商业建筑机电设计、建设标准（2016版）之专题论文（水环热泵系统、U型管埋地换热器试验）

论文3 商业街水环热泵空调系统的设计优化探讨

不合理的设计概念，不负责任的设备选型数据，即使在进行水环热泵这种较为简单的空调系统设计时，也会造成面目全非的设计结果，进而给业主招投标、造价核算、材料采购、工程实施、工期质量造成很大困扰，并可预见会对今后运营管理能耗造成极大浪费。本文通过对无锡海岸城商业街A地块小商业6144m²水环热泵空调系统的设计选型进行 剖析、更正，并对水环热泵空调系统中主要设备的设计选型进行探讨，以期为商业建筑中水环热泵空调系统的设计提供实例参考。

0 引言

无锡海岸城 27#地块 ABC 商业街位于无锡太湖新城观顺道与观山路交界处，为 14 万m²商业建筑，配有家乐福、迪卡侬等商业，A地块出售小商铺部分空调建筑面积为 6144m²，其中 43%面积为餐饮，53%面积为非餐饮，4%面积为公共区域，采用了水环热泵（GSHP）空调系统，末端设置整体吊装水环 热泵机组。采用此系统至少有以下主要原因：1）该系统设计简单，造价较低；2）没有复杂的冷热机房， 运行管理方便；3）便于计量，空调系统 70-80%的用电量在小业主电表内就可以结算，20-30%的公共 设备能耗可以通过物业费的方式进行结算。现先就本系统优化前与优化后的设计做对比分析。

1 原设计主要设备选型及设计不合理性分析

原设计夏季供冷，采用了 2 台 277m³/h（湿球温度 Ts=29.3℃）开式冷却塔，冷却塔循环水温为 31-36℃， 冷却塔一次侧采用了 2 台（95m³/h，18m）冷却水泵，采用了 2 台板换（1550KW）；公共水环路二次侧水温为 33-38℃，公共水环路采用了二次泵，公共水环路一级泵为 2 台（245m³/h，18m）泵，公共水环 路二次泵也为 2 台泵（245m³/h，24m），且并未分区。

原设计冬季供热，采用2台 460KW 真空锅炉，均设置在屋面，一次侧热水泵采用2台，一次侧供 回水温度为 80-60℃，冬、夏季采用了2台独立板换，公共水环路二次侧一级泵热水泵为2台，同样公 共水环路的供冷用二级泵也为冬季供热使用。

笔者认为该系统设计的不合理性有如下几条：1）冷却塔选型混乱，标注不合理，277m³/h 的冷却塔，样本找不到，还需要折算，给招投标带来麻烦，湿球温度 Ts=29.3℃没有设计依据；2）该系统仅 6000多 m²的系统，负荷侧采用二次泵没有任何必要，且二次泵概念使用错误，二次泵未分区，也未采用变频措施，且水泵扬程未经过核算，一次泵+二次泵扬程高达 42m，明显偏大；3）不合理的设置二 次泵导致装机容量增加，控制程度复杂，浪费资金；4）水泵未采用备用泵，明显不合理；5）锅炉选型 明显偏大，导致锅炉本体、配套水泵、板换、管径、燃气系统（调压箱、阀门、管路）投资明显增加； 6）供热用真空锅炉，可以采用混水器直接与水系统串联，没有必要再设置板换，浪费能源与材料。

2 实施设备选型分析及系统设计优化

根据鸿业负荷计算软件，本系统的夏季冷负荷为1220KW，单位冷负荷为：198W/m²，冬季热负荷为488KW，单位热负荷为 79W/m²。根据以上设计的不合理性分析，及考虑实际运行情况及使用设备的 档次，更改设备选型如下表 1 所示。

3 水环热泵系统选型的几个问题探讨

由于冷却水温度、冷却水量对水环热泵夏季工作的效果至关重要，经济、合理的设置水环热泵系统的显得极为重要。以下就几个重要问题作探讨。在探讨之前，首先分析一下夏季工况水环热泵整体吊装主机的夏季工作温度适应性。综合考察目前国内主流厂家提供的数据样本，夏季整体式水环热泵的机组修正系数变化曲线如下图 1 所示。

