葉菁菁，胡海濤*，丁國(guó)良，EIKEVIK Trygve Magne

（1-上海交通大學(xué)，上海 200240；2-挪威科技大學(xué)，特隆赫姆 7491）

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太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)的性能分析

葉菁菁1，胡海濤*1，丁國(guó)良1，EIKEVIK Trygve Magne2

（1-上海交通大學(xué)，上海 200240；2-挪威科技大學(xué)，特隆赫姆 7491）

[摘 要]地源熱泵系統(tǒng)常年運(yùn)行時(shí)，如果提取和釋放到地源的熱量不平衡，會(huì)造成埋管區(qū)域土壤溫度變化問題。對(duì)于供熱為主地區(qū)，這會(huì)導(dǎo)致土壤溫度降低，地源熱泵運(yùn)行效率降低。采用地源熱泵耦合太陽(yáng)能集熱系統(tǒng)的方法，可以解決此問題。本文針對(duì)以二氧化碳為循環(huán)工質(zhì)的地源熱泵耦合太陽(yáng)能集熱器組成的系統(tǒng)，建立了氣候模型、二氧化碳熱泵機(jī)組模型、地下埋管換熱器模型、太陽(yáng)能集熱器模型以及建筑模型等子模型，并基于各個(gè)子模型開發(fā)了太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)性能的預(yù)測(cè)模型。通過已有對(duì)太陽(yáng)能集熱器子模型和地下埋管換熱器子模型進(jìn)行的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證表明，太陽(yáng)能集熱器子模型得到熱水溫度誤差在1oC以下，地下埋管換熱器子模型的精度高于90％。以挪威特隆赫姆市為例，對(duì)系統(tǒng)性能進(jìn)行了分析，并與常規(guī)地源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比分析，結(jié)果表明，太陽(yáng)能輔助地源熱泵系統(tǒng)運(yùn)行一年后土壤中熱不平衡率可以從95.1％降到0.1％以下，年運(yùn)行功率降低41.5％。

[關(guān)鍵詞]二氧化碳；地源熱泵；太陽(yáng)能；不平衡率

*胡海濤（1978-），男，博士，副教授。研究方向：制冷系統(tǒng)及換熱器優(yōu)化設(shè)計(jì)。聯(lián)系地址：上海市東川路800 號(hào)，郵編：200240。聯(lián)系電話：021-34206295。E-mail：huhaitao2001@sjtu.edu.cn。

0 引言

根據(jù)美國(guó)能源部2007年的報(bào)告[1]，以現(xiàn)在能源使用的發(fā)展趨勢(shì)，十年后全球?qū)δ茉吹南牧繉⑹乾F(xiàn)在的兩倍。隨著全球?qū)τ谀茉聪暮铜h(huán)境保護(hù)危機(jī)的重視，地源熱泵系統(tǒng)以其高效率、低能耗，使用土地作為天然的熱源等優(yōu)勢(shì)脫穎而出。因此，地源熱泵技術(shù)得到了越來越多的研究和應(yīng)用[2-3]。

盡管地源熱泵具有高效低耗的優(yōu)點(diǎn)，其長(zhǎng)年運(yùn)行會(huì)導(dǎo)致土壤中輸入和輸出熱量的不平衡，改變土壤初始溫度，影響地下?lián)Q熱埋管的運(yùn)行，進(jìn)而影響地源熱泵的性能。尤其是在冬季供熱需求遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于夏季供冷需求的地區(qū)，如果地源熱泵的土壤熱不平衡問題不能得到解決，土壤溫度持續(xù)降低，最終將導(dǎo)致地源熱泵無(wú)法正常使用[4]。為了降低該問題對(duì)于土壤溫度的影響，安裝地源熱泵時(shí)要求埋管區(qū)域盡可能大，增大了安裝成本，也造成了地源熱泵系統(tǒng)應(yīng)用的限制[5]。

已有的地源熱泵研究主要針對(duì)優(yōu)化系統(tǒng)參數(shù)改善其運(yùn)行效率[6]；針對(duì)土壤熱不平衡的研究主要采用冷卻塔來降低制冷為主導(dǎo)地區(qū)的土壤不平衡度[7]、應(yīng)用回?zé)峒夹g(shù)同時(shí)優(yōu)化室內(nèi)溫度設(shè)置來減小不平衡度[8]、利用太陽(yáng)能來補(bǔ)充供熱以降低不平衡度[9-10]。但上述研究中采用的制冷劑為R134a等常規(guī)制冷劑，未使用自然工質(zhì)作為制冷劑。

