空调源热泵论文

2024-05-11

空调源热泵论文（共11篇）

空调源热泵论文篇1

0前言

近些年来空气源热泵在我国发展不错,市场占比逐年提高。据统计,2014年市场上多联机与单元机等空气源热泵的市场占有份额已达53%。针对目前全球气候变暖、PM2.5等环境压力,锅炉作为城区排放的来源,在一些地区被禁止或限制,为热泵供暖提供了良好的发展机遇;而空气源热泵因其可制冷制热,占用空间小,安装方便灵活,成为近年来备受关注的一种新型节能与清洁能源。

1 南北采暖主要特点

北方采暖特点:(1)集中供暖:集中供暖主要采用两种方式,一种是燃煤、燃油、燃气大型锅炉供暖;另一种中央空调供暖,即热泵供暖。(2)分户供暖:用热单独计算,如小型气、油锅炉,家用中央空调,壁挂炉,电热膜或接入热力管网等。目前北方仍是以集中供暖或接入热力管网居多,而且以锅炉为主,对环境影响较大。

南方采暖特点:历史原因,一直没有集中供暖设备,为分散采暖,形式多样,主要有三种:(1)小型家用空调采暖,优点是不受前期基建影响,安装使用方便;缺点是低温会衰减,舒适性偏差。(2)燃气壁挂炉采暖,以天然气、城市煤气作为燃料,可安装在厨房、阳台等。可加装温控器来调节循环水温,舒适性较好;与生活用水共用一套系统,实现采暖、家用热水一体化;初期投入会稍大,施工会受到基建的影响。(3)辐射采暖,以地板辐射采暖为主。地板辐射主要实现方式为铺设热水管路、发热电缆、电热膜等。地板辐射采暖的舒适性较高;但前期投入也较高,对设计施工与基建要求也较高。

通过对比可以看出,无论南北都已完全具备热泵采暖的推广条件,北方的集中供暖锅炉基于环境压力替换是发展的趋势,南方的壁挂炉与辐射采暖中的热水完全可以用空气源热泵来代替制取。而且空气源热泵系统本身就具有制冷的作用,这样就可以制冷制热机组为同一套,节约投资。而制约空气源热泵普及的主要原因是低温制热效果衰减的问题。

2 空气源热泵基本改善思路

空气源热泵的热源是大气,工质蒸发温度随着室外大气温度变低而降低。(1)在室外气温低于3℃的时候,室外换热器的结霜速度加快,需要进行化霜,会导致温度波动;(2)当低于-5℃的时候,室外换热器中的液态工质蒸发效果变得很差,吸入回气口的气态工质变少,循环流量降低而导致制热效果变差。

(1)对空气源热泵结霜、化霜问题进行研究。通过合理的翅片形式、间距、新型亲水材料、风速,或对室外空气进行除湿干燥预处理,根据气候区域设计热泵减弱结霜。结合模糊控制技术,更智能除霜控制方法来加快化霜。采用热气旁通,冷媒加热,特殊材料相变蓄热等不停机化霜技术来减轻化霜波动。

(2)针对空气源热泵低温蒸发效果变差,循环工质流量变小的问题选择适合的强化制热技术方案。如低温工质,喷气准双级压缩技术,双级耦合技术等。

(3)进行节能研究,加强计算机模拟在空气源热泵系统中的应用。借助计算机技术,提高压缩机技术指标,优化室内外换热器在最理想的温度下运行供热系统。

3 空气源热泵在我国暖通空调中的应用展望

3.1 采取强化制热技术方案

3.1.1 变频压缩机+喷气增焓技术

为了改善低温制热循环流量变少的问题,一般通过变频压缩机提高频率来增大循环流量,其改善效果有限;另一方面可采用喷气技术,冷凝器后的制冷剂液体抽取一部分节流后与中间换热器换热或者进入闪蒸器分离后直接回到压缩机的喷气口,与从回气口吸入被压缩的到一定程度的气体混合后再压缩到更高的压力排出,这样就增加了排气量,相当于变相的解决了低温室外换热器蒸发效果变差,循环气量不足的问题。研究表明喷气系统比普通系统可提高制冷制热量15-30%,尤其在高温制冷与低温制热量上改善明显,同时能提高系统能效8-18%。目前变频喷气增焓热泵可以实现-30℃安全运行,-15℃强劲制热,出水温度可达65℃,这样就使空气源热泵从南方的-5℃拓宽到我国大部分的北方寒冷地区。该方案系统成本提高不多,仅是热泵机组设计上的增加,在替换锅炉时暖通空调系统设计基本无需改变,改造升级方便。其可靠性与节能效果已在欧洲与我国北方的一些案例中得到了验证,在我国具有很好的推广前景。

3.1.2 双级耦合热泵技术

针对低温化霜波动,制热变差,可以采用双级耦合技术。通过第一级空气源热泵冷热水机组先制取10-20℃左右的热水贮备作为第二级热泵的低温热源;再通过第二级的水源热泵冷热水机组为用户提供50℃以上的热水,或者直接采取水源/空气热泵机组来加热空气。这样机组的两级系统分别运行在各自合理的压比,制热效果得到保证,可靠性得到了提高,室内的舒适性就不会因为室外温度低结霜化霜而受到影响。而且双级耦合机组配置可以根据需要设定为室外低温开双级,室外高温开单级(第一级空气源热泵冷热水机组),从而起到节能的作用。相对喷气技术而言,能效偏低,但能够获得较高与稳定的出水温度。另外初投入上也会比变频喷气系统大,暖通系统设计相对复杂,用在采暖改造上可能会不经济,适合电量充裕的一些新建项目。

3.1.3 CO2热泵技术

在热泵系统中,CO2是最有潜力的天然工质。其对环境无害ODP=0,GWP=1;廉价;无毒,不可燃;单位容积制冷量高;跨临界系统冷却时温度滑移可以与变温热源较好的匹配;跨临界循环的压比小,COP会好。能提供85℃以上的热水,用于暖通空调采暖中具有十分明显的优势,可以接北方集中采暖散热器;同时因工作压力太高,大功率、大制热量机组实现起来较难。CO2热泵在日本已经成功商业化并在向国外推销,未来几年内CO2热泵将会是行业关注的焦点。

3.2 采取一些节能环保的组合采暖技术方案

3.2.1 空气源热泵+地板辐射

空气源热泵的最佳工作状态是提供50℃以下的热水。以往空气源热泵用于建筑采暖较少的原因在于采暖散热器要求热水温度在60~80℃。地板采暖一直被公认为最舒适的采暖方式,需要的热水温度≤60℃。通过选用高效的辐射盘管,适当减少的盘管间距,可降低热媒水温度(<50℃)、缩小供回水温差(<5℃);同时结合敷设在盘管下的铝箔复合层热反射,高压阻燃型挤塑保温板,可以减小热损失,进一步降低水温。已有研制出的进水温度35℃、回水温度31℃、空气基准温度20℃测试,散热量可达100W/㎡以上的十分高效的末端。这样完全可以用空气源热泵来提供地板辐射所需的低温热水,即舒适洁净又节能环保。

3.2.2 空气源热泵+小温差风机盘管

南方夏热冬冷地区,传统的风机盘管大多是吊顶形式,以夏季制冷为主而设计,冬季采暖时,舒适性差;为了保证效果,供暖送风温度较高,浪费大。根据热空气上升,活动区域与功能有针对性设计落地式小温差换热末端的系统,可以降低送风温度。其具有空气流量大、温差小、换热高效的优点,降低了对水温的要求,仅需30℃以上的热水即可实现供热,且温度均匀。相比市面上其他供暖末端,小温差换热末端虽然没有地暖舒适,但启动时间比地暖更短、响应快,利于节能,同时还具有布置方式更灵活的优点。

3.2.3 空气源热泵+太阳能

空气源热泵加太阳能是一种理想的组合方案。在白天可利用太阳能加热水。在夜间或阴雨天没有太阳时,启动空气源热泵供热,将太阳能产生的低温热水加热至供水要求,实现了太阳能零能耗加空气源热泵低能耗的有效结合。通过选用高效集热器,智能判断气温变化,系统循环保温,分室分时段控制,太阳能和空气源热泵智能切换等措施后,采暖系统太阳能的供献率可达40%以上,十分节能。另外二者均在相对比较稳定的条件下运行,能保证全年全天候工作。我国幅员辽阔,太阳能资源相当丰富,约有三分之二以上的地区太阳能资源较好;绝大多数地区年平均日辐射量在4k Wh/m2以上,有着可利用太阳能的天然条件。

4 结语

全球气候变暖,人们节约环保意识的不断提高,新能源的开发利用如火如荼。空气源热泵作为节能的可再生能源,其热利用效率仅低于燃煤热电联产供热,已经获得了世界各国政府的重视。通过行业的努力,新技术方案的成熟,相信空气源热泵将会获得更大的发展。

参考文献

[1]刘强,樊水冲,何珊.喷气增焓涡旋压缩机在空气源热泵热水器中的应用[J].流体机械,2008,36(9).

