华北某城市污水源热泵系统的最优工况分析高温水源热泵机组Word下载.docx

华北某城市污水源热泵系统的最优工况分析高温水源热泵机组Word下载.docx

《华北某城市污水源热泵系统的最优工况分析高温水源热泵机组Word下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《华北某城市污水源热泵系统的最优工况分析高温水源热泵机组Word下载.docx（7页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

图1冬季污水源热泵系统流程原理图

表1污水热泵系统设备性能参数表

设备名称性能参数备注

高温型水源热泵HGHP220

制热量:

218kW

制冷剂:

R134a

压缩机:

3台功率:

53kW

根据冷凝器回水温度控制热泵机组

的启停

热水循环泵流量21.6t/h,扬程26m,功率3kW2台

污水潜水泵流量100t/h,扬程22m,功率11kW1号机组60t/h,2号机组40t/h补水泵流量4.4t/h,扬程33m,功率2.2kW40t/h

本系统将二级污水直接引入水源热泵机组,而不经过中间换热器主要是因为[4]:

（1直接利用方式的热能提取效率高,节能效果比增加一次换热要好。

一般直接利用方式的节能率比间接利用方式高7%左右。

（2充分考虑了二级污水冬季温度较低时,再经过一次换热会使水温进一步降低,从而不能满足水源热泵机组的进水温度要求,进而在温度较低时还要增加备用热源。

（3直接利用二级污水的水源热泵系统比间接利用方式简单,并且设备投资减少。

（4经过对二级污水水质的分析,二级出水经过过滤处理后直接进入热泵是可行。

工程中采用的污水是污水处理厂的二级污水,其夏季水温为21℃-25℃,比外界气温要低十几度,而冬季出水水温基本为14℃-18.5℃高于周围环境温度二十度左右。

实验时间为2006年12月1日至20日。

图2所示即为测试期间该污水处理厂的冬季污水平均水温变化曲线。

由此可见,城市污水中蕴含有大量的能源,是解决城市能源缺乏的一个重要途径[4],就该污水处理厂而言,据初步估计,如果其污水出水中的低位能源加以充分利用的话,冬季供热总负荷可达500.5kW。

图2天津市某污水处理厂的冬季污水平均水温

3机组最优能效比分析

根据样本数据,HGHP220型水源热泵机组在冷冻水进出水温度（污水温度为14℃-18℃,冷却水进出水温度（冷凝器温度为45℃-55℃时,额定制热量和功率分别为212kW、55.4kW。

根据实验数据计算得到1#机组单独运行的情况下,系统在额定工况下的EER为2.84。

在两台机组同时运行的情况下,系统在额定工况下的EER为3.26。

12月10日机组平均EER最高,1#机组的EER平均值为2.96,系统的EER平均值为4.12。

这一天系统实际冷冻水进出水温度平均值分别为14.1℃、16.7℃,系统实际冷却水进出水温度平均值分别为44.2℃、55.9℃。

可见,系统实际最高EER工况下,EER高于样本理论值,但具体状况不尽相同。

实际冷却水温差（系统制热量、温度段与样本基本一致,实际冷冻水温差（污水放热量、温度段均较样本值为小。

污水流量远大于样本实验时的流量,环境温度过低造成污水换热阶段热损失量较大,样本实验时使用的热源并非城市污水,换热器表面污垢较多造成污水换热效果不好等原因都会产生上面的情况。

城市污水由于其中所含杂质较多,换热效果或者说热容量低于同温度同质量的清水,系统实际冷冻水温差为2.8℃,样本为7℃,说明本系统污水在单位质量放热量低于实验室样本值的情况下仍能保证所需供应热

量,其流量一定远大于样本热源流量。

综合分析来看,系统冷却水与冷冻水温差、温度段越接近样本值,污水流量越大、放热效果越好,系统效能越高。

从前面计算得知,1#热泵机组的EER在全部记录的时间内平均值为2.81,略低于额定工况下机组的EER,差距约为7%。

两台热泵同时运行情况下平均EER为4.42,高于额定工况下的EER值26%,出现这种情况,说明在两机组同时运行时,2#机组受1#机组制约,仅在1#机组无法完成供热任务时开启,导致采集的数据误差较大,问题较多,不做普遍情况分析。

考虑到样本实验是以同等温度、流量等条件下的清洁水进行的,且在实际情况下,由于各环节保温条件不及实验室,热量散失较大、城市污水中污杂物降低换热系数等因素,可以认为机组工作正常,样本数据可信。

