李明柱，李亞男

吉林建筑大學 市政與環(huán)境工程學院,長春 130118

0 引言

隨著“資源節(jié)約型,環(huán)境友好型”社會建設(shè)的不斷推進,減少能源消耗和開發(fā)新能源越來越受到人們的重視[1].污水源熱泵以其節(jié)能性、環(huán)保性和可再生性等優(yōu)點顯現(xiàn)出強勁的發(fā)展?jié)摿?因此,污水源熱泵系統(tǒng)的研究與應(yīng)用正在逐漸增多.

而對于比較主流的間接式污水源熱泵系統(tǒng)因為多一套中介水循環(huán)系統(tǒng),同等條件下,間接式系統(tǒng)的運行費用較高,這也意味著間接式系統(tǒng)的節(jié)能潛力更大,該研究有利于推廣間接式污水源熱泵系統(tǒng)的應(yīng)用.目前,少部分學者對污水源熱泵系統(tǒng)的研究焦點已轉(zhuǎn)移到對實際工程運行效果的研究.因此,對嚴寒地區(qū)污水源熱泵供暖系統(tǒng)運行效果的研究具有現(xiàn)實意義[2-3].為了掌握系統(tǒng)的實際運行情況,本文對現(xiàn)有系統(tǒng)進行實測與節(jié)能分析,對嚴寒地區(qū)2018年～2019年供暖季的運行數(shù)據(jù)進行整理分析,分析系統(tǒng)的運行效果和系統(tǒng)運行的影響因素,可對污水源熱泵系統(tǒng)的日后設(shè)計和系統(tǒng)性能優(yōu)化提供參考.

1 工程概況

1.1 建筑及設(shè)備選型概況

本研究中的建筑位于嚴寒地區(qū),其總的建筑面積為31 000 m2,冬季供暖面積為27 682 m2,夏季供冷面積為23 995 m2.該賓館以原生污水為污水源,采用間接式污水源熱泵系統(tǒng),為賓館冬季供熱、夏季供冷,全年供應(yīng)生活熱水.

系統(tǒng)由2臺單螺桿式水源熱泵機組(一用一備),中介水泵和熱水循環(huán)泵都采用變頻泵,因水泵能耗在熱泵系統(tǒng)中占有相當大的比例,降低水泵能耗對整個系統(tǒng)的節(jié)能具有重要意義[4],其機組主要參數(shù)如表1所示，設(shè)備的參數(shù)如表2所示.

表1 機組型號參數(shù)

表2 主要設(shè)備參數(shù)

供暖季,根據(jù)室外溫度變化對建筑熱負荷變化的影響,設(shè)定用戶側(cè)供水溫度在40 ℃～48 ℃變化.根據(jù)中介水冬季回水溫度最低值設(shè)定為7.5 ℃,供水溫度最高值設(shè)定為9.5 ℃,來決定污水泵的啟停.系統(tǒng)的運行策略為兩臺機組按需啟停,燃油鍋爐在冬季極寒天氣輔助建筑采暖.污水池24 h提供城市污水,保證機組的正常運行,需要定時、定期清理中介水-污水換熱器.

1.2 系統(tǒng)工作原理

該污水源熱泵系統(tǒng)分為3個循環(huán),即污水循環(huán)、中介水循環(huán)和用戶側(cè)循環(huán)水循環(huán).系統(tǒng)的工作原理如圖1所示.

(1)污水循環(huán). 城市原生污水在污水泵的帶動下與殼管式換熱器進行反復換熱,將熱量傳遞給中介水,然后排出.

(3)用戶側(cè)循環(huán)水循環(huán). 被加熱的制冷劑通過電力做工在熱泵中循環(huán),將熱量傳遞給用戶側(cè)循環(huán)水,通過分水器分到末端裝置對室內(nèi)進行供暖,然后通過集水器回流,準備下一次循環(huán)[5-6].

圖1 污水源熱泵系統(tǒng)供暖季原理示意

2 數(shù)據(jù)來源及主要分析參數(shù)

本文基于2018年～2019年供暖季系統(tǒng)的運行數(shù)據(jù)進行分析,數(shù)據(jù)來源于智能控制系統(tǒng)自動采集的數(shù)據(jù).分析的主要參數(shù)有污水供回水溫度,中介水供回水溫度,循環(huán)水供回水溫度,熱泵機組吸熱負荷、制熱負荷和耗電負荷,機組性能系數(shù)COPunit和系統(tǒng)性能系數(shù)COPsys.污水的適宜性分析中,數(shù)據(jù)的選取區(qū)間為整個供暖季的污水進出口溫度.而其他參數(shù)的分析,根據(jù)《可再生能源建筑應(yīng)用工程評價標準》(GB/T 50801—2013)[7]要求,規(guī)定了系統(tǒng)測試的時機,測試時間應(yīng)在供熱15 d之后進行.因此,選擇典型供暖日期計58 d的數(shù)據(jù)進行分析.數(shù)據(jù)采集期間,系統(tǒng)運行穩(wěn)定.

