DOI: 10.11817/j.issn.1672-7207.2015.11.048

空气源辅助吸收式地源热泵系统性能模拟

韩宗伟¹，王一茹¹，张艳红²，阿不来提·依米提²

(1. 东北大学 材料与冶金学院，辽宁 沈阳，110819；

2. 新疆太阳能科技开发公司，新疆 乌鲁木齐，830011)

摘要：针对严寒地区集中供热系统存在能源利用效率低,地源热泵系统存在土壤吸/排热不平衡问题，提出空气源辅助吸收式地源热泵系统(AGSHPS)，该系统采用热管与蒸气压缩式复合的新型空气源热泵热水机组保障系统运行的可靠性。介绍系统的运行模式及运行控制策略，建立各主要部分的数学模型，选取乌鲁木齐地区的某办公建筑为对象，对该系统长期运行特性进行数值模拟。研究结果表明：系统全年综合性能系数约为1.18，相比蒸气压缩式地源热泵系统节能率为12.4%~24.0%，系统全年运行土壤取/排热量的不平衡率为7.8%，系统可保证长期高效稳定运行。

关键词：吸收式地源热泵；土壤热不平衡；数值模拟；全年综合性能系数；节能率

中图分类号：TK529             文献标志码：A         文章编号：1672-7207(2015)11-4341-07

Simulation of performance of absorption ground source heat pump system assisted by air source heat pump

HAN Zongwei¹, WANG Yiru¹, ZHANG Yanhong², ABLAT·Yimit²

(1. School of Materials & Metallurgy, Northeastern University, Shenyang 110819, China;

2. Xinjiang Solar Technology Development Company, Urumqi 830011, China)

Abstract: Considering the low energy use efficiency of traditional central heat system in cold regions, in combination with the endothermic/reject heat unbalance of soil in ground source heat pump, an absorption ground source heat pump  system (AGSHPS) assisted by air source heat pump was put forward. The separated type heat pipe compounded with vapor compression heat pump air-source hot water unit was proposed to ensure the reliability of AGSHPS. The operation modes and the control strategy of the system were introduced. The mathematic model of main component of system was built, and the numerical simulation of the long term operation performance of the system was carried out for an office building in Urumchi. The results show that the annual overall coefficient of performance is about 1.18. The energy saving rate is 12.4%-24.0%, compared with that of simplex vapor compression type ground source heat pump system. The soil endothermic/reject heat unbalance rate of system is 7.8%, and the system can ensure the high-efficiency and stable operation of the system for a long time.

Key words: absorption ground source heat pump; thermal unbalance of soil; numerical simulation; annual overall coefficient of performance; energy saving rate

建筑供暖空调造成的能源消耗和环境污染已成为普遍关注的问题，是国家节能减排战略的重要实施领域。据统计，目前建筑能耗已超过社会总能耗的23%，我国严寒地区供暖因占建筑能耗比例最大，成为建筑节能减排的重中之重^[1]。目前严寒地区供暖仍以燃烧高品位化石能源为主，而空调冷源往往单独设置分体空调或冷水机组。热泵技术实现了能量的按质利用，充分利用了自然环境中普遍存在且可再生的低品位能源，体现了科学的用能理念，构建高效的热泵供暖空调系统对严寒地区节能减排有重要意义。近年来，地源热泵在严寒地区也开始有大量应用，但存在土壤的热不平衡问题，导致其运行性能逐年降低。目前，多通过锅炉、太阳能和环境空气热源辅助地源热泵运行^[2-8]。考虑到吸收式热泵系统的制热系数(制热量/耗热量)比蒸气压缩式热泵系统制热系数(制热量/耗电量)小，采用吸收式地源热泵系统可以降低地源热泵全年运行中土壤取热和排热的不平衡率^[9-11]。为保证溴化锂吸收式热泵的运行可靠性，进一步解决地源热泵全年运行土壤热不平衡问题，本文采用分离式热管和蒸气压缩式复合的全年制热机组(简称空气源复合制热机组)辅助吸收式地源热泵系统(AGSHPS)，建立数学模型对该复合系统性能进行模拟分析，以便为该系统在严寒地区的应用提供参考。

1  系统组成及运行原理

空气源辅助的吸收式地源热泵系统主要由吸收式热泵机组、埋管换热器、空气源复合制热机组、循环泵等组成，如图1所示。由图1可见：空气源复合制热机组在传统空气源热泵机组的压缩机和节流装置侧增加旁通回路，可根据需要在蒸气压缩式热泵循环和分离式热管自然循环之间任意切换。在分离式热管自然循环模式下，在蒸发器内制冷剂吸热气化后，气态制冷剂由上升管进入水冷冷凝器，被冷凝成液体，后靠重力的作用流回风冷蒸发器完成热管自然循环。

