太陽能-水源熱泵系統(tǒng)運行調(diào)控優(yōu)化

劉長清，吳榮華，展 浩

（青島大學(xué) 機電工程學(xué)院，山東青島 266000）

0 引言

建筑能耗作為我國能源消耗的主要組成部分，占我國能源總消耗量的30%以上，其中空調(diào)能耗占建筑能耗的70%以上［1］。太陽能作為清潔能源，如將其與水源/空氣源熱泵系統(tǒng)耦合，可大幅提高系統(tǒng)性能并減少運行費用［2-6］。

目前對太陽能-水源熱泵系統(tǒng)的優(yōu)化研究大多集中在主要設(shè)備參數(shù)［7-8］和熱源負荷配比［9］問題上。此外，郭曉東等［10-11］對太陽能-水源熱泵系統(tǒng)的適用條件及運行策略進行了分析和改進，使系統(tǒng)COP提高了3.5%～43.58%。文科等［12］提出一種新型太陽能-水源熱泵系統(tǒng)，年平均COP可達4.21以上。王子龍等［13］設(shè)計了一種新型進口均流器應(yīng)用于太陽能蓄熱水箱，實驗結(jié)果表明：均流器提高了蓄熱水箱的分層效果和效率。王愛輝等［14］對太陽能蓄熱水箱特性進行了研究，結(jié)果表明，水箱體積增大114%，熱水工作范圍減小54%，承擔(dān)負荷減小25.2%。卜光峰等［15］對太陽能多級蓄熱水箱做了優(yōu)化改進，明顯延長了理想供熱進口水溫工作時間。曲明璐等［16］對太陽能集熱器循環(huán)中蓄熱水箱容積及循環(huán)泵流量進行了模擬分析，結(jié)果表明：蓄熱水箱容積為500 L時，其系統(tǒng)運行效率最高，集熱器循環(huán)泵最佳流量為1.1 m3/h。

綜上所述，現(xiàn)有研究中對太陽能-水源熱泵系統(tǒng)運行調(diào)控的優(yōu)化研究很少。因此以實際項目為例，利用TRNSYS軟件建立仿真模型，以系統(tǒng)總效率、總能耗為評價指標，對系統(tǒng)運行調(diào)控中的熱泵啟停控制方法、水箱間循環(huán)啟停溫度、水箱間循環(huán)流量進行優(yōu)化，有助于提高太陽能-水源熱泵系統(tǒng)的經(jīng)濟效益。

1 熱泵系統(tǒng)

本實例為青島市某廠區(qū)供熱項目，該項目供暖面積約為3 000 m2，供熱末端采用地暖盤管。系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 太陽能-水源熱泵系統(tǒng)Fig.1 Solar-water source heat pump system

太陽能-水源熱泵系統(tǒng)中，供熱水箱與散熱末端兩側(cè)相連，熱泵機組兩側(cè)分別連接供熱水箱和水源，蓄熱水箱一側(cè)連接太陽能集熱器回路，另一側(cè)與供熱水箱相連。

根據(jù)供熱設(shè)計規(guī)范及實地考察，該項目在每年11月15日至次年4月5日進行供熱，熱負荷為190 kW［17-20］。熱泵的選型要求是在陰雨天太陽能集熱器不能正常工作時，熱泵單獨工作仍能滿足供熱需求。該系統(tǒng)熱泵為主要熱源，太陽能為輔助熱源，二者都正常工作時，熱泵機組負荷占比80%，太陽能負荷占比20%。根據(jù)以上設(shè)計要求，系統(tǒng)主要設(shè)計參數(shù)如表1所示。

