水源热泵的设计方法.docx
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水源热泵的设计方法
摘要：
热泵型空调系统设计方法：
空调负荷与容量的确定，机组类型与台数的确定，热泵的位置，水泵的选择与布置，热泵空调系统末端设备的选择等。
关键词：
空调负荷热泵空调末端设备
1空调负荷与容量的确定
空调负荷包括空调冷负荷和空调热负荷。
空调冷（热）负荷指为将室内的空气参数维持在设计参数状态，单位时间内需向建筑提供的冷（热）量。
这是一个受室内设计参数、室内人员、设备等散热、散湿量、围护结构性质、室外空气环境参数（包括温度湿度、气流速度等）、太阳辐射强度等诸多因素影响的变量。
在室内外设计计算参数条件下的空调冷（热）负荷为建筑物之空调设计计算冷（热）负荷。
让空调系统恰如其分地提供冷（热）量，以满足设计计算状态下建筑物的需求，并随时适应建筑物空调冷（热）负荷及其变化的需要是空调设计的根本目的。
在空调系统设计过程中，空调负荷计算是第一步，空调负荷的计算应包括空调设计计算负荷的确定和各时段负荷的分析。
其次，设备的容量必须满足空调设计计算冷（热）负荷的要求，另外设备的配置应适应空调负荷变化的特点。
在以空气源热泵型冷热水机组为冷源的空调系统设计中热泵机组的容量既要考虑到大楼各部分的同时使用系数，还应考虑到热泵的实际制冷量、实际供热量会因设备间距限制等原因造成通风不畅，部分气流短路（这部分的出力损失约占5%左右）而受到影响,和室外换热器因表面积灰、换热器表面结垢、设备衰减等因素的影响,故所选择的热泵机组尚应考虑安全系数。
由公式来表示：
Q=β1•β2•QD。
式中，Q——热泵机组在设计工况下的制冷（供热）量KW
QD——设计计算负荷，KW
β1——同时使用系数，由具体工程定，一般为0.75~1.0
β2——安全系数，一般取1.05~1.10。
另外，热泵机组既要满足系统夏季的供冷要求，又要满足系统冬季的空调供暖要求。
各不同供应商的热泵机组的额定制冷量，额定供热量的参数不尽相同，与各地区空调室外设计参数不一定一致。
对南京而言，一般供应商所提供的热泵机组额定制冷工况条件与实际一致或相近，一般空气干球温度为35℃，空调冷媒水进出水温度分别为12℃、7℃左右。
而冬季制热热泵的额定工况条件为室外空气温度7~8℃，进出水水温为50-55℃。
这一条件与南京地区冬季空调设计计算温度相差甚远。
南京气候特征为冬冷夏热。
对于一般办公、酒店为主的综合楼，冬季空调供暖设计计算热负荷约为夏季空调设计计算冷负荷的70-85%。
在热泵机组选择时，应查看热泵机组对应于当地设计计算气象参数条件的真实出力。
如果热泵机组在设计计算室外参数条件下的制冷量大于设计计算冷负荷，而制热量等于热负荷，则应以热负荷为准选择热泵。
反之，如果制冷量满足设计计算冷负荷要求，而供热量大于所需热量，则可考虑部分选用风冷型冷水机组，部分选用热泵机组，以减少投资。
一般情况下，按夏季负荷选定的热泵，能满足冬季供暖的要求。
2机组类型与台数的确定
热泵型冷热水机组根据压缩机的不同可分为涡旋式热泵机组、往复式热泵机组和螺杆式热泵机组，按机组结构大小、组合规模不同，热泵机组可分为整体式热泵机组和模块式热泵机组。
