張 敏，胡平放，羅新梅，雷 飛，朱 娜，邢 路

(1.華中科技大學(xué)，湖北武漢 430074；2.華東交通大學(xué)，江西南昌 330031)

污水源熱泵系統(tǒng)的冷水與中介水溫差的優(yōu)化研究

張 敏1，胡平放1，羅新梅2，雷 飛1，朱 娜1，邢 路1

(1.華中科技大學(xué)，湖北武漢 430074；2.華東交通大學(xué)，江西南昌 330031)

空調(diào)系統(tǒng)的負(fù)荷側(cè)與源側(cè)的進(jìn)出水設(shè)計(jì)溫差是5℃，然而，從節(jié)能的角度看，傳統(tǒng)的5℃溫差并非對(duì)于所有的系統(tǒng)都是使得系統(tǒng)運(yùn)行費(fèi)用及初投資最低的最經(jīng)濟(jì)溫差。本文通過對(duì)某間接式污水源熱泵機(jī)組在非標(biāo)況下的試驗(yàn)研究，對(duì)末端機(jī)組、污水-中介水換熱器及水泵的運(yùn)行分析，得出系統(tǒng)兩端的最經(jīng)濟(jì)的溫差，使得系統(tǒng)運(yùn)行費(fèi)用與初投資最低。

溫差；風(fēng)機(jī)盤管；換熱器；水泵；熱泵機(jī)組

1 前言

污水源熱泵系統(tǒng)是將城市工業(yè)廢水余熱回收利用的一種創(chuàng)新技術(shù)，是節(jié)能減排“十二五”規(guī)劃中的節(jié)能減排重點(diǎn)工程。近年來，污水源熱泵系統(tǒng)的在我國部分地區(qū)得到了較快應(yīng)用，然而因?yàn)榧夹g(shù)和性能的原因，污水源熱泵系統(tǒng)的應(yīng)用相對(duì)而言并不廣泛，三防技術(shù)(防堵，防污垢，防腐蝕)的突破，能耗的降低，穩(wěn)定性的提高必定會(huì)推動(dòng)污水源熱泵市場的發(fā)展[1]。間接式污水源熱泵系統(tǒng)較直接式系統(tǒng)而言應(yīng)用比較廣泛[2]，然而多了一套污水泵使得系統(tǒng)的能耗較高，因此有必要對(duì)間接式污水源熱泵系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化研究，推廣其使用。間接式污水源熱泵系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 間接式污水源熱泵系統(tǒng)示意

水源熱泵機(jī)組兩端的設(shè)計(jì)溫差為5℃，若增加水源熱泵機(jī)組兩端的溫差，機(jī)組制熱量或制冷量一定，則兩端的水流量降低，水流量的降低必定使得水泵的能耗降低，機(jī)組能耗的變化不確定，應(yīng)通過試驗(yàn)來具體測定；若減小水源熱泵機(jī)組兩端的溫差，則兩端的水流量升高，水泵的能耗升高，而機(jī)組的能耗的變化不確定，因此可考慮通過分析系統(tǒng)整體功率(機(jī)組功率+水泵功率)來求得使系統(tǒng)運(yùn)行功率最低的溫差。

2 系統(tǒng)兩端溫度的確定

通過確定系統(tǒng)兩端的溫度及溫差，從而確定兩端的流量，因此可以求出水泵的功率，通過試驗(yàn)確定熱泵機(jī)組不同情況下的功率，兩者相加，得出系統(tǒng)在不同情況下的總功率，通過比較分析得出系統(tǒng)的最低功率及對(duì)應(yīng)的兩端的經(jīng)濟(jì)溫差。

2.1 末端機(jī)組

空調(diào)系統(tǒng)的末端機(jī)組有風(fēng)機(jī)盤管和全空氣機(jī)組，風(fēng)機(jī)盤管機(jī)組目前是空調(diào)工程中應(yīng)用最廣泛的末端機(jī)組，具有一定的代表性[3]，全空氣空調(diào)機(jī)組的換熱結(jié)構(gòu)類似于風(fēng)機(jī)盤管，因此本文以風(fēng)機(jī)盤管作為研究對(duì)象。風(fēng)機(jī)盤管在名義額定工況下的進(jìn)水溫度為7℃，出水溫度為12℃，而這里研究的是風(fēng)機(jī)盤管機(jī)組是在非名義工況下運(yùn)行的，為了滿足系統(tǒng)的特殊要求，如果對(duì)風(fēng)機(jī)盤管進(jìn)行定制，會(huì)增加系統(tǒng)的初投資，尤其本文同時(shí)可以對(duì)已投入使用的系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)行優(yōu)化，因此本文以市場上一般的風(fēng)機(jī)盤管作為研究對(duì)象，對(duì)于一般的風(fēng)機(jī)盤管在非標(biāo)況下的制冷量計(jì)算有以下表達(dá)式[4]：

