宋衛(wèi)堂，耿 若，王平智，劉平建，宗成驥

表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)的優(yōu)化及可用能分析

宋衛(wèi)堂1,2，耿 若1，王平智1,2，劉平建3，宗成驥1

（1. 中國農(nóng)業(yè)大學(xué)水利與土木工程學(xué)院，北京 100083；2. 農(nóng)業(yè)農(nóng)村部設(shè)施農(nóng)業(yè)工程重點實驗室，北京 100083；3. 曹縣百草莊園農(nóng)業(yè)開發(fā)有限公司，菏澤 274400）

為進(jìn)一步提升表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)的放熱性能，并為系統(tǒng)進(jìn)行節(jié)能優(yōu)化提出方向和途徑建議，首先計算了儲熱池優(yōu)化水溫42℃目標(biāo)下的實際蓄水量，試驗并分析了蓄水量的減少對系統(tǒng)集放熱性能的影響；在此基礎(chǔ)上，進(jìn)行了兩種集熱方式、一種放熱方式的可用能分析，進(jìn)一步明確了系統(tǒng)在3種運行方式時可用能損失的主要位置和原因；最后，提出了表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)主要工作部件節(jié)能優(yōu)化的建議。試驗結(jié)果表明：優(yōu)化蓄水量為8.4 m3的條件下，系統(tǒng)的放熱功率和放熱性能系數(shù)分別為27.1 kW和6.2，提升了33.5%和37.8%，放熱性能提升顯著?？捎媚芊治霰砻鳎玫目捎媚苄首罡?，最高可達(dá)98.8%；表冷器-風(fēng)機(jī)的可用能效率在表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式、熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式、放熱模式下分別為89.3%、87.8%、60.1%，傳熱溫差造成的不可逆損失是放熱模式下效率較低的原因；熱泵機(jī)組可用能效率最低，僅為46.4%，是后續(xù)系統(tǒng)節(jié)能優(yōu)化的重點。該研究為優(yōu)化提升主動集放熱系統(tǒng)的節(jié)能性，提供了方向指導(dǎo)和解決新思路。

溫室；表冷器-熱泵；優(yōu)化；可用能分析

0 引 言

溫室是一種重要的蔬菜跨季節(jié)生產(chǎn)設(shè)施[1-2]。溫度是溫室中光照、溫度、濕度、CO2濃度、氣流等因素中直接影響作物生長與生育期的環(huán)境因素[3-4]，其高低狀況往往成為溫室生產(chǎn)成敗的關(guān)鍵[5-6]。因此，冬季夜間增溫一直是溫室溫度環(huán)境調(diào)控技術(shù)的研究熱點。

水具有比熱容大、流動性強、來源廣等特點[7-8]，適合用作傳熱或儲熱介質(zhì)，因此，常被用來作為主動蓄放熱系統(tǒng)的傳熱和儲熱介質(zhì)進(jìn)行太陽能的收集、存儲[9-15]。此類系統(tǒng)的能量利用評價參數(shù)主要是性能系數(shù)[16]（Coefficient of Performance，COP）。

宋衛(wèi)堂團(tuán)隊[17-20]基于集熱與儲熱分離的思想[21]，將熱泵加入集放熱系統(tǒng)，實現(xiàn)熱量的收集、轉(zhuǎn)移和儲存同時進(jìn)行，形成表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)。構(gòu)建了可以在不同類型、不同規(guī)格的園藝設(shè)施中應(yīng)用的該系統(tǒng)設(shè)計計算方法[22]；并通過在一無蓄熱后墻日光溫室的現(xiàn)場試驗，探究了該系統(tǒng)三種集熱模式下的集熱性能[21]，證明其顯著提升了原表冷器-風(fēng)機(jī)主動集放熱系統(tǒng)的集熱能力。但現(xiàn)場試驗中發(fā)現(xiàn)，依據(jù)設(shè)計方法[22]在選取儲熱池水溫變化幅度為12 ℃的基礎(chǔ)上得到的儲熱池蓄水量（17 m3），造成了白天儲熱池水溫不高使得夜間放熱時水氣溫差不大，放熱COP偏小的問題。