整体式热泵机组与模块式热泵机组没有本质的区别，所谓模块式热泵就是指一台热泵机组由若干台热泵单元（有独立的制冷回路、独立的蒸发、冷凝、独立的框架，甚至有独立的控制板）并联而成，各单元增减组合灵活方便，任意一单元的故障不影响其余各单元的工作。
每单元的额定制冷量为55KW左右。
国内热泵机组生产企业以生产模块式热泵机组为多，而整体式热泵机组从外观上看是一组合单元，一整体框架，虽然内部可有多台压缩机，甚至有2个以上的制冷回路，但它们之间一般不可再分解。
模块式热泵机组的主要优点是噪音低、振动小，由于系统总的制冷回路多，冬季化霜时对系统水温影响小。
系统互备性也好，另外，热泵机组一般置于屋顶，模块式热泵机组由于各单元组合灵活，各单元尺寸小，重量轻，故具有运输吊装、安装方便等优点。
如工程较大，模块式热泵机组会由于制冷单元数量较多，而存在故障点多、维护量大的可能，额定工况下的效率也略低于整体机组。
另外，由于模块化热泵一般采用板式换热器，对水质要求较高，对各单元之间水力平衡的要求也较高。
综上所述，对较小系统，或对尺寸、重量吊装等有特殊要求的场合，模块式热泵有其优越性。
所选用模块式热泵应注意三个问题：
一是水质要求，入口要设较高过滤效率的过滤器，二是水力平衡要好，三是拼装块数不宜过多，以免影响换热器的进风面积。
一般一组不宜超过6个单元。
在选择整体式热泵机组时，应考虑到空调系统负荷变化的特点和设备间的互备性，考虑到冬季热泵化霜时尽可能减少对水温的影响。
一般一个空调系统的热泵台数不宜低于2-3台，每个空调系统的配置的热泵机组的总的制冷回路数不宜少于4-6个。
当然，热泵的台数还应考虑大楼功能、用户单元划分、计量、管理等综合因素。
致于往复式热泵机组与螺杆式热泵机组，从理论上讲，螺杆式热泵运动部件少，维护量少，效率也高，噪音也低。
但由于热泵的噪音很大一部分来源于风机，而且压缩机的噪音可以通过加隔音罩等办法降低，故实际上螺杆式热泵的噪音比活塞式热泵的噪音略低（约3-5dB（A））。
另外，对于热泵机组热阻主要在室外换热器侧，热泵的效率还受两器面积等因素的影响，故从工程角度，螺杆式热泵与活塞型热泵在效率上的差异有限。
但螺杆式热泵的价格高于往复式热泵。
关于制冷剂问题，有条件时尽可能选用对环境影响小的制冷机，如R134a、R407C等，其中应优选R407C其次是R134a，从冷剂价格考虑，目前最便宜的是R22。
3热泵的位置
热泵的位置有下列几种，一是置于裙楼顶，二是置于塔楼顶，三是置于窗台，四是置于净高较高的室内。
考虑到吊装及日后更换等原因，热泵被较多的置于裙楼顶。
当热泵置于裙楼顶时，要评估其对主楼及周围环境的影响，较大的热泵机组（≥200RT），单机噪音在75~85db（A）左右。
有必要时可加隔音屏障，或在主楼靠热泵侧避免开门，做双层窗或高质量中空玻璃取代普通单层玻璃窗。
布置于窗台的热泵往往是每层要求独立配置、单独计量的场所，只限于较小容量的热泵，宜采用侧进风侧排风的形式。
选用上排风热泵时应安装导流风管，改成侧排风。
即使室内有较高净空，热泵置于室内是不可取的，受条件限制必须设于室内时，室内应有穿堂风可利用，要有足够的进风面积，并将排风通过风道有组织排至室外，防止气流短路。
加接排风管时，对风机应作相应调整，避免因阻力的增加而减少通风量。
比较理想的方法还是将热泵机组置于塔楼顶，以使热泵有良好的通风条件并使噪音影响面降为最小。
。
但应注意，热泵不能临近住宅或其他对噪音要求较高的房间布置，不得紧贴住宅（客房）上面或下面布置热泵及水泵。
