不同室内设计参数对地埋管地源热泵系统影响研究 74页

分类号学号M201373265学校代码10487密级硕士学位论文不同室内设计参数对地埋管地源热泵系统影响研究学位申请人：房美玲学科专业：建筑与土木工程指导教师：胡平放教授答辩日期：2015.5.25nAThesisSubmittedinPartialFulfillmentoftheRequirementsfortheDegreefortheMasterofEngineeringResearchonTheInfluencesofDifferentIndoorDesignParametersonGround-CoupledHeatPumpSystemsCandidate:FangMeilingMajor:ArchitectureandcivilengineeringSupervisor:Prof.HuPingfangHuazhongUniversityofScienceandTechnologyWuhan430074,P.R.ChinaMay,2015n独创性声明本人声明所呈交的学位论文是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。尽我所知，除文中已经标明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。学位论文作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，即：学校有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权华中科技大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。保密□，在年解密后适用本授权书。本论文属于不保密□。（请在以上方框内打“√”）学位论文作者签名：指导教师签名：日期：年月日日期：年月日n华中科技大学硕士学位论文摘要环境问题日渐突出，建筑节能越来越受到人们的关注。由于空调能耗在建筑能耗中所占的比例很大，利用浅层地热能来进行供暖与制冷高效节能的地源热泵空调系统得到广泛应用。地源热泵空调系统运行费用低，系统运行稳定，但是设计和施工的水平有限，土壤热积累的问题凸显出来，机组的性能降低，甚至有些机组因为土壤温度过高而无法正常启动，导致地源热泵空调系统不能充分发挥自己的优势。影响地源热泵系统运行性能的参数很多，国内外对地源热泵系统优化进行了大量研究，本文从室内热环境参数的角度对地源热泵系统进行优化。不同室内热环境参数对人体的舒适度影响不同，本文选取了冬夏季节室内设计温度和相对湿度进行研究。在满足舒适度和健康要求的前提下确定办公建筑冬夏季节室内设计温度和相对湿度的范围。本文以武汉地区的办公建筑为例，建立了建筑的DeST模型，模拟夏季不同室内温度、夏季不同室内热环境的相对湿度、冬季不同室内热环境的温度、冬季不同室内热环境的相对湿度下的建筑能耗和加湿量。本文使用TRNSYS软件建立了地源热泵辅助使用冷却塔仿真模型，模拟地源热泵系统运行20年的土壤温度变化、热泵机组COP变化、机组能耗变化。通过对比不同室内设计参数下地源热泵的运行性能，确定合理的室内设计参数，从而达到地源热泵系统优化的目的。关键词：地埋管地源热泵系统室内设计参数动态模拟优化设计In华中科技大学硕士学位论文AbstractWithenvironmentalproblemsbecomingmoreandmoreserious,buildingswithenergysavingattractmoreandmorepeople'sattention.Sincetheenergyconsumptionoftheairconditioningaccountsforalargepartinallkindsofenergyusinginbuildings,theefficientenergy-savingground-sourceheatpumpair-conditioningsystemtakingadvantageofshallowgeothermalenergyforheatingandcoolinghasbeenwidelyused.TheGSHPair-conditioningsystemhasthecharacteristicoflowoperationcostandhighstability,butthelimitofthedesignandconstructionleadstheproblemofsoilheataccumulationwhichdegradestheperformanceofthesystemandevenmakessomeunitsunabletostartproperly,resultingininsufficientuseofthesystem.ManyparametershaveanimpactontheperformanceoftheGSHPair-conditioningsystemandalotofresearchhasbeendonetooptimizetheparameterstogainbetterperformance.Thispaperproposethesystemoptimizationfromtheperspectiveofindoorthermalenvironmentparameters.Differentindoorthermalenvironmentparametershasadifferenteffectonhumancomfort.Inthispaper,winterandsummerindoortemperatureandrelativehumidityarestudiedandtherangeofthetwoparametersmentionedaboveisconfirmedonthepremiseofcomfortandhealthrequirements.Inthispaper,officebuildingsinWuhanaretakingforanexampletoestablishaDeSTmodel,simulatingthebuildingenergyconsumptionandhumidificationamountunderdifferentsummerindoortemperatures,differentsummerindoorrelativehumidity，differentwinterindoortemperatureanddifferentwinterindoorrelativehumidity.TRNSYSisusedinthispapertobuildamodelofthegroundsourceheatpumpassistedwithacoolingtower,whichisusedtosimulatethesoiltemperature,heatpumpCOPchangeandsystemenergyconsumptionoftheGSHPair-conditioningsystemrunningfor20years.Bycomparingtheoperatingperformanceunderdifferentindoordesignparameters,areasonableindoordesignparametersisdeterminedtoachievetheoptimizationofground-sourceheatpumpsystem.Keywords：Ground-coupledheatpumpsystemIndoordesignparametersDynamicsimulationOptimizationdesignIIn华中科技大学硕士学位论文目录摘要...............................................................................................................IAbstract...........................................................................................................II1绪论1.1研究背景与意义..................................................................................(1)1.2国内外研究现状..................................................................................(2)1.3论文的研究内容................................................................................(10)1.4本章小结.............................................................................................(12)2建筑模型的建立与负荷模拟2.1DeST简介..........................................................................................(13)2.2建筑模型.............................................................................................(13)2.3建筑负荷的模拟结果........................................................................(14)2.4本章小结.............................................................................................(35)3地埋管地源热泵系统模型3.1TRNSYS简介....................................................................................(36)3.2TRNSYS中的地埋管地源热泵系统模型........................................(36)3.3本章小结.............................................................................................(45)4地源热泵系统优化分析4.1地源热泵系统运行20年的土壤温度变化......................................(46)4.2地源热泵系统运行20年的COP变化............................................(49)4.3地源热泵系统运行20年的机组能耗变化......................................(54)4.4地源热泵系统室内设计参数对地源热泵系统影响分析................(56)4.5本章小结.............................................................................................