技术领域
[0001] 本
发明属于地缘热泵系统节能技术领域，具体涉及一种
地源热泵全局优化控制方法。
背景技术
[0002] 地源热泵系统的优势已经得到了实际检验，国际制冷协会将其认定为21世纪具有很大节能潜
力的设备。即便如此，如果地源热泵系统在应用中存在设计不当，运行不当的情况，也难以发挥其节能的特点。早期，人们重点关注的是设计过程的合理性，例如如何保证
地埋管换热器在岩土中畜热达到冬夏季平衡。这种从设计的
角度出发进行优化虽有一定的节能效果，但远远不及在运行中进行合理的调节。
[0003] 任何
空调系统往往都是以最不利的工况设计的，这就导致了空调在非极端天气情况下处于部分负荷。在自动控制没有普及的应用时，地源热泵系统往往是定流量运行的，这严重的导致了“大温差小流量”的运行状态，
水泵耗去了大量的
能量。随后，工程实际中出现了五度温差控制，该五度温差即为人工总结出的经验，在一定程度上避免了水泵能耗的浪费。近年来，最优控制理论逐渐的应用在各种控制背景中，人们清楚的认识到“五度温差”并不一定是系统的最佳状态。地源热泵系统是随着外界负荷变化而改变状态的高度耦合的系统，实时的对系统进行优化分析，找到合理的设定值，才能保证系统最优。
[0004] 以夏季为例，在当前负荷下，如果减小地埋管换热器的水流量，会造成机组
冷凝器换热恶化，效率降低，热泵能耗增高，但是地埋侧水泵功耗就会降低。这就说明了只有从系统的角度进行分析，合理的寻找流量的最优值，继而确定温差的设定值，才能使系统的总能耗降至最低。
发明内容
[0005] 本发明所要解决的技术问题在于针对上述
现有技术中的不足，提供一种地源热泵全局优化控制方法，通过对地源热泵机组与地埋管换热器建模，应用优化
算法对用户侧流量以及地源侧流量进行寻优，将寻优后的值作为设定值提供给底层闭环控制，使整个系统在最优状态点运行。
[0006] 本发明采用以下技术方案：
[0007] 一种地源热泵全局优化控制方法，建立地源热泵机组、地埋管换热器、水泵的物理模型并分析，应用
优化算法对用户侧流量以及地埋侧流量进行寻优，将寻优后的值作为设定值提供给底层闭环控制，使地源热泵系统在最优状态点运行，利用地源热泵机组部分负荷效率曲线编写满负荷下热泵机组程序，输入各负荷率下的负荷值以及各额定和规定的流量、
温度，得出
压缩机理论功耗；再将理论功耗与由部分负荷效率计算出的实际功耗相除，得到压缩机部分负荷效率，拟合出压缩机效率曲线。
[0008] 具体的，地源热泵机组压缩机表示为：
[0009]
[0010] 其中，Win为轴功率；mr为吸入制冷剂
质量流量；vsuc为吸入制冷剂比体积；γ为压缩过程中多变指数；pcom,suc为出气口压力；πi为压缩机内部压缩比。
[0011] 进一步的，冬季地源热泵机组制冷剂流量mr计算如下：
[0012]
[0014] Qe＝mr(he,out-he,in)
[0015] 其中，he,out为压缩机出口
焓值，he,in为冷凝器进口焓值；
[0016] 夏季地源热泵机组的制冷剂流量m′r计算如下：
[0017]
[0018] 冷凝器换热量Qc计算如下：
[0019] Qc＝m′r(hc,out-hc,in)
[0020] 其中，hc,out为
蒸发器出口焓值，hc,in为蒸发器进口焓值。
[0021] 进一步的，蒸发器换热过程表示如下：
[0022] Qe＝εeme,wcp,w(te,w,in-te)
[0023] 其中，εe为蒸发器
传热效能，me,w为蒸发器的水侧流量，cp,w为水侧
比热，te,w,in为蒸发器进口压力，te为蒸发温度；
[0024]
传热系数依据制冷剂侧流量以及水侧流量进行修正如下：
