海水热泵与燃气锅炉联合供热系统的设计方案研究_中国暖通空调网 - 技术交流
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供暖·论文

海水热泵与燃气锅炉联合供热系统的设计方案研究
2017-07-14 | 中国暖通空调网 |【
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舒海文1,聂佳琪1,高 进2,郭晓东1,端木琳1

1. 大连理工大学;2. 大连理工大学土木建筑设计研究院

[摘 要]作为可再生能源利用系统,海水热泵供热系统在北方沿海地区已有应用,然而该系统除投资较高外,在冬季室外温度较低时能源效率也较低。为了弥补这些缺陷,可以采用与其它热源联合供热的方案。本文针对海水源热泵与燃气锅炉联合供热系统展开研究,重点对综合考虑设计与运行调节时两种热源应承担的热负荷配比策略进行建模分析,并对某工程案例进行了详细计算,得到海水热泵与燃气锅炉以适当配比构成的联合供热系统能够取得比海水热泵单一热源供热系统更为经济合理等结论,为提高海水热泵系统能效及联合供热系统的合理方案设计提供有益参考。

[关键词]海水源热泵;供热系统;燃气锅炉;能源效率

水源热泵作为一种可再生能源的利用技术,一般具有良好的节能与环保优势,其中的海水热泵供热系统在我国北方沿海地区已有多年的应用[1-6],但该系统的初投资较高,而且在海水温度较低时,海水热泵的能效也较低。针对上述问题,可以考虑在海水热泵系统中加入一种初投资较低的辅助热源来提高系统的经济性,同时也有可能提高海水热泵系统的季节平均能效。燃气锅炉初投资较低,且燃气对环境污染小,属清洁能源,本文针对采用燃气锅炉作为辅助热源的海水热泵联合供热系统方案展开深入研究。

目前,对于热泵与燃气锅炉联合供热的研究,主要集中在联合供热系统的设计和运行调节两个方面,其中要解决的核心问题是热泵与燃气锅炉各自应承担的热负荷比例[7,8] 以及此类联合供热系统运行时应采取的调节策略[9-11]。从现有研究来看,对于联合供热系统的设计,其在设计工况下两种热源的配比问题得到了充分重视,而系统的实际运行工况多种多样,两种热源在运行中实际承担的负荷比例经常变化,因此本文将综合考虑联合供热系统的设计与运行调节工况,对联合供热系统的能耗和经济性进行建模研究,并通过工程案例讨论如何确定两种热源的最优配比方案。

1 海水热泵与燃气锅炉联合供热系统的设计与运行调节方式

为提高系统能源利用率,海水热泵与燃气锅炉通常采用串联的设计方案[12],如图1 所示。

该联合供热系统的运行模式主要有两种:海水热泵单独运行模式和海水热泵与燃气锅炉串联运行模式。

图1 联合供热系统示意
1 联合供热系统示意

在该联合供热系统的运行调节方面,可以采取如表1 所示的4 种调节方式。

1 联合供热系统调节方式
联合供热系统调节方式

1 中,“定”是指该参数保持恒定不变;“调”是指该参数需要主动调节;“变”是指该参数随调节参数的变化而变化。

2 该联合供热系统各调节方式的数学模型

显然,联合供热系统的设计热负荷应由海水热泵和燃气锅炉共同承担,因此有:

Q=Qr+Qg   1

式中:Q为联合供热系统设计热负荷(kW);Qr为海水热泵的设计热负荷(kW);Qg 为燃气锅炉的设计热负荷(kW)。

以下将分别建立前述4 种运行调节方式下系统重要参数的数学模型。

2.1 调节方式1 的数学模型

1)热用户侧的数学模型

根据文献[13-14],当用户末端设备为散热器时,用户侧热水的供、回水温度分别为:

式中:tg,th 别为任意室外气温条件下热水供、回水温度(℃);tg,th 分别为设计条件下热水供、回水温度(℃);tij 为设计室内计算温度(℃);tP 为设计条件下散热器的平均温度(℃);B 为散热器的实验系数;ε 为任意室外气温条件下的相对负荷比;γ 为任意室外气温条件下的流量系数。

调节方式1 的用户侧采用质调节方式(即γ =1),因此用户侧热水的供、回水温度分别为:

2)低位热源侧的数学模型

调节方式1 的低位热源侧采用变流量调节,以保证海水进出口温差恒定。下面从海水热泵单独运行和海水热泵与燃气锅炉两者联合运行两种情况来确定低位热源侧的运行参数。

① 海水热泵单独运行

当用户的实际热负荷Q 不大于海水热泵在该工况下的最大制热量Qr,max(即Q Qr,max)时,海水热泵单独运行,此时海水热泵的实际制热量Qr 应等于热用户的实际热负荷(即Qr=Q),并且热泵的热水出水温度tr与供热系统热水的供水温度相同(即tr=tg)。此时,热泵需要从海水中吸收的热量(Qd)为:

