黄凯良，侯 旭，冯国会

（沈阳建筑大学，沈阳 110168）

0 引言

近年来随着热泵技术的发展，空气源热泵（ASHP）作为新型的节能环保设备，在我国暖通空调领域备受关注。空气源热泵具有宜布置、安装的优点，采用空气作为高（低）温热源就可以实现夏天制冷、冬天供暖。但是，空气源热泵受室外环境温度影响较大，尤其是在我国北方冬季，室外环境温度通常可达-30 ℃左右，空气源热泵在低温环境下运行时常常会出现因蒸发器表面结霜影响换热效果以及除霜带来的机组制热性能系数下降等问题，严重时可能会导致机组无法正常运行［1-2］；另外，随着室外干球温度逐渐降低，末端热负荷增大，空气源热泵的出水温度升高引起升压比增大、排气温度过高，导致机组制热性能系数下降。

为保证空气源热泵在严寒地区低温环境下高效运行，目前主要的解决方法有：开发低温型空气源热泵、增加辅助电加热装置、增加辅助土壤源热泵等［3-5］。但这些方法依然存在一些不足的地方：超低温型空气源热泵的装置尺寸较大、能效较低，平均能效比在1.4/1.35 左右［6］；增加电加热器会增大高品位能源的消耗，节能效果降低；土壤源热泵会增加系统投资，且需要较大的施工场地，且在严寒地区应用会出现土壤热失衡问题，在应用前景上具有一定的局限性［7-9］。

通过在空气源热泵系统的基础上添加风水换热器以构成地热辅助的空气源热泵系统（AGAASHP），当室外空气温度过低时，通过风水换热器把土壤中的较高热量转移至较低的空气中，用于提高空气源热泵的输入温度，从而提高空气源热泵的运行能效；在非供暖阶段能够通过风水换热器向土壤补热，缓解严寒地区土壤热失衡问题的出现。

本文以沈阳的农村住宅建筑为例，通过TRNSYS 平台建立了地热辅助的空气源热泵系统仿真模型，对该系统在严寒地区供暖季的供暖效果及埋管深度优化后的应用效果进行了模拟分析，分析该系统的可行性，同时为工程实际应用提供参考。

1 建筑能耗模拟

1.1 建筑概况

建筑围护结构热工参数汇总见表1。

表1 住宅建筑围护结构热供参数汇总Tab.1 Summary table of heating parameters of residential building envelope

表2 地热辅助的空气源热泵系统运行模式Tab.2 Diagram of operation mode of geothermalassisted air source heat pump system

以沈阳市某农村住宅建筑为研究对象，建筑热供参数汇总见表1，该建筑总建筑面积为240.78 m2，层数2 层，一层面积为110.04 m2，包括客厅、大堂、卧室、厨房等；二层面积为118.14 m2，包括卧室、客厅、大堂及卫生间等；出屋面楼梯间面积为12.68 m2。建筑楼体形系数为0.297。

1.2 能耗模拟结果分析

根据图1 可知沈阳地区的平均气温为8.7 ℃，年最高温度为33.95 ℃，年最低温度为-25.3 ℃，全年最冷月份出现在1 月份，其中1 月份日最高气温为4.31 ℃，日最低气温为-25.3℃，属于严寒C区。沈阳地区供暖时间为11 月1 日-次年3 月31 日，共151 d 且要求供暖期室内温度达18 ℃。

图1 沈阳市全年温度分布Fig.1 Annual temperature distribution in Shenyang

使用Sketch UP 建立案例建筑模型，并通过TRN3D 把模型导入TRNBuild 软件建立能耗模型，并对目标建筑进行全年逐时能耗模拟，结果如图2 所示。冬季逐时最大热负荷为32 kW，夏季逐时最大冷负荷为14.24 kW，冬夏峰值负荷比为2.28：1。

图2 全年逐时冷热负荷模拟Fig.2 Simulation of cooling and heating loads on an hourly basis throughout the year

图3 地热辅助的空气源热泵系统Fig3 Diagram of geothermal-assisted air source heat pump system

2 系统概况

2.1 AGAASHP 系统设计

基于传统的双源热泵系统的优缺点，本文设计了地热辅助的空气源热泵系统（AGAASHP），AGAASHP系统与现有的双源热泵系统形式存在很大的不同。现有的双源热泵系统是用中间水循环管路将2 个常规热泵机组耦合起来。而AGAASHP系统取消了中间水环路，利用风水换热器来实现空气源和地源在耦合系统中的联合运行。

