寒冷地区某办公楼地源热泵空调系统运行分析摘要结合寒冷地区某办公楼地源热泵项目，介绍了浅层地热地质条件的测试结果。

土壤热平衡分析结果表明，如果地源热泵机组全年向岩土体排热量为1. 425TJ，经过一个制冷季和一个供暖季后，岩土体温度升高幅度为0.30℃。

运行数据分析结果表明，地源热泵冷凝器与蒸发器进出口温差在运行过程中通常小于设计温差，造成水泵能耗偏高，建议采用定温差、水泵变频调节的控制方式。

关键词地源热泵; 空调系统; 热平衡; 定流量系统; 节能; 办公建筑0 引言根据地热能换热形式的不同，地源热泵系统分为地埋管地源热泵系统、地下水地源热泵系统和地表水地源热泵系统。

其中地下水地源热泵系统和地表水地源热泵系统由于受到使用条件和环境保护的限制很难推广，地埋管地源热泵系统则应用广泛。

地埋管换热器又分为水平式和竖直式，由于水平埋管式占地而积大并且不能较好地利用地热能，因此竖直埋管式得到了更为普遍的应用。

国内近些年陆续出现了一些竖直埋管式地源热泵项目，比如山东建筑大学学术报告厅地源热泵系统采用25 组并联的竖直U 形埋管组成室外换热器。

虽然竖直埋管式地源热泵系统应用的可行性己经在实际工程中得到证明，但是缺乏对实际运行数据包括如何进行热平衡以及系统节能性等各个方而的具体分析论证。

本文通过寒冷地区某办公楼地源热泵系统的测试，对地源热泵系统运行的可行性和节能性进行分析，为竖直埋管式地源热泵空调系统的设计提供理论依据。

1 工程实例1.1 工程概况寒冷地区（北京市）某办公楼项目占地7469.37m2，办公楼建筑而积36350.07m2，其中地下13716.73m2，地上22633.34m2。

工程空调系统夏季冷负荷为1935.67kW，冬季热负荷为1353.78kW。

夏季制冷供回水温度为7℃/12℃，冬季供热供回水温度为45℃ /40℃。

1.2 系统设置该工程中地源侧采用100m 长竖直双U 形地埋管换热器408 组。

末端采用风机盘管加新风系统，部分房间采用全空气系统。

空调水系统为两管制定流量系统。

空调系统供回水压差为0.32MPa，定压值为0.35MPa。

工程中设计冷热负荷相差较大，导致冬夏季循环水流量相差也较大，故选用两套水泵系统，冬夏季各用一套。

水泵设置如表1 所示。

从中可以看出：夏季空调侧流量为391m³/h，电动机功率为74kW；地源侧流量为468M³/h，电动机功率为110kW。

冬季空调侧流量为440m³/h，电动机功率为110kW；地源侧流量为334.4m³/h，电动机功率为74kW。

表1 水泵设置2 浅层地热地质条件测试地埋管地源热泵应用中非常重要的参数是土壤温度，目前国内外许多专家、学者的研究成果表明：地下5m 以下的土壤温度全年基本不受外界气温影响。

在工程建设前进行可行性和适宜性分析，确定项目所在地的适宜埋管深度及该范围内的地层热物性参数。

钻了两个深度100m 的地层勘探孔，采用双U 形埋管方式，埋管深度为100m, 测试时间为48h，地温测量工作具体参数见表2。

表2 地温测量在完成现场成孔、下管、回填工作并静置Za 后，完成了测试孔内的地温测试工作，具体测量结果如图1 所示( 测试结束时刻为2010-03-18T10:39，室外温度为2.7℃)。

图1 测试孔地温随深度变化曲线从图1 可以看出，受地而空气温度波动影响，地表下浅层温度变化较大，深层温度不受地而空气温度波动的影响，总体上随深度增加而升高。

对图1 中相对稳定的温度实测值( 深度20~95m)进行计算可得，其地温梯度为2.3℃/100m。

地埋管地源热泵系统的埋管基本处于地下2m以下，根据上述测量的地温数据，选取PE 管内2m以下的实测温度进行加权平均可得，该场地2~100m的原始地温可取值为15.48℃。