(1)

(2)

ξ=Qt/Qs

(3)

ξs=Qt.s/Qs.s

(4)

式中Qt,Qs——設(shè)計(jì)工況下的風(fēng)機(jī)盤管全熱供冷量和顯熱供冷量，kW

Qt.s，Qs.s——名義額定工況下的風(fēng)機(jī)盤管全熱供冷量和顯熱供冷量，kW

tw1——風(fēng)機(jī)盤管設(shè)計(jì)工況下的進(jìn)口水溫度，℃

t1，twb1——設(shè)計(jì)工況下風(fēng)機(jī)盤管進(jìn)風(fēng)口空氣的干球溫度和濕球溫度，℃，取室內(nèi)設(shè)計(jì)參數(shù)

Mw，Mw.s——設(shè)計(jì)工況下和名義額定工況下的風(fēng)機(jī)盤管的供水量，kg/h

ξ,ξs——設(shè)計(jì)工況下和名義額定工況下的析濕系數(shù)

式(1)、(2)目前只是應(yīng)用計(jì)算風(fēng)機(jī)盤管在非額定工況下的性能修正，而本文卻用于計(jì)算風(fēng)機(jī)盤管在非額定工況下，要達(dá)到額定工況下的作用效果時(shí)進(jìn)出口水溫度的關(guān)系。對(duì)于風(fēng)機(jī)盤管而言，有以下表達(dá)式：

Qt=cMwΔt

(5)

Qt.s=cMw.sΔts

(6)

式中Δt，Δts——設(shè)計(jì)工況下和額定工況下風(fēng)機(jī)盤管的進(jìn)出口水溫差，℃，其中Δts=5℃

將式(5)，(6)代入，式(1)，消去Mw，Mw.s后，得到：

(7)

同理對(duì)式(2)進(jìn)行整理，消去Mw，Mw.s后，得到：

(8)

由式(7)、(8)得到：

(9)

令:

α=Qt/Qt.s

(10)

β=Qs/Qs.s

γ=ξ/ξs

假設(shè)房間的設(shè)計(jì)干球溫度t1為26℃，濕球溫度twb1為19.5℃，表1是在當(dāng)改變風(fēng)機(jī)盤管的進(jìn)口水溫度及進(jìn)出口水溫差時(shí)，α,β,γ三者數(shù)值的變化情況。

表1 α、β、γ三者之間變化關(guān)系

從表1可以看出：

(1)α,β,γ三者隨進(jìn)出口水溫差的變化趨勢是一致的，且在進(jìn)口水溫度和溫差與額定值相等時(shí)，三者的數(shù)值非常接近，可以同時(shí)為1；

(2)當(dāng)增加進(jìn)口水溫度時(shí)，要使α,β,γ三者等于1，則進(jìn)出口水的溫差要降低，當(dāng)減小進(jìn)口水溫度時(shí)，要使α,β,γ三者等于1，則進(jìn)出口水溫差要升高。

對(duì)于一個(gè)新設(shè)計(jì)的系統(tǒng)或者已經(jīng)投入使用的系統(tǒng)而言，要對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，則必須保證優(yōu)化后的系統(tǒng)末端的作用效果不變，全熱供冷量、顯熱供冷量、析濕系數(shù)應(yīng)保持不變，即α，β，γ三者等于1，從表1可以看出：為了簡化，只要使其中一個(gè)值為1，α=1，則β，γ也約等于1，因此：

(11)

根據(jù)式(11)就可以求出風(fēng)機(jī)盤管在非標(biāo)況下運(yùn)行且使作用效果不變時(shí)進(jìn)出口水溫度間的關(guān)系表達(dá)式，同時(shí)也是熱泵機(jī)組蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)出口水溫度的關(guān)系表達(dá)式，這樣就確定了系統(tǒng)左側(cè)的進(jìn)出口水溫間的表達(dá)式，兩者并不是隨意搭配。式(11)表示規(guī)定進(jìn)出口水溫度之間的關(guān)系以保證優(yōu)化后的系統(tǒng)的末端作用效果不變(α、β、γ三者同時(shí)為1)。

