鐵路工程低溫空氣源熱泵運行實測與優(yōu)化分析

黃 琳 馬江燕 鄧保順 侯衛(wèi)華 何 磊 周 勇 王登甲

（1.中鐵第一勘察設(shè)計院集團有限公司 西安 710043；2.西安建筑科技大學 西安 710055）

0 研究背景

我國鐵路沿線站房及生產(chǎn)生活房屋具有點多線長、位置偏僻且分散的特點，且不同地域建筑冷熱負荷相差較大，有時難以與市政熱網(wǎng)連接，因而存在能源消耗大、供暖質(zhì)量不穩(wěn)定等問題[1]。在國家“能碳雙降”的政策下，為解決以燃煤、燃氣、燃油鍋爐污染大、效率低、運行費用高等問題，空氣源熱泵以空氣作為低溫熱源，通過消耗少量電能將空氣中的低位熱能提升為高位熱能加以利用，其高效、節(jié)能、環(huán)保、適用性強的特點為鐵路沿線房屋供暖熱源提供了新的選擇。因此，新建建筑供暖熱源選用熱泵、既有建筑“煤改熱泵”的情況在鐵路項目中大量出現(xiàn)。

空氣源熱泵系統(tǒng)是一種以能量閉路循環(huán)使用為特征的節(jié)能環(huán)保型熱泵空調(diào)系統(tǒng)，按照空氣側(cè)溫度分為常溫型空氣源熱泵和低溫型空氣源熱泵。常溫型空氣源熱泵主要廣泛應(yīng)用于我國夏熱冬冷地區(qū)，其空氣側(cè)環(huán)境溫度范圍在-7～43℃，冬季均能安全可靠運行[2]。在北方清潔取暖電氣化、建筑能耗超低化趨勢的推動下，空氣源熱泵的使用區(qū)域從夏熱冬冷地區(qū)逐步擴大到東北、華北北部，以及西北等地區(qū)。低溫型空氣源熱泵是指采用電動機驅(qū)動的蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，用于不低于-25℃的室外溫度工況[3]，實現(xiàn)了空氣源熱泵在寒冷地區(qū)供暖的可能。我國嚴寒、寒冷地區(qū)冬季室外氣溫較低，建筑物的熱負荷隨室外氣溫的降低而增加，而空氣源熱泵的制熱量卻隨著室外氣溫的降低而減少。其次，當室外溫度降低時，機組蒸發(fā)壓力的降低也會導致壓縮機排氣溫度過高、回油困難、管路的熱損失增加等現(xiàn)象，進而造成低溫環(huán)境下熱泵的制熱性能系數(shù)（COP）下降。然而，有關(guān)低溫空氣源熱泵的現(xiàn)行國家標準以及行業(yè)標準僅規(guī)定了低溫型空氣源熱泵設(shè)備制熱性能，并未明確設(shè)計選型方式。王榮環(huán)[4]以11 個嚴寒、寒冷城市為例，探究了空氣源熱泵在供暖室外溫度工況下的選型問題，結(jié)果表明嚴寒B 區(qū)和C 區(qū)修正系數(shù)分別取1.00 和1.05，寒冷地區(qū)取1.15～1.30。然而，室外采暖溫度甚至極端天氣溫度工況在整個供暖期持續(xù)的時間相對較短，供暖系統(tǒng)大部分時間還是處于部分負荷運行狀態(tài)，以最不利工況的熱負荷進行機組選型，將導致機組容量偏大、在相對較高環(huán)境溫度運行時能效降低等問題。因此，嚴寒、寒冷地區(qū)低溫空氣源熱泵系統(tǒng)需要考慮當?shù)氐臍夂蛱攸c，在機組選型時首先需要分析整個供暖季的熱負荷頻率分布。

因此，本文擬通過對鐵路工程低溫空氣源熱泵系統(tǒng)的實際測試，分析低溫空氣源熱泵系統(tǒng)在鐵路工程應(yīng)用中存在的問題，基于現(xiàn)有問題從容量修正、末端選型以及輔助熱源方面提出相應(yīng)的優(yōu)化措施和建議，以期為嚴寒、寒冷地區(qū)低溫空氣源熱泵工程設(shè)計提供參考。

