CN104976839A - 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 - Google Patents

Abstract

本发明公开了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，方法包括：根据系统中输送水泵模型、样本参数，分别得到各模式对应的功耗；根据系统中蓄水池结构参数，分别得到负荷率、运行时间、水源侧入口切换温度和混水比对应的热泵机组水源侧入口温度；再根据热泵机组模型、样本参数、热泵机组水源侧入口温度，确定热泵机组功耗、制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i；确定地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR_sysi；确定节约系统功耗W_1-2、W_1-3、W_1-2，对比后确定其所对应的运行模式为水源侧节能运行的切换模式。系统包括通过水泵相互连通的热泵机组和蓄水池，还包括通过潜水泵与蓄水池相连通的抽水井和回灌井。本发明在减小回灌荷载的前提下使得热泵系统运行更加节能。

Description

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

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

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。

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。

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。

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

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。

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。

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：

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C_operi下运行时，各模式对应的潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，其中，i＝1,2,3；

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C_operi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；

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t_i，确定在不同运行模式C_operi下运行时热泵机组功耗W_b,i、制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i；

步骤4：根据步骤3得到的热泵机组功耗W_b,i、制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i和步骤1得到的潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，确定在不同运行模式C_operi下的地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR_sysi；

步骤5：将步骤4得到的不同运行模式C_operi中的模式C_oper1的地下水源热泵系统能量消耗率ECR_sys1分别与不同运行模式C_operi中的模式C_oper2和模式C_oper3得到的地下水源热泵系统能量消耗率ECR_sys2、ECR_sys3对比，确定模式C_oper2相对于模式C_oper1获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2，及模式C_oper3相对于模式C_oper1获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-3；

步骤6：根据步骤5获得的模式C_oper2相对于模式C_oper1得到单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2，及模式C_oper3相对于模式C_oper1得到单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-3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。

本方法进一步的特征在于：

所述步骤1-5中，不同运行模式C_operi中的模式C_oper1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C_operi中的模式C_oper2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_operi中的模式C_oper3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，(1-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。

所述步骤1中，得到潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，通过下述方式实现：

(1a)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N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i通过下式确定：

$N=\frac{\mathrm{\γ}HM}{1000{\mathrm{\η}}_p}$

其中：M为水泵流量，m³/s；H为水泵扬程，m；γ为容重，N/m³；η_p为水泵内部效率；

(1b)潜水泵为变频泵，根据变频后的电动机效率η_m、变频器效率η_VFD和水泵变频后的内部效率η′_p关系得到潜水泵的功耗N_sp,i：

$N_{sp,i}=\frac{x^{3}N}{{\mathrm{\η}}_{VFD}{\mathrm{\η}}_m{\mathrm{\η}}_p^{\′}}=\frac{x^3\mathrm{\γ}HM}{3600\×1000\×{\mathrm{\η}}_{VFD}{\mathrm{\η}}_m{\mathrm{\η}}_p^{\′}}$

其中：x—电机的相对转速；

(1c)上述变频器效率η_VFD通过电机的相对转速得到：

η_VFD＝f+gx+hx²+kx³；

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；

(1d)上述电动机效率η_m通过电机的相对转速得到：

η_m＝p(1-e^zx)

式中，p、z分别为压力比关于电动机效率变化的拟合系数；

(1e)上述水泵变频后的内部效率η′_p通过电机的相对转速得到：

${{\mathrm{\η}}^{,}}_p=\frac{100{\mathrm{\η}}_p}{{\mathrm{\η}}_p+(100-{\mathrm{\η}}_p){\left(\frac{1}{x}\right)}^{0.17}}.$

所述步骤3中，确定在不同运行模式C_operi下运行时热泵机组耗功W_b,i和制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i，通过下述方式实现：

(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Q′_e,i和冷凝器换热量Q′_c,i；

Q′_e,i＝M_r(h₁-h₄)

Q′_c,i＝M_r(h₂-h₃)＝Q′_e,i+W_b,i

其中：M_r为任意工况下制冷剂质量流量，kg/s；h₁为吸气状态的比焓kJ/kg；h₂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；h₄液态制冷剂在蒸发器入口处焓值，kJ/kg；W_b,i为热泵机组在部分负荷下的功耗，kW；

(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W_b,i；

$W_{b,i}=qM\frac{W_{epr}}{{\mathrm{\η}}_b}$

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；w_epr为单位质量流量制冷剂的功耗，kW；η_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；

(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；

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；M₀为额定工况下满负荷运行时制冷剂的质量流量，kg/s；ν₁为压缩机满负荷运行时吸气口的比体积，m³/kg；ν_1′为任意工况下压缩机吸气口的比体积，m³/kg；η_v、η_v0分别为任意工况和额定工况下的容积效率；

(3d)上述容积效率η_v、η_v0根据其与压力比的关系获得；

${\mathrm{\η}}_v=\frac{D\mathrm{\π}+E}{100}$

其中：π为压力比；

(3e)上述单位质量流量制冷剂的功耗量w_epr，通过下式获得；

$W_{epr}=\frac{h_2-h_1}{{\mathrm{\η}}_s{\mathrm{\η}}_g}$

其中：η_s为压缩机的等熵效率；η_g为考虑每台制冷压缩机的个体差异引入的修正系数；

(3f)上述等熵效率η_s根据其与压力比π的关系获得；

${\mathrm{\η}}_s=\frac{{\mathrm{a\π}}^4+{\mathrm{b\π}}^3-{\mathrm{c\π}}^2+d\mathrm{\π}+c}{100}$

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；

(3g)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″_c,i；

Q″_c,i＝M_cc_p(t_c,out-t_c,in)＝F_RcK_cA_c(t_k-t_c,in)

其中：M_c为进出冷凝器管程的水的质量流量，kg/s；t_c,in、t_c,out分别为进出冷凝器侧水的进出口温度，℃；K_c为冷凝器的传热系数，kW/(m²·K)；A_c为冷凝器的换热面积，m²；t_k为冷凝温度，℃；F_Rc为系数,c_p为定压比热，kJ/(kg·℃)；

