一种水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵系统与方法
【技术领域】
[0001] 本发明属于水源热泵系统工程技术领域，涉及一种水源侧节能运行模式切换的地 下水源热泵系统与方法。
【背景技术】
[0002] 地下水源热泵是一种高效节能系统，基于逆卡诺的热力循环原理，利用地下浅层 地热资源，可实现向建筑物的供暖和供冷。由于地下水体温度适宜且一年四季相对稳定，使 得热泵机组的运行高效与可靠，在工程应用中得到了广泛青睐。
[0003] 地下水源热泵的使用中，为了维持水系统的平衡，一般采取自然回灌的方式，让抽 水井抽上来的地下水直接进入热泵机组换热，换热后全部排入回灌井回灌，该运行模式称 为直供直排模式。但回灌中存在较突出的问题是地下水的堵塞，因此取水井与回灌井数比 例一般采取1 :2或2 :3,以保证地下水的回灌，这将大大增加系统的初投资。能否解决既要 减少投资，又能节约运行费用，同时保证地下水100%回灌的问题，将直接关系到地下水源 热泵的广泛应用。为了解决现有技术的难题，工程中提出了两种解决方案：（1)设置蓄水池 方案，即在水井与水源热泵机组之间，设置一个蓄水池，由潜水泵将井水先抽到蓄水池内， 再用循环水泵将蓄水池内的井水抽至水源热泵机组，提取其中热量后，由自动控制系统根 据提取热量后的回水温度来决定回水被继续利用还是进行回灌；（2)设置混水泵方案，即 在水源热泵机组的水源侧供回水的旁通管上，设置一个混水泵，将进入热泵机组换热后的 部分回水与潜水泵抽上来的地下水混合后，再进入热泵机组换热，其余部分回灌。
[0004] 这两种方案都在不同程度上减少了地下水的需用量，减少了抽、回灌井数，但现有 方案也存在如下不足：（1)既有设置蓄水池方案，为有效利用蓄水池的蓄水储能作用，需要 使用多点位电磁阀来控制回水温度，改变水源侧运行工况，管路及自控系统复杂；同时自控 系统回水温度的设置，通常是根据经验进行设定的，没有考虑到水源侧潜水泵输配能耗与 热泵主机能耗之间的协同关系，导致系统非节能工况运行。（2)既有设置混水泵方案，虽然 水源侧系统初投资较低，但混水后导致热泵主机能效性能下降，增加了混水泵的功耗，无法 实现潜水泵与热泵主机的协同优化运行，同样会导致系统非节能工况运行；同时也不能对 细沙进行有效重力沉淀。
[0005] 因此，提出一种能够有效解决这些问题，同时结构相对简单的系统成为目前本领 域亟待解决的技术问题。
【发明内容】
[0006] 本发明的目的在于提供一种水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵系统与方 法。首先，本发明在设置蓄水池的同时，在热泵机组换热后的回水管、水井侧回灌水管、蓄水 池回水管上仅加设一个电动温控阀，省去了原有多点位的电动控制阀，简化了水源侧管路 与自控系统；其次，本发明根据负荷变化及蓄水池蓄水、混合作用特性，提出了地下水源热 泵系统水源侧运行模式，基于对潜水泵系统输配能耗和热泵主机能耗在不同模式下的协同 优化原理，确定了电动温控阀控制节能运行模式切换的方法，与传统直供直排模式对比，该 方法在减小回灌荷载的前提下使得热泵系统运行更加节能。
[0007] 实现本发明的技术方案是，提供一种水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵系 统与方法，根据流量对输送水泵功耗的影响、热泵机组水源侧入口水温和负荷率对机组能 效的影响，及进入蓄水池的回水与池中蓄水的热掺混作用对水池出口温度的影响，确定出 负荷率和机组水源侧入口水温对热泵系统能量消耗率的影响关系，从而获得不同负荷率、 不同切换温度下循环置换模式和混水比变化的混水置换模式热泵系统的能量消耗率，与传 统直供直排模式对比，找到获得单位制冷量所节约的系统功耗最大的点，确定电动温控阀 的设定温度并选择不同负荷率对应的运行模式，继而通过调节电动温控阀来改变水源侧的 运行模式。