(58)IIIn华中科技大学硕士学位论文5总结与展望5.1全文总结.............................................................................................(59)5.2展望.....................................................................................................(60)致谢..........................................................................................................(61)参考文献......................................................................................................(62)附录1攻读学位期间发表的论文目录..................................................(66)附录2攻读学位期间参与的项目目录..................................................(67)IVn华中科技大学硕士学位论文1绪论1.1研究背景与意义生活条件的改善让大家更加关注生活的品质和环境的舒适性，空调也随之成为人们活动场所不可缺少的配套设施。常规的空调系统耗能多，运行维护费用高，地源热泵系统与常规的空调系统相比有着不可比拟的优势。中国在2014年的能源消费量高达42.6亿吨标准煤，与2013年相比增长了2.2%。在国家大力推进应用建筑节能和新能源的号召下，一些补贴政策很好地促进了地源热泵的推广。地源热泵近年来保持持续性增长，未来地源热泵也可能更快更好的发展。可以说，地源热泵在中国的发展很大一部分依赖于政府的宏观调控，无论是建筑法规的硬推广还是补贴奖励这种软引导，都在一定的程度上有利于地源热泵在中国的推广。地源热泵系统利用的是可再生能源地热能，如今能源紧缺，这种节能高效的空调系统符合时代要求和发展趋势。地源热泵中央空调可以夏季制冷冬季供暖，不需要采用锅炉，从而也不会因燃烧而产生气体排放污染。最重要的是地源热泵系统与其他空调系统相比COP高，达到同样制冷供暖效果时消耗的电能少，美国环保署EPA曾经估计，设计施工符合规范要求的地源热泵中央空调系统与传统中央空调系统相比节省运行费用达到30%～50%左右。由于土壤温度波动小相对稳定，与温度变化大的空气相比是更好的冷热源，系统运行更加稳定可靠，确保了空调系统的高效和稳定。目前地源热泵系统在住宅建筑、商业建筑、公共建筑和工业建筑中大量应用。Navigant研究机构曾做了一份关于地源热泵系统应用的报告，全世界的地源热泵系统年总收入将从2013年的65亿美元上升到2020年的172亿美元。该研究机构的首席研究分析师MackinnonLawrence表示，全球经济不景气，减缓了建筑业的发展步伐，国家也减少了对清洁技术产品的投资，这种政策的改变导致高端建筑产品开发商的资金来源受到了限制，地源热泵系统的市场也深受影响。可是广大的市场已经1n华中科技大学硕士学位论文可以预料到地源热泵系统的发展前景。地源热泵系统依靠电力供暖和制冷，与其他传统暖通空调系统相比，可以减少我们对化石燃料的依赖，减少建筑能耗。如果和清洁能源发电联合运行，地源热泵系统能够为建筑节能提供更好的发展途径。目前对地源热泵空调系统的参数优化已经引起了国内外大量学者和工程师的研究，建筑室内设计温度和相对湿度除了影响室内空气质量、人体健康和热舒适，还影响了空调系统设备和管道的初投资和运行费用[1]。目前关于建筑室内热环境对舒适度和空调能耗的影响已经做了一定研究，但对地源热泵系统的影响没有进一步探索。在满足室内热舒适要求的情况下，调整室内设计温度直接关系到建筑能耗，还可以影响机组的效率和能耗。土壤热积累时，长期运行的地源热泵系统的效率会降低。本篇论文以武汉地区的地埋管地源热泵空调系统为例，探讨室内热环境参数的优化对运行性能的影响。1.2国内外研究现状1.2.1地源热泵技术的发展国际上对于地源热泵系统的研究始于1912年，但直到20世纪70年代初世界上出现第一次能源危机人们才重视这种节能的空调系统。地源热泵系统冬夏两用，不同地区不同气候条件都可以利用地源热泵空调系统，在北美地区地源热泵主要用于冷热联供，在欧洲地区地源热泵主要用于冬季供热。地源热泵由于钻孔的费用较高，与其他空调系统相比较高的初投资限制了其发展，投资回收期成为评价系统经济性的重要因素。对地源热泵影响最大的是其他基础能源的价格，石油、天然气这些不可再生能源价格的上涨让很多以燃油和燃气为主供暖的国家逐步倾向于采用地源热泵系统进行供暖。一直以来，世界学者对地源热泵系统进行了大量的研讨，涉及地源热泵系统的构件、换热器的型式、岩土热物性、生命周期评价等方面。根据不同地区的冷负荷与热负荷的差异，地源热泵辅助使用冷却塔、锅炉、太阳能、冰蓄冷等。辅助设备与地源热泵的负荷分配和控制策略也得到了大量研究。2n华中科技大学硕士学位论文目前地源热泵空调系统的模拟软件有山东建筑大学地源热泵研究所开发研究的地源热泵系统竖直埋管换热器的设计和模拟软件——“地热之星”、TRNSYS软件、Matlab软件等，针对不同的模拟部分采用不同的模拟软件，这些模拟软件的开发为地源热泵空调系统的设计和优化提供参考。不同国家地区的地理环境生活习惯不同，地源热泵空调系统的埋管布置也不一样，在美国地源热泵被大量应用到别墅中，而在中国人多地少，加上初投资比其他地源热泵多应用在公共建筑和商业建筑。1.2.2室内热环境研究现状室内热环境参数包括温度、相对湿度、风速和新风量等，这些参数的变化会影响室内的舒适度、建筑能耗、机组COP和系统能耗。室内热环境参数为空调设计提供依据,室内热环境参数的确定与舒适度、工作效率、室内空气品质、空调系统的经济性密切相关。评价热舒适常用的指标主要有：有效温度ＥＴ，ＰＭＶ－ＰＰＤ等。室内计算参数修编时仍主要采用Ｆａｎｇｅｒ教授的热舒适方程和ＰＭＶ－ＰＰＤ指标。由于评价室内舒适度的指标不同，室内设计参数的选取范围也不一样，这就为我们的节能提供了很大的空间。对于室内设计参数的调整也变得可行。陆耀庆主编的《实用供热空调设计手册》认为，空调系统在冬季进行供热时，室内的设计温度降低1℃，能耗可以减少10%~15%；而当空调系统在夏季进行制冷时，室内的设计温度每提高1℃，能耗可减少8%~10%。室内温度对人体舒适度影响较大，室内相对湿度又影响人体健康和舒适，故设计手册认为在满足使用要求的前提时，不应任意提高供暖室内计算温度或者降低空调室内计算温度。由于满足舒适健康要求的相对湿度范围较宽，其节能潜力值得探究。日本井上宇市给出室内参数改变时节能效果的具体值，夏季室内设定温度升高1度可以节能9%，冬季温度降低1度可节能15.8%。2010年英国K.Firth等人认为冬季室内设定温度从20度升高到22度,能耗增加15%。徐欣等[2]提出室内设计参数的确定要确保人体的舒适性和节能效果。他们通过建3n华中科技大学硕士学位论文筑能耗计算软件进行了仿真模拟，分析了室内设计参数的改变对建筑能耗的影响。提出冬季空调系统进行供暖时，室内计算温度应该在１８～２４℃之间。冬季制热时室内设计相对湿度增加，建筑能耗增加。当冬季室内设计相对湿度提高１０％，建筑能耗增加６％左右。为了达到节能的效果，不宜采用较高的相对湿度张景玲[3]等就室内设计温度和相对湿度对采用一次回风集中空调系统的办公建筑空调房间的人体热舒适度和空调系统能耗的影响进行了研究。相同的舒适度下室内设计温度提高,一次回风系统的需冷量和耗能量会随之增加。在满足同等热舒适度的条件下，提高夏季空调室内温度并不能达到节能的效果。在同样的热舒适下,室内设计温度和相对湿度在满足热舒适要求的条件下,增加室内设计相对湿度和较低室内设计温度,可以减少空调系统能耗。刘苑平等[4]根据PMV-PPD指标分析设计阶段室内的温度参数和相对湿度参数对人体的热舒适性和空调系统的能耗的影响，分析得出对舒适性空调系统的室内设计参数进行优化可以达到节能的目的。当室内设计相对湿度为50%时，室内设计温度由25℃上升到28℃,虽然可以减少18%的建筑能耗,但房间的热舒适度会大大降低，节能的同时导致有70.9%的人员不满意。当室内设计温度为25℃，室内设计相对湿度由50%增加到65%，在减少了30%的建筑能耗的同时,室内的舒适性基本不变。闫斌等[5]对室内设计温度参数和室内设计相对湿度参数对于人体的舒适性和空气调节系统能耗的影响进行了研究和探讨,认为在保证室内热环境达到热舒适度要求的前提下，对室内热环境的各项设计参数进行可以达到减少能耗的目的。室内设计温度变化会严重影响室内热舒适度，而在满足热舒适度要求和健康条件下，相对湿度的变化几乎不会影响人体热舒适。夏季空调系统制冷时室内的设计温度每升高1℃,大约能够节能6%。夏季室内的设计相对湿度每升高5%，大约能够节能10%。表1-1室内不同设计温度下的PPD值温度/℃20.021.022.023.024.025.026.027.028.0PPD/%99.492.669.737.213.25.013.037.570.94n华中科技大学硕士学位论文表1-2室内不同设计相对湿度下的PPD值相对湿度/%4045505560657075PPD/%5.105.025.005.035.115.245.375.49刘斌等[6]通过分析调查统计的数据来研究室内设计温度参数和室内设计相对湿度参数对人体热舒适的影响。分析调查结果得出当室内设计温度参数满足一定热舒适性的要求时，相对湿度的改变对环境热舒适性影响很小，而对空调系统的能耗影响较大，因此可以在保证舒适度要求的前提下达到建筑节能的目的。数据统计结果表明，室内设计温度改变1℃的时候，空气调节系统的新风负荷和围护结构的负荷会改变6%；当室内设计的相对湿度改变10%,空气调节系统的新风负荷和围护结构负荷能够改变20%。可以看出，室内设计参数的优化具有很大的节能潜力。汪训昌等[7]提出冬季提高空气中的湿度，可以解决室内存在的静电电击现象，因此停止使用小型电加湿器，人们的呼吸器官又不会感觉到干燥，在相同温度条件下能够提高室内环境的温暖感。余晓平、付祥钊[8-10]认为长江流域地区的住宅建筑在夏季供冷期间最好采用间歇通风的送风方式，当室内的空气温度低于室外大气温度时，可以通过减少通风来减少温升，从而减少室内的蓄热量；当室外气温低于室内温度时，可以通过采用换气装置来加强空气的流通，消除室内的蓄热量，从而降低室温。室内设计温度升高时可以减少除湿期的新风耗能量，特别对于潮湿的地区其新风除湿能耗会越大。根据计算的夏季重庆的室外空气参数结果进行分析，建筑总冷负荷中有64%是新风冷负荷里的潜热冷负荷，但是显热冷负荷却只占36%。可以看出新风冷负荷里潜热冷负荷和显热冷负荷的比值可以反映新风冷负荷的成分和新风的潮湿性。我们也可以认为新风潜热比越大，建筑的湿负荷越大，建筑室内环境的热和湿受新风的影响就越大。当室内设计温度不变时，室内设计相对湿度降低时会使得空调期和除湿期的新风能耗增加。室内设计相对湿度不变而室内设计温度降低时新风能耗增加。室内设计相对湿度越高，室内设计温度对新风能耗的影响就越大。认为室内设计参数会影响热泵机组、风机盘管和泵的能耗变化。保证室内热环境质量的前提下取室内设计温度为22~28℃，室内设计相对湿度为35%~70%。分析室内设计温度和室内设计相5n华中科技大学硕士学位论文对湿度的改变对建筑的总负荷、新风负荷、再热负荷的影响。