(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″_e,i；

Q″_e,i＝M_ec_p(t_e,in-t_e,out)＝F_ReK_eA_e(t_e,in-t₀)

其中：M_e为进出蒸发器水的质量流量，kg/s；t_e,in、t_e,out分别为进出蒸发器侧水的进出口温度，℃；K_e为蒸发器的传热系数，kW/(m²·K)；A_e为蒸发器的换热面积，m²；t₀为蒸发温度，℃；

F_Re为系数, $F_{\mathrm{Re}}=\frac{M_e{c}_p}{K_e{A}_e}\[1-\exp (-\frac{K_e{A}_e}{M_e{c}_p})\];$

(3i)上述冷凝器传热系数K_c、蒸发器传热系数K_e用制冷剂侧和水侧的流量进行修正；

$K={\[R_{r0}{\left(\frac{M_r}{M_{r0}}\right)}^{\mathrm{\β}}+R_{\mathrm{\δ}}+R_{w0}{\left(\frac{M_w}{M_{w0}}\right)}^{\mathrm{\γ}}\]}^{-1}$

其中：R_r0为额定工况下制冷剂侧的传热热阻，m²·℃/kW；R_δ为管壁的导热热阻，可近似假设R_δ为0，m²·℃/kW；R_w0为额定工况下水侧的传热热阻，近似假设R_r0＝R_w0，m²·℃/kW；M_r、M_w分别为实际工况下制冷剂流量和水流量，kg/s；M_r0、M_w0分别为额定工况下制冷剂质量流量和水流量，kg/s；β、γ为识别参数；

(3j)通过对(3a)、(3b)、(3g)、(3h)的计算结果联立，得到不同工况冷凝温度t_k和蒸发温度t₀关于冷凝器侧入口温度t_ci/蒸发器侧入口温度t_ei和负荷率q的关系；

t_k＝A₁t_ci+B₁t_ei+C₁q

t₀＝A₂t_ci+B₂t_ei+C₂q

其中：A₁、B₁、C₁分别为冷凝器侧/蒸发器侧进水温度t_c,in/t_e,in和负荷率q关于热泵机组冷凝温度变化的拟合系数；A₂、B₂、C₂分别为冷凝器侧/蒸发器侧进水温度t_c,in/t_e,in和负荷率q关于热泵机组蒸发温度变化的拟合系数；

(3k)输入直供直排模式C_oper1、循环置换模式C_oper2、混水置换模式C_oper2的热泵机组水源侧入口温度t_i和负荷率q到步骤(3j)得到的关系式中，再代入步骤(3b)中得到制冷循环模型求得压缩过程的耗功量W_b,i，代入步骤(3g)、(3h)中得到冷凝器换热量Q′_c,i和蒸发器换热量Q′_e,i。

所述步骤(3k)中，热泵机组水源侧入口温度t_i，在夏季工况t_i为t_c,in，冬季工况t_i为t_e,in。

所述步骤(3a)、步骤(3g)、步骤(3h)中，制冷循环的蒸发器换热量Q′_e,i等于制冷剂在蒸发器中的换热量Q″_e,i，制冷循环的冷凝器换热量Q′_c,i等于制冷剂在冷凝器中的换热量Q″_c,i；夏季工况蒸发器换热量Q′_e,i等于制冷量Q_e,i，冬季工况冷凝器换热量Q′_c,i等于制热量Q_c,i。

所述步骤4中，确定不同运行模式C_operi下的地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR_sysi，通过下述方式实现：

${\mathrm{ECR}}_{sysi}=\frac{W_b+N_{sp}+N_{mp}+N_{cp}}{Q};$

其中：Q为热泵机组制热量Q_c,i或制冷量Q_e,i，热泵机组制热量Q_c,i也即冷凝器换热量Q′_c,i，热泵机组制冷量Q_e,i也即蒸发器换热量Q′_e,i；N_cp为负荷侧循环水泵的耗功率，kW；N_mp为水源侧循环水泵的耗功率，kW；N_sp为潜水泵的耗功率，kW。

所述步骤5中，确定获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2和W_1-3，通过下述方式实现：

$W_{1-i}={\mathrm{ECR}}_{sys1}\×\mathrm{\τ}-\mathrm{\Σ}\∫{\mathrm{ECR}}_{sysi}d\mathrm{\τ},(i=2,3)$

其中：ECR_sys1为直供直排模式的系统能量消耗率；ECR_sys2为循环置换模式的系统能量消耗率；ECR_sys3为混水置换模式的系统能量消耗率。

本发明的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵系统，包括通过热泵机组供水管与蓄水池相连的热泵机组，热泵机组的输出管线上设有用户侧循环水泵，热泵机组与蓄水池相连的管线上设有水源侧混水泵，所述蓄水池通过有水井侧供水管连接潜水泵至抽水井，水井侧供水管上设有旋流除砂器；所述热泵机组分别通过热泵机组回水管连接电动温控阀，电动温控阀一路通过蓄水池回水管连通蓄水池，一路通过水井侧回灌水管连通回灌井。

本系统进一步的特征在于：

所述电动温控阀和热泵机组供水管上设有温度传感器。

本发明的有益效果在于：通过给地下水源热泵系统加设蓄水池和电动温控阀，在保证机组正常运行的前提下，可控制换热后的地下水返回蓄水池，由此节省了地下水的抽、回灌水量，缓解了地下水的回灌压力。同时根据水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵协同优化方法，确定不同负荷率下的优化运行模式和切换温度，使得热泵机组和潜水泵协同工作，保证系统在节能工况下运行。

附图说明

图1为本发明系统结构流程图。

图2为本发明蓄水池水管布置示意图。

图3为本发明模式切换方法及电动温控阀设定温度计算框图。

图4为实施例1在25％负荷率的循环置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图5为实施例1在50％负荷率的循环置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图6为实施例1在75％负荷率的循环置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图7为实施例1在75％负荷率的混水置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图8为实施例1在100％负荷率的混水置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图9为实施例2在25％负荷率的循环置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图10为实施例2在50％负荷率的循环置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图11为实施例2在50％负荷率的混水置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图12为实施例2在75％负荷率的混水置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图13为实施例2在100％负荷率的混水置换模式热泵系统ECR_sys对比值。

