污水源热泵在商业建筑节能改造中的应用

徐睿奇 周勃 费朝阳 孙成才

沈阳工业大学建筑与土木工程学院

0 引言

2018 年北方城镇供暖能耗为2.35 亿tce，占总建筑能耗的23%，能源消耗和环境污染的双重压力显著[1]。商场类建筑具有客流密度大、运行时间长的特点，因此全年制冷供暖的能耗大，成为建筑节能的重点改造对象[2-3]。已有公共建筑普遍采用的燃煤锅炉和溴化锂直燃机方案，机组效率衰退、建筑能耗过大，是节能改造的关键。

污水源热泵能够较大缓解能源缺乏，热源分布不均和环境问题。城市污水温度适合为冬夏两用热泵提供低位热能[4]。本文以沈阳市某大型商业建筑空调系统节能改造为例，采用污水源热泵代替原有蒸汽式锅炉，溴化锂直燃机和离心式制冷机，探究原有建筑节能潜力以及污水源热泵在节能改造中的应用，为商业建筑的冷热源优化设计提供参考。

1 能源系统介绍

该项目为沈阳市一综合型商业，该建筑1999 年投入使用，空调面积340000 m2，空调设计冷负荷28564 kW，供暖设计热负荷21086 kW，空调末端采用组合式空调机组和吊顶式空调机组全年制冷采暖。由于当时沈阳地区柴油价格为2800～3000 元/吨，而市政挂网费（100～120 元/m2）与电网增容费（1000 元/kVA）都比较高，因此该项目采用了蒸汽锅炉和溴化锂直燃机作为热源，改造前主要设备如表1。

表1 改造前冷热源主要设备表

2014 年该建筑整个供暖期运行151 d，日平均运行时间为11 h。夏季采用离心式制冷机组供冷，整个制冷期运行100 d，日平均运行时间为12 h。电价按照1元/kW·h 计算，柴油价格已上涨至7800 元/吨，该建筑冬季供暖燃油费为1966 万元，输配系统电费136 万元。夏季主机电费为490 万元，输配系统电费60 万元。分析该建筑实际能耗数据，燃油是建筑空调系统最大能耗。若按照沈阳市商业建筑市政热网32 元/m2的标准计算，该商场的采暖费用为1088 万元/a，仅为冬季真实供暖能耗费用的一半，这说明由于能源价格变化，原有冷热源方案已不再适应现代经济社会发展。此外，原有空调系统设计符合过大，主机选型均过大，长时间低负荷运行，机组效率低，离心式制冷机组效能低。而且由于商业建筑体量较大，为满足灵活启停，主机设备互为备用，但是原设计主要设备均超过60%备用量。

基于以上分析发现，该空调系统有较大节能改造潜力。该项目周围有两条污水干渠，污水量分别为800 m3/h、2200 m3/h，冬季污水温度约为22 ℃，为采用污水源热泵提供有利条件。另外，由于该项目周围没有污水处理厂，若将污水源热泵泵站建在其他地区污水处理厂附近，会怎加输送距离，导致能量损失增加，系统运行费用增加。而且，建筑物空调冷热负荷较小，污水源热泵循环污水流量仅为该地区污水处理量的16%。不会对下游污水处理厂产生影响。因此，采用城市原生污水作为热泵系统的低位热源，利用热泵技术为建筑供热供冷。

2 节能改造方案

重新计算该建筑的空调负荷，设计冷负荷17096 kW，设计热负荷1678 kW，分别比原来设计值下降40.1%、20.4%。根据建筑物功能、运行时间进行空调分区，有利于空调系统分时分区调控，峰值调节和设备互相备用。设计该系统的温度和运行参数，设计污水换热器的换热面积并进行热泵选型。

2.1 热泵系统的温度参数设计

如图1 所示当冬季制热时，13 ℃左右的污水经过水泵进入污水换热器进行放热并以7.4 ℃左右排放至下有水源处。温差为8.6 ℃左右的清洁中介水经中介水泵输送，送入热泵机组蒸发器，并放热，将从污水中获取的能量传递给热泵，此时温度4.0 ℃，再次进入污水换热器进行吸热，形成闭式中介循环。最终45 ℃左右的末端系统水进入热泵机组冷凝器进行吸热，以50 ℃进入末端散热设备将热量释放给建筑空间。同理，夏季制冷时，22 ℃的污水经过污水泵进入污水换热器，并和清洁水换热，以28.3 ℃排放。26.7 ℃左右的清洁水经中介水泵输送进入热泵机组冷凝器进行吸热，以33.0 ℃左右进入污水换热器进行放热，12 ℃左右的末端系统水进入热泵机组蒸发器进行放热，最终7 ℃的冷冻水进入末端设备实现末端循环。