[2]张川,陈金峰,王如竹.上海地区空气源热泵结合小温差换热风机盘管末端的供暖空调系统性能的实验研究[J].制冷技术,2014(1).

[3]林康立.太阳能与空气源热泵结合的热水工程设计及技术经济比较[J].制冷技术,2009(1).

空调源热泵论文篇2

一、热水量及耗热量的计算

1、日耗热量的计算

依据规范《建筑给水排水设计规》GB50015-2003，全日供应热水的宿舍（I、II 类）、住宅、别墅、酒店式公寓、招待所、培训中心、旅馆、宾馆的客房(不含员工)、医院住院部、养老院、幼儿园、托儿所(有住宿)、办公楼等建筑的集中热水供应系统的设计日耗热量应按下式计算：

Qdcmq(trtl)rrd式中 Q—— 日耗热量，KJ/ d ；

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

q —— 热水用水定额 L/ 人·d 或 L/ 床·d r

m —— 用水计算单位数（人数或床位数）

rr —— 热水密度，kg/L

—— 热水的温度，t= 60℃

—— 冷水温度，℃

2、设计日用水量 qrdQcdr(tr1tl1)

式中 q—— 设计日用水量，L/ d ；

rdQd—— 日耗热量，KJ/ d ；

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

 —— 热水密度，kg/L

m —— 用水计算单位数（人数或床位数）

1—— 设计热水的温度，℃

—— 设计冷水温度，℃

l13、设计小时耗热量

全日供应热水的宿舍（I、II 类）、住宅、别墅、酒店式公寓、招待所、培训中心、旅馆、宾馆的客房(不含员工)、医院住院部、养老院、幼儿园、托儿所(有住宿)、办公楼等建筑的集中热水供应系统的设计小时耗热量应按下式计算:

Q hKmqc(trtl)rhrT

式中 Q—— 设计小时耗热量，KJ/ h ；

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

q —— 热水用水定额 L/ 人·d 或 L/ 床·d r

m —— 用水计算单位数（人数或床位数）

rr —— 热水密度，kg/L

—— 热水的温度，t= 60℃

—— 冷水温度，℃

—— 每日使用时间，h

K —— 小时变化系数，见下标6.4.2 选取

4、设计小时用水量

qrhQrhc(trtl)

式中 Q—— 设计小时耗热量，L/ h ；

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

rr —— 热水密度，kg/L

—— 设计热水的温度，℃

—— 设计冷水温度，℃

二、设备选型

1、机组小时供热量

空气源热泵热水机组小时供热量按下式计算: Q式中

gKgQ1d1T

Q —— 热泵机组设计小时供热量 KJ/ h Qd—— 最高日耗热量 KJ/d T—— 热泵设计工作时间，12～20 h 1 K1—— 安全系数，可取 1.05～1.0 所选热泵的总制热功率应在相应的工况下，大于设计小时供热量Q

g2、贮热水箱的选择

（1）全日制集中热水供系统贮热水箱有效容积，应根据日耗热量、热泵持续工作时间及热泵工作时间内耗热量等因素确定，当其因素不确定时宜按下式计算：

式中： Q h —— 设计小时耗热量(kJ/h)；

V r——贮热水箱有效容积（L）； T —— 设计小时耗热量持续时间（h）；

η—— 有效贮热容积系数，贮热水箱、卧式贮热水罐 η = 0.80 ～ 0.85，立式贮热水罐η = 0.85 ～ 0.90 ；

k 2 —— 安全系数，k 2 =1.10 ～ 1.20。

（2）定时热水供应系统的贮热水箱的有效容积宜为定时供应最大时段的全部热水量；

3、循环水泵的选择

水箱与热泵机组之间需要用水泵来提供循环动力。（1）循环水泵的流量计算

(1.15~1.2)Qctqxg

式中 q—— 循环流量，L / h

xQ—— 设计小时供热量 KJ/h

gt—— 热泵机组被加热水温升，一般为5~7℃

—— 热泵机组被加热水的密度，kg/L

备注：当空气源热泵机组不需再次经过换热器换热时，循环流量可乘以1.15~1.2的安全系数。（2）扬程计算

H1.3(HbHeHp)

式中 H—— 循环泵扬程，KPa

H—— 换热器阻力损失，板换时约50KPa bH—— 热泵机组内蒸发器的阻力损失KPa，由设备商提供

eH—— 连接管路损失，KPa

4、空气源热泵热水供应系统设置辅助热源应按下列原则确定（1)最冷月平均气温不小于10℃的地区，可不设辅助热源；

最冷月平均气温小于10℃且不小于0℃时，宜设置辅助热源。（2)空气源热泵辅助热源应投资省，就地获取；

注：经技术经济比较合理时 , 采暖季节宜由燃煤（气）锅炉、热力管网的高温水或电力作为热水供应辅助热源。

（3)当设辅助热源时，宜按当地农历春分、秋分所在月的平均气温和冷水供水温度计算；当不设辅助热源时，应按当地最冷月平均气温和冷水供水温度计算；

5、空气源热泵机组布置应符合下列规定：

（1)机组不得布置在通风条件差、环境噪声控制严及人员密集的场所；（2)机组进风面距遮挡物宜大于 1.5m，控制面距墙宜大于 1.2m，顶部出风的机组，其上部净空宜大于 4.5m ；

（3)机组进风面相对布置时，其间距宜大于 3.0m。

供暖季土壤源热泵系统运行分析篇3

关键词：土壤源热泵；运行模式；能耗

一、引言

地下土壤温度一年四季相对稳定（约为12～20℃），冬季比外界环境空气温度高，夏季比环境温度低，是很好的热泵热源和空调冷源；因此，土壤源热泵的性能系数较高，系统运行性能较稳定，具有明显的节能效果。土壤有较好的蓄能特性，冬季从土壤中取出的热量在夏季可通过地面向地下的热传导或在制冷工况下向土壤中释放的热量来得到补充，土壤源热泵“冬取夏灌”的这种能量利用方式在一定程度上实现了土壤能源资源的内部平衡。埋地盘管无需除霜，减小了融霜、除霜的能量损失。土壤温度相对于室外气温具有延迟和衰减性，因此，在室外空气温度处于极端状态，用户对能源的需求量处于高峰期时，土壤的温度并不处于极端状态，而仍能提供较高的蒸发温度与较低的冷凝温度，从而可获得较高的热泵性能系数，提供较多的热量与冷量。土壤源热泵根据埋地换热盘管地下敷设形式的不同及是否有辅助冷热源而可分为闭式系统、开式系统、直接膨胀式系统及混合式系统。

本文对土壤源热泵系统中的热泵机组、地下埋管换热器等分别进行建模，并采用EnergyPlus软件计算建筑物负荷，建立了土壤源热泵系统仿真模型，基于仿真模型分析了土壤源热泵系统的运行模式。

二、土壤源热泵系统

（一）系统的部件仿真模型。（1）热泵机组仿真模型。热泵机组是土壤源热泵系统的重要组成部分，根据下式和样本资料可以拟合热泵机组的制热量和耗电量：

（2）U型地埋管仿真模型。地埋管换热器根据其埋管方式的不同主要分为水平埋管和垂直埋管两种方式，其中垂直埋管换热器可分为套管式地下埋管换热器及竖直U型管地下埋管换热器，垂直U型管地下埋管换热器通过地表下竖直钻孔中U型管内的流体流动与土壤进行换热，竖直钻孔用封井材料填实。垂直U型地埋管换热器的模型模拟为两种，一种为解析解，即假定条件，对U型地埋换热器的实际传热过程进行简化，根据传热方程得出方程的解析解，再通过修正参数对理论计算的结果进行修正。另一种为数值解，根据能量平衡方程和边界条件建立传热过程的偏微分方程，并对方程进行离散，采用有限元或有限差分的方法求出传热量和温度分布。已有的地下埋管换热器的模拟方法包括了：Ingersoll，kavanaugh、Shonder和

Beck等方法。

圆柱源理论由Carslaw和Jaeger提出，Ingersoll等人对其作了近一步阐述。该模型将U型埋管等价于一根圆管，该模型可直接得到圆柱孔洞壁面与土壤远边界之间的温差，其恒定热流情况下的圆柱源分析解为：

（二）工程实例分析。（1）屋面：预制钢筋混凝土楼板，加50mm厚水泥蛭石板保温；（2）外墙：37砖墙，内刷防瓷涂料；（3）内墙：24砖墙；（4）窗：双层铝合金窗；（5）门：单层木质内门

该系统的设计参数如下，冬季室外空调计算温度-9℃，相对湿度64%。冬季室内设计参数：正常运行时，室内温度20℃，相对湿度40%。热泵机组额定制冷量9kW，制热量11kW，压缩机的额定功率3.02kW，制冷实用工况冷却水流量1.15～1.60

m3/h，制热实用工况冷冻水流量0.92～1.28m3/h。所设计的U型地下埋管换热器的总长为220米，地下埋管的深度为55m，钻孔为2个，参数如下所示，通过仿真软件建立仿真模型。

