王勇，韩传璞基金项目：国家科技部作者简介：王勇（1971—），男，副教授，主要研究方向:建筑节能（重庆大学城市建设与环境工程学院，重庆 400045）摘要：对于开式地表水源热泵，取水能耗是决定系统节能性的关键因素。在水源热泵机组能耗模型、取水能耗模型等的基础上建立了开式地表水水源热泵系统的能效耦合模型。基于节能率及水泵能耗的规律特点计算得到了不同的冷却塔出水温度下,不同水泵扬程下的动态取水温度限值，建立了开式地表水水源热泵动态取水温度限值的计算方法。并计算得到不同工况条件下的地表水源热泵系统相对传统空调的节能率。
关键词： 地表水水源热泵；取水温度限值；动态；节能率
引言地表水源热泵在国外发展较早，20 世纪70 年代，欧洲国家开始大力推广地表水源热泵系统[1]。近些年国外在地表水源热泵方面的研究主要针对水源热泵系统的设计优化及地表水体的水温特征对系统的影响等。其中，Kavanaugh 等人对地表水源热泵系统进行了研究，提出地表水源热泵空调系统具有较好的性能特征；同时对提高单元式水—空气热泵系统性能的可行方案进行了讨论，也提出了地表水源热泵的局限性[2] [3]。近些年地表水源热泵在我国发展迅速，并且开式地表水水源热泵应用工程实例明显多于闭式水源热泵的实例，因此，我国目前对于地表水水源热泵的研究也主要针对开式地表水源热系统[4] [5]。
开式地表水源热泵系统应用得当除了取水温度和取水水量外，系统的节能性决定于取水能耗，取水温度和取水能耗的最优耦合值可以用来说明系统的节能性[6]。地表水源热泵相对于传统空调的优势是节能型高。这种节能性表现在一定的取水能耗基础上。取水温度低（夏季），可以提高水源热泵机组及其系统的能效。但即使是取水温度低于对应的传统空调的冷却水出水温度，也并非代表系统的节能性优于传统空调（冷水机+冷却塔形式）。因此，研究地表水源热泵的节能优势，可以以一定的取水能耗为基础，以系统相对传统空调的节能率为作为判断依据，当地表水源热泵系统和常规空调系统具有相同的能耗时，地表水源热泵相对传统空调的节能率为零。此时，对应的取水温度为该取水能耗基础上的地表水源热泵的取水温度限值。当系统取水温度低于此温度值时，才具备节能性。研究地表水源热泵系统的节能性，取水温度限值是基础。因此，有必要对地表水源热泵系统的取水温度限值计算方法作研究，取水温度限值的计算可以用Matlab 计算方法作为求解工具。
模型建立及计算方法简介能耗模型的建立方法取水温度限值的计算以系统能耗模型的建立为前提和基础。能耗模型的建立是计算系统能效比的关键，也是对比分析的前提。因此，本文为了确保模型建立的准确性及稳定性，取水水泵、循环水泵、冷冻水泵的能耗模型根据实际测试得到的运行数据，结合水泵性能曲线应用MATLAB 拟合而成；机组、常规空调冷却塔、末端风系统等能耗模型则采用前人已有的模型，模型中各系数则由运行参数确定。
计算方法简介及比较对象计算方法简介取水温度限值是定义在节能率基础上的表示能使水源热泵系统节能的最高取水温度值。
并且取水温度限值会受到系统负荷、室外气象参数等因素的影响，呈现动态变化趋势。取水温度限值的计算首先应该在不同系统负荷、不同取水水泵扬程、不同室外气象参数下分别计算不同的取水温度下水源热泵系统的系统能效比；通过计算得到不同工况点下不同冷却塔出水温度下的取水温度限值，最后运用MATLAB 线性回归得到不同取水方式下关于水源热泵系统的动态取水温度限值之间的的数学关系式。主要计算步骤如下：
（1）根据实际工程具体参数建立水源热泵系统和常规空调系统各个部分的能耗模型；（2）分别计算不同负荷率、不同取水方式、不同取水温度下水源热泵系统的能效比；（3）分别计算不同负荷率、不同冷却塔出水温度下常规空调系统的能效比；（4）以常规空调系统的能效比作为基准，分别比较不同工况点下二者的能效比，得到能效比相同的工况点；（5）对不同的工况点下的取水温度限值做MATLAB 回归，得到动态取水温度限值曲线。