1 低溫空氣源熱泵在鐵路工程中實測分析

為分析低溫空氣源熱泵在鐵路工程中的問題，本文選取了3 個嚴寒、寒冷地區(qū)鐵路客站的低溫空氣源熱泵進行測試，實測案例基本情況如表1 所示。

表1 低溫空氣源熱泵實測案例工況Table 1 Conditions of low-temperature air source heat pump of three case studies

工程案例1 冬季室外供暖設(shè)計溫度為-5℃，系統(tǒng)供熱需求為1050kW，供暖系統(tǒng)選用了3 臺592kW 的噴氣增焓型低溫熱泵機組，但實際上只有兩臺機組運行，一臺停用。本案例候車大廳采用低溫輻射供暖末端，其他輔助辦公房屋采用風機盤管。圖1 為站房候車大廳不同區(qū)域的溫度變化曲線，圖中有部分時間段內(nèi)站房候車廳溫度小于設(shè)計溫度14℃，部分時間段溫度高于18℃，這主要是由于該站房透光圍護結(jié)構(gòu)占比大，熱惰性差導致熱損失增加；當候車廳處于太陽直射輻射強烈的正午時間段，候車室兩側(cè)的透明圍護結(jié)構(gòu)造成的溫室效應(yīng)使得室內(nèi)溫度驟然上升。圖2 為機組的供回水溫度及溫差的變化曲線，從圖中可以看出機組的供水溫度在42℃～45℃之間、回水溫度在41.6℃～44.0℃之間；由于采暖回水溫度未反饋于主機做出供水溫度調(diào)節(jié)使得機組平均供回水溫差僅為0.7℃，因此該系統(tǒng)處于嚴重小溫差大流量的運行工況狀態(tài)，測試期間該系統(tǒng)平均制熱性能系數(shù)僅為1.5 左右。

圖1 案例1 站房候車大廳空氣溫度Fig.1 Air temperature variety in the waiting hall of the railway station in Case 1

圖2 案例1 熱泵機組供回水溫度及溫差Fig.2 Supply and return water temperature and temperature difference of heat pump in Case 1

工程案例2 室外供暖設(shè)計溫度為-10.7℃，系統(tǒng)供熱需求為78kW，熱源選用1 臺115kW 的CO2單機空氣源熱泵，供熱系統(tǒng)末端主要為散熱器，機組在工況1 下的流量為7.4m3/h，在工況2 下的流量為5.2m3/h。從圖3 中可以看出，工況2 的供水溫度高于工況1，這主要是因為工況2 的起停泵的頻率低于工況1。同時，從圖4 中可以看出，機組在兩個工況下的COP 均在1.8～2.5 之間，相比案例1 中噴氣增焓型空氣源熱泵，案例2 中CO2型空氣源熱泵的系統(tǒng)的制熱性能系數(shù)更高。

圖3 案例2 熱泵機組供回水溫度及溫差Fig.3 Supply and return water temperature and temperature difference of heat pump in Case 2

圖4 案例2 熱泵機組制熱性能系數(shù)Fig.4 Heating performance coefficient of the heat pump in Case 2

工程案例3 室外供暖設(shè)計溫度為-18.9℃，系統(tǒng)供熱需求為57kW，熱源選用2 臺268kW 的復疊式空氣源熱泵，供熱系統(tǒng)末端主要為散熱器。測試期間，機組運行處于自動運行狀態(tài)，以回水溫度控制機組啟停。工況1 的流量為16.5m3/h，工況2 的流量為11m3/h。從圖5 中可以看出，兩測試工況下機組的供水溫度相差不大，然而機組的平均制熱性能系數(shù)在工況1 約為2.75，在工況2 時約為2.25。通過案例2 和案例3 可以看出，相比機組啟停的頻率，流量對熱泵機組COP 值影響更大。

圖5 案例3 熱泵機組供回水溫度及溫差Fig.5 Supply and return water temperature and temperature difference of heat pump in Case 3

圖6 案例3 熱泵機組制熱性能系數(shù)Fig.6 Heating performance coefficient of the heat pump in Case 3

