CN106196234A - 一种再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，以不同负荷率下再生水源热泵供暖系统能耗最低为目标函数，建立再生水源热泵供暖系统协同优化模型，并确定协同因子；带入已知参数，根据协同优化模型进行计算，得出不同负荷率下的再生水源热泵供暖系统优化解及相应运行方法。该协同优化运行方法能很好满足实际工程的需要，有效减少热泵系统能耗，节省运行费用，便于管理人员操作，具有很好的应用前景。

Description

一种再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法

技术领域

本发明属于水源热泵系统工程技术领域，特别涉及一种再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法。

背景技术

再生水源热泵是一种高效节能系统。再生水中蕴含了大量的低品位热能，环境友好，水量稳定，在冬季提取再生水中的热量用于建筑物供暖，能够有效减少环境污染并适当缓解能源缺乏的现状。

随着再生水源热泵系统应用数量的增多，由于缺乏对热泵系统协同优化的认识，导致运行管理不当和能源浪费的现象也逐渐引起重视。目前，在应用再生水源热泵系统时，运行人员往往只考虑优化输配系统能耗或热泵主机能耗，但再生水源热泵供暖系统是一个由多个子系统组成的复杂系统；同时，大多数运行时间均在非设计工况下工作，单纯考虑某一设备或子系统对其进行能耗优化并不能表示热泵系统能耗达到最低，因此，为了降低热泵系统能耗，必须对各子系统进行协同优化。

在现有应用中，为了在满足不同用户需求的同时降低系统能耗，需要对热泵系统的多个参数进行控制调节，但操作难度较大且节能效果不明显。热泵系统中的水源侧输配系统和热泵机组耗能较大，且两者能耗存在此消彼长的关系，故水源侧输配系统和热泵机组之间存在一个协同因子，再生水源热泵供暖系统协同优化运行的目标就是找到协同因子，并以降低热泵系统能耗为目标，确定不同负荷率下协同因子的数值。

发明内容

针对目前再生水源热泵供暖系统难以实现协同优化、运行能耗较高的问题，本发明的目的是提供一种通用的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，在满足不同用户末端负荷需求的同时，使整个再生水源热泵供暖系统能耗达到最低，实现系统的整体最优化运行。

为实现上述目的，本发明采用如下技术方案：

一种再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，包括下述步骤：

1)根据水源侧供水流量m_G，确定非设计工况下水源侧输配系统运行方法，得到再生水提升泵能耗：

P_pump,re＝f₁(m_G) (1)；

2)根据地辐管散热量Q表达式和用户末端负荷需求Q_demand，得出不同用户末端负荷需求Q_demand下的用户侧供水温度t_L,in；

3)根据热泵机组制热量Q_h、热泵机组输入功率Power_h、修正系数η_Q-t、η_P-t及蒸发器换热量Q_e，得出不同负荷率x下热泵机组的蒸发器换热量Q_e与蒸发器进口温度t_E,in的关系式：

Q_e＝f₂(t_E,in) (2)；

4)根据水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc、蒸发器换热量Q_e及蒸发器进口温度，得到水源侧供水流量：

m_G＝f₃(t_E,in) (3)；

5)根据得到的公式(1)、(2)和(3)，以不同负荷率x下再生水源热泵供暖系统能耗P最低为目标函数，建立再生水源热泵供暖系统协同优化模型；

6)根据步骤5)的再生水源热泵供暖系统协同优化模型，确定协同因子为蒸发器进口温度t_E,in；

7)根据再生水提升泵样本参数，拟合出再生水提升泵相应关系式，然后根据再生水提升泵相应关系式结合热泵机组参数，代入再生水源热泵供暖系统协同优化模型，确定协同因子数值，由协同因子数值得出水源侧输配系统再生水提升泵的开启台数和变频大小，及热泵机组的开启台数和运行负荷大小。

进一步，所述步骤1)中，再生水提升泵能耗P_pump,re具体计算式如下：

$P_{pump,re}=\frac{{\mathrm{\γH}}_P{m}_G}{3600{\mathrm{\η}}_P{\mathrm{\η}}_m{\mathrm{\η}}_{vfd}}$

其中：H_P为再生水提升泵扬程，m；γ为流体的容重，kN/m³；η_p为再生水提升泵效率，％；η_m为电动机效率，％；η_vfd为变频器效率，％。

进一步，所述的电动机效率η_m通过下式计算得到：

η_m＝94.187(1-e^-0.0904ω)

变频器效率η_vfd通过下式计算得到：

η_vfd＝50.87+1.263ω-0.0142ω²+5.834×10^-5ω³

其中：ω为再生水提升泵转速比，％。

进一步，所述步骤1)中，非设计工况下水源侧输配系统运行方法包括：阀门节流调节和水泵变速调节。

进一步，所述步骤2)中，地辐管散热量Q具体表达式如下：

Q＝Q_u+Q_d＝Q_c+Q_r＝Q_demand

其中：Q_u为地辐管向上的传热量，W；Q_d为地辐管向下的热损失，W；Q_c为地面的对流散热量，W；Q_r为地面的辐射散热量，W；Q_demand为用户末端负荷需求，W。