宋衛(wèi)堂等[23]已經(jīng)證明了提高放熱初始水溫高可有效提升表冷器-風(fēng)機(jī)主動集放熱系統(tǒng)的放熱性能，由此考慮采用減小儲熱池實際蓄水量的優(yōu)化方案來提升放熱初始水溫。在表冷器-熱泵聯(lián)合集熱模式[21]下，熱量邊收集邊通過熱泵由集熱池向儲熱池轉(zhuǎn)移，從而可以在儲熱池蓄水量減小的情況下提高儲熱池水溫。熱泵參與時，儲熱池水溫也并非越高越好，孫維拓等[24]建議在一般溫室加溫中，熱泵的熱匯側(cè)水溫以42 ℃左右為宜。否則，過高的水溫會影響到整個系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

以COP為主要指標(biāo)的評價方式，可以非常有效地反映出系統(tǒng)能源利用在數(shù)量上的變化，但無法反映出能量在質(zhì)量上的損失[25-26]，即評價可用能變成廢熱的不可逆損失程度。對于利用太陽輻射能進(jìn)行集放熱的系統(tǒng)，國內(nèi)外許多學(xué)者都采用過后者的評價方法[26-28]，即基于熱力學(xué)第二定律的可用能平衡分析法?？捎媚芊治龇椒梢悦鞔_可用能發(fā)生損失的具體位置[24]和主要原因，并以此為依據(jù)提出系統(tǒng)進(jìn)一步優(yōu)化的方式。對于利用空氣熱能的系統(tǒng)，尚未見采取此評價方法的報道。

因此，為提升表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)的放熱性能并為系統(tǒng)的節(jié)能優(yōu)化提出建議，本研究首先采用文獻(xiàn)[22]中的設(shè)計方法計算儲熱池目標(biāo)水溫下的實際蓄水量，并試驗分析蓄水量的改變對系統(tǒng)集放熱性能的影響；然后分別進(jìn)行兩種集熱方式、一種放熱方式的可用能分析，明確可用能損失發(fā)生的主要位置及原因；在此基礎(chǔ)上，提出表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)主要工作部件節(jié)能優(yōu)化的建議，以期為主動集放熱系統(tǒng)的節(jié)能性能提升提供新思路。

1 試驗系統(tǒng)設(shè)計

1.1 試驗溫室

試驗地點在山東省菏澤市曹縣(34.4°N,115.3°E)。試驗溫室東西走向，跨度10 m，長度50 m。溫室骨架材質(zhì)為鍍鋅鋼管，北墻材質(zhì)為130 mm聚苯乙烯發(fā)泡板，前屋面覆蓋單層0.1 mm PO塑料薄膜，外側(cè)覆蓋針刺氈棉被。試驗期間，室內(nèi)土壤栽培黃瓜。

1.2 系統(tǒng)組成及運行方式

表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)主要包括表冷器-風(fēng)機(jī)、熱泵機(jī)組、集熱池潛水泵、集熱池、儲熱池、儲熱池潛水泵、三通閥7部分[22]。系統(tǒng)的工作過程主要包括集熱和放熱，其集熱運行方式有2種：表冷器-風(fēng)機(jī)集熱和熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱[21]。放熱運行方式僅有一種，即表冷器-風(fēng)機(jī)放熱。具體工作過程見文獻(xiàn)[21]“系統(tǒng)工作原理”部分。

1.3 系統(tǒng)優(yōu)化

在文獻(xiàn)[22]中的設(shè)計實例中，儲熱池體積是在選取儲熱池水溫變化幅度為12 ℃的基礎(chǔ)上計算得到。現(xiàn)優(yōu)化的目標(biāo)水溫為42 ℃，假設(shè)放熱時水溫由42 ℃下降至18 ℃，取變化幅度24 ℃，利用原設(shè)計方法計算儲熱池蓄水量。