图1 污水源热泵系统图

2.2 热泵系统的运行参数测试

对每个空调分区在最冷月份、最热月份进行测试以得到实际运行数据。表2 为3 个空调分区的运行温度参数和热泵机组的选型。

表2 热泵系统运行参数

表2 中可以看出，重新设计后，热泵机组的总制冷量为17186 kW，总制热量16880 kW，满足负荷设计要求，热泵系统更灵活地分时、分区调控，可互为备用。特别在严寒地区最冷月，冷凝器出水温度达到50 ℃，说明该方案供热效果显著。同时，夏季制冷工况也处于能效较高的状态，符合夏季工况要求。

2.3 污水换热器的设计计算

污水换热器的换热量为：

式中：Q 为污水换热器的换热量，kW；K 为换热系数，W/(m2·℃)；F 为污水换热器面积，m2；Δt0为对数换热温差，℃。

则污水换热器的换热面积为：

式中：Δt'为热流体进口温度与冷流体出口温度之差，℃；Δt''为热流体出口温度与冷流体进口温度之差，℃。

本项目选择流道式污水换热器，其传热系数为K=1370 W/(m2·℃)。将表2 中污水和和中介水循环温度参数代入式（3），可得到污水换热器的平均对数温差为：夏季5.4 ℃，冬季3.6 ℃。代入式（2）中可计算出不同热泵系统的污水换热器面积和台数，如表3 所示。

表3 污水换热器的换热面积和台数

2.4 输配水量计算及设计

污水及中介水水量为：

式中：G 为污水流量，m3/h；Δt 为污水进出口温差、中介水进出口温差（污水及中介水的进出口温差数值相等），℃；Cp=4.19 kJ/(kg·℃)。

为了得到最不利工况，污水温差取最小值，Δt=3.6 ℃，将表3 的污水换热量代入式（5）可得污水量。

经计算，该项目3 个空调分区设计使用污水总量分别为443.7 m3/h，899.3 m3/h 与850.2 m3/h。引退水工程的两条污水干渠，设计污水泵坑面积为100 m2。污水引退水工程包含引退水管及施工、土方工程、提升井建设，引水管大约450 m。污水引水管2 根，直径分别为400 mm、800 mm。退水管2 根，直径分别为300 mm、700 mm。

由式（4）和（5）计算的污水量分别为800 m3/h、2200 m3/h，完全可以满足使用要求。

系统水水量为：

式中：ΔT为系统水进出口温差，℃。

各类水泵水量按此计算值加5%富余量选取，水泵扬程为各分系统的管路阻力、设备阻力之和。

3 运行费用比较

该建筑于2015 年进行污水换热器、污水泵、热泵机组、中介水泵、末端循环设备更新。该项目的污水退水工程合计370 万元，项目改造费计3800 万元，共计4170 万元。

为确保节能效果，计算改造后热泵机组年耗电量。电价按照1 元/kW·h 计算，过渡季节开机1 台，冬季运行65 d，每天运行11 h，夏季运行50 d，每天运行12 h。极寒期和正夏期开机2 台，冬季运行85 d，夏季运行50 d，运行时间与过渡季节相同，冬季运行85 d，夏季运行50 d，考虑到机组随室外温度运行调节的情况，平均负荷率取85%，得到污水源热泵的耗电量见表4。

表4 改造后污水源热泵的电量

表4 中，冬季供暖总计3591625 元，夏季制冷共计2378079 元，全年热泵机组5969704 元。2018 年对改造热泵机组实施能耗监测，6 台污水源热泵机组的总耗电费为5746287 元，证明所估算的平均负荷率与空调能耗也较为均匀，机组在高效率区运行。空调分三个区的采暖费分别为：7.66 元/m2，13.55 元/m2，10.01 元/m2。改造前后运行费用比较如表5 所示。

表5 改造前后实际运行费用对比

由表5 可知，改造后系统节省运行费用1859 万元，节能率达75.7%。按项目投资4170 万元计算，2.5 a内能收回全部成本，节能效果显著。

4 结论

1）本文用城市生活污水作为低品位热源进行供热，一机双用可应用范围广泛，不消耗化石能源、无污染、零排放，环境效果显著，完全符合哥本哈根大会倡导的“低碳生活”理念，负荷我国政府提出“大力发展循环经济、建设可持续发展小康社会”的政策思想，是一项节能环保的利民工程。

2）本文解决了热泵技术在商业建筑节能改造中的应用，采用污水源热泵供暖制冷。本项目保证冬季室内温度符合人体舒适度的同时也满足节约运行费用的要求。

3）输配系统耗电量也不容忽视，本文在改造主机设备后，冷热循环系统均为定频运行，没有考虑部分符合运行工况的自控策略，因此可进一步研究水泵的变频调节以及水泵和热泵机组的优化匹配和冷热源优化匹配，从而深入挖掘商业建筑的节能潜力。