进一步，所述步骤2)中，用户末端负荷需求Q_demand计算式具体为：

Q_demand＝c_pm_u(t_L,in-t_L,out)

其中：c_p为水的定压比热容；m_u为用户侧循环水流量，m³/s；t_L,in、t_L,out分别为用户侧供水、回水温度，℃。

进一步，所述的地辐管向上的传热量Q_u和地辐管向下的热损失Q_d分别通过下式计算得到：

$Q_u=K_{u}F(\frac{t_{L,in}+t_{L,out}}{2}-t_r)$

$Q_d=K_{d}F(\frac{t_{L,in}+t_{L,out}}{2}-t_r)$

其中：F为地板面积，m²；t_r为室内空气温度，℃；K_u为地面向上传热系数，W/(m²·K)；K_d为地面向下传热系数，W/(m²·K)；

地面的对流散热量Q_c和辐射散热量Q_r分别通过下式计算得到：

Q_c＝2.17F(t_f-t_r)^1.31

Q_r＝5×10^-8F[(t_f+273)⁴-(UMRT+273)⁴]

其中：t_f为地板表面温度，℃；UMRT为非加热面的平均辐射温度，℃。

进一步，所述步骤3)中，热泵机组制热量Q_h、热泵机组输入功率Power_h及修正系数η_Q-t、η_P-t分别为：

Q_h＝Q_h,ref·η_Q-t·PLR

Power_h＝Power_h,ref·η_P-t·η_PLR

${\mathrm{\η}}_{Q-t}=C_1+C_2{t}_{L,in}+C_3{t}_{L,in}^2+C_4{t}_{E,in}+C_5{t}_{E,in}^2+C_6{t}_{L,in}{t}_{E,in}$

${\mathrm{\η}}_{P-t}=D_1+D_2{t}_{L,in}+D_3{t}_{L,in}^2+D_4{t}_{E,in}+D_5{t}_{E,in}^2+D_6{t}_{L,in}{t}_{E,in}$

其中：Q_h,ref为热泵机组额定制热量，W；Power_h,ref为热泵机组额定输入功率，W；η_Q-t、η_P-t分别为热泵机组制热量、热泵机组输入功率关于机组进出口温度变化的修正系数；PLR为热泵部分负荷容量；η_PLR为不同PLR下的功率修正系数；C₁—C₆、D₁—D₆均为拟合系数；

蒸发器换热量Q_e关系式为：

Q_e＝Q_h-P_heatpump。

进一步，所述步骤4)中，水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc及蒸发器换热量Q_e之间关系为：

Q_re＝Q_mc＝Q_e

水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc及蒸发器换热量Q_e计算公式分别为：

Q_re＝m_Gc_p(t_1,in-t_1,out)

Q_mc＝k_exF_exΔt

Q_e＝m_Zc_p(t_E,in-t_E,out)

其中：F_ex、k_ex分别为宽流道换热器换热面积和传热系数，m²、kW/m²·℃；t_1,in、t_1,out分别为水源侧供水、回水温度，℃；Δt为对数平均温差，Δt＝(Δt'-Δt″)/(lnΔt'/Δt″)，Δt'＝t_1,in-t_E,in，Δt″＝t_1,out-t_E,out，℃；t_E,out为蒸发器出口温度，℃；m_G、m_Z分别为水源侧供水、中介水流量，m³/s。

进一步，所述步骤5)中，再生水源热泵供暖系统协同优化模型具体为：

minP(x)＝P_heatpump(x,t_E,in)+P_pump,re(x,m_G)+P_p'_ump

$s.t.\left\{\begin{array}{c}{t}_{E,in}\∈\[{\mathrm{mint}}_{E,in},{\mathrm{maxt}}_{E,in}\]\\ Q_h\∈\[0,{\mathrm{kQ}}_{h,ref}\]\\ m_G\∈\[{\mathrm{minm}}_G,{\mathrm{maxm}}_G\]\end{array}\right.$

式中：P_heatpump(x,t_E,in)、P_pump,re(x,m_G)分别为负荷率x时对应的热泵机组能耗和再生水提升泵能耗，P′_pump为定频水泵能耗，包含中介水循环泵P_pump,mc、用户侧循环泵P_pump,user，两者通过台数调节来满足流量需求，某一负荷率x下的P′_pump可视为定值，k为热泵机组额定制热量修正系数。