[0008] 本发明水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，包括下述步骤：
[0009] 步骤1 :首先根据地下水源热泵系统中包括潜水泵、水源侧混水泵及用户侧循环 水泵在内的输送水泵模型、输送水泵的样本参数，分别得到地下水源热泵系统在不同运行 模式下运行时，各模式对应的潜水泵的功耗N SRi、水源侧混水泵功耗Nmiu及用户侧循 环水泵的功耗Nniu，其中，i = 1，2, 3 ;
[0010] 步骤2 :然后根据地下水源热泵系统中蓄水池结构参数，进行Fluent模拟计算，分 别得到地下水源热泵系统在不同运行模式Ctjpwi下运行时，负荷率q、运行时间τ、水源侧入 口切换温度t'和混水比α对应的热泵机组水源侧入口温度t i;
[0011] 步骤3 :再根据地下水源热泵系统中的热泵机组模型、热泵机组的样本参数，并根 据步骤2得到的热泵机组水源侧入口温度确定在不同运行模式C tjpwi下运行时热泵机组 功耗\ i、制冷量Qm/制热量Q。，i;
[0012] 步骤4 :根据步骤3得到的热泵机组功耗Wm、制冷量Qm/制热量Qcu和步骤1得 到的潜水泵的功耗N sp，i、水源侧混水泵功耗Nmp，i及用户侧循环水泵的功耗N np，i，确定在不同 运行模式Ctjpwi下的地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR sysi;
[0013] 步骤5 :将步骤4得到的不同运行模式C^i中的模式C的地下水源热泵系统 能量消耗率ECRsysl分别与不同运行模式C 中的模式C。_2和模式C。_3得到的地下水源 热泵系统能量消耗率ECRsys2、ECRsys3对比，确定模式C。_2相对于模式C ^^获得单位制冷量 /制热量所节约系统功耗Wp2，及模式相对于模式C 获得单位制冷量/制热量所节 约系统功耗Wp3;
[0014] 步骤6 :根据步骤5获得的模式C^2相对于模式C得到单位制冷量/制热量 所节约系统功耗Wp2，及模式Ctjpw3相对于模式C 得到单位制冷量/制热量所节约系统功 耗Wp3的最大值，确定其所对应的运行模式为水源侧节能运行的切换模式。
[0015] 本方法进一步的特征在于：
[0016] 所述步骤1-5中，不同运行模式Ctjpwi中的模式C为i = 1时的直供直排模式， 为换热后的地下水全部回灌的模式；不同运行模式Ctjpwi中的模式Ctjpw2为i = 2时的循环 置换模式，为换热后的地下水全部返回蓄水池，之后通过设置水源侧入口切换温度t'以置 换蓄水池中蓄水的模式；不同运行模式C tjpwi中的模式C。_3为i = 3时的混水置换模式，为 换热后的地下水α部分返回蓄水池，（l-α)部分回灌，之后通过设置水源侧入口切换温度 t'以置换蓄水池中蓄水的模式，混水比α为返回蓄水池的水量占水源侧水总量的比例。
[0017] 所述步骤1中，得到潜水泵的功耗Nsiu、水源侧混水泵功耗Nmiu及用户侧循环水泵 的功耗N np，i，通过下述方式实现：
[0018] (Ia)水源侧混水泵和用户侧循环水泵为定频泵，水源侧混水泵功耗Nmiu及用户侧 循环水泵的功耗N niu通过下式确定：
[0020] 其中：M为水泵流量，m3/s ;H为水泵扬程，m ; γ为容重，N/m3; n p为水泵内部效率；