殷平等[11]指出在室内设计温度为28℃，新风量在总风量中所占的比重较大时，降低室内设计相对湿度,空调系统的能耗会增加。其他设计工况下，室内设计相对湿度降低,空调系统的能耗减少。总的来说，降低室内设计相对湿度，初投资都明显减少，整个系统更加经济。降低室内设计相对湿度能够提高舒适度和室内空气品质。张长兴等[12]分析了地埋管换热器传热的换热原理，提出了一种热泵系统运行特性的快速预测方法。采用格林函数法，实现了变负荷下逐时计算钻孔壁的温度。J.W.Wan等[13]提出了一种选择满足舒适度要求下达到最小能耗的室内温度和室内相对湿度的选择方法，在同样的室内有效温度下，升高室内温度会导致冷负荷和系统能耗的增加。满足给定舒适度要求下升高室内温度并不能减少系统的能耗。为了在满足舒适度要求的情况下达到节能的目的，建议选择较高的相对湿度和较低的温度。1.2.3地埋管地源热泵系统优化杨燕等[14]研究了冬季和夏季不同的室内设计温度对地源热泵空调系统运行性能的影响。他们通过对实验结果的分析出冬夏季节的两种工况都达到档案库房室内温度和相对湿度的要求。夏季制冷时，室内设计温度的升高，制冷机组的COP没有太明显的变化，都在5.0左右，但向土壤的排热量减少；冬季制热时，当室内设计温度升高，机组的COP仅仅升高了一点点，但却增加了室内的热负荷，从而导致土壤的取热量也增加了。从地源热泵空调系统的节能效果、空调系统的运行稳定性和档案保存的特殊性三个方面来考虑，建议夏季的室内设计温度在22℃和24℃之间，冬季室内设计温度在23℃和24℃左右。余鑫等[15-17]以上海某档案馆建筑为例，构建了垂直埋管的地源热泵恒温恒湿空调系统。当该空调系统在制冷工况下运行时,冷凝热回收技术的采用将一部分冷凝热用来再热恒温恒湿机组内空气。并且进一步对地源热泵恒温恒湿空调系统做了全年的实验研究。实验得到在冬季典型设计工况下，热泵机组的冬季COP可以达到5.2，夏季典型设计工况下，机组夏季COP可以达到5.1。地源热泵空调系统在运行一年后土壤温度大约上升了0.7℃,冷凝热回收技术的采用对缓解土壤热堆积的贡献达到6n华中科技大学硕士学位论文68.14%。埋管间距的增加时，土壤温度上升的速度变慢,更有利于地源热泵空调系统的稳定运行，建议上海地区垂直埋管的地源热泵恒温恒湿空调系统的埋管间距在4m到5m之间，垂直埋管的深度在80m到100m之间。该地源热泵空调系统在连续运行15年后，采用热回收技术时的土壤温升比不采用热回收技术时降低了66.98%左右；当室内设计温度为20℃时,土壤温度上升了2.80℃左右；当室内设计温度为22℃，则土壤温度仅仅上升了1.03℃,土壤温升降低了63.21%。地下埋管换热器和加热盘管的换热量不会受土壤导热系数差异的影响。但从热泵机组冷凝器的出口水温变化情况可以看出，土壤导热系数的增加会使冷凝器出口水温降低。这是由于换热效果增加了，但是换热量不发生改变的情况下，换热温差会降低。文章还分析达到地埋管的管径对地埋管换热量和热回收量影响很小，但地埋管管径增加时，热泵机组冷凝器的出口水温略有下降，热泵机组的COP和整个地源热泵空调系统的COP增加。OlympiaZogou,AnastassiosStamatelos等[18]比较了下面两种空调系统的能耗：一种是冷水机组加锅炉，另一种是采用水平埋管的地源热泵。利用TRNSYS建立空调模型，建议冬季供暖时盘管温度60℃，室内设定温度20℃。制冷时盘管温度6.5℃，室内设定温度24℃。锅炉利用水温自动调节器来控制水温，保证出水温度为60℃。对于采用冷水机组加锅炉的空调系统，当把室内的空气温度设定成26℃时，不需要利用压缩机来压缩制冷，当室内空气的温度设定为24℃时，冷水机组需要较少的电能消耗。而在冬季供暖时，热泵的性能较高，可以利用高效的地源热泵。翟晓强等[19]人对上海某档案库房的地源热泵恒温恒湿空调系统在两个方面进行了优化。首先，热回收技术被用来再热空气处理机组内的空气，其目的是缓解地球能量的失衡。实验结果表明，在全年内系统地球能量的失衡率为16.3％，与没有热回收技术的系统相比，向土壤中少释放出大约33.7％的热量。其次，优化室内的设定温度的目的是进一步减轻在系统运行期间地球能量的失衡。结果表明，地埋管换热器和土壤之间传递的热量明显受室内设定温度的影响。考虑到土壤温度长期稳定和系统的节能要求，在室内环境得到满足的条件下建议设定较高的室内温度。供暖模式，随着室内温度的升高，热泵的COP略有增加。当室内温度的设定值是18℃时，热泵的COP是5.32。当室内温度的设定值是24℃时，热泵的COP达到5.58，比前7n华中科技大学硕士学位论文者高了约4.89％。至于从土壤中吸收的热量，随着室内温度设定值的增加而增加。当室内设定温度值从18℃增加到24℃，可以观察到从土壤吸收的热量增加了大约28.5%。因此，室内温度设定值对热泵的COP和从土壤吸收的热有重要影响。张维亚等[20]认为土壤热失衡导致土壤温度升高1.5~2℃，会导致地源热泵偏离设计工况，降低效率。室外空气湿度大温度高时，新风处理的节能潜力就大，在处理热失衡问题上，可以采用较长的埋管，或者让冷却塔承担更多的负荷。武佳琛等[21]认为地埋管的进出水温度变化和机组承担的负荷有十分密切的关系。夏季在负荷的高峰时段优先采用地源热泵机组进行制冷，在夜间冷负荷较小的时段优先采用地源热泵机组停机间歇运行的控制策略，这样就可以充分利用夜间冷却塔换热效果好的优点，还能恢复地埋管换热器周围的土壤温度，为下一换热阶段的土壤换热提供了充足的恢复时间。在该控制策略下地源热泵系统运行10年后的温升不足1℃。宋胡伟等[22]以我国不同地区的地源热泵为研究对象，对地埋管系统建立了CFD模型，根据各地区的土壤初始温度和热物性进行模拟计算，讨论了几种工况下土壤换热能力及地埋管进、出口温差的变化，得出了各典型城市建筑负荷特性，进一步分析了建筑负荷对地源热泵系统的影响。雷飞[23]分析了地埋管换热器的换热情况，并在此基础上提出地埋管换热器逆向建模的方法，就是G函数插值法。该建模方法利用地埋管换热器换热过程中的线性叠加原理，求解反卷积计算，拟合模型的设计参数。用这种方法进行地埋管换热器的逆向建模和预测。并和基于DST的调试建模方法进行了对比验证。邹勤等[24]结合重庆地区某地源热泵工程，通过导入DeST能耗模拟软件生成的建筑逐时负荷，对该工程的地埋管换热器进行逐时换热特性模拟，分析土壤热物性，地埋管换热器热短路，系统运行策略三个方面对地源热泵系统性能的影响，计算出不同因素下系统能耗，为地源热泵系统优化设计和运行策略提供依据。王华军等[25]针对一个建筑面积为3715m2的地源热泵空调系统进行了长期的系统运行特性测试实验。实验结果表明，在地源热泵系统长期运行时，热泵机组的冬季平均COP为3.155，夏季平均COP为2.180，冬季工况下的系统COP呈递增趋势，8n华中科技大学硕士学位论文而夏季工况下的系统COP呈递减趋势，且为指数形式的变化规律。夏季工况的系统COP与冬季工况的系统COP相比波动较大，并且在系统运行的初始阶段存在一个峰值。罗敏[26]以夏热冬冷地区24h需要连续供冷（热）的建筑为研究对象，对辅助冷却塔复合式地源热泵系统进行技术研究，主要分析了系统冷却塔容量选择和优化控制两个关键问题，同时讨论了系统与大地耦合调节对热平衡的意义。於仲义[27]结合实际工程设计，介绍了几种复合式地源热泵空调系统的设计方案，并对这几种空调系统进行了能耗模拟，从经济性的角度出发探讨了复合式地源热泵的最优设计方案。朱立东等[28]基于质量和能量守恒原理，采用集总参数法建立了上海某办公建筑的冷却塔辅助地源热泵系统的非稳态数学模型，考虑系统热容在运行中的延迟衰减作用并适当简化了地埋管部分的建模过程，论文为地源热泵的实际工程的系统优化模拟提供了参考和依据。以系统COP及年土壤温度变化为优化目标，以不同控制策略下的设定值为优化变量，以非稳态数学模型为控制方程，对不同模式的系统的运行状况进行了模拟，性能分析结果表明：冷却塔与地埋管并联比串联更有利于实现系统冬夏季对土壤的取放热平衡，且对于并联系统，采用2℃温差控制冷却塔启停辅以地埋管2h间歇运行的控制策略最佳，既能保证系统。Lee等[29]研究了地源热泵机组的变频控制策略对地源热泵系统的影响。利用TRNSYS建立地源热泵系统模型，分析北京、香港、昆明三种不同气候条件的城市里，不同的热泵机组变频控制策略对系统性能的影响。模拟得出合理的变频控制策略能够降低系统能耗，节省钻孔费用，减少系统初投资。A.Michopoulos等[30,31]分析了希腊北部地区某地源热泵空调系统三年的运行情况，根据DAQ数据采集系统得到的数据分析得出该地源热泵系统的COP没有达到稳定。提出了一种新的垂直地埋管地源热泵系统能耗分析工具，该工具主要基于Matlab中与土壤进行热交换的方程，用户可以自由选择模拟的时间。输入土壤热物性参数、土壤与换热器的换热特性、热泵的运行特性曲线和换热器的尺寸，就可以得到系统能耗和换热量。9n华中科技大学硕士学位论文JinLuo等[32]以德国纽伦堡的办公建筑为例分析了地源热泵系统的热性能，机组冬季典型日的COP为3.9，夏季典型日的EER为8.0，表明夏季的效率高于冬季的效率。对于长期运行的地源热泵系统夏季平均每年上升8.7%，冬季COP平均每年降低4.0%，由于冬夏季节冷热负荷的不平衡导致机组性能的改变。HoseynSayyaadi等[33]研究了地源热泵系统的热力学和热经济的优化，建立了一种基于能耗和㶲分析的地源热泵系统模型，通过人工智能技术对该地源热泵空调系统进行多元化的目标分析优化，对系统能耗、机组效率、运行时间等进行了分析和研究。Madani等[34]研究了地源热泵机组的变频控制策略优化；动态模拟地源热泵辅助使用电加热器的空调系统运行情况，该系统主要用于采暖，分析了地源热泵机组的启停控制和变频控制策略对系统性能的影响，从系统能耗的对比讨论变频控制的优化策略，从经济性的角度分析应该尽量减少电加热器承担的热负荷，让高效率的地源热泵承担更多的部分。Corberan等[35]建立了地埋管地源热泵系统的准稳态模型，模拟分析负荷侧回水温度和室内设定温度对地源热泵系统性能的影响，提出了地源热泵优化控制策略。Pardo等[36]从系统能耗方面对地源热泵系统的控制策略进行了优化；通过调节风机的风量、水系统的流量和热泵机组用户侧的出水温度来改善地源热泵系统性能。1.3论文的研究内容空调系统节能有3层含义：一是空调系统的整体节能,这就要求机组、输配装置和空调末端设备达到最佳的匹配设计，单个子系统的最优化不等于整个系统最优化；二是在空调系统寿命周期内节能设计、施工和运行控制能够协调一致；三是空调的节能应保障人体热舒适度和健康要求，再追求舒适度和节能效果的双赢。室内热环境与工作效率有关，对于简单工作，环境温度应当偏离最小激发温度，反而能获得更高的劳动效率，对于复杂的工作，环境温度应为最小激发温度。而我们一般在设计时并没有考虑室内热环境与工作效率的关系。10n华中科技大学硕士学位论文夏季工况，室内设计温度增加，舒适度降低，空调能耗减少，新风能耗减少，再热能耗增加，而总能耗减少，COP降低（较小），土壤温度增加较慢。相对湿度增加时，能耗减少，且影响较大，新风能耗减少，再热量减少。供暖工况时，室内设定温度增加，能耗增加，COP增加。为了减少热失衡，地源热泵系统可以通过在设计阶段增加辅助技术的方法达到优化的目的，在运行阶段选择合适的室内温度设定值来进一步优化系统。室内热环境的设计不仅与人体热舒适直接相关，还影响着地源热泵系统的能耗和COP，特别是对地源热泵这种容易产生热积累和冷积累的空调系统，土壤的温度会影响地源热泵机组的性能，热失衡严重时还会造成停机。研究室内设定温度和相对湿度对地源热泵系统的影响，以及对于已经出现热失衡的空调在不改变现有设备系统的前提下，利用改变室内设定温度和相对湿度来进行土壤热恢复。