从图表中可以看出，当进水温度在 30℃时，修正系数为 1，当温度为 40℃时，修正系数为 0.92， 40℃一般被认为是水环热泵机组停机保护的极限值，当进水温度为 35℃时，修正系数为 0.97，因此只 要进水温度不超过 35℃，可以认为对水环热泵机组的供冷能力无影响。这为冷却塔和板换的温度选择 提供了依据。

3.1 开式冷却塔+板换系统的水温选择

假定冷却塔选型为标准塔，即 32-37℃循环，板换温度可以选择的温差为 ΔT=1℃,1.5℃,2℃。则水环热泵进水温度分别为 33℃，33.5℃，34℃，均不超过 35℃。因此，可以选择标准工况下的冷却塔， 以节省冷却塔的造价成本。板式换热器可以选择 1℃温差，1.5℃温差甚至 2℃温差，考虑到冷却塔、换热器、水泵、管路设备均设置在屋面，夏季环境温度较高，本次设计采用了 1.5℃温差，根据新规范2013中的规定，水源热泵机组的系统中板换的附加系数为 1.15-1.25。

3.2 选择开式冷却塔与闭式冷却塔的对比 选择闭式冷却塔不存在板换的换热温差和换热损失，一般认为效果优于开式冷却塔+板式换热器的组合。但从机组进水温度看，32℃与 33.5℃或 34℃进水对主机冷量修正几乎可以忽略不计，因此无论 采用开式塔+板换或采用闭式塔对整个系统的运行并无较大影响。但闭式塔的价格是开式塔价格的 5-8倍，我司曾采购的用于SOHO办公楼水冷 VRV 空调系统的2台 250m³/h 闭式冷却塔的造价核算出来为开式塔的5.6 倍。因此从造价的角度，采用开式+板换是较合理地选择。

3.3 冷却塔和锅炉的选型探讨 水环热泵空调系统辅助冷热源中冷却塔和锅炉的选型必须依据现有生产厂家的设备性能。以下罗列了几个主流厂家的设备性能，如表 2 所示：

从表 2 可以看出，1）制热工况下，无论采用合资还是国产品牌，不同系列平均制热 COP 均>4，因 此辅助锅炉的选择，可以在计算总制热量的基础上，至少折减 0.75 倍；2）制冷工况下，新环保冷媒 R410A 的制冷 COP 一般高于R22 冷媒，合资品牌的制冷 COP 一般高于国产品牌制冷COP，在冷却塔 选型时，可以根据采用的机型及厂家的平均 COP 乘以 1.25-1.4 左右的放大系数；3）根据无锡地区的室 外设计参数 Ts=28.1℃（2013 新规）工况下，根据计算总冷负荷乘以放大系数后，计算出总水量后，按照 29℃湿球状态下来修正（无锡的习惯做法，2003 规 Ts=28.6℃，按 29℃修正），可以选择出合理的冷却塔；同样如果按照计算总冷负荷换算到美国冷吨，按照 1USRT 对应 1m³/h 来估算，计算出的冷却塔选型基本与上述方法数值一致。

3.4 关于对二次泵水系统必然导致大流量小温差的诠释 二次泵系统有两级水泵，一般设计时都考虑了过大的安全余量，普遍存在选型偏大的问题。目前很多工程无法真正实现变流量调节，甚至国内很多二次泵在实际运行时，二次泵前面的供回水旁通管完全关闭，从不打开，这样的系统实质成为两级水泵串联的一次泵系统，由于水泵选型偏大，其结果就是大 流量小温差运行，效率低、能耗高。

末端侧流量高于冷机侧额定流量是系统经常出现的现象，如果采用二次泵系统，只能是旁通管反向流动，即部分末端侧高温回水经旁通管流向供水侧，与冷机出水掺混，提供了末端侧的供水温度，使得末端侧的换热量下降，从而末端对水量的需求进一步提高，导致旁通流量进一步提高，掺混更加严重，末端供水温度进一步上升，形成恶性循环。这是许多二级泵系统不能实现节能的重要原因。