AGAASHP 系统主要由两部分构成。（1）空气源外加换热器换热模块，和常规空气源热泵系统相比，不同之处在于添加了风水换热器部分，将原本直接输入的自然空气经过风水换热器换热后再进入空气源热泵蒸发器侧；（2）土壤源换热器模块，采用土壤源埋管区域换热器来汲取土壤浅层地热能。通过风水换热器和地源侧换热器有效耦合，改变了常规双源热泵系统依靠储热水箱作为中介的耦合形式，将原有双源热泵系统的两个压缩机削减为一个压缩机，简化了系统的运行流程，降低了系统成本，提高了系统性能，增强了系统的布置灵活性。

2.2 运行模式

本文构建的地热辅助的空气源热泵系统通过风水换热器模块并联，通过调节水泵开启的数量和阀门的控制信号以及温差控制器来控制热泵系统的运行工况。控制器联合采暖模块，控制整个系统的各循环水泵的运行。

ASHP 模式：在供暖初期和末期室外环境温度下降幅度较小，对于空气源热泵的制热效果影响不大，空气源热泵单独制热满足建筑的供热需求。

AAGASHP 模式：供暖中期的室外温度较低且建筑的供热需求增大，使得空气源热泵的制热效果降低，此时通过开启土壤区域换热器作为供热补充，并通过监测室外环境的干球温度来判断是否需要开启换热模块，当自然空气的干球温度低于5 ℃［10］，开启换热器模块以提高空气源热泵蒸发器侧的输入温度。

补热模式：在非供暖期，室外气温通常高于土壤温度，当室外温度高于土壤温度2 ℃时开启换热模块对浅层土壤源补热，此时可以通过风水换热器与土壤区域换热器的联合运行对土壤侧补热，将空气中的热量转移到土壤中，通过补热模式可以实现严寒地区土壤的热平衡，保证空气源热泵机组的制热效果。

2.3 仿真模型的建立

本文基于TRNSYS 瞬时仿真平台进行系统模拟，本文主要模拟的工况包括单独的空气源热泵系统、地热辅助的空气源热泵系统，构建的仿真模型如图4，5 所示。

图4 ASHP 热泵系统Fig.4 ASHP heat pump system

图5 AAGASHP 热泵系统Fig.5 AAGASHP heat pump system

3 试验验证

空气源热泵机组运行采用沈阳某办公建筑空气源热泵项目已有的试验数据进行验证。该建筑总面积为334.8 m2，共有两层，无地下室。试验装置采用BKH05C 型空气源热泵机组，压缩机为全封闭涡旋式，机组冬季额定制热量为13.8 kW，风机功率为180 W。试验时间为2021 年11 月18 日，户外气象状况如图6 所示。

图6 试验期间室外气象参数Fig.6 Outdoor meteorological parameters during the experiment

热泵性能系数试验值与模拟值的对比曲线如图7 所示，通过对比热泵性能系数试验值与模拟值可以看出，空气源热泵机组试验值与模拟值的最大误差为5.0%，制热COP 误差值为0.22%，误差在合理的范围内，验证了模型的可靠性。另因为试验状态下影响因素较为复杂，因此试验值波动更加剧烈。

图7 空气源热泵性能系数验证Fig.7 Verification of COP of air source heat pump

4 结果分析

基于前文建立的系统模型和负荷模拟结果，对2 种系统模型进行了供暖季的模拟分析，通过对比分析机组供暖季运行的能耗和COP 值等结果参数，对ASHP 和AGAASHP 系统模拟运行的优缺点进行系统分析。

4.1 匹配设计分析

为充分发掘地热辅助制热的空气源热泵的优点，在保证土壤热平衡和供暖效果的前提下，针对不同土壤区域换热器的埋管深度对热泵系统的制热效果进行分析，通过TRNSYS 数值模拟，设计出土壤区域换热器的埋管深度与AGAASHP 系统匹配的优化方案，在满足土壤热平衡的设计前提下，原工况埋管深度为60 m，土壤初始温度为10.4 ℃，已知沈阳地区每延米地埋管需对应换热器匹配面积0.029 m2［11-15］。