（三）系统运行性能计算分析。按照上述计算公式，热泵机组性能系数COP值为3.12，地下埋管吸热总量为12477kWh。

结论：本文根据某一工程建立了土壤源热泵系统仿真模型，在冬季供暖工况下，对系统的运行模式进行了研究，可得热泵机组性能系数COP值为3.12，地下埋管吸热总量为12477kWh。

参考文献：

空调源热泵论文篇4

一般, 家用生活热水所需求的温度不高, 在40℃~45℃左右, 但热水器大多数都是电或者燃气的, 这种消耗高品位能获得低品位能的做法是不合理的。而家用空调压缩机的排气温度是高于这个温度的。所以, 在夏季回收空调冷凝热, 获得生活热水, 而在其他时间利用热泵吸收室外空气热量, 加热生活热水。这样不仅能提高系统利用率, 而且还能提高系统运行性能。

国内外已经有很多学者在这一领域展开研究。早期的研究主要集中在空调冷凝热回收装置的原理分析及可行性研究, 随后发展到分析热回收技术对系统性能的影响。主要采用试验和计算机模拟两种研究方法。

虽然国内外对家用空调热水器的研究很多, 但对于系统控制策略的探讨还不多。这使得该系统从研究到成品生产的转换上仍然存在着一定的障碍。基于这些问题, 本研究优化设计了多功能空气源热泵空调热水系统, 并提出了相应的控制策略, 为以后的研究提供参考。

1. 系统运行模式

系统原理如图1所示。下面介绍了该系统主要的几种运行工况。

1.1 夏季制冷兼制热水工况

这种工况是这个系统最理想的运行情况。此时, 大压缩机单独运行, 空调冷凝热由水全部吸收, 室外机风冷换热器被旁通。在系统刚开机时, 板式换热器进水温度较低, 所以换热效率较高。高温高压的气态制冷剂在板式换热器中冷凝放热, 变成高温液态。然后制冷剂流经旁通管和毛细管, 在室内机中蒸发吸热, 变为低温气体, 最后回到压缩机, 完成循环。冷水在循环水泵的驱动下, 吸收热量, 然后储存在储水箱中。

当水温升高到一定温度, 板式换热器水冷不足以全部吸收系统的冷凝热, 这时取消旁通室外机风冷换热器, 并开启室外风机。板式换热器和室外机串联, 共同吸收空调冷凝热, 确保系统能稳定地继续运行。

1.2 单独制热水工况

在制热水初期, 大压缩机运行, 快速产生热水。制冷剂经过压缩, 在板式换热器中与水换热, 加热生活用水, 随后流经室内机, 但是室内风机不开启, 制冷剂不与室内空气换热。在经过毛细管节流后, 流过室外机蒸发吸热, 最后回到压缩机完成循环。当生活热水达到某一温度, 系统自动切换成小压缩机运行, 继续加热并保温。保证系统连续稳定运行的同时避免过多的热量排放到室内。

1.3 供热兼制热水工况

这个工况是此系统耗能最大的工况, 此时, 大、小压缩机共同运行, 通过部分旁通板换, 使一部分制冷剂在与水换热, 另一部分直接室内空气换热, 从而保证室内温度。

制冷剂从压缩机出来, 在板式换热器中和房间内冷凝放热, 然后经过毛细管节流, 在室外机蒸发吸热, 最后通过气液分离器循环回到压缩机, 满足供热和制热水双重要求。

2. 系统控制策略

对于本系统来说, 合理的控制策略是非常重要的, 它不仅能够实现产品功能, 保证产品安全、稳定地运行还可以节省系统运行费用, 节约能耗。

该系统的控制策略总结为表1, 以压缩机排气温度为参考。各个工况的具体控制流程如下:

(1) 制冷兼制热水工况。此工况首先要保证系统的制冷功能。开机后先旁通风冷冷凝器, 压缩机排气度达到45℃时之后再开启循环水泵。起初板式换热器中的水可以完全吸收空调冷凝热, 室外风机不需要开启。压缩机排气温度高于48℃后, 取消旁通室外机冷凝器, 开启室外风机。当水箱中的水温达到45℃时, 已经满足用户需求, 这时关闭水泵, 系统变成普通的制冷工况。

(2) 单独制热水工况。开机时, 室内风机不运行, 利用室外空气的热量加热热水。当压缩机排气温度达到50℃时开启水泵, 同时为了保护系统稳定, 压缩机排气温度大于55℃时关闭室外风机。同样, 水箱中的水温高于45℃时, 制热水工况结束。

(3) 供热兼制热水工况。压缩机排气温度在50℃~60℃之间时开启水泵, 其余时间关闭水泵, 这样使系统一直处于高效工作状态。如果采用室内供热优先策略, 则开机后开启室外风机, 旁通板换并且关闭水泵。这时完全不制取热水。当室内热量足够时, 取消旁通, 使压缩机排气先进入板式换热器, 开始加热生活热水, 并开启水泵;如果采用保证制热水优先策略, 则不旁通板换且水泵连续运行, 可以通过调整旁通板换的比例, 平衡供热与制热水的矛盾问题。

3. 控制流程图

由于控制得比较复杂, 为了更清晰地整理控制思路, 为编程和自动化打下基础, 下面分别给出主要3个工况的系统控制流程图, 如图2~图4所示。

参考文献

[1]清华大学建筑节能研究中心.中国建筑节能年度发展研究报告2013[M].北京:中国建筑工业出版社, 2013:40-64.

[2]C.T.Healy, Jr.T.I.Wetherington.Water Heating by Recovery of Rejected Heat from Heat Pump[J].ASHRAE Journal.1965, April:68-74.

[3]R.S.Jr.Mason, H.S.Bierenbaum.Energy Conservation through Heat Recovery Water Heating[J].ASHRAE Journal.1977, August:36-40.

空调源热泵论文篇5

2017-05-31空气源热泵供暖北京“煤改电”中，空气源热泵如此之大的安装量在世界范围内都属首次，其一举一动可谓万众瞩目。作者希望通过这个栏目，普及空气源热泵供暖知识，采用通俗的语言面对所有读者，提高认知度，解答热点问题。作者：邓有源中国热泵产业联盟特聘专家

1、空气源热泵供暖系统类型有哪些？

空气源热泵供暖的系统类型分为四大类：（1）空气源热泵+散热器（暖气片）；供水温度一般在55℃左右。（2）空气源热泵+风机盘管；供水温度一般在45℃左右。（3）空气源热泵+地面辐射供暖；供水温度一般在35℃左右。（4）空气源热泵直接冷凝式供暖（包括热风机、无水地暖等，目前这种类型应用相对还比较少）。

2、空气源热泵与几种末端组合，各自有什么特点？

（1）空气源热泵+散热器

优点：替代简单，可直接替代原有锅炉热源；与直接电供暖方式相比，节能效果显著；与电锅炉供暖方式相比，节约了电力增容费用。缺点：高温供暖，室内升温慢，热舒适性差，占有一定的空间。（2）空气源热泵+风机盘管

优点：房间升温较快；每个房间的风机盘管风机独立控制，有利于行为节能；供水温度比散热器低，空气源热泵能效比高，运行费用较省；系统简单、安装灵活方便；系统可一机两用，冬季供暖，夏季制冷，对于夏季有制冷需求的用户，综合初投资费用更低。缺点：舒适性略差，会有轻微噪音，会损失部分电量。

（3）空气源热泵+地面辐射供暖

优点：节能、运行费用低；舒适性高；系统具有一定的蓄热功能，热稳定性好，能有效抵消空气源热泵极端天气时的制热功率波动，使系统运行更稳定、可靠。缺点：既有建筑改造会破坏原有地面；对于楼房建筑还会降低房间高度；如出现施工质量问题，维护困难。

（4）空气源热泵直接冷凝式供暖的方式（热风机）

优点：系统简单，安装维护方便，故障率低；节能性高。缺点：舒适性差；有轻微噪音。

3、运行费用的高低与末端组合有关吗？

运行费用的高低与末端组合有很大关系，同样的热泵设备，用散热器方式费用最高，风机盘管排序为次，地面辐射供暖费用最低。该组数据可供参考：地面辐射供暖模式：供水温度35℃，运行费用15.84元/m；风机盘管供暖模式：供水温度45℃，运行费用19.20元/m；散热器

22供暖模式：供水温度55℃，运行费用22.88元/m。

24、空气源热泵供暖系统末端如何选择？

对于新建建筑，优先选择地面辐射供暖形式；既有建筑改造可选用散热器或风机盘管两种形式；如果散热器已经老旧或者新增数量较多，建议选择低温风机盘管形式。

风机盘管供暖末端冬天通热水可以供暖，夏天通冷水可以制冷，也简称两用末端。风机盘管供暖末端可上部设置（顶挂式），也可下部设置（落地式），建议采用下部设置（落地式）。选择落地式应注意事项：落地式下进风上出风专用风机盘管；落地式下进风侧出风专用风机盘管。

5、空气源热泵热水地暖系统选型与现行标准有什么区别？

（1）地暖管外径宜小（DN13mm）；（2）地暖模块管道间距宜100mm左右；（3）地暖模块厚度不宜小于30mm；（4）地暖管铺设长度范围为80m～100m；（5）进水温度适合45℃左右，供回水温差为5℃。