由

式中?2,sup為放熱階段儲熱池水溫變化幅度，取24 ℃；sup為總放熱量，取溫室需熱量842.3 MJ[22]；2為儲熱池實際蓄水量，m3；c為水的平均定壓比熱容，取4.2 kJ/(kg·℃)；ρ為水的平均密度，取1 000 kg/m3。

得到2=8.4 m3

1.4 系統(tǒng)放熱運行策略

北方日光溫室黃瓜優(yōu)質(zhì)栽培中對夜間溫度的要求為15～20 ℃[29-30]。據(jù)此，在原系統(tǒng)[21]的運行策略基礎(chǔ)上制定了優(yōu)化后系統(tǒng)的集放熱運行策略。

白天，當(dāng)室內(nèi)氣溫達(dá)到28 ℃時，開啟表冷器-熱泵聯(lián)合集熱方式進(jìn)行集熱；當(dāng)氣溫低于27 ℃或水溫高于42 ℃時，關(guān)閉系統(tǒng)停止集熱。

夜間，當(dāng)室內(nèi)氣溫低于15 ℃且低于水溫4 ℃時，開啟表冷器-風(fēng)機(jī)進(jìn)行放熱；當(dāng)氣溫升高至20 ℃，或水氣溫差小于2 ℃時，關(guān)閉系統(tǒng)停止放熱。

2 試驗方法

2.1 測試儀器與測點布置

為對表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)的主要設(shè)備進(jìn)行可用能分析，需要采集各設(shè)備進(jìn)出口處工質(zhì)的狀態(tài)參數(shù)（質(zhì)量流量、溫度、壓力）等。室外布置氣象站采集光照強度、溫度、濕度、風(fēng)速和大氣壓力等參數(shù)。室內(nèi)，在圖1中所標(biāo)出的節(jié)點及水池A～G處，通過預(yù)埋在管道中的PT100及壓力傳感器測量節(jié)點處的水溫及壓力，其中C和H為水池內(nèi)部水溫，代表了水泵的進(jìn)水口水溫，通過PT100進(jìn)行測量。水池液位通過液位傳感器測量（測量范圍為0～200 m H2O，測量精度為0.2%FS）；循環(huán)水流量由裝在循環(huán)管路中的LDG-SUP型電磁流量計（杭州聯(lián)測自動化技術(shù)有限公司，測量范圍為2.2～22 m3/h，測量精度為0.5級）測量；與設(shè)備連接的三相導(dǎo)軌智能電表（DB194S型，測量精度為1級）則可獲得輸入設(shè)備的功率及電能消耗。所有儀器設(shè)備的自動采集數(shù)據(jù)時間步長為5 min。

注：A～G為采樣點。

2.2 系統(tǒng)性能評價方法

當(dāng)系統(tǒng)作為集熱系統(tǒng)時，其集熱性能系數(shù)應(yīng)為系統(tǒng)集熱量與集熱階段系統(tǒng)耗電量的比值；反之作為放熱系統(tǒng)時，放熱性能系數(shù)應(yīng)為系統(tǒng)供熱量與放熱階段耗電量的比值。在該研究中，系統(tǒng)的集熱量和供熱量代表儲熱池可收集和釋放出的熱量，故而系統(tǒng)的集、供熱量可根據(jù)儲熱池中水溫變化進(jìn)行估算。因此系統(tǒng)的集熱量、供熱量、平均放熱功率、集熱性能系數(shù)、放熱性能系數(shù)及總性能系數(shù)可由以下公式計算。

