引言供暖是我国北方地区的刚性需求，长期以来北方多数地方仍以燃煤供暖为主，加之量大、面广，采暖期长，供暖效率低，以致环境污染不断加重。为此我国国家及地方相继出台“煤改气”“煤改电”蓄热式电锅炉火电调峰等相关政策，多地启动了热源改造工程，其中热泵供暖系统得到了较多的关注。王沣浩[1]等总结并分析多种空气源热泵系统在低温环境下的适应性，得出空气源热泵具有良好的发展前景。姜倩[2]和Wojtan[3]等对水源热泵系统进行试验研究，测得平均COP为5，供暖效果良好，可以达到节能减排。马最良[4]和朱孔阳[5]等建立具有一定准确性与通用性的双级耦合水源热泵的数学模型。Kim J[6]等通过试验研究双极耦合热泵中间温度变化，得出系统最优运行工况。Kim D[7]等通过理论分析计算得出双级耦合热泵最优中间温度的关联式。王伟[8]等通过数值模拟，发现空气-水源双级耦合热泵系统中间环路供水温度理想设定范围应在13~18℃之间，能源利用率提高10%。在实验室条件下，热泵供暖系统具有明显的节能和供暖效果。但是热泵供暖系统在实际使用过程中也存在一些问题[9-10]，如系统运行中能效低、易结霜、地下水源热泵供暖系统不能保证回灌水、能效和供热量的逐年下降等问题。为解决上述问题，Zhang[11]等搭建空气源热泵试验台，保证不结霜的长期运行。Chen[12]等用一种新型蒸发器模型研究空气源热泵热水器的动态性能。双级耦合热泵供暖系统可取长补短，具有良好的应用前景，其应用效果和价值有待进一步分析。在天水市张家川某中学供暖热源改造工程期间，针对空气源热泵、水源热泵、空气-水源双级耦合热泵和空气-水源-双级热泵耦合相变储能器方案进行数值模拟分析和比较，选取优选方案实施，随后对其开展测试和分析，以期得到其实际运行的适用性和效果，为本系统和相似工程问题的理论研究及工程应用提供借鉴。1项目背景及热负荷分析张家川地处寒冷地区，全年日照时数2 044 h，年平均气温7.5 ℃，供暖期128 d，冬季采暖室外空气计算温度5.5 ℃，供暖期室内平均温度18 ℃。天水市张家川中学建筑平面布置如图1所示。供热面积5 560 m2，其中北宿舍楼与西教学楼为地上三层砖混结构，无保温材料。南教学楼、南宿舍楼及餐厅为地上三层框架结构，挤塑聚苯板保温。所有建筑物屋顶保温均为炉渣加水泥层，供暖热源原为燃煤锅炉。此次改造设计供回水温度为50~55 ℃、30~35 ℃。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F001图1中学建筑平面简图采用典型年气象数据和Open Studio能耗模拟软件。典型气象年供暖季逐时室外温度和热负荷如图2所示。供暖期室外空气温度最高22.5 ℃，最低-9.3 ℃，平均1.4 ℃。由模拟数据可知，冬季逐时热负荷最大热负荷460 kW，平均热负荷153.72 kW。整个供暖季内，室外空气温度和供暖负荷变化梯度较大，尤其极端天气供暖需求量大。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F002图2典型气象年供暖季逐时室外温度和热负荷2方案优选针对张家川中学热源清洁改造的需求、气候特点及经济条件，拟采用空气源热泵、水源热泵、空气-水源两级耦合热泵和空气-水源两级热泵耦合相变蓄能器系统。分别对拟选方案进行性能和效益分析，包括热泵系统的COP、供热能力、热泵容量以及运行费用等。单级热泵系统循环过程压焓图如图3所示，其中1-2为制冷剂在压缩机中等熵压缩过程，2-3为冷凝器中等压放热，3-4为在节流阀中绝热节流过程，节流前后制冷剂比焓不发生变化，4-1是制冷剂在蒸发器中的等压吸热模型。复叠式热泵压焓图如图4所示，每级工作原理与单机热泵一样。充分发挥出高、低温级制冷剂的优点，提高系统在低温环境下的运行效率。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F003图3单级热泵压焓图10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F004图4复叠式热泵压焓图基于图2中典型年室外气象资料，由于夜间人员活动量小，室内供暖温度设定为16 ℃，白天人员活动量大，室内供暖温度设定为18 ℃，6：00室内热负荷波动较大。热泵机组性能系数COP和制热量Q1分别表示为：COP=Q1P1 （1）Q1=ρVcp(tout-tin) （2）式中：Q1——机组制热量，kW；P1——机组的制热功耗，kW；ρ——水的密度，kg/m3；V——热泵机组循环水水流量，m3/s；cp——水的定压比热容，kJ/(kg·℃)；tin——热泵机组进口水温，℃；tout——热泵机组出口水温，℃。2.1空气源热泵方案根据建筑热负荷选用空气源热泵机组3台，单台制热量175 kW，制热功耗48.6 kW。空气源热泵供暖流程如图5所示。