崔一鸣，王伟，孙育英，刘景东，吴旭，白晓夏，梁士民
北京工业大学建筑工程学院绿色建筑环境与节能技术北京市重点实验室
摘要本文针对空气源热泵设计选型不当带来的问题，介绍了机组容量的计算、平衡点温度的选取、冬夏两用机组容量的选择等空气源热泵设计选型方法，指出了现有设计选型方法存在的问题与不足，并结合实际工程案例，揭示了空气源热泵设计选型不当问题及其影响。同时，本文在最后还针对现有设计选型方法存在的问题提出了准确计算机组容量、合理选取平衡点温度、提升机组部分负荷运行性能的设计选型改进措施。关键词空气源热泵；设计选型；容量计算；平衡点温度；改进措施0引言空气源热泵（ASHP）作为国际公认的高效节能技术，已在全球范围内广泛应用，欧盟各国、日本和我国相继将其列入可再生能源技术范畴[1]，美国能源部也将ASHP在寒冷/严寒地区应用列为21世纪最具节能潜力的15项空调技术措施之一[2]。从20世纪90年代开始，ASHP技术在我国被广泛应用于寒冷和夏热冬冷（暖）地区，目前该技术又在我国京津冀地区“煤改电”项目中大规模应用[3-4]。可见，ASHP具有广阔的应用空间和价值。
为推动ASHP技术的高效益应用和规模化发展，国内外研究致力于提升其名义性能与实际运行性能，并已取得显著成效。国家推行《房间空气调节器能效限定值及能源效率等级》[5]，将其市场准入的名义性能系数由2.3提高到2.9。同时，国内学者也针对ASHP实际运行中的关键问题进行研究，并给出应对策略[6]。然而，在ASHP的实际应用中，还普遍存在着ASHP设计选型不当问题，导致机组容量与建筑负荷不匹配，严重影响其实际运行性能，致使能耗显著增加[7]，严重制约了ASHP的应用与发展。因此，为保证ASHP的高效利用，其设计选型问题不容忽视。
本文介绍了现有的ASHP设计选型方法，指出了现有方法存在的问题与不足，并结合实际工程案例，揭示了ASHP设计选型不当问题及其影响，并在最后针对问题提出了ASHP设计选型改进措施。
1空气源热泵典型设计选型方法1.1机组容量的计算
图1建筑热负荷与机组制热量的变化曲线
ASHP机组制热容量的计算是机组设计选型中非常关键的一个环节。机组冬季实际制热量受环境温度和结除霜问题影响而低于名义工况制热量，如图1所示。因此，机组实际制热容量的计算应考虑室外环境温度与结除霜问题的影响。《实用供热空调设计手册》[8]中提到，冬季ASHP机组制热容量应根据室外空调计算温度、融霜频率以及室外空气相对湿度进行修正：
Q=qK1K2K3（1）
式中：Q为机组的实际制热量；q为机组的名义制热量；K1为室外空调计算温度的修正系数，按产品样本选取；K2为机组融霜修正系数，每小时融霜一次取0.9，两次取0.8；K3为室外空气相对湿度修正系数。
此方法给ASHP机组制热容量的计算提供了明确的指导，但还存在着如下不足：（1）此方法没有给出具体的室外温度修正系数值，如果生产厂家也不提供机组在不同冬季室外空气温度下的制热量变化曲线或数据，就会造成无法计算机组低温损失的问题。（2）机组融霜损失与结霜速率、融霜次数、除霜控制方法等因素有关，结霜速率又与环境温湿度相关，而此方法中融霜损失修正系数值只根据每小时融霜次数选取，并没有考虑其它影响因素，这显然是不够科学的。（3）机组的结霜程度是由室外空气温度与室外空气相对湿度耦合影响的[9]，而此方法仅以室外空气相对湿度修正系数对机组结霜损失进行修正，没有考虑室外空气温度对结霜的影响，会造成机组结霜损失计算的不准确。
1.2平衡点温度的选取
图2不同平衡点温度对机组容量及辅助热源容量的影响