进一步，所述步骤7)中，再生水提升泵样本参数包括再生水提升泵在某一流量下对应的扬程及效率；热泵机组参数包括某一水源侧进出口温度与对应的制热量及能耗。

所述步骤7)中，拟合出相应关系式包括：

再生水提升泵扬程与水源侧供水流量关系式

再生水提升泵效率与水源侧供水流量关系式

其中，a₁、a₂、a₃、b₁、b₂、b₃均为拟合系数。

本发明的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法的优点在于：该方法对热泵系统整体能耗做出协同优化，而非现有技术中仅针对某一子系统进行能耗降低；同时，发现了影响热泵系统能耗的协同因子——蒸发器进口温度，基于此建立了再生水源热泵供暖系统协同优化模型，通过改变蒸发器进口温度值，就可实现不同负荷率下热泵系统的协同优化，大大降低了现有技术中对热泵系统协同优化控制的难度。因此，该协同优化运行方法能很好满足实际工程的需要，有效减少热泵系统能耗，节省运行费用，便于管理人员操作，具有很好的应用前景。

附图说明

图1为再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法流程图；

图2为再生水源热泵供暖系统示意图；

图3不同负荷率下确定协同因子流程图。

图中的标记分别表示：1.再生水管道；2.再生水提升泵；3.管道调节阀；4.再生水换热器；5.中介水循环泵；6.用户侧循环泵；7.用户末端。

具体实施方式

下面结合附图及具体实施例对本发明做进一步的说明。

如图1所示，本发明再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，包括下述步骤：

1)根据水源侧供水流量m_G，以再生水提升泵能耗P_pump,re最低为目标，确定非设计工况下水源侧输配系统运行方法，得到水源侧供水流量m_G与再生水提升泵能耗P_pump,re的关系式P_pump,re＝f₁(m_G)。

再生水提升泵能耗P_pump,re具体计算式如下：

$P_{pump,re}=\frac{{\mathrm{\γH}}_P{m}_G}{3600{\mathrm{\η}}_P{\mathrm{\η}}_m{\mathrm{\η}}_{vfd}}$

其中：H_P为再生水提升泵扬程，m；γ为流体的容重，kN/m³；η_p为再生水提升泵效率，％；η_m为电动机效率，％；η_vfd为变频器效率，％。

电动机效率η_m通过下式计算得到：

η_m＝94.187(1-e^-0.0904ω)

变频器效率η_vfd通过下式计算得到：

η_vfd＝50.87+1.263ω-0.0142ω²+5.834×10^-5ω³

其中：ω为再生水提升泵转速比，％；

非设计工况下水源侧输配系统运行方法包括：阀门节流调节、水泵变速调节。

假设水源侧输配系统采用阀门节流调节，再生水提升泵工作点为A，A点再生水提升泵扬程H_p,A通过下式计算得到：

$H_{p,A}=a_1{G}_{pr,A}^2+a_2{G}_{pr,A}+a_3$

A点再生水提升泵效率η_p,A通过下式计算得到：

${\mathrm{\η}}_{p,A}=b_1{G}_{pr,A}^2+b_2{G}_{pr,A}+b_3$

其中：G_pr,A为A点单台水泵额定转速下的流量，m³/h，n_A为A点再生水提升泵运行台数，台；a₁～b₃为单台水泵的设备性能常数，a₁＜0，b₁＜0，a₃＞0；

阀门节流调节的再生水提升泵转速比ω＝100％；

假设水源侧输配系统采用水泵变频调节，再生水提升泵工作点为B，B点再生水提升泵扬程H_p,B通过输配系统管网阻力表达式计算得到：

$H_{p,B}=H_0+{\mathrm{Sm}}_G^2$

其中：H₀为输配系统静扬程；S为输配系统管道阻抗，s²/m⁵；

B点再生水提升泵效率η_p,B等于其相似工况点B'效率η_p,B'，η_p,B'通过下式计算得到：

${\mathrm{\η}}_{p,B^{\′}}=b_1{G}_{pr,B^{\′}}^2+b_2{G}_{pr,B^{\′}}+b_3$

其中：G_pr,B'为B点单台水泵额定转速下的流量，m³/h，n_B为B点再生水提升泵运行台数，台；m_G,B'为相似工况点B'的流量，m³/h；

水泵变频调节的再生水提升泵转速比；

2)根据地辐管散热量Q表达式和用户末端负荷需求Q_demand计算式，得出不同用户末端负荷需求Q_demand下的用户侧供水温度t_L,in。

地辐管散热量Q具体表达式如下：

Q＝Q_u+Q_d＝Q_c+Q_r＝Q_demand

其中：Q_u为地辐管向上的传热量，W；Q_d为地辐管向下的热损失，W；Q_c为地面的对流散热量，W；Q_r为地面的辐射散热量，W；Q_demand为用户末端负荷需求，W。