制冷剂吸收空气中的热量后汽化，经压缩机压缩变成高温高压的气体，再经冷凝器迅速放热，并与用户侧回水进行热交换，随后通过节流阀变为低温低压的液态制冷剂进入蒸发器完成一次循环。利用该方案模拟得出冬季逐时供热负荷及功耗如图6所示。图6中最大采暖热负荷212.6 kW，供暖季平均175.63 kW，COP平均值0.84。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F005图5空气源热泵供暖流程10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F006图6空气源热泵供暖热负荷及功耗2.2水源热泵方案水源热泵运行稳定可靠且效率高，运行费用低。选用水源热泵机组2台，单台制热量260 kW，制热功耗53.5 kW。水源热泵流程如图7所示，与空气源热泵一样按逆卡诺循环进行。水源热泵冬季逐时供热负荷及功耗如图8所示，最大采暖负荷202.73 kW，平均负荷136 kW，最大功耗117.3 kW，平均值76.2 kW，COP平均值1.75。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F007图7水源热泵供暖流程10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F008图8水源热泵供暖热负荷及功耗水源热泵供暖能耗低于空气源热泵，另外地下水温度波动小，使水源热泵供热能力更稳定。由式(3)得出水源热泵机组运行时总用水量GS为35.5 t/h，根据水泵抽水量11.4 t/h，应设置4口抽水井和4口回灌井。Gs=0.86(QR-N)/Δts （3）式中：QR——水源热泵机组总制热量，kW；N——水源热泵机组总功率，kW；Δts——热源侧水的进出口温差进出热泵温差，取10 ℃。2.3空气-水源双级热泵方案空气-水源双级热泵利用空气源热泵作为水源热泵的低温热源，双级热泵系统供暖流程如图9所示。选用空气源热泵机组两台，制热量160 kW，功率50 kW；1台水源热泵机组，制热功率358 kW，功率61 kW。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F009图9空气-水源双级热泵供暖流程空气-水源双级热泵系统冬季逐时供热负荷及功耗如图10所示。最大供暖负荷208.6 kW，平均138.2 kW；系统最大功耗142.8 kW，平均功耗82.3 kW。COP平均值2.13，整个系统可满足供暖需求COP＞2，系统在供暖季运行效率高、达到节能的效果。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F010图10空气-水源双级热泵供暖热负荷及功耗空气源热泵供暖的优点在于改造简便，机组设置方便，占地面积小，初投资少。但是机组易结霜，极端天气下供暖效率低，运行费用高。水源热泵供热能力稳定，相比空气源热泵更高效、节能，且运行费用低，但机组维护困难，需设置抽水井、回灌井，这些问题均不利于热源改造。空气-水源双级热泵系统避免了单级热泵系统在运行过程中存在的缺陷，是一种高效节能的方案，但是遇到极端气候低温端，空气源热泵仍会出现制热量不足、效率低等问题。2.4空气-水源双级热泵耦合相变蓄能器方案为提高空气-水源双级热泵系统供暖效率，在空气-水源双级热泵方案的基础上，连接4台相变蓄热罐（单罐蓄热量100 kW，相变温度22 ℃），蓄热罐储存由低温级空气源热泵提供热量。整个系统主要由空气源热泵、相变储热盐罐、水源热泵、采暖末端及控制系统组成。空气源热泵作为水源热泵的低温热源，产生低位热能，储存到相变储能罐中，再将罐中的热能输送到水源热泵机组进行二次升温，向室内供暖。将相变储能器设置在空气源热泵与水源热泵中间，有利于降低系统能耗。空气-水源双级热泵耦合相变蓄能器流程图如图11所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F011图11空气-水源双级热泵耦合相变蓄能器流程为得出本方案能耗及运行情况，对空气-水源耦合相变蓄能器热泵系统的运行情况进行测试，测试内容包括：室外环境温度、空气源热泵热源侧进出口水温、空气源热泵制热功率、空气源热泵循环水流量、水源热泵供暖侧供回水水温、水源热泵制热功率、水源热泵循环水流量、供暖户内温度。系统供回水温度变化折线图如图12所示。空气源热泵进水平均温度18.5 ℃，出水平均温度21.1 ℃。水源热泵进水平均温度17.3 ℃，出水温度13.8 ℃。供水平均温度49.1 ℃，回水平均温度45.7 ℃。因此，系统中间环路的水温处于18~19 ℃，可以看出设置相变储能器对采暖侧供、回水温度稳定性有明显帮助。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F012图12双级热泵耦合相变蓄能器系统供回水温度系统运行功率如图13所示。