实际参数越接近样本参数、系统效能越高;

热源流量越大、系统效能越高,但最佳工况下单位流量污水放热量大大低于样本值,造成一定的热量浪费,建议此时进行再循环利用。

4蒸发器的样本与实际性能对比分析

前已述及,实际情况下,城市污水工况下蒸发器的传热系数与样本中采用的并不相同。

具体原因各种各样,且不同地区原因亦不相同。

由公式TKFQΔ∗∗=可知,在TΔ和用户所需制热量确定的情况下,若蒸发器的传热系数QK的不同,则所需蒸发器面积必然不同[5-7]。

但制造厂商只能根据样本实验值确定值,这样难免造成过大浪费或过小换热不足的情况。

FF下面将根据原始数据,由公式TKFQΔ∗∗=对污水处理厂的水源热泵机组进行计算,以验证其蒸发器面积是否合适,并提出修正建议。

鉴于2#机组总运行时间不多,且所记录数据中错误较多,所以仅对1#机组进行计算分析。

此时,公式TKFQΔ∗∗=

式中,-蒸发器的热负荷,kW;

QF-蒸发器的面积,㎡;

K-蒸发器的传热系数,kW/㎡℃;

TΔ-蒸发器的传热温差,℃。

实际情况下,污水厂热泵机组与样本机组蒸发器的面积相等。

假设为1,即公式变为,则。

其中,为对数平均温差,即:

FTKQΔ∗=TQKΔ=/TΔ//（ln（（minmaxminmaxTTTTTΔΔΔ−Δ=Δ

式中,-样本对数平均温差;

TΔmaxTΔ-蒸发器进口温度与蒸发温度之差;

minTΔ-蒸发器出口温度与蒸发温度之差;

则:

=[（16−4−（9−4]/ln[（16−4/（9−4]=8

TΔ由于机组工况按蒸发器和冷凝器进出口温度大致可分为两类,即冷凝器进出口温度段在40℃-50

℃,额定制热量为218kW,输入功率为53kW一类和冷凝器进出口温度在45℃-55℃,额定制热量为212kW,输入功率为55.4一类（蒸发器温度段大致相同。

则不同温度段下,样本蒸发器的传热系数为TNQKeΔ−=/（11=（218-53/8=20.63,

=（212-55.4/8=19.58（为机组在不同温度段的额定功率

。

TNQKeΔ−=/（22eN下面以实际情况的一组数据为例进行计算。

该组数据冷凝器进出口温度为44.5℃-53.6℃符合45℃-55℃这一温度段,故:

由=228kW,=6.3,得到==（228−55.4/6.25=27.62kW/㎡℃（为机组在实际工况下的额定功率。

SQTsΔSKSSSTNQΔ−/（SN现假定实际制热量与样本制热量相等,即

TFKTFKSSSΔ=Δ2

式中,-实际所需蒸发器面积,㎡;

SFF-样本蒸发器面积,㎡。

则,=1.1

TKTKFFSSSΔΔ=2//可见,样本蒸发器面积比实际所需蒸发器面积多出了10%。

按这一计算方法,对原始数据中17组数据进行了计算,所得结果如表2、表3所示。

表2流量较接近额定值工况下污水源热泵蒸发器换热面积分析表

蒸发器

进口温

度（℃蒸发器出口温度（℃冷凝器进口温度（℃冷凝器出口温度（℃样本K（kW/m2Ks（kW/m2ᇞTs实际制热量（kWF/Fs

13.38.142.851.620.6326.496.3220.71.0214.87.139.748.620.6327.596.2223.21.0315.07.240.048.620.6325.746.3215.70.9915.37.041.349.720.6325.276.2210.70.9615.37.040.949.520.6326.076.2215.70.9915.19.043.352.519.5822.997.6230.71.1215.09.043.152.319.5823.107.6230.71.1213.89.044.252.619.5821.687.2210.70.9914.48.943.552.619.5827.656.3228.21.10