热泵机组宜采用弹簧减振器隔振，减振器型号及布置点经计算确定。
热泵靠女儿墙及主楼的距离大于3m，热泵间间距不宜小于3m，有条件时距离应加大。
热泵的布置除考虑对周围影响小，通风好外，还应考虑管线布置、设备吊装及以后的更换等因素，有条件时留出1~2台热泵位置，为发展留下余地，并为设备安装及更换考虑足够的荷载条件。
4水泵的选择与布置
水泵的数量宜与热泵的台数相对应。
热泵与水泵的连接方式宜采用一对一串联的方式，热泵与水泵联动。
热泵数量较多时，水泵可贴临热泵布置，水泵应具有防水性能并加挡雨吸音罩，热泵数量较少时，水泵宜集中布置于室内。
备用水泵可采用先不安装临时替换的方法。
如果水泵采用先水泵组并联再与并联的热泵组相串联的方式，则并联的热泵数量不宜超过6台，并应有可靠的水力平衡措施。
这种连接方式应将水泵布置于临近热泵的室内，也可以置于地下室，水泵的台数应考虑1~2台的备用泵。
在选择水泵规格时，尽可能选低转速泵，以减低噪音，水泵的流量可按系统所需流量的1.1倍选取，水泵的扬程应等于系统所需克服的总阻力。
水泵的功耗应控制在热泵出力的1/30之内。
水泵的布置要有一定的间距，有条件时预留1~2台水泵的安装位置以备发展之需。
水泵也应有可靠的隔振措施。
5热泵空调系统末端设备的选择
夏季工况条件下，热泵机组额定供回水温度分别为7℃和12℃，这与一般空调器的额定工况相一致，空调器的选择计算与其他形式的空调系统一致。
冬季工况条件，热泵空调系统在额定条件下（室外空气8℃），热泵机组的额定供回水温度一般分别在47℃、42℃。
而当室外温度较低时，热泵空调系统的供水温度一般维持在39~40℃。
这一水温条件明显低于锅炉供热系统的额定供回水温度（分别为60℃和50℃），也即低于一般空调器性能参数表中给出的额定进出水温度（也分别为60℃和50℃），由于水温不一样，空调器的散热量有明显差异。
有学者因此认为热泵空调系统末端设备应在夏季工况计算选择结果的基础上有所放大。
但根据我们的计算，南京地区热泵空调系统的末端可以采用夏季制冷工况条件下的计算选择结果。
这一方面是由于南京地区一般建筑物的供暖热负荷小于夏季供冷冷负荷，另外，同样的空调器，60℃进水温度条件下的供热量明显大于7℃进水条件下的制冷量。
冬季当进水温度降至39~40℃时，空调器的散热量能满足室内供暖的要求。
另外，习惯上按中档参数选择空调器，本身就有一定的裕量。
如果热泵空调系统有4个以上的制冷回路，化霜对水温不会造成明显的波动，故一般不会影响室内温度的波动。
但当系统热泵只有1~2个回路时，为减少化霜对室内温度的影响，有条件时，可将空调器启停控制与水温同步，如当水温低于35℃时，空调器风机停止运转，当水温高于35℃时风机恢复运转。
这样可有效提高室内的舒适性。
6热泵空调水系统
较大的空调系统，或一个大楼中有运行时间不一致的不同功能部分，或有若干需独立计量的部分，或存在阻力相差较大的若干部分，空调水系统宜通过分集水器分设若干个子系统，热泵和水泵的配置应与之相适应，以保证系统始终处在较高工作效率状态。
系统划分时应满足各部分计量与维护的要求，应满足不同功能部分不同时运作要求，要尽可能将同一性质的空调器归划为一个子系统，而将阻力特性相差较大的空调器（如风机盘管空调器与组合式空调器，或风机盘管空调器与新风机组等）分划成不同子系统。
各系统设备只要条件允许，尽可能采用同程布置方式。