根据测试数据可知，系统总运行功率由空气源热泵制热功率、水源热泵制热功率、循环泵功率组成，典型天平均运行功率为108.93 kW，总耗电量为2 614.32 kWh。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F013图13双级热泵耦合相变蓄能器系统运行功率分别选取北宿舍楼与南宿舍楼宿舍各一间，采集室内温度数据如图14所示。南宿舍楼全天最高温度22 ℃，最低温度19 ℃，平均温度20 ℃，满足18~22 ℃的供暖室内标准[13]。北宿舍楼全天最高温度18 ℃，最低温度15 ℃，平均温度16 ℃，由于未采取外墙保温措施，且建筑使用年限较久，故室内温度偏低。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F014图14室内温度热源系统热泵COP随室外环境温度变化折线图如图15所示。全天室外最高温度0.6 ℃，最低温度-8.7 ℃，平均温度-4.8 ℃。空气源热泵COP最大值4.2，最小值2.6，平均值3。水源热泵COP最大值5.16，最小值3.58，平均值3.92。可以看出空气热泵系统的COP随室外空气温度影响不大，尤其在-7 ℃时，仍能稳定运行。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F015图15双级热泵耦合相变蓄能器热泵COP与室外温度3性能比较空气源热泵投资少，机组设置便捷，但性能随环境温度的降低而降低，当环境温度与出水温度相差太大时，为避免因较大的制冷压缩比导致机组性能急剧恶化的情况发生，机组将强制停运。如果选用空气源热泵方案，环境温度较低时，只能通过调低机组出水温度保证供暖系统在低负荷状况下运行。机组COP值较低，且过高的能耗会导致高额的运行费用。水源热泵供热能力稳定，是一种高效的供暖方案，地下水温度高，使热泵系统工作效率提升明显。但系统需设置供水井、回灌井，并且保证水量充足，保证供暖系统正常运行。空气-水源双级热泵克服了单级热泵供暖过程中的缺陷，属于高效节能的供暖方案。空气源热泵出水温度较低时，压缩机压缩比小，使空气源热泵侧性能升高，系统出水可以满足水源热泵正常运行，采用该方案，空气源热泵在低温环境下可以正常运行，并且向水源热泵提供20 ℃循环水。3种模拟方案典型天模拟数据如图16所示。典型天逐时气温均在0 ℃以下，平均气温-5.3 ℃，在持续低温的状态下，空气源热泵机组运行效率低，COP均值0.84。水源热泵运行效果最好，COP均值1.8。空气-水源双级热泵机组COP平均值1.65，运行效率低于水源热泵，但明显高于空气源热泵，空气源热泵在持续低温下运行，制热效率明显下降，能耗过高导致采暖季运行费用过高。水源热泵运行效率最高，但在水源稀少的地区，设置抽水井、回灌井投资过大，不建议采用该方案。空气-水源双级热泵系统结合空气源热泵、水源热泵的优点，但运行能耗高于水源热泵。将方案四与前3种方案进行比对发现，耦合相变蓄能装置使整个机组运行效率明显提升。由图15可知，日均气温-4.8 ℃时，低温侧空气源热泵COP均值3，高于方案一；高温端水源热泵COP均值3.92，对比方案二也有明显提升。按照我国国家统计局标准，每度电折算0.404千克标准煤，全天标准煤耗量1.06 t，与之前燃煤锅炉日耗煤量1.13 t相比有所减少。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.07.001.F016图163种模拟方案典型天热泵COP与室外温度由系统日平均电耗计算得出系统供暖季运行费用14.4 万元，高于燃煤锅炉运行费用11.6 万元（当地煤价800 元/t），但考虑到燃煤锅炉污染物排放量大，同时需要专人值班看守，供暖温度也未能长久满足学校需求，因此多源互补热泵系统热源改造方案更适宜。4结语通过分析张家川县张棉乡中学空气-水源双级热泵耦合相变蓄能器供暖系统的运行数据，对比不同形式的热泵供暖系统，得出以下结论：（1）采用单一空气源、水源热泵系统或空气-水源双级热泵系统进行集中供暖，存在制热量不足、打井与回灌、能耗过高等问题，均不适用于学校热源改造项目。（2）空气-水源双级热泵耦合相变蓄能器供暖系统能够满足当地供暖需要，测试期内用户侧供水温度为49.1 ℃、45.7 ℃，有保温层建筑室内平均温度20 ℃，无保温层建筑室内平均温度16 ℃，空气源热泵COP为3，水源热泵COP为3.92，系统全天耗电2 614.32 kWh。对比空气源热泵方案和水源热泵方案，整个系统运行效果有明显提升。较原燃煤锅炉系统，不仅提高了供暖效率，更能起到清洁环保的作用。（3）在低温环境下，将两种热泵系统相结合，避免水源热泵打井与回灌等情况。相变蓄能器的设置，解决了空气源热泵低温环境下制热能力不足的问题。该系统运行费用略高于燃煤锅炉，但是考虑供暖室内温度、污染物排放、系统稳定性、安全性等多方面因素，多源互补热泵供暖系统具有明显优势。