水源热泵机组变流量水系统节能优化探讨
0 引言
在全球能源短缺的大背景下, 水源热泵机组因其利用了低品位热源而闻名, 其操作简便且可靠性较高; 不仅具备夏季供冷功能, 在冬季也能提供供暖服务. 此外, 在中央空调系统工程应用中, 该系统不仅具备上述优点, 而且还能够节省大量的能耗资源. 随着自动化技术的进步不断取得突破性进展; 除了新投用项目外, 已有众多现有项目通过优化机房设备运行模式实现了能效提升.
为确保中央空调主机能在较大流量变化范围内稳定运行,相关生产企业的技术人员对相关技术设备进行了诸多优化改进,其中包括采用电子节流装置,并调节蒸发器的工作流量范围等措施,以适应变流量运行的需求。许多暖通空调及相关系统控制领域的专家对变流量水系统展开了深入研究并积累了不少实践经验,他们在该领域发表了大量研究论文[1][2],这些成果为便于其在实际工程中推广运用提供了良好的理论依据与实践参考价值。
一次泵变流量水系统随负荷变化而调整工作状态，在这种调节过程中通过水泵的变频控制来实现一次水流量的有效管理以达到节能效果。由于水泵运行功率与水流呈立方关系因此减少水流量能够显著降低水泵的能量消耗然而在实际工程应用中基于水量变化所导致主机能效的变化这一因素往往容易被忽视这也使得能量分配问题成为一个值得深思的关键点目前相关领域的研究仍然存在诸多争议例如对于采用泵与主机并网运行模式下泵功耗下降是否能够抵消主机能耗增加这一问题至今仍没有明确的答案这直接关系到整体系统的能效优化水平为此必须建立完善的评估体系来进行综合考量
就一般而言，在建筑设计院暖通设计人员的参与下完成中央空调系统的整体方案设计；在设计过程中，在自动控制设备供应商的指导下完成自动控制系统的核心方案；空调系统的运行管理则由物业管理部门负责。因此工艺流程的合理性与运行管理水平直接影响着节能效果的质量；特别强调的是，在整个系统中自动控制系统的完善程度直接决定了系统的节能性能。
在实际工程应用中，在添加流量表、温度差传感器以及功率指示器等计量装置的情况下会导致初始投资显著上升。仅针对水系统泵的变频控制方案并不会配备上述计量装置。通常采用温差或压差作为控制依据，并在文中标注[3]。这些调节手段均与外部负荷需求保持一致而未考虑主机能耗问题。
本人长期致力于水源热泵机组主机及应用系统的自动化设计工作，并积累了丰富的水系统变流量节能应用工程实例经验。本文提出了一种新的综合应用系数概念，在此基础上结合试验测试数据分别从制冷工况与制热工况两个方面展开分析探讨水源热泵热源侧与系统侧变流量运行的节能效果。通过压缩机性能多项式的优化方法提升水系统变频器运行频率的有效性，并在此基础上提出了一种基于主机与水泵协同控制的技术方案。
1 综合应用系数
为了评估水源热泵机组的实际性能，在设定温度与水流条件下测定主机的制冷/制热量以及其耗能情况。根据GB/T 18430.1和GB/T 19490-2003的规定，在规定的进出水温度和水流量下测试主机的技术参数作为主要的技术指标。然而当实际应用时由于蒸发器与冷凝器两端水流与理论值存在差异甚至变化使得直接对比标准参数失去了意义
为了基于部分负荷运行状态下的性能参数ARI[4]被定义为衡量机组在非全负荷条件下的平均效率指标。值得注意的是该系数仅反映系统运行效率与流量关系的平均值并未提供指导优化方向。
水源热泵机组在进行制冷或制热运行时，在循环冷却水中加入适当比例的人工调节剂可提高其性能参数。当应用侧系统的补水流量发生变化时，在换热器端部流动方向发生反转的情况下会导致系统的进、出口水流温随之发生变化。通常情况下，用户最关注的是使用效果及其运营成本两个指标。为了保持系统的使用效果稳定，则需确保回水中流经换热器前后的温差恒定不变。而要想降低运营成本，则需使制冷或制热量与总耗电量的比例最大化。
在此基础上, 首次提出水源热泵综合应用系数COP的概念, 即在机组名义工况下的进水条件, 当水系统处于变流量运行状态时, 水源热泵机组在制冷(制热)过程中的总产热量与主机以及系统泵和冷却(或热源)泵所消耗的总电功率在同一单位下的比值
（1）
式中：
Qm为实测的制冷（制热）量，单位千瓦（kW）；
∑Pm为实测的总输入功率，单位千瓦（kW）。
综合应用系数COP无法直接衡量主机的技术性能水平，并且能够对同一系统中获得相同应用效果时的总能耗进行分析。
2 水源热泵系统变流量节能分析