3 土壤热平衡地埋管地源热泵周期运行后土壤温度出现上升或下降是土壤热量收支失衡的两种后果，都对系统持续稳定运行不利。

土壤的热平衡是个复杂多变的过程，地埋管换热器周围土壤温度的变化总是由内向外逐层传递，任何一点的逐时温度主要由冬夏季两条周期性变化的日平均温度波的相位和波幅叠加决定，同时受空调间歇运行造成的多条逐时温度波变化影响，另外还与分层地质差异、多变地下水含量与流速等诸多微观因素有关。

本文中的热平衡是指在无地下水流动情况下的热平衡。

为了防比地源热泵热失衡问题的发生，进行了地质热物性试验，经分析计算，该工程计算场区浅层（100m 以内）地热静态储量为4.75TJ/℃（岩土体每变化1℃释放或吸收的热量，数据由项目勘察评估报告提供）。

根据工程场区所在地浅层地热地质条件，结合地源热泵系统室外热源部分应用空间条件和系统年排热、取热量，可按式（1）计算年度供冷、供暖季后地层平均温度变化。

式（1），（2）中Δt 为地层平均温度变化（℃）；ΔQ年为系统年排热量与取热量之差，按运行时间累计（kJ）；Q u为温度变化1℃地层能够释放的热量，kJ/℃；Q排为夏季向土壤排放的热量（kJ）；Q取为冬季取自土壤的热量（kJ）；t冷为夏季运行时间（s）；Q冷为夏季设计总冷负荷（kW）；t 热为冬季运行时间（s）；Q热为冬季设计总热负荷（kW）；COP冷为设计工况下热泵机组的制冷性能系数；COP热为设计工况下热泵机组的供热性能系数。

地源热泵系统机组的制冷、制热性能系数分别为COP冷=5,COP热=4，地埋管地源热泵系统完全承担建筑空调冬季负荷1353.78kW和夏季负荷1935.67kW。

若系统冬季运行时间按120d 计，夏季运行时间按100d 计，且每天运行10h，运行负荷系数取0.7，则运行一个供冷、供暖季后的累计热聚集ΔQ年=Q排-Q取≈2.78×109kJ。

拟建场区可利用而积为13671m2，浅层（100m 以内）地热静态储量为4.75TJ，经过一个供冷、供暖季后，岩土体温度变化Δt ≈0.58℃。

地埋管区域岩土体温度升高将会影响地埋管地源热泵系统的长期使用，多年以后，地源热泵系统效率会显著降低。

为了保证地源热泵系统的长期高效运行，同时也考虑到地源热泵系统运行间隔期地层温度恢复和大地热流作用，在不影响地源热泵系统长期运行效率的前提下，经过一个供冷、供暖季后，岩土体温度升高幅度不宜超过0.30℃（数据由项目勘察评估报告提供）。

按照此种情况反推，在满足空调冬季负荷（1353.78kW）时，岩土体冷热基本平衡J 隋况下，地源热泵系统可承担建筑空调夏季负荷1486.56kW，剩下的449.11kW 冷负荷需要通过其他方式承担。

此时，选用的地源热泵机组全年向岩土体排热量为1.425TJ，经过一个供冷、供暖季后，岩土体温度升高幅度为0.30℃。

上述分析表明，在寒冷地区办公建筑采用地源热泵系统时需进行热物性测试及冷热负荷与岩土温升计算，以保证运行效果。

4 运行数据分析该工程地源热泵空调系统于2012 年12 月正式投入使用。

运行时间为08:00~18:00，运营人员每2h记录一次运行数据，每天有5 组数据，包括：地源侧流量、空调侧流量、冷凝器进水温度、蒸发器出水温度、地源侧集分水器温度、空调侧集分水器温度、地源侧循环泵电流以及空调侧循环泵电流等，分析时取每天数据的算术平均值，数据截至2014 年7 月。