6、空气源热泵主机设备的类型有哪些？

空气源热泵种类繁多，按不同的划分标准，会有不同的名称。一般有以下几种分类方法：（1）按热泵功能划分：单热型空气源热泵、单冷型空气源热泵、冷暖一体型空气源热泵和冷、热、热水三联供空气源热泵。

（2）按是否用循环水向房间送能划分：热泵热水机、热泵热风机、热泵无水地暖机，目前市场绝大多数空气源热泵设备还是热泵热水机。

（3）按热泵供水温度划分：高温出水型空气源热泵（供水温度55℃）、普通型空气源热泵（供水温度45℃）。

（4）按热泵工作环境温度划分：低温型空气源热泵、普通型空气源热泵。（5）按是否有变频功能划分：定频机、变频机。

（6）按热泵机组的集成度划分：整体机、分体机。整体机就是整个空气源热泵就一个机器，循环水泵、膨胀罐等都被集成到热泵中；分体机就是空气源热泵分成室外机和室内机两部分。

7、如何确定热泵容量？

空调源热泵论文篇6

【摘要】空气源热泵热水系统，该系统不但环保、安全、管理简单，本文针对珠海某酒店空气源热泵热水方案进行研究，从运行费用可以看出空气源热泵热水系统的年运行费用是燃油锅炉热水系统年运行费用的62.2%，燃气锅炉热水系统年运行费用的75.7%。运行不到2年就可收回投资。

【关键词】空气源热泵；设备选择；运行费用

0.工程概况

该酒店位于珠海，共有公寓500套，计算用水人数1000人，每人每日55℃卫生热水用水定额70L；考虑到该酒店的满客率（按80%计），热水日最大热水用量为56吨。该酒店要求全年提供生活卫生热水，24小时不定时供水；根据该酒店的用水要求，热水系统使用空气源热泵热水系统，该系统不但环保、安全、管理简单（全自动控制），而且是目前所有热水系统中运行经济效益最好的热水系统，使用该系统可以为用户带来十分可观的运行经济效益。

1.设计计算参数

額定工况空气干球温度：21℃/ 空气相对湿度：70%/ 室外空气平均风速：2.4m/s；低温工况空气干球温度：6℃/ 空气相对湿度： 60%/ 室外空气平均风速：1.8m/s；额定工况冷水计算温度：15℃/ 热水计算温度：55℃；低温工况冷水计算温度：10℃/ 热水计算温度：55℃。

2.设计说明

本系统拟采用“科宇牌”高效节能空气源卫生热水器供热系统。为保证稳定的沐浴热水温度，热水系统采用全蓄热搬运形式，即热水机组+加热水箱+蓄热水箱。

加热设备的选择：

（1）设计日热水用量、平均小时热水产量、设计小时高峰热水用量。

Ld=m·qr·80% =1000×70×0.8=56m3 （客满率为80%）

Lp= Ld /T1=56÷10=5. 6 m3 /h

Lh= Ld·Kh/T2=56×4÷24=9.3 m3/h

（2）加热设备的选择

设计日55℃热水用量低温工况耗热量为：56000×（55-10）=2520000kCal=2930.2kWh

设计日小时耗热量为：2930.2kWh÷10=293.02 kW

A.选用科宇空气源卫生热水器ZKFRS-60 5台。

额定工况下空气源卫生热水器制热能力：

单台产热量60kW，单台小时产55℃热水量 60 × 0.86 ÷（55-15）=1.29m3，5台机小时产热水量（ 55 ℃）共6.45 m3。机组日实际运行时间为56÷6.45=8.68小时。

低温工况下空气源卫生热水器制热能力：

单台产热量42kW，单台小时产55℃热水量42×0.86÷（55-10）=0.803m3，5台机小时产热水量（ 55 ℃）共4.015 m3。机组日实际运行时间为21.08÷4.015=13.94小时。

B.加热水箱的选择

加热箱加热时间应不大于50分钟为佳，所以选用1个5m3 圆形不锈钢内胆加热水箱。

C.蓄热水箱的选择

容积= Lh·3.5=9.3×4=37.2 m3（贮存不少于4个小时的高峰期热水用量），取整数选用4个9m3圆形不锈钢内胆蓄热水箱。额定工况加热水箱加热时间36÷6.45=5.58小时；低温工况加热水箱加热时间36÷4.015=8.96小时。

因为日最大热水用量〈蓄热箱容积+加热箱容积+最冷工况机组产热量×4h=56m3〈36+5+4×4=57 m3

所以选型能满足系统热水要求。

3.空气源热泵热水器年运行费用

4.年运行费用分析

经过计算分析，燃油锅炉年运行费用为434716元，燃气锅炉年运行费用为406750元，而空气源热泵热水器年运行费用为206041元，从运行费用我们可以看出空气源热泵热水系统的年运行费用是燃油锅炉热水系统年运行费用的62.2%，燃气锅炉热水系统年运行费用的75.7%。虽然空气源热泵热水系统在初投资高出6.7万元，但运行不到2年就可收回投资，而热泵系统的寿命在20年以上。

参考文献：

[1] 赵艳龙.空气源与燃气锅炉系统热水方案对比浅析[J].城市建设理论研究，2016，（16）.

空调源热泵论文篇7

关键词：水质,水温,水源热泵空调系统,节能

0 引言

目前随着地源热泵空调技术在我国的发展应用, 水源热泵空调技术也正处于大力地发展的趋势。根据相关的气象数据分析[1][2], 重庆市全年室外气温波动较大, 冬季日平均温度最低约为5.5 ℃, 夏季日平均温度最高约为31.7 ℃。最热月七月的月平均温度为28.1 ℃, 最冷月1月的月平均温度为8.1 ℃, 其最热月的日最高温度与日最低温度分别为37.7 ℃和28.2 ℃, 最冷月的日最高温度与日最低温度分别为13.6 ℃和3.4 ℃。由此可见, 这种气候条件必将导致传统空调设备的运行存在工况不稳定、高于标准工况、机组产冷产热量降低、系统耗电量增加的不利局面。

地表水源热泵系统可以利用地表水作为空调系统的低位冷热源, 在空调系统的制冷过程中, 不需冷却塔, 既省水节能又环保;在制热时, 不会对大气环境造成危害。同时, 该系统的供热供冷效率高, 可以大大降低能源的使用费用。然而, 地表水源热泵系统也并非任何场合都适用, 该系统对地表水体的水质和水温恢复能力有要求。如果水质或水温恢复能力不够, 那么系统运行一段时间后水体冷热品质必然下降, 系统效率便会降低。因此, 在实际工程中, 选用地表水源热泵系统必须要做详细的技术论证。

1 工程概况

该项目位于重庆市璧山县, 建筑性质为旅游度假休闲温泉酒店, 集餐饮、娱乐、住宿为一体的综合性建筑, 本建筑地上共三层, 地下一层, 地面停车。-1层为温泉用房, 包括温泉大池、淋浴间、更衣室、门厅等。1层为酒店用房, 包括大堂、客房、宴会厅、棋牌等。2层为客房、西餐扒房、咖啡厅、健身中心、餐厅包房、影院等。3层为客房、会议中心、洗脚、按摩等。项目总建筑面积为25 600.56 m2。地面以上建筑总高度17.8 m, 水源热泵空调面积为17 042 m2, 总冷负荷为1 621 kW, 总热负荷为1 140 kW。项目周围环境优美, 绿被植物覆盖率大.离建筑主体200多m处为金剑湖水, 金剑湖体水量90 000多m3, 常年水温5 ℃～25 ℃, 平均水深8 m。

2 湖水源水质分析

甲方提供的湖水水质报告如下表1所示。

根据此检测报告, 按照文献[3]中的水质参考表, 经分析认为, 该水体腐蚀作用不强, 结垢趋势属轻度水平, 具有一定的铁锈生成条件。水库水质偏富营养化, 这与水库养殖有大量的鱼类有关, 而这种水质容易诱发水生植物和藻类大量繁殖。而水中的铁离子、钙离子与磷酸根将有可能形成沉淀。结合相关设备的性质, 对于该水库水质的处理, 采用旋流除砂器 (除砂、降低水体浊度等作用) 和综合水处理器 (防垢、除锈、杀菌、灭藻、过滤等作用) 联合处理而得到满足使用要求的水质。但是, 根据检测报告, 水库湖水水体中藻类较多, 因此一般应设置独立的除藻设备, 但考虑到综合水处理器具有较好的除藻效果, 因此在此类系统中可在一次配制时暂不设置独立的除藻设备, 但应预留接口。为了保证系统的长期有效运行, 在系统建成后应加强监测, 如发现综合水处理器不能满足所需要的水质要求时, 应在系统中加设独立专用的除藻设施, 以达到灭藻的要求。