2.1 测试系统简介
由于水热泵工程现场温度、流量、功率等计量指标受测环境限制或精度尚无法完全满足要求，并且用户的现场负荷无法随意调节等因素的影响，在蓝德水热泵机组测试台上安排了该系统的变流量节能试验工作。图1展示了该试验的具体流程图。所有参与测试的过程均在同一台机组进水温度基础上执行，并将模拟混水泵、冷却塔及加热器等设备的工作状态而不计入其耗能。试验所选用的相关参数数据见表1
| 图1水源热泵机组制热运行测试流程 |
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表1：GSHP-C1068D性能参数
| 机组型号 | GSHP-C1068D | |
|---|---|---|
| 名义制冷工况 | 系统水温度 | 12℃/7℃ |
| 冷却水温度 | 18℃/29℃ | |
| 制冷量 | 987kW | |
| 输入功率 | 171kW | |
| 名义制热工况 | 系统水温度 | 40℃/45.5℃ |
| 热源水温度 | 15℃/7℃ | |
| 制热量 | 1076kW | |
| 输入功率 | 229kW | |
| 名义 流量 | 应用侧 | 169m3/h |
| 冷却（热源）侧 | 90 m3/h | |
| 压缩机 | CSH9591-300Y |
取水系统的水流特性、水流平衡以及电动调节阀开度等因素对泵功耗产生影响，在实际运行中泵功耗值会发生变化。在试验过程中保持管路特性曲线不变的同时，并不对电机效率、水泵效率以及变频器效率进行深入研究。测试台模拟系统运行在22kW额定功率下（如表2所示），其流量与功率随频率变化的关系具体数据可见表格信息。此外，在40Hz附近设定为系统的名义流量值。类似地，在热源泵运行时设定其额定功率为15kW（如表3所示），并记录流量与功率随频率变化的具体关系。
表2：系统泵流量、功率的频率特性
| 频率（Hz） | 25 | 30 | 35 | 40 | 45 | 50 |
|---|---|---|---|---|---|---|
| 流量（m3/h） | 99.26 | 120.89 | 143.08 | 164.85 | 187.6 | 213.08 |
| 功率（kW） | 3.12 | 5.29 | 8.23 | 12.32 | 17.51 | 23.95 |
表3：热源泵流量、功率的频率特性
| 频率（Hz） | 25 | 30 | 35 | 40 | 45 | 50 |
|---|---|---|---|---|---|---|
| 流量（m3/h） | 49.63 | 60.45 | 71.54 | 82.43 | 93.8 | 106.54 |
| 功率（kW） | 2.12 | 3.60 | 5.59 | 8.38 | 11.90 | 16.29 |
2.2 制冷运行系统泵变频
测试台调节机组冷却水进出水温度为18摄氏度至29摄氏度，并将冷媒水源进入系统的初始温度设定为12摄氏度。通过调节侧水循环泵的频率，在25赫兹至50赫兹范围内动态管理系统的水量。水源热泵主机根据负荷变化自动调节制冷运行状态，并采用主机输入功率与变频泵输入功率之和作为综合能效评估指标，请参见图2中的性能曲线
| 图2机组制冷运行系统泵变频性能曲线 |
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泵循环频率对系统的节能效能产生显著作用，在部分负荷情况下（即当系统处于部分负荷运行时），综合应用性能系数COP曲线变得更加陡峭（即更为抖动），相应的变频节能效果更加显著。当主机负荷率不同时（即根据不同的机器负荷情况），COP曲线的顶点位置也会发生变化（即顶点的位置会有所变化）。具体而言，在100%、75%和50%的负载状态下（即当负载达到这三个百分比时），系统的最佳节能循环频率分别约为35Hz、32Hz和28Hz附近（见图2）。
2.3 制冷运行冷却泵变频
该测试台持续维持各循环回路的冷媒水进出口温度设定为12摄氏度和7摄氏度，并对循环冷却水中温升设定值为18摄氏度。通过调节各变频泵运行频率控制范围（25赫兹至50赫兹），实现对冷却水量的有效调节。同时，在不同负荷条件下实现水源热泵系统的制热运行状态，并根据实时负载需求动态优化综合计算系统的总供热量输出能力。综合应用性能系数曲线如图3所示