并联的水泵，并联的热泵或并联的水泵-热泵组之间的连接也尽可能采用同程布置形式，各不同的水路系统宜通过分集水器连接，在集水器各分支管上宜设温度计和平衡阀。
各并联环路的回水管上有条件时也宜设温度计和平衡阀，以利观测及水力平衡。
各主要设备（热泵、组合式空调器、柜式空调器）进入口宜设温度计、软接头、过滤器、压力表。
系统中热泵与水泵的连接宜采用压入式连接，即水泵往热泵供水。
水泵与热泵相距不远时，可只在水泵吸口装过滤器。
采用板式换热器的热泵入口应装不少于60日/吋的过滤器。
组合式空调器、柜式空调器进水口应装过滤器，垂直系统的客房内的风机盘管空调器入口应设水过滤器、水平式系统的风机盘管，可只在每层的进水次干管处设过滤器。
水泵的出入口均应装压力表。
系统定压点应设于集水器或回水管上。
系统膨胀水箱底应高出系统最高点1米以上。
水箱高出生活水箱时，应采用水泵机械补水。
膨胀水箱应设信号管以便观测其中的水位。
膨胀水箱的位置应避免由于各种原因出现的溢水可能造成的对电梯等造成影响。
有条件时空调水系统宜采用变水量控制以有效解决水力失衡和减少部分负荷情况下水泵的消耗。
当系统中热泵与水泵采用各自先并联后串联的方式连接时，为减少水泵的消耗，各热泵机组的出水口应装置与热泵机组联动的电动阀。
6热泵空调水系统
较大的空调系统，或一个大楼中有运行时间不一致的不同功能部分，或有若干需独立计量的部分，或存在阻力相差较大的若干部分，空调水系统宜通过分集水器分设若干个子系统，热泵和水泵的配置应与之相适应，以保证系统始终处在较高工作效率状态。
系统划分时应满足各部分计量与维护的要求，应满足不同功能部分不同时运作要求，要尽可能将同一性质的空调器归划为一个子系统，而将阻力特性相差较大的空调器（如风机盘管空调器与组合式空调器，或风机盘管空调器与新风机组等）分划成不同子系统。
各系统设备只要条件允许，尽可能采用同程布置方式。
并联的水泵，并联的热泵或并联的水泵-热泵组之间的连接也尽可能采用同程布置形式，各不同的水路系统宜通过分集水器连接，在集水器各分支管上宜设温度计和平衡阀。
各并联环路的回水管上有条件时也宜设温度计和平衡阀，以利观测及水力平衡。
各主要设备（热泵、组合式空调器、柜式空调器）进入口宜设温度计、软接头、过滤器、压力表。
系统中热泵与水泵的连接宜采用压入式连接，即水泵往热泵供水。
水泵与热泵相距不远时，可只在水泵吸口装过滤器。
采用板式换热器的热泵入口应装不少于60日/吋的过滤器。
组合式空调器、柜式空调器进水口应装过滤器，垂直系统的客房内的风机盘管空调器入口应设水过滤器、水平式系统的风机盘管，可只在每层的进水次干管处设过滤器。
水泵的出入口均应装压力表。
系统定压点应设于集水器或回水管上。
系统膨胀水箱底应高出系统最高点1米以上。
水箱高出生活水箱时，应采用水泵机械补水。
膨胀水箱应设信号管以便观测其中的水位。
膨胀水箱的位置应避免由于各种原因出现的溢水可能造成的对电梯等造成影响。
有条件时空调水系统宜采用变水量控制以有效解决水力失衡和减少部分负荷情况下水泵的消耗。
当系统中热泵与水泵采用各自先并联后串联的方式连接时，为减少水泵的消耗，各热泵机组的出水口应装置与热泵机组联动的电动阀。
2）合理选配水泵
额定工况下水泵的能耗占空调系统总能耗的5~9%左右，在部分负荷情况下，如果选配不当，水泵的能耗不会减少，占整个系统能耗的比例会明显提高。