二氧化碳的ODP為0、GWP為1，作為一種無(wú)毒、不可燃的自然工質(zhì)，運(yùn)用前景備受關(guān)注。現(xiàn)代制冷技術(shù)中對(duì)二氧化碳的跨臨界循環(huán)應(yīng)用1990年由LORENTZEN[11]首次提出。LORENTZEN等[12]在1993年對(duì)于汽車空調(diào)中二氧化碳跨臨界循環(huán)的應(yīng)用做了研究。關(guān)于二氧化碳熱泵的研究，挪威的NEKS?等[13-14]在2002年做了綜述和總結(jié)。AUSTIN 等[15]研究了直接膨脹式二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)的性能，但是對(duì)于熱負(fù)荷較大的建筑，該系統(tǒng)不能滿足要求。到目前為止，尚無(wú)關(guān)于太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)的研究報(bào)道。

本文的目的是建立太陽(yáng)能輔助二氧化碳熱泵地源熱泵系統(tǒng)的預(yù)測(cè)模型，并將此系統(tǒng)與常規(guī)地源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比，分析太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)的能量平衡性和能耗特性。

1 系統(tǒng)模型

1.1 太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)的工作原理

該系統(tǒng)主要由一個(gè)二氧化碳地源熱泵和一個(gè)太陽(yáng)能集熱器組成，如圖1所示。其中，太陽(yáng)能集熱器收集到的熱量在需要供熱的冬季工況作為輔助熱量降低熱泵運(yùn)行對(duì)地?zé)岬男枨?，在夏季工況則將收集到的熱量注入土壤平衡熱量流失。如圖1所示，一個(gè)完整的地源熱泵系統(tǒng)及其地下埋管換熱器部分與太陽(yáng)能集熱系統(tǒng)通過不同管路相連，通過控制閥的開閉控制運(yùn)行模式。室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)S1包括風(fēng)機(jī)盤管，水泵和控制閥；地源換熱系統(tǒng)S2包括地下埋管、地源水泵和控制閥，其通過控制閥f11、f12與蒸發(fā)器4相連，通過控制閥f9、f10和冷凝器2相連；太陽(yáng)能集熱系統(tǒng)S3包括太陽(yáng)能集熱器、太陽(yáng)能集熱水箱、太陽(yáng)能水箱水泵、水泵和控制閥，其通過控制閥f2與室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)S1相連，通過控制閥f3和f7與蒸發(fā)器4相連。

1-壓縮機(jī)，2-冷凝器，3-膨脹閥，4-蒸發(fā)器，S1-室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)，S2-地下埋管換熱器，S3-太陽(yáng)能集熱器系統(tǒng)，f1～f12-控制閥圖1　太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)示意圖

在制冷工況下，打開控制閥f4、f5、f9、f10，地源換熱系統(tǒng)S2通過控制閥f9、f10的控制與冷凝器2相連換熱。如圖2所示。地源熱泵的運(yùn)行和傳統(tǒng)地源熱泵無(wú)異。同時(shí)打開f1，將收集到的熱量通過部分地下埋管換熱器重新導(dǎo)入土壤。

在制熱工況下，關(guān)閉控制閥f1、f4、f5、f9、f10。此時(shí)有兩個(gè)工作模式：1）當(dāng)太陽(yáng)能集熱水箱的出口水溫高于室內(nèi)供暖所需溫度（對(duì)于室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管終端，本文設(shè)定在45oC），打開閥f2，太陽(yáng)能集熱水箱的熱量直接通過閥16傳遞到室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)S1為室內(nèi)加熱，同時(shí)為了保證壓縮機(jī)1不因頻繁開啟關(guān)閉而損壞，開啟閥f11、f12、f6、f8，利用地源熱泵作為太陽(yáng)能直接供熱的補(bǔ)充熱量；2）當(dāng)太陽(yáng)能集熱水箱的出口水溫低于45oC，打開閥f3、f7、f6、f8、f11、f12，同時(shí)利用太陽(yáng)能和地下熱能作為蒸發(fā)器的熱源，室內(nèi)風(fēng)機(jī)盤管系統(tǒng)S1與冷凝器2相連獲得熱量。