[0025]
[0026] 其中，A为蒸发器或冷凝器换热面积；U为蒸发器或冷凝器传热系数；mr为冷剂侧实际流量；mw为蒸发器或冷凝器水侧实际流量；mr0为制冷剂额定流量；mw0为蒸发器或冷凝器水侧额定流量；Rr0为蒸发器或冷凝器制冷剂侧热阻；Rδ为蒸发器或冷凝器管材热阻；Rw0为蒸发器或冷凝器水侧热阻；α，β为识别参数。
[0027] 更进一步的，蒸发器传热效能εe定义如下：
[0028]
[0029] 其中，NTUe为传热单元数，是无量纲参数，其值计算如下：
[0030]
[0031] 其中，Ae为蒸发器换热面积；Ue为蒸发器传热系数。
[0032] 具体的，地埋管换热器耦合地源热泵机组，孔内采用稳态传热，其热阻为：
[0033]
[0034] 其中，Rb为孔内总热阻；λg为回填材料的导热系数；db为钻孔外直径；do为U型管外直径；D为U型管间距；λs为孔外岩土导热系数；λp为U型管管壁导热系数；di为U型管内直径；K为载能
流体与U型管内壁
对流换热系数；
[0035] 孔外采用线热源模型，常热留下地埋管换热器出水温度为：
[0036]
[0037] 其中，ql为地埋管换热器钻孔内单位长度热流，mf为载能流体质量流量，cf为载能流体比
热容，Tg为
土壤远端温度，as为土壤导热系数， 为地埋管不利孔距离。
[0038] 具体的，应用优化算法对用户侧流量以及地源侧流量寻优过程中，约束条件如下：蒸发器、冷凝器流量满足机组最低流量限制；水泵
频率大于等于35Hz。
[0039] 进一步的，目标函数为地源热泵机组功耗、用户侧水泵功耗、地埋侧水泵功耗达到最低，具体为：
[0040] min(Psum)＝Php+Pg+Pc
[0041] 其中，Psum为地源热泵系统总能耗，Php为地源热泵机组功耗，Pg为用户侧水泵功耗，Pc为地埋管侧水泵功耗。
[0042] 具体的，优化算法采用粒子群算法，每个粒子的速度和
位置参数更新如下：
[0043]
[0044]
[0045] 其中， 为第i个粒子，地埋侧流量在k次循环的速度；w为权重，用于调整搜索性能；c1、c2为
加速度； 为第i个粒子，地埋侧流量在k次循环的最优位置； 为地埋侧流量在k次循环的全局最优位置； 为第i个粒子，地埋侧流量在k次循环的位置。
[0046] 与现有技术相比，本发明至少具有以下有益效果：
[0047] 本发明一种地源热泵全局优化控制方法，应用优化算法对用户侧流量以及地埋侧流量进行寻优，将寻优后的值作为设定值提供给底层闭环控制，使地源热泵系统在最优状态点运行，水泵节能效果显著，对比定流量控制系统，五度温差控制系统，可以大大促进地源热泵系统运行控制技术的发展；并且由于空调系统耗能巨大，从地源热泵系统运行中节约的能耗数量将是十分可观的，对节能事业的发展具有非常重要的现实意义。
[0048] 进一步的，通过地源热泵机组部分负荷效率曲线与各负荷率下负荷值，额定流量，温度等参数，可由控制算法反映各控制策略作用下，地源热泵机组运行效率的变化情况，并将其列列入考虑以保证系统能耗较低
基础上，地源热泵机组高效运行。
[0049] 进一步的，考虑到地源热泵机组冬夏工作原理完全相反，夏季工况下，冷凝器向土壤释放热量，蒸发器向用户侧释放冷量；冬季工况下，冷凝器向用户侧释放热量，蒸发器向土壤释放冷量，即冬夏工况下，地源热泵机组，土壤与用户侧热量传递方向相反，故分别按冬夏工况设置制冷剂质量流量与传热量。
[0050] 进一步的，考虑到控制策略对地源热泵机组压缩机效率与水泵流量的影响，加入制冷剂侧流量与水侧流量对蒸发器换热过程的影响，以保证控制策略作用时，地源热泵机组对用户侧与土壤传热过程的准确性与即时性。
