多能互补协同蓄能系统热力学分析与运行优化

王宇波，全贞花，靖赫然，王林成，赵耀华

（北京工业大学绿色建筑环境与节能技术北京市重点实验室，北京100124）

引 言

近年来，我国北方清洁取暖的各项工作在相关政策的推动下有序推进，但单一技术产品的局限性[1-3]也阻碍着“煤改电”工程的深入开展，伴随我国对加快能源转型升级、促进清洁可再生能源消费等方面的相关要求及支持，各种能源应用形式不断被发掘，已呈现“从单一能源到多能源互补”的发展势头[4]。同时“煤改电”推广面临的主要问题是能源供应存在短板，部分地区的配电电网薄弱，改造成本极高，无法承担高峰用电的负荷冲击[5]。并且随着电网压力越来越大，政府出台了分时电价政策，以鼓励用电用户减少高峰用电负荷。因此蓄能空调凭借削峰填谷、运行费用低等优势得到广泛的应用[6]。所以，以太阳能、空气能、水源能、地热能等可再生能源综合利用为主、结合蓄能的智慧供能技术，是未来供能系统的重要发展方向。国内外学者近年来对多能源互补系统进行了大量的研究[7-10]。Emmi等[11]调查和比较了不同的多能源组合系统的性能，系统包括PV/T组件、空气散热器和地源热泵等，结果表明与普通空气-水热泵系统相比，多能源系统的能效提高了16%～25%。蔡俊杰等[12]提出一种相变蓄能-热泵多能互补供能系统。热泵低温热源来自水凝结成冰所释放出的潜热，再通过空气能进行融冰储能，可以使系统高效运行，解决了空气源热泵的结霜问题。李先庭等[13]提出了利用地下水池进行季节性蓄热的太阳能与低温空气源热泵复合空调系统，并以乌鲁木齐地区某宿舍为对象对该复合系统进行优化分析,为该系统的优化设计与应用提供了理论指导。由此可见多能互补供能系统结构复杂，设备种类繁多，并且涉及多种可再生能源的应用，故进行合理的性能分析并以此来优化运行有助于发挥系统的节能潜力，并降低运行费用，提高系统的稳定性。而一直以来对供能系统的性能分析一般是建立在能量平衡的基础上，这种方法应用简单、计算方便，在一定程度上反映了供能系统的节能效果。但是，这种方法忽略了能量中“质”的利用和能量质量的下降[14]。所以说以热力学第一定律为基础的能量分析法分析的结果往往会造成高效节能的假象，以热力学第二定律为基础的分析逐渐受到越来越多的学者关注[15-17]。

本研究提出了一种可再生能源多能互补协同蓄能的建筑供能系统，在可再生能源高效利用的同时，通过夜间蓄能，实现电力“移峰填谷”。对于本系统而言不仅涉及多种不同品位能源的互补梯级利用，同时蓄热品位的高低也决定着蓄热系统的蓄热能力，单纯利用能量分析不足以全面地评价出本系统优势，所以本文利用系统实际运行数据，结合能量、分析和热经济学对多能互补协同蓄能建筑供能系统进行冬季性能和运行优化的研究，并分析系统的经济效益，为多能互补协同蓄能系统的推广应用提供技术与数据支撑。

1 多能互补协同蓄能建筑供能系统介绍

本系统现已应用于山东某研究院，为办公楼、地下室和实验室等4500 m2的建筑面积供能，系统主要由空气源热泵、水源热泵、蓄能水箱、缓冲水箱、用户末端和太阳能光伏光热组件组成，如图1所示。空气源热泵共两台，额定电功率为45 kW，有制冷和制热两个模式，兼顾蓄能和直供末端使用。水源热泵为高温水源热泵，额定电功率为60 kW，仅用作冬季夜间提升蓄能水箱的蓄热温度。蓄能水箱作为冬夏季主要的蓄能装置通过水来蓄能，容量为120 t。缓冲水箱容量为36 t，在夏季可蓄冷水，冬季不仅可用来收集光伏光热组件的产热，作为水源热泵的低温热源，同时也作为水源热泵耦合空气源热泵运行的缓冲，避免了机组的频繁启停，有利于系统的稳定运行。太阳能光伏光热组件采用单晶硅光伏电池板，共280块，每块尺寸1650 mm×992 mm，峰值发电功率285 W。