[0021] (Ib)潜水泵为变频泵，根据变频后的电动机效率nm、变频器效率n VFD和水泵变频 后的内部效率η ' 5关系得到潜水泵的功耗Nsiu:
[0023] 其中：x-电机的相对转速；
[0024] (Ic)上述变频器效率nVFD通过电机的相对转速得到：
[0025] nVFD= f+gx+hx 2+kx3;
[0026] 式中，f、g、h、k分别为压力比关于变频器效率变化的拟合系数；
[0027] (Id)上述电动机效率Tlni通过电机的相对转速得到：
[0028] nm= p(l-ezx)
[0029] 式中，p、z分别为压力比关于电动机效率变化的拟合系数；
[0030] (Ie)上述水泵变频后的内部效率IT p通过电机的相对转速得到：
[0032] 所述步骤3中，确定在不同运行模式下运行时热泵机组耗功制冷量 Qm/制热量Qcu，通过下述方式实现：
[0033] (3a)根据已知工作条件计算工质的热力性质，并求出制冷循环的蒸发器换热量 u和冷凝器换热量V c,i；
[0036] 其中氧为任意工况下制冷剂质量流量，kg/s ;h i为吸气状态的比焓kj/kg ;h 2为 气态制冷剂在冷凝器入口的比焓kj/kg ;h3为气态制冷剂在冷凝器出口的比焓kj/kg ;h 4液 态制冷剂在蒸发器入口处焓值，kj/kg ;WM为热泵机组在部分负荷下的功耗，kW ;
[0037] (3b)根据基于厂家样本数据建立的螺杆式制冷机组能耗计算模型来确定实际的 热泵机组压缩机功耗\ i;
[0039] 其中：q为负荷率；M为任意工况下满负荷运行时制冷剂的质量流量，kg/s 为 单位质量流量制冷剂的功耗，kW ; q b为制冷压缩机部分负荷下理想调节工况的耗功量和实 际功耗量的比值，根据该热泵机组样本参数获得；
[0040] (3c)上述任意工况下满负荷运行时制冷剂的质量流量M，根据下式获得；
[0041]
[0042] 其中：M为任意工况下满负荷运行时制冷剂的质量流量，kg/s Wci为额定工况下满 负荷运行时制冷剂的质量流量，kg/s ; V i为压缩机满负荷运行时吸气口的比体积，m3/kg ; V i,为任意工况下压缩机吸气口的比体积，m3/kg ; nv、nv(1分别为任意工况和额定工况下 的容积效率；
[0043] (3d)上述容积效率Tl v、Ilvtl根据其与压力比的关系获得；
[0045] 其中：π为压力比；
[0046] (3e)上述单位质量流量制冷剂的功耗量Welff，通过下式获得；
[0048] 其中：n s为压缩机的等熵效率；η 8为考虑每台制冷压缩机的个体差异引入的修 正系数；
[0049] (3f)上述等熵效率Ils根据其与压力比π的关系获得；
[0051] 其中：a、b、c、d、e分别为压力比关于压缩机等熵效率变化的拟合系数；
[0052] (30根据传热机理，通过下式得到制冷剂在冷凝器中的换热量Q"
[0054] 其中：M。为进出冷凝器管程的水的质量流量，kg/s ;t Mn、t。,^分别为进出冷凝器 侧水的进出口温度，°C ;K。为冷凝器的传热系数，kWAm2 · Κ) ;A。为冷凝器的换热面积，m2; tk为冷凝温度，°C ;FK。为系数，
；Cp为定压比热，kj/ (kg · °C )；
[0055] (3h)根据传热机理，通过下式得到制冷剂在蒸发器中的换热量Q"
[0056] Q" e，i= Mecp(te，in_te， out) = FKeKeAe(te，in_t 0)
[0057] 其中戽为进出蒸发器水的质量流量，kg/s ;t _、t_t分别为进出蒸发器侧水的 进出口温度，°C;心为蒸发器的传热系数，kWAm2*K)沭为蒸发器的换热面积，m 2;%为蒸 发温度，°C ;
[0059] (3i)上述