有些系统由于末端缺少调控手段，导致近端支路流量过大，远端压差不足，进而远端流量不足。在 实际运行中，一旦流量调小，部分末端就会由于流量不足而“过热”，所以宁可提高（降低）供水温度，大流量、小温差，也不能降低（提高）供水温度、小流量、大温差。

因此，二次泵系统需要慎用，管路特性确实不同或者各个环路阻力相差确实很大的情况下，才可以用，否则本身装机容量很大的二次泵将会导致能耗更大。

4 结语

合理的水环热泵空调系统设计与设备选型是每个暖通设计师的义务与责任，这就要求每位工程师在 方案阶段精心设计多方求证、合理选型，暖通设备选型正确合理了，相应地建筑结构设计、配电设计、燃气设计、自动控制设计才趋于合理，进而业主招投标、造价核算、材料采购、工程实施、工期质量才 能得到保证，商业运营才有可能做到节能环保，优化运行管理。简单的水环热泵空调系统如此，复杂的暖通系统更是如此，可以预见，采用了较好的空调系统形式，如果设计不合理、施工不到位、或者在实 施过程中被别有用心的人任意操纵，只能延误新事物、新系统的推广与发展。

论文4 影响U型管埋地换热器传热性能的因素的实验研究

从热响应原理出发，利用7口不同的试验钻井，分别详细的分析了热响应实验初始运行时间、U 型管内循环水流速、埋孔深度与埋孔内的回填土等因素对 U 型管埋地换热器传热性能的影响程度。为地源热泵空调工程设计与施工提供一定的参考依据。

1 前言

埋地换热器是地源热泵空调系统的核心部件，目前对其研究还不够完善，在很大程度上制约了地源 热泵的应用与发展。如：对各地土壤的导热系数、扩散率、传热率与初始温度等传热性能参数不清楚，设计出的埋地换热器可能富余量过大，造价过高；也可能系统达不到实际负荷的要求，空调效果较差。 从而，Morgenson 、Kavanaugh、Gehlin 与Cruickshankes 等专家针对地下岩土的导热系数不能象测量 温度、压强等那样直接测量,而只能根据传热学理论通过测量温度、热流等参数进行反向推算，就引进了热响应原理^[1][2][3]。并把这个原理应用到埋地换热器传热特性的研究中。

本文在上海不同地点钻了深分别为 A 井（20m）、B 井（40m）、C 井（60m）、D 井（62m）、E 井（94m） 与 F 井（96m）共七口井作为试验井。利用研制的土壤性能测试仪器^[4]对实验井进行传热性能实验研究^[5][6]，并对影响U型管埋地换热器传热性能的各因素进行了实验研究与分析，如：热响应实验初始运行时间、U 型管内循环水流速、埋孔深度与埋孔内的回填土。

2 影响 U 型管埋地换热器传热性能的因素分析

2.1 初始运行时间

热响应实验达到传热平衡需要一段时间过程。在实验的前阶段，水箱内水的温度高于 U 型管内的水 的温度，而且在加热器的输入功率下水温变化比较迅速。所以土壤传热性能测试仪器水箱进出管路上的热电阻所测到的温度可能会对测试结果有影响^[7]。

根据图 1－1，前5 小时，由于传热刚开始，土壤与循环水的具有温差，传热平衡还未建立，这时根据 实验测得数据算出的土壤导热系数高达 34.49 W/mk，明显是不符合实际的；5h~12h 内虽然热平衡已经被打破，但由于测试时间较短，循环水与土壤还未达到进一步平衡，测试出来的导热系数还是偏大。12h~20h 内系统传热基本平衡，测试结果符合要求。图 1－2 拟合直线 2 是忽略前 10 小时的测试数据拟 合直线，其导热系数比 48h 内所有数据算出的导热系数要大。这表明：对于一般的测试环境条件，为了获得更准确的导热系数，至少忽略前 10 小时的数据，这些数据会导致导热系数的估值偏大。