图中：1、抽水井；2、潜水泵；3、水井侧供水管；4、除砂器；5、水源侧混水泵；6、热泵机组供水管；7、温度传感器；8、热泵机组回水管；9、电动温控阀；10、蓄水池回水管；11、蓄水池；12、水井侧回灌水管；13、回灌井；14、用户侧循环水泵；15、热泵机组；16、隔壁。

具体实施方式

下面结合附图对本发明作进一步的详细说明。

如图1所示，该带有电动调节阀和蓄水池的地下水源热泵系统，包括通过热泵机组供水管6与蓄水池11相连的热泵机组15，热泵机组15的输出管线上设有用户侧循环水泵14，热泵机组15与蓄水池11相连的管线上设有水源侧混水泵5，所述蓄水池11通过有水井侧供水管3连接潜水泵2至抽水井1，水井侧供水管3上设有旋流除砂器4；所述热泵机组15分别通过热泵机组回水管8连接电动温控阀9，电动温控阀9一路通过蓄水池回水管10连通蓄水池11，一路通过水井侧回灌水管12连通回灌井13。其中，电动温控阀9和热泵机组供水管6上设有温度传感器7。

采用循环置换模式时，针对该蓄水池11，可在机组运行前只开启潜水泵2，地下水流经旋流除砂器4提前对蓄水池11蓄水，直至达到设定的最高水位，之后关闭潜水泵2。开启循环置换模式，电动温控阀9设定某一温度，当温度传感器7测得的进入热泵机组15换热的供水温度低于(夏季)或高于(冬季)此温度时，电动温控阀9动作，关闭水井侧回灌水管12的通路，使得回水全部流入蓄水池回水管10并进入蓄水池11，不回灌，直到温度传感器7测得的热泵机组供水管6供水温度高于(夏季)或低于(冬季)设定温度时开始置换，电动温控阀9动作，控制部分的回水流入蓄水池回水管10并进入蓄水池11，剩余部分回水通过水井侧回灌水管12回灌，这时蓄水池11的液位开始下降，直到下降到设定的最低液位时开启潜水泵2，将地下水抽入蓄水池11，使得水位又上升到初始液位时关闭潜水泵，继而开始下一周期的循环置换模式。

采用混水置换模式时，机组运行混水置换模式时进入热泵机组15换热的水是从抽水井1抽上来的地下水和一部分热泵机组15的回水在蓄水池11中混合后的水，之后经水源侧混水泵5提升后进入热泵机组15换热，再流入热泵机组回水管8。同样的，电动温控阀9设定某一温度，当温度传感器7测得的进入热泵机组15换热的供水管6温度低于(夏季)或高于(冬季)此温度时，电动温控阀9动作进行分流，一部分通过水井侧回灌水管12排入回灌井13中，另一部分通过蓄水池回水管10返回到蓄水池11中与从抽水井1中抽上来的地下水进行混合，混合后的水经水源侧混水泵5再进入热泵机组15换热。直到温度传感器7测得的热泵机组供水管6供水温度高于(夏季)或低于(冬季)设定温度时开始置换，电动温控阀9动作，控制部分的回水流入蓄水池回水管10并进入蓄水池11，剩余部分回水通过水井侧回灌水管12回灌，这时蓄水池11的液位开始下降，直到下降到设定的最低液位时开启潜水泵2，将地下水抽入蓄水池11，使得水位又上升到初始液位时关闭潜水泵，继而开始下一周期的混水置换模式。

混水置换模式通过电动温控阀9根据不同负荷率对蓄水池回水管10和水井侧回灌水管12的流量进行分配，分配比例即为混水比，会影响进入热泵机组15的水温，从而影响热泵机组能效，不同负荷率对应不同的分配比例。混水比的大小需要根据热泵系统能效比和回灌情况进行综合考虑，同时也要兼顾混水泵的变频能力。

如蓄水池水管布置示意图(见图2)所示，通常为了减小蓄水池的占地面积，增加地下水混合流道长度，需要在水池中间位置设置一个隔壁16，使得蓄水池回水管10的水或水井侧供水管3的水与水池中的蓄水混合后，绕过隔壁到达蓄水池出水口，由水源侧混水泵抽入热泵机组供水管6中。

下面结合方法流程图(见图3)对水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵系统方法步骤作进一步的详细说明：

一种水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法中，包括下述步骤：

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C_operi下运行时，各模式对应的潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，其中，i＝1,2,3。

其中，得到潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，通过下述方式实现：

(1a)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N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i通过下式确定：

$N=\frac{\mathrm{\γ}HM}{1000{\mathrm{\η}}_p}$

其中：M为水泵流量，m³/s；H为水泵扬程，m；γ为容重，N/m³；η_p为水泵内部效率；

(1b)潜水泵为变频泵，根据变频后的电动机效率η_m、变频器效率η_VFD和水泵变频后的内部效率η′_p关系得到潜水泵的功耗N_sp,i：

$N_{sp,i}=\frac{x^{3}N}{{\mathrm{\η}}_{VFD}{\mathrm{\η}}_m{\mathrm{\η}}_p^{\′}}=\frac{x^3\mathrm{\γ}HM}{3600\×1000\×{\mathrm{\η}}_{VFD}{\mathrm{\η}}_m{\mathrm{\η}}_p^{\′}}$

其中：x—电机的相对转速；

(1c)上述变频器效率η_VFD通过电机的相对转速得到：

η_VFD＝f+gx+hx²+kx³；

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；

(1d)上述电动机效率η_m通过电机的相对转速得到：

η_m＝p(1-e^zx)

式中，p、z分别为压力比关于电动机效率变化的拟合系数；

(1e)上述水泵变频后的内部效率η′_p通过电机的相对转速得到：

${{\mathrm{\η}}^{,}}_p=\frac{100{\mathrm{\η}}_p}{{\mathrm{\η}}_p+(100-{\mathrm{\η}}_p){\left(\frac{1}{x}\right)}^{0.17}}.$