| 图3机组制冷运行冷却泵变频性能曲线 |
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冷却循环泵的运行频率对系统的节能效果会产生差异。当负载达到最大值（100%）时，在这种情况下使用变频控制减少工作流量会导致整体系统的节能效果有所下降。当系统处于75%和50%负荷运行状态时，在这种情况下系统的最佳运行频率分别约为40Hz和35Hz。
2.4 制热运行系统泵变频
测试台通过调节机组热源水的进出口温度参数（15℃/7℃）。采用系统热水作为进水端的温度设定为40℃。调节其运行频率，在25Hz至50Hz范围内动态平衡水量分配。水源热泵主机根据负荷波动自动调节制热量以确保稳定运行状态。综合应用性能系数曲线如图4所示
| 图4机组制热运行系统泵变频性能曲线 |
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当水源热泵机组用于制热运行时
2.5 制热运行热源泵变频
测试平台调节运用侧热水进出水温度分别设定为40℃和45.5℃；达到15℃的标准后即可实现对热源泵频率的有效控制，在25Hz至50Hz范围内波动以优化系统流量配置；水源热泵主机根据不同负荷状况持续进行制热运行；综合考虑各项性能指标后确定总输入功率值即为主机输入功率与变频泵输入功率之和；综合性能参数曲线如图五所示
| 图5 机组制热运行热源泵变频性能曲线 |
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受热源泵频率调节的影响下
基于GB/T 19490-2003《水源热泵机组》[5]标准设定的进水条件，在进行各种运行测试工况的研究时发现：出水温度的变化不影响本规范的要求；然而经过分析后发现仅适用于特定运行环境下的测试结果及综合应用性能曲线，并且能够简要分析频率变化对系统节能效率的影响；同时需要注意的是当主机、泵及其管路系统的阻力发生变动时，则会相应地改变综合应用性能参数值
3 变流量运行对系统能效的影响
该系统变流量运行不仅关乎水系统的能耗问题,同时也对其主机运行产生了一系列影响,因此在设计中,我们不仅要考虑水泵降低能耗以及主机流量的下限,还要重点优化两侧水系统循环泵组的最佳运行频率。图6展示了水源热泵机组制热过程中变流速与系统能效之间的定性关系分析。
促进参与传热的液体速度提升能够改善其传热性能，并有助于提升换热效率；同时能够减少结垢程度并降低流动阻力以增强热量传递效果。然而，在这种情况下如果液体流速过高可能会导致通过换热器的压力损失上升进而造成流动阻力增大从而增加系统动力需求
在热源水中供水温度恒定时，在蒸发器侧水量上升的情况下，在这种情况下：
这将导致蒸发器出口处的水流温度上升，
同时会使主机内的蒸发过程升温，
并提升制热量以及系统的能效。
在系统回水温保持稳定的情况下，
当冷凝器侧水量增加时，
这将使冷凝管出口处的水流速度减慢，
降低主机内的冷凝过程中的速度，
但也增加了系统的制热量以及能效。
水源热泵机组制冷工况下运行时也有类似的分析。
| 图6水源热泵机组制热运行变流量与系统能效的关系 | |||
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4 螺杆压缩机性能多项式
基于现有学术研究得出的流速对换热系数影响的数学模型[6]需要考虑的相关系数众多且较为复杂各相关经验参数均需经过测试才能确定其具体数值该类数学模型具有较低的适用性不适于应用于变流量水系统以调节泵的操作频率
水源热泵普遍采用半封闭螺杆型压缩机；各生产厂提供的都是配用一套完整的高性能软件包；其中比泽尔公司提供的Bitzer Software V5.0.1[7]等设备都遵循了EN12900/ARI540标准来提供多项式计算压缩机性能数据。
y = c1 + c2to + c3tc + c4to^2+ c5to*tc +
c6tc^2 + c7to^3 + c8tcto^2 +
c9totc^2 + c10*tc^3 （2）
式中：
to为压缩机的蒸发温度（SST），单位摄氏度（℃）；
tc为压缩机的冷凝温度（SCT），单位摄氏度（℃）。