參數(shù)計算如下所示[8]:

Qs=24×Vs×ρs×Cs×Δts

(1)

Qs=24×250×1 000×4.178×2=5.014×107kJ/d

式中,Qs為污水干渠賦存的熱量,kJ/d;Vs為污水流量,由設(shè)置在污水源與污水換熱器之間污水循環(huán)系統(tǒng)中的流量傳感器測量,經(jīng)實測該污水流量為250 m3/h;ρs為進出污水換熱器的污水的平均密度,近似按1 000 kg/m3計取;Cs為污水的比熱容,近似按4.178 kJ/(kg·℃)計取;Δts=tsi-tso為污水進出污水換熱器的進出口溫差,℃,其中污水進污水換熱器的進口溫度tsi、污水出污水換熱器的出口溫度tso均由設(shè)置在污水源與污水換熱器之間污水循環(huán)系統(tǒng)中的溫度傳感器測量,經(jīng)實測該進出口溫差為2 ℃.

Qc,ideal=Qs×COP/(COP-1)

(2)

Qc,ideal=5.014×107×4.7/(4.7-1)=6.369×107kJ/d

式中,Qc,ideal為污水換熱器無熱損失且不計污水、中介水泵耗功理想條件下熱泵機組可提供的最大熱量,kJ/d;COP為熱泵機組制熱性能系數(shù),按均值4.7計取.

Qc,ideal經(jīng)換算得:

qc,ideal=Qc,ideal/(24×3 600)=6.369×107/(24×3 600)=737 kW

(3)

式中,qc,ideal為污水換熱器無熱損失且不計污水、中介水泵耗功理想條件下熱泵機組可提供的最大熱負荷,kW.

(4)

式中,qe為熱泵機組逐日吸熱負荷,kW;ρe為進出熱泵機組蒸發(fā)器的中介水的平均密度,按1 000 kg/m3計取;ce為進出熱泵機組蒸發(fā)器的中介水的平均比熱容,按4.178 kJ/(kg·℃)計取;Ve為進出熱泵機組蒸發(fā)器的中介水的流量,m3/h,其由設(shè)置在污水換熱器與熱泵機組之間中介水循環(huán)系統(tǒng)中的流量傳感器測量;Δte=tei-teo為中介水進出熱泵機組蒸發(fā)器的進出口溫差,℃,其中中介水進熱泵機組蒸發(fā)器的進口溫度tei、中介水出熱泵機組蒸發(fā)器的出口溫度teo均由設(shè)置在污水換熱器與熱泵機組之間中介水循環(huán)系統(tǒng)中的溫度傳感器測量,經(jīng)實測可得該進出口溫差.

通過一次次地迭代和交付，項目進入了一個等節(jié)奏的開發(fā)節(jié)奏。這時候，團隊成員可以正確估算自己的合理計劃，開始避免初期迭代中出現(xiàn)的武斷地、不切實際的沖刺目標。同時為了保持敏捷型團隊的工作強度波動，需要視情況派發(fā)或減去并行項目的兼職任務(wù)。

(5)

式中,qc為熱泵機組逐日供熱負荷,kW;ρc為進出熱泵機組冷凝器的循環(huán)水的平均密度,按1 000 kg/m3計取;cc為進出熱泵機組冷凝器的循環(huán)水的平均比熱容,按4.178 kJ/(kg·℃)計取;Vc為進出熱泵機組冷凝器的用戶側(cè)循環(huán)水的流量,m3/h,其由設(shè)置在熱泵機組與熱用戶之間用戶側(cè)循環(huán)水循環(huán)系統(tǒng)中的流量傳感器測量;Δtc=tco-tci為循環(huán)水進出熱泵機組冷凝器的進出口溫差,℃,其中循環(huán)水進熱泵機組冷凝器的進口溫度tci、循環(huán)水出熱泵機組冷凝器的出口溫度tco均由設(shè)置在熱泵機組與熱用戶之間用戶側(cè)循環(huán)水循環(huán)系統(tǒng)中的溫度傳感器測量,經(jīng)實測可得該進出口溫差.

COPunit=qc/Php

(6)

式中,COPunit為熱泵機組的制熱性能系數(shù);Php為熱泵機組耗電負荷,kW,其由電度表測量換算.