[0051] 进一步的，考虑U型管在孔内的位置，孔内采用稳态传热的二维导热模型，避免了一维模型“当量直径”近似引起的高误差与高纬度模型的繁琐计算和参数需求，兼具计算的准确性与便捷性。孔外采用经典线热源模型，即具有一定初始温度的无现长圆柱体的一维非稳态导热问题，近似认为土壤热物性均匀，初始温度均匀，钻孔内部热流恒定，没有热湿传递，钻孔与土壤没有
接触热阻。该传热模型的建立具有代表性与一定的准确性。
[0052] 进一步的，在实际使用基础上设置约束条件，即保证仿真模拟结果具有工程实际意义。具体体现在，地源侧流量、用户测流量应满足地源热泵厂家要求的最低流量以及最高流量限制，保证系统运行稳定度；蒸发器出水温度应该大于厂家要求的最低限值，防止蒸发温度过低，蒸发器内发生冻结；地源侧
循环水泵、用户侧循环水泵变频运行时，频率不能过低，一般频率变化不超过35HZ。若频率过低会造成水泵效率严重下降，或者造成扬程不足。
[0053] 进一步的，通过加和确定系统总功耗，以总功耗为对比参数，与定流量控制策略，五度温差控制策略为参考，体现本发明控制策略的节能效果。
[0054] 进一步的，采用粒子群算法，模拟
鸟类寻找未知事物过程，每一个待优化问题的解，即待优化用户侧流量以及地埋测流量(二维解)可以看作是一只“鸟”，称为粒子。每一个粒子都内含两个重要参数，一个是位置向量，代表粒子在空间解的位置，另一个是速度向量，代表下次飞行的方向与速度。在
迭代的过程中，粒子会计算适应度函数，判断自己与最优解的距离，同时会根据自身搜索经验以及粒子群中最优粒子的搜索经验来调整飞行的方向与速度。若干次迭代后，粒子最后会逐渐向最优位置集中。使用该方法，可迅速地，动态地完成最优解的求解过程，以保证地源热泵系统全局控制策略具有即时性的最优节能效果。
[0055] 综上所述，本发明通过对地源热泵系统压缩机，蒸发器，冷凝器的建模分析，结合粒子群寻优算法确定了一种全新的地源热泵系统全局控制策略，期间充分考虑到外部干扰与控制策略本身对系统的影响，设置了相应的修正补偿措施，具有较强的工程实际意义，在实际运行过程中相对定流量运行策略节能14％，相对传统五度温差控制策略节能6.7％，对于节约地源热泵系统的运行能耗具有重要意义。
[0056] 下面通过
附图和
实施例，对本发明的技术方案做进一步的详细描述。
附图说明
[0057] 图1为本发明热泵机组逻辑图；
[0058] 图2为本发明地埋管换热器耦合地源热泵机组逻辑
框图；
[0059] 图3为应用优化算法对用户侧流量以及地源侧流量寻优示意图；
[0060] 图4为优化算法采用粒子群算法逻辑框图；
[0061] 图5为变热流下分解示意图，其中，(a)为连续变化热流的脉冲化，(b)为脉冲化热流正负阶跃分解；
[0062] 图6为压缩机部分负荷效率曲线图；
[0063] 图7为定流量控制与五度温差控制对比图。
具体实施方式
[0064] 本发明提供了一种地源热泵全局优化控制方法，通过对地源热泵系统模型的分析，应用优化算法对用户侧流量以及地埋侧流量进行寻优，将寻优后的值作为设定值提供给底层闭环控制，整个系统在最优状态点运行，使地源热泵系统总能耗达到最低，具体步骤如下：
[0065] S1、建立地源热泵机组、地埋管换热器、水泵的物理模型
[0066] S101、对于地源热泵机组，蒸发器冷凝器均采用传热效能传热单元数法；对于蒸发器，传热效能的定义为(冷凝器换热过程同理)：
[0067]
[0068] 其中，NTUe即为传热单元数，它是无量纲参数，其值为：
[0069]
[0070] 其中：Ae为蒸发器换热面积/m2；Ue为蒸发器传热系数/W·(m2·℃)-1；me,w为蒸发器的水侧流量/kg·s-1；cp,w为水侧比热容/kJ·(kg·℃)-1。