3 湖水源水温分析

金剑湖水的水温分布情况, 我们采用HOBOware专业水温水位测试仪器和红外线测温仪对水温水位进行了现场测试, 为了保证数据的可再现性, 测试共进行了五天时间, 每天分为上午和下午两个测试阶段, 分别测试了水面空气温度、水表面温度、不同深度水温等数据。

通过对湖水温水位的测试数据的分析, 可以得知, 当大气温度在28 ℃～32 ℃范围内变化时, 在水面处的温度受大气温度波动的影响变化比较大, 上午一般随着气温的升高而增加, 下午随着气温的将低而降低。随着水深的增加, 水体温度逐渐下降, 在6 m以下的水温波动不是很明显, 大都在13 ℃～14 ℃的范围内变化。湖水表面与其底部的温差在6 ℃～7 ℃左右。

从图1中可知:水温随着深度的变化出现了分层现象, 在水下1 m处的温度在21 ℃～22 ℃范围内波动, 在水下2 m、3 m、4 m的温度分别在19 ℃～20 ℃、16 ℃～17 ℃、15 ℃～16 ℃的范围内波动, 在水下6 m左右, 温度趋于稳定, 波动不再明显。

根据对湖水水温的分析, 湖水温夏季约为22 ℃～26 ℃, 冬季水温约为12 ℃～16 ℃。而根据前述分析, 工程所在地的夏季日平均温度最高约为31.7 ℃, 冬季日平均温度最低约为5.5 ℃。最热月的日最高温度可达到37.7 ℃, 最冷月的日最低温度分别可达到3.4 ℃。因此, 根据这些温度数据的分析, 夏季采用湖水作为空调的冷凝水, 将可使空调的冷凝温度降低约10 ℃～13 ℃, 而冬季采用湖水作为空调系统的蒸发热源, 将可使系统的蒸发温度提高10 ℃～12 ℃。因此, 根据相关文献的分析[2], 当采用该湖水作为空调的热源热汇时, 夏季约可实现降低机组耗功能的27%～35%, 冬季约可节约机组耗功量25%～33%。

4 工程冷热源方案选取

根据上述自然条件, 建筑的水源热泵空调系统冷、热源可利用金剑湖水体的冷热资源, 在湖内进行取水、回水。

4.1 工程的技术可行性分析

4.1.1 理论计算分析

为了确定夏、冬两季系统运行过程中向湖体排热、取热后湖体的水温变化情况, 必须分析夏、冬两季系统运行过程中湖体的得热、散热情况, 从而确定夏、冬两季系统运行后湖水的“冷热收支”平衡能力。系统运行过程中, 湖体的热交换过程主要包括:①水面热交换;②水体与下垫面热交换;③水源热泵系统向湖体的取、排热。

根据以上条件, 以及空调系统的最大冷热负荷, 结合建筑使用特性, 计算出夏、冬两季水源热泵系统运行过程中湖体的平均水温变化情况。

表2表明:夏季运行后, 湖体的水温升高0.93k;冬季运行后, 湖体的水温降低1.08k;考虑过渡季节湖体的水温恢复, 全年湖体的平均水温仅升高0.59k。

从而说明, 系统全年运行对湖体水温的影响比较小, 湖体的全年热平衡基本上能得到保证。

4.1.2 数值模拟计算

根据“零负荷”条件下湖体水温分布特点, 附加水源热泵系统的运行取、排热量, 分别建立冬、夏两季系统运行的湖体水温分布模型, 利用通用商业软件PHONEICS进行仿真计算。

初始参数及边界条件:金剑湖夏季水温初始参数设置为 (以湖底为零标高) :0 m～1.5 m, 水温15.5 ℃;1.5 m～6 m, 水温19 ℃;6 m～7 m, 水温25 ℃;冬季水温初始参数设置为10 ℃, 上下层均匀。湖体表面简化为常热流边界;湖底传热相对于湖体表面而言较小, 设置为绝热表面;回水按5 ℃的温差考虑, 负荷特性表现在取回水的流量上。

典型日负荷使用特性如下:上午8:00～11:00为30%负荷状态, 11:00～14:00为100%负荷状态, 14:00～18:00为50%负荷状态, 18:00～22:00为70%负荷状态, 22:00～凌晨8:00为50%负荷状态。不同负荷情况调节冷却水量。对夏季、冬季各一个典型日分别进行模拟运算。

模拟结果表明:夏季空调运行工况下, 由于回水口位于水面下1 m处, 回水区附近水域的垂直水温分层现象被打破, 水体水温受影响的范围随着水面以下深度的增加而越来越小;同时, 由于受回水水温的影响, 水面回水区域的水温较周围水温略低。系统运行1天后, 湖水平均水温仅上升0.32 ℃, 而且湖体受系统运行影响的区域相对较小。冬季典型日系统运行1天后, 仅湖体回水区域附近的水体水温受系统取热影响, 而整个湖体受影响的范围相对比较小, 层间温差相对夏季小得多。

另外, 计算数据结果可以得到:①湖体水面以下6米平面的平均水温为9.91 ℃, 与湖底水温一致;水面以下3 m平面平均水温为9.9 ℃, 回水影响区域增加;水面由于受外界环境换热影响平均温度为4.88 ℃;②冬季典型日系统运行1天后, 整个湖体的平均水温为9.65 ℃, 较初始平均温度10 ℃降低了0.35 ℃;

综上所述, 系统在冬、夏季运行后, 整个湖体水温度变化均比较小;而且在全年运行后, 基本上能够实现热平衡。同时, 系统一个典型日工况运行的模拟结果表明, 系统运行1天条件下, 取、回水对湖体水温的影响范围均很小。从而说明, 湖水源热泵空调系统冷热源的选取在技术上是可行的。

5 系统节能性分析

将湖水源热泵系统与冷水机组加燃气锅炉系统以及风冷热泵系统进行经济性分析。这里暂不考虑三个系统末端设备, 只考虑冷热源以及机组部分的经济性。

5.1 水冷机组加燃气锅炉系统

5.1.1 折合成一次能比较

按照《空调通风系统运行管理规范》 (GB50365-2005) 附录B空调通风系统能耗系统的计算方法, 把各种能耗量转换为一次能。重庆市天然气每m3热值为36 430 kJ (8 700 kcal/h) , 每1 kW的电相当于11 708 kJ的一次能, 则1 m3天然气相当于3.104 kW (36 430/11 708) 的电。按照实测机组能效比4.72计算, 则消耗3.104kW的电可得到3.104×4.72×860×4.18=52 667 kJ的热量。取燃气热水机组热效率0.9, 则消耗1m3燃气可产生36 430×0.9=32 787 kJ的热量, 两者相比, 本工程水源热泵机组比燃气热水机组的一次能源利用率高60%以上。

5.1.2 运行费比较

按重庆市目前商业用户燃气价2.2元/m3, 电0.82元/kWh计算, 气 (m3) /电 (1kWh) 价格比为2.2/0.82=2.68, 1 m3燃气供热量为32787kJ, 本工程水源热泵机组消耗2.68kW的电, 可制取的热量为2.68×4.72×860×4.18=45 472.8 kJ, 两者相比为1.387, 水源热泵机组供暖比燃气热水机组供暖节约运行费38%左右。

5.2 风冷热泵机组

表3列出了与测试机组容量相近的几种知名品牌风冷热泵冷热水机组额定工况和测试工况下的制热量、耗功率和制热能效比, 其中耗功率值包括机组压缩机和室外侧换热器风扇的耗功率;本工程水源热泵机组的耗功率包括压缩机耗功率和湖水泵的耗功率。

表3中, 额定工况为进/出水温度40/45 ℃, 室外环境温度7 ℃;测试工况为进/出水温度38.32/42.6 ℃, 室外环境温度10.43 ℃。表中值是根据产品样本中的变工况性能表或变工况性能曲线换算得到。由表中看出, 7个知名品牌机组在测试工况下得到的制热能效比由3.18～3.88, 平均值为3.65。与水源热泵机组测试的制热能效比4.72, 相差1.07, 本工程的湖水源热泵机组EERh比风冷热泵机组高29.3%, 有较高的节能性。

5.3 经济性对比

湖水源热泵系统与冷水机组加燃气锅炉系统相比, 设备初投资要高出20%, 年运行费节能25%, 一般运行4年可以回收成本;与风冷热泵机组相比, 设备初投资要高出10%, 年运行费节能33%, 一般运行2年即可回收成本。

6 结论

根据上述对重庆璧山温泉酒店湖水源地表水的水质和水温分布情况的分析, 虽然重庆璧山地区全年的室外温度变化区间较大 (3 ℃～38 ℃) , 但地表水体的温度大致在10 ℃～26 ℃的区间变化, 这相对室外气温的变化要缓和得多, 而且其对于冬夏季极端气候下的空调运行具有极大的节能潜力。而且此类水体的水质对用于水源热泵空调系统的冷却系统而言, 无需增加大型的水处理装备, 可采用目前市场上已有的成套设备进行处理即可, 如重庆瑞朗公司的系列水处理设备等。因此大大降低了系统的复杂性。鉴于上述原因, 本文认为, 重庆璧山温泉酒店的湖水源完全可以胜任水源热泵空调系统的应用, 并具有约33%的节能潜力。

参考文献

[1]中国气象局气象信息中心气象资料室.中国建筑热环境分析专用气象数据集[M].北京:中国建筑工业出版社, 2005.

