高校洗浴废热水热能回收系统设计

刘嘉明 狄育慧 刘 洋



高校洗浴废热水热能回收系统设计

刘嘉明 狄育慧 刘 洋

（西安工程大学城市规划与市政工程学院 西安 710048）

使用污水源热泵以回收集体浴室洗浴废热水中部分低品位热能是一种较为高效的余热回收利用方式。以长沙某高校学生浴室为蓝本进行余热回收改造，在原有燃气锅炉的基础上，首先对洗浴废热水的水质进行分析，得出由过滤器处理后的废热水通过热泵间接换热方式的可行性，以此确定热泵-锅炉联供方案。并且对燃气锅炉和污水源热泵的供热方式进行热力学分析，计算得出联供系统全年可节约开支4.84万元，减少1.952×105kWh的能源消耗，节能比为27%。最后对联供系统中一些关键设备及因素的热经济性分析，得出热泵负荷比为30%，其静态回收期为3.32年。联供系统能量利用合理，且该系统在技术上可靠，经济上可行，节能意义突出。

污水源热泵；余热回收；换热器；经济性

0 引言

随着我国经济与社会的快速发展和进步，人们不断努力提高生活舒适性的同时加剧了能源的消耗速率，能源问题的影响已日益凸显[1]。迫切需要建立一种可持续的能源系统，即发展新能源和节能降耗齐头并进。从节能降耗的角度对现有能量利用系统进行节能改造[2]，以提高能源的梯级利用效率，目前生活热水能耗在建筑能耗中紧靠空调能耗之后[3]。以学生集体浴室为例，洗浴废热水的水温通常维持在30 ℃至35 ℃之间，若向集体浴室供以40 ℃的洗浴用水，则洗浴废水的水温可维持在35 ℃，约有80%的热量未被有效利用[4]，且洗浴废水流量巨大、温度波动幅度较小，该部分余热回收利用价值空间较大。而学生浴室的通常做法则是将温度高于环境温度的洗浴废水直接排入污水系统，使得该部分可观的热量未被有效回收利用，造成了能源的巨大浪费[5]，且加剧环境热污染。若使用热泵技术加以余热回收利用，将其作为稳定热源向低温自来水放热[6]，以加热洗浴用水，为原有锅炉加热设备分担部分热负荷，减少原有燃气锅炉能源消耗，也是一种节能环保的能量利用方式。相比于使用较为广泛的空气源热泵，污水源热泵能够节约34%的电能消耗[7,8]，便达到所需的设计温度。然而高校现有集体浴室均有独立的热水供应系统，本文针对长沙某高校学生澡堂现有水路系统进行余热回收改造，关键考虑污水源热泵与原有热水锅炉的负荷匹配设计，负荷匹配对联供系统的可行性及节能性至关重要。因此本文从工程实际出发，计算负荷匹配的同时，详细阐述联供系统设计的全过程，剖析系统可行性和合理性，并分析系统的经济性。

1 系统总体设计

在原有燃气锅炉加热系统基础上加入一套污水源热泵系统并使用板式换热器间接提取洗浴废热水中的可利用余热，即构成热泵-锅炉联供系统，系统流程如图1所示。预存在废水池中的废热水经过过滤器处理后，在板换中降温后排入市政污水管网。板换中的载热介质再与蒸发器中的制冷剂换热，吸热气化的制冷剂气体进入压缩机，被压缩为高温高压的蒸气，蒸气再进入冷凝器冷凝放热，热量被流经冷凝器的低温自来水吸收，水在升温后进入蓄热水箱1中，再流经蓄热水箱2依靠供水压差，由送水管送至浴室供洗浴使用。冷凝后的高温高压制冷剂的饱和液经节流机构降压后重新流入蒸发器循环上述步骤。系统能量流动方向则是热泵机组所耗电能外加从废热水中回收的热能一起输送至冷凝器，用以加热部分洗浴用热水。

由于污水源热泵机组并未承担全部洗浴热负荷，部分热负荷由燃气锅炉承担。另一部分的热水在锅炉中加热到设计温度要求后送入蓄热水箱2，与蓄热水箱1中的热水混合后经送水管路送入浴室供洗浴使用。整个循环过程不仅减少了一次能源的消耗并且回收废热水中的余热量，有助于减轻城市热污染。

图1 热泵-锅炉联供系统流程图

2 热泵循环热力计算

由联供系统流程图（图1）可进一步得出联供系统的计算流程图，如图2[4]所示。

图2 联供系统计算流程图

计算过程如下：

洗浴水总流量3（m3/h）：

式中：为每人每天洗浴用水量，；为每天洗浴人数；为每天浴室开放时间，小时。

废水流量5（m3/h）：

式中：为废水收集系数。

热泵供热流量1（m3/h）：

通过连续调查采样，该浴室每天洗浴人数约有1800人，人均用水量约为50 L，浴室开放时间自下午14点至晚22点，共计8小时。故依据计算流程图可计算得出热泵供热流量为3.88 m3/h，进而得到锅炉供热流量为7.37 m3/h。再确定蒸发温度、冷凝温度、过热过冷度及压缩机吸气温度，即确定热力循环过程后绘制压焓图计算得到热泵负荷为90.8 kW，相应的锅炉负荷为212.71 kW，热力循环计算结果如表1所示。