本文研究的主要内容分为以下四个部分：研究夏季室内设定温度对地源热泵空调系统各项评价指标的影响、研究夏季室内设定相对湿度对地源热泵空调系统各项评价指标的影响、研究冬季室内设定温度对地源热泵空调系统各项评价指标的影响、研究冬季室内设定相对湿度对地源热泵空调系统各项评价指标的影响。本文研究的室内设定温度和相对湿度都是在满足舒适度和卫生要求的条件下变化。利用DeST建立建筑模型，计算不同设定温湿度下的建筑负荷和加湿量。将得到的负荷代入到TRNSYS模型中。模型主要基于武汉地区的地埋管和冷却塔复合运行的情况，输入热泵机组的冬夏季机组性能表和武汉地区的气象条件。从TRNSYS模型中导出地源热泵机组冷凝器的进出水温度和蒸发器的进出水温度，得到运行二十年后土壤的平均温度变化情况。观察机组和系统的COP变化情况，分析对于不同的空调系统型式，室内设定温湿度改变对系统影响是否统一，改变已有的模型参数，并单独进行分析，找出共同点。分析全年逐时负荷分布、土壤逐时温度分布、盘管逐时进出水温度、盘管逐年最高出水温度、盘管逐年最低出水温度。分析蒸发器和冷凝器进出口水温，土壤温度，进而计算出机组、系统的COP，以及向土壤排热量和从土壤吸热量，最后分析土壤的不平衡率。11n华中科技大学硕士学位论文建筑的冷热负荷会改变热泵机组的运行性能，还会影响地源热泵与土壤的换热效果。本篇论文主要分析室内设定温湿度对系统负荷、地源热泵机组的性能、土壤温度的影响。探索室内设定温湿度对不同地源热泵系统的影响。本文的主要研究内容包括：（1）建立武汉地区的办公建筑模型，对其在不同室内设计参数下进行动态负荷特性模拟和分析；（2）使用TRNSYS软件建立竖直埋管地源热泵空调系统的仿真模型；（3）分析不同室内设计参数下地埋管地源热泵空调系统运行20年的土壤温度变化、COP变化、和热泵机组能耗变化；（4）分析地源热泵空调系统的室内设计温度和相对湿度的最优值。1.4本章小结本章主要介绍了地源热泵系统和室内热环境的研究现状，本文拟选择合理的室内设定温度和相对湿度范围，研究不同室内工况对地源热泵系统的影响。确定了论文的主要研究内容12n华中科技大学硕士学位论文2建筑模型的建立与负荷模拟2.1DeST简介DeST是暖通空调系统模拟的软件平台，可以通过AutoCAD建立建筑的模型，该模型可以计算建筑的冷热负荷、加湿量、空调系统分析等。将建筑模拟过程划分为建筑的热特性分析、系统方案的分析、AHU方案的分析、风网的模拟和冷热源的模拟这五个阶段。这种模拟为实际的空调工程和科研提供了科学依据和参考，这种前期模拟减少了实际工程的误差和成本。2.2建筑模型本文使用DeST软件模拟一栋办公建筑的热环境，该建筑位于湖北省武汉市，属于夏热冬冷地区。该建筑是一栋16层办公建筑，建筑面积2万9千平米。以此建筑为原型，在DeST软件中对其围护结构进行适当简化，并根据房间类型和人员作息情况来设定空调系统的具体参数，建立的建筑模型如图2-1所示，图2-1使用DeST建立的建筑负荷模型13n华中科技大学硕士学位论文对该建筑的空调作如下假设：（1）设定武汉市空调供冷季是每年的5月28日至9月21日，忽略此段时间内的热负荷；（2）设定武汉市空调采暖季是每年的11月28日至次年的2月23日，忽略此段时间内的冷负荷；（3）忽略过渡季节的冷负荷和热负荷；（4）周六周日为休息时间，空调不开启；（5）供冷季和采暖季内，空调系统开启的时间为上午8:00至下午20:00。按照《办公建筑设计规范》，设置空气调节及集中采暖的办公建筑，办公室的夏季室内热环境里空气的设计温度为26~28℃，热环境里空气的相对湿度要低于65%，冬季室内热环境里空气的设计温度为18~22℃，热环境里空气的相对湿度不规定。本文的标准工况为夏季室内热环境里空气的设计温度26℃，夏季室内热环境里空气的设计相对湿度60%，冬季室内热环境里空气的设计温度20℃，冬季室内热环境里空气的设计相对湿度40%。这个标准工况的选取结合了办公建筑的规范和人们对舒适度的要求[37]。2.3建筑负荷的模拟结果2.3.1夏季室内设定温度变化对建筑负荷模拟结果的影响为了研究夏季室内设定温度对地源热泵系统的影响，将建筑的室内设定温湿度设置为如下五种工况。在已经建好的建筑模型下模拟不同工况的负荷情况。工况1的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-2、2-3所示。14n华中科技大学硕士学位论文图2-2工况1下逐时建筑负荷模拟结果图2-3工况1下建筑逐月建筑能耗模拟结果工况12的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为25℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷15n华中科技大学硕士学位论文模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-4、2-5所示。图2-4工况12下逐时建筑负荷模拟结果图2-5工况12下建筑逐月建筑能耗模拟结果工况13的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为24℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为16n华中科技大学硕士学位论文20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-6、2-7所示。图2-6工况13下逐时建筑负荷模拟结果图2-7工况13下建筑逐月建筑能耗模拟结果17n华中科技大学硕士学位论文工况14的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为23℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-8、2-9所示。图2-8工况14下逐时建筑负荷模拟结果图2-9工况14下建筑逐月建筑能耗模拟结果18n华中科技大学硕士学位论文工况15的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为22℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-10、2-11所示。图2-10工况15下逐时建筑负荷模拟结果图2-11工况15下建筑逐月建筑能耗模拟结果19n华中科技大学硕士学位论文夏季的室内热环境里空气的设计温度由26降低到22℃时，由表1-1可知，室内不满意度由13.0%降低到69.7%，25℃时室内不满意度最小，为5.0%。五种工况下的建筑负荷统计结果如表2-1所示。模拟结果表明，夏季室内设计温度降低时建筑能耗增加，当设计温度由26℃降低到22℃时，累计冷负荷增加40.5%，平均每降低一度，建筑冷热负荷比由5.1上升到7.2，建筑累计冷负荷增加10%。冷热不平衡率增大，这对于地源热泵空调系统的影响很大。表2-1夏季不同室内设计温度下建筑负荷工夏季温夏季相冬季温冬季相峰值冷负峰值热负累计冷负荷累计热负荷负况度（℃）对湿度度（℃）对湿度荷(kW)荷(kW)（MW.h）（MW.h）荷（%）（%）比1266020404152.432190.6020073935.112256020404388.522190.6022163935.613246020404680.642190.6024213936.114236020404968.172190.6026223936.615226020405251.372190.6028203937.22.3.2夏季室内设定相对湿度变化对建筑负荷模拟结果的影响为了研究夏季室内设定相对湿度对地源热泵系统的影响，将建筑的室内设定温湿度设置为如下五种工况。在已经建好的建筑模型下模拟不同工况的负荷情况。工况22的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-12、2-13所示。20n华中科技大学硕士学位论文图2-12工况22下逐时建筑负荷模拟结果图2-13工况22下建筑逐月建筑能耗模拟结果工况23的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为50%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模21n华中科技大学硕士学位论文拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-14、2-15所示。图2-14工况23下逐时建筑负荷模拟结果图2-15工况23下建筑逐月建筑能耗模拟结果工况24的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境22n华中科技大学硕士学位论文里空气的设计相对湿度设置为45%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-16、2-17所示。图2-16工况24下逐时建筑负荷模拟结果图2-17工况24下建筑逐月建筑能耗模拟结果23n华中科技大学硕士学位论文工况25的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-18、2-19所示。图2-18工况25下逐时建筑负荷模拟结果图2-19工况25下建筑逐月建筑能耗模拟结果24n华中科技大学硕士学位论文五种工况下的建筑负荷统计结果如表2-2所示。表2-2夏季不同室内设计相对湿度下建筑负荷工夏季温夏季相冬季温冬季相峰值冷负峰值热负累计冷负荷累计热负荷负况度（℃）对湿度度（℃）对湿度荷(kW)荷(kW)（MW.h）（MW.h）荷（%）（%）比1266020404152.432190.6020073935.122265520404283.692190.6021373935.423265020404414.492190.6022683935.724264520404544.852190.6024013936.125264020404674.772190.6025333936.4模拟结果表明，夏季室内热环境里空气的设计相对湿度降低时建筑能耗增加，当设计相对湿度由60%降低到40%时，建筑累计冷负荷增加26.2%，平均每降低5%，建筑冷热负荷比由5.1上升到6.4，建筑累计冷负荷增加6.6%，冷热不平衡率增大。2.3.3冬季室内设定温度变化对建筑负荷模拟结果的影响冬季的室内设计温度对建筑的冬季热负荷影响很大，加湿量也会变化。冬季室内着装的不同，人们的舒适感受着装的影响很大，导致人们对冬季室内设计温度的要求也不同。所以，在设计室内的温度时，有较宽的温度选择范围。为了研究冬季室内设定温度对地源热泵系统的影响，将建筑的室内设定温湿度设置为如下四种工况。在已经建好的建筑模型下模拟不同工况的负荷情况。工况32的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为21℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-20、2-21所示。25n华中科技大学硕士学位论文图2-20工况32下逐时建筑负荷模拟结果图2-21工况32下建筑逐月建筑能耗模拟结果工况33的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为22℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷26n华中科技大学硕士学位论文模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-22、2-23所示。