地辐管向上的传热量Q_u和地辐管向下的热损失Q_d分别通过下式计算得到：

$Q_u=K_{u}F(\frac{t_{L,in}+t_{L,out}}{2}-t_r)$

$Q_d=K_{d}F(\frac{t_{L,k}+t_{L,out}}{2}-t_r)$

其中：F为地板面积，m²；t_r为室内空气温度，℃；K_u为地面向上传热系数，W/(m²·K)；K_d为地面向下传热系数，W/(m²·K)；t_L,out为用户侧回水温度，℃；

地面的对流散热量Q_c和辐射散热量Q_r分别通过下式计算得到：

Q_c＝2.17F(t_f-t_r)^1.31

Q_r＝5×10^-8F[(t_f+273)⁴-(UMRT+273)⁴]

其中：t_f为地板表面温度，℃；UMRT为非加热面的平均辐射温度，℃；

用户末端负荷需求Q_demand计算式具体为：

Q_demand＝c_pm_u(t_L,in-t_L,out)

其中：c_p为水的定压比热容，c_p＝4.18kJ/kg℃；m_u为用户侧循环水流量，m³/s；t_L,in、t_L,out分别为用户侧供水、回水温度，℃。

3)根据热泵机组制热量Q_h表达式、热泵机组输入功率Power_h表达式、修正系数η_Q-t、η_P-t表达式及蒸发器换热量Q_e与热泵机组制热量Q_h关系式，得出不同负荷率x下热泵机组的蒸发器换热量Q_e与蒸发器进口温度t_E,in的关系式Q_e＝f₂(t_E,in)。

热泵机组制热量Q_h表达式、热泵机组输入功率Power_h表达式及修正系数η_Q-t、η_P-t表达式分别为：

Q_h＝Q_h,ref·η_Q-t·PLR

Power_h＝Power_h,ref·η_P-t·η_PLR

${\mathrm{\η}}_{Q-t}=C_1+C_2{t}_{L,in}+C_3{t}_{L,in}^2+C_4{t}_{E,in}+C_5{t}_{E,in}^2+C_6{t}_{L,in}{t}_{E,in}$

${\mathrm{\η}}_{P-t}=D_1+D_2{t}_{L,in}+D_3{t}_{L,in}^2+D_4{t}_{E,in}+D_5{t}_{E,in}^2+D_6{t}_{L,in}{t}_{E,in}$

其中：Q_h,ref为热泵机组额定制热量，W；Power_h,ref为热泵机组额定输入功率，W；η_Q-t、η_P-t分别为热泵机组制热量、热泵机组输入功率关于机组进出口温度变化的修正系数；PLR为热泵部分负荷容量；η_PLR为不同PLR下的功率修正系数。C₁—C₆、D₁—D₆均为拟合系数；

蒸发器换热量Q_e关系式为：

Q_e＝Q_h-P_heatpump。

4)根据水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc及蒸发器换热量Q_e之间关系及计算公式，得出水源侧供水流量m_G与蒸发器进口温度t_E,in的关系式m_G＝f₃(t_E,in)。

水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc及蒸发器换热量Q_e之间关系为：

Q_re＝Q_mc＝Q_e

水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc及蒸发器换热量Q_e计算公式分别为：

Q_re＝m_Gc_p(t_1,in-t_1,out)

Q_mc＝k_exF_exΔt

Q_e＝m_Zc_p(t_E,in-t_E,out)

其中：F_ex、k_ex分别为宽流道换热器换热面积和传热系数，m²、kW/m²·℃；t₁,_in、t_1,out分别为水源侧供水、回水温度，℃；Δt为对数平均温差，Δt＝(Δt'-Δt″)/(lnΔt'/Δt″)，Δt'＝t_1,in-t_E,in，Δt″＝t_1,out-t_E,out，℃；t_E,out为蒸发器出口温度，℃；m_G、m_Z分别为水源侧供水、中介水流量，m³/s。

5)根据步骤1)到步骤4)得出的关系式P_pump,re＝f₁(m_G)、Q_e＝f₂(t_E,in)、m_G＝f₃(t_E,in)，以不同负荷率x下再生水源热泵供暖系统能耗P最低为目标函数，建立再生水源热泵供暖系统协同优化模型。

再生水源热泵供暖系统协同优化模型具体为：

minP(x)＝P_heatpump(x,t_E,in)+P_pump,re(x,m_G)+P′_pump

$s.t.\left\{\begin{array}{c}{t}_{E,in}\∈\[{\mathrm{mint}}_{E,in},{\mathrm{maxt}}_{E,in}\]\\ Q_h\∈\[0,{\mathrm{kQ}}_{h,ref}\]\\ m_G\∈\[{\mathrm{minm}}_G,{\mathrm{maxm}}_G\]\end{array}\right.$

式中：P_heatpump(x,t_E,in)、P_pump,re(x,m_G)分别为负荷率x时对应的热泵机组能耗和再生水提升泵能耗，P′_pump为定频水泵能耗，包含中介水循环泵P_pump,mc、用户侧循环泵P_pump,user，两者通过台数调节来满足流量需求，某一负荷率x下的P′_pump可视为定值，k为热泵机组额定制热量修正系数。