为了充分利用环境空气热能和土壤热能，系统在全年有如下运行模式。

1) 模式1。当环境温度较低，空气源复合制热机组运行制热性能较差时，若土壤换热器出水温度可满足吸收式热泵的运行要求，系统运行吸收式地源热泵供暖，则具体运行流程如下(注：除标明开启外，其余阀门为关闭状态，下同)。

图1  空气源辅助吸收式地源热泵系统示意图

Fig. 1  Schematic diagram of absorption ground source heat pump system assisted by air-source heat pump

2) 模式2。当环境温度较低，空气源复合制热机组运行制热性能较差，若埋管换热器出水温度较低，不满足吸收式热泵的运行要求，空气源复合制热机组辅助吸收式地源热泵系统供暖, 具体运行流程如下。

3) 模式3。若空气源复合制热机组制热性能良好，但制热量难以满足热负荷时，此时，若地埋管换热器出水温度可满足吸收式热泵的运行要求，系统运行空气源复合制热机组与吸收式地源热泵系统并联供暖，则具体运行流程如下。

4) 模式4。供暖期内当环境空气温度较高且热负荷较小时，运行空气源复合制热机组单独供暖，具体运行流程如下。

5) 模式5。非供暖期当环境温度较高时，空气源复合制热机组运行热管工况进行土壤蓄热，具体运行流程如下。

6) 模式6。供冷初期土壤换热器周围土壤温度较低，冷负荷较小，此时可以利用土壤换热器直接取冷空调，具体运行流程如下。

7) 模式7。当模式6不能满足供冷需求时，系统运行吸收式地源热泵供冷，具体运行流程如下。

2  系统主要部件数理模型

2.1  土壤换热数理模型

垂直U型埋管换热器与周围土壤之间的传热是管内流体流动换热耦合周围土壤导热的复杂传热过程，为简化计算，本文忽略换热器间的相互影响，将U型管换热器等效成一垂直单管。忽略湿迁移和地下水渗流对土壤换热器换热特性的影响，采用二维圆柱坐标系，换热器周围土壤的二维非稳态控制方程为

           (1)

U型管内载热流体建立控制方程为

     (2)

式中：t_s和t_sf分别为换热器周围土壤、换热器内流体温度，℃；ρ_s为土壤密度，kg/m³；c_ps为土壤比热容，J/(kgK)；λ_s为土壤导热系数，W/(mK)；v_sf为换热器内载热流体流速，m/s；ρ_sf为载热流体密度，kg/m³；c_psf为载热流体比热容，J/(kg·K)；r为距埋管中心距离，m；为U型管单位管长换热量，W/m；D_eq为U型管当量直径，m。

2.2  空气源复合制热机组数理模型

空气源复合制热机组具有空气源热泵制热和分离式热管蓄热2种模式，其中当空气源热泵用于冬季供暖时，其性能在冷凝器进出水温一定条件下，与环境温度密切相关。因此，该模式下的机组性能可由样本数据拟合得到^[4]：

          (3)

          (4)

         (5)

式中：t_a为环境空气温度，℃；q_as和p_as分别为在为t_a下空气源热泵制热量和耗功率，W；q_asd和p_asd分别为在为额定工况下空气源热泵制热量和耗功率，W；C_OPas和C_OPasd为t_a和额定工况下空气源热泵制热性能系数。

忽略热管工况循环过程中的热损失，蒸发器吸热量等于冷凝器放热量。针对该特点对装置的蒸发侧和冷凝侧分别建立能量平衡方程：

            (6)

          (7)

            (8)

         (9)

                 (10)

式中：q_e为蒸发器换热量，W；q_c为冷凝器换热量，W；m_a为蒸发侧风量，kg/s；m_w为冷却水流量，kg/s；c_pa为空气定压比热，J/(kg·K)；c_pw为水定压比热容，J/(kg·K)；t_eai为蒸发器侧进风温度，℃；t_eao为蒸发器侧出风温度，℃；t_cwi为冷却水进水温度，℃；t_cwo为冷却水出水温度，℃；t_f为蒸发(冷凝)温度，℃；K_e为蒸发器侧传热系数，W/(m²·K)；K_c为冷凝器侧传热系数，W/(m²·K)；A_e为蒸发器换热面积，m²；A_c为冷凝器换热面积，m²。