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C_operi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。

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t_i，确定在不同运行模式C_operi下运行时热泵机组功耗W_b,i、制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i。

其中，确定在不同运行模式C_operi下运行时热泵机组耗功W_b,i和制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i，通过下述方式实现：

(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Q′_e,i和冷凝器换热量Q′_c,i；

Q′_e,i＝M_r(h₁-h₄)

Q′_c,i＝M_r(h₂-h₃)＝Q′_e,i+W_b,i

其中：M_r为任意工况下制冷剂质量流量，kg/s；h₁为吸气状态的比焓kJ/kg；h₂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；h₄液态制冷剂在蒸发器入口处焓值，kJ/kg；W_b,i为热泵机组在部分负荷下的功耗，kW；

(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W_b,i；

$W_{b,i}=qM\frac{W_{epr}}{{\mathrm{\η}}_b}$

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；w_epr为单位质量流量制冷剂的功耗，kW；η_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；

(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；

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；M₀为额定工况下满负荷运行时制冷剂的质量流量，kg/s；ν₁为压缩机满负荷运行时吸气口的比体积，m³/kg；ν_1′为任意工况下压缩机吸气口的比体积，m³/kg；η_v、η_v0分别为任意工况和额定工况下的容积效率；

(3d)上述容积效率η_v、η_v0根据其与压力比的关系获得；

${\mathrm{\η}}_v=\frac{D\mathrm{\π}+E}{100}$

其中：π为压力比；

(3e)上述单位质量流量制冷剂的功耗量w_epr，通过下式获得；

$W_{epr}=\frac{h_2-h_1}{{\mathrm{\η}}_s{\mathrm{\η}}_g}$

其中：η_s为压缩机的等熵效率；η_g为考虑每台制冷压缩机的个体差异引入的修正系数；

(3f)上述等熵效率η_s根据其与压力比π的关系获得；

${\mathrm{\η}}_s=\frac{{\mathrm{a\π}}^4+{\mathrm{b\π}}^3-{\mathrm{c\π}}^2+d\mathrm{\π}+e}{100}$

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；

(3g)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″_c,i；

Q″_c,i＝M_cc_p(t_c,out-t_c,in)＝F_RcK_cA_c(t_k-t_c,in)

其中：M_c为进出冷凝器管程的水的质量流量，kg/s；t_c,in、t_c,out分别为进出冷凝器侧水的进出口温度，℃；K_c为冷凝器的传热系数，kW/(m²·K)；A_c为冷凝器的换热面积，m²；t_k为冷凝温度，℃；F_Rc为系数,c_p为定压比热，kJ/(kg·℃)；

(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″_e,i；

Q″_e,i＝M_ec_p(t_e,in-t_e,out)＝F_ReK_eA_e(t_e,in-t₀)

其中：M_e为进出蒸发器水的质量流量，kg/s；t_e,in、t_e,out分别为进出蒸发器侧水的进出口温度，℃；K_e为蒸发器的传热系数，kW/(m²·K)；A_e为蒸发器的换热面积，m²；t₀为蒸发温度，℃；F_Re为系数, $F_{\mathrm{Re}}=\frac{M_e{c}_p}{K_e{A}_e}\[1-\exp (-\frac{K_e{A}_e}{M_e{c}_p})\];$

(3i)上述冷凝器传热系数K_c、蒸发器传热系数K_e用制冷剂侧和水侧的流量进行修正；

$K={\[R_{r0}{\left(\frac{M_r}{M_{r0}}\right)}^{\mathrm{\β}}+R_{\mathrm{\δ}}+R_{w0}{\left(\frac{M_w}{M_{w0}}\right)}^{\mathrm{\γ}}\]}^{-1}$

其中：R_r0为额定工况下制冷剂侧的传热热阻，m²·℃/kW；R_δ为管壁的导热热阻，可近似假设R_δ为0，m²·℃/kW；R_w0为额定工况下水侧的传热热阻，近似假设R_r0＝R_w0，m²·℃/kW；M_r、M_w分别为实际工况下制冷剂流量和水流量，kg/s；M_r0、M_w0分别为额定工况下制冷剂质量流量和水流量，kg/s；β、γ为识别参数；

(3j)通过对(3a)、(3b)、(3g)、(3h)的计算结果联立，得到不同工况冷凝温度t_k和蒸发温度t₀关于冷凝器侧入口温度t_ci/蒸发器侧入口温度t_ei和负荷率q的关系；

t_k＝A₁t_ci+B₁t_ei+C₁q

t₀＝A₂t_ci+B₂t_ei+C₂q

其中：A₁、B₁、C₁分别为冷凝器侧/蒸发器侧进水温度t_c,in/t_e,in和负荷率q关于热泵机组冷凝温度变化的拟合系数；A₂、B₂、C₂分别为冷凝器侧/蒸发器侧进水温度t_c,in/t_e,in和负荷率q关于热泵机组蒸发温度变化的拟合系数；

(3k)输入直供直排模式C_oper1、循环置换模式C_oper2、混水置换模式C_oper2的热泵机组水源侧入口温度t_i和负荷率q到步骤(3j)得到的关系式中，再代入步骤(3b)中得到制冷循环模型求得压缩过程的耗功量W_b,i，代入步骤(3g)、(3h)中得到冷凝器换热量Q′_c,i和蒸发器换热量Q′_e,i。

所述步骤(3k)中，热泵机组水源侧入口温度t_i，在夏季工况t_i为t_c,in，冬季工况t_i为t_e,in。

所述步骤(3a)、步骤(3g)、步骤(3h)中，制冷循环的蒸发器换热量Q′_e,i等于制冷剂在蒸发器中的换热量Q″_e,i，制冷循环的冷凝器换热量Q′_c,i等于制冷剂在冷凝器中的换热量Q″_c,i；夏季工况蒸发器换热量Q′_e,i等于制冷量Q_e,i，冬季工况冷凝器换热量Q′_c,i等于制热量Q_c,i。

步骤4：根据步骤3得到的热泵机组功耗W_b,i、制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i和步骤1得到的潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，确定在不同运行模式C_operi下的地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR_sysi；