表1 系統(tǒng)主要設(shè)計參數(shù)Tab.1 Main design parameters of the system

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 集熱器數(shù)學(xué)模型

根據(jù)能量守恒定律：

式中 Qu—— 單位時間內(nèi)集熱器得到的有用能量，W；

S ——單位時間內(nèi)太陽輻射總量，W；

Q1——單位時間內(nèi)集熱器熱損失量，W。

Ap——集熱器面積，m2；

I ——太陽輻照度，W/m2；

τ ——有效透過率；

α ——吸收率；

Ul——總熱損失系數(shù)，W/（m2·℃）；

Tp——集熱器吸熱板平均溫度，℃；

Ta——環(huán)境溫度，℃。

2.2 蓄熱水箱數(shù)學(xué)模型

根據(jù)能量守恒定律，可得：

式中 ms—— 單位時間內(nèi)蓄熱水箱內(nèi)的循環(huán)水量，kg/s；

cp——水的比熱容，kJ/（kg·℃）；

Ts——蓄熱水箱內(nèi)的平均水溫，℃；

Qg—— 單位時間內(nèi)集熱器傳遞給蓄熱水箱的熱量，W；

Qs1——單位時間內(nèi)蓄熱水箱的熱損失，W；

Qf—— 單位時間內(nèi)蓄熱水箱傳遞給供熱水箱的熱量，W；

F1—— 集熱器控制參數(shù)，集熱器工作時該值為1，否則該值為0；

Us1——蓄熱水箱的熱損失系數(shù)，W/m2；

As——水箱的內(nèi)表面積，m2；

Fr—— 水箱間循環(huán)控制函數(shù)，水箱間循環(huán)工作時該值為1，否則該值為0；

mf—— 單位時間內(nèi)由蓄熱水箱進入供熱水箱的循環(huán)水量，kg/s；

Tg——供熱水箱內(nèi)的平均水溫，℃。

2.3 供熱水箱數(shù)學(xué)模型

根據(jù)能量守恒定律可得：

式中 mg—— 單位時間內(nèi)供熱水箱內(nèi)的循環(huán)水量，kg/s；

Qb—— 單位時間內(nèi)熱泵傳遞給供熱水箱的熱量，W；

Qm——單位時間內(nèi)用戶末端的散熱量，W；

Qs2——單位時間內(nèi)供熱水箱的熱損失，W；

Fb—— 熱泵機組控制函數(shù)，熱泵機組工作時該值為1，否則該值為0；

md—— 單位時間內(nèi)由熱泵進入供熱水箱的循環(huán)水量，kg/s；

Tf—— 由熱泵機組進入供熱水箱的水溫，℃。

2.4 水源熱泵數(shù)學(xué)模型

水源熱泵制熱工況下的性能系數(shù)：

式中 Qwhp——水源熱泵制熱量，W；

Pwhp——水源熱泵功率，W。

水源側(cè)熱泵制熱工況下的吸熱量：

水源熱泵制熱工況源側(cè)出水溫度、負荷側(cè)出水溫度：

式中 Ta,in，Ta,out——蒸發(fā)器側(cè)進、出口水溫，℃；

現(xiàn)代有軌電車為依靠司機瞭望駕駛，采用沿軌道行駛的電力牽引的低地板有軌電車車輛，并按地面公交模式組織運營的公共交通系統(tǒng)[1]。由于現(xiàn)代有軌電車在城市道路上行駛，車輛依靠司機瞭望運行，其運營組織形式更加靈活多樣，因此有軌電車車站配線設(shè)計不但要滿足運營功能的需求，更要結(jié)合道路條件進行設(shè)置，同時應(yīng)充分發(fā)揮有軌電車網(wǎng)絡(luò)化運營特征，滿足網(wǎng)絡(luò)的靈活調(diào)度管理需求。