对比对象为了更好的进行对比分析，把对比的对象和范围做一个明确的界定：
① 对比的对象为使用冷却塔的常规空调系统，其冷水机组的耗功率与水源热泵机组的耗功率模型相同，其回归系数因二者运行参数不同而不同；② 仅对系统在夏季运行时的系统能效进行对比；③ 两种系统末端形式一致；④ 不考虑大温差、小流量和小温差、大流量的问题，机组两端的进出水温差，冷却塔传统空调的优势是节能型高。这种节能性表现在一定的取水能耗基础上。取水温度低（夏季），可以提高水源热泵机组及其系统的能效。但即使是取水温度低于对应的传统空调的冷却水出水温度，也并非代表系统的节能性优于传统空调（冷水机+冷却塔形式）。因此，研究地表水源热泵的节能优势，可以以一定的取水能耗为基础，以系统相对传统空调的节能率为作为判断依据，当地表水源热泵系统和常规空调系统具有相同的能耗时，地表水源热泵相对传统空调的节能率为零。此时，对应的取水温度为该取水能耗基础上的地表水源热泵的取水温度限值。当系统取水温度低于此温度值时，才具备节能性。研究地表水源热泵系统的节能性，取水温度限值是基础。因此，有必要对地表水源热泵系统的取水温度限值计算方法作研究，取水温度限值的计算可以用Matlab 计算方法作为求解工具。
模型建立及计算方法简介能耗模型的建立方法取水温度限值的计算以系统能耗模型的建立为前提和基础。能耗模型的建立是计算系统能效比的关键，也是对比分析的前提。因此，本文为了确保模型建立的准确性及稳定性，取水水泵、循环水泵、冷冻水泵的能耗模型根据实际测试得到的运行数据，结合水泵性能曲线应用MATLAB 拟合而成；机组、常规空调冷却塔、末端风系统等能耗模型则采用前人已有的模型，模型中各系数则由运行参数确定。
计算方法简介及比较对象计算方法简介取水温度限值是定义在节能率基础上的表示能使水源热泵系统节能的最高取水温度值。
并且取水温度限值会受到系统负荷、室外气象参数等因素的影响，呈现动态变化趋势。取水温度限值的计算首先应该在不同系统负荷、不同取水水泵扬程、不同室外气象参数下分别计算不同的取水温度下水源热泵系统的系统能效比；通过计算得到不同工况点下不同冷却塔出水温度下的取水温度限值，最后运用MATLAB 线性回归得到不同取水方式下关于水源热泵系统的动态取水温度限值之间的的数学关系式。主要计算步骤如下：
（1）根据实际工程具体参数建立水源热泵系统和常规空调系统各个部分的能耗模型；（2）分别计算不同负荷率、不同取水方式、不同取水温度下水源热泵系统的能效比；（3）分别计算不同负荷率、不同冷却塔出水温度下常规空调系统的能效比；（4）以常规空调系统的能效比作为基准，分别比较不同工况点下二者的能效比，得到能效比相同的工况点；（5）对不同的工况点下的取水温度限值做MATLAB 回归，得到动态取水温度限值曲线。
对比对象为了更好的进行对比分析，把对比的对象和范围做一个明确的界定：
① 对比的对象为使用冷却塔的常规空调系统，其冷水机组的耗功率与水源热泵机组的耗功率模型相同，其回归系数因二者运行参数不同而不同；② 仅对系统在夏季运行时的系统能效进行对比；③ 两种系统末端形式一致；④ 不考虑大温差、小流量和小温差、大流量的问题，机组两端的进出水温差，冷却塔的进出水温差均保持为5℃。
本文的计算基准选取重庆某宾馆、酒店类建筑，该工程空调系统的冷负荷为1800KW。
系统采用开式湖水源热泵系统。系统的主要设备及参数如表模型简介开式湖水水源热泵系统运行能效比的数学方程式可用下式表达。
——热泵机组制冷（热）量，Kw；——热泵系统的总能耗，Kw。