通過實測案例可以看出低溫空氣源熱泵在鐵路客站應(yīng)用中存在以下問題：

（1）鐵路客站低溫型空氣源熱泵在設(shè)計過程中容量選型過大，易造成資源浪費。當供熱系統(tǒng)的回水溫度未反饋作用于機組，將造成嚴重的小溫差大流量現(xiàn)象，使得水泵的能耗較大，造成機組的制熱性能系數(shù)下降；（2）在嚴寒、寒冷地區(qū)，由于室外溫度較低，機組在大部分工作時間內(nèi)僅有輕微結(jié)霜，機組無霜除霜的運行現(xiàn)象較為頻繁；（3）對不同形式的供暖末端，機組雖然可以達到相應(yīng)的供水溫度，但其節(jié)能運行仍存在較大提升空間。

2 低溫空氣源熱泵供暖系統(tǒng)性能優(yōu)化

上一節(jié)討論了低溫空氣源熱泵在鐵路客站工程案例中的問題，本節(jié)將針對以上問題做進一步的優(yōu)化分析。

2.1 低溫空氣源熱泵容量修正

熱泵機組的供熱量是指額定工況下的名義制熱量，建筑熱負荷與空氣源熱泵機組的制熱性能隨室外工況也處于變化之中。因此，確定熱泵機組冬季時的實際制熱量Q時，應(yīng)考慮室外環(huán)境參數(shù)、融霜工況、海拔等參數(shù)所引起的熱損失，熱泵機組實際制熱量的計算方法如式（1）所示：

其中，q為熱泵機組名義工況的制熱量，K1為室外溫度修正系數(shù)，K2為融霜修正系數(shù)，K3為海拔修正系數(shù)。

（1）低溫空氣源熱泵溫度修正系數(shù)

圖7 為兩種低溫型空氣源熱泵機組溫度修正系數(shù)隨室外溫度的變化曲線。從圖中可以看出，兩種低溫型熱泵機組的溫度修正系數(shù)K1與室外氣溫均成正比變化趨勢。當室外氣溫為7℃，K1值在0.89～1.06 范圍內(nèi)；當室外氣溫降至-12℃時，K1值降至0.55～0.65 之間，僅是額定工況的60%；當室外氣溫降至-25℃時，部分出水溫度工況的K1值僅為額定工況的40%。其次，當室外溫度一定時，冷凝器側(cè)供水溫度越高，溫度修正系數(shù)越小，若在設(shè)計過程中溫度修正系數(shù)被忽略或選擇過大，則機組實際運行時的供熱量將小于需求值。然而，當室外環(huán)境溫度越低，不同供水溫度工況下溫度修正系數(shù)的差異越小，由此也可以推出在較低環(huán)境溫度工況下，相比冷凝器側(cè)供水溫度室外空氣側(cè)溫度對溫度修正系數(shù)K1值的影響更大。

圖7 不同類型低溫熱泵機組溫度修正系數(shù)Fig.7 Temperature correction coefficient for different types of low-temperature heat pump

（2）低溫空氣源熱泵融霜修正系數(shù)

當室外換熱器機組表面溫度低于室外空氣露點溫度且低于水的三相點溫度時，空氣源熱泵機組室外側(cè)換熱器將會結(jié)霜?？諝庠礋岜迷诮Y(jié)霜工況下運行，霜層將造成室外側(cè)換熱器空氣流動阻力大，風量減少，換熱器溫差增大，從而使空氣源熱泵機組功耗增加，制熱量減小，進而導致機組制熱性能系數(shù)下降等。雖然空氣源熱泵機組結(jié)霜后，需要不定期除霜以恢復期供熱能力。然而，除霜方式及除霜控制方法的不同可能將造成誤除霜現(xiàn)象，其中“無霜除霜”的現(xiàn)象表現(xiàn)為機組控制中心對霜層較為敏感，在霜層稀薄或無霜時，發(fā)出除霜指令，該現(xiàn)象多出現(xiàn)在我國氣候干燥、寒冷的黃河以北地區(qū)。