式中Q為系統(tǒng)的集熱量，kJ；2為儲熱池實際蓄水量，m3；we,c為集熱過程結(jié)束時儲熱池水溫，℃；ws,c為集熱過程開始時儲熱池水溫，℃；Q為系統(tǒng)供應(yīng)的熱量，kJ；we,r為放熱過程結(jié)束時儲熱池水溫，℃；ws,r為放熱過程開始時儲熱池水溫，℃；φ為系統(tǒng)的放熱功率，kW；t為放熱時長，h；COPc為系統(tǒng)的集熱性能系數(shù)；E為集熱期間系統(tǒng)的耗電量，kW·h；COP為系統(tǒng)的放熱性能系數(shù)；E為放熱期間系統(tǒng)的耗電量，kW·h；COPal為系統(tǒng)的總性能系數(shù)。

2.3 系統(tǒng)可用能分析模型

可用能分析的研究核心在于熱力過程中的不可逆性，它意味著能源利用的浪費[25]?？捎媚苄试叫〉脑O(shè)備其節(jié)能性越差，因此盡可能地減少可用能損失是提高能源使用效率的重要方法[26]。

對系統(tǒng)的熱力學(xué)分析基于以下假設(shè)[26]: 1）所有能量過程均視為靜態(tài)恒定流，同時忽略過程中動能及勢能的變化；2）設(shè)備從外界吸熱及對外作功，方向規(guī)定為正；3）忽略管道連接處的壓力損失；4）環(huán)境狀態(tài)參數(shù)為: 大氣壓力為0.1 MPa。

根據(jù)上述假設(shè)，利用能量平衡、熱力學(xué)第二定律、可用能效率等，對表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)進(jìn)行熱力學(xué)分析。

1）輸入系統(tǒng)或設(shè)備的可用能為

式中in為輸入設(shè)備的可用能，kJ；Q,in為設(shè)備在節(jié)點處吸收的熱功率，kW；為設(shè)備在節(jié)點處的平

均吸熱溫度，K；0為環(huán)境溫度，K；in為進(jìn)入設(shè)備的工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg /s；in為進(jìn)入設(shè)備的工質(zhì)的比可用能，kJ/kg；為設(shè)備運行時間，s。

2）設(shè)備輸出的可用能為

式中out為設(shè)備輸出的可用能，kJ；out為系統(tǒng)對外界作功的功率，kW；out為流出設(shè)備的工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；out為流出設(shè)備的工質(zhì)的比可用能，kJ/kg。

3）可用能平衡方程為

式中E為熱力過程中的可用能損失，kJ。

4）控制容積內(nèi)工質(zhì)可用能為

式中Ex為控制容積內(nèi)工質(zhì)的可用能，kJ；ex為控制容積內(nèi)工質(zhì)的比可用能，kJ/kg；為控制容積內(nèi)工質(zhì)的質(zhì)量，kg；為控制容積內(nèi)工質(zhì)的比熱力學(xué)能，kJ/kg；0為環(huán)境狀態(tài)下工質(zhì)的比熱力學(xué)能，kJ/kg；為控制容積內(nèi)以及流入或流出熱力系的工質(zhì)比熵，kJ/(kg·K)；0為環(huán)境狀態(tài)下工質(zhì)的比熵，kJ/(kg·K)；0為環(huán)境壓力，Pa；為控制容積內(nèi)工質(zhì)的比容，m3/kg；0為環(huán)境狀態(tài)下工質(zhì)的比容，m3/kg，如工質(zhì)不發(fā)生相變且溫度變化不大，可忽略比容變化[24]。