系统共设置16个电动调节阀，通过控制阀门启闭，实现冬夏季不同蓄能供能的运行模式。夏季夜间利用空气源热泵同时为蓄能水箱和缓冲水箱蓄冷水，白天水箱供冷，不足部分由空气源热泵直供补充。冬季夜间若环境温度较高则单独运行空气源热泵为蓄能水箱蓄热；若环境温度较低则水源热泵耦合空气源热泵联合运行为蓄能水箱蓄热，空气源热泵加热缓冲水箱，水源热泵将缓冲水箱中的热量提升到蓄能水箱中。白天利用蓄能水箱的热量供暖。本文主要研究系统冬季的性能，其运行模式见表1。

为了更好地对本系统进行优化控制与管理，建立了智慧能源监控系统。监测的数据包括日期和时间（即年、月、日、时、分）；热泵机组电功率、进出水温度和流量；水箱内部不同高度的温度和进出水口温度，水箱的内部设置高、中、低3个传感器，温度探点分别位于水箱的1/4、1/2和3/4处；PV/T组件供、回水温度和流量；末端风盘供、回水温度和流量。本研究收集了2019—2020年系统冬季的运行数据进行分析，实际系统设备如图2所示。

表1 系统冬季工作原理与运行模式Table 1 Working principle and operation mode of the system in winter

图2 多能互补协同蓄能供能系统照片Fig.2 The system photos

本系统主要分为三个部分，即热源、输送设备和蓄能水箱。能量从热源开始，经过不同的转化过程，能质不断降低，最终被储存在蓄能水箱中供白天用户使用。由于不同部件的结构和热力过程不尽相同，为了得到普遍适用的结果，采用黑箱模型对系统中的各部件进行分析[18]。

2.1 热泵

本系统含有水源热泵和空气源热泵，它可以用相对较少的电能为代价，将能量从低温设备传递至高温设备中，分析模型如下[19]：

式中，EH是热泵的输出，kWh；EL是从低温热源提取的热量，kWh；П是损失，kWh；W是热泵的耗功，kWh；T0是环境温度，K；QH和QL分别是热泵的制热量和取热量，kWh；TH和TL分别是高温热源和低温热源的温度，近似为进出水平均温度，K；COP是热泵的性能系数。

2.2 输送设备

水泵是连接热源与蓄能水箱的中间环节，在工质输送过程中，水泵所提供的能量逐步被管道中的沿程阻力与局部阻力所消耗，而工质本身所携带的量并未改变。因此，本文将输送设备的能耗看作只起到辅助能量系统完成循环作用的辅助能耗。由于水泵所消耗的电能全部是，因此将其能耗全部计入用能系统所消耗的中。

2.3 水箱

本系统含有缓冲水箱和蓄能水箱，广义蓄能过程在保持能量平衡的基础上，量也应保持平衡，其平衡应为进入水箱的量等于水箱增量与散失之和，其分析模型如图3所示[19]。同时值得注意的是对于蓄能水箱而言，由于其体积较大，高度较高，容易出现水体分层的现象，为了对水箱的分层特性和所具有的有用能效率进行一个比较合理的评价，采用Rosen等[20]提出的分层水箱值计算方法。对于缓冲水箱而言体积较小，可认为水箱内部较为均匀。

图3 水箱分析模型Fig.3 Exergy analysis model of water tank

式中，ΔEw是水箱的增量，kWh；Ew,in和Ew,out分别是水箱的输入和输出的热量，kWh；Qw,in和Qw,out分别是水箱的输入和输出的热量，kWh；T1～T4分别是水箱的四个进出口水温，K；mi是水箱每个分层的质量，kg；Ti和Ti0分别是当前时刻和上一时刻水箱每个分层的温度，K。

