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热泵系统的设计参数与运行情况是否相符会对系统的投资与运行能耗、能效有很大影响，是衡量系统设计水平的一个重要依据。王靖华等人对空气源热泵热水系统的设计参数进行了探讨，指出空气源热泵容量选型不当将会影响机组实际运行的高效性和可靠性。马珂妍等人分析了严寒地区地源热泵系统关键设计参数对系统运行特性的影响，并在系统运行特性分析的基础上，考虑多种因素相互作用，对影响地源热泵系统运行的关键设计参数进行逐项分析并给出了优化方法。江凯等人强调了在设计和布置地源热泵系统地埋管换热器时，需要考虑实际运行情况，不能盲目采用标准或经验公式中给出的设计指标。笔者在《集中式电驱动水-水热泵机组制热工况运行能效实测分析》《集中型热泵供暖系统输配能效实测分析》2篇文章中提出，热泵机组选型过大、输配系统设计或选型不当将会在一定程度上增大热泵系统的实际运行能耗。由此可见，热泵系统能否发挥出其真实能效，与系统设计和实际运行情况有很大的关系。 为此，笔者统计了我国北方寒冷地区某城市18个集中型热泵供暖系统的设计参数，并与其实际运行数据进行对比分析。调研的热泵系统涉及地埋管地源热泵系统与水源热泵系统，建筑功能包括住宅、办公楼、宾馆等。探讨了这些热泵系统设计参数的合理性，并总结了系统设计的几个典型问题。 表1为所调研的18个集中型热泵供暖系统的基本信息。 表1 调研项目基本信息 所调研的18个项目，根据热源形式可以分为地埋管热泵系统(11个)、污水源热泵系统(2个)、海水源热泵系统(4个)以及空气源热泵系统(1个)。建筑功能主要包括住宅和公共建筑2类，其中住宅项目10个(含有住宅及其他功能的项目以住宅为主的均归为住宅类)，公共建筑8个（包括学校、医院、办公楼、商业、酒店、工厂）。末端形式包含了常见的几类形式：全空气系统、风机盘管+新风系统、散热器、辐射地板等。笔者将分别从设备选型、设计能效两方面对以上18个项目进行分析。 1.1 热泵容量选型 调研项目所在城市位于我国寒冷A区，供暖度日数HDD18为2 401 ℃·d，计算供暖期室外平均温度为2.1 ℃，最低气温约为—10 ℃。当地的热泵系统主要用于解决冬季供暖需求，兼顾夏季供冷功能，装机容量一般由冬季热负荷决定。对各调研项目的单位建筑面积装机容量进行统计，结果如图1所示。 图1 热泵机组装机容量 由图1可以看出，不同系统装机容量差异较大。对于供暖装机容量，其均值和中位数分别为58.0 W/m2和40.0 W/m2。如图2a所示，供暖装机容量有18%的系统小于30 W/m2，41%的系统在30~50 W/m2之间，12%的系统在50~70 W/m2之间，29%的系统高于70 W/m2。最小值为项目M的14 W/m2，最大值为项目Q的166 W/m2，远高于JGJ 26—2010《严寒和寒冷地区居住建筑节能设计标准》给出的当地14层以上建筑物耗热量指标8.8 W/m2。在这种情况下，如果热泵机组单台选型过大或群控策略不当，将会导致机组长期运行在低负荷率下，严重降低机组的运行性能。对于供冷装机容量，其均值和中位数分别为65.0 W/m2和53.0 W/m2。如图2b所示，供冷装机容量有14%的系统小于30 W/m2，29%的系统在30~50 W/m2之间，21%的系统在50~70 W/m2之间，36%的系统高于70 W/m2。 图2 装机容量统计 在实际调研过程中，上述问题普遍存在于各个系统中。供暖装机容量最大的项目Q为办公建筑，通过运行记录分析发现，其冬季尖峰热负荷仅为11.1 W/m2，远小于供暖装机容量。相比之下，也有供暖装机容量较为合理的项目，其中，居住建筑项目K供暖装机指标为31 W/m2，与实际负荷最为接近，最冷情况下设备全开恰好能满足末端供暖需求。而与项目K供暖装机容量相同的项目N，由于地处近郊，入住率仅为20%。当前入住率下该项目实际运行中尖峰热负荷为11.2 W/m2，仅为装机容量的35%。但当该项目入住率达到100%之后，折算得到的单位面积尖峰热负荷为55.4 W/m2，当前装机容量无法满足供暖需求。 将所调研的项目根据居住建筑和公共建筑分类，分别统计其热泵供暖和供冷装机容量，结果如图3所示。 