Qd =Qr-W= Q-W  6

W= Qr/COP=Q/COP  7

式中:Qd 为海水热泵从海水中吸收热量(kW);W 为海水热泵实际的输入功率(kW)。

海水热泵制热性能系数(COP)由(8) 式计算得到,在一定的低位热源水(即海水)流量范围内,该水流量的变化对COP 影响较小,可以忽略热源侧热源水流量的影响[10,16,17]。热泵的制热量和输入功率可分别整理成与热泵出水温度和低温热源侧热源水的出水温度的关系式,分别为(9)式和(10)式。

COP =Qr,max/Wmax 8

Qr,max=at 2rc+btrc+ct 2r+dtr+etrctr+f 9

Wmax=at 2rc+btrc+ct 2r+dtr+etrctr+f 10

式中:Qr,max 为热泵在某工况下的最大制热量(kW);Wmax 为热泵在最大制热量下需输入功率(kW);tr 为热水的出口温度(℃);trc 为海水的出口温度(℃);af 为热泵制热量方程拟合系数;af 为热泵输入功率方程拟合系数。

由于要保持海水进出口温差恒定,所以海水出口温度为:

trc=trj-Δtd   11

式中:Δt d 为海水设计进出口温差(℃);trj 为海水进口温度(℃)。

海水的流量由(12)式计算得到:

式中,Gd 为任意时刻海水的流量(m3/h)。

② 海水热泵与燃气锅炉两者串联运行

当热用户的实际热负荷Q 大于海水热泵在该工况下的最大制热量Qr,max(即Q Qr,max)时,海水热泵与燃气锅炉两者串联运行,此时海水热泵处于满负荷状态,即Qr=Qr,max,热泵实际输入功率也等于热泵在最大制热量下的输入功率Wmax,即W=Wmax,热负荷超出部分由燃气锅炉承担,因此有:

Qg=Q-Qr=Q-Qr,max   13

式中:Qg 为燃气锅炉实际承担热负荷(kW)。

海水热泵与燃气锅炉串联运行时,海水热泵的热水出水温度tr 应由(14)式计算得到:

通过联立式(9)、(11)、(13)和(14),得到(15)式:

由(15)式可求出海水热泵在该工况下的最大制热量Qr,max,则燃气锅炉实际承担热负荷Qg 和海水热泵的热水出口温度tr 分别由(13)式和(14)式得到。

所以,热泵从海水中吸收的热量Qd 为:

Qd =Qr -W=Qr,max-Wmax   16

则海水热泵与燃气锅炉串联运行时的海水流量最终由(12)式计算得到。

2.2 调节方式2 的数学模型

1)热用户侧的数学模型

调节方式2 在热用户侧采取变流量调节方式,即热水流量系数γ 不恒等于1,但该系数也不能过低,通常约束条件为[18]

0.6 γ 1   17

热水的供、回水温度由(2)和(3)式分别确定,但在变流量调节时,需要试算来确定热水流量系数γ 的具体值,使运行费用(具体模型参加第3 节)达到最低的γ 值即为所求。

2)低位热源侧的数学模型

海水侧的调节方法与调节方式1 的海水调节方法相同。

2.3 调节方式3 的数学模型

1) 热用户侧的数学模型

调节方式3 的热用户侧调节方法与调节方式1 相同。

2) 低位热源侧的数学模型

以下从海水热泵单独运行和海水热泵与燃气锅炉两者串联运行两种情况来确定低位热源侧的运行参数。

② 海水热泵单独运行

此时,海水侧需保持海水流量Gd 恒定不变,即Gd=Gd,通过联立式(6)~(12)式可以得到(18)式:

由该式可以计算得出海水的出口温度trc。显热,trc应满足:

trc,min trc trj   19

式中,trc,max 为海水的最低出口温度,可取-2℃。

② 海水热泵与燃气锅炉串联运行

此时,联立(914)和(16)式,简化后得到热水供水温度tr 和海水的出口温度trc 应满足的关系式(20)与(21):

联立求解(20)与(21)式即可分别得出trctr 的值,显热,tr 应满足:

th tr tg   22

2.4 调节方式4 的数学模型

采用调节方式4 时,热用户侧调节方法与调节方式2 相同;海水侧调节方法与调节方式3 相同。

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