平衡点温度对于ASHP的运行经济性影响很大。如图2所示，平衡点温度选的低，则要求配置的热泵容量就大，辅助热源容量就小，当平衡点温度等于冬季室外设计温度时，如图中平衡点1所示，则不需配置辅助热源，机组容量太大不仅会造成初投资变大，还会使机组长时间在部分负荷下运行，使机组效率降低。平衡点温度选的高，如图中平衡点2，则配置的热泵容量就小，辅助热源容量就大，但辅助热源容量太大会降低整个供暖系统的运行效率，致使耗电量增加。因此如何选取平衡点温度最经济合理是ASHP设计选型需要解决的问题。
为解决平衡点选取的经济合理性问题，《热泵》[10]中通过供热季节性能系数（HSPF）来评价热泵在整个供暖季的运行经济性，针对某一型号机组给出了我国七个不同的采暖区的HSPF与供热负荷系数（HDLF）的关系，如图3所示。由图可见，当供热负荷系数为0.5~1.5之间时，热泵存在一个最佳HSPF，可根据此最佳HSPF选定相应的供热负荷系数，再由式（3）确定机组容量，之后可根据机组性能推算平衡点温度。由此选定平衡点，热泵在整个供热季的运行经济性最佳。
图3各地区HSPF随供热负荷系数的变化
由式（2）得，HSPF与机组在供热季的整体运行性能有关。而机组整体运行性能不仅受温度分布频率的影响，还受相对湿度分布频率的影响，这是由于相对湿度分布频率会影响机组结除霜情况。而此方法并没有考虑相对湿度分布频率对HSPF的影响，因此在此方面还需进一步优化。
此外，还有学者从获得最少初投资和运行费用角度出发，提出最佳经济平衡点[11]的概念，并给出了不同地区的最佳经济平衡点温度，设计选型时可根据所在地区直接选定平衡点温度。但最佳经济平衡点温度受能源价格、机组及辅助热源价格的影响较大，所以此种方法对不同工程的适用性较差。
1.3冬夏两用机组的容量选择
ASHP机组可兼顾制冷与制热。当机组用于冬夏两季时，其容量的选择有两种方法：先根据冬季热负荷选择机组容量，再根据夏季冷负荷进行校核；或先根据夏季冷负荷选择机组容量，再根据冬季热负荷进行校核。如图4所示，在按冬季热负荷选择机组容量时，机组在夏季室外计算温度TS下的制冷量比建筑冷负荷大ΔQe。由此可见，按热负荷/冷负荷选择机组容量，机组在另一个季节的制冷/热量都会与对应的建筑负荷产生偏差，如果这种偏差过大，就会对机组运行性能与应用效果带来不利影响。因此，按冬季热负荷还是夏季冷负荷选择机组容量也是ASHP设计选型中不可忽视的问题。
图4冬夏两用ASHP机组选型示意图
有学者针对冬夏两用机组的容量选择问题提出比负荷系数法[12]，此方法利用比负荷系数CORL作为依据，根据其取值范围在工程设计中选择热泵机组和辅助冷热源。当1＜CORL＜1.1时，应按夏季冷负荷来选用机组；当CORL＞1.1或0.9＜CORL＜1时，应按冬季热负荷来选用机组；当0.5＜CORL＜0.9时，应按平衡点温度选用机组。
式中：QC为建筑夏季空调冷负荷；QH为建筑冬季空调热负荷；qC为空调室外计算温度下的单台热泵机组的制冷量；qH为空调室外计算温度下的单台热泵机组的制热量。
比负荷系数法为解决冬夏两用机组的容量选择问题提供了参考，说明了冬夏两用的ASHP机组应按冬季热负荷还是夏季冷负荷进行选型，但应用此方法进行设计选型时必须先确定机组型号，因此局限性较大。
1.4实际工程中采用的设计选型方法
图5工程实际中ASHP机组选型示意图
在ASHP实际工程的设计中，设计人员为简易有效选择ASHP机组并保证其制热能力实时满足建筑负荷需求，通常采用ASHP名义工况下建筑负荷与机组名义制热量的对应关系，设计选择机组容量。以我国寒冷地区选择低环境温度ASHP机组的方法为例，如图5所示。该方法基于低温-12℃时建筑的热负荷，来选择低温名义制热量与建筑负荷相同的机组。由图可见，在冬季空调室外计算温度高于-12℃的地区，当按此方法对ASHP进行设计选型时，在设计工况点上会造成机组制热量大于建筑负荷的情况，按此选取ASHP机组势必会造成设计选型超配的问题。