图2-22工况33下逐时建筑负荷模拟结果图2-23工况33下建筑逐月建筑能耗模拟结果工况34的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境27n华中科技大学硕士学位论文里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为23℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月建筑能耗如图2-24、2-25所示。图2-24工况34下逐时建筑负荷模拟结果图2-25工况34下建筑逐月建筑能耗模拟结果28n华中科技大学硕士学位论文五种工况下的建筑负荷统计结果如表2-3所示。表2-3冬季不同室内设计温度下建筑负荷工夏季温夏季相冬季温冬季相峰值冷负峰值热负累计冷负荷累计热负荷负况度（℃）对湿度度（℃）对湿度荷(kW)荷(kW)（MW.h）（MW.h）荷（%）（%）比1266020404152.432190.6020073935.132266021404152.432385.7720074604.333266022404152.432567.0120075383.734266023404152.432748.2020076183.2模拟结果表明，冬季室内热环境里空气的设计温度升高时建筑能耗增加，当设计温度由22℃升高到25℃时，累计热负荷增加57.3%，平均每升高一度，建筑冷热负荷比由5.1降低到3.2，建筑累计热负荷增加19.0%。冷热不平衡率降低，对于地源热泵系统中已经造成冷热不平衡土壤温度上升的情况是有利的。2.3.4冬季室内设定相对湿度变化对建筑负荷模拟结果的影响为了研究冬季室内设定相对湿度对地源热泵系统的影响，将建筑的室内设定温湿度设置为如下五种工况。在已经建好的建筑模型下模拟不同工况的负荷情况。工况1的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为40%。利用DeST进行负荷模拟，逐月加湿量如图2-26所示。29n华中科技大学硕士学位论文图2-26工况1下逐月加湿量模拟结果工况42的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为45%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月加湿量如图2-27、2-28所示。图2-27工况42下逐时建筑负荷模拟结果30n华中科技大学硕士学位论文图2-28工况42下逐月加湿量模拟结果工况43的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为50%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月加湿量如图2-29、2-30所示。图2-29工况43下逐时建筑负荷模拟结果31n华中科技大学硕士学位论文图2-30工况43下逐月加湿量模拟结果工况44的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为55%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月加湿量如图2-31、2-32所示。图2-31工况44下逐时建筑负荷模拟结果32n华中科技大学硕士学位论文图2-32工况1下逐月加湿量模拟结果工况45的夏季的室内热环境里空气的设计温度设置为26℃，夏季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%，冬季的室内热环境里空气的设计设计温度设置为20℃，冬季的室内热环境里空气的设计相对湿度设置为60%。利用DeST进行负荷模拟，逐时建筑负荷和逐月加湿量如图2-33、2-34所示。图2-33工况45下逐时建筑负荷模拟结果33n华中科技大学硕士学位论文图2-34工况45下逐月加湿量模拟结果五种工况下的建筑负荷统计结果如表2-4所示。表2-4冬季不同室内设计相对湿度下建筑负荷工夏季温夏季相冬季温冬季相峰值冷负峰值热累计冷累计热年累计加湿况度（℃）对湿度度（℃）对湿度荷(kW)负荷负荷负荷量（10^3kg）（%）（%）(kW)（MW.h）（MW.h）1266022404152.432190.60200739322242266022454152.432190.60200739332543266022504152.432190.60200739343344266022554152.432190.60200739354245266022604152.432190.602007393652模拟结果表明，冬季室内设计相对湿度升高时累计冷热负荷不变，加湿量增加。冬季室内设计相对湿度由40%增加到60%时，年累计加湿量增加了181%。采暖计算热负荷时，按温度差来算，不考虑相对湿度。而空调的冬季供热，相对湿度的调节通过喷水或蒸汽，影响加湿量，从而影响加热量，这部分热量很小，相对系统能耗可以忽略。34n华中科技大学硕士学位论文2.4本章小结本章完成了建筑的DeST模型并模拟了室内不同设定温度和相对湿度时建筑冷热负荷和加湿量的变化情况。夏季室内设计温度降低时建筑能耗增加，当设计温度由26℃降低到22℃时，累计冷负荷增加40.5%，平均每降低一度，建筑累计冷负荷增加10%，建筑冷热负荷比由5.1上升到7.2。冷热不平衡率增大，这对于地源热泵空调系统的影响很大。夏季室内设计相对湿度降低时建筑能耗增加，当设计相对湿度由60%降低到40%时，建筑累计冷负荷增加26.2%，平均每降低5%，建筑累计冷负荷增加6.6%，建筑冷热负荷比由5.1上升到6.4，冷热不平衡率增大。冬季室内设计温度升高时建筑能耗增加，当设计温度由20℃升高到23℃时，累计热负荷增加57.3%，平均每升高一度，建筑累计热负荷增加19.0%，建筑冷热负荷比由5.1降低到3.2。冷热不平衡率降低，对于地源热泵系统中已经造成冷热不平衡土壤温度上升的情况是有利的。冬季室内设计相对湿度升高时，建筑能耗不变，加湿量增加。冬季室内设计相对湿度由40%增加到60%室，年累计加湿量增加了181%，建筑能耗不变。室内设定温度和相对湿度影响建筑能耗，从而影响地源热泵系统的性能。35n华中科技大学硕士学位论文3地埋管地源热泵系统模型3.1TRNSYS简介TRNSYS的全称是TransientSystemSimulationProgram意思是瞬时系统模拟程序，目前已经广泛用于太阳能系统的模拟、建筑能耗分析、空调系统的优化等领域。该系统的最大优点是模块化分析。模块分析的原理是将所有热传输系统用几个独立细小的系统组成，每个模块实现各自特定的功能，因此我们在进行模拟仿真的时候只需要调用这些具有特定功能的模块，再在模块参数里输入设定的条件，该模块的程序就可以模拟特定换热现象，最后就可对整个系统进行瞬时模拟分析。本文利用TRNSYS软件对地源热泵空调系统进行了动态仿真模拟，动态模拟了运行20年的地源热泵空调系统的情况，分析运行周期内的能耗情况以及主要特征参数的变化规律。3.2TRNSYS中的地埋管地源热泵系统模型根据DeST软件对建筑负荷的模拟，在设定温度的变化内该建筑的峰值冷负荷5251kW，峰值热负荷2748kW。故而该建筑的空调系统采用冷却塔辅助地源热泵系统，冷却塔与地埋管并联运行。夏季地埋管和冷却塔共同承担峰值冷负荷，按照地埋管侧冬季取热量和夏季排热量相等的设计原则。冷却塔控制策略：当地埋管出口水温和室外湿球温度的差为2℃时，开启冷却塔，当直到这个温差小于1.5℃时，再关闭冷却塔关闭。本文使用TRNSYS软件建立了地埋管地源热泵系统的动态仿真模型，如图3-1所示。36n华中科技大学硕士学位论文图3-1TRNSYS中的地埋管地源热泵系统模型系统模型中主要模块的功能如下：（1）负荷分析模块（Load）的作用是对读入的建筑冷热负荷的数据进行处理，根据冷热负荷的情况来确定热泵机组的启停和对应的制冷或制热运行工况，将控制信号传递到地源热泵机组（HP）和水泵（Pump）模块；（2）地源热泵机组模块模块（HP，Type668）可以通过读入外部文件中的地源热泵机组的性能参数数据拟合地源热泵机组运行过程中的负荷特性曲线。该模块的功能主要是根据地源热泵机组热源侧的进水温度和负荷侧的进水温度来计算地源热泵机组满负荷工况下的制冷量、制热量和在各负荷情况的性能系数；（3）冷却塔模块（Cooling-Tower，Type51）的作用是根据地埋管出水温度与室外湿球温度温差来开启，与地埋管共同承担冷负荷。（4）换热器模块（HeatExchanger，Type682）的作用是根据热泵机组地源侧的换热量、进水温度和流量，计算热泵机组地源侧的出水温度。（5）地埋管换热器模块（GHE，Type557）的作用是根据地埋换热器的进水温37n华中科技大学硕士学位论文度和流量，计算相应步长内的地埋管出水温度、土壤平均温度等参数。在模拟计算之前，需要根据实际情况在此模块中输入地埋管换热器的特征参数（包括土壤热物性、地热换热器的结构参数等）。（6）水泵模块（Pump，Type114）的作用是将循环液的温度信息传递给热泵模块（HP），将循环液的温度和流量信息传递给换热器模块（HeatExchanger）。本文在模拟时设置的时间步长为1小时，总的模拟时间为20年（175200个步长）。对于任一时间步长，程序都会从某个假定的初始状态开始迭代计算，直至相关变量的计算结果满足预先设定的收敛精度要求，此时停止迭代并记录计算结果，之后进入下一步长。3.2.1冷却塔模型的控制策略武汉地区的建筑特点是夏季的冷负荷大于冬季的热负荷，这种负荷的不平衡会导致地源热泵空调系统产生热堆积，并且改变土壤的温度，长期下去地源热泵机组的运行性能会受到影响，甚至难以启动地源热泵机组。对于这种情况我们大多将地热泵空调系统的夏季多余的热量通过冷却塔辅助冷却的方式排到大气环境，这种辅助使用冷却塔的方式会让地源热泵利用地下土壤低温冷源冷却制冷机冷凝器排热、以提高制冷机组制冷效率的节能效果大大减小。复合式地源热泵系统的控制策略有很多，同样的地源热泵辅助使用冷却塔的空调系统会因为不同的控制策略产生不同的运行结果。控制策略的确定要综合考虑地源热泵系统的各个设计参数，合理的地源热泵系统设计可以提高机组COP和系统的运行效率，从而降低地源热泵空调系统的运行能耗，减少系统运行维护的费用，将埋管和冷却塔的散热量达到平衡的状态，以达到土壤温度的平衡和稳定。目前实际工程常用的辅助侧冷却塔的控制方式有以下几种：（1）直接设定冷却塔的开启时间。这种固定冷却塔的启停时间的控制方案主要是考虑了土壤的短期蓄热作用和长期蓄热作用，避免地源热泵空调系统长期运行后土壤产生热积累，对于渗流效果不好的地下土壤温度会升高。夜间较低的室外空气温度会更有利于冷却塔的散热，在夜间高效运行的冷却塔可以在节能的同时将多余的热量直接散至室外空气中；在春季和秋季这些不需要制冷供暖的过渡季节的时38n华中科技大学硕士学位论文候还可以利用室外空气湿球温度较低的特点，冷却塔能达到较高能效的运行状态，这种阶段开启冷却塔又能散失地下土壤环境里部分制冷季节累积的热量。（2）设定地埋管的最高出水温度。当地源热泵空调系统在运行过程中地埋管的出口水温达到这个设定的极限温度值时，就开启冷却塔来辅助散热。（3）设定地埋管的出水温度和室外空气湿球温度的温差。这种控制策略既考虑了地源热泵机组的运行特性又参考了冷却塔的运行特性，当差值超过设定值时，开启冷却塔进行辅助散热。（4）基于冷却塔热湿交换原理和冷却塔的全年运行特性的控制策略。