Tb,in，Tb,out——冷凝器側(cè)進、出口水溫，℃；

mz，ml—— 蒸發(fā)器、冷凝器內(nèi)冷媒質(zhì)量流量，kg/s。

3 系統(tǒng)調(diào)控優(yōu)化

3.1 熱泵啟?？刂品椒▋?yōu)化

系統(tǒng)采用3個控制器實現(xiàn)集熱器循環(huán)、熱泵循環(huán)及蓄熱水箱與供熱水箱間循環(huán)啟停，系統(tǒng)各控制目標參數(shù)包括：集熱器出口溫度T1，out，蓄熱水箱出口溫度 T2，out，供熱水箱出口溫度 T3，out，末端回水溫度T4，out，蓄熱水箱內(nèi)平均溫度Ts。

集熱器循環(huán)啟停控制方法如下：T1,out-T2,out＞8 ℃時，開啟集熱器循環(huán)；T1,out-T2,out＜2 ℃時，關(guān)閉集熱器循環(huán)；Ts=100 ℃時，關(guān)閉集熱器循環(huán)。

水箱間循環(huán)啟?？刂品椒ㄈ缦拢篢3,out＜40 ℃時，開啟水箱間循環(huán)；T3,out＞40 ℃時，關(guān)閉水箱間循環(huán)。

綜合考慮供熱穩(wěn)定性和熱泵機組啟停次數(shù)，提出2種熱泵啟?？刂品椒ǎ海?）T3,out＜42 ℃時，開啟水源熱泵；T3,out＞47 ℃時，關(guān)閉水源熱泵。（2）T4,out＜32 ℃時，開啟水源熱泵；T4,out＞37 ℃時，關(guān)閉水源熱泵。

針對2種熱泵啟?？刂品椒ǎM行了全供暖季運行模擬，計算了采用不同控制方法的系統(tǒng)月平均COP，圖2示出了各供暖月不同控制方法所對應(yīng)的月平均COP。

圖2 不同熱泵控制方法的月平均COPFig.2 Monthly average COP of different heat pump control methods

經(jīng)分析可知，供暖季初期，即11和12月份，隨著室外氣溫和地表水溫降低，集熱器熱損失增大，水源熱泵性能下降，系統(tǒng)COP下降，2種控制方法系統(tǒng)COP幾乎相同。因為供暖季初期地表水溫相對較高，熱泵機組單獨工作可使供熱溫度保持在43 ℃左右，熱泵連續(xù)運行，熱泵啟?？刂品椒ǜ淖儗ο到y(tǒng)COP無影響。1月份，2種方法對應(yīng)的系統(tǒng)COP均有較大回升。因為，隨著室外氣溫和地表水溫進一步降低，供熱溫度出現(xiàn)較大波動，水箱間循環(huán)泵開啟，集熱器與熱泵機組共同承擔(dān)熱負荷，系統(tǒng)COP升高。但值得注意的是，方法1對應(yīng)的1月份系統(tǒng)COP大于方法2，因為方法1將供熱水箱出口溫度設(shè)為熱泵啟停參考溫度，方法2將用戶末端回水溫度設(shè)為啟停參考溫度，方法2較方法1在控制響應(yīng)速率上有一定遲滯性，導(dǎo)致供熱水箱內(nèi)平均水溫較方法1低，水箱間循環(huán)啟動時間過早，導(dǎo)致蓄熱水箱內(nèi)蓄熱量利用過度，低于40 ℃的水由蓄熱水箱進入供熱水箱，熱泵能耗增加，系統(tǒng)COP下降。供暖季后3個月，隨著室外氣溫和地表水溫回升，集熱器蓄熱量增加，熱泵性能升高，系統(tǒng)COP增大，方法2的系統(tǒng)COP大于方法1。因為此時蓄熱量充足，方法2的水箱間循環(huán)啟動時間較早，蓄熱量利用率較方法1高。經(jīng)計算，方法1的全供暖季平均COP為3.12，方法2為3.16。

表2為2種熱泵啟?？刂品椒▽?yīng)的系統(tǒng)總能耗。分析可知，將用戶回水溫度設(shè)為熱泵啟停參考溫度的系統(tǒng)總能耗最低，較將供熱水箱出口溫度設(shè)為熱泵啟停參考溫度的系統(tǒng)總能耗可減少2 608 kW·h。