2空气源热泵设计选型实际典型案例分析2.1工程概况
本工程位于北京市密云区，建筑为一层平房，建筑面积为88.7m，实际采暖面积为72.3m，层高3.5m，外墙厚度为mm，外墙未做保温，窗户均为双层玻璃。经计算该建筑冬季设计热负荷为4.55kW，热指标为62.9W/m2。
本工程供暖系统冷源采用低环境温度空气源热泵，末端采用地板采暖辐射管。热泵为直流变频机组，采用转子式压缩机，以R作为制冷剂，额定制热量/功率为W/W（干球-12℃/湿球-14℃），制热量/功率范围~W/0~W，额定/最高出水温度为41℃/55℃。供暖系统原理图如图6所示。
图6空气源热泵系统原理图
本ASHP在设计选型时根据室外温度-12℃时的建筑负荷选择ASHP机组容量，因此本工程存在ASHP设计选型超配问题。
2.2测试系统
测试系统原理如图7所示，主要针对ASHP机组的空气侧、制冷剂侧、水侧的运行参数进行测量，同时实时监测机组能耗、室外换热器结霜情况，各参数的采集周期为1min。测量仪器参数如表1所示。
图7测试系统原理图
表1测量仪器参数表
详细测量参数如下：
（1）空气侧：利用温湿度传感器测量室外环境温度和湿度、经室外换热器换热后的空气温度；
（2）制冷剂侧：利用铂电阻测量压缩机的吸气温度和排气温度、室外换热器的盘管温度；
（3）水侧：利用铂电阻测量机组的供、回水温度，利用超声波流量计测量水流量；
（4）机组能耗：利用智能电表测量压缩机、风机的功率及耗电量；
（5）结霜情况：利用风压差传感器测量室外换热器进风侧与出风侧风压差。
2.3测试工况
测试期为年11月至年2月，测试期内测试工况如图8和图9所示。图8为日平均室外空气温湿度的变化。由图中可知，日平均环境温度在测试期内呈先下降后上升的变化趋势，测试期内室外温度平均值为0.2℃，日平均温度最高值为9.7℃，最低值为-7.0℃。测试期内相对湿度平均值为51.1%，日平均相对湿度最高值为84.5%，最低值为23.2%。由此可见，机组绝大部分时间内都在部分设计负荷下运行。
图8测试期内日平均室外温度和湿度
图9测试期内分区域结霜图谱
为直观获得测试期内机组不同运行工况下的结霜情况，根据朱佳鹤[13]等人提出的多区域结霜图谱，得出如图9所示的结霜工况分布图。由图中可知，测试期内有38%的工况处于非结霜区，11%的工况处于结露区，51%的工况处于结霜区，其中重霜区占3%，一般结霜区占22%，轻霜区占26%。由此可见，在51%的测试时段内空气源热泵都在结霜工况下运行，结霜对ASHP机组性能的影响不可忽视。
2.4测试结果与分析
图10建筑热负荷与机组实际平均供热量的变化曲线
图10为机组实际平均供热量与建筑热负荷的变化曲线。其中机组实际平均供热量为机组一天中总供热量与机组运行时间的比值，表示机组实际的制热性能，建筑负荷曲线根据建筑在不同室外计算温度下的负荷得到。由图可见，在北京市冬季供暖室外计算温度-7.6℃下，机组实际平均供热量为7.0kW，建筑实际热负荷4.55kW，机组实际供热量超过建筑负荷1.54倍，由此可见存在ASHP设计选型超配问题。
图11典型日机组运行情况（12月28日）
图11所示为典型日内ASHP机组运行情况。由图可见，典型日内平均环境温度-2.5℃，平均环境相对湿度52.5%，机组在一天内启停高达53次，每次平均运行时间仅17.3min。由此可见，由于设计选型超配导致了较为严重的机组频繁启停问题。
图12机组整体运行情况