[2]丁勇, 李百战, 罗庆, 刘红.重庆市自然资源在改善室内热湿环境中的作用分析[J].重庆大学学报, 2007, (9) .

空气源低温热泵热水技术篇8

而空气源低温热泵热水技术很好地解决了这些问题。应用这一技术, 现在即使在寒冷的北方地区, 人们也能象在华东地区一样, 选用一套系统, 提供全年的舒适室内环境。作为一种新技术, 空气源低温热泵热水技术的应用已经成熟且可行, 并且将引领北方地区夏天供冷、冬天采暖技术的新潮流。

空气源低温热泵热水技术的工作原理

这一技术的精髓就是低温涡旋热泵压缩机。低温涡旋热泵压缩机的结构如图1所示。在固定涡旋盘上设置第二个吸气口, 连接蒸汽喷射管。这样涡旋压缩机就具有2个吸气口和1个排气口。

如图2所示, 系统工作原理为:带辅助进气口的涡旋压缩机排出的高温、高压制冷剂蒸气, 经板式换热器将热量传递给冷却介质后变为高温、高压的液体, 升温后的冷却介质可作采暖使用。从冷凝器出来的高压制冷剂液体后分为2路:主路为普通热泵回路, 辅路为补气回路的制冷剂液体经电子膨胀阀节流后直接进入中间换热器, 辅路的制冷剂液体经电子膨胀阀降压后变为低压的气液混合物, 也同时进入经济器, 二者在经济器中进行热交换后, 辅路的制冷剂变为气体后被压缩机的辅助进气口吸入, 主路的制冷剂变为过冷液体经膨胀阀降压后进入风侧换热器。主路和辅路的制冷剂在压缩机工作腔内混合, 被压缩后排出压缩机, 从而形成闭合的工作回路。而且, 在夏天的时候, 此机组原理还可以制冷, 一年四季都可以使用。

以下是低温热泵与普通热泵实验的对比:

按照国家标准, 在水温40℃进水, 45℃出水测得以下数据:

从以上图中可以看出, 采用空气源低温热泵技术, 可以在-15℃环境温度可靠运行, 且排气温度适中, 不需要辅助电加热, 而且有更高的低温制热性能, 在-15℃环境温度的制热COP有1.96, 而采用普通的热水器能效比最高才达95%, 整整相差一倍。

从以上图表中可以看出, 与普通热泵用涡旋压缩机相比, 空气源低温热泵在环境温度为-5℃的工况下, 制热COP提高17%, 在环境温度为-10℃的工况下, 普通热泵运行不了, 可见在低温工况下运行时, 空气源低温热泵在提高制热性能系数和降低压缩机的排气温度方面效果很明显。

空气源低温热泵热水技术解决了传统的热泵技术存在的在低环境温度下运行的两个关键问题:吸气口的制冷剂量比压缩机的容量要小很多导致压缩机的容量没有充分利用;室外机电子膨胀阀之前的液态制冷剂的焓值很高, 影响换热器的效率。

因此该项技术能成功应用于我国北方大部分地区。同时喷射蒸汽有助于增加主循环中的制冷剂流量, 增加流经室外换热器的液体制冷剂焓差, 从而增加制热量。

空气源低温热泵热水技术的特点

先进的补气增焓技术

空气源低温热泵采用先进的补气增焓技术, 即使在-15℃下也能正常运行, 且能效比能达到1.9以上, 在严寒的北方地区只需要一套冷暖空调系统, 就能同时满足冬季采暖和夏季制冷的需求。

电子膨胀阀技术

采用电子膨胀阀节流, 与热力膨胀阀相比, 电子膨胀阀具有比较宽的温度调节范围, 能够通过控制阀门开度将温度控制在某一范围内调节;电子膨胀阀能将过热度控制的非常平稳且数值较小, 具有明显的节能效果, 尤其是在低温装置热负荷偏小的情况下, 电子膨胀阀具有通过自身调节使过热度恢复正值的特性, 这是热力膨胀阀所不具备的。采用电子膨胀阀节流, 更可提升系统的可靠性。

精密的系统控制技术

机组在-15℃时能正常工作, 对机组控制系统有很高的要求, 先进的控制系统确保室内温度控制在+/-0.5℃。基于空气源低温热泵压缩机技术的可靠平台, 使得压缩机的故障率小于0.005%, 确保了全年的可靠运行。

采用高效的板式换热器技术

板式换热器有传热效率高、热损失小、结构紧凑和体积小、使用安全可靠等特点, 使机组的性能得到很大提升。

空气源低温热泵技术的经济效益

1、空气源低温热泵机组的批量生产不需要额外的投资, 现有的设备能够满足要求, 不存在投资风险的问题。

2、完全按需供暖, 避免了房间无人时供暖的浪费。每个采暖季节每平方米的费用低于20元, 比传统的集中供热节省费用。如果配置节能运行模式, 费用节省更明显。制冷工况下延续了空气源低温热泵技术一贯的高效率, 实现全年的节能。

3、不受季节的限制, 采用空气源低温热泵技术, 不但能实现在低温环境下供暖, 且在夏天的时候还可以制冷, 免除了夏天装空调的费用, 节省开资。

4、空气源低温热泵的诞生彻底解决了传统空气源热泵机组低温制热可靠性差和能效比低的问题, 尤其适用于黄河流域, 华北地区 (包括北京地区) 、西北地区。大大提高了风冷热泵的应用区域, 市场前景广阔。

空气源低温热泵热水技术的社会效益

安全性

因为空气源低温热泵机组仅用少量的电能和空气中或水中的热量, 根本不用燃油、燃气、燃煤或液化石油气等矿物燃料, 没有燃烧生成物, 也没有任何有害气体排放, 没有火灾、爆炸的危险, 因此十分安全。

健康性

因为有良好的控制系统和蓄热水箱, 可以做到每日充沛的供水量和满足每日高峰供水的需要。设有液位和温度的控制, 保证水温低了, 热泵启动制热;液位低了, 自动补充冷水;热水多了, 可以由蓄热水箱调节储存;系统回水温度低了, 会自动开启循环水泵以及热泵再加热储存的温水, 出口水温长期过低, 可以启动辅助电加热器作短期加热, 因而, 热泵热水系统的供水温度稳定可靠, 供水水量充足, 供水质量有保证。保证人体健康。

节能性

空气源低温热泵机组的系数 (能效比) 全年恒大于1, 全年平均的能效比可达3-4, 因而比任何一种矿物燃料燃烧的制热效率高, 也因此是最为节能的热水机组, 即使与太阳能热水系统比较, 热泵热水系统的运行费用也会比较低。

环保性

空气源低温热泵热水机组无任何CO2、NOX等温室气体和有害气体排放, 对地球的温室效应无任何影响。其制冷工质是按蒙特利尔公约规定, 可以允许应用的HFC工质;其使用的热源是清洁的空气、水以及少量的电能, 因而, 热泵热水机组运行时, 不会破坏周围环境的生态, 是符合环境保护的, 有利于环境保护。

土壤源热泵地埋管形式探讨篇9

能源是我们人类社会生存发展的物质基础, 而能源危机使我们对能源利用有了新的认识, 为了国家经济能够持续快速的发展, 因此加强节能、提高能源利用率和改善能量利用中的环境保护成为了一个很重要的课题。

随着空调产业的快速发展, 空调制冷制热的方式开始多元化。由于地表浅层是一个巨大的太阳能集热器, 收集了47%的太阳能, 相当于人类每年利用能量的500倍, 而且不受地域、资源等的限制, 为一种可再生、清洁能源[1]。因此, 近年来地下土壤作为一种空调系统理想的冷热源, 受到国内外学者的重视, 进而促进了土壤源热泵技术的发展。

1 土壤源热泵系统的构成

土壤源热泵系统按照构成可以分为四个部分:地下耦合换热循环、制冷剂循环、末端装置以及生活热水环路。地下耦合换热部分是由高密度塑料管 (一般常用高密度聚乙烯HDPE管) 组成的地下循环封闭环路, 环路的介质通常为水或者是防冻液[2]。冬季从地下吸取热量对建筑供暖, 同时储存冷量, 以备夏季使用;夏季向土壤中释放热量, 对建筑进行降温, 同时储存热量, 以备冬季使用, 其地下换热部分可以按照地埋管的形式的不同分为水平埋管和垂直埋管。

2 水平埋管的形式以及对其应用的研究

目前水平埋管主要的应用形式有以下几种, 单沟单管、单沟双管、单沟二层双管、单沟二层四管、单沟二层六管等形式 (如图1) , 由于水平埋管占地面积较大, 除了在单元住宅等建筑中能一定的应用外, 其他中大型建筑形式中的应用较为有限, 为了提高单位占地面积的换热量, 因此考虑利用沿垂直方向的岩土层的蓄热作用, 设置多层埋管, 多层埋管的下层管路处于一个较稳定的温度场, 换热效果好于单层, 且占地面积较小, 因此在工程中常采用多层。