4.1 地源侧换热量与室外温度的关系该地区冬季空调室外计算温度为-9.9℃，笔者收集了2013 年12 月室外气象参数，并对比了同期室外最低温度与地源侧换热量的关系。

图2 2013 年12 月室外温度与地源侧换热量的关系实际运行数据中有地源侧水流量以及地源侧供回水温差，计算得到的地源侧换热量结果如图2 所示。

从中可以看出，一般情况下地源侧换热量与室外温度成反比，同时也与建筑使用情况有关，如26日与19 日，前者室外温度较低，其地源侧换热量却较小，原因在于前者的使用房间数减少使得热负荷变小。

4.2 室外平均温度与地源侧进、出水温度的关系图3 2013 年8 月室外平均温度与地源侧进、出水温度对比2013 年8 月的室外平均温度与同期地源侧进、出水温度的对比结果如图3 所示。

从中可以看出，一般情况下地源侧进、出水温度与室外平均气温同步变化，且变化幅度小于室外平均气温的变化幅度，另外也与建筑使用情况有关。

2013 年8 月的平均室外温度为27.26℃，而地源侧平均水温为22.68℃，因此夏季工况地源热泵系统优于空气源热泵系统。

图4 2013 年12 月室外平均温度与地源侧进、出水温度对比2013 年12 月的室外平均温度与同期地源侧进、出水温度的对比结果如图4 所示。

从中可以看出，地源侧进、出水温度与室外平均气温同步变化，且变化幅度小于室外平均气温的变化幅度。

2013 年12 月平均室外温度为0.56℃，而地源侧平均水温为6.25℃，因此冬季工况时地源热泵系统远远优于空气源热泵系统。

4.3 蒸发器进出水温差、冷凝器进出水温差与设计温差的关系图5 2013 年12 月蒸发器与冷凝器进出水温差对比图6 2013 年8 月蒸发器与冷凝器进出水温差对比图5、6 分别显示了2013 年12 月和8 月蒸发器与冷凝器进出水温差的对比。

从图5,6 可以看出，无论冬季还是夏季，蒸发器与冷凝器进出水温差都同步变化，且80% 以上时间实际温差都小于设计温差。

2013 年12 月蒸发器进出水平均温差为1.64℃，冷凝器进出水平均温差为4.56℃，设计温差均为5℃，这样冷凝器水泵浪费了8.8% 的电能，冷凝器水泵功率为110kW，按运行1 个月(31d，每天运行10h，电价1 元/(kW·h)) 进行计算，仅仅12 月就浪费了2728 元电费；蒸发器水泵浪费了67% 的电能，蒸发器水泵功率为74kW，12 月浪费了15370 元电费。

2013 年8 月，冷凝器进出水平均温差为3.5℃，蒸发器进出水平均温差为4.68℃，设计温差均为5℃，冷凝器水泵浪费了30% 的电能，8 月浪费了10230元电费；蒸发器水泵浪费了6.4% 的电能，8 月浪费了1468 元电费。

由以上分析可以看出，在地源热泵系统中定流量运行存在着较大的浪费，建议采取定温差方式运行。

5 结论（1）浅层岩土体温度受室外空气温度影响较大，深层岩土体温度受室外空气温度影响较小，寒冷地区冬季土壤温度维持在15.48℃左右；（2）寒冷地区办公建筑采用地源热泵系统时，需进行冷热负荷平衡计算，必要时采取辅助冷热源形式；（3）地源侧换热量随着室外温度的变化而变化，且与建筑使用情况有关；（4）寒冷地区地源热泵系统冬、夏季工况均优于空气源热泵系统；（5）地源热泵冷凝器与蒸发器进出水温差在运行过程中通常小于设计温差，造成水泵能耗偏高。

建议采用定温差、水泵变频调节的控制方式。