[0071] 则蒸发器换热过程可表达为：
[0072] Qe＝εeme,wcp,w(te,w,in-te)
[0073] 其中，εe为蒸发器传热效能，me,w为蒸发器的水侧流量，cp,w为水侧比热，te,w,in为蒸发器进口压力，te为蒸发温度；
[0074] 传热系数依据制冷剂侧流量以及水侧流量进行修正：
[0075]
[0076] 式中：A为蒸发器或冷凝器换热面积/m2；U为蒸发器或冷凝器传热系数/W·(m2·℃)-1；mr为冷剂侧实际流量/kg·s-1；mw为蒸发器或冷凝器水侧实际流量/kg·s-1；mr0为制-1 -1冷剂额定流量/kg·s ；mw0为蒸发器或冷凝器水侧额定流量/kg·s ；Rr0为蒸发器或冷凝器制冷剂侧热阻/m2·℃·W-1；Rδ为蒸发器或冷凝器管材热阻/m2·℃·W-1；Rw0为蒸发器或冷凝器水侧热阻/m2·℃·W-1；α，β为识别参数。
[0077] 地源热泵机组压缩机可表示为：
[0078]
[0079] 式中：Win为轴功率/kW；mr为吸入制冷剂质量流量/kg·s-1；vsuc为吸入制冷剂比体积/m3·kg-1；γ为压缩过程中多变指数，pcom,suc为出气口压力；πi为压缩机内部压缩比。
[0080] 对于螺杆式压缩机部分负荷情况，滑
阀的移动会产生一定的压缩损失，采用压缩机部分负荷效率来进行求解如下：
[0081] Win＝Win,r/ηc
[0082] 利用提供的热泵机组部分负荷效率曲线编写好的满负荷下热泵机组程序，输入各负荷率下的负荷值Qe以及各额定和规定的流量、温度，程序计算出的是压缩机理论功耗；再将程序计算出的理论功耗与由部分负荷效率计算出的实际功耗相除，即可得到压缩机部分负荷效率。各负荷率下的压缩机效率求出以后，即可拟合出压缩机效率曲线。
[0083] 请参阅图1，冬季地源热泵机组制冷剂流量可由下式求得：
[0084]
[0085] 蒸发器换热量可由下式求得，即：
[0086] Qe＝mr(he,out-he,in)
[0087] 其中，he,out为压缩机出口焓值，he,in为冷凝器进口焓值；
[0088] 夏季地源热泵机组的制冷剂流量m′r可由下式求得：
[0089]
[0090] 冷凝器换热量Qc可由下式求得，即：
[0091] Qc＝m′r(hc,out-hc,in)
[0092] 其中，hc,out为蒸发器出口焓值，hc,in为蒸发器进口焓值。
[0093] 不论冬季工况还是夏季工况，制冷剂流量以及蒸发器或冷凝器换热量需要两层迭代。在程序计算中，制冷剂热物性方程也有若干次迭代。
[0094] 一般的，可以应用二分法进行迭代，这样做可以保证程序的简洁性以及直观性。
[0095] S102、请参阅图2，将地埋管换热器耦合地源热泵机组，对于地埋管换热器，孔内采用稳态传热，其热阻为：
[0096]
[0097] 式中：Rb为孔内总热阻/m·K·W-1；λg为回填材料的导热系数/W·(m·K)-1；db为钻孔外直径/m；do为U型管外直径/m；D为U型管间距/m；λs为孔外岩土导热系数/W·(m·K)-1；λp为U型管管壁导热系数；di为U型管内直径/m；K为载能流体与U型管内壁对流换热系数。
[0098] 孔外采用线热源模型；则常热留下地埋管换热器出水温度为：
[0099]
[0100] 其中：ql为地埋管换热器钻孔内单位长度热流，mf为载能流体质量流量，cf为载能流体比热容，Tg为土壤远端温度，as为土壤导热系数，I为积分符号， 为地埋管不利孔距离。
[0101] 变热流下进行分解如图5所示，变热流下地埋管换热器出水温度为：