2.4 PV/T组件

PV/T组件热电联产，将白天产生的热量收集在缓冲水箱中，在夜间供水源热泵使用。由于实际系统太阳能环路尚未运行，缺乏实际数据，所以太阳能集热性能采用模拟分析。PV/T组件采用平板微热管阵列光伏光热组件[21]，微热管阵列贴合在光伏电池背板上，其冷凝端与水管换热器通过导热硅胶干式连接。前期课题组对PV/T组件的发电集热效率进行了大量的实验室测试，因此使用实验得到的PV/T组件性能建立模型，性能公式如下[22]：

式中，ηth是PV/T组件热效率；ηo是PV/T组件综合性能效率；TPVT,in是PV/T组件的进口水温，K；G是PV/T组件得到的太阳辐照度，kWh。

2.5 系统评价指标

对于本系统而言，太阳能集热和热泵蓄热并不会发生在同一时段，所以本文对于这两个运行工况是分开评价的。对于夜间系统消耗的是压缩机和水泵的电能,产出的是蓄能水箱得热；对于白天太阳能集热系统消耗的是水泵的电能，产出的是缓冲水箱得热和太阳能电池发电量。系统COP可用式(15)计算：

式中，ΔTw是水箱温升，K；WAS和WWS分别是空气源热泵和水源热泵的电功率，kWh；Wp是水泵的电功率，kWh。

3 系统性能分析与优化

3.1 典型工况的分析

为探究本系统的运行性能，选取2019年12月31日为冬季典型工况日进行性能分析，夜间平均气温-9℃左右，根据天气条件，系统自动选择空气源热泵耦合水源热泵联合制热工况运行，空气源热泵为低温过渡水箱制备25℃左右的低温热水，保证低温环境下空气源热泵机组较高的COP；同时水源热泵利用过渡水箱低温热水作为蒸发器侧低温热源，为高温蓄热水箱制热，其分析模型如图4所示。空气源热泵环路23:00开始启动，10 min后耦合水源热泵环路串联运行达到完全稳定的工作状态。蓄热工况持续8 h，谷电结束时蓄能水箱达到最高储热温度57.5℃，联合运行系统平均COP为2。图中，W1、W2分别为空气源热泵和水源热泵的耗功量，kWh；Q0为空气源热泵从环境的取热量，kWh；Q1、E1分别为空气源热泵的制热量和输出量，kWh；Q2、E2分别为水源热泵从缓冲水箱的取热量和得到的量，kWh；Q3、E3分别为水源热泵的制热量和输出量，kWh。

图4 空气源热泵耦合水源热泵梯级制热工况分析模型Fig.4 Exergy analysis model of air source heat pump coupled with water source heat pump in heating condition

图5 各部件效率Fig.5 Exergy efficiency of each component

图6 各部件损率Fig.6 Exergy loss rate of each component

2019年12月31日白天中午最高气温为0.5℃，平均气温-1.86℃，PV/T组件的发电集热量和效率如图7所示。上午9：30PV/T组件表面太阳辐照度达到300 W/m2，集热水泵运转，缓冲水箱初始温度为20℃。运行初末期由于太阳方位角较大，影响了PV/T组件的发电集热量，导致组件效率仅为5%。中午13:00左右PV/T组件表面太阳辐照度达到最高值680 W/m2，此时组件瞬时发电量和集热量分别为90 kW和39.5 kW，组件效率达到13.08%。下午15：40系统停止工作，PV/T组件累计集热量为351 kWh，缓冲水箱最终被加热至33.14℃，所收集的热量大约可维持水源热泵运行1.5 h，进一步提升了系统的性能。PV/T组件工作时系统的平均COP为10.35，平均效率为10.92%，其中平均集热效率为1.57%，平均发电效率为9.35%，虽然较其他形式的PV/T系统有一定的优势[23]，但是仍有可提升空间：①由于受屋顶坡度限制，PV/T组件的倾角仅为15℃，组件表面接受的太阳辐照度较小，增大倾角将更有利于提升组件的效率；②加大保温层厚度，减少热量的散失，提高组件的集热效率。