其中，确定不同运行模式C_operi下的地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR_sysi，通过下述方式实现：

${\mathrm{ECR}}_{sysi}=\frac{W_b+N_{sp}+N_{mp}+N_{cp}}{Q};$

其中：Q为热泵机组制热量Q_c,i或制冷量Q_e,i，热泵机组制热量Q_c,i也即冷凝器换热量Q′_c,i，热泵机组制冷量Q_e,i也即蒸发器换热量Q′_e,i；N_cp为负荷侧循环水泵的耗功率，kW；N_mp为水源侧循环水泵的耗功率，kW；N_sp为潜水泵的耗功率，kW。

步骤5：将步骤4得到的不同运行模式C_operi中的模式C_oper1的地下水源热泵系统能量消耗率ECR_sys1分别与不同运行模式C_operi中的模式C_oper2和模式C_oper3得到的地下水源热泵系统能量消耗率ECR_sys2、ECR_sys3对比，确定模式C_oper2相对于模式C_oper1获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2，及模式C_oper3相对于模式C_oper1获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-3；

其中，确定获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2和W_1-3，通过下述方式实现：

$W_{1-i}={\mathrm{ECR}}_{sys1}\×\mathrm{\τ}-\mathrm{\Σ}\∫{\mathrm{ECR}}_{sysi}d\mathrm{\τ},(i=2,3)$

其中：ECR_sys1为直供直排模式的系统能量消耗率；ECR_sys2为循环置换模式的系统能量消耗率；ECR_sys3为混水置换模式的系统能量消耗率。

步骤1-5中，不同运行模式C_operi中的模式C_oper1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C_operi中的模式C_oper2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_operi中的模式C_oper3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，(1-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。

步骤6：根据步骤5获得的模式C_oper2相对于模式C_oper1得到单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2，及模式C_oper3相对于模式C_oper1得到单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-3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。

下面给出具体实施例来进一步说明本发明效果。

实施例1

本实施例主要说明了在夏季制冷工况下，本发明水源侧节能运行模式的确定及运行工况的调节过程：

(1)设定制冷能力为1244kW，制冷额定功率为214kW，制冷系数COP为5.81，冷凝器换热面积53.3m²，蒸发器换热面积为68m²的水源热泵机组。

(2)负荷侧循环水泵和水源侧循环水泵是定流量运行，空调水流量为240m³/h，水源侧流量为85m³/h，潜水泵置换流量为155m³/h。用户侧循环泵、混水泵额定功率分别为42kW、10kW。潜水泵变频设置，功率与流量的对应关系如下表1:

表1 潜水泵变频功率—流量关系

(3)地下水抽水量为45kg/s，蓄水池容积为有效容积为500m³，最高液位3.2m，最低2.2m。

(4)初始时刻t_c,in＝14.9℃，混水比α选择0.3、0.4和0.5。

(5)以减轻30％回灌水量为目标，即置换时的混水比为0.3。

(6)变频器效率η_VFD的拟合系数见表2：

表2 变频器效率的拟合系数

(7)电动机效率η_m的拟合系数见表3：

表3 电动机效率的拟合系数

(8)压缩机容积效率η_v/η_v0的拟合系数见表4：

表4 压缩机容积效率变化的拟合系数

(9)压缩机等熵效率η_s的拟合系数见表5：

表5 压缩机等熵效率的拟合系数

(10)对传热系数K_e/K_c进行修正时的识别参数β取-0.6637，γ取-0.6101。

(11)考虑压缩机个体差异引入的参数η_g取1.03。

如上所述，通过本发明方法的使用，得到不同负荷率和电动温控阀切换温度对应的循环置换模式热泵系统ECR_sys,并将其与传统直供直排模式的ECR_sys绘制于图4、图5、图6中。图中，直线代表传统直供直排模式模式，曲线代表循环置换模式。曲线在直线以下为循环过程，ECR_sys呈逐渐上升的趋势，此时潜水泵是未开启的，待温度达到切换温度时切换到置换模式，潜水泵开启，因此在切换温度处曲线有一个跳跃，曲线转换到直线以上，待到置换过程结束开始下一周期的循环置换模式。曲线在直线以下表示此时的工况与传统模式相比是节能的，反之，曲线在直线以上表示此时的工况与传统模式相比是多耗能的。那么由曲线与直线围成的面积就为获得单位制冷量所节约的系统功耗W_1-i(用正值表示)或多消耗的系统功耗(用负值表示)。而当切换温度不同时，围成的面积也发生相应的变化。

负荷率为25％、50％和75％，不同切换温度的循环置换模式系统功耗节能量W_1-2绘制如表6。

表6 循环置换模式系统功耗节能量W_1-2计算值

可知，负荷率为25％时随着切换温度的上升，W_1-2呈上升趋势，在28℃时达到最大值0.561，因此认为在25％时的最优切换温度为28℃。50％时W在20℃时值为0.018，而在其余切换温度下为负值，因此最优切换温度为20℃。而负荷率为75％时运行循环置换模式，冷却水入口温度上升太快，不论切换温度设置在何处W值都为负，因此在75％时将运行模式变更为混水置换模式。

同样，得到不同负荷率和电动温控阀切换温度对应的混水置换模式热泵系统ECR_sys，并将其与传统直供直排模式的ECR_sys绘制于图7、图8。

将负荷率为75％和100％，不同混水比的混水置换模式系统功耗节能量W_1-3值绘制如表7。

表7 混水置换模式系统功耗节能量W_1-3计算值

由表知，负荷率为75％时，混水比为0.3的W_1-3最大，混水比取0.3。负荷率为100％时，无论混水比设定值取多少，整个系统都是多消耗能量的，因此在该模式下最优混水比为能量消耗最小的0.3。

由此给出具有蓄混水装置的地下水源热泵系统夏季优化运行模式：在25％和50％时选择循环置换模式，在75％和100％时选择混水置换模式。负荷率为25％的最优切换温度为28℃，负荷率为50％的最优切换温度为20℃，负荷率为75％和100％时的最佳混水比为0.3，最优切换温度为19℃。