水平埋管在国外有比较多的应用, 但是由于地理条件的差异以及经济发展水平的不同, 因此水平埋管式的土壤源热泵在工程中并没有广泛的应用, 为了提高水平埋管的换热性能, 有人提出将热管技术应用在水平埋管式的土壤源热泵系统中, 提出了一种新型的地下埋管形式, 热管是依靠自身内部工作液体的相变来实现传热的传热元件, 液态的工作介质在热端蒸发吸热, 变成气态, 气态通过运动到冷端放出热量, 变成液态并依靠重力作用重新回到蒸发端, 如此循环进行, 传递热量。由于热管内部主要靠工作液体的气、液相变传热, 热阻很小, 因此具有很高的导热能力, 利用热管的这种特殊的传热方式, 来提高地下埋管的换热性能, 利用更深层的土壤蕴含的热量, 从而达到减少占地面积的目的。根据热管的工作温度范围, 设定土壤源热泵运行的工况, 然后进行计算、选择设备并搭建系统。天津大学郑宗和等人的努力, 设计并完成了试验台的搭建, 通过试验最终证实了在水平埋管系统中加入热管对提高水平埋管换热效能是有帮助的, 虽然成本有所增加, 但是增加的成本不大, 且节约土地面积的效果明显, 因此有很好的应用前景[4]。其应用的系统如图2所示:

天津大学的李新国等人对垂直螺旋盘管地源热泵供暖制冷进行了实验研究, 他们结合一个实际用户建立了垂直螺旋盘管地源热泵试验系统, 通过测量地下盘管的进出水温度, 盘管从地下的取热、排热量, 分析系统的性能。

经过运行一段时间后得出的数据分析结果表明, 与其他土壤埋管的取热性能相比较, 垂直螺旋盘管的换热效果要优于水平盘管[5]。垂直螺旋盘管的应用, 使盘管表面积增大, 换热面积也相应的增大, 进而提高了换热效率, 同时也节约了占地面积, 减少工程的造价, 因此, 对于现阶段土壤源热泵技术来说, 具有很大的发展空间。

3 垂直埋管的形式

与水平埋管相比, 垂直地埋管具有在较小的占地面积下获得较大的换热能力的特点, 因此在工程中的应用更为广泛。垂直埋管根据埋管形式的不同, 一般有单U型管, 双U型管, 小直径螺旋盘管和大直径螺旋盘管, 套管等形式。目前使用最多的是U型管、套管和单管式。

对于U型管来说, 一般管井直径为100~159mm, 井深10~200m, 管径一般在Φ50mm以下, 由于施工简单, 安装方便, 换热性能好, 承压高, 管路接头少, 不易泄漏等优点, 目前在工程中应用很广泛。

套管式埋管的外管直径一般为100~200mm, 内管为Φ15~Φ25mm。由于其与外管壁和岩土的换热面积增大, 因此单位井深的换热量较高。但套管端部与内管进、出水连接处不好处理, 易泄露, 需要由工厂加工制作, 现场安装, 保证其密封性。

单管式埋管在国外通常称为热井, 主要用于地下水做热源的热泵系统, 一般来说投资较少典型的孔径为150mm, 由于其受到国家相关政策及法规的限制, 因此在工程中应用有限。

U型管和套管是地源热泵地下垂直埋管的主要形式。由于安装方便, 不易泄漏, 因此U型管一般可以用于埋地比较深的工程中, 这是U型管的优点, 但是其钻孔费用高, 且不能充分利用钻孔所提供的换热条件, 造成了资源的浪费;相比较来说, 套管式换热器可以充分的利用钻孔资源, 换热效率也高于U型管, 但是其结构复杂, 容易泄露。无论是U型管还是套管都存在热短路现象, U型管进水端和出水端存在4~6℃的温度差, 但是两管中间有一段距离, 可以回填保温材料, 减少热短路产生的影响, 而套管不存在中间的保温材料, 因此存在的短路现象则比U型管埋管换热器的热短路严重[6]。目前套管的内外管大多采用PVC光滑管, 换热介质的流向有两种, 一种是介质在内管从上而下, 完成热交换, 另外一种是介质在内管与外管的夹套中由上而下完成热交换, 到管底后在内管中由下而上。沈学明采用波纹内套管实现了套管换热性能的提升。

其中1指的是外管, 2是内管, 3是底封, 4是进水管接口, 5是指出水管接口, 6是波纹管, 7是安装导正环, 其结构图中波纹管布置在内管的外壁, 波纹管与外管之间固定安装导正环, 在普通套管的内管外边加套一个波纹管, 波纹管与内管之间充填珍珠岩层以绝热, 减少介质在内管与外管夹套中存在的热短路现象, 提高了套管的换热能力, 另外, 介质在流经波纹管表面时产生紊流现象, 传热系数增加, 提高了套管的换热能力[7]。

对于U型式和套管式埋管, 在工程应用中都存在一些问题, 制约着其发展。因此我们要对新的垂直埋管形式进行探索和研究, 进而使地埋管换热效率得到最大限度的提高, 满足工程中的需求。

4 结论

土壤源热泵最主要的部分是地埋管换热的部分, 因此提高地埋管的换热效率称为研究的重点, 目前我国对于垂直埋管的研究主要集中在地下换热器模型的建立、埋管换热对周围土壤温度的影响以及埋管对周围管群的换热性能的影响。而对于不同埋管形式与土壤之间的换热研究很少, 因此加强对这方面的研究对土壤源热泵的发展会产生一定的帮助。

对于水平埋管来说, 尝试采用不同的埋管方式相结合以及加入一些新的能增强地埋管换热的技术 (例如热管) , 对其换热进行研究, 看能否能满足工程中的应用。

垂直埋管在我国土壤源热泵工程中应用非常广泛, 因此对新埋管方式的换热性能的研究有非常重要的意义。比如采用套管和单、双U型管结合埋设地埋管, 既可以节约成本, 又可以充分的利用资源;也可以尝试用螺纹管代替单、双U型埋管, 看换热效率是否得到提升;或者也可以采用一些能提高换热效率的方法对地埋管进行改进, 满足实际中的需求。

摘要：依据土壤源热泵系统中地下耦合方式对地埋管的形式进行分类, 列举了一些新的地埋管的埋管方式, 并对其换热进行分析;通过对U型管和套管的特点进行对比, 为土壤源热泵地埋管换热的进一步研究提供参考。

关键词：土壤源热泵,U型管,套管

参考文献

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[4]郑宗和, 杨玉忠, 葛昕, 高金水, 曾宪安.利用热管的新型水平埋管技术[J].天津大学学报, 2004, 37 (11) :1001-1004.

[5]李新国, 赵军, 朱强, 安申法, 张毅.垂直螺旋盘管地源热泵供暖制冷试验研究[J].太阳能学报, 2002, 12, 23 (6) :684-686.

[6]史新慧, 李素芬, 卢立宁.套管式地下换热器研究[J].节能, 2004 (, 7) :22-24.

空气源热泵降湿除霜分析篇10

热泵技术是利用低温可再生能源的有效技术之一, 利用高位能使热量从低位热源流向高位热源, 并将消耗的高位热能与吸取的低位热能的总和供给用户, 很好地解决能源消费与环境保护之间的矛盾, 顺应了现代社会科学用能的要求。其中, 空气源热泵更因利用空气作为低位热源取之不尽用之不竭, 不污染空气且可以实现一机两用, 不需要冷却水系统, 也没有因为使用锅炉带来的环境污染, 安装方便等诸多优点, 而得到了广泛的应用。但从目前空气源热泵的实际运行效果来看, 供热运行时的效果并不十分理想, 究其原因, 主要是因为蒸发器结霜及除霜导致机组运行的不稳定和可靠性差。

1 空气源热泵结霜特性

当空气中有一定大小的含湿量, 并且管及翅片上的温度低于0℃时, 外界空气换热器会发生结霜。具体分析可知, 当室外空气温度低于7℃且相对湿度大于70% 时, 露点温度低于0℃换热器表面会出现结霜。但并不是室外温度越低结霜越严重, 因为空气中的含湿量会随着空气温度的下降而下降。所以当空气温度低于 -5℃时, 即使相对湿度高达90% ~ 100%, 空气中的含湿量也不过2 ~ 3 g/kg, 即使结霜也不足为患。

由上述分析可得, 室外温度在7 ~ -5℃之间时会发生结霜问题。随着霜层的形成增加了导热热阻, 降低了蒸发器的传热系数。尽管在结霜的早期, 由于霜层增加了传热表面的粗糙度及表面积, 使总传热系数有所增加, 但随着霜层增厚, 导热热阻的影响逐渐成为影响传热系数的主要方面, 总传热系数开始下降。此外, 霜层的存在加大了空气流过翅片管蒸发器的阻力, 降低了空气流量。正是由于这些问题, 当空气侧换热器结霜并随着霜层厚度的增加会出现蒸发温度下降、制热量下降、风机性能衰减、电流加大等诸多不良现象而使空气源热泵机组的可靠性和稳定性大大下降, 因此必须通过除霜来解决这些问题。