表3大多数工况下污水源热泵蒸发器换热面积分析表

蒸发器进口温度（℃蒸发器

出口温

度（℃

冷凝器

样本K

（kW/m2

Ks

ᇞTs

实际制热

量（kW

F/Fs

17.313.844.155.619.5821.1811.0288.41.48

17.114.043.955.419.5820.2611.5288.41.48

17.214.645.356.619.5819.3211.8283.41.45

17.013.443.554.119.5818.7011.3265.81.34

16.813.345.456.819.5821.1410.9285.91.47

16.213.344.655.619.5820.6010.7275.91.40

14.412.544.555.019.5821.889.5263.31.32

16.613.045.056.019.5820.2210.9275.91.40

由表2、表3可知,机组在实际流量与样本接近情况下蒸发器面积基本合适,但大多述工况下,蒸发器换热面积比实际所需值多出约40%以上,对本机组来说造成了浪费。

从本节的分析过程中可以发现一个问题:

本系统的实际制热量和二级污水传热系数均大于样本设定值,但系统的平均EER小于样本值。

一般认为城市污水由于所含污杂物较多,传热效果应该远低于同工况的清水。

可是按本系统实际数据计算看来二级污水传热效果要好于清水,从上一节的分析和表2、表3可以看出,这是污水流量大于额定值造成的结果。

也就是说,水泵功率过大是实际EER低于了样本EER根本原因。

由表2可以看出,污水在流量、蒸发器进出口温差较接近额定值工况时实际制热量和样本值非常接近,蒸发器面积也基本符合实际所需值。

这些充分说明本系统采用的城市二级污水的热物性与同工况的清水非常接近,可以按照清水性质设计污水热泵。

显然设计人员在设计本系统时低估了二级污水的热物性,因此采用了功率过大的水泵。

造成蒸发器面积盈余,实际EER无法达到设计EER,污水热量未被完全利用等后果。

建议更换功率较小的、合适的水泵,以降低二级出水流量,改善系统运行工况。

5冬季污水源热泵的最佳工况分析

前面一节从对比EER值和蒸发器面积两个角度入手分析了污水源热泵的性能,但比较样本与实际EER值的高低无法全面正确的评价系统运行工况的优劣,蒸发器面积大小主要和热源热物性以及实际所叙制热/冷量有关,不能决定热泵机组性能。

下面将使用专业软件Solkane和NISTREFPROP来计算污水源热泵和地热热泵运行时的理论COP值。

可以认为,实际COP值与理论值越接近则实际工况愈佳。

以样本值为例,计算过程如下:

样本COP值为:

额定制热量/额定压缩机耗功=218/53=4.1。

样本蒸发温度、冷凝温度分别为4℃、55℃,输入Solkane,经其计算,得额定工况下理论COP值为4.4,样本值与理论值差值比为6.4%。

按这一计算方法，对原始数据中15组数据进行了计算，所得结果如表4所示。

表4污水源热泵1＃机组理论与实际COP值比较分析表蒸发器进口温度（℃16.217.117.217.417.217.117.216.717.117.017.117.317.117.017.1蒸发器出口温度（℃13.614.014.214.614.514.614.312.914.014.514.014.414.214.114.1冷凝器进口温度（℃44.045.543.444.744.344.143.644.945.545.843.644.443.743.744.2冷凝器出口温度（℃55.056.756.855.954.955.854.556.456.057.155.155.856.555.255.6实际制热量（kW276.3281.3336.6281.3266.2293.9273.8288.8263.7283.8288.8286.3321.5288.8286.3实际COPs4.14.23.73.93.93.94.13.63.93.94.33.63.93.64.2理论COP4.34.24.24.34.84.34.44.14.24.24.34.34.24.34.3差值比5.83%1.02%14.75%10.32%23.04%11.77%9.66%13.95%9.42%6.27%1.89%20.27%10.34%20.03%1.86%由表4可知，在大多数工况下1＃机组的实际COP与理论值差距较大。

但第2、11、15这三组数据实际COP与理论值相差不到2%，非常接近。

而且这三组数据工况也非常相近，由此可以判定1＃机组最佳工况为：

蒸发器进出口温度为17℃－14℃，温差3℃；

冷凝器进出口温度为45.5℃－56.5℃，温差11℃。

6结论1冬、夏两季城市污水水温的变化分别都不大，很适合作为冷热源，因此在制定空调及供暖方案时应考虑将其作为首选方案。

2得到直接换热式冬季污水热泵的最佳运行工况参数，即：

蒸发器进出口温度为17℃－14℃，温差3℃，冷凝器进出口温度为45.5℃－56.5℃，温差11℃。

3由于设计人员在设计污水源热泵时低估了二级污水的热物性，往往会造成所选水泵功率过大，从而使得系统的EER降低，因此可采用变频水泵，以便在机组低负荷工作时，系统实现“大温差小流量”运行，从而降低水泵的耗功。