水源热泵系统的总能耗包括：水源热泵机组的能耗，源水侧取水水泵的能耗，使用板式换热器时源水侧循环水泵的能耗，水处理设备的能耗，冷、热循环水泵的能耗，末端风系统的能耗等。为了能清楚的了解热泵系统的能耗构成，本文以该工程实际运行参数为基础，对其系统各部分的能耗建立模型：
）机组的能耗计算采用ASHRAE Handbook 上推荐的模型，模型的系数由运行参数确定式中： f1——热泵机组耗功量， Kw；——热泵机组的名义耗功率，Kw；——水源水侧机组进水温度，℃；——空调水侧机组进水温度，℃；——回归用水源水侧机组进水温度参数平均值，℃；——回归用空调水侧机组进水温度参数平均值，℃；——回归系数，由机组实际性能决定。
）取水水泵能耗模型及系数根据取水水泵性能曲线、运行参数拟合得出：
——取水水泵能耗，——水源水流量，）空调水循环水泵的能耗模型及系数根据循环水泵性能曲线、运行参数拟合得出：
——取水水泵能耗，——冷冻水流量，）水处理设备能耗模型引起占系统总能耗比例很小，作为常数考虑：
常数——水处理设备能耗，）末端风系统能耗参照前人已有模型[7] [8]，其系数由实际运行参数而定：
—— 机组的实际制冷量，——末端风系统单位冷量耗功系数,本文取0.014 [8]；）冷却塔的能耗模型及系数参照前人已有模型[9]：
——冷却塔能耗，——为冷却水流量取水方案及冷却水系统的确定取水水泵的选取首先，考虑一个基准化，理想化的开式系统取水情况。取水水泵扬程受到影响的因素较多如：水体到机房的水平距离；水体与机房之间高差；水处理设备的阻力等。而取水水泵能耗是系统能耗中的关键因素。为此，选取一个与传统空调系统冷却水泵扬程相近的水泵扬程作为基准。由此，确定水泵扬程26m（H）为基准扬程。一般实际工程中由于各种原因取水水泵的扬程都比基准扬程大。
参考多个水泵厂家的单级单吸立式离心清水泵样本，根据该工程系统最大取水水量（395m3/h）选择取水水泵，以H=26m 为基准扬程，得到不同扬程下水泵的能耗由表 3 可知，对于给定的系统取水水量，其水泵的能耗随扬程的变化是不连续的。为分析方便，以1H 为基准，得到基于计算基准扬程下的各取水水泵参数，表征不同取水方式下的取水水泵扬程。
取水系统形式的设定由于水源热泵系统的取水系统所需的水泵、水处理设备型号和地表水体与空调机房的相对位置及水体水质情况等有着密切联系。为了说明这些因素对水源热泵系统能效产成的影响，针对两种不同的取水方案，并参照表3 中取水水泵的选型，对取水系统做如下几种方式的设定。
）当采用源水直接进机组的取水方案时，分为以下5 种方式：
① 当系统采用上文中理想化的取水方式时，源水侧取水水泵设定扬程为H(H=26m)，水泵变频运行。这种取水系统形式简称为“直进— H”；② 水体水质较好，取水可经简单水处理后直接进入机组。在采取这种取水形式时，源水侧取水水泵设定扬程为1.3H（35m），水泵变频运行。这种取水系统形式简称为“直进—”；③ 水体水质较差，取水必需经过大量的水处理设备，然后直接进入机组。由于水处理设备增加了取水系统的局部阻力，源水侧取水水泵的扬程设定为1.7H（45m），水泵变频运行。这种取水方案简称为“直进—1.7H”；④ 水体水位较低，取水水泵需要克服比较大的水位差，取水水泵的扬程增大，采用直接进水的取水方式，源水侧取水水泵的扬程设定为2.2H（57m）。这种取水方式简称为“直进—2.2H”。
⑤ 水体水质较差，取水必需经过大量的水处理设备，水处理设备增大了取水系统的局部阻力；同时地表水体水位较低，取水水泵需要克服比较大的水位差。因此，取水水泵的扬程增大，采用直接进水的取水方式，源水侧取水水泵的扬程设定为2.6H（68m）。这种取水方式简称为“直进—2.6H”。
）当采用水体与机组间增加板式换热器的取水方案时，需在板式换热器与机组之间加设一组循环水泵，按板式换热器放置的位置不同分为以下2 种方式：