式(6)~(10)构成了热管工况数学模型，模型中K_e，K_c，A_e，A_c，m_a和m_w与热泵工况相同，利用该模型可求出在给定蒸发器进风温度t_eai(环境温度)和冷凝器进水温度t_cwi下，机组的制热量q_c及其他运行参数。

2.3  吸收式热泵系统数理模型

吸收式热泵循环可等效为由不可逆卡诺热机驱动的不可逆卡诺热泵的联合循环系统，目前关于吸收式热泵系统数理模型的建立已有研究^[12-15]，但相对复杂。为简化计算，假定热源温度和加热量Q_g不变，吸收器、冷凝器供暖热水侧进出水温度不变，当蒸发器进水温度改变时，吸收式热泵制热性能系数C_OP和制热量Q_h按照下式计算：

              (11)

              (12)

式中：C_OPd为额定工况下吸收式热泵制热性能系数；Q_hd为额定工况下制热量，W；t_k为吸收式热泵冷凝温度，℃，其值按照比热水出水温度高3 ℃计算；t_o和t_od分别为吸收式热泵在实际工况和额定工况下的蒸发温度，℃，其值按照比蒸发器出水温度低3 ℃计算。

3  系统全年运行特性分析

选取乌鲁木齐地区建筑面积为5 760 m²的某办公建筑为研究对象，利用DeST软件计算由中国气象局提供的该建筑典型年供暖空调负荷特性，如图2所示。由图2可见：该地区供暖期为10月15日至次年4月15日，冬季最大热负荷为1 119.7 kW，累计热负荷为4 340.4 GJ；供冷期为6月1日至9月1日，夏季最大冷负荷为711.98 kW，累计冷负荷为750.7 GJ。

根据负荷计算结果，确定吸收式地源热泵机组容量为1 119.70 kW，地埋管总数为120个，埋深为80 m，埋管间距为5 m。空气源复合制热机组的容量为160 kW。基于前述数学模型及模式运行条件，编制系统动态运行性能模拟程序，对系统运行性能进行模拟计算分析，为了便于计算，选定供暖结束时刻4月16日0时作为模拟的初始时刻。

图2  典型年供暖空调负荷特性曲线

Fig. 2  Characteristic curve of heating and air-conditioning load in typical year

图3~5所示分别为室外环境温度、埋管换热器周围土壤及内部载热流体出口温度的全年变化情况。由图3~5可以看出：在供暖空调过渡期，随着室外环境温度的逐渐升高，其与埋管换热器周围土壤温度差逐渐增大，系统运行模式5将环境空气热量蓄存在土壤中，使埋管换热器周围土壤温度逐渐增加。由于土壤换热区域热容量较大，且存在向周边土壤的散热效应，使土壤的温升较慢，由动态计算结果可知在非供暖期内，环境温度与埋管换热器周围土壤温差最大温差为23.4 ℃，满足热管工况运行条件(温差大于8 ℃)的时间为1 938 h，约占系统非供暖期的44.4%。在空调期内由于空调排热与蓄热的共同作用下，换热器周围土壤温度增长速率增加。

图3  典型年室外环境温度变化

Fig. 3  Changes of outdoor temperature in typical year

图4  典型年地下40 m深度距换热器中心不同距离土壤温度变化

Fig. 4  Changes of temperature of different radius at depth 40 m in typical year

图5  典型年埋管换热器出口温度变化

Fig. 5  Changes of ground heat exchanger outlet temperature in typical year

供暖初期和末期系统优先运行模式4供暖，换热器周围土壤处于自然恢复状态，考虑向周边的散热效应，温度缓慢降低。随着环境空气温度降低、建筑热负荷的增大，模式4难以保障供暖，且埋管换热器周围土壤温度及换热器出口流体温度较低，难以满足吸收式热泵的运行要求(高于7 ℃)，模式1和模式3无法实现，系统主要运行模式2，随着供暖负荷的不断增加，埋管换热器取热速率大于周围土壤的传热速率，致使周围土壤与出口流体温度不断下降，换热器周围土壤温度梯度增加，当热负荷降低时换热器周围土壤的恢复速率大于取热速率时，换热器周围土壤和换热流体温度逐渐回升。