图3 居住建筑、公共建筑供暖供冷装机容量对比 在所调研的18个项目中，住宅项目供暖装机容量的均值和中位数分别为49.0 W/m2和38.0 W/m2，上下四分位数分别为30.0 W/m2和65.0 W/m2。而公共建筑项目供暖装机容量的均值和中位数分别为68.1 W/m2和58.5 W/m2，上下四分位数分别为35.5 W/m2和84.0 W/m2。 住宅项目供冷装机容量的均值和中位数分别为48.7 W/m2和38.0 W/m2，上下四分位数分别为34.0 W/m2和58.5 W/m2。公共建筑项目的均值和中位数分别为81.3 W/m2和73.0 W/m2，上下四分位数分别为43.0 W/m2和81.0 W/m2。 对于供暖、供冷装机容量，公共建筑项目普遍高于住宅项目。但对于住宅项目A，由于设计机械新风系统，供暖和供冷装机容量分别为95 W/m2和104 W/m2。项目R末端采用散热器，供暖装机容量为97 W/m2，均远高于其余住宅项目，甚至超过了公共建筑装机容量的平均值。在设计时存在选型过大的问题。 1.2 水泵扬程选型 对于水泵选型，需要确定其工作点的流量与扬程，确保水泵在实际工作中能够高效运行。其中，水泵流量由热泵主机需求的流量决定，而扬程与水系统设计相关。在调研过程中，笔者对18个项目水泵扬程选型进行了统计，得到了17个系统的热水泵扬程选型和15个系统的热源泵扬程选型，统计结果如图4所示。 图4 水泵额定扬程 其中项目G、项目K负荷侧为二级泵系统，且均位于供暖站，此处统计结果为一级泵和二级泵的总扬程。项目F为二级泵系统，其中二级泵位于末端，此处仅统计一级泵扬程。项目M为三级泵系统，三级泵位于末端，此处统计的为一、二级泵总扬程。其余项目均为一级泵系统。 对于热水泵扬程选型，其均值和中位数分别为33.9 m和30.0 m，最大值为项目K的61.0 m，最小值为项目I的20.0 m。其中热水系统采用二级泵或三级泵的项目G，K，M，其热水泵总扬程选型的均值和中位数分别为54.3 m和57.0 m。而采用一级泵系统以及只考虑一级泵扬程的14个项目，热水泵扬程选型的均值和中位数分别为29.6 m和28.0 m。 对于热源水系统，其均值和中位数分别为32.5 m和30.0 m，最大值为项目L的42.0 m，最小值为项目A的27.0 m。根据热源形式不同可以将所调研的项目分为地埋管地源热泵系统和水源热泵系统。其中地埋管地源热泵项目热源泵扬程选型的均值和中位数分别为32.2 m和30.0 m。所调研的水源热泵项目O和项目Q的热源泵扬程选型分别为34.0 m和35.0 m。可以看出，在调研的15个系统的热源泵扬程选型中，热源侧采用地埋管地源热泵的系统和采用水源热泵的系统热源泵扬程并无较大差异。 笔者将水泵实际运行扬程与额定值进行了对比统计，结果如图5所示。 图5 水泵运行扬程与额定扬程统计 其中，热水泵实际运行扬程的均值和中位数分别为24.7 m和26.0 m。而热源泵实际运行扬程的均值和中位数分别为25.1 m和27.0 m。由此可见，水泵实际运行扬程整体要低于额定扬程。主要原因是在系统设计阶段，水泵选型普遍附加了过高的安全余量。但是，也有很多系统运行过程中由于未能对系统进行及时维保，如过滤器、换热器脏堵未及时清洗或更换等，使得管网阻力增大，高于其额定扬程。如项目D，其热源泵与热水泵扬程选型均为30 m。但热源泵实际运行扬程为34 m，高于额定值，主要原因为地源侧大部分地埋管支路未开启，导致系统阻力偏大，仅地埋管管路就有20 m的阻力，而项目D热水泵实际运行扬程仅为22 m，远低于额定值。这2种情况都会导致水泵的工作点偏离额定工况点，偏离较大时水泵效率可能会大幅下降，输配能耗上升；另一方面，还会影响系统流量，不利于换热设备的运行效果。 1.3 输配系统供回水温差设计 输配系统供回水温差决定了系统的流量，直接影响了系统的输配能耗，笔者在调研过程中，对热源水系统以及热水一次水系统的供回水温差的实际值与设计值进行了统计，结果如图6所示。 图6 输配系统供回水温差统计 统计结果显示，热源水系统设计温差的中位数为5.0 ℃，上、下四分位数分别为4.3 ℃和5.0 ℃，而实际运行温差的中位数为3.2 ℃，上、下四分位数分别为2.7 ℃和3.5 ℃。对于热水一次侧，其设计温差的中位数为5.0 ℃，上、下四分位数均为5.0 ℃，而实际运行温差的中位数为4.0 ℃，上、下四分位数分别为3.5 ℃和5.0 ℃。 