污水源热泵系统的冷水与中介水温差的优化研究

张 敏，胡平放，罗新梅，雷 飞，朱 娜，邢 路

(1.华中科技大学，湖北武汉 430074；2.华东交通大学，江西南昌 330031)

污水源热泵系统的冷水与中介水温差的优化研究

张 敏1，胡平放1，罗新梅2，雷 飞1，朱 娜1，邢 路1

(1.华中科技大学，湖北武汉 430074；2.华东交通大学，江西南昌 330031)

空调系统的负荷侧与源侧的进出水设计温差是5℃，然而，从节能的角度看，传统的5℃温差并非对于所有的系统都是使得系统运行费用及初投资最低的最经济温差。本文通过对某间接式污水源热泵机组在非标况下的试验研究，对末端机组、污水-中介水换热器及水泵的运行分析，得出系统两端的最经济的温差，使得系统运行费用与初投资最低。

温差；风机盘管；换热器；水泵；热泵机组

1 前言

污水源热泵系统是将城市工业废水余热回收利用的一种创新技术，是节能减排“十二五”规划中的节能减排重点工程。近年来，污水源热泵系统的在我国部分地区得到了较快应用，然而因为技术和性能的原因，污水源热泵系统的应用相对而言并不广泛，三防技术(防堵，防污垢，防腐蚀)的突破，能耗的降低，稳定性的提高必定会推动污水源热泵市场的发展[1]。间接式污水源热泵系统较直接式系统而言应用比较广泛[2]，然而多了一套污水泵使得系统的能耗较高，因此有必要对间接式污水源热泵系统进行优化研究，推广其使用。间接式污水源热泵系统如图1所示。

图1 间接式污水源热泵系统示意

水源热泵机组两端的设计温差为5℃，若增加水源热泵机组两端的温差，机组制热量或制冷量一定，则两端的水流量降低，水流量的降低必定使得水泵的能耗降低，机组能耗的变化不确定，应通过试验来具体测定；若减小水源热泵机组两端的温差，则两端的水流量升高，水泵的能耗升高，而机组的能耗的变化不确定，因此可考虑通过分析系统整体功率(机组功率+水泵功率)来求得使系统运行功率最低的温差。

2 系统两端温度的确定

通过确定系统两端的温度及温差，从而确定两端的流量，因此可以求出水泵的功率，通过试验确定热泵机组不同情况下的功率，两者相加，得出系统在不同情况下的总功率，通过比较分析得出系统的最低功率及对应的两端的经济温差。

2.1 末端机组

空调系统的末端机组有风机盘管和全空气机组，风机盘管机组目前是空调工程中应用最广泛的末端机组，具有一定的代表性[3]，全空气空调机组的换热结构类似于风机盘管，因此本文以风机盘管作为研究对象。风机盘管在名义额定工况下的进水温度为7℃，出水温度为12℃，而这里研究的是风机盘管机组是在非名义工况下运行的，为了满足系统的特殊要求，如果对风机盘管进行定制，会增加系统的初投资，尤其本文同时可以对已投入使用的系统进行运行优化，因此本文以市场上一般的风机盘管作为研究对象，对于一般的风机盘管在非标况下的制冷量计算有以下表达式[4]：

(1)

(2)

ξ=Qt/Qs

(3)

ξs=Qt.s/Qs.s

(4)

式中Qt,Qs——设计工况下的风机盘管全热供冷量和显热供冷量，kW

Qt.s，Qs.s——名义额定工况下的风机盘管全热供冷量和显热供冷量，kW

tw1——风机盘管设计工况下的进口水温度，℃

t1，twb1——设计工况下风机盘管进风口空气的干球温度和湿球温度，℃，取室内设计参数

Mw，Mw.s——设计工况下和名义额定工况下的风机盘管的供水量，kg/h

ξ,ξs——设计工况下和名义额定工况下的析湿系数

式(1)、(2)目前只是应用计算风机盘管在非额定工况下的性能修正，而本文却用于计算风机盘管在非额定工况下，要达到额定工况下的作用效果时进出口水温度的关系。对于风机盘管而言，有以下表达式：

Qt=cMwΔt

(5)

Qt.s=cMw.sΔts

(6)

式中Δt，Δts——设计工况下和额定工况下风机盘管的进出口水温差，℃，其中Δts=5℃

将式(5)，(6)代入，式(1)，消去Mw，Mw.s后，得到：

(7)

同理对式(2)进行整理，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

假设房间的设计干球温度t1为26℃，湿球温度twb1为19.5℃，表1是在当改变风机盘管的进口水温度及进出口水温差时，α,β,γ三者数值的变化情况。

表1 α、β、γ三者之间变化关系

从表1可以看出：

(1)α,β,γ三者随进出口水温差的变化趋势是一致的，且在进口水温度和温差与额定值相等时，三者的数值非常接近，可以同时为1；

(2)当增加进口水温度时，要使α,β,γ三者等于1，则进出口水的温差要降低，当减小进口水温度时，要使α,β,γ三者等于1，则进出口水温差要升高。

对于一个新设计的系统或者已经投入使用的系统而言，要对该系统进行优化，则必须保证优化后的系统末端的作用效果不变，全热供冷量、显热供冷量、析湿系数应保持不变，即α，β，γ三者等于1，从表1可以看出：为了简化，只要使其中一个值为1，α=1，则β，γ也约等于1，因此：