表1和表2所示分别为系统在典型年内的主要运行模式综合运行性能和整个系统的总体运行结果。由表1和表2可知：系统总供热量和供冷量均满足负荷要求，表明系统具有较好的供暖空调保障效果。由于空气源复合制热机组容量相对较小，单独制热能力较小，模式4总制热量较小，总制热量为103.0 GJ，仅占总供热量的2.4%，该模式运行在供暖初期和末期，室外温度相对较高，该模式平均C_OP也相对较高。模式2为供暖期主要运行模式，其供热量为4 239.5 GJ，占总供热量的97.6%，系统在供暖期内的平均供暖C_OP取决于模式2的制热性能，其值为1.23。在系统总的供热量主要来自土壤取热量、空气取热量、耗电量及耗热量，分别为1 740.8，320.0，477.9及1 803.8 GJ，分别占总供热量的40.1%，7.4%，11.0%及41.5%。

在供冷期，由于非供暖期蓄热模式的运行使土壤温度升高，降低了模式6的取冷效果，供冷期主要运行模式7进行供冷。模式6和模式7全年供冷量分别为162.2 GJ和591.1 GJ，分别占总冷负荷的21.5%和78.5%，系统平均供冷C_OP为1.37，供冷期内土壤的总排热量为1 099.2 GJ，约为供暖期总取热量的63.1%，两者相差641.6 GJ。模式5的蓄热量为776.9 GJ，由于空气源复合制热机组在热管工况下，仅运行风机和循环水泵，其耗电量仅为93.0 GJ，平均蓄热C_OP为3.00，蓄热量占供暖期土壤总取热量的44.7%，换热器周围土壤的总排热量大于总取热量7.8%，可以确保土壤换热系统的长期运行效果。考虑蓄热能耗情况下系统全年综合C_OP为1.18。

表1  各运行模式在典型年的综合性能

Table 1  Overall performence of the main operation mode in the typical year

表2 系统在典型年总体运行结果

Table 2  Overall operation parameters of the system in the typical year

为考察该系统应用的可行性，在相同的计算条件下，对单一地源热泵系统的运行性能进行计算。为了便于比较，单一地源热泵系统C_OP按总供热量与总供冷量之和除以耗电量折合的一次能耗计算。经过计算，单一地源热泵系统供暖在第一年平均供暖C_OP为0.94，平均供冷C_OP为3.90，全年综合性能系数约为1.05，与其相比，空气源辅助的吸收式地源热泵系统节能12.4%。总土壤取热量为3 025.9 GJ，总排热量为746.5 GJ，仅占总取热量的24.7%，土壤取/排热严重不平衡。

图6和图7所示分别为单一地源热泵系统与空气源辅助的吸收式地源热泵系统连续运行10 a的综合运行性能比较。空气源辅助的吸收式地源热泵系统由于确保了地下换热系统的热平衡，系统运行性能稳定。由于土壤的排热量略大于取热量，使换热器周围土壤温度缓慢上升，系统的综合运行性能也略有提高，10 a后系统全年综合C_OP为1.19。单一蒸气压缩式地源热泵系统由于无法保证土壤内热量以年为周期的平衡，致使埋管周围土壤温度下降明显，每年平均下降0.4 ℃，系统全年运行综合性能系数也随之逐年下降，10 a后系统全年综合性能系数为0.96，与第一年相比下降8.6%，此时，空气源辅助的吸收式地源热泵系统的节能率为24.0%。

图6  系统运行综合性能系数比较

Fig. 6  Comparison of overall operation performance coefficient for different systems

图7  埋管换热器周围土壤温度场逐年变化曲线

Fig. 7  Curves of yearly soil temperature field around ground heat exchangers

4  结论

1) 通过提出空气源辅助的吸收式地源热泵系统，建立了系统主要部件的数学模型，以乌鲁木齐地区某建筑为研究对象，对该系统长期动态运行性能数值模拟。

2) 该系统可以很好的保障建筑供暖空调需求，综合运行性能较好，折合一次能耗全年综合C_OP约为1.18，相比单一蒸气压缩式地源热泵系统节能率为12.4%~24.0%。

3) 系统可以实现土壤换热器周围土壤的热平衡，并可以长期高效、稳定运行。

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(编辑  刘锦伟)

收稿日期：2014-12-31；修回日期：2015-02-21

基金项目(Foundation item)：辽宁省教育厅项目(L2013100)；科技支疆项目(2013911043) (Project(L2013100) supported by the Liaoning Education Department Project of China; Project(2013911043) supported by the Science and Technology Assistance Project of Xinjiang Autonomous Region of China)

通信作者：韩宗伟，博士，副教授，从事高效热泵空调系统、可再生能源利用等研究；E-mail: hanzw@smm.neu.edu.cn