基于水源热泵机组GSHP-C1068D的设计参数, 压缩机型号为CSH9591-300, 使用制冷剂R22, 液体过冷温度设定在液相侧过冷5摄氏度, 吸气侧过热温度设定在气相侧过热5摄氏度（其中满液式蒸发器对应的蒸发温度设定为液相侧2摄氏度）。其中表格4至表格6分别由软件自动生成, 在不同工况下提供压缩机性能多项式的相关系数。通过上述多项式模型计算得出的数据与实际运行测试结果具有高度一致性
表4：压缩机100%负载多项式系数
| c1 | c2 | c3 | c4 | c5 | c6 | c7 | c8 | c9 | c10 | |
|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|
| Q[W] | 1028417.108 | 34985.909 | -6254.432 | 500.099 | -230.439 | 33.958 | 2.966 | -4.406 | 1.066 | -0.894 |
| P[W] | 202969.553 | 5704.898 | -6800.901 | 82.996 | -238.401 | 221.633 | 0.252 | -2.199 | 2.963 | -1.458 |
| m[kg/h] | 17763.427 | 584.103 | -64.962 | 8.256 | -2.828 | 2.389 | 0.057 | -0.060 | 0.053 | -0.034 |
| I[A] | 338.030 | 8.312 | -10.569 | 0.128 | -0.349 | 0.337 | 0.000 | -0.003 | 0.004 | -0.002 |
表5：压缩机75%负载多项式系数
| c1 | c2 | c3 | c4 | c5 | c6 | c7 | c8 | c9 | c10 | |
|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|
| Q[W] | 765598.623 | 26266.105 | -3960.972 | 361.598 | -120.865 | -22.436 | 2.030 | -2.597 | -0.064 | -0.225 |
| P[W] | 146101.380 | 3961.111 | -4687.479 | 55.334 | -163.301 | 154.814 | 0.127 | -1.428 | 1.967 | -0.976 |
| m[kg/h] | 13048.681 | 426.627 | -19.991 | 5.646 | -0.482 | 0.500 | 0.037 | -0.024 | 0.017 | -0.015 |
| I[A] | 253.604 | 5.308 | -6.835 | 0.082 | -0.222 | 0.215 | 0.000 | -0.002 | 0.003 | -0.001 |
表6：压缩机50%负载多项式系数
| c1 | c2 | c3 | c4 | c5 | c6 | c7 | c8 | c9 | c10 | |
|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|
| Q[W] | 583393.620 | 20389.888 | -2893.328 | 275.424 | -67.086 | -45.288 | 1.549 | -1.668 | -0.545 | 0.102 |
| P[W] | 104172.262 | 2639.374 | -3169.435 | 34.751 | -107.191 | 106.623 | 0.034 | -0.796 | 1.146 | -0.600 |
| m[kg/h] | 9870.049 | 325.909 | -5.887 | 4.155 | 0.456 | -0.328 | 0.028 | -0.009 | 0.000 | -0.006 |
| I[A] | 193.469 | 3.089 | -3.919 | 0.046 | -0.126 | 0.121 | 0.000 | -0.001 | 0.001 | -0.001 |
表中：
Q为压缩机的制冷量，单位瓦（W）；
P为压缩机的输入功率，单位瓦（W）；
m为制冷剂的质量流量，单位千克/小时（kg/h）；