图7 PV/T组件发电集热量和效率Fig.7 Power generation,heat collection and exergy efficiency of PV/Tmodules

3.2 系统运行优化

由于实际系统绝大多数情况并非处在典型工况下运行，故本节对多能互补协同蓄能建筑供能系统进行了进一步的研究。当室外温度升高，空气源热泵的制热能力会有所上升，使其可以直接为蓄能水箱蓄热。单独运行空气源热泵蓄热工况减少了设备的使用，在一定情况下会使得系统的损失低于水源热泵耦合空气源热泵联合蓄热工况，提升了系统的整体性能，所以选择合适的蓄能工况成为系统优化运行的关键。下面分别对这两种工况进行性能和分析。

空气源热泵单独蓄热工况下系统性能易受室外环境和蓄能水箱温度变化的影响，如图8所示。随着蓄能水箱的温度升高，系统COP呈线性下降趋势，当蓄能水箱温度达到52℃后空气源热泵基本丧失制热能力；随着环境温度的提高，系统COP呈上升趋势。环境温度和水箱温度不仅会对系统COP产生影响，同时也会影响系统收益热量的大小，由图8可见，环境温度的降低和蓄能水箱温度的升高所带来的COP的降低基本可以抵消收益热量的升高，所以可以认为空气源热泵单独蓄热的系统效率不受环境温度变化的影响，基本稳定在0.29±0.02的范围内；随着蓄能水箱温度的升高，系统效率略微下降，水箱温度达到52℃后受机组性能下降的影响，系统效率急速下降。

图8 空气源热泵单独蓄热工况性能Fig.8 Performance of air source heat pump under separate heat storage condition

而水源热泵耦合空气源热泵联合蓄热工况下系统性能更为稳定，如图9所示。系统COP基本不受室外环境温度变化的影响，随蓄能水箱温度的升高系统COP呈线性下降的趋势，当蓄能水箱温度达到56℃后系统COP急剧下降，但依旧可以保持在1.5左右,直至蓄能水箱温度达到58℃蓄能结束。但是由于环境温度的降低和蓄能水箱温度的升高都会使系统收益的热量升高，导致环境温度和蓄能水箱温度对联合蓄热系统效率的影响较大。随着环境温度的降低，系统效率呈上升趋势，最高可达到0.34；随着蓄能水箱温度的升高系统效率同样呈上升趋势，上升幅度在0.05左右，效率的波动范围在±0.01左右。

由以上分析可以看出，蓄能水箱温度对于空气源热泵单独蓄热系统COP的影响要比对水源热泵耦合空气源热泵联合蓄热系统COP的影响大，这就导致这两种工况的系统效率曲线变化趋势不同，说明存在最优工况的选择，以保证系统处在较高的效率下运行。因此拟合了不同室外环境温度下两种工况效率随蓄能水箱温度的变化曲线，如图10所示。可以看到当室外环境温度低于-2℃时联合运行蓄热的效率要优于空气源热泵单独蓄热;当室外环境温度介于-2～3℃时存在一个分界点温度,若蓄能水箱温度低于分界点温度则空气源热泵单独蓄热的效率较高,反之联合运行蓄能的效率较高;当室外环境温度高于3℃时空气源热泵单独蓄热的效率要高于联合运行蓄热。

图9 水源热泵耦合空气源热泵联合蓄热工况性能Fig.9 Performance of water source heat pump coupled with air source heat pump under heat storage condition

图10 两种蓄热工况效率变化Fig.10 Changeof exergy efficiency under two heat storage conditions

基于以上分析，可以确定本系统冬季通过当天气象数据选择夜间的蓄热工况。若夜间室外平均温度T0＞3℃，则只运行空气源热泵单独储热工况，当蓄能水箱温度达到52℃仍不能满足第二天的供能需求则切换至联合蓄热工况；若室外平均温度-2＜T0＜3℃，则先运行空气源热泵单独储热工况，至蓄能水箱温度达到45℃再运行水源热泵耦合空气源热泵机组联合运行工况；若室外平均温度T0＜-2℃，则只运行水源热泵耦合空气源热泵机组联合运行工况。