由此可见，在调研的项目中，热源水和热水输配系统供回水温差普遍低于设计值，导致系统流量偏大。《集中型热泵供暖系统输配能效实测分析》中指出，造成系统大流量、小温差的原因主要为管网末端水力不平衡，末端冷热不匀，运行人员只能通过加大系统整体流量以保障不利末端的供暖需求。另一方面，由于热泵机组群控策略不当，为了确保热泵机组蒸发器、冷凝器水流量接近额定值，当热泵机组开启台数过多时，也可能出现整体大流量、小温差的情况。 2.1 系统供暖能效 除了设备的出力情况之外，系统能效也是衡量一个系统运行性能的重要指标，通过此次调研，笔者对系统各设备能效水平的设计值和实际运行情况进行了统计，调研系统的设计供暖能效如表2及图7所示。 表2 设计工况 图7 系统设计供暖能效 系统的单位热量总能耗设计值在0.21~0.56 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数分别为0.31，0.30 kW·h/(kW·h)，其中主机单位热量的能耗在0.18~0.31 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数均为0.24 kW·h/(kW·h)；热水泵单位热量的能耗在0.01~0.06 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数均为0.03 kW·h/(kW·h)；热源泵单位热量的电耗在0.01~0.24 kW·h/(kW·h)之间。项目Q热源泵单位热量的能耗为0.24 kW·h/(kW·h)，远高于其他项目，排除特殊的项目Q后，统计得到热源泵单位热量的能耗均值为0.03 kW·h/(kW·h)。 其中单位热量系统能耗最高的为项目Q，其能耗偏高的主要原因为，热源侧为海水源，出于防冻考虑采用了间接连接系统。海水与热泵机组之间增加了乙二醇溶液作为中间介质，热源侧配置了海水泵与乙二醇泵2组水泵，且水泵的设计扬程及功率均较大，乙二醇泵的扬程选型高达45 m。而同样以海水为热源的项目N设计为海水直连式系统，海水直接进入热泵机组，其热源泵功耗远低于项目Q。实际投入运行后，项目N一直运行正常，没有出现热源侧温度过低导致冻裂的现象。 随后，笔者对调研项目的14个系统典型工况下供暖能效的实测瞬时结果进行了统计，结果如表3和图8所示。系统运行的典型工况下单位热量系统总能耗在0.2~0.52 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数分别为0.33，0.34 kW·h/(kW·h)。主机能耗在0.14~0.43 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数分别为0.26，0.25 kW·h/(kW·h)；热水泵能耗在0.01~0.06 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数均为0.03 kW·h/(kW·h)；热源泵能耗在0.01~0.11 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数均为0.03 kW·h/(kW·h)。 表3 典型工况实测值 图8 系统典型工况运行供暖能效 其中，实际运行性能最佳的为项目O，其设计单位制热量电耗为0.23 kW·h/(kW·h)，相当于系统COP为4.3；其中主机电耗为0.2 kW·h/(kW·h)，相当于COP为5。而实际运行能效高于设计值，单位制热量电耗仅为0.2 kW·h/(kW·h)，相当于系统COP达到5；主机电耗为0.18 kW·h/(kW·h)，相当于COP为5.5。而实际运行性能最低的为项目E，其单位热量能耗高达0.52 kW·h/(kW·h)，供应相同热量时能耗为项目O的2.6倍。 图9显示了以上14个系统单位热量系统总能耗设计值和实测值的对比情况。调研结果显示，14个系统实际运行的单位热量能耗普遍高于相应的设计值，这与系统管理维护有很大关系。《集中式电驱动水-水热泵机组制热工况运行能效实测分析》《集中型热泵供暖系统输配能效实测分析》2篇文章对这一问题作了充分的描述，指出需要对热泵供暖系统的设计选型、设备调试、运行策略以及维护保养等环节进行严格把控，充分发挥热泵系统的制热能效。