2.2 污水-中介水換熱器

污水-中介水換熱器是污水源熱泵系統(tǒng)的一個(gè)關(guān)鍵設(shè)備，不同于清水換熱器，污水換熱器污水黏度大[5]，換熱面污染嚴(yán)重[6]，導(dǎo)致污水側(cè)阻力大于清水側(cè)，換熱系數(shù)小于清水側(cè)。污水-中介水換熱器的進(jìn)出口溫度如圖2所示。

圖2 污水-中介水換熱器溫度示意

污水-中介水換熱器的形式為臥式殼管式，污水走管側(cè)，中介水走殼側(cè)，管內(nèi)流動(dòng)為加強(qiáng)換熱效果，宜處于紊流態(tài)，此時(shí)污水表面換熱系數(shù)h1[7]：

(12)

其中

式中λs——污水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)di——換熱管內(nèi)徑，mRes——污水側(cè)雷諾數(shù)Prs——污水側(cè)普朗特?cái)?shù)us——管內(nèi)污水流速，m/scp.s——污水定壓比熱，kJ/(kg·℃)μs——污水的動(dòng)力粘度，N·s/m

(13)

其中

Rew=uwdw/νw

Prw=cpμdw/λw

式中φ——系數(shù)，按工程經(jīng)驗(yàn)取φ=0.7

工程經(jīng)驗(yàn)表明,考慮污垢熱阻時(shí)，換熱器總傳熱熱阻為兩側(cè)對(duì)流換熱熱阻的1.2倍[7]，因此污水-中介水換熱器總傳熱系數(shù)K計(jì)算式為：

(14)

污水-中介水換熱器總的換熱量Q計(jì)算式為：

Q=KAΔtm

(15)

其中Δtm=[(tz1+tz2)-(ts1+ts2)]/2

當(dāng)溫差增大或減小，制冷量不變，則流量減小或增大，流速的變化會(huì)引起污水側(cè)表面換熱系數(shù)h1、清水側(cè)表面換熱系數(shù)h2的變化，因此利用式(14)就可以求出總換熱系數(shù)的變化比例，制冷量不變，污水的溫度已知，換熱器兩邊的換熱溫差相等，因此通過對(duì)等關(guān)系，可以求出換熱器中介水的進(jìn)出口溫度的關(guān)系表達(dá)式。

3 案例研究

3.1 項(xiàng)目概況

本案例選用長沙市某綜合寫字樓工程，建筑總面積為107065m2,采用間接式污水源熱泵系統(tǒng)，污水來源為城市污水，城市污水經(jīng)過防阻機(jī)進(jìn)入換熱器與中介水換熱，夏季污水平均溫度約為25℃，為了滿足該項(xiàng)目的功能要求，系統(tǒng)從8:00運(yùn)行到下午18:00。

系統(tǒng)一天運(yùn)行10 h的運(yùn)行情況如表2所示。

表2 系統(tǒng)10 h的運(yùn)行情況

3.2 系統(tǒng)負(fù)荷側(cè)

對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)而言，要求出使整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)行費(fèi)用最低的經(jīng)濟(jì)溫差，首先分析系統(tǒng)負(fù)荷側(cè)，已經(jīng)求出了負(fù)荷側(cè)進(jìn)出口水的溫度間的關(guān)系表達(dá)式(11)，以0.2℃為步長，以出口水溫度(相對(duì)于熱泵機(jī)組蒸發(fā)器側(cè))7℃為起始溫度，分別計(jì)算出對(duì)應(yīng)的進(jìn)口水溫度，從而可以求出其溫差，溫差過高會(huì)使得流量過低，從而使得換熱器管內(nèi)流動(dòng)處于層流，影響換熱效果，同時(shí)出水溫度也不能低于蒸發(fā)溫度；溫差過低使得流速過高，使得水管比摩阻過高，對(duì)設(shè)備不利，超過規(guī)定的流速，因此溫差有個(gè)上下限，同時(shí)為了節(jié)省試驗(yàn)成本，選取了其中部分溫度范圍進(jìn)行試驗(yàn)測定。所取的溫度情況如表3所示。

表3 負(fù)荷側(cè)冷水進(jìn)出口溫度及溫差 ℃

3.3 系統(tǒng)源側(cè)