6)根据再生水源热泵供暖系统协同优化模型，确定协同因子。

确定的为协同因子为蒸发器进口温度t_E,in，原因如下：在确定的用户末端负荷需求Q_demand下，热泵机组制热量Q_h一定，随着蒸发器进口温度t_E,in的改变，蒸发器换热量Q_e随之变化，进而影响热泵机组输入功率Power_h；同时，在水源侧供水温度t_1,in一定的条件下，不同的蒸发器换热量Q_e导致水源侧供水流量m_G不同，而水源侧供水流量m_G又直接影响再生水提升泵能耗P_pump,re，因此，蒸发器进口温度t_E,in是再生水源热泵供暖系统的协同因子。

7)根据再生水提升泵样本参数，拟合出再生水提升泵相应关系式，然后根据再生水提升泵相应关系式结合热泵机组参数，代入再生水源热泵供暖系统协同优化模型，确定协同因子数值，由协同因子数值得出水源侧输配系统再生水提升泵的开启台数和变频大小，及热泵机组的开启台数和运行负荷大小。

其中，再生水提升泵样本参数包括：再生水提升泵在某一流量下对应的扬程及效率，热泵机组参数包括某一水源侧进出口温度与对应的制热量及能耗。

拟合出相应关系式包括：

再生水提升泵扬程与水源侧供水流量关系式

再生水提升泵效率与水源侧供水流量关系式

热泵机组制热量关于机组进出口温度变化的修正系数η_Q-t、热泵机组输入功率关于机组进出口温度变化的修正系数η_P-t，其中a₁-a₃、b₁-b₃均为拟合系数。

热泵机组参数还包括：热泵机组额定制热量Q_h,ref、热泵机组额定输入功率Power_h,ref、中介水流量m_Z、宽流道换热器面积F_ex、宽流道换热器传热系数k_ex、水源侧供水温度t_1,in、地板面积F、室内空气温度t_r、非加热面的平均辐射温度UMRT、地面向上传热系数K_u、地面向下传热系数K_d。

水源侧输配系统的运行参数包括：水源侧供水流量m_G、水源侧回水温度t_1,out。

热泵机组的运行参数为：蒸发器出口温度t_E,out。

下面通过具体实施例对本发明方法做进一步详细说明。

实施例：某再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法。

某再生水源热泵供暖系统以污水处理厂排出的二级出水为热源，由取水点经再生水管道1流入蓄水池内，再经再生水提升泵2加压后，经管道调节阀3二级出水流入各个热泵机房的宽流道再生水换热器4内，并与中介水进行换热，换热后的二级出水再经管道流至退水点；中介水通过中介水循环泵5，将热量传递给热泵机组，热泵机组通过用户侧循环泵6，将热量传递给用户末端7，如此循环，具体见图2。用户末端采用低温地板辐射采暖。

项目冬季供暖负荷需求为70MW，建筑面积为200万m²，建筑热负荷指标为35W/m²，统一设置提升泵房，分设多个热泵机房。

水源侧输配系统管网阻力表达式为：H＝10+5.536×10^-7Q²。

由于再生水需求量大，单台水泵无法满足其流量需求；同时，考虑到实际用户需求基本在部分流量下，为了节约能耗，便于输配系统在不同工况下运行，采用不同型号的水泵。因此，水源侧的输配系统的水泵配置由五台同型号大流量水泵并联及三台同型号小流量水泵并联构成，大流量再生水提升泵型号为WQ1700-50-355，小流量再生水提升泵型号为WQ800-38-132，根据再生水提升泵的详细样本参数，拟合出再生水提升泵的设备性能常数，得到单台大流量再生水提升泵扬程及水泵效率关系式分别为：

$H_{p1}=76.52869-0.00421G_{pr}-6.65033\×{10}^{-6}{G}_{pr}^2$

${\mathrm{\η}}_{p1}=5.14083+0.09497G_{pr}-3.21462\×{10}^{-5}{G}_{pr}^2$

单台小流量再生水提升泵扬程及水泵效率关系式分别为：

$H_{p2}=61.27676-0.0069G_{pr}-2.7559\×{10}^{-5}{G}_{pr}^2$

${\mathrm{\η}}_{p2}=4.1988+0.20315G_{pr}-1.55494\×{10}^{-4}{G}_{pr}^2$

结合热泵机组参数，通过分析计算，得到水源侧供水流量m_G与再生水提升泵能耗P_pump,re的关系式为：

P_pump，re＝56.18333-0.02616m_G+2.48034×10^-5m_G ²

根据地辐管散热量Q表达式和用户末端负荷需求Q_demand计算式，得出不同用户末端负荷需求Q_demand下的用户侧供水温度t_L,in。考虑到在地面构造时会铺设一层绝热层，因此，忽略地辐管向下的热损失Q_d，假设地辐管的散热量Q等于向上的传热量Q_u；由于能量守恒定律，地辐管传给室内空气的热量等于地辐管传给地板表面的热量，因此，Q又可表示为：