表2 不同熱泵啟停方法的系統(tǒng)總能耗Tab.2 Total energy consumption of the system for different start/stop methods of heat pump

3.2 水箱間循環(huán)啟停溫度優(yōu)化

由第3.1節(jié)可知，將用戶回水溫度設(shè)為熱泵啟停參考溫度的系統(tǒng)能耗較低，則對該系統(tǒng)進行水箱間循環(huán)啟停溫度優(yōu)化。由于供熱初期熱泵可獨立滿足供熱需求，熱泵單獨承擔(dān)熱負荷，供熱水箱出口溫度基本可恒定在43 ℃左右，所以只模擬了1月初至供暖季結(jié)束，供熱水溫出現(xiàn)波動的時間內(nèi)供熱水溫與蓄熱水箱內(nèi)水溫的變化情況。

圖3示出了水箱間循環(huán)啟停溫度為40 ℃時蓄熱水箱內(nèi)水溫與供熱水溫的變化情況。分析可知，水箱間循環(huán)啟停溫度為40 ℃時供熱水溫較穩(wěn)定，隨著供熱時間的增加，平均供熱水溫增加。但此時系統(tǒng)并不能充分利用蓄熱水箱內(nèi)的蓄熱量，蓄熱水箱內(nèi)水溫高低顯示了集熱器提供的蓄熱量的利用率高低，水溫較高則表示蓄熱量利用率較低。到了供熱末期，蓄熱水箱內(nèi)平均水溫為84.41 ℃，蓄熱量不能有效利用。

圖3 啟停溫度40℃的蓄熱與供熱水溫Fig.3 Water temperature of heat storage and heating at start/stop temperature of 40 ℃

圖4示出了水箱間循環(huán)啟停溫度為42 ℃時蓄熱水箱內(nèi)水溫與供熱水溫的變化情況。

圖4 啟停溫度42 ℃的蓄熱與供熱水溫Fig.4 Water temperature of heat storage and heating at start/stop temperature of 42 ℃

經(jīng)分析可知，此時系統(tǒng)可較好利用蓄熱水箱內(nèi)的熱量，供暖季末期蓄熱平均水溫為55.68 ℃。但在1月份至2月份，供熱水溫出現(xiàn)較大波動，最低可達38.29 ℃。因為水箱間循環(huán)啟動溫度較高，啟動時間較早，導(dǎo)致蓄熱水箱內(nèi)蓄熱量被過度利用，蓄熱水箱內(nèi)溫度較低的水進入供熱水箱，對供熱水溫產(chǎn)生不利影響。水箱間循環(huán)啟停溫度為42 ℃時，雖可較好利用蓄熱水箱內(nèi)的蓄熱量，但會對寒冷月份的供熱水溫產(chǎn)生不利影響。因此，提出1種新控制方法，該方法采用分季控制，供暖季前3個月，將水箱間循環(huán)啟停溫度設(shè)為40 ℃，供暖季后3個月將水箱間循環(huán)啟停溫度設(shè)為42 ℃，優(yōu)化后的蓄熱水箱內(nèi)水溫與供熱水溫如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后的蓄熱與供熱水溫Fig.5 Water temperature of heat storage and heating after optimization

由圖5可知，供暖季前期和后期水箱間循環(huán)啟停溫度分別設(shè)為40 ℃和42 ℃可使全供暖季供熱水溫保持在40～47 ℃范圍內(nèi)。在最寒冷月份，仍可將供熱水溫保持在40 ℃以上且供暖季后期蓄熱水箱內(nèi)平均水溫為52.75 ℃，較原方案可充分利用蓄熱水箱內(nèi)的蓄熱量。對采用此控制方法的系統(tǒng)進行了全供暖季能耗統(tǒng)計，結(jié)果為18.343 3×104kW·h，與原方案相比，優(yōu)化后的系統(tǒng)總能耗可減少1.997 5×104kW·h。