负荷低于50％时采用循环置换模式，在机组运行前开启潜水泵，对蓄混水池蓄水，直至达到最高水位3.2m，之后关闭潜水泵。开启循环置换模式，电动温控阀设定温度负荷率为25％为28℃，负荷率为50％为20℃，当温度传感器测得的进入热泵机组换热的供水温度低于28/20℃时，电动温控阀控制关闭水井侧回灌水管的通路，回水全部流入蓄水池回水管并进入蓄水池，如此循环。当温度传感器测得的热泵机组供水温度高于28/20℃时开始置换，电动温控阀动作，使得30％的回水流入蓄混水池，70％的回水通过回灌水管进行回灌。此时蓄混水池的液位开始下降，直到下降到2.2m时开启潜水泵，将地下水抽入蓄水池，使得水位又上升到3.2m时关闭潜水泵，电动调节阀再动作，切换到混水过程，继而进入下一周期的循环置换模式。

当负荷高于50％时采用混水置换模式，混水比设定为0.3，电动温控阀的设定温度，75％负荷率取20℃，100％负荷率取19℃，当温度传感器测得的进入热泵机组换热的供水温度低于20/19℃时，电动温控阀动作控制30％的回水通过水井侧回灌水管排入回灌井，剩余70％返回到蓄混水池中与池中的水进行混合，混合后的水经水源侧混水泵再进入热泵机组换热。直到温度传感器测得的热泵机组供水温度高于20/19℃时开始置换，依然保持30％的回水流入蓄混水池，70％的回水通过回灌水管进行回灌。此时蓄混水池的液位开始下降，直到下降到2.2m时开启潜水泵，将地下水抽入蓄水池，使得水位又上升到3.2m时关闭潜水泵，电动调节阀再动作，切换到混水过程，继而进入下一周期的混水置换模式。

根据该小区住宅建筑全年冷负荷分布频数统计结果，供冷季共2232h，其中负荷率在30％以下占49％，负荷率在30％-60％占32.1％，负荷率在60％-80％占15.8％，负荷率在80％-100％占3.1％，则通过本发明方法确定出的电动温控阀调节温度来控制地下水源热泵系统水源侧夏季的运行模式，在整个夏季运行期内可以达到节电9.75％效果。

实施例2

本实施例主要为了说明在冬季制热时，本发明水源侧节能运行模式的确定及运行工况的调节过程：

(1)设定制热能力为1362kW，制热额定功率为282kW，冷凝器换热面积53.3m²，蒸发器换热面积为68m²的水源热泵机组。

(2)负荷侧循环水泵和水源侧循环水泵是定流量运行，空调水流量为290m³/h，水源侧流量为85m³/h，潜水泵置换流量为155m³/h。用户侧循环泵、混水泵额定功率分别为42kW、10kW。潜水泵变频设置，功率与流量的对应关系如下表8:

表8 潜水泵变频功率—流量关系

(3)地下水抽水量为45kg/s，蓄水池容积为有效容积为500m³，最高液位3.2m，最低2.2m。

(4)初始时刻t_e,in＝15.2℃，混水比选择0.3、0.4和0.5，在冬季制热工况的模拟中，需要特别注意的是当冷冻水的出口温度过低时机组则不能正常工作，根据现场实测的结果显示冷冻水的出口温度极限值到达过5.5℃，因此以该温度作为参考。

(5)以减轻30％回灌水量为目标，即置换时的混水比为0.3。

(6)变频器效率η_VFD的拟合系数见表2：

(7)电动机效率η_m的拟合系数见表3：

(8)压缩机容积效率η_v/η_v0的拟合系数见表4。

(9)压缩机等熵效率η_s的拟合系数见表5。

(10)对传热系数K_e/K_c进行修正时的识别参数β取-0.6637，γ取-0.6101。

(11)考虑压缩机个体差异引入的参数η_g取1.03。

如上所述，通过本发明方法的使用，得到不同负荷率和电动温控阀切换温度对应的循环置换模式热泵系统ECR_sys,并将其与传统直供直排模式的ECR_sys绘制于图9、图10、图11中。

负荷率为25％、50％，不同切换温度的循环置换模式系统功耗节能量W_1-2绘制如表9。

表9 循环置换模式系统功耗节能量W_1-2计算值

可知，负荷率为25％时随着切换温度的下降，W_1-2呈上升趋势，在11℃时达到最大值0.3508，而到10℃时又有所降低，因此认为在25％时的最优切换温度为11℃。而负荷率为50％时运行循环置换模式，冷冻水入口温度下降太快，不论切换温度设置在何处W值都为负，因此在50％时将运行模式变更为混水置换模式。

同样，得到不同负荷率和电动温控阀切换温度对应的混水置换模式热泵系统ECR_sys,并将其与传统直供直排模式的ECR_sys绘制于图12、图13。

将负荷率为50％、75％和100％，不同混水比的混水置换模式系统功耗节能量W_1-3值绘制如表10。

表10 混水置换模式系统功耗节能量W_1-3计算值

由表10知，负荷率为50％时，混水比为0.3的W_1-3最大，混水比取0.3。负荷率为75％时，混水比为0.3的W为正，其余混水比下都为负，因此混水比取0.3。负荷率为100％时，无论混水比设定值取多少，整个系统都是多消耗能量的，因此在该模式下最优混水比为能量消耗最小的0.3。

由此给出具有蓄混水装置的地下水源热泵系统冬季优化运行模式：在25％时选择循环置换模式，在50％、75％和100％时选择混水置换模式。负荷率为25％的最优切换温度为11℃，负荷率为50％的最优切换温度为13.5℃，负荷率为75％时的最佳混水比为0.3，最优切换温度为12.8℃，100％的最佳混水比为0.3，最优切换温度为13.5℃。