COPsys=qc/(Php+∑Pwp,i)

(7)

式中,COPsys為系統(tǒng)的制熱性能系數(shù);∑Pwp,i為系統(tǒng)中的各類水泵耗電負荷之和,kW,其由電度表測量換算.

3 系統(tǒng)實際運行效果

3.1 污水適宜性

由圖2可知,污水溫度在6.7 ℃～12.3 ℃變化,污水的進出口最小溫差為1 ℃,最大溫差為3 ℃,一般情況進出口溫差在2 ℃左右波動.而嚴寒地區(qū)整個供暖季室外氣溫變化大,但由圖2可知,污水溫度變化幅度小,受氣候影響小.因而,污水的水溫比較穩(wěn)定,可作為穩(wěn)定的熱源.

圖2 污水進出口溫度及其溫差

3.2 中介水、循環(huán)水供回水溫度

中介水進出蒸發(fā)器與末端用戶循環(huán)水進出冷凝器的溫度隨時間的變化情況,直接影響熱泵機組的瞬時放熱量和吸熱量,圖3給出了典型供暖期間的中介水、循環(huán)水進出口溫度及溫差.

由圖3可知,中介水供水溫度為6.1 ℃～10.1 ℃,平均值為8.1 ℃,回水溫度平均值為6.5 ℃,供回水溫差平均值為1.7 ℃.用戶側(cè)循環(huán)水的供水溫度46.8 ℃～49.6 ℃,平均值為48.1 ℃,用戶側(cè)的回水溫度平均值為44 ℃,供回水溫差的平均值為4.1 ℃,中介水、循環(huán)水產(chǎn)生的供回水溫差小.

圖3 中介水、循環(huán)水進出口溫度及其溫差

3.3 熱泵機組逐日吸熱負荷、制熱負荷及耗電功率

圖4給出了供暖測試期間熱泵機組吸熱負荷、制熱負荷和耗電負荷隨日期的變化情況.由圖4可知,熱泵機組的耗電負荷隨日期的變化很小,趨于穩(wěn)定，而其吸熱負荷和制熱負荷則變化較大.測試期間,熱泵機組平均吸熱負荷為479 kW、平均制熱負荷為708 kW、平均耗電負荷為204 kW.

圖4 熱泵機組逐日吸熱負荷、制熱負荷和耗電負荷

圖5 COP曲線

3.4 熱泵機組、系統(tǒng)制熱性能系數(shù)

熱泵機組是熱泵供暖系統(tǒng)中的核心設(shè)備,機組能效是系統(tǒng)能效的主要影響因素,因此,有必要對機組實際運行性能進行測試和評價.經(jīng)計算,測試期間系統(tǒng)的性能系數(shù)COPsys和機組的性能系數(shù)COPunit變化情況如圖5所示.

由圖5可知,機組COPunit的平均值為4.7,系統(tǒng)COPsys的平均值為為2.5.供暖季測試期間,系統(tǒng)性能系數(shù)COPsys逐日變化趨于穩(wěn)定,說明系統(tǒng)的運行穩(wěn)定、情況良好;機組性能系數(shù)COPunit逐日在其平均值上下波動變化且幅度較大,表明機組運行不穩(wěn)定.

4 結(jié)論

(1)2018年～2019年供暖季污水溫度在6.7 ℃～12.3 ℃之間波動,供暖初、末期污水溫度稍高,整個供暖期污水進出口溫差相對穩(wěn)定,穩(wěn)定在2 ℃,且計算得出了理想條件下污水源熱泵機組可利用的最大熱負荷為737 kW,該負荷可滿足除極寒天氣外的供暖需求,所以污水適合作熱泵供暖的低位可再生能源.

(2)供暖測試期間,熱泵機組的平均吸熱負荷為479 kW,平均制熱負荷為708 kW,平均耗電負荷為204 kW.

(3)中介水溫差、用戶側(cè)循環(huán)水溫差較小,其原因可能是污水-中介水換熱器清洗不及時及系統(tǒng)“低溫常供”運行所致.

(4)機組制熱性能系數(shù)COPunit的平均值僅為4.7,未達到名義制熱性能系數(shù),可能是房間保溫不好,熱損失過大所致,而且機組制熱性能系數(shù)在供暖期間逐日波動大,機組運行不穩(wěn)定,可能是清洗污水-中介水換熱器時機組啟停所致.

(5)熱水循環(huán)泵、中介水循環(huán)泵均采用變頻模式運行,達到了從輸送系統(tǒng)提升系統(tǒng)能效、改善系統(tǒng)運行效果的目的.