圖8 列出了我國幾個典型城市的霜譜圖，從圖中可以看出以長沙為代表的夏熱冬暖地區(qū)結(jié)霜比較嚴重，其重霜區(qū)可達67.3%，以西安為代表的寒冷地區(qū)的重霜區(qū)占比明顯下降，其數(shù)值為22.9%，而西安的一般結(jié)霜區(qū)占比較大，其數(shù)值占比為45.3%。除此之外，嚴寒地區(qū)以烏魯木齊、哈爾濱為代表的地區(qū)，其重霜區(qū)的比例僅為2.5～3.7%，大多數(shù)情況均處于一般結(jié)霜區(qū)。因此，結(jié)霜的重霜區(qū)主要集中在溫度不太低，濕度較高的地區(qū)。此外，研究表明在供暖季除霜損失約占整個機組能耗的10%，而且有近30%的除霜動作實際上是不必要的，有些機組在寒冷地區(qū)“誤除霜”比例甚至高達70%。因此，除霜的準確性與除霜效率也是影響熱泵機組能耗的關(guān)鍵因素。然而，關(guān)于融霜修正系數(shù)K2的選取，《實用供熱空調(diào)手冊》中僅僅根據(jù)機組的融霜次數(shù)，按每小時融霜一次取0.9，兩次取0.8進行修正較為粗放[5]。因此，對于嚴寒、寒冷地區(qū)，融霜修正系數(shù)的選取應(yīng)根據(jù)所在地區(qū)的霜譜圖及系統(tǒng)除霜方式、除霜控制方法進行選取，表2 中給出了我國嚴寒、寒冷地區(qū)的融霜修正系數(shù)推薦值。

圖8 不同氣候區(qū)典型城市霜譜圖Fig.8 Frost spectra of typical cities in different climatic regions

表2 嚴寒、寒冷地區(qū)融霜修正系數(shù)推薦值[2]Table2 Recommended values for defrosting correction coefficient in severe cold and cold regions

2.2 低溫空氣源熱泵供暖末端選擇分析

鐵路客站一般由候車廳、售票廳、商業(yè)用房、行政用房、管理用房組成，其中候車大廳與售票廳連通，具有空間高度大、體量大，豎直方向上溫度梯度顯著等特點，而采用輻射地板供暖方式有利于克服傳統(tǒng)送風空調(diào)的熱空氣在頂端聚集的現(xiàn)象，減小人員工作區(qū)的垂直溫差，該方式可降低20%的熱損失[6,7]。由于低溫地板輻射供暖溫度宜采用35℃～45℃，其較低的供水溫度為提高低溫空氣源熱泵的供熱能力及能效帶來了有利條件，因此地板輻射供暖末端形式多用于我國鐵路旅客站房候車大廳。

其次，對于鐵路站區(qū)及工區(qū)管理用房、宿舍和高大廠房，采用散熱器是簡單有效的供暖方式。雖然民規(guī)中限定了散熱器供暖系統(tǒng)供水溫度的上限及供回水溫差，但是當散熱器供回水溫度從80/60℃降低至75/50℃，65/45℃，55/40℃時，散熱器數(shù)量分別增加16.7%，39.2%和75.7%[8]。因此，以散熱器為末端的供暖系統(tǒng)建議選擇供水溫度不小于60℃的機組形式，否則較低的機組出水溫度將導致散熱器數(shù)量的增加，進而增加了供暖系統(tǒng)的初投資。近年來，CO2作為空氣源熱泵的新型冷媒，即使在-20℃的溫度下也可以提供70℃～80℃的熱水，是一種節(jié)能高效的熱水加熱設(shè)備，能滿足在北方用戶取暖以及生活用水的需求。此外，對于某些地區(qū)具有采暖和制冷需求的鐵路房屋，供暖末端也常采用風機盤管。由于供暖型風機盤管所有的通水部件均為紫銅管，雖然沒有地熱盤管的材料及表面溫度限制，但過高的供水溫度會造成盤管內(nèi)結(jié)垢，進而導致其換熱性能降低[9]，在工程中風盤的最高供水溫度建議小于60℃。

通過前述分析可知，以低溫空氣源熱泵為熱源的供暖系統(tǒng)，向熱需求側(cè)提供的水溫越低，機組的制熱能效比越高。為使低溫空氣源熱泵達到較高的性能系數(shù)，用熱端的低溫化是提高空氣源熱泵空調(diào)性能的重要方式。因此，出水溫度較低時，供暖末端宜采用低溫地板輻射系統(tǒng)或風機盤管系統(tǒng)；當房屋需要采用以散熱器為主的供暖末端時，宜采用CO2型低溫空氣源熱泵以獲得較高的供水溫度。