由于地埋管的设计是按照冬季的换热量来进行设计的，埋管长度并不能够完全平衡夏季所有的热量，夏季通过冷却塔将这部分多余的热量排至室外大气环境；余下的部分，在过渡季节利用冷却塔与地埋管换热器复合运行，利用室外的空气冷源错过峰值向地下补充冷量，从而达到地下土壤的全年冷热负荷趋于平衡的目的。这几种控制策略都是为了满足往土壤中的排热量和从土壤中国的取热量达到平衡的目的，控制策略的优化是为了在保持土壤温度基本不变的前提下，提高运行能效，减少整个复合式地源热泵空调系统的运行能耗[38]。本文综合考虑后冷却塔的控制策略为：当地埋管出口水温和室外湿球温度的差为2℃时，开启冷却塔，当直到这个温差小于1.5℃时，再关闭冷却塔关闭。3.2.2地埋管模型设计本文的空调系统采用地埋管地源热泵系统，岩土热物性和传热介质热物性参数参考武汉地区已经测得的项目。导热系数是1.89W/（m·K），热扩散率为0.95*10-6m2/s，密度是2083kg/m3，体积比热容是2000kJ/（m3·K），地埋管传热介质采用水，导热系数是0.62W/（m·K），动力粘度是764.54*10-5Pa·s，密度是999.6kg/m3，热容量是4.184kJ/（kg·K）。地埋管部分设计为垂直的单U型地埋管，管材选用常规的PE管，地埋管外径为32mm，内径25mm，当量直径45mm。U型地埋管的管间距为0.1m，钻孔深度为100m，钻孔直径0.2m，孔间距为6m。回填材料导热系数是2.1W/（m·K），U型管导热系数是0.45W/（m·K）。39n华中科技大学硕士学位论文表3-1制冷及制热工况设计参数地埋管进出口设计温度用户侧供回水温度设计工况能效系数夏季冬季夏季冬季夏季冬季℃℃℃℃EERCOP37/320/57/1245/404.84.6根据地源热泵系统工程技术规范计算传热介质（本文选用水）和地埋管内壁的对流换热热阻[39]1RfdKi（3-1）式中：di--U形地埋管的管内径，m；K—传热介质（本文选用水）与地埋管内壁之间的对流换热系数，W/（m2·K）。本文中di=0.025m，K=3226W/（m2·K），则Rf=0.0039（m·K）/W。U形地埋管的管壁热阻1deRlnpe2dddpeoi（3-2）dndeo（3-3）式中：λp--U形地埋管的导热系数，W/（m·K）；do--U形地埋管的外径，m；de--U形地埋管的当量直径，m；对于单U管，n=2，双U管，n=4。本文中do=0.032m，n=2，λp=0.45W/m·K，de=0.045m，则Rpe=0.0598m·K/W。钻孔回填材料的导热热阻计算公式1dbRlnb2dbe（3-4）40n华中科技大学硕士学位论文式中：λb—回填材料的导热系数，W/m·K；db--孔径，m。本文中λb=2.1W/m·K，db=0.2m，de=0.045m则Rb=0.113m·K/W。地层热阻对于单个钻孔：21rbRIs2s2（3-5）s1eIdsu2us（3-6）式中：I--指数积分公式；a--地下土壤的热扩散率，m2/s；λs—地下土壤的平均导热系数，W/m·K。--地埋管运行时间，s；(为一个制冷季或一个制热季的空调连续运行时间，在本文中，夏季连续运行560小时,冬季连续运行420小时。因此，τ夏=560*3600=2016000s，τ冬=420*3600=1512000s。u=rb/2*(α*τ)½,所以u夏=0.069，u冬=0.06。rb--钻孔半径，m；xi--第i个钻孔到所计算钻孔之间的距离，m。本文中，λ-6s=1.89W/m·K，rb=0.1m，a=0.95×10m2/s。由于工程计算中，式3-6计算困难，则采用级数展开式进行近似计算：当0u1时（这里的u=rb/2*(α*τ)½）2246I0.5[lnx0.577215660.99999193x0.024991055x0.05519968xu8160.00975004x0.00107857x]（3-7）本文中夏季时u=0.069，冬季时u=0.06时，均小于1，因此采用式3-7计算即可得到Iu。41n华中科技大学硕士学位论文经过计算，本文地层热阻夏季Rs=0.281m·K/W，冬季Rs=0.268m·K/W。短期脉冲负荷引起的附加热阻1rRIbsp2s2p（3-8）式中：p--短期脉冲负荷连续运行时间，s。本文中，λs=1.89W/m·K，p=12*3600=43200s，则Rsp=0.096m·K/W。制冷工况下，地埋管的钻孔长度Lc：1000QcRfRpeRbRsFcRsp1FcEER1LctmaxtEER(3-9)式（3-9）中：Qc：热泵机组额定冷负荷，kW；Fc：制冷运行份额；tmax：夏季制冷时，管内水的设计平均温度，℃；t∞：土壤的初始温度，℃；EER：地源热泵机组的夏季制冷性能系数。供热工况下，地埋管的钻孔长度Lh：1000QhRfRpeRbRsFhRsp1FhCOP1LhttminCOP(3-10)式（3-10）中：Qh：热泵机组额定热负荷，kW；Fh：供热运行份额；tmin：冬季供热时，管内水的设计平均温度，℃；COP：地源热泵机组的冬季制热性能系数。本文中，制冷运行份额Fc=560/2808=0.2，供热运行份额Fh=420/2112=0.2，tmax=36℃，tmin=4℃t∞=18℃，EER=4.8，COP=4.6，Qc=5251kW,Qh=2748kW。由于本42n华中科技大学硕士学位论文文混合式土壤源热泵系统地埋管侧仅需要满足冬季负荷要求，最终埋管长度取决于冬季埋管长度，即L=Lh=47588m，每米孔深换热量为2748*（4.8-1）/4.8/47588*1000=45.7W/m，钻孔数量为47588/（100）=480个。对于地埋管－冷却塔混合式土壤源热泵系统，地埋管设计取热量：COP1QQloophCOP(3-11)式中：Qh：建筑冬季峰值热负荷，kW；COP：地源热泵机组的冬季制热性能系数。系统峰值排热量：EER1QQsystemcEER(3-12)式中：Qc：建筑夏季峰值冷负荷，kW；EER：地源热泵机组的夏季制冷性能系数。夏季地埋管和冷却塔共同承担峰值冷负荷，冷却塔夏季排放热量：QQQcoolersystemloop(3-13)冷却塔水流量为：QcoolerGct(3-14)式中：c：水比热容，kJ/kg·K；t：冷却水供回水设计温差。本文中，Qh=2748kW，则Qloop=2151kW。按照地埋管侧冬季取热量和夏季排热量相等的设计原则，地埋管夏季排热量也应该为2151kW。Qc=5251kW，计算得Qsystem=6345kW，Qcooler=4194kW。本文c=4.19kJ/kg·K，t5℃，因此冷却塔设计水流量为720.7m3/h。43n华中科技大学硕士学位论文地埋管传热介质采用水，导热系数是0.62W/（m·K），动力粘度是764.54*10-5Pa·s，密度是999.6kg/m3，热容量是4.184kJ/（kg·K）。地埋管侧设计水流量：QloopGct11(3-15)式中：Qloop：热泵冬季从土壤中的取热量，kW；c1：地埋管中水的比热容，kJ/kg·K；t1：地埋管中水的供、回端设计温差。c4.184本文1kJ/kg·K，t5℃，地埋管侧水流量为2151*3600/4.184/5/999.6=370m3/h。流速为：370V0.87m/s20.02524036004地埋管内设计流速应大于0.6m/s，本文设计满足规范要求。（1）主水泵的设计计算525136004.813G1092m/h供冷季循环液总流量为：4.1845999.64.8；274836004.613G370m/h供暖季循环液总流量为：4.1845999.64.6；主水泵扬程根据实际工程数据设定为25m。（2）冷却塔循环水泵的设计计算419436003G722m/h冷却塔循环水流量为：4.1845999.6冷却塔循环水泵扬程根据实际工程数据设定为16m。板式换热器最大换热量即为冷却塔的设计容量，循环液的设计温度为32/37℃，一般考虑冷却塔设计工况为可以将冷却水降至比湿球温度高2℃，武汉市的夏季设计44n华中科技大学硕士学位论文湿球温度为28.3℃，故此处设定板式换热器冷热水侧的设计温差为2℃[40]。则板式换热器单位温差换热量为:4194/2=2097kW/K。3.2.3地源热泵机组模型设计本文研究的是不同室内设计参数下地埋管地源热泵空调系统的影响，不同室内设计参数导致建筑负荷和加适量不同，因而会导致热泵机组功率和制冷量的变化。当建筑负荷减少时，地源热泵机组的制冷量靠调节冷水的供回水温差来改变，由于地源热泵机组多是多级或无级调节，地源热泵主机的能耗会有所下降，但是输配系统的能耗基本不会发生改变，从而导致输配能耗所占的比例增加，系统的能效降低。本文中热泵机组的能耗和制冷量制热量随着进出口水温而变化，将这种变化的参数导入到模型中，就可以得到变功率的地源热泵机组，从而可以确定更改冬夏季节室内设计温度和相对湿度对地源热泵机组的影响。3.3本章小结本章完成了该地源热泵空调系统的TRNSYS模型，分析讨论了冷却塔的的控制策略，根据地源热泵系统工程技术规范设计地埋管部分，确定冷却塔和地埋管的冷负荷分配，热泵机组的模型。45n华中科技大学硕士学位论文4地源热泵系统优化分析4.1地源热泵系统运行20年的土壤温度变化4.1.1夏季不同室内设计温度下运行20年的土壤温度变化我们在本文中将工况1夏季室内热环境的空气设计温度26℃，室内热环境的空气设计相对湿度60%，冬季室内热环境的空气设计温度20℃，室内热环境的空气设计相对湿度40%设为标准工况，研究该地源热泵空调系统负荷的平衡性。利用TRNSYS软件模拟该地源热泵系统运行20年的土壤温度变化情况如图4-1所示：图4-1工况1下地源热泵系统运行20年的土壤温度变化地源热泵系统运行20年后温度上升2℃，该系统存在一定的热积累，但是可以认为地源热泵系统的设计符合热平衡要求。本文在地埋管部分的设计是按照地源热泵系统工程技术规范，此处在设计时按照冬季热负荷来计算的地埋管管长，冷却塔来承担余下的冷负荷。而在TRNSYS中建立地源热泵系统时，冷却塔的控制策略是按照地埋管出口流体温度与室外湿球温度差来的，这就导致了冷负荷在进行分配时地埋管承担了更多的部分，土壤的向排46n华中科技大学硕士学位论文热量和从土壤的取热量没有达到平衡，土壤温度上升。夏季室内热环境的空气不同设定温度工况下地源热泵系统运行20年的土壤温度变化如图4-2所示。图4-2夏季不同室内设定温度下土壤温度变化当夏季室内热环境的空气设定温度为26℃时，土壤温度由18℃上升到20.2℃；当夏季室内设定温度为25℃时，土壤温度由18℃上升到20.48℃；当夏季室内设定温度为24℃时，土壤温度由18℃上升到20.76℃；当夏季室内热环境的空气设定温度为23℃时，土壤温度由18℃上升到21.07℃；当夏季室内热环境的空气设定温度为22℃时，土壤温度由18℃上升到21.35℃。当夏季室内热环境的空气设定温度由26℃降低到22℃时，向土壤的排热量增加，土壤温度上升的幅度更大，冷热负荷不平衡的情况更加严重。4.1.2夏季不同室内设计相对湿度下运行20年的土壤温度变化夏季室内热环境的空气不同设定相对湿度工况下地源热泵系统运行20年的土壤温度变化如图4-3所示。47n华中科技大学硕士学位论文图4-3夏季不同室内设定相对湿度下土壤温度变化当夏季室内热环境的空气设定相对湿度为60%时，土壤温度由18℃上升到20.2℃；当夏季室内设定相对湿度为55%时，土壤温度由18℃上升到20.63℃；当夏季室内热环境的空气设定相对湿度为50%时，土壤温度由18℃上升到20.82℃；当夏季室内设定相对湿度为45%时，土壤温度由18℃上升到21.01℃；当夏季室内热环境的空气设定相对湿度为40%时，土壤温度由18℃上升到21.21℃。