图12所示为测试期内ASHP机组整体的运行情况。由图可见，机组日平均启停次数高达58次，机组平均单次运行时间仅14.3min。系统COP随启停次数的增多而减小，测试期内系统日平均COP仅为1.68，可见由于设计选型超配导致的机组频繁启停问题已严重影响了机组的运行性能。
3空气源热泵设计选型改进措施针对ASHP设计选型存在的问题，本文提出准确计算机组容量、合理选取平衡点温度、提升机组部分负荷运行性能的三种改进措施。
3.1准确计算机组容量
针对无法准确计算ASHP机组制热容量的问题，可给出如表2和表3所示的温度修正系数与结除霜损失修正系数推荐值。此系数可更加准确的计算机组的性能损失，以达到合理计算机组实际容量的目的，避免设计选型问题的发生。
表2冬季室外计算干球温度修正系数K1
表3不同使用地区的机组结除霜损失系数推荐值K2
3.2合理选取平衡点温度
针对如何合理选取平衡点的问题，可从获取最大供热季节性能系数（HSPF）角度出发，建立不同地域温度分布频率、相对湿度分布频率、不同机组性能特性以及不同供热负荷系数与HSPF之间的关系，以此针对不同地域、不同机组形式给出最最佳的平衡点温度。
此外，目前有关平衡点的研究主要集中在ASHP与电加热辅助热源的匹配上，而很少考虑ASHP与其它形式辅助热源的匹配。因此，还可针对空气源热泵与其它形式辅助热源的优化匹配进行研究，并给出相应的最佳平衡点温度。
3.3提升机组部分负荷运行性能
合理的平衡点温度可以让系统获得最佳的季节性能系数，而在室外温度大于平衡点温度的部分负荷工况下对ASHP进行调节，则可提高其性能系数。因此机组设计选型时应考虑建筑实际负荷的变化情况，能够根据建筑负荷变化进行调节，达到高效利用的目的。可通过选择制热量可调节的变频机组、多压缩机机组或多台机组，以适应建筑负荷的变化需求。
变频机组具有灵活的变负荷工作能力，运行过程如图13所示。机组可以根据建筑热负荷需求，调整运行频率，改变机组制热量和建筑热负荷的平衡点位置，更好适应建筑负荷的变化需求。
图13建筑热负荷与变频机组制热量的变化曲线
定频机组选用多压缩机机组或多台机组形式，也具有一定变负荷工作能力，如图14与图15所示。机组根据建筑热负荷需求，可以调整压缩机或机组运行台数，以适应建筑负荷的变化需求。
图14建筑热负荷与多压缩机机组制热量的变化曲线
图15建筑热负荷与多台机组制热量的变化曲线
4结论本文针对ASHP设计选型问题，介绍了机组容量的计算、平衡点温度的选取、冬夏两用机组容量的选择等ASHP设计选型方法，指出了现有方法存在对机组性能损失的修正不准确、平衡点的选取待优化、多功能机组容量选择方法局限性大等问题。并结合实际工程案例，揭示了ASHP设计选型不当问题及其影响，测试结果表明，设计选型超配严重影响了机组的运行性能与应用效果，造成机组频繁启停，COP低下。在最后，本文还针对现有设计选型问题提出以下改进措施：（1）准确计算机组容量：给出准确可靠的温度修正系数与不同地区结除霜损失系数推荐值，准确计算机组性能损失。（2）合理选取平衡点温度：优化现有方法不足，针对不同地域不同机组给出最佳平衡点温度值，并针对ASHP与不同形式辅助热源的优化匹配进行研究。（3）提升机组部分负荷性能：通过选择制热量可调节的变频机组、多压缩机机组或多台机组，以适应建筑部分热负荷需求，达到高效利用的目的。
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[基金项目]国家自然科学基金优秀青年基金项目资助（编号：）；“十三五”国家重点研发计划课题资助（编号：YFC）。
说明：本届供暖学术年会论文集共收录论文59篇，近期将陆续通过学会