$Q=Q_u=K_u^{\′}F(\frac{t_{L,in}+t_{L,out}}{2}-t_f)$

其中：K'_u为填充层以上传热系数，W/(m²·K)，K'_u＝1.40W/(m²·K)。

以该再生水源热泵供暖系统的某一片区的热泵机房为例进行计算，已知在满负荷情况下用户末端的负荷需求Q_demand＝2820kW，由此得到不同负荷率x下的用户末端负荷需求；同时，在不同负荷率x下用户侧供水流量m_u也有所不同，具体见表1。

表1不同负荷率下的热负荷及用户侧供水流量

已知参数为：F＝8×10⁵m²、t_r＝16℃、UMRT＝15.6℃、c_p＝4.18kJ/kg℃；同时，满足规范要求：用户侧供水温度t_L,in≥35℃。结合已知参数计算得出结果见表2。

表2不同负荷率下的用户侧供水温度

该机房采用三台热泵机组运行，热泵机组型号为KLSH-270S-F。根据热泵机组样本参数，拟合出η_Q-t、η_P-t分别为：

${\mathrm{\η}}_{Q-t}=0.7693-1.888\×{10}^{-3}{t}_{L.\mathrm{in}}-1.25\×{10}^{-5}{t}_{L.\mathrm{in}}^2+0.03125t_{E.\mathrm{in}}+2.937\×{10}^{-4}{t}_{E.\mathrm{in}}^2-2.265\×{10}^{-4}{t}_{L.\mathrm{in}}{t}_{E,\mathrm{in}}$

${\mathrm{\η}}_{P-t}=4.471-0.1599t_{L.in}+0.001807t_{L.in}^2-0.0121t_{E.in}+0.00018t_{E.in}^2+0.0003154t_{L.in}{t}_{E.in}$

同时，根据样本数据拟合出η_PLR为：η_PLR＝0.13321+0.64618PLR+0.19528PLR²。

根据Q_h、Power_h、η_Q-t、η_P-t表达式，Q_e与Q_h关系式，得出不同负荷率x下蒸发器换热量Q_e与蒸发器进口温度t_E,in的关系式Q_e＝f₂(t_E,in)。

已知参数为：Q_h,ref＝1142kW、Power_h,ref＝235kW。

假设在负荷率x∈[100％,60％)时，选择三台热泵机组运行，中介水流量m_Z＝426m³/h；在负荷率x∈[60％,30％)时，选择两台热泵机组运行，m_Z＝284m³/h；在负荷率x∈[30％,0％)时，选择一台热泵机组运行，m_Z＝142m³/h。

结合已知参数，得出不同负荷率x下蒸发器换热量Q_e与蒸发器进口温度t_E,in的关系式。具体见表3。

表3不同负荷率下的单台热泵机组蒸发器换热量

根据Q_re、Q_mc及Q_e之间关系及计算公式，得出水源侧供水流量m_G与蒸发器进口温度t_E,in的关系式。

已知参数包括：F_ex＝200m²、k_ex＝1.2kW/m²·℃、t_1,in＝16℃。

结合已知参数，得出不同负荷率x下，水源侧供水流量m_G与蒸发器进口温度t_E,in的关系m_G＝f₃(t_E,in)。具体见表4。

表4不同负荷率下的水源侧供水流量

结合实际工程，得出再生水源热泵供暖系统协同优化模型具体为：

minP(x)＝P_heatpump(x，t_E，in)+P_pump，re(x，m_G)+P_pump

$s.t.\left\{\begin{array}{c}{t}_{E,in}\∈\[9,16\]\\ Q_h\∈\[0,1.04Q_{h,ref}\]\\ m_{G,L}\∈\[{\mathrm{minm}}_{G,L},{\mathrm{maxm}}_{G,L}\]\\ m_{G,S}\∈\[{\mathrm{minm}}_{G,S},{\mathrm{maxm}}_{G,S}\]\end{array}\right.$

其中：min m_G,L＝m_G,Lref×50％、min m_G,S＝m_G,Sref×50％。m_G,Lref为大流量水泵的额定流量值，m³/h；m_G,Sref为小流量水泵的额定流量值，m³/h。

根据再生水源热泵供暖系统协同优化模型进行协同优化计算，首先计算出不同负荷率x下的协同因子值，具体步骤见图3，在根据协同因子值得出不同负荷率x下的温度最优解，具体数值见表5。

表5不同负荷率下热泵系统的温度最优解

水源侧输配系统仅设置一个提升泵房，而该片区热负荷占总项目热负荷的4％，因此，以该片区水源侧需求量为基准，计算出水源侧输配系统的供水流量。不同负荷率x下的水源侧供水流量优化值见表6。