另外，工程中普遍出现的所选水泵过大，水温差过小的现象。
所以水泵侧节能很有潜力可挖掘。
水泵台数尽可能与热泵台数匹配，以便部分热泵停机时，水泵相应停机，以减少水泵的消耗。
所选水泵也应为高效之水泵，所需水泵的流量、扬程应与实际一致。
另外，如果水泵能采用变频泵，使其额定工况下的水温差达到5℃，同时在部分负荷下，水泵流量也相应改变，当然不应小于热泵机组的最小限定流量，则其节能效果会更显著。
用变频技术改造现有工程大有可为。
（3）采用自动控制方法
部分负荷情况下，热泵机组投入台数的合理确定，需要对热泵机组进行群控，要使水泵的运行台数与热泵机组同步，需要对系统采取变水量自控方式。
让水泵在限定的范围内变水量也需要可靠的热泵与水泵联控。
新风量的组织与控制（根据室外环境参数或二氧化碳浓度控制新风量），可以将新风能耗降为最小，有时还可利用室外新风进行自然降温，最大限制地减少能耗。
（4）末端空调器节能
末端空调器所消耗的能量约占整个空调系统能耗的5~17%，当末端空调器以风机盘管为主时，其能耗所占的份额变小，以组合式空调器为主时，其能耗所占总能耗的比例增大。
因此，从减少能源消耗角度，小而分散的空调器更节能。
另外，高焓差低风量的空调器耗电少于低焓差大风量空调器。
对气流组织无严格要求的舒适性空调场所，尤其是商场等人员聚集较多的场所，大焓差空调器既可减少能耗，又可减小风道面积，节省风道系统的投入和建筑空间。
一般柜式、组合式空调器常有四排管、六排管和八排管之分。
从节省角度，尽可能少用四排管空调器，多用六排管空调器，对组合式空调器可考虑用八排管空调器。
另外，由于空调器能耗占不少比重，部分负荷情况下，尽可能减少空调器的能耗有明显价值。
不管水系统是否变水量，空调器设三档变速是需要的。
在定水量系统中，有条件对空调器采用变频等调速方法恒温控制可最大限度地减少末端空调器的能耗。
采用以空调器耗电为标准的计量空调系统，风侧变速控制可使计量更客观。
末端空调器的节能还可体现在当室外空气焓值低于室内空气焓值的情况下，尽可能利用室外空气冷却室内空气。
双风机组式空调器系统或分立但联动控制的变新风和变排风系统都可实现这一效果。
5）改善环境通风，防止气流短路
热泵所处环境的通风情况是热泵机组能否高效运行，甚至是能否正常运行的相当重要的条件。
通风良好的标准是，进入热泵的空气为环境空气，而热泵排出的气流又能及时排走、排远，热泵机组排气与吸气不短路。
为实现这一目标应努力做到热泵与女儿墙的足够距离，或女儿墙上开足够面积的进风口，其次，热泵离核心筒和主楼应有足够的距离，热泵与热泵之间也应有一定的空间距离，这些距离一般应在3米以上。
为了美观及布置方便，热泵机组大多对齐并列布置，为改善通风，热泵机组可错列。
另外，应注意风向的影响，尽可能避免将热泵机组布置于主风向下建筑物45°阴暗区内。
在热泵机组并排布置时，在热泵之间搭凉栅，可较有效地减少短路，另可改善吸气环境，对冬季雨雪天减弱积霜程度有良好效果，这一措施也可减少夏天热泵吸入气流的温度，减少太阳辐射对换热器表面温度的不良影响。
凉栅下可设置水泵，也为日常检查维修创造了好的环境。
热泵机组不应置于室内，不宜布置于对齐的每层的阳台上。
如布置于阳台上，阳台宜突出整体平面，宜设于通风良好的转角处，宜选用侧排风形式，或对竖排风的热泵加接风管水平排风，但风机应作相应调整。