2 空气源热泵换向除霜存在的问题

目前国内常用的空气源热泵除霜手段多为换向除霜。

换向除霜, 即需要化霜时, 使热泵的制热工况转变为制冷工况运行, 以便室外换热器温度升高, 达到除霜的目的。

根据控制方法不同, 换向除霜主要分为定时除霜和按需除霜。

(1) 定时除霜是指当表征结霜特性的某一参数达到额定值时 (如室外温度达到7℃以下, 蒸发器表面温度达到某一设定值等) , 时间继电器开始动作, 按确定的时间间隔进行化霜。定时除霜的特点是控制线路简单、操作方便, 但易发生不当除霜而引起不必要的能量损耗。

(2) 按需除霜是指当表征结霜特性的某些参数 (如空气通过室外盘管的压力降、盘管与空气之间的湿差、室外风机风量减少或功耗增加量等) 达到给定值时, 开始化霜, 2次除霜之间的时间间隔根据结霜情况而定。按需除霜的特点是能及时恰当地消除室外换热器表面结霜, 并无多余能量消耗, 其缺点是控制较复杂, 对控制系统的灵敏度要求较高。

换向除霜的特点是对室外侧换热器进行周期性除霜。除霜过程中为了避免向室内空间吹冷风而影响室内舒适度, 室内机的风机通常是关闭的, 从而导致除霜过程中从室内机取热量不足并引发一系列问题。这些问题包括除霜时间延长, 由于室内无供热而使室内空气温度降低, 影响室内热舒适。而且由于除霜后室内盘管温度非常低, 提供有效供热的时间推迟, 从而进一步延长室内无供热的时间, 影响热舒适感。

3 空气源热泵降湿除霜分析

由上述分析可得, 空气源热泵的结霜温度范围在7~-5℃。只要当室外空气温度进入此范围时, 将空气相对湿度处理到60% 以上, 其含湿量便低于3 g/kg, 即使结霜也不足畏惧。比较几种空气除湿方法:压缩除湿方式, 压缩动力消耗太大;固体型吸附剂除湿, 再生温度高, 再生消耗大;液体型吸附剂除湿, 需定期补充或更换溶液, 且设置、维护费用高;冷却除湿, 若冷却盘管的表面温度在0℃以下, 凝结水即在盘管表面冻结, 使冷却效率降低, 除湿效果也降低, 因此无法获得稳定湿度。

由于上述方法诸多不合理之处所以选择转盘除湿。转盘除湿以蜂巢结构组成圆筒状转盘, 再由特殊结晶加工法附着吸湿剂 (氯化锂、矽胶、沸石等) 原料制成除湿转盘。此除湿转盘在箱体内回转, 该箱体分隔成除湿区和再生区。除湿用的空气通过除湿区, 由转盘吸收空气中的水分, 而得到干燥空气。吸收水分后的除湿区依转盘回转移动至再生区, 由再生加热空气带出转盘内水分排出至室外, 转盘在再生区放出水分后回转至除湿区, 如此除湿及再生同时连续进行, 可获得稳定的除湿空气。降湿除霜系统及控制流程如图1、图2所示。

此方法与传统的定期除霜相比直接避免了霜层的形成, 使空气源热泵运行更稳定, 避免了定期除霜时的间歇运行导致室内供热不足等缺陷, 有效地提高了室内热舒适度。

4 结语

(1) 结霜是在一定的气候条件下出现的, 破坏结霜条件即可达到除霜的目的。

(2) 换向除霜因除霜过程中从室内机取热不足会造成除霜时间延长, 室内空气温度降低, 室内热舒适感下降等不良影响。

(3) 与传统除霜系统相比, 空气源降湿除霜系统从根本上解决了冬季供热时的结霜问题, 从而解决了因结霜而导致的运行可靠性和稳定性差的根本问题。随着此系统的进一步研究与完善, 必将解决空气源热泵供热结霜问题, 并促进空气源热泵更加广泛的应用。

参考文献

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[5]张建中, 龚延风.空气源热泵冷水机组在南京的应用[J].现代空调, 2001, 3 (3) :141~156

土壤源热泵间歇运行经济性分析篇11

1 工程介绍

内蒙古自治区发改委综合性办公楼, 采用了土壤源热泵系统进行供热与制冷, 为北方地区在土壤源热泵的设计及施工方面积累了宝贵经验。

该项目总建筑面积为50000 m2, 采用了双U型地埋管的土壤源热泵技术。该项目的土壤源热泵机组参数如表1所示。

2 工程经济性分析

2.1 系统初投资费用

施工地区的岩土构成如表2所示。

根据当地当时的设备价格进行计算, 得到土壤源热泵空调系统主要设备购置与埋管换热器安装的总价为1822.5万元。若选用锅炉+冷水机组系统, 得到锅炉+冷水机组系统主要设备购置的总价为463万元。

2.2 系统运行费用比对

根据当地电价与油价进行预算, 电费为0.7元每千瓦时, 油价每吨为6000元。在夏季空调运行周期为90 d, 系统负荷系数为70%;冬季空调运行周期为150 d, 系统符合系数同样为70%, 得出夏季工况下, 冷水机组+锅炉系统每日的设备耗电量为20880 k Wh, 按夏季需要制冷时间为90 d, 在夏季, 系统的运行费用为131.5万元。对冬季供暖系统运行费用进行预算, 每日耗油总量为9360 kg, 耗电总量为3120 k Wh, 北方冬天按150 d换算成总的运行费用为875.2万元。

若使用土壤源热泵系统, 夏季工况的土壤源热泵系统运行时主要设备每日耗电为18000 k Wh, 夏季制冷以90 d计算, 则整个制冷季运行费用为113.4万元, 冬天每日耗电总量为22560 k Wh, 供暖季以150 d计算得, 整个冬天该系统的运行费用为236.9万元。

考虑到该建筑为发改委办公综合楼, 若在非工作期间停止使用, 谨保证对收发室等小范围区域进行特殊供暖制冷, 则可以在经济上节约大笔资金, 假设工作日按照早7.00-晚6.00进行正常供热制冷, 下班后及双休日全天系统停止运行。则采用间歇运行方式夏季间歇运行土壤源热泵系统运行费用为52.0万元, 冬季间歇运行土壤源热泵系统运行费用为65.1万元, 运行费用较连续运行仅有50%左右, 既响应了国家绿色节能的号召, 也节省大笔的经济开支, 在系统停止运行期间, 土壤温度逐渐恢复, 提高了热泵系统总体的换热效果, 延长了系统的使用寿命。

3 不同运行方案比对

由图1可知, 在初投资上, 土壤源热泵并不具有优势, 传统的燃油锅炉与冷水机组相结合的系统在设备购置的费用为463万元, 而土壤源热泵系统在初期投资时的费用为1822.5万元, 比燃油锅炉与冷水机组系统高出1359.5万元。

但在运行时能源消耗的费用上, 土壤源热泵占有绝对优势, 由于土壤源热泵通过对少量高品位能源 (电能) 的消费, 从而实现将大量低位土壤热能向高位能量的转化, 以满足用户供暖制冷的需求。从图1中可以看出, 采用燃油锅炉+冷水机组系统每年的运行费用为1006.7万元, 而利用土壤源热泵进行采暖制冷的运行费用则为350.3万元, 比燃油锅炉+冷水机组系统要少656.4万元。如此, 计算在不到三年时间内, 初投资的差价就会收回。由于土壤源热泵结构简单, 运行稳定, 所以使用寿命较长, 一般在20年左右, 所以保持继续运行土壤源热泵的经济性优势体现越明显。

4 结语

土壤源热泵在初期费用的投入上要比传统的空调系统高, 在运行3年左右即可将初投资差价收回, 由于燃煤和燃油不仅费用高昂且对环境污染较大, 所以我国北部寒冷地区, 土壤源热泵的运行费用优势更加明显, 对环境无任何污染, 对供暖城市解决雾霾和缓解能源危机起到了良好的推动作用, 是一项应该广泛投入实际工程的供暖技术;若土壤源热泵采用间歇运行则将会进一步提高土壤源热泵的经济性。上文的内蒙古工程是一座综合性办公楼, 属于办公时间明确的机关单位, 所以土壤源热泵系统采用间歇运行不但不影响供暖制冷的需求, 而且系统停止运行时, 土壤温度回复, 对地埋管换热器与土壤的换热效率得到提高, 一举两得;该工程属于我国典型寒冷地区, 供暖季要比制冷季长得多, 从土壤中提取的热量要大于向土壤输送的热量, 长期如此运行会导致土壤热量的不平衡。现今通常使用辅助热源与土壤源热泵系统联合解决这一问题。

摘要：通过实际工程进行土壤源热泵间歇运行与传统锅炉与冷水机组配合运行进行经济性对比。

关键词：土壤源热泵,间歇运行,经济性分析

参考文献

[1]胡金强.地源热泵系统热平衡分析及其在大型公共建筑中的应用[J].制冷技术, 2015, (2) .

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