I为压缩机的输入电流，单位安培（A）。
按照压缩机性能多项式，制冷量可表示为式（3），主机输入功率可表示为式（4）。
（3）
（4）
工程上蒸发温度可近似地表示为：
（5）
冷凝温度可近似地表示为：
（6）
其中：
t1为蒸发器的进水温度，单位摄氏度（℃）；
t2为冷凝器的进水温度，单位摄氏度（℃）；
F1为蒸发器的水流量，单位立方米/小时（m3/h）;
F2为冷凝器的水流量，单位立方米/小时（m3/h）;
Δt1为蒸发器的换热温差，单位摄氏度（℃）；
Δt2为冷凝器的换热温差，单位摄氏度（℃）；
k为热工换算系数，取0.086*104 kcal/kW·h。
5 水源热泵机组性能系数变化
通过将蒸发温度to和冷凝温度tc代入式（3）和式（4），可获得主机性能系数COP关于蒸发温度及冷凝温度变化情况的性能曲线。
冷凝端温度的制冷运行状态配置为42℃, 制热运行模式配置为48℃, 蒸发温度范围在0℃至18℃之间时主机的100%负荷下的工作性能参数可在图9中查询。
当冷凝温度设定为48摄氏度时，在0摄氏度至18摄氏度的蒸发温度范围内（即当蒸发温度每升高1摄氏度），主系统制热效率指标提升至2.48%-2.43%; 而当冷凝温度为42摄氏度时，在相同的蒸发温度范围内（即当蒸发温度每升高1摄氏度），主系统制冷效率指标提升至3.15%-2.69%.
| 图9 主机性能系数与蒸发温度的关系 |
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蒸发温度设定为5℃，冷凝温度在30℃~65℃变化时主机100%负载性能系数见图10。
| 图10 主机性能系数与冷凝温度的关系 |
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在相同的蒸发温度条件下，在制热工况下的性能系数刚好比制冷工况高出1个单位。当冷凝温度每增加1℃时，在制热工况下的性能系数随之下降约2.12%至3.32%。
6 变流量运行性能系数优化
系统循环泵及冷却（热源）泵继续使用表2、表3中的数据参数，并将方程(5)与方程(6)依次代入方程(3)及方程(4)，通过迭代计算的方法能够得出不同工况下的总制冷/制热量及其输入功率参数，并对蒸发器与冷凝器两端采用变流量运行时的整体性能系数进行探讨。图1-1展示了压缩机在满负荷制热状态下的性能优化曲面图形，而图1-2则呈现了压缩机在满负荷制冷状态下的性能优化曲线图形。基于最优整体性能系数指标值的确定结果，则能够合理地选择适合系统循环泵及冷却（热源）泵的工作频率范围。
在实际工程实践中，主机以及系统循环泵和冷却（热源）泵的功率配置各不相同，在这种情况下其管路特性各有差异。而运行过程中的负荷状况会不断变化，在这种情况下应用中可以实现对这种变化的有效追踪，并基于所述算法框架对系统的流量进行相应的调节以实现节能效果的最大化。为了便于获取不同负荷下的压缩机性能参数，许多中央空调生产厂家会选择将这些参数通过多项式形式固化到主机控制器当中，并且通过采集设备运行时的蒸发温度以及冷凝温度等数据来进行实时计算从而输出相应的冷量参数、运行功率以及能效比数值作为现场控制的重要依据
| 图11 制热运行性能优化 |
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| 图12 制冷运行性能优化 |
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本研究针对蓝德GSHP-C系列主设备，在结合使用压缩机性能多项式与项目现场变频器的情况下，在未额外增加控制成本的前提下取得了较好的成果。
对多压缩机系统或多机组并联的系统亦可参照此办法分析优化。
7 结论
7.1 在单级泵变流量热水系统中, 当系统的流量变化时会间接影响主机的能耗水平; 并非所有运行状态都能实现节能优化; 具体节能指标需要综合考虑系统的总制冷量、主机功率以及泵上的总消耗功率.
7.2 在工程应用中，在主机、循环泵以及冷却泵的基础上考虑系统的功率参数、管路特性及运行负荷等因素均对频率控制提出了不同要求。
7.3 在正常运行条件下，压缩机性能多项式的运算结果与实测值吻合程度较高；通过分析运算结果可以合理设置变频泵的频率设置以提升效率。
7.4 该控制算法也适合于在螺杆式冷水机组的应用。