不得已置于室内的热泵必须加接排风管，将排气引出室外，且避免排风口与进风口过近形成短路现象。
同样由于加接风管，热泵所配风机应予调整，以适新的通风工况。
热泵周围的气流情况很复杂，可以通过计算流动动力学方法模拟气流状态，以求得最佳通风布置方式。
（6）排风与节能
空调建筑中新风负荷占相当的比重，额定工况下，办公、旅馆等建筑新风负荷占空调总负荷的30%左右，商业建筑中新风负荷占50%左右。
新风在数量上等于排风和渗透风及侵入风等风量之和。
将渗透风、侵入风降到最小程度，将排风组织起来，通过全热热交换器回收其中的能量，具有明显的节能意义。
由于目前国内空气品质差，空气含尘量大，给全热换热器的管理带来麻烦，也缩短了全热换热器的使用年限，从而影响了全热换热器的大量推广。
对于热泵空调系统，如能将排风有组织地排至热泵机组入口，也是有利于提高热泵机组效率的，不失为一简便有效的节能措施。
（7）其他措施
在炎热的夏天，不少工程的热泵机组由于通风不良或机组质量上的问题，出水温度很难得到保证，这种情况下在进风侧往换热器喷水的方法可收到明显效果。
喷水的不利后果是可能导致换热器表面积垢，而影响换热，但由于盘管表面还有一定的灰尘，水垢也许不会直接在盘管表面形成甚至造成影响传热之程度。
为了防止结垢，喷软化水是解决问题的根本方法，但会增加费用。
为提高喷水效率，应改喷水为喷雾，喷多少量恰到好处、怎样喷效率最高、非软水喷有何不良影响及其影响程度多少都是值得深一步研究的课题。
（8）运行与节能
从前面讨论的热泵特性曲线可知，热泵机组出水温度的改变可以改变热泵机组的效率。
比如在环境温度为30℃，出水温度为12℃时，热泵机组的效率要比出水温度7℃时高出6%，环境温度为30℃时，出水温度为15℃时热泵的效率为出水温度为7℃时的1.07倍左右。
水温的变化会降低末端空调器的换热效率，但在部分负荷条件下，适当降低水温同样能满足室内要求。
冬天的情况也有类似结果，在室外温度为-6℃时（南京空调设计室外计算温度），热泵机组出水温度为40℃时的效率，比出水温度为50℃时的效率高出13%左右，在0℃时，热泵机组出水温度40℃时的效率是出水50℃时的1.14倍。
南京及有相近气候条件的地区，冬季40℃水温能满足末端空调供暖要求。
除此以外，空调系统在上班人员到达前提前开启，有利于节能，另外由于围护结构及家具等的蓄热特性，空调系统热泵机组比下班时间提前关闭半小时至1小时，既不影响整体舒适，又有明显节能效果。
提前开机，提前关机的确切时间根据建筑围护结构，室内家具特性、使用功能等因素而定，因工程而异一般提前半小时左右开、停热泵机组的方案是有效可行的。
化霜是热泵机组不得于而为之的动作，化霜期间不但不供热，反而制冷，对供热效率影响明显。
改善化霜控制方式，提高智能化化霜控制的精确性是热泵机组改进性能的重要课题之一。
在采用非智能化霜控制器的热泵的运行管理中，管理人员根据气候特点，随时根据气候的变化调整化霜间隙及化霜时间可明显提高热泵机组的供热效率，减少能源浪费。
另外，热泵与蓄冷空调技术结合起来，可起到对电网削峰填谷作用，具有明显的社会效益和良好的市场前途。
热泵机组冷凝热的回收也应成为制造商、业主、工程设计人员共同关心的节能课题。
总之，热泵空调系统运用面广量大，节能的空间很大，可节省的能量可观。
推广节能技术改良既有的热泵空调系统，优化设计新的热泵空调系统，可节省巨大能源，具有显著的经济效益、节能效益、环境效益和社会效益。