表1 热力循环计算

3 压缩机的选型计算

压缩机在热泵系统中属于核心部件之一也是动力源部件，其作用在于电能驱动连杆机构以消耗机械能的方式压缩来自蒸发器的制冷剂蒸气，将高温高压状态下的蒸汽排向冷凝器冷凝放热。经冷凝节流后的制冷剂流向蒸发器，再汽化后进入压缩机从而实现了压缩机驱动制冷系统中制冷剂的循环流动。考虑热泵机组的负荷量，可选用离心式压缩机用于以R134a为制冷工质的热泵系统中。实际压缩过程中由于存在各种损失，压缩机电动机的输入功率[9]可以表示为：

式中：η为指示效率；η为摩擦效率；η为传动效率；η为电动机效率，故可计算得出输入功率为10.77 kW。由上述效率可以计算得出压缩机的指示功率P为8.72 kW，轴功率P为9.69 kW；输出功率P为10.66 kW。

由此计算得出性能参数：

计算得到压缩机输入功率为10.77 kW，考虑到要具有一定的裕量，故可参考丹佛斯SC12GX型，功率为11.82 kW，富裕量约为9%，故符合设计要求。

4 冷凝器的设计

冷凝器的功能是将压缩机排出的高温高压制冷剂蒸气冷凝成饱和液体，将制冷剂在蒸发器中吸收的热量及与压缩机功率相当的热量之和转移至换热介质中。本次设计采用滚轧低翅片传热管，传热管内径D=10.4 mm；翅根基圆外径0=12.4 mm；翅顶圆直径D=15.1 mm；翅片厚度δ=0.4 mm，翅片节距S=1.2 mm，由此计算得出每米管长的管外总面积为0.139 m2。

根据经验数据[11]，初步取按管外面积计算的热流密度q=7000 W/m2，且由热力循环计算中得到冷凝器的冷凝负荷，计算得出应布置传热面积为12.97 m2，则应布置有效总管长为93.31 m。为保证换热效果，需将管内流速控制在合理范围内。取管内水流流速V=0.5 m/s，则每流程管数=21，为使传热管排列有序及左右对称，共布置84根管。

管内平均水流流速V按下式[10]计算：

计算得出水流平均流速为0.49 m/s，计算值与拟取值误差在允许范围内，故设计合理。查阅资料得知，当流程数为4时，有效单管长度L=1.38 m，实际布置管外冷凝传热面积F可按下式计算：

实际布置冷凝面积为16.11 m2，根据特征温度选取R134a的特征物性参数B=1593.8，则水侧换热系数为3024 W/(m2·℃)。R134a侧冷凝表面换热系数按下述方法计算，取管排修正系数为0.92，冷凝器中热泵工质与水之间对数平均温差为13.95 ℃，取水侧污垢系数R=0.000086（m2·℃）/W，铜材料的导热率=393 W/（m·℃）。则基于管外表面积的热流密度的计算值为5053 W/(m2·℃)，同时必须考虑水侧流动阻力的问题，流动阻力计算值为3296.4 Pa（取端板厚度B=0.03 m）。

综上，该卧式壳管式冷凝器的总体设计情况为：采用低翅片管84根，每根传热管有效长度1380 mm，管板厚度取30 mm，考虑到传热管与管板之间胀管加工要求，其两端各伸出3 mm，传热管的实际下料长度为1446 mm。

5 蒸发器的设计

干式壳管式蒸发器的制冷剂在管内流动，被冷却液体在管束外部空间流动，筒体内横跨管束装有若干折流板，以增加换热扰动，增加液体横掠管束的流速，可达到增强换热的目的。直管式干式蒸发器由于载冷剂侧的对流换热系数较高，换热能力相对突出，技术上成熟可靠且被广泛应用，故设计选用干式蒸发器。

蒸发器的设计与冷凝器的设计流程大致相 同[10]，这里只作简要概述。根据经验数据[11]，预取管外侧热流密度q=q=6400 W/m2，计算得出管外传热面积F为13.2 m2。取传热管管外径0=12 mm，管内径D=10 mm，管壁厚=1 mm，内外管表面之间的中间传热面直径D=11 mm，取管子中心距=16 mm，管子按正三角形排列。

则蒸发器的有效传热面积为19.7 m2，水在壳程纵向与横向的平均流速为0.325 m/s，依据雷诺数确定普朗特数和导热率，由此便可算出水在管外流动的换热系数为3218 W/(m2·℃)。热泵工质侧的实际传热系数为911 W/(m2·℃)，故计算得出基于传热管外表面实际的传热面积为19.28 m2，有一定的富裕量满足设计要求。

蒸发器同样需要考虑压降问题，水侧的流动压降由3部分组成，分别是流经每块折流板缺口的流动压降、每流过两折流板之间的通道的一次压降、水在管间平行流动时的压降。汇总得出水在卧式壳管式蒸发器壳程中的流动总压降为899.5 Pa。