1.2 系統(tǒng)模型

1.2.1 二氧化碳地源熱泵模型

制熱工況下土壤側(cè)與負(fù)荷側(cè)流體出口溫度為：

式中：

Tsource,out——土壤側(cè)流體出口溫度，K；

Tsource,in——土壤側(cè)流體入口溫度，K；

Qabsorb,heating——制熱工況下的吸熱量，W；

msource——土壤側(cè)流體流量，g/s；

CPsource——土壤側(cè)流體定壓比熱容，J/(kg·K)；

Tload,out——負(fù)荷側(cè)流體出口溫度，K；

Tload,in——負(fù)荷側(cè)流體入口溫度，K；

Capheating——熱負(fù)荷，W；

mload——土壤側(cè)流體流量，g/s；

CPload——土壤側(cè)流體定壓比熱容，J/(kg·K)。

制冷工況下土壤側(cè)與負(fù)荷側(cè)流體出口溫度為：

式中：

Qreject,cooling——制冷工況下的散熱量，W；

Capcooling——冷負(fù)荷，W。

制熱和制冷工況地源熱泵與土壤交換的熱量分別為：

式中：

Pheating——制熱功耗，W；

Pcooling——制冷功耗，W。

地源熱泵在制熱和制冷工況下的COP分別為：

式中：

COPheating——制熱工況系統(tǒng)性能系數(shù)；

COPcooling——制冷工況系統(tǒng)性能系數(shù)。

根據(jù)地源熱泵從土壤側(cè)吸收和注入的熱量，土壤的熱不平衡率可以定義為：

1.2.2 太陽(yáng)能集熱器模型

太陽(yáng)能集熱器采用并聯(lián)集熱板，每個(gè)集熱板模塊吸收的熱量計(jì)算采用Hottel-Whillier穩(wěn)定狀態(tài)模型：

式中：

Quseful——獲得的有效熱量，kJ/h；

A——總面積；

NS——模塊總數(shù)量；

j——模塊編號(hào)；

FR,j——每個(gè)模塊的整體除熱效率因子；

IT——集熱板上的太陽(yáng)輻射；

τα——吸收率；

UL,j——每個(gè)集熱板模塊的熱量損失系數(shù)；

Ti,j——每塊集熱器進(jìn)口流體的溫度；

Ta——環(huán)境溫度。

1.2.3 太陽(yáng)能集熱水箱模型

水箱設(shè)計(jì)為飽和液體儲(chǔ)存箱，假設(shè)水箱中有N （N不大于15）層等體積6層，每層完全混合，水箱向負(fù)荷供熱的能量速率和熱水向水箱供熱的速率可以分別表示為：

式中：

QS——箱向負(fù)荷供熱的速率；

Qin——熱水向水箱供熱的速率；

mL——流向負(fù)荷側(cè)的流量；

mh——流入水箱的熱水流量；

Cpf——水箱中流體的比熱；

TN——第N層完全混合液體的溫度；

TL——補(bǔ)充流向負(fù)荷側(cè)液體的液體溫度；

Th——熱水注入水箱時(shí)的溫度。

1.2.4 地下埋管換熱器模型

表1列出了采用的地下埋管換熱器的參數(shù)。

表1　地下埋管換熱器相關(guān)參數(shù)

U形管中進(jìn)水口和出水口溫度的計(jì)算公式為[16-18]：

式中：

Z——相對(duì)深度；

β——相對(duì)溫度；

P——相對(duì)熱阻。

1.3 模型驗(yàn)證

本文所采用的地源熱泵中的壓縮機(jī)已經(jīng)得到了驗(yàn)證[19-20]，驗(yàn)證本系統(tǒng)模型的關(guān)鍵在于驗(yàn)證太陽(yáng)能集水器子模型，太陽(yáng)能集熱水箱子模型和地下埋管換熱器子模型，以下模型的驗(yàn)證來自可查文獻(xiàn)中的實(shí)驗(yàn)和模型計(jì)算結(jié)果對(duì)比。

1.3.1 太陽(yáng)能集熱器及水箱模型驗(yàn)證

BANISTER等[21]通過在加拿大渥太華的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了本文所使用的太陽(yáng)能集熱器和水箱模型。太陽(yáng)能集熱器面積為2.494 m2，水箱容積302.8 L，模擬計(jì)算和實(shí)驗(yàn)采用同一地點(diǎn)同一天0點(diǎn)到24點(diǎn)的氣溫?cái)?shù)據(jù)，比較水箱平均溫度和能量流動(dòng)速度。如圖2和圖3所示，黑色虛線代表水箱平均溫度的模擬計(jì)算值，黑色實(shí)線代表水箱平均溫度的實(shí)驗(yàn)測(cè)試值，在進(jìn)行實(shí)驗(yàn)的兩天中，模擬計(jì)算和實(shí)驗(yàn)得到的水箱平均溫度以及能量流動(dòng)速度呈現(xiàn)了高度的一致性，水箱平均溫度的計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相差最多不超過1oC。