① 当板式换热器设置在水体旁边时，水体水质经水处理后，经板式换热器(简称板换换热后排回水体，取水水泵扬程较小，源水侧取水水泵的扬程设定为H（26m），需要增设一套循环水泵，循环水泵的名义扬程为18m，名义流量为400m3/h。这种取水方案简称为“板换—H”。
② 当板式换热器设置在机房时，水体水质经水处理后，经板式换热器(简称板换)换热后排回水体，源水侧取水水泵的扬程设定为1.3H（35m），需要增设一套循环水泵，循环水泵的名义扬程为14m，名义流量为400m3/h。这种取水方案简称为“板换—1.3H”。
③ 当板式换热器设置在机房时，水体水质较差，需经过较多的水处理设备，而后经板式换热器(简称板换)换热后排回水体，机房与水体间高差较大，此时，源水侧取水水泵的扬程设定为1.7H（45m），需要增设一套循环水泵，循环水泵的名义扬程为14m，名义流量为。这种取水方案简称为“板换—1.7H”。
冷却塔参数及能耗说明冷却塔的出水温度与当地的室外空气的湿球温度有关，一般冷却塔的出水温度要高于当地室外空气的湿球温度3～5℃[10]。参照冷却塔样本及其性能曲线，得到其按冷却塔的水温降为5℃时不同的冷却塔出水温度对应的室外湿球温度值，见表4。
本文分别以冷却塔出水温度为26、28、30、32℃为例，分析不同冷却塔出水温度下水源热泵系统的动态取水温度限值。由于冷却塔出水温度与室外气象参数有关，与建筑夏季冷负荷的变化作动态变化。当建筑的冷负荷较低时，机组的负荷也较低，同时，冷却塔出水温度也相对较低，所需冷却水量也相应减少，三者呈现出耦合的关系。
系统动态取水温度限值分析采用源水直接进机组的取方案根据已建模型结合机组性能曲线可计算出当冷却塔出水温度为26℃时，冷却水泵扬程为25m 时常规空调系统在部分负荷率下的能效比曲线；同理，结合水源热泵机组性能曲线可得到取水水泵扬程为H=26m、流量为400 m3/h 时系统在部分负荷率下的能效比曲线。
可以看出，该工程条件下，水源热泵机组的能效高于传统冷水机组，不同的工程情况和设备选型，其部分负荷率下的能效曲线可能不一致，但仍可以采取此分析方法。
可知：当水源热泵取水温度27.5℃，冷却塔出水温度为26℃时，传统空调系统与水源热泵系统在部分负荷率下的能效比曲线基本重合。在部分负荷率为0.3 时，两者的能效比差值最大为0.09，相对差值仅为2.6%。因此，工程应用条件下可以认为此时传统空调系统与水源热泵系统无论是在满负荷时还是在部分负荷时都有相同的系统能效比。即冷却塔出水温度为26℃时，当水源热泵系统的取水温度超过27.5℃时水源热泵系统的相对于传统空调系统来说就不再节能。
由此可以得到：采用源水直接进机组的取水方式、取水水泵扬程为H(26m)、冷却塔出水温度为26℃时，水源热泵系统的取水温度限值为27.5℃。以同样的计算方法可得在冷却塔出水温度分别为28℃、30℃、32℃时水源热泵机组的取水温度限值。
由上述分析可得在采用源水直接进机组的取水方案，取水水泵扬程为H(26m), 流量为时不同冷却塔出水温度下水源热泵系统的取水温度限值，可知，水源热泵系统的取水温度限值与常规空调系统冷却塔的出水温度之间呈现近似线性的关系：y = 0.85x + 5.35 R2 = 0.9966，相关性较好。
其中 y—水源热泵系统的取水温度限值；—常规空调系统冷却塔的出水温度；用上述计算方法可分别得出：当采用直进—1.3H 方案，直进—1.7H 方案，直进—方案时水源热泵系统的动态取水温度限值由此可得另外三种取水方式下取水温度限值的计算关系式：
其中 y—水源热泵系统的取水温度限值；—常规空调系统冷却塔的出水温度；由图 4 可知：随着取水水泵扬程的增加，取水温度限值直线的斜率逐渐增大；在冷却塔出水温度相同的条件下，取水水泵扬程越大，取水温度限值越低。并且在取水水泵扬程为时，出现当冷却塔出水温度为30℃时，即使取水温度为22℃系统也不节能。而当冷却塔出水温度为32℃时，只要取水温度低于25℃，就可实现一定的节能率。