表6不同负荷率下输配系统的最优流量值

这些优化解在实际应用中对应着设备的运行方法，因此，给出不同负荷率x下的再生水提升泵及热泵机组运行方法，如表7所示。

表7不同负荷率下的设备运行方法

为体现协同优化方法的节能效果，分别采用两种现有技术作为协同优化方法的比较对象，在相同的约束条件下，进行不同负荷率x下热泵系统能耗的计算。

现有技术一：在满足用户负荷需求的条件下，对输配系统进行运行优化，即以输配系统能耗最低为目标，对水源侧输配系统进行非设计工况下运行调节方法的优化；而热泵机组按设计工况运行，即蒸发器进口温度按照设计值运行。

现有技术二：在满足用户负荷需求的条件下，对热泵机组进行运行优化，即以热泵机组能耗最低为目标，优化蒸发器进口温度值；而输配系统的再生水提升泵采用定频方式运行，即仅通过改变水泵台数来满足流量需求。

经计算后，得出本方法与现有技术的对比，具体见表8。

表8本方法与现有技术对比

由表8可以看出，在负荷率较低的条件下，采用本方法有更好的节能效果(最高达到32.68％)；在设计负荷需求附近即负荷率在90％～100％范围内，采用本方法也有一定的节能空间(2％左右)。

上述实例只为说明本发明的技术构思和特点，并不能以此限制本发明的保护范围。对于本领域的技术人员来说，凡是根据本发明精神实质所做的等效变换或修饰改进，都应涵盖在本发明的保护范围之内。

Claims (10)

1.一种再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，包括下述步骤：

1)根据水源侧供水流量m_G，确定非设计工况下水源侧输配系统运行方法，得到再生水提升泵能耗：

P_pump,re＝f₁(m_G) (1)；

2)根据地辐管散热量Q和用户末端负荷需求Q_demand，得出不同用户末端负荷需求Q_demand下相应的用户侧供水温度t_L,in；

3)根据热泵机组制热量Q_h、热泵机组能耗P_heatpump、修正系数η_Q-t、η_P-t及蒸发器换热量Q_e，得出不同负荷率x下热泵机组的蒸发器换热量Q_e与蒸发器进口温度t_E,in的关系式：

Q_e＝f₂(t_E,in) (2)；

4)根据水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc、蒸发器换热量Q_e及蒸发器进口温度t_E,in，得到水源侧供水流量：

_mG＝f₃(t_E,in) (3)；

5)根据得到的公式(1)、(2)和(3)，以不同负荷率x下再生水源热泵供暖系统能耗P(x)最低为目标函数，分别以蒸发器进口温度t_E,in、热泵机组制热量Q_h、水源侧供水流量m_G范围为约束条件，建立再生水源热泵供暖系统协同优化模型；

6)根据步骤5)的再生水源热泵供暖系统协同优化模型，确定协同因子为蒸发器进口温度t_E,in；

7)根据再生水提升泵样本参数，拟合出再生水提升泵相应关系式，然后根据再生水提升泵相应关系式结合热泵机组参数，代入再生水源热泵供暖系统协同优化模型，确定协同因子数值，由协同因子数值得出水源侧输配系统再生水提升泵的开启台数和变频大小，及热泵机组的开启台数和运行负荷大小。

2.根据权利要求1所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，所述步骤1)中，再生水提升泵能耗P_pump,re具体计算式如下：

$P_{pump,re}=\frac{{\mathrm{\γH}}_P{m}_G}{3600{\mathrm{\η}}_P{\mathrm{\η}}_m{\mathrm{\η}}_{vfd}}$

其中：H_P为再生水提升泵扬程，m；γ为流体的容重，kN/m³；η_p为再生水提升泵效率，％；η_m为电动机效率，％；η_vfd为变频器效率，％。

3.根据权利要求2所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，电动机效率η_m通过下式计算得到：

η_m＝94.187(1-e^-0.0904ω)

变频器效率η_vfd通过下式计算得到：

η_vfd＝50.87+1.263ω-0.0142ω²+5.834×10^-5ω³

其中：ω为再生水提升泵转速比，％；

所述非设计工况下水源侧输配系统运行方法包括：阀门节流调节和水泵变速调节。

4.根据权利要求1所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，所述步骤2)中，地辐管散热量Q具体表达式如下：

Q＝Q_u+Q_d＝Q_c+Q_r＝Q_demand

其中：Q_u为地辐管向上的传热量，W；Q_d为地辐管向下的热损失，W；Q_c为地面的对流散热量，W；Q_r为地面的辐射散热量，W；Q_demand为用户末端负荷需求，W；

用户末端负荷需求Q_demand计算式具体为：

Q_demand＝c_pm_u(t_L,in-t_L,out)