通过TRNSYS 模拟分析沈阳全年最冷月份（1月份）中埋管深度区间在50～60 m 下空气源热泵的制热效果，即用满足当月供暖保证小时数和运行10 年后土壤温度变化分析评估当月供暖效果，供暖保证小时数越大，表明系统的可靠性和供暖的保障效果越好。土壤温度降低幅度越小，保证土壤热平衡的能力越强。

根据图8 所示，确定区间内最佳的埋管深度为57 m，对应的风水换热器面积为6.612 m2，当月供暖保证小时数为490 h，相较于埋管深度为60 m 时，供暖小时数增加了1 h，土壤温度升高了0.013 ℃，埋管深度比例减少了5%。新方案选用57 m 的埋管深度在节省系统初投资和保障土壤热平衡的基础上，具有良好的供暖保障效果。

图8 埋管深度优化设计Fig.8 Buried pipe depth optimization design

4.2 ASHP 系统仿真分析

本文设定的热泵系统的模拟运行时刻为0～8 760 h，以1 h 为时间步长进行为期1a 的逐时模拟。ASHP 热泵机组根据前文的控制方式实现空气源热泵机组单独运行，独自承担冬夏季的建筑供冷供热需求，同时忽略热泵间歇运行的数据。

如图9 所示，冬季负荷侧平均供水温度为46.79 ℃，平均回水温度为42.57 ℃，供回水温度平均波动幅度为4.22 ℃，模拟所得负荷侧供回水温度变化基本合理。

图9 ASHP 系统全年供回水温度变化Fig.9 Annual change of supply and return water temperature of ASHP system

如图10 所示，冬季平均制热COP 为2.24。冬季COP 曲线变化为两边低中间高，是由于供暖中期室外气温过低，机组制热COP 值下降。供暖季的最高制热COP 值为3.41，最低值出现在1 月份为1.58，出现这种情况的原因为该月份达到了建筑热负荷的峰值。

图10 ASHP 系统全年性能系数变化Fig.10 Annual change of COP of ASHP system

4.3 AGAASHP 系统仿真分析

AGAASHP 系统此次模拟设定夏季运行和常规空气源热泵相同，故不对此情节进行分析。如图11 所示，冬季负载侧平均供水温度为48.91 ℃，平均回水温度为41.58 ℃，波动幅度为7.33 ℃。模拟所得负荷侧和源侧供回水温度变化基本合理。

图11 AGAASHP 系统全年供回水温度变化Fig.11 Annual change of supply and return water temperature of AGAASHP system

如图12 所示，AGAASHP 系统冬季平均制热COP 为2.37，冬季制热COP 值相对于ASHP 系统提高了5.8%。其中在供暖季最冷天的制热COP 值由1.58 提高到了1.87，制热COP 值提高了18.3%。土壤区域换热器的辅助供热联合运行，使得制热COP 波动幅度减小，使空气源热泵的运行趋于稳定，有效地缓解了空气源热泵在不利工况下出现的制热率不高、制热效果不足的问题。

图12 AGAASHP 系统全年性能系数变化Fig.12 Annual change of COP of AGAASHP system

4.4 供热效果分析

通过TRNSYS 软件模拟2 种热泵系统运行1年的供热量变化情况，对2 种热泵系统空气源热泵供热量进行分析，对比分析2 种系统中空气源热泵的供热量，验证了地热辅助的空气源热泵系统的运行在提高热泵系统供热稳定性、增强供热效果等方面的优势。

2 种热泵系统空气源热泵的供热量变化情况如图13 所示。

图13 热泵机组供热量对比Fig.13 Comparison of heating load of heat pump unit

根据图13 可知，在最冷运行工况的制热量由20.8 kW/h 提高到了27.4 kW/h，制热效果提高了31.7%。系统全年累计供热量由121 673.15 kW提高到127 332.63 kW，制热量相对提高了4.6%。AGAASHP 系统通过添加了土壤换热模块，使得热泵在最冷工况的制热量有了较大提高，同时降低了热泵的启停次数，供热稳定性有显著提高。

4.5 能耗分析

由于空气源热泵机组和土壤源热泵机组的制冷制热能耗与机组负荷率、环境温度、供回水温度等多个因素有关，所以需要对两种系统在动态模拟的基础上获得制热总能耗，基于前文建立的TRNSYS 系统模型，对2 种系统进行供暖季（是否开启补热模式）的能耗模拟，模拟结果如图14所示。