(11)

根据式(11)就可以求出风机盘管在非标况下运行且使作用效果不变时进出口水温度间的关系表达式，同时也是热泵机组蒸发器侧进出口水温度的关系表达式，这样就确定了系统左侧的进出口水温间的表达式，两者并不是随意搭配。式(11)表示规定进出口水温度之间的关系以保证优化后的系统的末端作用效果不变(α、β、γ三者同时为1)。

2.2 污水-中介水换热器

污水-中介水换热器是污水源热泵系统的一个关键设备，不同于清水换热器，污水换热器污水黏度大[5]，换热面污染严重[6]，导致污水侧阻力大于清水侧，换热系数小于清水侧。污水-中介水换热器的进出口温度如图2所示。

图2 污水-中介水换热器温度示意

污水-中介水换热器的形式为卧式壳管式，污水走管侧，中介水走壳侧，管内流动为加强换热效果，宜处于紊流态，此时污水表面换热系数h1[7]：

(12)

其中

式中λs——污水的导热系数，W/(m·K)di——换热管内径，mRes——污水侧雷诺数Prs——污水侧普朗特数us——管内污水流速，m/scp.s——污水定压比热，kJ/(kg·℃)μs——污水的动力粘度，N·s/m

(13)

其中

Rew=uwdw/νw

Prw=cpμdw/λw

式中φ——系数，按工程经验取φ=0.7

工程经验表明,考虑污垢热阻时，换热器总传热热阻为两侧对流换热热阻的1.2倍[7]，因此污水-中介水换热器总传热系数K计算式为：

(14)

污水-中介水换热器总的换热量Q计算式为：

Q=KAΔtm

(15)

其中Δtm=[(tz1+tz2)-(ts1+ts2)]/2

当温差增大或减小，制冷量不变，则流量减小或增大，流速的变化会引起污水侧表面换热系数h1、清水侧表面换热系数h2的变化，因此利用式(14)就可以求出总换热系数的变化比例，制冷量不变，污水的温度已知，换热器两边的换热温差相等，因此通过对等关系，可以求出换热器中介水的进出口温度的关系表达式。

3 案例研究

3.1 项目概况

本案例选用长沙市某综合写字楼工程，建筑总面积为107065m2,采用间接式污水源热泵系统，污水来源为城市污水，城市污水经过防阻机进入换热器与中介水换热，夏季污水平均温度约为25℃，为了满足该项目的功能要求，系统从8:00运行到下午18:00。

系统一天运行10 h的运行情况如表2所示。

表2 系统10 h的运行情况

3.2 系统负荷侧

对于整个系统而言，要求出使整个系统运行费用最低的经济温差，首先分析系统负荷侧，已经求出了负荷侧进出口水的温度间的关系表达式(11)，以0.2℃为步长，以出口水温度(相对于热泵机组蒸发器侧)7℃为起始温度，分别计算出对应的进口水温度，从而可以求出其温差，温差过高会使得流量过低，从而使得换热器管内流动处于层流，影响换热效果，同时出水温度也不能低于蒸发温度；温差过低使得流速过高，使得水管比摩阻过高，对设备不利，超过规定的流速，因此温差有个上下限，同时为了节省试验成本，选取了其中部分温度范围进行试验测定。所取的温度情况如表3所示。

表3 负荷侧冷水进出口温度及温差 ℃

3.3 系统源侧

系统源侧初始的设计参数为：中介水进出口温度32/37℃，取污水的进出口温度为25/30℃。当改变中介水的进出口温度及温差时，排热量一定，流量就会发生变化，流速发生变化，污水-中介水中的污水侧及清水侧的表面换热系数随之发生改变：

Q=cMΔt=cM′Δt′

(16)

(17)

Δtm=[(tz1+tz2)-(ts1+ts2)]/2

(18)

(19)

式中M,M′——系统设计流量与优化流量，m3/h

Δt,Δt′——系统设计温差5 ℃与优化温差，℃

K,K′——系统设计换热系数与优化换热系数，kW/(m2·℃)

表4 中介水进出口温度及温差 ℃

3.4 水泵变频

采用变频控制的水系统分2种：定压系统和变压系统[9～11]。对于中介水泵和污水泵，因为最不利环路末端较近，为了更加节能，采用变压变频，而冷冻水泵不得不采取定压变频。当温差变化，制冷(热)量不变，流量会变化，因此系统中水泵的功率随温差变化，变化量通过计算确定。

3.5 热泵机组

热泵机组在非标况下运行时，制冷量一定，对机组在不同的冷冻水进出口温度，冷却水进出口温度下的功率应进行试验测定。本文借助某公司的标准试验平台，对文中所有的不同条件下的机组功率进行了试验测定，试验过程复杂，耗时长，试验数据的准确性高。将试验测得的不同温度下的机组功率加上相对应的水泵功率即得到系统在不同温度下的系统总功率，选取部分数据列于表5。

