湖水源热泵空调系统供热性能实测与分析_工程实践

摘要

摘要：结合重庆地区某湖水源热泵空调系统，实测并分析了负荷率、热泵机纽热水进口温度、取水功率对热泵机组制热性能系数、热泵空调系统能效比的影响。关键词：湖水源热泵；负荷率；制

摘要：结合重庆地区某湖水源热泵空调系统，实测并分析了负荷率、热泵机纽热水进口温度、取水功率对热泵机组制热性能系数、热泵空调系统能效比的影响。

关键词：湖水源热泵；负荷率；制热性能系数；能效比

Actual Measurement and Analysis of Heating Performance of Lake-water Source Heat Pump Air-conditioning System

LU Jun，DENG Bo

Abstract：Combined with a lake-water source heat pump air-conditioning system in Chongqing region，the influences of load factor，hot water inlet temperature of heat pump unit and water intake power on the heating coefficient of performance of heat pump unit and the energy efficiency ratio of heat pump air-conditioning system are actually measured and analyzed.

Key words：lake-water source heat pump；load rate；heating coefficient of performance；ellergy efficiency ratio

水源热泵具有高效节能、运行稳定可靠、环境效益显著等特点，用于冬季供热，能缓解夏热冬冷地区的天然气供应紧张，具有良好的推广价值^[1～10]。该工程位于重庆市主城区内，利用建筑物南侧的人工湖作为水源热泵的热源用于冬季供热。本文对湖水源热泵系统供热性能进行实测与分析。

1 工程概况

该建筑是集多种功能为一体的综合性建筑，北邻嘉陵江，南邻人工湖，总建筑面积约70032m²，总高度为99.1m。总空调面积约37042m²，空调冷负荷约8900kW；总供热面积约14104m²，供暖热负荷约1200kW。空调水系统采用二管制，末端设备为风机盘管。空调系统原采用3台离心式冷水机组(单台制冷能力为2637kW)、1台螺杆式冷水机组(制冷能力为1044kW)用于夏季制冷，冬季采用热功率为1200kW的电锅炉供热。

由于电锅炉能耗高且维修量大，2010年对热源进行了节能改造，将螺杆式冷水机组改造成水源热泵机组，取代电锅炉用于冬季供热，机组共有4台螺杆式压缩机。热泵机组制冷能力为1044kW，输入功率为224kW；制热能力为1200kW，输入功率为251kW。热泵空调系统流程见图1。

采用开式系统，机房内设旋流除砂器和水处理器，湖水经过处理后直接进入热泵机组进行换热。热水循环泵的额定流量为128m³/h，扬程为28m，轴功率为18.5kW。取水系统采用二次泵形式，湖边设取水泵房，取水泵额定流量为250m³/h，扬程为37m，轴功率为45kW。机房内设取水循环泵，额定流量为138m³/h，扬程为37.5m，轴功率为22kW。

2 测试数据及相关参数的计算

① 测试数据

测试时间为2011年1月12日至14日，每天8：30—11：50，测试时间间隔为10min，确定系统运行基本稳定后进行测试。测试数据包括：热泵机组功率、热水循环泵功率、取水泵功率、取水循环泵功率、热泵机组热水进出口温度和流量、热泵机组湖水进出口温度和流量。取水系统原设计采用变频控制，但测试时变频器未最终调试完成，因此取水系统采用定流量运行。热水循环系统也采用定流量运行。

② 相关参数的计算

热泵机组制热量西和热泵机组制热性能系数I_COP按一般方法计算。

热泵空调系统能效比I_EER的计算式为：

式中I_EER——热泵空调系统能效比

Φ——热泵机组制热量，kW

P_t——热泵空调系统总功率，kW

热泵空调系统总功率由每个时刻测试的热泵机组功率、热水循环泵功率、取水泵功率、取水循环泵功率相加得出。由于空调末端设备较多且分散，功率不便计量和统计，因此不考虑末端设备的功率。