5）熱力過程節(jié)點處流動工質(zhì)比可用能為

式中為流入或流出熱力系的工質(zhì)的比焓，kJ/kg；0為環(huán)境狀態(tài)下工質(zhì)的比焓，kJ/kg。

6）本系統(tǒng)中的工質(zhì)（水）沒有發(fā)生相變的情況，其比熱力學(xué)能及比焓、熵值為：

式中T為儲熱池或循環(huán)管道中水的溫度，K；v為水的比容，m3/kg；p為循環(huán)水的壓力，Pa，c,w為水比熱容，kJ/(kg·℃)。

7）可用能效率計算式為：

式中為系統(tǒng)及組件可用能效率。

可用能分析方法的基礎(chǔ)是可用能平衡方程。根據(jù)上述可用能分析方法，對系統(tǒng)主要設(shè)備進(jìn)行分析，輸入設(shè)備的可用能in、輸出設(shè)備的可用能out 及設(shè)備損失的可用能的計算平衡方程如表1所示。系統(tǒng)運行分為集熱、保溫和放熱3個階段。其中集熱池未做保溫處理，故而在保溫階段沒有將集熱池作為分析對象。本研究主要對這3個階段各熱力過程進(jìn)行可用能分析，其中集熱過程分為表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式和熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式。

3 結(jié)果與分析

3.1 系統(tǒng)集放熱性能分析

選擇典型晴天下，集熱方式均為熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱的優(yōu)化前（2021-12-21）及優(yōu)化后（2021-12-30）的數(shù)據(jù)，進(jìn)行集放熱性能（表2）對比分析。

由表2可以看出，優(yōu)化前，白天水溫升高幅度為11.2 ℃，夜間水溫降幅10.0 ℃；優(yōu)化后，白天水溫升高幅度為23.8 ℃，基本達(dá)到了預(yù)期變化值（24 ℃）；放熱初始水溫為38.4 ℃，較集熱結(jié)束時的39.1 ℃，下降了0.7 ℃，這是由水池?zé)醾鲗?dǎo)散熱引起的熱量損失造成。放熱時水溫由38.4 ℃下降到13.8 ℃，降幅24.6 ℃，放熱功率和放熱性能系數(shù)（COP）分別為27.1 kW及6.2，較優(yōu)化前的20.3 kW和4.5，分別提高了33.5%和37.8%。隨著儲熱池水溫的升高以及它與集熱池水溫的溫差加大，熱泵能效比會逐漸降低[24]，造成集熱性能系數(shù)（COP）由優(yōu)化前的3.2降低為優(yōu)化后的2.9，降幅為9.4%。但集熱、放熱兩個過程的總體性能系數(shù)COPal，從3.7升高到4.0，提高了8.1%。因此，優(yōu)化措施提升了系統(tǒng)的放熱性能以及總體性能。

表1 系統(tǒng)主要設(shè)備可用能平衡方程

注：m代表進(jìn)入設(shè)備節(jié)點處的工質(zhì)的質(zhì)量流量，ex代表節(jié)點處流動工質(zhì)的比可用能，T代表流動工質(zhì)在節(jié)點處的平均溫度，0代表環(huán)境溫度，hc代表集熱時長，rh代表放熱時長，fc,hc代表表冷器-風(fēng)機(jī)的集熱功率，fc,rh代表表冷器-風(fēng)機(jī)的放熱功率，hp代表熱泵機(jī)組的輸入功率，wp,hc代表集熱池水泵的輸入功率，wp,hs代表儲熱池水泵的輸入功率，hc,fin代表儲熱池集熱終態(tài)時的可用能，kw,fin代表儲熱池保溫終態(tài)時的可用能，in，out，E分別為設(shè)備輸入輸出可用能及損失。

Note:exstands for the specific exergy of the working medium at thenode,stands for the mass flow rate of the working medium entering thenode of the equipment,Tstands for the average temperature of the working medium at thenode, andstands for the ambient temperature,hcstands for length of time to collect heat,rhstands for length of time to heat release,fc,hcstands for heat collection power of fan-coil units,fc,rhstands for heat release power of fan-coil units,hpstands for input power of heat pump units,wp,hcstands for input power of water pump of heat collection pool,wp,hsstands for input power of water pump of heat storage pool,hc,finstands for available exergy in the final state of heat collection of heat storage pool,kw,finstands for available exergy in the final state of heat preservation of heat storage pool,in,out,Eare input, output available energy and loss of equipment.