系統(tǒng)源側(cè)初始的設(shè)計(jì)參數(shù)為：中介水進(jìn)出口溫度32/37℃，取污水的進(jìn)出口溫度為25/30℃。當(dāng)改變中介水的進(jìn)出口溫度及溫差時(shí)，排熱量一定，流量就會(huì)發(fā)生變化，流速發(fā)生變化，污水-中介水中的污水側(cè)及清水側(cè)的表面換熱系數(shù)隨之發(fā)生改變：

Q=cMΔt=cM′Δt′

(16)

(17)

Δtm=[(tz1+tz2)-(ts1+ts2)]/2

(18)

(19)

式中M,M′——系統(tǒng)設(shè)計(jì)流量與優(yōu)化流量，m3/h

Δt,Δt′——系統(tǒng)設(shè)計(jì)溫差5 ℃與優(yōu)化溫差，℃

K,K′——系統(tǒng)設(shè)計(jì)換熱系數(shù)與優(yōu)化換熱系數(shù)，kW/(m2·℃)

表4 中介水進(jìn)出口溫度及溫差 ℃

3.4 水泵變頻

采用變頻控制的水系統(tǒng)分2種：定壓系統(tǒng)和變壓系統(tǒng)[9～11]。對(duì)于中介水泵和污水泵，因?yàn)樽畈焕h(huán)路末端較近，為了更加節(jié)能，采用變壓變頻，而冷凍水泵不得不采取定壓變頻。當(dāng)溫差變化，制冷(熱)量不變，流量會(huì)變化，因此系統(tǒng)中水泵的功率隨溫差變化，變化量通過計(jì)算確定。

3.5 熱泵機(jī)組

熱泵機(jī)組在非標(biāo)況下運(yùn)行時(shí)，制冷量一定，對(duì)機(jī)組在不同的冷凍水進(jìn)出口溫度，冷卻水進(jìn)出口溫度下的功率應(yīng)進(jìn)行試驗(yàn)測定。本文借助某公司的標(biāo)準(zhǔn)試驗(yàn)平臺(tái)，對(duì)文中所有的不同條件下的機(jī)組功率進(jìn)行了試驗(yàn)測定，試驗(yàn)過程復(fù)雜，耗時(shí)長，試驗(yàn)數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性高。將試驗(yàn)測得的不同溫度下的機(jī)組功率加上相對(duì)應(yīng)的水泵功率即得到系統(tǒng)在不同溫度下的系統(tǒng)總功率，選取部分?jǐn)?shù)據(jù)列于表5。

表5 系統(tǒng)不同溫度下的功率

4 結(jié)果分析

圖3所示為系統(tǒng)總功率隨溫差的變化情況，由圖可見，系統(tǒng)總功率隨溫差的變化趨勢呈開口向上的拋物線型，存在一個(gè)經(jīng)濟(jì)溫差使得系統(tǒng)功率最低，源側(cè)流量的變化對(duì)總功率的影響較大，而負(fù)荷側(cè)的流量變化對(duì)總功率的影響較小，負(fù)荷側(cè)是否適宜通過添加變頻器增加初投資來節(jié)省系統(tǒng)運(yùn)行能耗是一個(gè)要考慮的問題。

(a) 源側(cè)溫差不變(32/37℃)，改變負(fù)荷側(cè)溫差

(b) 負(fù)荷側(cè)溫差不變(7/12℃)，改變?cè)磦?cè)溫差

圖3 系統(tǒng)總功率隨溫差的變化

數(shù)據(jù)分析得到系統(tǒng)的最佳中介水溫度為33.22/39.38℃，經(jīng)濟(jì)溫差為6.16℃，系統(tǒng)的最佳冷水進(jìn)出口溫度為5.4/12.34℃，經(jīng)濟(jì)溫差為6.94℃。傳統(tǒng)的5℃溫差并不是系統(tǒng)的最優(yōu)溫差。當(dāng)系統(tǒng)在最佳中介水、冷水進(jìn)出口溫度的情況下運(yùn)行時(shí)系統(tǒng)功率最低，其值為3574.64kW，相比于標(biāo)況下的功率3698.10 kW，系統(tǒng)每小時(shí)可以節(jié)省近125 kW·h。