3 测试结果及分析

3.1 测试结果

以1月13日的测试数据作为分析数据。测试数据随时间的变化见图2、3。由图2、3可知，湖水进口温度基本稳定在7.4℃，出口温度为4～5℃，进出口平均温差为3℃。热水进出口温度随测试时间逐渐升高，进出口温差维持在3℃左右，热水出口温度最终达到42℃并趋于稳定。由于系统采用定流量运行，热水和湖水流量变化很小，因此各台水泵的功率也基本不变，但伴随压缩机的启停，热泵机组功率变化范围为110～220kW，波动较大。根据测试数据，计算各个时刻的I_COP、I_EER，见图4。

1台热泵机组设4台螺杆式压缩机、1台蒸发器、1台冷凝器。若热泵机组蒸发器出水(湖水)温度过低，易导致蒸发器冻结而损坏蒸发器内的换热盘管。为防止出现这种情况，测试时将蒸发器出水温的保护温度设定为4℃。当蒸发器的出水温度低于4℃时，热泵机组会自动关闭1台螺杆式压缩机，降低流经蒸发器的制冷剂流量，从而减小蒸发器的换热温差，提高蒸发器的出水温度保证机组的正常运行。由于测试阶段湖水温度较低，出现了热泵机组自动关闭1台螺杆式压缩机的情况。

3.2 测试结果分析

① 负荷率与I_COP的关系

不同负荷率下，P及I_COP见表1。当负荷率为52%～60%时，I_COP最高；当负荷率为61%～70%时，I_COP次之；当负荷率为71%～75%时，I_COP基本维持在4.0～4.5。这与生产厂家提供的性能曲线基本一致。

表1 不同负荷率下P及I_COP

负荷率/%	P/kW	I_COP
52～60	110～130	＞5.0
61～70	150～190	4.5～5.0
71～75	190～220	4.0～4.5

② 热水进口温度与I_COP的关系

整个测试阶段，由于湖水进口温度基本维持在7.4℃，湖水与热水的流量也基本不变，因此，I_COP主要受到冷凝器进水温度(即热水进口温度)的影响。由图2、4可知，随着热水进口温度的升高，I_COP逐渐降低，当热水进口温度最终达到40℃后，I_COP基本维持在4.0左右。

将整个测试过程分为3个阶段，计算每个阶段热水进口平均温度和平均I_COP，计算结果见表2。第1阶段到第2阶段，热水进口平均温度上升5.5℃，平均I_COP下降了0.3，变化率为0.055℃^-1。第2阶段到第3阶段，热水进口平均温度上升4.2℃，平均I_COP下降了0.6，变化率为0.14℃^-1。由此可知，热水进口温度在25～36℃时，随热水出口温度的升高，I_COP降低缓慢。而热水进口温度在36～40℃时，随热水出口温度的升高，I_COP迅速降低。

表2 不同阶段的热水进口平均温度和平均I_COP

阶段	测试时间	热水进口平均温度/℃	平均I_COP
第1阶段	8：30—9：40	28.5	4.9
第2阶段	9：40一10：50	34.0	4.6
第3阶段	10：50—11：50	38.2	4.0

③ 取水功率对，唧的影响

取水功率在很大程度上影响了整个热泵空调系统的能耗和I_EER。热泵空调系统采用定流量取水方式，因此取水泵和取水循环泵的功率变化不大，取水泵平均功率为43kW，取水循环泵平均功率为22kW，取水系统平均功率为65kW，占系统总功率的20%～30%。由图4可知，第1阶段虽然平均I_COP达到4.9，但由于取水功率较大，平均I_COP为3.03，随着I_COP的降低，I_EER也逐渐降低，最后I_EER稳定在2.7左右。

4 结论

① 针对重庆这种夏热冬冷地区，在湖体热容量满足要求的情况下，冬季利用湖水源热泵系统进行供热是可行的。

② 对于螺杆式热泵机组，当负荷率在52%～70%时，制热性能系数较高，能达到4.5以上。

③ 当热水进口温度在25～36℃时，随热水进口温度的升高，热泵机组制热性能系数降低缓慢，平均变化率为0.055℃^-1。当热水进口温度在36～40℃时，随热水进口温度的升高，热泵机组制热性能系数迅速降低，平均变化率为0.14℃^-1。

④ 取水能耗很大程度决定了热泵空调系统的能效比，取水功率占系统总功率的20%～30%，能效比基本维持在2.7～3.2，这在一定程度上影响了热泵空调系统的节能率。

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(本文作者：卢军邓博重庆大学城市建设与环境工程学院重庆 400045)