表2 優(yōu)化前后系統(tǒng)的集放熱性能

注：COP 為性能系數(shù)，、、al分別為集熱、放熱和總體。

Note: COP is Coefficient of Performance,,, al are heat collection, heat release and overall.

此外，儲熱池蓄水量的減少也就意味著儲熱池體積的減少，這樣可以減少儲熱池建造成本及其在溫室的占地面積。

因此，減小儲熱池蓄水量的優(yōu)化思路，對提升系統(tǒng)的集放熱性能和經(jīng)濟(jì)性，都是有益的。

3.2 系統(tǒng)可用能分析

3.2.1 表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式

選取優(yōu)化后晴天（2021-12-26）及多云天氣（2022-01-02）的數(shù)據(jù)，進(jìn)行表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式的可用能分析。

兩天都采用表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式進(jìn)行集熱，室外平均氣溫0 ℃。蓄水量8.2 m3，平均集熱時長1.8 h。根據(jù)前述計算公式、試驗期間的測量數(shù)據(jù)等，計算得到系統(tǒng)各節(jié)點及工質(zhì)的熱力學(xué)參數(shù)均值，如表3所示。

根據(jù)公式（10）～（17），分別計算各設(shè)備的可用能損失、可用能效率，結(jié)果如表4所示。

表3 表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式下系統(tǒng)各節(jié)點熱力學(xué)參數(shù)

表4 表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式下主要設(shè)備可用能分析結(jié)果

3.2.2 熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式

選取優(yōu)化后晴天（2021-12-30）及多云天氣（2021-12-27）的數(shù)據(jù)，進(jìn)行熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式的可用能分析。

2 d都采用聯(lián)合集熱方式進(jìn)行集熱。室外平均氣溫1.8 ℃，蓄水量8.6 m3，平均集熱時長4 h。根據(jù)前述計算公式、試驗期間的測量數(shù)據(jù)等，計算得到系統(tǒng)各節(jié)點及工質(zhì)的熱力學(xué)參數(shù)均值，如表5所示。

表5 熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式下系統(tǒng)各節(jié)點熱力學(xué)參數(shù)

根據(jù)公式（10）～（17），分別計算各設(shè)備的可用能損失、可用能效率，結(jié)果如表6所示。

3.2.3 放熱模式

選取2021年12月30日的數(shù)據(jù)進(jìn)行放熱模式的可用能分析。

采用表冷器-風(fēng)機(jī)模式進(jìn)行放熱。室外平均氣溫2.2℃。蓄水量8.3 m3，放熱時長8.75 h。根據(jù)前述計算公式、試驗期間的測量數(shù)據(jù)等，計算得到系統(tǒng)各節(jié)點及工質(zhì)的熱力學(xué)參數(shù)均值，如表7所示。

根據(jù)公式（10）～（17），分別計算各設(shè)備的可用能損失、可用能效率，結(jié)果如表8所示。

表6 熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式下主要設(shè)備可用能分析結(jié)果

表7 放熱階段系統(tǒng)各節(jié)點熱力學(xué)參數(shù)

表8 放熱階段主要設(shè)備可用能分析結(jié)果

從表3～8可以看出，在所有的集放熱過程中，可用能損失最高的設(shè)備為熱泵機(jī)組，可用能效率僅為46.4%。由于未對熱泵各組件進(jìn)行分別測算，故無法針對壓縮機(jī)、冷凝器和蒸發(fā)器分別得出具體的可用能損失，但在熱泵的現(xiàn)場運行過程中發(fā)現(xiàn)，壓縮機(jī)發(fā)熱情況明顯，原因可能是其一部分輸入電功率轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃客ㄟ^殼體散失；同時因為優(yōu)化后的蓄水量減小，使得儲熱池即熱泵的熱匯側(cè)（冷凝）溫度升高，從而加大了冷凝壓力，導(dǎo)致壓縮機(jī)負(fù)荷變大，造成不可逆的可用能損失，最終表現(xiàn)出熱泵的整體可用能效率較低。對此，可通過改進(jìn)裝備工藝、探索合適的冷凝溫度、減少機(jī)械能、熱能或電能損失來提高熱泵機(jī)組的整體節(jié)能效果，從而提高其可用能效率。