采用源水经板式换热器的取水方案当采用源水经板式换热器的取水方式时，由于换热作用进入机组的循环水会比取水温度高，按照实际测试结果，温升一般在2℃左右。因此，在相同的取水温度下采用源水直接进机组时比采用板式换热器的取水方式水源热泵机组COP 高。同时还需要在板式换热器与机组之间加设一组循环水泵。
给出了两种不同进水方式下的水源热泵系统和常规空调系统的系统能效比曲线。采用源水经板式换热器的取水方案时，系统能效比与采用源水直接进机组的取水方案时的水源热泵系统及常规空调系统能效比随部分负荷率的变化规律不同。多变量的存在使得无法准确计算出在满负荷和部分负荷下都恰好满足节能率的取水温度限值。因此，对于有板式换热器的水源热泵系统本文只研究其在满负荷下运行时的取水温度限值。
采用上文中同样的计算方法，可以得到在板换—H、板换—1.3H、板换—1.7H、三种取水方式下系统满负荷运行时不同冷却塔出水温度下的动态取水温度限值由 MATLAB 回归发现，水源热泵系统的取水温度限值与常规空调系统冷却塔的出水温度之间呈现近似线性的关系：
板换—H 方案：y = 1.075x –板换—1.3H 方案：y = 1.425x –板换—1.7H 方案：
其中 y—水源热泵系统的取水温度限值；—常规空调系统冷却塔的出水温度；由图 6 可知，随着取水水泵扬程的增加，各曲线的斜率逐渐增大；在冷却塔出水温度相同的条件下，取水水泵扬程越大，取水温度限值越低。并且在取水水泵扬程为1.7H 时，出现当冷却塔出水温度为30℃时，即使取水温度为20℃系统也不节能；同时，当冷却塔出水温度为32℃时，即使取水温度为24℃系统仍不节能。
系统节能率分析在计算出水源热泵系统动态取水温度限值的基础上，为了具体说明水源热泵系统相对常规空调系统的节能特性，还可以分析得到选择不同的取水方式时，水源热泵系统在不同的取水温度下的节能率。下面我们就以水源热泵系统分别采用直进—H 方案和板换—H 方案时为例，分析系统在满负荷工况下运行时的节能率。（以冷却塔出水温度为32℃的常规空调系统能效比作对比）采用板换的系统，不仅取水温度限值低于直接进水的系统形式，其节能率也低于直接进水的地表水系统。在实际工程中，应尽量采用直接进水的方式。同时，不同的建筑负荷所需的水量不同，水泵选型和机组能效也不同。这些可变因素均可能影响到取水温度限值的确定。
结论从以上测试分析可以得到如下结论：
）根据各部件能耗模型和实际设备参数，可以构建地表水源热泵的整体系统能耗，并可用于分析地表水源热泵相对传统空调的节能率。
）不同取水方案、不同水泵能耗，均影响开式地表水源热泵系统的能效，采用能耗模型计算方法可以得到不同条件下的系统能效。
）通过本文的计算方法，可以计算得到采用源水直接进机组的取水方案下基于传统空调节能率的水源热泵系统动态取水温度限值。该温度限值在部分负荷、满负荷条件下均成立。
）计算得到源水采用板式换热器条件下的基于传统空调节能率的水源热泵系统动态取水温度限值，该限值仅适用于满负荷工况。部分负荷下的节能率和温度限值计算还需寻求其他的计算方法。
参考文献Ⅱ张银安，李斌.开式地表水地源热泵系统的应用分析[J].暖通空调,2007，09：
陈晓, 张国强,刘婷婷等.开式地表水源热泵在湖南某人工湖的应用研究[J].制冷学报,2006, 27:10－李文. 长江流域湖水水源热泵系统能效分析[D].重庆大学，2008，一杨李宁. 公共建筑空调工程能效比的研究[D] .重庆大学，2007，王启山.冷却塔热力计算的数学模型[J] .中国给水排水，2004（5）：4－马最良，孙宇辉.冷却塔供冷技术的原理及分析[J].暖通空调，1998，06：