2.2 循环水流速

埋地换热器的 U 型埋管内循环水的流速也是影响传热性能的重要因素。循环水流速过小，U 型管内 循环水处于层流状态。此时的对流换热热阻不可忽略。而循环水流速过大，管路中的水力损失也较大， 需要配备大功率的水泵，从而浪费能源。本节对 60mB 井做了流速在 0.2～1.2m/s之间的 6 组实验^[8]。研究循环水流速对埋地换热器的传热性能的影响，寻找合适的流速范围。

图 1-3～1-6 表现了流速与传热率、热阻、进出口压差以及进出口平均温度的关系。当流速在 0.2m/s～0.4m/s 之间，循环水在 U 型管内流速缓慢，流量较小，循环水处于层流状态。循环水与U型管壁之间的对流热阻占总热阻的 5％～10％。虽然与土壤换热充分，但在相同的输入功率下，循环水的平均温度较高，已经超过地源热泵机组的设计运行参数，影响地源热泵机组运行效果。当流速在 0.6m/s～1.2m/s 之间，循环水在 U 型管内处于湍流状态，平均温度正好处在地源热泵机组运行状态点， 换热效果较好，对流热阻基本上都可以忽略不计。系统运行状态平稳，节能效果比较明显。这个流速段进出口平均温度的理论计算与实验的误差更小（如图 1-3），热阻理论计算与实验误差在 2％～4％之间（如图 1-4）。这表明流速大于1.2m/s，循环水平均温度过小，将偏离机组工作的状态点，而且系统还 需安装功率较大的水泵，不建议采用。

单根 U 型管循环水进出口压差随着流速的增加逐渐增加。流速在0.8m/s～1.2m/s 之间时，压差大约在0.06Mpa~0.15Mpa之间 。 实验数据进过二次拟合 ， 获得流速与进出口压差的关系式：Y=0.09911X2-0.025X+0.04。而且，这个流速段的单位钻井传热率都大于100W。流速在 1m/s～1.2m/s之间，传热率基本上达到最大状态。二次拟合方程为：Y=-50.31X2+111.57X+45.31。而流速大于 1.2m/s 时，埋地换热器的传热率已经开始下降。所以综合考虑，在设计埋地换热器时，循环水的流速应选 0.8m/s～1.2m/s 之间。

2.3 钻井深度

虽然对埋地换热器的钻井深度没有严格要求，但受到很多因素的制约，如：土壤结构，土壤热物 性，工程要求等。井深度较浅传热性能不够好，而且也容易受环境的影响。井钻得太深施工难度较大，很容易碰到岩石层，工程造价较大。目前最深的钻井大约在200m左右。本文七口井试验井的地下土质 基本上都由细砂组成。施工简单，打一口井工期较短，土壤传热性能较好。本节就针对钻井深度，研究其对传热率、导热系数、热阻、压差与平均温度的影响^[9]，为工程实践提供参考依据。

图 1-7～1－11表明钻井深度不同，其它因素（如：传热系数、压差与导热系数等）都会随之改变。导热系数随深度的增加而递增，传热率以抛物线的轨迹在增加。抛物线方程为：Y=0.011X2-0.011X+92.2。主要原因有：（1）、不同深度土壤的土质与结构不同，热物性也不相同，从而导热系数与传热率都有一定的差异；（2）、地下土壤越深，地下水越丰富。有些地区还存在着地下水流动情况，这样就产生了对 流换热，促使热量扩散。深度越深，循环水所走的路径越长，水力损失越大。图 1-7 所示，40mC 井与 60mB井的压力损失相同是因为 C 井比 B 井多走了 20m 的水平管。基本上每米管路的压力损失为 75Pa。不同深度钻孔，循环水在管路内所走的长度不同，换热程度也不同，从而进出口的温差也不同。从图1-8 可知，20m 深的钻井温差很小，很容易受到室外环境的影响。40m 深钻孔的温差勉强符合机组的运 行状态点。钻井深在 60m~100m 之间，进出口温差在 3.5℃～5℃之间，正处在机组运行参数范围之内。进出口温差以直线的轨迹随钻孔深度的增加而递增。递增直线方程为：Y=0.0445X+0.859。当钻井深度 为 200m 时，进出口温差就上升到 9.8℃。此时温差严重偏离机组运行状态点。若减小温差，有效的办 法就是提高循环水的流速。但进一步加大管路的水利损失，会造成能量的浪费。从而，根据实际工程情况，推荐钻孔深在 60m~100m 之间。图 1-9 是通过比较实验测试热阻与理论模型计算热阻，反应深度对土壤导热系数测试结果的影响程度。各钻孔的实验与理论热阻误差非常小，在图 1-9 上两者基本上是重合的。