2.3 低溫空氣源熱泵輔助熱源設(shè)置

由于低環(huán)境溫度下熱泵機組供熱量具有較大的衰減性，以往主要采用匹配足夠數(shù)量的機組來保障整個供暖季的需求的方式。此種方式導致采暖室外溫度下供暖小時數(shù)相對較低，顯然是不經(jīng)濟的[10]。在圖9 中，AB 曲線表示了建筑物熱負荷隨室外溫度變化趨勢，CD 曲線為低溫空氣源熱泵供熱量隨室外溫度變化規(guī)律，兩條曲線的相交點所對應(yīng)的室外空氣溫度為低溫空氣源熱泵的平衡溫度。空氣源熱泵的平衡溫度主要分為最佳能量平衡溫度和最佳經(jīng)濟平衡溫度，兩者分別以獲得最大季節(jié)供熱性能系數(shù)和最小經(jīng)濟花費為目標函數(shù)[11]。若室外溫度處于平衡點右側(cè)，則機組的供熱量大于建筑物的耗熱量。此時，低溫空氣源熱泵機組選型大于系統(tǒng)需熱量，該工況下機組長時間處于非工作狀態(tài)，機組具體表現(xiàn)為啟停頻繁、供水溫度降低、供熱量下降。其次，機組容量過大時，若機組自控能力不足調(diào)節(jié)手段欠缺時易造成小溫差、大流量現(xiàn)象。若室外溫度處于平衡點左側(cè)，此時建筑的熱負荷大于機組的供熱量，機組的供熱量不足。

圖9 低溫空氣源熱泵供熱量與熱負荷隨室外溫度變化特性曲線Fig.9 Characteristic Curve of Heating Capacity and Heat Load of Low Temperature Air Source Heat Pump Changing with Outdoor Temperature

為保證低溫空氣源熱泵的高效運行，可采用輔助熱源來彌補熱泵供熱量不足的問題。圖9 描述了建筑熱負荷與低溫熱泵機組機組制熱量之間的關(guān)系，工況1 為機組名義工況，工況2 為機組設(shè)計工況，工況3 為極端溫度工況或室外采暖設(shè)計溫度，因此輔助熱源裝置的容量Qf為：

式中，Qf為輔助熱源容量；Qc為供暖系統(tǒng)在極端工況下的熱負荷；Qc為低溫空氣源熱泵機組名義工況下的制熱量。最早輔助熱源是采用燃氣或者電能來直接供應(yīng)，在“能碳雙降”的時代背景下，為進一步提高供暖系統(tǒng)能效，以低溫空氣源熱泵為主，結(jié)合其他可再生能源為輔的多能互補供暖方式將是未來鐵路客站供暖的新方向。

3 結(jié)論

本文以3 個實際測試案例分析了低溫環(huán)境空氣源熱泵在鐵路工程中應(yīng)用的潛在問題，并分別對低溫空氣源熱泵容量設(shè)計及修正系數(shù)，采暖末端形式，輔助熱源設(shè)置進行了論述，為進一步提高低溫空氣源熱泵系統(tǒng)能效提供了參考。通過本文的分析與討論，對嚴寒、寒冷地區(qū)鐵路工程中低溫空氣源熱泵機組供暖設(shè)計提出以下建議：

（1）為防止低溫空氣源熱泵機組容量過大，應(yīng)選擇合理的室外溫度修正系數(shù)、融霜修正系數(shù)、平衡溫度。對于嚴寒、寒冷地區(qū)，建議以建筑供暖季最大運行時段的熱負荷為依據(jù)進行設(shè)備選型并配備一定的輔助熱源，以增強機組可靠性，提高供暖系統(tǒng)的經(jīng)濟性；

（2）對于嚴寒、寒冷地區(qū)鐵路工程中以散熱器為主的采暖末端，建議采用CO2為工質(zhì)的低溫空氣源熱泵機組以保證供暖系統(tǒng)出水溫度；當末端采用風機盤管或地板輻射供暖時，采用常規(guī)制冷劑空氣源熱泵機組即可滿足供水溫度需求。