图14 热泵系统供暖季能耗分析Fig.14 Energy consumption analysis of heat pump system in heating season

从图14 可以看出，补热模式下AGAASHP 热泵机组供暖季的耗电量为34 153 kW·h；无补热模式下热泵机组耗电量为34 273 kW·h。ASHP热泵机组的耗电量为37 957 kW·h。根据以上结果可以说明热泵机组的启停次数明显减少，且由于补热模式运行下土壤温度有一定的回升，强化了预热效果，提高了空气源热泵机组的供热稳定性，增强了空气源热泵的制热效果。供暖季AGAASHP（有补热）模式下风机、水泵的耗电量相对于AGAASHP（无补热）模式下分别增加了744.1，421 kW。

5 经济性分析

根据上文的能耗模拟结果，针对空气源热泵和地热辅助的空气源热泵的经济性进行对比分析。针对系统经济性分析的方法主要包括：费用年值法和投资偿还年限法［16］，根据本文所描述的系统特点，选用费用年值法做经济性评价。

动态费用年值的计算式为：

式中，AC为年计算费用，万元/a；i 为年利率，取i=6%［16］；Ci为设备初投资，万元；n 为设备使用寿命年限，a，热泵系统取20 a［16］。

AGAASHP 系统初投资由设备购置费用Ceq、电力增容费Cz、竖直单U 形地埋管打井埋管费CD三部分组成。

式中，Php为额定单位制热量对应的热泵价格，元/kW，取2 500 元/kW；Nhp为热泵额定制热量，kW；Pb为动力设备价格，元。

式中，Pez为单位功率电力增容费，元/kW，沈阳地区取1 000 元/kW；Whp为热泵机组额定输入功率，kW。

式中，m 为竖直单U 形地埋管钻孔数，个；H 为地埋管钻孔深度，m；Pzk为单位深度钻孔费，元/m，竖直式系统钻孔费用一般为100 元/m［17-21］；Pgc为单位深度管材价格，元/m，地下埋管材料费用为50 元/m［17］。

AGAASHP 系统年运行费用Ck由系统运行能耗费Cyx、设备折旧费Czj、设备维修费Cwx三部分组成。

式中，Pc为电价，元/（kW·h），沈阳地区取0.399 元/（kW·h）；E 为采暖季热泵机组耗电量，kW·h。

式中，j 为预计净残值率，取j=4%［16］。

通过计算，设备初投资Ci为10.96 万元，年运行费用Ck为27.79 万元。AAGASHP 系统的动态费用年值为38.75 万元。同上，ASHP 系统的动态费用年值为40.04 万元。

根据以上的经济性计算分析，可知AAGASHP系统相比与ASHP 系统的年值费用提升了3.3%，有良好的经济效益，更适用于节能节材的建造现状。

6 结论

（1）地热辅助的空气源热泵系统在沈阳地区的埋管深度优化比例为5%，对应的风水换热器面积为6.612 m2。

（2）ASHP 热泵机组在供暖期间的COP 平均值为2.24，AGAASHP 热泵机组在供暖期间COP平均值为2.37，地热辅助的空气源热泵机组的COP 值要比单一空气源热泵机组COP 提高了5.8%。

（3）地热辅助的空气源热泵机组（有、无补热）和单空气源热泵机组在供暖期的耗电量分别为34 153，34 273，37 957 kW·h，供暖期间土壤区域换热器作为辅助热源预热室外自然空气，增强了空气源热泵机组的制热效果，且因为换热模块的间歇运行，使得AGAASHP 热泵机组的启停次数减少，运行更加稳定。

（4）土壤换热器模块的加入，使得空气源热泵机组在最不利运行工况下的制热量提高了6.6 kW/h，制热效果提高31.7%，土壤源作为辅助热源通过风水换热器对室外自然空气预热，有效地缓解了空气源热泵的结霜现象，降低了空气源热泵冬季除霜的频率，节省了除霜能耗，同时解决了单独依靠空气能在最寒冷日热量供给不足的问题。

（5）AAGAHP 系统相比于单一空气源热泵的动态费用年值节省了3.3%，经济节能效益更优。