表5 系统不同温度下的功率

4 结果分析

图3所示为系统总功率随温差的变化情况，由图可见，系统总功率随温差的变化趋势呈开口向上的抛物线型，存在一个经济温差使得系统功率最低，源侧流量的变化对总功率的影响较大，而负荷侧的流量变化对总功率的影响较小，负荷侧是否适宜通过添加变频器增加初投资来节省系统运行能耗是一个要考虑的问题。

(a) 源侧温差不变(32/37℃)，改变负荷侧温差

(b) 负荷侧温差不变(7/12℃)，改变源侧温差

图3 系统总功率随温差的变化

数据分析得到系统的最佳中介水温度为33.22/39.38℃，经济温差为6.16℃，系统的最佳冷水进出口温度为5.4/12.34℃，经济温差为6.94℃。传统的5℃温差并不是系统的最优温差。当系统在最佳中介水、冷水进出口温度的情况下运行时系统功率最低，其值为3574.64kW，相比于标况下的功率3698.10 kW，系统每小时可以节省近125 kW·h。

图4为系统在部分负荷运行时的情况，图4(a),(b),(c)表示在最佳中介水进出口温度时，系统总功率随冷水进出口温差的变化，为方便控制，系统空调冷负荷率为95%时，3台热泵机组的运行负荷率都为95%，该控制策略同样应用于空调冷负荷率为90%和85%时。可以看出：存在最优温差使得系统功率最低。图4(d)表示当冷负荷下降时，系统负荷侧的最优温差保持不变，为6.94℃，而源侧的最优温差在下降，在冷负荷为最大冷负荷的80%时，最优温差突然增大，是因为此时热泵机组2运行关闭，只运行2台热泵机组1，此时系统的最优温差为热泵机组1满负荷运行时的最优温差。若系统在经济温差下变频运行10小时，运行优化后的耗电量将减少大约4000 kW·h，假设商业用电价格为1元/(kW·h)，则每天节省大约4000元，每个月大约节省12万元的运行费用，节能效果明显。

(a) 95%负荷

(b) 90%负荷

(c) 85%负荷

(d) 经济温差

图4 部分负荷时系统总功率随冷水进出水温差的变化及经济温差

5 结语

系统源侧温差的变化对总功率的影响较大，而负荷侧温差的变化对总功率的影响较小，且源侧与负荷侧存在经济温差使得系统总功率最低，系统在经济温差下运行时，节能效果明显，该系统源侧与负荷侧的经济温差均大于常规温差5℃，温差的增大使得流量降低，从而使水管管径、水泵及阀门等规格减小，节省系统运行费用的同时节省系统的初投资。

[1] 吴荣华，孙德兴，张承虎,等.城市污水源热泵的应用与研究现[J]． 哈尔滨工业大学学报，2006，38(8):1326-1329.

[2] 吴荣华,刘志斌,黄磊,等.污水及地表水地源热泵系统规范化设计研究[J].暖通空调，2006，36(12):63-69.

[3] 丁兴风.空调冷水大温差对风机盘管性能的影响[D].上海:同济大学，2006.

[4] 韩伟国,陆亚俊.风机盘管加新风系统ε值比较设计方法研究[J].暖通空调，2001,32(5)：80-83.

[5] 吴荣华,张承虎,孙德兴.城市原生污水冷热源黏度特性实验测试[J].哈尔滨工业大学学报,2006,38( 9):1492-1495.

[6] 吴荣华,林福军.城市原生污水冷热源应用的关键因素研究[J].哈尔滨商业大学学报,2004,20(6)：701-705.

[7] 庄兆意.直接式原生污水源热泵系统的防堵塞技术及换热特性研究[D].哈尔滨:哈尔滨工业大学,2012.

[8] 孙德兴,肖红侠,庄兆意,等.污水换热器的设计计算[J].暖通空调,2009,39(5):101-103.

[9] 陈永东，张贤安.煤化工大型缠绕管式换热器的设计与制造[J].压力容器，2015,32(1)：36-44.

[10] 赵景玉，黄英，赵石军.煤化工大型缠绕管式换热器的设计与制造[J].压力容器，2015,32(3)：36-44.

[11] 姚国梁.空调变频水泵节能问题探讨[J].暖通空调,2004,34(6):32-34.

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

张敏 (1990-)，男，在读硕士研究生，主要从事污水源热泵技术的研究,E-mail：15927616008@163.com。

胡平放 (1963-)，男，教授，主要从事地源热泵理论与技术、建筑能源审计诊断与改造技术的研究，通讯地址：430074 湖北武汉市洪山区珞瑜路1037号华中科技大学环境科学与工程学院，E-mail：pingfanghu21@163.com。

收稿日期： 湖北省科技支撑计划项目(2014BAA137);华中科技大学研究生创新创业基金(0118650042)