当夏季室内热环境的空气设定相对湿度由60%降低到40%时，向土壤的排热量增加，土壤温度上升的幅度更大，冷热负荷不平衡的情况更加严重。4.1.3冬季不同室内设计温度下运行20年的土壤温度变化冬季室内热环境的空气不同设定温度工况下地源热泵系统运行20年的土壤温度变化如图4-4所示。当冬季室内热环境的空气设定温度为20℃时，土壤温度由18℃上升到20.2℃；当冬季室内设定温度为21℃时，土壤温度由18℃上升到19.67℃；当冬季室内热环境的空气设定温度为22℃时，土壤温度由18℃上升到19.09℃；当冬季室内热环境的空气设定温度为23℃时，土壤温度由18℃上升到18.49℃。由20℃上升到23℃时，冬季从土壤的取热量增加，冷热不均衡程度降低，土壤温度上升的幅度更小。48n华中科技大学硕士学位论文图4-4冬季不同室内设定温度下土壤温度变化4.2地源热泵系统运行20年的COP变化4.2.1夏季不同室内设计温度下运行20年的COP变化夏季工况室内热环境的空气设定温度分别为26℃~22℃时，该地源热泵系统运行20年的冬季平均COP如图4-5所示。图4-5夏季不同室内设定温度下冬季平均COP变化夏季工况室内设定温度分别为26℃~22℃时，该地源热泵系统运行20年的夏季49n华中科技大学硕士学位论文平均COP如图4-6所示。图4-6夏季不同室内设定温度下夏季平均COP变化该地源热泵系统运行20年，由于存在一定热积累，土壤温度上升，导致夏季的平均COP降低，冬季平均COP升高。夏季室内设定温度会直接影响热泵机组夏季的COP，当室内设定温度由26℃降低到22℃时，热泵机组夏季的平均COP由5.2下降到4.97，但是运行二十年机组的COP基本不变。但是由于热积累的出现，冬季平均COP在运行1年后开始迅速上升，在运行6年后趋于稳定，但不同室内设定温度下机组COP不同，室内设定温度由26℃降低到22℃时，热泵机组冬季的平均COP由5.6上升到5.8。4.2.2夏季不同室内设计相对湿度下运行20年的COP变化夏季工况室内设定相对湿度分别为60%~40%时，该地源热泵系统运行20年的冬季平均COP如图4-7所示。50n华中科技大学硕士学位论文图4-7夏季不同室内设定相对湿度下冬季平均COP变化夏季工况室内设定相对湿度分别为60%~40%时，该地源热泵系统运行20年的夏季平均COP如图4-8所示。图4-8夏季不同室内设定相对湿度下夏季平均COP变化夏季室内热环境的空气设定相对湿度由60%降低到40%时，夏季平均COP由5.2降低到5.05，冬季平均COP由5.6上升到5.7。整体夏季平均COP基本不变，冬季平均COP由5.1上升到5.6。夏季室内热环境的空气相对湿度的改变对地源热泵机组COP的影响不大。51n华中科技大学硕士学位论文4.2.3夏季不同室内设计温度下运行20年的COP变化冬季工况室内热环境的空气设定温度分别为20℃~23℃时，该地源热泵系统运行20年的冬季平均COP如图4-9所示。图4-9冬季不同室内设定温度下冬季平均COP变化冬季工况室内热环境的空气设定温度分别为20℃~23℃时，该地源热泵系统运行20年的夏季平均COP如图4-10所示。图4-10冬季不同室内设定温度下夏季平均COP变化52n华中科技大学硕士学位论文由20℃升高到23℃时，热泵机组的冬季平均COP上升的幅度减小，夏季平均COP基本不变。冬季室内热环境的空气设计温度为20℃时，机组冬季平均COP由4.9上升到5.3。冬季室内热环境的空气设计温度为21℃时，机组冬季平均COP由4.96上升到5.43。冬季室内热环境的空气设计温度为22℃时，机组冬季平均COP由5上升到5.55。冬季室内热环境的空气设计温度为23℃时，机组冬季平均COP由5.11上升到5.65。冬季设定热环境的空气温度越低时机组COP越高，从土壤中的吸热量越大，越有利于热平衡。4.2.4冬季不同室内设计相对湿度下运行20年的COP变化冬季工况室内热环境的空气设定相对湿度分别为60%~40%时，该地源热泵系统运行20年的冬季平均COP如图4-11所示。图4-11冬季不同室内设定相对湿度下冬季平均COP变化冬季工况室内热环境的空气设定相对湿度分别为60%~40%时，该地源热泵系统运行20年的夏季平均COP如图4-12所示。53n华中科技大学硕士学位论文图4-12冬季不同室内设定相对湿度下夏季平均COP变化冬季室内热环境的空气设定相对湿度不同时机组的COP没有变化，仅影响系统的加湿量。加湿方式的不同对机组及系统的能耗也不同。4.3地源热泵系统运行20年的机组能耗变化4.3.1夏季不同室内设计温度下运行20年的热泵机组能耗调整室内设计参数会影响机组的夏季平均COP和冬季平均COP，为了分析室内设计参数优化的经济性，我们将地源热泵机组运行20年的总能耗汇总，通过比较机组能耗来比较确定室内设计参数的最优值。在本文中水泵选用定流量的，不考虑输送能耗和末端能耗的变化。夏季室内热环境的空气设计温度分别为26℃~22℃时，地源热泵机组运行20年的冬季能耗、夏季能耗和总能耗如表4-1所示。表4-1夏季不同室内设计温度下机组能耗工况编号112131415冬季能耗（109kJ）5.3365.3125.2895.2655.241夏季能耗（109kJ）27.28930.33133.36536.43039.486总能耗（109kJ）32.62535.64338.65441.69544.72754n华中科技大学硕士学位论文夏季室内设计温度由26℃降低到22℃时，冬季能耗由5.336*109kJ降低到5.241*109kJ，降低了1.78%，夏季能耗由27.289*109kJ增加到39.486*109kJ，增加了44.70%，总能耗由32.625*109kJ增加到44.727*109kJ，增加了37.09%。4.3.2夏季不同室内设计相对湿度下运行20年的热泵机组能耗夏季室内设计相对湿度分别为60%~40%时，地源热泵机组运行20年的冬季能耗、夏季能耗和总能耗如表4-2所示。表4-2夏季不同室内设计相对湿度下机组能耗工况编号122232425冬季总能耗（109kJ）5.3365.3215.3055.2905.275夏季总能耗（109kJ）27.28929.17631.12033.08335.081总能耗（109kJ）32.62534.49736.42538.37340.356夏季室内设计相对湿度由60%降低到40%时，冬季能耗由5.336*109kJ降低到5.275*109kJ，降低了1.14%，夏季能耗由27.289*109kJ增加到35.081*109kJ，增加了28.55%，总能耗由32.625*109kJ增加到40.356*109kJ，增加了23.70%。4.3.3冬季不同室内设计温度下运行20年的热泵机组能耗冬季室内设计温度分别为20℃~23℃时，地源热泵机组运行20年的冬季能耗、夏季能耗和总能耗如表4-3所示。表4-3冬季不同室内设计温度下机组能耗工况编号1121314冬季总能耗（109kJ）5.3366.3427.7948.836夏季总能耗（109kJ）27.28927.25227.32127.165总能耗（109kJ）32.62533.59435.11536.001冬季室内设计温度由20℃降低到23℃时，冬季能耗由5.336*109kJ增加到8.836*109kJ，增加了65.59%，夏季能耗由27.289*109kJ降低到27.165*109kJ，增加了0.45%，总能耗由32.625*109kJ增加到36.001*109kJ，增加了10.34%。55n华中科技大学硕士学位论文4.4地源热泵系统室内设计参数对地源热泵系统影响分析4.4.1夏季不同室内设计温度的影响室内热参数直接影响室内舒适度，我们在选取室内设计温度时，要在满足人体舒适度要求的前提下追求空调系统的节能性，故而夏季室内设计温度选取26℃~22℃。夏季室内设计温度由26℃降低到22℃时，累计冷负荷增加40.5%，平均每降低一度，建筑累计冷负荷增加10%，建筑冷热负荷比由5.1上升到7.2，冷热不平衡率增大。建筑冷负荷的增加导致向土壤的排热量增加，地源热泵空调系统运行20年后土壤温度上升的幅度更大，冷热负荷不平衡的情况更加严重。夏季室内设定温度会直接影响热泵机组夏季的COP，当室内设定温度由26℃降低到22℃时，热泵机组夏季的平均COP由5.2下降到4.97，但是运行二十年机组的COP稳定，热泵机组冬季的平均COP由5.6上升到5.8。夏季室内设计温度由26℃降低到22℃时，冬季能耗由5.336*109kJ降低到5.241*109kJ，降低了1.78%，夏季能耗由27.289*109kJ增加到39.486*109kJ，增加了44.70%，总能耗由32.625*109kJ增加到44.727*109kJ，增加了37.09%。夏季室内设计温度每降低一度，热泵机组总能耗增加9.27%。夏季室内设计温度降低，建筑累计冷负荷增加，土壤的温差更大，地源热泵机组夏季的平均COP下降，冬季的平均COP上升，运行20年的夏季能耗增加，冬季能耗降低，地源热泵机组运行20年的总能耗增加。故在满足热舒适度要求的前提下夏季室内设定温度可以选取26℃。4.4.2夏季不同室内设计相对湿度优化夏季室内热环境的空气设计相对湿度由60%降低到40%时，建筑累计冷负荷增加26.2%，平均每降低5%，建筑累计冷负荷增加6.6%，建筑冷热负荷比由5.1上升到6.4，冷热不平衡率增大。当夏季室内热环境的空气设计相对湿度为60%时，土壤温度由18℃上升到20.2℃；当夏季室内设计相对湿度为55%时，土壤温度由18℃上升到20.63℃；当夏56n华中科技大学硕士学位论文季室内设计相对湿度为50%时，土壤温度由18℃上升到20.82℃；当夏季室内设计相对湿度为45%时，土壤温度由18℃上升到21.01℃；当夏季室内设计相对湿度为40%时，土壤温度由18℃上升到21.21℃。当夏季室内设计相对湿度由60%降低到40%时，向土壤的排热量增加，土壤平均温度更高。夏季室内热环境的空气设定相对湿度由60%降低到40%时，夏季平均COP由5.2降低到5.05，冬季平均COP由5.6上升到5.7。整体夏季平均COP基本不变，冬季平均COP由5.1上升到5.6。夏季相对湿度的改变对地源热泵机组COP的影响不大。夏季室内设计相对湿度由60%降低到40%时，冬季能耗由5.336*109kJ降低到5.275*109kJ，降低了1.14%，夏季能耗由27.289*109kJ增加到35.081*109kJ，增加了28.55%，总能耗由32.625*109kJ增加到40.356*109kJ，增加了23.70%。夏季室内设计相对湿度每降低5%，热泵机组总能耗增加5.925%。夏季室内热环境的空气设计相对湿度降低，建筑累计冷负荷增加，土壤的温差更大，地源热泵机组夏季的平均COP下降，冬季的平均COP上升，运行20年的夏季能耗增加，冬季能耗降低，地源热泵机组运行20年的总能耗增加。故在满足热舒适度要求的前提下夏季室内设计相对湿度可以选取60%。4.4.3冬季不同室内设计温度优化冬季室内热环境的空气设计温度升高时建筑能耗增加，当设计温度由20℃升高到23℃时，累计热负荷增加57.3%，平均每升高一度，建筑累计热负荷增加19.0%，建筑冷热负荷比由5.1降低到3.2，冷热不平衡率降低。当冬季室内热环境的空气设计温度为20℃时，土壤温度由18℃上升到20.2℃；当冬季室内设计温度为21℃时，土壤温度由18℃上升到19.67℃；当冬季室内设计温度为22℃时，土壤温度由18℃上升到19.09℃；当冬季室内设计温度为23℃时，土壤温度由18℃上升到18.49℃。由20℃上升到23℃时，冬季从土壤的取热量增加，冷热不均衡程度降低，土壤温升减小。由20℃升高到23℃时，热泵机组的冬季平均COP上升的幅度减小，夏季平均COP基本不变。