1.3.2 地源熱泵地下埋管換熱器模型驗(yàn)證

在對(duì)U形地下埋管換熱器的模型計(jì)算中，做出的假設(shè)條件有：1）土壤同質(zhì)；2）使用材料的物性在所計(jì)算的溫度范圍中保持不變；3）土壤和埋管之間沒有接觸電阻；4）土壤表面和土壤遠(yuǎn)低于鉆孔的部分溫度不變；5）短時(shí)間內(nèi)的數(shù)據(jù)分析不考慮軸向溫度變化的影響。翟曉強(qiáng)等[7]關(guān)于地源熱泵的模擬計(jì)算，采用了與本文相同的地下埋管換熱器計(jì)算模型，并對(duì)建筑面積8,000 m2的上海市閔行檔案館進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。實(shí)驗(yàn)中打井280口，打井深度80 m，直徑160 mm。圖4和圖5分別為地下埋管換熱器與土壤換熱量的理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，以及土壤溫度變化的理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。

從圖4中可以看出，埋管換熱器與土壤的換熱量在變化趨勢(shì)和數(shù)值上都與實(shí)驗(yàn)結(jié)果保持一致。圖5中的灰線代表理論計(jì)算得到的1年后土壤溫度，與其上方黑線所代表的實(shí)際1年后的土壤溫度非常接近。圖4和圖5的結(jié)果證明了所用的地下埋管換熱器計(jì)算模型可靠。

圖2　8月14日數(shù)據(jù)對(duì)比

圖3　10月29日數(shù)據(jù)對(duì)比

圖4　地下埋管換熱器和土壤的換熱量

圖5　一年后土壤溫度變化

2 結(jié)果分析與討論

為了研究系統(tǒng)的表現(xiàn)，本文選擇了挪威城市特隆赫姆（Trondheim）作為系統(tǒng)運(yùn)行的城市。特隆赫姆位于挪威西海岸中部，是典型的冬季供熱需求遠(yuǎn)大于夏季供冷需求的地區(qū)，全年冬季平均氣溫約-6oC，夏季平均氣溫約19oC。控制室內(nèi)條件為：夏季溫度不高于25oC，濕度60％，冬季溫度不低于20oC，濕度50％。根據(jù)METEONORM 5.1導(dǎo)出的天氣數(shù)據(jù)，特隆赫姆的熱泵運(yùn)行時(shí)間表如表2所示。

表2　地源熱泵運(yùn)行時(shí)間表

特隆赫姆在1980年代采用的是典型輕木質(zhì)結(jié)構(gòu)，房頂，地板和窗框均采用200 mm厚的木質(zhì)結(jié)構(gòu)，墻體是150 mm的木質(zhì)結(jié)構(gòu)。圖6是采用和不采用太陽(yáng)能集熱系統(tǒng)補(bǔ)充熱量的地源熱泵每月功率對(duì)比。白色柱形圖是普通二氧化碳地源熱泵每個(gè)月的運(yùn)行功率，陰影處柱形圖是帶有太陽(yáng)能輔助的二氧化碳地源熱泵每個(gè)月的運(yùn)行功率。從圖6中可以看出，在得到太陽(yáng)能作為輔助熱源以后，冬季工況下地源熱泵運(yùn)行功率降低，從土壤中吸收的熱量也減少，不僅有助于維持地區(qū)土壤熱平衡，還有助于減低整個(gè)系統(tǒng)的投資成本和運(yùn)行成本。

根據(jù)運(yùn)行結(jié)果，繪制圖表如圖7所示。圖7顯示的是在設(shè)計(jì)的運(yùn)行條件下，每個(gè)月地源熱泵系統(tǒng)從土壤提取或注入的能量。負(fù)值代表從土壤提取的熱量，正值代表向土壤輸入的熱量。通過太陽(yáng)能作為輔助熱源，土壤的不平衡率從95.1％降低至90％，但是依然不夠。因?yàn)榕餐救照諘r(shí)間短，氣溫相對(duì)低的原因，土壤熱平衡很大一定程度需要靠將夏季熱能注入土壤來維持。

圖6　普通二氧化碳地源熱泵與太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵的每月功率對(duì)比