其中：c_p为水的定压比热容；m_u为用户侧循环水流量，m³/s；t_L,in、t_L,out分别为用户侧供水、回水温度，℃。

5.根据权利要求4所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，地辐管向上的传热量Q_u和地辐管向下的热损失Q_d分别通过下式计算得到：

$Q_u=K_{u}F(\frac{t_{L,in}+t_{L,out}}{2}-t_r)$

$Q_d=K_{d}F(\frac{t_{L,in}+t_{L,out}}{2}-t_r)$

其中：F为地板面积，m²；t_r为室内空气温度，℃；K_u为地面向上传热系数，W/(m²·K)；K_d为地面向下传热系数，W/(m²·K)；

地面的对流散热量Q_c和辐射散热量Q_r分别通过下式计算得到：

Q_c＝2.17F(t_f-t_r)^1.31

Q_r＝5×10^-8F[(t_f+273)⁴-(UMRT+273)⁴]

其中：t_f为地板表面温度，℃；UMRT为非加热面的平均辐射温度，℃。

6.根据权利要求1所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，所述步骤3)中，热泵机组制热量Q_h、热泵机组能耗P_heatpump及修正系数η_Q-t、η_P-t分别为：

Q_h＝Q_h,ref·η_Q-t·PLR

P_heatpump＝Power_h,ref·η_P-t·η_PLR

${\mathrm{\η}}_{Q-t}=C_1+C_2{t}_{L,in}+C_3{t}_{L,in}^2+C_4{t}_{E,in}+C_5{t}_{E,in}^2+C_6{t}_{L,in}{t}_{E,in}$

${\mathrm{\η}}_{P-t}=D_1+D_2{t}_{L,in}+D_3{t}_{L,in}^2+D_4{t}_{E,in}+D_5{t}_{E,in}^2+D_6{t}_{L,in}{t}_{E,in}$

其中：Q_h,ref为热泵机组额定制热量，W；Power_h,ref为热泵机组额定输入功率，W；η_Q-t、η_P-t分别为热泵机组制热量、热泵机组能耗关于机组进出口温度变化的修正系数；PLR为热泵部分负荷容量；η_PLR为不同PLR下的热泵机组能耗修正系数；C₁—C₆、D₁—D₆均为拟合系数；

蒸发器换热量Q_e关系式为：

Q_e＝Q_h-P_heatpump。

7.根据权利要求1所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，所述步骤4)中，水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc及蒸发器换热量Q_e之间关系为：

Q_re＝Q_mc＝Q_e

水源侧换热量Q_re、中介水换热量Q_mc及蒸发器换热量Q_e计算公式分别为：

Q_re＝m_Gc_p(t_1,in-t_1,out)

Q_mc＝k_exF_exΔt

Q_e＝m_Zc_p(t_E,in-t_E,out)

其中：F_ex、k_ex分别为宽流道换热器换热面积和传热系数，m²、kW/m²·℃；t₁,_in、t_1,out分别为水源侧供水、回水温度，℃；Δt为对数平均温差，Δt＝(Δt'-Δt”)/(lnΔt'/Δt”)，Δt'＝t_1,in-t_E,in，Δt”＝t_1,out-t_E,out，℃；t_E,out为蒸发器出口温度，℃；m_G、m_Z分别为水源侧供水、中介水流量，m³/s。

8.根据权利要求1所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，所述步骤5)中，再生水源热泵供暖系统协同优化模型具体为：

min P(x)＝P_heatpump(x,t_E,in)+P_pump,re(x,m_G)+P′_pump

$s.t.\left\{\begin{array}{c}{t}_{E,in}\∈\[\min t_{E,in},\max t_{E,in}\]\\ Q_h\∈\[0,k{Q}_{h,ref}\]\\ m_G\∈\[\min m_G,\max m_G\]\end{array}\right.$

式中：P_heatpump(x,t_E,in)、P_pump,re(x,m_G)分别为负荷率x时对应的热泵机组能耗和再生水提升泵能耗，P′_pump为定频水泵能耗，包含中介水循环泵P_pump,mc、用户侧循环泵P_pump,user，两者通过台数调节来满足流量需求，某一负荷率x下的P′_pump可视为定值，k为热泵机组额定制热量修正系数。

9.根据权利要求1所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，所述步骤7)中，再生水提升泵样本参数包括再生水提升泵在某一流量下对应的扬程及效率；热泵机组参数包括某一水源侧进出口温度与对应的制热量及能耗。

10.根据权利要求1所述的再生水源热泵供暖系统协同优化运行方法，其特征在于，所述步骤7)中，拟合出相应关系式包括：

再生水提升泵扬程与水源侧供水流量关系式：

再生水提升泵效率与水源侧供水流量关系式：

其中，a₁、a₂、a₃、b₁、b₂、b₃均为拟合系数。