在表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式、熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式、放熱模式下，集放熱裝置——表冷器-風(fēng)機(jī)的可用能效率分別為89.3%、87.8%、60.1%，兩種集熱方式的可用能效率相差不多，原因是在集熱時，系統(tǒng)開啟時的水氣溫差相差不大，只是聯(lián)合集熱方式時的水氣溫差總體略高于表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式。放熱時，初始水溫為38.4℃，初始?xì)鉁貫?3.9℃，水氣溫差達(dá)24.5℃，較大的溫差導(dǎo)致水和空氣的對流換熱過程中不可逆損失較大，因此出現(xiàn)了集放熱過程水氣溫差與可用能效率呈負(fù)相關(guān)的情況。對此，可通過在放熱時適當(dāng)減小水流量以降低水流速度，減緩放熱速度使換熱過程緩慢穩(wěn)定，達(dá)到減少可用能損失的目的。可以通過在水泵上加裝變頻裝置來實現(xiàn)。

集熱池和儲熱池水泵的可用能效率都比較高，表明水泵選型與系統(tǒng)較為匹配。在熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式下，儲熱池水泵的可用能效率最高（98.8%），集熱池水泵的可用能效率最低（89.9%），其實際流量的變化也與可用能效率的變化保持一致。在聯(lián)合集熱時，集熱池水泵的實測流量為11.4 m3/h，只有額定流量的75.7%，原因是在集熱池水泵通向表冷器-風(fēng)機(jī)的管路中，管路路徑較長，且彎頭和變徑等管道配件較多，造成了較大的沿程管路阻力，水泵的可用能效率未達(dá)到理想水平。

從集熱結(jié)束到開始放熱的保溫時間段內(nèi)，儲熱池的可用能效率較高，分別為97.7%和97.1%。但仍有8.6和18.0 MJ的熱量損失，并且集熱結(jié)束時水溫越高，其散熱損失也越多，可用能效率也越低。為此，需要對儲熱池采取措施加強保溫。

4 結(jié) 論

1）將儲熱池蓄水量優(yōu)化為8.4 m3的條件下，表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)的總集放熱性能得到提升。優(yōu)化后系統(tǒng)的集熱性能系數(shù)雖比優(yōu)化前降低了9.4%。但儲熱池放熱初始水溫得到提升，使得放熱性能提升性顯著，放熱功率和放熱性能系數(shù)分別為27.1 kW及6.2，提升了33.5%和37.8%，系統(tǒng)總性能系數(shù)由3.7提升到4.0。

2）可用能分析表明，水泵的可用能效率整體最高，具有較好的能源利用質(zhì)量；不同運行模式下，表冷器-風(fēng)機(jī)的可用能效率差異較大：表冷器-風(fēng)機(jī)集熱方式、熱泵與表冷器-風(fēng)機(jī)聯(lián)合集熱方式、放熱模式下分別為89.3%、87.8%和60.1%，傳熱溫差造成的不可逆損失是主要原因；熱泵機(jī)組可用能效率最低，是未來系統(tǒng)節(jié)能優(yōu)化的重點。

3）系統(tǒng)的可用能效率仍有進(jìn)一步提升的空間。熱泵機(jī)組可通過改進(jìn)裝備工藝、探索合適的冷凝溫度、減少機(jī)械能、熱能或電能損失來提高整體節(jié)能效果，從而提高其可用能效率；夜間放熱階段，通過減小水流量降低水流速度，減緩放熱速度來提高表冷器-風(fēng)機(jī)的可用能效率；儲熱池應(yīng)加強保溫，通過減少熱量散失減少可用能損失。