6 节流装置及辅助设备

本系统中制冷剂的充注量实际由3部分组成，分别是蒸发器、冷凝器和管道中的制冷剂流量构成。若充注量不足，蒸发器换热面积不能得到充分利用，蒸发器出口制冷剂过热度增加，压缩机排气温度升高，影响压缩机的使用寿命。若充注量过多，致使蒸发压力升高，传热温差减小冷凝压力升高，压缩机耗工增加，严重时则会产生压缩机的液击现象。故适量R134a的充注则可保证机组正常稳定的运行。分析认为可选用外平衡式热力膨胀阀即可满足节流要求，选配时阀的容量应与蒸发器制冷量相匹配，故可参考上海沁华制冷设备有限公司TE5-TE55-41型热力膨胀阀。

再依据系统特点选择嘉实多ICEMATIC SW68合成冷冻机油、STAS967型干燥过滤器和EVR25型电磁阀，以共同维护系统稳定持续运行。污水泵要依据计算所得的流量外加所需克服的管路压降和水头高度共同决定水泵的选型。

7 经济性分析

基于上述分析，本文对热泵-锅炉联供系统进行经济性分析，计算基准是静态投资回收期。一般回收期小于5年是可取的，若大于5年则需要多方面分析其利弊。该工程现有燃气锅炉一台，蓄热水罐一个和一个可以直接利用的废水收集池，需要增加的设备主要是污水源热泵机组，板式换热器，蓄热保温水箱和污水过滤器，联供系统总体情况如表2所示。

表2 联供系统整体分析

采用长沙地区现行天然气价格3元/m3，现行电价0.805元/kWh，计算得到热泵年运行电费1.87万元，污水源热泵机组初投资为16.05万元。锅炉若承担全部热负荷，燃气锅炉系统全年实际耗能7.27×105kWh，锅炉燃气成本为22.32万元。由于工程改造热泵承担部分热负荷，锅炉实际能耗为5.088×105kWh，改造后全年可节约资金4.84万元，减少1.952×105kWh的能耗量，热泵机组静态投资回收期为3.32年。

8 结束语

（1）对长沙市某高校学生公共浴室洗浴热水供应情况及洗浴废热水进行分析，并进行污水源热泵系统设计，组成热泵-锅炉联供热水系统，结合与单一锅炉无余热回收系统对比，得出该工程采用污水源热泵技术是合理的。

（2）污水源热泵系统具有节能降耗的作用，能够充分回收高于环境温度的洗浴废热水中的余热量，减少锅炉一次能源使用量的同时有效缓解城市环境热污染。流量稳定的洗浴废热水为热泵提供稳定的低温热源，提高供热系统的可靠性，也节约了运行费用的支出。当前高校众多适度推广污水源热泵在学生浴室节能改造中的应用，可有效缓解地区能源紧缺的现状。

（3）污水源热泵与锅炉的负荷匹配合理，热泵系统各主要部件在设计时均有一定的富裕量，保证各项功能均能稳定运行，满足设计规范符合要求的同时并未增加系统的复杂程度。

（4）采用污水源热泵系统，机组设备的投资将会有较大幅度的增加。但联供系统运行支出费用下降幅度可观，在合理设计下污水源热泵机组的静态回收期为3.32年，可减少1.952×105kWh的能耗量，节能比为27%，节能意义突出。随着设计方法的不断推进，技术的不断更新，污水源热泵系统将得到更大的发展与推广，本次设计也为后续改造与研究提供重要的参考价值。

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Design of Waste Recovery System of Public Bath Sewage Based on Sewage Heat Pump in the University

Liu Jiaming Di Yuhui Liu Yang

( Xi'an Polytechnic University, College of Urban Planning and Municipal Engineering, Xi'an, 710048 )

The use of sewage source heat pump to recover the collective bathroom bath waste hot water part of the low-grade heat is a more efficient waste heat recycling. Based on the original gas-fired boiler, the water quality of the waste water of the bath was analyzed, and the waste heat water treated by the filter was passed through the indirect heat exchange of the heat pump. Feasibility, in order to determine the heat pump - boiler joint supply program. And the heating analysis of the heating mode of the gas boiler and the sewage source heat pump, calculated that the joint supply system can save the expenses of 4.84 million yuan and reduce the energy consumption of 1.952×105kWh. Finally, the heat economy analysis of some key equipment and factors in the system is analyzed, and the heat pump load ratio is 30%. The static recovery period is 3.32 years. The power supply system is reasonable, and the system is technically reliable, economically feasible and energy efficient.

sewage source heat pump; recovery of waste heat; energy-saving; economy

1671-6612（2018）04-406-05

TU831

A

陕西省教育厅产业化项目资助（项目编号：15JF017）

刘嘉明（1993.10-），男，在读研究生，E-mail：1318165612@qq.com

狄育慧（1964.02-），女，博士，教授，E-mail：470836165@qq.com

2017-10-27