3.3 水箱間循環(huán)流量優(yōu)化

水箱間循環(huán)流量的改變會影響蓄熱水箱內(nèi)蓄熱量的利用率，隨著循環(huán)流量的增大，蓄熱水箱內(nèi)的蓄熱量的利用率增加，熱泵承擔(dān)的熱負荷減少，系統(tǒng)總能耗降低。但隨循環(huán)流量的增大，水箱間循環(huán)泵的功率逐漸增大，相應(yīng)的總能耗也會增加。因此，存在循環(huán)流量最優(yōu)值，使系統(tǒng)總能耗最低，即總運行費用最低。對水箱間循環(huán)流量為2，2.5，3，3.5，4，4.5 kg/s時的系統(tǒng)進行了模擬，以電費0.8元/（kW·h）進行了全供暖季運行費用對比，圖6為上述各循環(huán)流量所對應(yīng)的系統(tǒng)全供暖季運行費用。經(jīng)分析可知，隨著水箱間循環(huán)流量的增加，系統(tǒng)總運行費用呈現(xiàn)先降低后增加的趨勢。因為隨著水箱間循環(huán)流量的增加，蓄熱水箱內(nèi)蓄熱量傳遞給供熱水箱的速率加快，蓄熱量利用率增加，熱泵承擔(dān)熱負荷減小，系統(tǒng)運行費用降低，但隨著流量繼續(xù)增加，水泵功率增加，增加的水泵運行總能耗大于熱泵減小的總能耗，導(dǎo)致系統(tǒng)總能耗增加，系統(tǒng)運行費用增加。對于該太陽能-水源熱泵系統(tǒng)，存在最優(yōu)水箱間循環(huán)流量取值范圍，為3.5～4 kg/s。經(jīng)計算，水箱間循環(huán)流量為3.5 kg/s時，系統(tǒng)總運行費用為14.520 6萬元。

圖6 不同水箱間循環(huán)流量的系統(tǒng)總運行費用Fig.6 Total operating cost of the system with different circulating flow rate between water tanks

綜上可知，以電費0.8元 /（kW·h）進行計算，優(yōu)化后的系統(tǒng)總運行費用較初始系統(tǒng)可減少19 606.8元。

4 結(jié)語

針對設(shè)計負荷配比8：2的太陽能-水源熱泵系統(tǒng)，以190 kW的實際項目為例，通過TRNSYS建模仿真，以系統(tǒng)總COP和總能耗為評價指標，對系統(tǒng)運行調(diào)控中的熱泵啟?？刂品椒?、水箱間循環(huán)啟停溫度、水箱間循環(huán)流量進行了優(yōu)化分析，結(jié)論如下：

（1）對于該系統(tǒng)，將用戶側(cè)回水溫度設(shè)為熱泵啟停參考的系統(tǒng)平均COP為3.16，較將供熱水箱出口溫度設(shè)為熱泵啟停參考的系統(tǒng)總能耗減少2 608 kW·h。

（2）提出供暖季前3個月將水箱間循環(huán)啟停溫度設(shè)為40 ℃，供暖季后3個月將水箱間循環(huán)啟停溫度設(shè)為42 ℃的方法解決以月份供熱水溫不穩(wěn)定和供暖季后期蓄熱量利用率不足問題，與原方案相比，優(yōu)化后的系統(tǒng)總能耗可減少1.997 5×104kW·h。

（3）對于該系統(tǒng)，存在最優(yōu)水箱間循環(huán)流量取值范圍，該值為3.5～4 kg/s。水箱間循環(huán)流量為3.5 kg/s時，系統(tǒng)總運行費用為14.520 6萬元。最終優(yōu)化后的系統(tǒng)總運行費用較初始系統(tǒng)可減少19 606.8元。