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Optimization and exergy analysis of fan-coil units-heat pump combined heat collection system

Song Weitang1,2, Geng Ruo1, Wang Pingzhi1,2, Liu Pingjian3, Zong Chengji1

(1.,,100083, C; 2.,,100083, C; 3.,274400,)

Many environmental factors have posed an important impact on crop growth in a greenhouse. Among them, the temperature is often the dominated factor in the greenhouse production. Water is also suitable for the medium of heat transfer or storage. Most research has been focused on the active heat collection and release system using water circulation and heat storage for nighttime warming in the greenhouse. A Fan-coil Units-Heat Pump Combined Heat Collection System (FUHPS) has been developed, where a heat pump has been added to the fan-coil units and heat storage pool for the heat collection (TSFU). A systematic investigation has been made to explore the performance under three modes of heat collection in different sizes of horticultural facilities. However, the water temperature of the storage tank cannot be raised by more than 12°C from the beginning to the end of the heat collection process in the field test. The reason was that the water temperature of the storage tank was not high enough to cause a small temperature difference between the water and gas during the heat release. As such, there was a relatively small Coefficient of Performance (COP) of heat release. Therefore, it is necessary to improve the heat release COP of the system. The initial water temperature of heat release can be expected to effectively improve the heat release performance of the TSFU. Furthermore, the heat release performance of the FUHPS with the same heat release mode can also be used to increase the initial water temperature of heat release. It is probable to reduce the actual water storage capacity of the heat storage pool. This study aims to improve the heat release performance of the FUHPS, and then further optimize the heat collection system. The actual water storage capacity was firstly calculated at the target water temperature. Secondly, an analysis was made to clarify the impact of water storage capacity on the heat release performance of the system. Thirdly, the exergy analysis was carried out under two kinds of heat collection modes and one kind of heat release mode, in order to determine the specific location and main reasons for the loss of exergy. Finally, optimization was proposed for each component of the FUHPS. The results show that the heat release power and COP of the optimized system were 27.1 kW and 6.2, respectively, which increased by 33.5% and 37.8% than before. The overall performance coefficient was also improved after optimization. The exergy analysis demonstrated that an excellent energy utilization quality was achieved in this case, indicating the highest exergy efficiency of the water pump. Specifically, the exergy efficiencies of the heat-collecting device and fan-coil units were 89.3%, 87.8%, and 60.1% under the fan-coil units’ heat collection mode, combined heat collection mode of fan-coil units+heat pump, and heat-releasing mode, respectively. In addition, some consideration was made for the irreversible loss caused by heat transfer temperature difference. Nevertheless, the lowest exergy efficiency was obtained in the heat pump unit, which was the key point of the energy-saving transformation of the system. This finding can provide a new idea to optimize and improve the performance of the active heat collection and release technology.

greenhouse; fan-coil units-heat pump; optimization; exergy analysis

10.11975/j.issn.1002-6819.2022.15.026

S625.4

A

1002-6819(2022)-15-0241-08

宋衛(wèi)堂，耿若，王平智，等. 表冷器-熱泵聯(lián)合集熱系統(tǒng)的優(yōu)化及可用能分析[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2022，38(15)：241-248.doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2022.15.026 http://www.tcsae.org

Song Weitang, Geng Ruo, Wang Pingzhi, et al. Optimization and exergy analysis of fan-coil units-heat pump combined heat collection system[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2022, 38(15): 241-248. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2022.15.026 http://www.tcsae.org

2022-04-30

2022-07-29

現(xiàn)代農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)技術(shù)體系建設(shè)專項資金項目（CARS-23-D02）

宋衛(wèi)堂，博士，教授，研究方向為設(shè)施園藝工程。Email：songchali@cau.edu.cn