[0102]
[0103] 式中：m为周围一圈钻孔的数目；dw为周围一圈孔距离；Tg为土壤远端温度/℃；ql为钻孔单位长度热流/W·m-1，as为土壤导温系数/m2·h-1，该单位应根据τ单位变化，为指数积分函数。
[0104] S2、应用优化算法对用户侧流量以及地源侧流量寻优
[0105] 请参阅图3，以冬季状况为例，负荷以及冷凝器进口温度为慢干扰，待寻优参数为蒸发器流量以及冷凝器流量。为了防止蒸发器、冷凝器传热过程恶化造成机组损坏以及水泵频率过低引起水泵效率严重下降，在寻优过程中有如下约束条件：
[0106] (1)蒸发器、冷凝器流量满足机组最低流量限制；
[0107] (2)水泵频率不低于35HZ。目标函数为地源热泵机组功耗、用户侧水泵功耗、地埋侧水泵功耗达到最低；即：
[0108] min(Psum)＝Php+Pg+Pc
[0109] 其中，Psum为地源热泵系统总能耗，Php为地源热泵机组功耗，Pg为用户侧水泵功耗，Pc为地埋管侧水泵功耗。
[0110] 请参阅图4，优化算法采用粒子群算法，每个粒子的两个重要参数，即速度和位置更新如下所示：
[0111]
[0112]
[0113] 式中： 为第i个粒子，地埋侧流量在k次循环的速度；w为权重，用于调整搜索性能；c1、c2为加速度； 为第i个粒子，地埋侧流量在k次循环的最优位置； 为地埋侧流量在k次循环的全局最优位置； 为第i个粒子，地埋侧流量在k次循环的位置。
[0114] S3、将优化结果作为设定值供底层调节层调节。
[0115] 底层用户侧流量以及地埋侧流量均为消除快速扰动的闭环控制，其设定值为上述优化过程计算出的值。
[0116] 我国
能源利用效率低下，建筑能耗占有社会总能耗的很大一部分，而空调以及采暖能耗有占有较大的比重。地源热泵系统因其控制手段匮乏，节能潜力没有完全的得到发挥。本发明提出的地源热泵系统全局优化算法通过对系统建模，应用优化算法计算出地埋侧流量以及用户侧流量的最优值，使系统在最优点运行，能耗最低。
[0117] 为使本发明实施例的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。通常在此处附图中的描述和所示的本发明实施例的组件可以通过各种不同的配置来布置和设计。因此，以下对在附图中提供的本发明的实施例的详细描述并非旨在限制要求保护的本发明的范围，而是仅仅表示本发明的
选定实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
[0118] 实施例1：
[0119] 对于如下地源热泵系统：制冷量为1623kW、制热量为1746kW两台克莱
门特螺杆式热泵机组，该机组制冷工质为R22，夏季设计工况下用户侧供回水温度7/12℃，冬季设计工况下用户侧供回水温度45/40℃。地埋管换热器地下换热器钻孔个数550个，其型式均为垂直双U型。设计参数如下表所示。
[0120]
[0121]
[0122] 假定某一天的负荷为：
[0123]
[0124] 将上述数据带入地源热泵优化控制方法中，经建模后，压缩机部分负荷效率曲线如图6所示。
[0125] 利用优化算法计算最优地地埋侧流量以及用户侧流量为：
[0126]
[0127] 应用上述全局优化控制，与定流量控制与五度温差控制对比图如图7所示。
[0128] 相比于定流量控制，平均节约能耗14.7％，相比于5℃温差控制又可节约6.7％，节能效果显著。
[0129] 以上内容仅为说明本发明的技术思想，不能以此限定本发明的保护范围，凡是按照本发明提出的技术思想，在技术方案基础上所做的任何改动，均落入本发明
权利要求书的保护范围之内。