地源热泵工程实例
（一）
本文中介绍的范例均是中国土-气型地源热泵冷暖空调系统的成功范例，这三座示范工程几年来一直均保持运转正常、稳定、无故障。
它们夏季均保持在26℃以下，冬季保持在20℃以上，超过国际规定的采暖室内温度16℃以上，制冷室内温度27℃度以下的标准。
实践表明土-气型地源热泵与传统中央空调相比非常具有竞争力。
1地表水式系统
该项目位于广东省恩平市良西镇，依山伴水、环境优美，为度假避暑胜地。
若采用传统空调方式，水冷式冷水机组，这样不仅冷水机组、水泵和冷却塔等设备需要占用很大的室内空间，而且会产生一定能源的浪费；风冷式冷水机组还会在室外温度过高的情况下有可能造成过高温停机保护，造成在室外温度最高的情况下却无法有效制冷，而且能效比较低。
从甲方角度论之，急需一种空调方式既能解决制冷、又能解决制热，而且是一种绿色环保型、投资少、运行使用成本低的空调产品。
根据甲方提供的当地的条件，离该建筑物7-8米处有一条小溪，夏季小溪平均水温为26.450C，冬季小溪平均水温为230C，符合土-气型地源热泵地表示换热条件。
其工程概况如下：
工程名称：
温泉浴区更衣室土-气型地源热泵工程
工程简介：
本工程为两层建筑。
一层由办公室、医疗室、更衣室、浴室、套间，二层由更衣室、浴室。
建筑总面积为2950m2。
本建筑选用中央空调系统，即夏天供冷、冬天供热。
设计原则：
１本空调系统将采用美国原装土-气型地源热泵系统
２整个系统节能、环保
３解决夏季供冷、冬季供热问题
４地热泵机组采取分散式与半分散式相结合的安装方式，实现减少初投资
本空调系统采用美国土-气型地源热泵空调系统，它没有主、末端装置，它直接吹冷风或热风，其功能相当于冷水机组+风机盘管。
它由室外换热系统和室内换热系统两部分组成。
室外换热系统根据当地条件采用地表水式换热方式；室内换热系统为地源热泵机组换热系统。
1、室外部分：
本项目附近有可利用的地表水，由甲方提供的水文资料得知该河水的水温、水质良好。
根据本项目这样的天然优势，我方对室外设计采用地表水式换热，即将盘管放入河水中，盘管与室内循环水换热系统形成闭式系统。
该方案不会影响热泵机组的正常使用；另一方面也保证了河水的水质不受到任何影响，而且可以将室外工程的造价降到最低。
2、室内部分：
本工程功能区间主要为更衣间、套间、办公室、浴室。
考虑到功能区间使用时间不同，因此每层分区间布置土-气型地源热泵机组，给每个功能区域供冷、供热。
土-气型地源热泵机组隐蔽吊装在走廊的吊顶内。
这样不仅节省初投资；而且便于分区计量，从而实现最大节能。
下面将对其进行运行费分析
因地源热泵70%的能源来自土壤，消耗电能较少，其热效率较高，COP值一般为3-5，即每消耗一度电它可放热量为3-5KW。
现考虑一年运行费用比较如下：
由于采用的是潜水式地源热泵系统，不但制冷、制热一套机组全部完成，而且热水成本非常低。
减少了钻井打孔费用，工程造价显著低于地耦管式、地下水式。
此外采用土-气型地源热泵作为楼宇暖通系统，其运行费用可大大降低。
据国外实际运行数据并结合我国具体示范工程的实际运行情况分析，用土-气型地源热泵系统供暖时，其运行费用可比传统中央空调系统降低30%-70%；用土-气
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