2.4 回填土

回填土实际就是用于填充埋地换热器与地层之间得填充材料。填充到钻井内，包裹在钻井周围不但 可以起到固定U型管，防止污染物向深井泄漏与各含水层之间水的渗透，而且还应促进埋地换热器的传热^[10][11]。不同的回填土导热系数不同，原则上是导热系数大的有利于埋地换热器传热。若比土壤导 热系数大得很多，U 型管内的循环水的热量能及时通过回填土扩散到土壤中，但土壤不能来不及向周围 扩散，导致热量都聚集在钻井周围。从而，选择回填土必须考虑与土壤的匹配。本节对深度相同的 60m A 井、B 井与62mG 井进行回填土的实验研究。

60m 的 A 井与 B 井的埋管都采用高密度聚乙烯(HDPE-100)，62mG 井埋管采用 HDPE-80，分别回填了50％膨润土50％的泥浆 与 100％泥浆，纯水泥和重量比为 5％的膨润土粉，经测定三者的导热系数分别为 2.6W/mk、1.8W/mk 与 2.4W/mk。循环水的流速设定为 0.8m/s，分别对各井做了三组热响应实验。分析回填土对钻井的传热率的影响，为选择与土壤导热相匹配的回填土提供参考意见。

对于两个其它条件相同的 A 井与 B 井，回填土对钻井的热阻与传热率的影响比较明显。导热系数大的回填土促进钻孔的传热。如图 1-12 所示， A 井的传热率大于 B 井的传热率。如图 1-13 所示，导热系数小的热阻较大，影响热量的传递。两图中的 G 井的传热率最小、热阻最大，而回填土导热系数值还 处在 A 井与 B 井之间。这就说明如何选择回填土的重要性。G 井周围土壤的导热系数只有 1.87W/mk，远 小于 A、B 井周围土壤的 2.697W/mk。A 井的回填土与土壤比较匹配，而 B 井的回填土导热性能比土壤的 导热性能要差，一定程度上阻止了热量传递。但 G 井的回填土导热性能远优于其周围土壤的导热性能。从而，选择回填要遵循两个基本的原则：（1）、先对实验井进行土壤导热系数测试，或查阅已有的土壤 导热性能参数资料，确定土壤的导热系数；（2）、根据施工环境，选择导热系数与土壤的导热系数相当 的回填土。图 1-13 中的黑点是根据数学模型计算的理论热阻，与实验测试的热阻相比误差在-5.9％～ 5.8％之间。

3 结论

本文针对 7 口不同钻井，利用实验方法研究了影响钻井传热性能的因素。通过研究表明：

（1）初始运行时间对土壤导热系数影响很大，在分析实验数据时，一般得忽略实验前 10 小时的数据；

（2）选择回填要遵循两个基本的原则：A、先对实验井进行土壤导热系数测试，或查阅已有的土 壤导热性能参数资料，确定土壤的导热系数；B、根据施工环境，选择导热系数与土壤的导热系数相当 的回填土。

（3）一般情况，U 型管内循环水的流速设计为 0.8m/s～1.2m/s 比较恰当。

（4）土壤的导热系数会随着钻井深度不同而改变，60m～100m 深的钻孔比较适宜。

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