圖4為系統(tǒng)在部分負(fù)荷運(yùn)行時(shí)的情況，圖4(a),(b),(c)表示在最佳中介水進(jìn)出口溫度時(shí)，系統(tǒng)總功率隨冷水進(jìn)出口溫差的變化，為方便控制，系統(tǒng)空調(diào)冷負(fù)荷率為95%時(shí)，3臺(tái)熱泵機(jī)組的運(yùn)行負(fù)荷率都為95%，該控制策略同樣應(yīng)用于空調(diào)冷負(fù)荷率為90%和85%時(shí)。可以看出：存在最優(yōu)溫差使得系統(tǒng)功率最低。圖4(d)表示當(dāng)冷負(fù)荷下降時(shí)，系統(tǒng)負(fù)荷側(cè)的最優(yōu)溫差保持不變，為6.94℃，而源側(cè)的最優(yōu)溫差在下降，在冷負(fù)荷為最大冷負(fù)荷的80%時(shí)，最優(yōu)溫差突然增大，是因?yàn)榇藭r(shí)熱泵機(jī)組2運(yùn)行關(guān)閉，只運(yùn)行2臺(tái)熱泵機(jī)組1，此時(shí)系統(tǒng)的最優(yōu)溫差為熱泵機(jī)組1滿負(fù)荷運(yùn)行時(shí)的最優(yōu)溫差。若系統(tǒng)在經(jīng)濟(jì)溫差下變頻運(yùn)行10小時(shí)，運(yùn)行優(yōu)化后的耗電量將減少大約4000 kW·h，假設(shè)商業(yè)用電價(jià)格為1元/(kW·h)，則每天節(jié)省大約4000元，每個(gè)月大約節(jié)省12萬元的運(yùn)行費(fèi)用，節(jié)能效果明顯。

(a) 95%負(fù)荷

(b) 90%負(fù)荷

(c) 85%負(fù)荷

(d) 經(jīng)濟(jì)溫差

圖4 部分負(fù)荷時(shí)系統(tǒng)總功率隨冷水進(jìn)出水溫差的變化及經(jīng)濟(jì)溫差

5 結(jié)語

系統(tǒng)源側(cè)溫差的變化對(duì)總功率的影響較大，而負(fù)荷側(cè)溫差的變化對(duì)總功率的影響較小，且源側(cè)與負(fù)荷側(cè)存在經(jīng)濟(jì)溫差使得系統(tǒng)總功率最低，系統(tǒng)在經(jīng)濟(jì)溫差下運(yùn)行時(shí)，節(jié)能效果明顯，該系統(tǒng)源側(cè)與負(fù)荷側(cè)的經(jīng)濟(jì)溫差均大于常規(guī)溫差5℃，溫差的增大使得流量降低，從而使水管管徑、水泵及閥門等規(guī)格減小，節(jié)省系統(tǒng)運(yùn)行費(fèi)用的同時(shí)節(jié)省系統(tǒng)的初投資。

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Study on Optimization of Temperature Difference of Cooling Water and That of Intermediate Water in Sewage Source Heat Pump

ZHANG Min1，2,HU Ping-fang1,LUO Xin-mei3,LEI Fei1,ZHU Na1,XING Lu1

(1.Huazhong University of Science and Technology,Wuhan 430074,China; 2.East China Jiaotong University,Nanchang 330013,China)

The designed temperature difference between inlet water and outlet water of the load side and source side in an air conditioning system is 5℃.However,from the point of energy saving,the traditional 5℃ is not most economical temperature difference to all the systems,making the lowest operating cost and initial cost.The paper obtains the most economical temperature difference between the sides of the system by conducting experimental researches under non-standard conditions and analyzing the operation of the FCU,heat exchanger and water pump,making the lowest operating cost and initial cost.

temperature difference; FCU; heat exchanger; water pump; heat pump

1005-0329(2017)02-0075-06

2016-04-26

2016-07-25

TH137

A

10.3969/j.issn.1005-0329.2017.02.017

張敏 (1990-)，男，在讀碩士研究生，主要從事污水源熱泵技術(shù)的研究,E-mail：15927616008@163.com。

胡平放 (1963-)，男，教授，主要從事地源熱泵理論與技術(shù)、建筑能源審計(jì)診斷與改造技術(shù)的研究，通訊地址：430074 湖北武漢市洪山區(qū)珞瑜路1037號(hào)華中科技大學(xué)環(huán)境科學(xué)與工程學(xué)院，E-mail：pingfanghu21@163.com。

收稿日期： 湖北省科技支撐計(jì)劃項(xiàng)目(2014BAA137);華中科技大學(xué)研究生創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)基金(0118650042)