圖7　特隆赫姆熱泵系統(tǒng)每月與土壤的熱交換量

太陽(yáng)能集熱器的面積在將夏季熱能注入土壤，同時(shí)維持土壤熱平衡的問題上有很大的影響，為了得到能夠在同時(shí)充當(dāng)輔助熱源和注入土壤熱源的角色，并保持土壤溫度在一年運(yùn)行周期以后不變，本文帶入不同太陽(yáng)能集熱器面積進(jìn)行了模擬和計(jì)算。得到的結(jié)果如圖8所示。圖中縱軸分別為年運(yùn)行費(fèi)用和每年土壤溫度變化的絕對(duì)值，雖然太陽(yáng)能集熱板面積增大有助于減低每年的運(yùn)行費(fèi)用，但是當(dāng)其增大到一定面積，將造成每年往土壤中注入的熱量超過從土壤中提取的熱量，進(jìn)而造成土壤溫度升高，因而是不可取的。在特隆赫姆的天氣條件下，太陽(yáng)能冬季輔助供暖占原冬季供暖量的43.37％，加上夏季補(bǔ)充注熱量為剩余冬夏地源負(fù)荷不平衡的差值。如圖所示，在模擬設(shè)計(jì)條件下，特隆赫姆的最佳太陽(yáng)能集熱板面積為248 m2。

圖8　不同太陽(yáng)能集熱板面積對(duì)于土壤溫度的影響

3 結(jié)論

本文通過建立氣候模型、二氧化碳熱泵機(jī)組模型、地下埋管換熱器模型、太陽(yáng)能集熱器模型以及建筑模型等子模型，開發(fā)了基于各個(gè)子模型的太陽(yáng)能輔助二氧化碳地源熱泵系統(tǒng)性能的預(yù)測(cè)模型。通過對(duì)系統(tǒng)的性能預(yù)測(cè)，得出以下結(jié)論：

1) 太陽(yáng)能輔助供熱是有效降低地源熱泵在寒冷地區(qū)長(zhǎng)期運(yùn)行帶來的土壤熱不平衡、土壤溫度降低的影響，在特隆赫姆該系統(tǒng)可以將年運(yùn)行功率降低45.1％，并可以有效減少系統(tǒng)的運(yùn)行費(fèi)用；

2) 對(duì)于冬夏負(fù)荷嚴(yán)重不平衡地區(qū)如特隆赫姆（挪威），僅僅在冬季采用太陽(yáng)能輔助并不能完全消除熱不平衡，還需要利用夏季太陽(yáng)輻射強(qiáng)的時(shí)間將收集到的熱量注入土壤進(jìn)行補(bǔ)充；

3) 盡管太陽(yáng)能集熱器面積越大，運(yùn)行費(fèi)用越能得到降低，系統(tǒng)有一個(gè)太陽(yáng)能集熱器面積的最優(yōu)值，使得系統(tǒng)運(yùn)行一年后土壤的不平衡度依然接近于零。對(duì)于特隆赫姆，陽(yáng)能冬季輔助供暖占原冬季供暖量的43.37％，該面積為248 m2。

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Performance Analysis on Solar Assisted CO2Ground Source Heat Pump

YE Jing-jing1,HU Hai-tao*1,Ding Guo-liang1,EIKEVIK Trygve Magne2
(1-Shanghai Jiaotong University,Dongchuan Road 800,Shanghai 200240,China; 2-Norwegian University of Science and Technology,Kolbj?rn Hejes vei 1B,Trondheim 7491,Norway)

[Abstract]If the heat injected and extracted from the soil is unbalanced when a ground source heat pump (GSHP) is operating,the soil temperature will change gradually.For the areas with higher heating demands than cooling demands,the soil temperature becomes lower and finally jeopardizes the function of the GSHP.Using solar assisted ground source heat pump system is one way to solve the problem.In this paper,the weather model,CO2heat pump model,the ground source heat exchanger model,the solar collector model and the building model were developed,and the performance prediction model for the solar assisted CO2ground source heat pump system was developed based on the submodels.The experimental validation for solar collector model and ground source heat exchanger model was analyzed based on the existing experimental data; the validation results show that,the deviation of the predicted hot water temperature is smaller than 1oC,and the prediction accuracy of the ground source heat exchanger model is higher than 90％.Taking Trondheim of Norway as example,the performance of the proposed system was analyzed and compared with that of normal ground source heat pump system; the results show that,the heat unbalance rate for the solar assisted ground source heat pump system after operation of one year is reduced from 95.1％ to lower than 0.1％,and energy consumption is decreased by 41.5％.

[Keywords]Carbon dioxide; Ground source heat pump; Solar energy; Unbalance rate

doi：10.3969/j.issn.2095-4468.2016.01.101