4 热经济学评价

热经济学依据热力学与经济学结合的原理，可以有效地解决供能系统“节能”和“省钱”的矛盾，更为全面地评价系统的经济效益。分别对多能互补协同蓄能建筑供能系统、常规空气源热泵直供系统和燃气热水锅炉供暖系统进行热经济学指标计算[26]，比较其经济效益。

2019年11月至2020年4月共计供热5个月，累计供热量约为25.3×104kWh。当地每日电价可分为4个用电时段：23:00至次日7:00为电价低谷时段，电价为0.32 CNY/kWh；8:30～11:30及16:00～21:00为电价高峰时段，电价为0.92 CNY/kWh；其中10:30～11:30和19:00～21:00为电价尖峰时段，电价为1.02 CNY/kWh；其余时间为平电时段，电价为0.61 CNY/kWh。当地天然气价格为3.36 CNY/m³。经计算，多能互补系统供热费用5.6万元，单位面积供热费用12.5 CNY/m2；常规空气源热泵直供系统基准COP按3.0计算，供热费用为22 CNY/m2，供热总费用约为8.8万元；燃气热水锅炉供暖系统供热费用9.44万元，单位面积供热费用23.6 CNY/m2。本系统冬季的运行费用分别为常规空气源热泵直供系统和燃气热水锅炉供暖系统的61.8%和53.5%，运行节钱优势明显。

但是，由于多能互补系统构造复杂，设备投资明显大于常规系统，其用于供热的设备投资约为23.5万元。而常规空气源热泵供能系统和燃气热水锅炉供暖系统的供热设备投资分别约为6.5万元和6万元。假设系统寿命为20年，年利率为4.5%，系统年维护费用按初投资费用的3%确定，将初投资和运行投资合并计算为年度化费用。得到多能互补系统供热年度化费用为8.48万元，年单位成本2.16 CNY/kWh；常规空气源热泵直供系统年度化费用为9.7万元，年单位成本2.95 CNY/kWh；燃气热水锅炉供暖系统年度化费用为10.05万元，年单位成本2.83 CNY/kWh。经计算多能互补系统相较于空气源热泵直供系统的动态回收期为3.66年，相较于燃气热水锅炉供暖系统的动态回收期为2.47年，可见虽然多能互补协同蓄能建筑供能系统相较于常规系统的初投资较大，但从长远来看具有很大的经济优势。

5结 论

本文基于热力学分析方法，对多能互补协同蓄能供能系统冬季蓄能工况进行了性能分析与运行优化。主要结论如下。

(2)系统PV/T充分利用了光伏电池的废热作为水源热泵的低温热源，提高了系统的节能性与经济性。PV/T组件工作时系统的平均COP为10.35，平均效率为10.92%，较其他常规形式的PV/T系统有一定的优势。

(4)多能互补协同蓄能供能系统单位面积供热费用仅为12.5元/m2，其年度供热费用和年单位成本分别为8.48万元和2.16 CNY/kWh，均低于常规空气源热泵直供系统和燃气热水锅炉供暖系统，相较于这两种常规系统，动态回收期分别为3.66年和2.47年。该系统将有助于解决中国北方地区清洁供暖相关问题，是值得推广的供能系统形式。

符号说明

COP——性能系数

c——比热容，J/(kg·K)

di——设备的损率

E——量，kWh

G——太阳辐照度，kWh

m——质量，kg

Q——热量，kWh

T——热力学温度，K

T1,T2,T3,T4——分别为水箱的四个进出口水温，K

W——设备耗功量，kWh

П——损失，kWh

η——效率

下角标

AS——空气源热泵

H——高温热源

in——入口

L——低温热源

o——综合性能

out——出口

PVT——PV/T组件

p——水泵

pv——光伏发电

s——太阳

th——PV/T集热

WS——水源热泵

w——水箱

0——室外环境