负荷低于25％时采用循环置换模式，在机组运行前开启潜水泵，对蓄水池蓄水，直至达到最高水位3.2m，之后关闭潜水泵。开启循环置换模式，电动温控阀设定温度为11℃，当温度传感器测得的进入热泵机组换热的供水温度高于11℃时，电动温控阀控制关闭水井侧回灌水管的通路，回水全部流入蓄水池回水管并进入蓄水池，如此循环。当温度传感器测得的热泵机组供水温度低于11℃时开始置换，电动温控阀动作，使得30％的回水流入蓄混水池，70％的回水通过回灌水管进行回灌，蓄水池的液位开始下降，直到下降到2.2m时开启潜水泵，将地下水抽入蓄水池，使得水位又上升到3.2m时关闭潜水泵，继而开始下一周期的循环置换模式。

当负荷高于50％时采用混水置换模式，设定混水比为0.3，电动温控阀设定温度，50％负荷率为13.5℃，75％负荷率为12.8℃，100％负荷率为13.5℃,当温度传感器测得的进入热泵机组换热的供水温度高于13.5/12.8/13.5℃时，电动温控阀动作控制30％的回水通过水井侧回灌水管排入回灌井，剩余70％返回到蓄水池中与池中的水进行混合，混合后的水经水源侧混水泵再进入热泵机组换热。直到温度传感器测得的热泵机组供水温度低于13.5/12.8/13.5℃时开始置换，电动温控阀动作，使得30％的回水流入蓄混水池，70％的回水通过回灌水管进行回灌，这时蓄水池的液位开始下降，直到下降到设定的最低液位2.2m时开启潜水泵，将地下水抽入蓄水池，使得水位又上升到3.2m时关闭潜水泵，继而开始下一周期的混水置换模式。

根据该小区住宅建筑全年热负荷分布频数统计结果，供热季共2880h，其中负荷率在30％以下占47.5％，负荷率在30％-60％占37.68％，负荷率在60％-80％占12.71％，负荷率在80％-100％占3.1％，则通过本发明方法确定出的电动温控阀切换温度来控制地下水源热泵系统水源侧冬季的运行模式，在整个冬季运行期内可以达到节电9.16％的效果。

Claims (10)

1.一种水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，该方法包括下述步骤：

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C_operi下运行时，各模式对应的潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，其中，i=1,2,3；

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C_operi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；

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t_i，确定在不同运行模式C_operi下运行时热泵机组功耗W_b,i、制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i；

步骤4：根据步骤3得到的热泵机组功耗W_b,i、制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i和步骤1得到的潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，确定在不同运行模式C_operi下的地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR_sysi；

步骤5：将步骤4得到的不同运行模式C_operi中的模式C_oper1的地下水源热泵系统能量消耗率ECR_sys1分别与不同运行模式C_operi中的模式C_oper2和模式C_oper3得到的地下水源热泵系统能量消耗率ECR_sys2、ECR_sys3对比，确定模式C_oper2相对于模式C_oper1获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2，及模式C_oper3相对于模式C_oper1获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-3；

步骤6：根据步骤5获得的模式C_oper2相对于模式C_oper1得到单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2，及模式C_oper3相对于模式C_oper1得到单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-3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。

2.根据权利要求1所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，所述步骤1-5中，不同运行模式C_operi中的模式C_oper1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C_operi中的模式C_oper2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_operi中的模式C_oper3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，（1-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。

3.根据权利要求1所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，所述步骤1中，得到潜水泵的功耗N_sp,i、水源侧混水泵功耗N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i，通过下述方式实现：

（1a）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N_mp,i及用户侧循环水泵的功耗N_np,i通过下式确定：

$N=\frac{\mathrm{\γ}HM}{1000{\mathrm{\η}}_p}$

其中：M为水泵流量，m³/s；

H为水泵扬程，m；

γ为容重，N/m³；

η_p为水泵内部效率；

（1b）潜水泵为变频泵，根据变频后的电动机效率η_m、变频器效率η_VFD和水泵变频后的内部效率η′_p关系得到潜水泵的功耗N_sp,i：

其中：x—电机的相对转速；

（1c）上述变频器效率η_VFD通过电机的相对转速得到：

η_VFD＝f+gx+hx²+kx³；

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；

（1d）上述电动机效率η_m通过电机的相对转速得到：

η_m＝p(1-e^zx)

式中，p、z分别为压力比关于电动机效率变化的拟合系数；

（1e）上述水泵变频后的内部效率η′_p通过电机的相对转速得到：

4.根据权利要求1所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，所述步骤3中，确定在不同运行模式C_operi下运行时热泵机组耗功W_b,i和制冷量Q_e,i/制热量Q_c,i，通过下述方式实现：

（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Q′_e,i和冷凝器换热量Q′_c,i；

Q′_e,i＝M_r(h₁-h₄)

Q′_c,i＝M_r(h₂-h₃)＝Q′_e,i+W_b,i

其中：M_r为任意工况下制冷剂质量流量，kg/s；

h₁为吸气状态的比焓kJ/kg；

h₂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；

h₄液态制冷剂在蒸发器入口处焓值，kJ/kg；

W_b,i为热泵机组在部分负荷下的功耗，kW；

（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W_b,i；

$W_{b,i}=qM\frac{W_{epr}}{{\mathrm{\η}}_b}$

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；

w_epr为单位质量流量制冷剂的功耗，kW；

η_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；

（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；

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；

M₀为额定工况下满负荷运行时制冷剂的质量流量，kg/s；

ν₁为压缩机满负荷运行时吸气口的比体积，m³/kg；

ν_1′为任意工况下压缩机吸气口的比体积，m³/kg；

η_v、η_v0分别为任意工况和额定工况下的容积效率；

（3d）上述容积效率η_v、η_v0根据其与压力比的关系获得；

${\mathrm{\η}}_v=\frac{D\mathrm{\π}+E}{100}$

其中：π为压力比；

（3e）上述单位质量流量制冷剂的功耗量w_epr，通过下式获得；

其中：η_s为压缩机的等熵效率；

η_g为考虑每台制冷压缩机的个体差异引入的修正系数；

（3f）上述等熵效率η_s根据其与压力比π的关系获得；

${\mathrm{\η}}_s=\frac{{\mathrm{a\π}}^4+{\mathrm{b\π}}^3-{\mathrm{c\π}}^2+d\mathrm{\π}+e}{100}$