冬季室内设计温度为20℃时，机组冬季平均COP由4.9上升到5.3。冬季室内设计温度为21℃时，机组冬季平均COP由4.96上升到5.43。冬季室内设57n华中科技大学硕士学位论文计温度为22℃时，机组冬季平均COP由5上升到5.55。冬季室内设计温度为23℃时，机组冬季平均COP由5.11上升到5.65。冬季设定温度越高时机组COP越高，从土壤中的吸热量越大。冬季室内热环境的空气设计温度由20℃升高到23℃时，冬季能耗由5.336*109kJ增加到8.836*109kJ，增加了65.59%，夏季能耗由27.289*109kJ降低到27.165*109kJ，增加了0.45%，总能耗由32.625*109kJ增加到36.001*109kJ，增加了10.34%。冬季室内设计温度每升高一度，热泵机组总能耗增加2.59%。冬季室内设计温度升高，建筑累计热负荷增加，土壤的温差更小，地源热泵机组夏季的平均COP基本不变，冬季的平均COP上升，运行20年的夏季能耗降低，冬季能耗增加，地源热泵机组运行20年的总能耗增加。升高冬季室内的设计温度，虽然可以减少土壤的热失衡，但是升高的冬季COP并不能在能耗降低的情况下来调节土壤温度的平衡。4.4.4冬季不同室内设计相对湿度优化冬季室内热环境的空气设计相对湿度升高时建筑能耗不变，加湿量增加。冬季室内设计相对湿度由40%增加到60%时，年累计加湿量增加了181%。采暖计算热负荷时，按温度差来算，不考虑相对湿度。而空调的冬季供热，相对湿度的调节通过喷水或蒸汽，影响加湿量，从而影响加热量，这部分热量不属于建筑能耗。4.5本章小结本章分析了不同室内设计参数时土壤的温度变化、地源热泵机组COP变化和机组能耗的变化，并提出了室内设计参数的优化解。58n华中科技大学硕士学位论文5总结与展望5.1全文总结本文选取武汉地区竖直埋管地源热泵系统作为研究对象，建立建筑的DeST模型，分析室内不同设计参数下建筑负荷和加湿量。利用TRNSYS建立地源热泵空调系统模型，模拟室内不同设计参数下空调系统的运行状况，分析地源热泵空调系统运行20年的土壤温度变化和机组COP变化。得出以下结论：（1）夏季室内热环境的空气设计温度由26℃降低到22℃时，建筑累计冷负荷增加，土壤的温差更大，地源热泵机组夏季的平均COP下降，冬季的平均COP上升，运行20年的夏季能耗增加，冬季能耗降低，地源热泵机组运行20年的总能耗增加，夏季室内设计温度每降低一度，热泵机组总能耗增加9.27%。故在满足热舒适度要求的前提下夏季室内设定温度可以选取26℃。（2）夏季室内热环境的空气设计相对湿度由60%降低到40%时，建筑累计冷负荷增加，土壤的温差更大，地源热泵机组夏季的平均COP下降，冬季的平均COP上升，运行20年的夏季能耗增加，冬季能耗降低，地源热泵机组运行20年的总能耗增加。夏季室内设计相对湿度每降低5%，热泵机组总能耗增加5.925%。故在满足热舒适度要求的前提下夏季室内设计相对湿度可以选取60%。（3）冬季室内热环境的空气设计温度由20℃升高到23℃时，建筑累计热负荷增加，土壤的温差更小，地源热泵机组夏季的平均COP基本不变，冬季的平均COP上升，运行20年的夏季能耗降低，冬季能耗增加，地源热泵机组运行20年的总能耗增加。。冬季室内设计温度每升高一度，热泵机组总能耗增加2.59%。升高冬季室内的设计温度，虽然可以减少土壤的热失衡，但是升高的冬季COP并不能在能耗降低的情况下来调节土壤温度的平衡。故而建议冬季办公建筑的室内设定温度为20℃。（4）冬季室内热环境的空气设计相对湿度升高时建筑能耗不变，加湿量增加。冬季室内设计相对湿度由40%增加到60%时，年累计加湿量增加了181%。采暖计算59n华中科技大学硕士学位论文热负荷时，按温度差来算，不考虑相对湿度。而空调的冬季供热，相对湿度的调节通过喷水或蒸汽，影响加湿量，从而影响加热量，这部分热量较小，相对系统能耗可忽略。5.2展望对本文的研究内容提出以下展望：（1）本文在TRNSYS中建立的地源热泵模型中冷却塔的控制策略会影响冷负荷的分配，从而影响地埋管向土壤中的排热量。在本文中的埋管设计按照工程规范选择，但是根据模拟结果还是存在土壤的热积累。（2）本文对于冬季室内设计相对湿度的影响没有过多探讨，因为不同的加湿型式会对空调系统产生不同的影响。（3）本文选取的是武汉地区的办公建筑，不同的建筑类型由于人流量的不同其对室内湿度的影响不同。下一步可以讨论其他典型城市不同建筑的室内设计参数优化问题。60n华中科技大学硕士学位论文致谢我们在选择专业的时候已经选择了未来的生活，如果说本科四年让我们了解了暖通的专业知识，那么这读研的两年才是静下心来沉淀自己的最佳时段。我真的要感谢我的导师胡平放教授，是他在我懵懂随波逐流随遇而安的大二引导我接触地源热泵研究小组，也是在那个时候我第一次发现我的专业不是建筑的附属，高效节能的空调系统对于智能建筑有深远的意义。我很荣幸成为他的学生，胡老师治学严谨，待人和善。对于学术容不得半点马虎，哪怕在火车站的候车厅也要坚持汇报和学术交流，这种严谨的求学态度一直鞭策着贪玩的我。谢谢课题组的各位老师，他们给我的论文提了很多宝贵而有见地的意见。他们亦师亦友！412是温暖的大家庭，我们会有学术的争论，也会时常打球娱乐，他们陪伴我度过了两年的研究生生活。思想的碰撞、生活的互助让我们成为很好的朋友。在完成这篇论文的过程中遇到了很多挫折，我不太懂电脑，DeST软件、Origin软件、TRNSYS软件、GLD软件和NoteExpress软件在安装和学习的过程中得到了很多人的帮助，特别感谢他们不停帮我解决问题，从不抱怨。谢谢闵行师兄教我TRNSYS软件，对于地源热泵系统中的很多参数都一一解释，对于我的问题都能及时反馈和帮助。谢谢柳鹏鹏帮我安装了很多软件，谢谢我的室友陪我度过了两年美好的生活，也在我痛苦挣扎的时候安慰我，你们给我灰暗的天空抹了彩虹，爱天使般的你们！61n华中科技大学硕士学位论文参考文献[1]居发礼.对室内相对湿度影响空调能耗争鸣的分析[J].制冷与空调,2013,27(4):400-402[2]徐欣,朱能,田喆,等.室内计算参数的确定与舒适和节能的关系[J].暖通空调,2012,42(7):22-26[3]张景玲,万建武.室内温､湿度对人体热舒适和空调能耗影响的研究[J].重庆建筑大学学报,2008,30(1):9-12[4]刘苑平.舒适性空调室内计算参数的优化与节能[J].制冷与空调,1999,29(1):65-67[5]闫斌,郭春信,程宝义,等.舒适性空调室内设计参数的优化[J].暖通空调,1999,29(1):46-47[6]刘斌,杨昭,朱能,等.舒适性与空调系统能耗研究[J].天津大学学报,2003,36(4):489-492[7]汪训昌.舒适性空调室内设计计算参数标准的探讨[J].建筑科学,1988(3):32-38[8]余晓平,付祥钊.室内设计温度对夏热冬冷地区新风冷热耗量的影响[J].暖通空调,2003,33(2):40-43[9]余晓平,付祥钊.夏热冬冷地区住宅室内热环境质量控制[J].成都纺织高等专科学校学报,2000,17(4):28-32[10]余晓平,付祥钊.室内相对湿度对夏热冬冷地区新风耗冷量的影响[J].建筑热能通风空调,2001,21(2):4-8[11]殷平.室内空气计算参数对空调系统经济性的影响[J].暖通空调,2002,32(2):21-25[12]张长兴,郭占军,刘玉峰,等.土壤源热泵系统运行特性的快速预测方法[J].农业工程学报,2012,28(24):173-178[13]WanJW,YangK,ZhangWJ,etal.Anewmethodofdeterminationofindoor62n华中科技大学硕士学位论文temperatureandrelativehumiditywithconsiderationofhumanthermalcomfort[J].BuildingandEnvironment,2009,44(2):411-417[14]杨燕,翟晓强,余鑫,等.地源热泵恒温恒湿空调系统室内设计温度的优化分析[J].建筑热能通风空调,2011,30(5):14-19[15]余鑫.竖直埋管地源热泵恒温恒湿空调系统研究[D]:[博士学位论文].上海:上海交通大学图书馆,2011[16]余鑫,王如竹,翟晓强.竖直埋管地源热泵系统研究进展[J].暖通空调,2010,40(2):1-9[17]YuX,WangRZ,ZhaiXQ.Yearroundexperimentalstudyonaconstanttemperatureandhumidityair-conditioningsystemdrivenbygroundsourceheatpump[J].Energy,2011,36(2):1309-1318[18]ZogouO,StamatelosA.Optimizationofthermalperformanceofabuildingwithgroundsourceheatpumpsystem[J].EnergyConversionandManagement,2007,48(11):2853-2863[19]ZhaiXQ,WangXL,PeiHT,etal.Experimentalinvestigationandoptimizationofagroundsourceheatpumpsystemunderdifferentindoorsettemperatures[J].AppliedThermalEngineering,2012,48:105-116[20]ZhangW,WeiJ.AnalysisontheSoilHeatAccumulationProblemofGroundSourceHeatPumpSysteminHighTemperatureandHighHumidityAreas[J].EnergyProcedia,2012,14:198-204[21]武佳琛,张旭,周翔,等.基于运行策略的某复合式地源热泵系统运行优化分析[J].制冷学报,2014,35(2):6-12[22]宋胡伟,刘金祥,陈晓春,等.不同地区土壤温度及建筑负荷特性对地源热泵系统的影响[J].建筑科学,2010,26(8):68-73[23]雷飞.地源热泵空调系统运行建模研究及能效分析[D]:[博士学位论文].武汉:华中科技大学图书馆,2011[24]邹勤,卢军,彭亮.地源热泵系统性能影响因素模拟分析[Z].制冷与空调,2011,25(10):66-71[25]王华军,赵军,沈亮.地源热泵系统长期运行特性的实验研究[J].华北电力大63n华中科技大学硕士学位论文学学报(自然科学版),2007,34(2):52-54[26]罗敏.辅助冷却塔复合式地源热泵系统关键技术问题研究[D]:[硕士学位论文].重庆:重庆大学,2013[27]於仲义,胡平放,王彬,等.混合式地源热泵系统优化设计[J].暖通空调,2007,37(9):105-109[28]朱立东,赵蕾,王振宇.冷却塔辅助地源热泵系统的控制策略优化[J].建筑科学,2014,30(10):31-35[29]LeeCK.Dynamicperformanceofground-sourceheatpumpsfittedwithfrequencyinvertersforpart-loadcontrol[J].AppliedEnergy,2010,87(11):3507-3513[30]MichopoulosA,KyriakisN.Anewenergyanalysistoolforgroundsourceheatpumpsystems[J].EnergyandBuildings,2009,41(9):937-9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