图9 系统供暖能效设计值与实测值对比 2.2 系统供冷能效 在所调研的热泵系统中，有部分系统同时兼具供冷功能，笔者对其设计供冷能效进行了统计，结果如图10所示。
图10 系统设计供冷能效 系统的单位冷量总能耗设计值在0.16~0.37 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数均为0.25 kW·h/(kW·h)，主机能耗在0.14~0.23 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数分别为0.18，0.19 kW·h/(kW·h)；冷水泵能耗在0.01~0.05 kW·h/(kW·h)之间，均值和中位数分别为0.04，0.03 kW·h/(kW·h)；冷却水泵能耗在0.01~0.18 kW·h/(kW·h)之间，同样，排除特殊的项目Q后，均值和中位数均为0.03 kW·h/(kW·h)。 对上述同时兼具供冷功能的热泵系统中的4个项目夏季实际运行能效进行测试统计，结果如图11所示。4个系统的典型运行工况下平均单位冷量总能耗、主机能耗、冷水泵能耗和冷却水泵能耗分别为0.32，0.23，0.04，0.05 kW·h/(kW·h)。除了项目M实际运行能效高于其设计指标外，其他3个项目的运行能效均低于设计指标。
图11 部分系统典型工况运行供冷能效 热泵系统作为可再生能源一度受到大力推广。然而在应用过程中，有大量项目暴露出舒适性差、能效水平低、运行成本高等问题。通过实测调研发现，热泵系统实际运行能效普遍低于其设计值。 笔者在《集中式电驱动水-水热泵机组制热工况运行能效实测分析》《集中型热泵供暖系统输配能效实测分析》2篇文章对集中型热泵供暖系统在实际运行过程中存在的典型问题进行了分析。如图12，13所示，可以总结为供热量高以及运行能效低2类问题，共同导致了集中型热泵供暖系统在实际运行过程中能耗偏高。在实际运行过程中，无论是热泵机组、输配系统还是末端设备，任何一个环节出现问题，都会导致系统整体运行性能的降低。
图12 集中型热泵供暖系统供热量高的典型问题
图13 集中型热泵供暖系统能效低的典型问题 这一方面是由于系统在实际运行过程中的管理与维护不当导致的。另一方面，也与系统的设计、选型有很大关系。系统设计、选型不佳将无法为实际运行提供保障和操作空间，也是导致运行效果不佳的关键问题。 从本文调研的热泵系统来看，各项目在设计阶段都只针对设计工况的负荷进行了计算，并依此进行系统设计与选型，与实际运行情况有不小的偏差，突出表现在过大的安全系数以及缺乏部分负荷工况运行方式的考虑。这种设计与运行的脱节是导致系统运行能耗、能效表现不佳的重要原因，在一定程度上也增加了系统的建设成本。 对于热泵机组而言，选型偏大会使机组在整个供暖季中长期运行在较低的负荷率下，机组能效也会因此降低。对于水泵选型而言，在所调研的项目中，扬程余量选择普遍过大，如果不加装变频器，只能依靠节流的方式来减小流量，这样使得用户侧阻力偏大，水泵工作点左偏，导致实际运行时水泵工作点偏离高效工作区，增加了输配能耗。 特别是对于新建的集中住宅小区，在设计选型时，往往根据高入住率的工况进行计算和选择。这样导致系统运行的前几年，即使在最恶劣的气候环境下，末端实际需热量仍然小于设计负荷。对于以上问题，可以在系统设计时预留机房位置并铺设相应管道，随着末端供暖需求的增加逐渐加装设备，避免了一开始就安装大系统，使系统从始至终都能高效运行。 保证冷、热负荷需求只是设计的基础，在这个基础上，以全年的运行能耗、能效为设计目标，追求系统长期的高效运行，而不只是在设计工况下的高效运行，真正做到运行节能。为了达到这一点，在设计阶段就应该对系统后期的运行能耗和能效进行预测。在进行模拟预测的同时还应给出系统在不同工况下的具体运行策略，以此作为系统设计方案评判取舍与设备选型的重要依据，并指导未来的运行，最大程度完成设计者的意图。 总而言之，对系统运行目标的合理性验证与最优方案决策都需要依靠对系统全寿命周期运行情况的模拟预测，才能使得系统长期高效运行，真正实现节能减排的效果。 全文刊登于《暖通空调》2017年第12期 作者：清华大学 吴忠隽 魏庆芃 邓杰文 张 辉 |
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