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；

（3g）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″_c,i；

Q″_c,i＝M_cc_p(t_c,out-t_c,in)＝F_RcK_cA_c(t_k-t_c,in)

其中：M_c为进出冷凝器管程的水的质量流量，kg/s；

t_c,in、t_c,out分别为进出冷凝器侧水的进出口温度，℃；

K_c为冷凝器的传热系数，kW/(m²·K)；

A_c为冷凝器的换热面积，m²；

t_k为冷凝温度，℃；

F_Rc为系数, $F_{Rc}=\frac{M_c{c}_p}{K_c{A}_c}\[1-\exp (-\frac{K_c{A}_c}{M_c{c}_p})\];$

c_p为定压比热，kJ/（kg·℃）；

（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″_e,i；

Q″_e,i＝M_ec_p(t_e,in-t_e,out)＝F_ReK_eA_e(t_e,in-t₀)

其中：M_e为进出蒸发器水的质量流量，kg/s；

t_e,in、t_e,out分别为进出蒸发器侧水的进出口温度，℃；

K_e为蒸发器的传热系数，kW/(m²·K)；

A_e为蒸发器的换热面积，m²；

t₀为蒸发温度，℃；

F_Re为系数, $F_{\mathrm{Re}}=\frac{M_e{c}_p}{K_e{A}_e}\[1-\exp (-\frac{K_e{A}_e}{M_e{c}_p})\];$

（3i）上述冷凝器传热系数K_c、蒸发器传热系数K_e用制冷剂侧和水侧的流量进行修正；

$K={\[R_{r0}{\left(\frac{M_r}{M_{r0}}\right)}^{\mathrm{\β}}+R_{\mathrm{\δ}}+R_{w0}{\left(\frac{M_w}{M_{w0}}\right)}^{\mathrm{\γ}}\]}^{-1}$

其中：R_r0为额定工况下制冷剂侧的传热热阻，m²·℃/kW；

R_δ为管壁的导热热阻，可近似假设R_δ为0，m²·℃/kW；

R_w0为额定工况下水侧的传热热阻，近似假设R_r0＝R_w0，m²·℃/kW；

M_r、M_w分别为实际工况下制冷剂流量和水流量，kg/s；

M_r0、M_w0分别为额定工况下制冷剂质量流量和水流量，kg/s；

β、γ为识别参数；

（3j）通过对（3a）、（3b）、（3g）、（3h）的计算结果联立，得到不同工况冷凝温度t_k和蒸发温度t₀关于冷凝器侧入口温度t_ci/蒸发器侧入口温度t_ei和负荷率q的关系；

t_k＝A₁t_ci+B₁t_ei+C₁q

t₀＝A₂t_ci+B₂t_ei+C₂q

其中：A₁、B₁、C₁分别为冷凝器侧/蒸发器侧进水温度t_c,in/t_e,in和负荷率q关于热泵机组冷凝温度变化的拟合系数；

A₂、B₂、C₂分别为冷凝器侧/蒸发器侧进水温度t_c,in/t_e,in和负荷率q关于热泵机组蒸发温度变化的拟合系数；

（3k）输入直供直排模式C_oper1、循环置换模式C_oper2、混水置换模式C_oper2的热泵机组水源侧入口温度t_i和负荷率q到步骤（3j）得到的关系式中，再代入步骤（3b）中得到制冷循环模型求得压缩过程的耗功量W_b,i，代入步骤（3g）、（3h）中得到冷凝器换热量Q′_c,i和蒸发器换热量Q′_e,i。

5.根据权利要求4所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，所述步骤（3k）中，热泵机组水源侧入口温度t_i，在夏季工况t_i为t_c,in，冬季工况t_i为t_e,in。

6.根据权利要求4所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，所述步骤（3a）、步骤（3g）、步骤（3h）中，制冷循环的蒸发器换热量Q′_e,i等于制冷剂在蒸发器中的换热量Q″_e,i，制冷循环的冷凝器换热量Q′_c,i等于制冷剂在冷凝器中的换热量Q″_c,i；夏季工况蒸发器换热量Q′_e,i等于制冷量Q_e,i，冬季工况冷凝器换热量Q′_c,i等于制热量Q_c,i。

7.根据权利要求1所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，所述步骤4中，确定不同运行模式C_operi下的地下水源热泵系统的系统能量消耗率ECR_sysi，通过下述方式实现：

${\mathrm{ECR}}_{sysi}=\frac{W_b+N_{sp}+N_{mp}+N_{cp}}{Q};$

其中：Q为热泵机组制热量Q_c,i或制冷量Q_e,i，热泵机组制热量Q_c,i也即冷凝器换热量Q′_c,i，热泵机组制冷量Q_e,i也即蒸发器换热量Q′_e,i；

N_cp为负荷侧循环水泵的耗功率，kW；

N_mp为水源侧循环水泵的耗功率，kW；

N_sp为潜水泵的耗功率，kW。

8.根据权利要求1所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵方法，其特征在于，所述步骤5中，确定获得单位制冷量/制热量所节约系统功耗W_1-2和W_1-3，通过下述方式实现：

W_1-i＝ECR_sys1×τ-Σ∫ECR_sysidτ    （i=2,3）

其中：ECR_sys1为直供直排模式的系统能量消耗率；

ECR_sys2为循环置换模式的系统能量消耗率；

ECR_sys3为混水置换模式的系统能量消耗率。

9.一种水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵系统，其特征在于，包括通过热泵机组供水管与蓄水池相连的热泵机组，热泵机组的输出管线上设有用户侧循环水泵，热泵机组与蓄水池相连的管线上设有水源侧混水泵，所述蓄水池通过有水井侧供水管连接潜水泵至抽水井，水井侧供水管上设有旋流除砂器；所述热泵机组分别通过热泵机组回水管连接电动温控阀，电动温控阀一路通过蓄水池回水管连通蓄水池，一路通过水井侧回灌水管连通回灌井。

10.根据权利要求9所述的水源侧节能运行模式切换的地下水源热泵系统，其特征在于，所述电动温控阀和热泵机组供水管上设有温度传感器。