地源热泵热回收机组的设计选型及给排水技术措施

地源热泵热回收机组的设计选型及给排水技术措施

目前，地源热泵受到了广泛的关注，但由于缺乏大范围的维护，积累的数据较少，相关经验和教训较少。作者将宁波当前工程的设计、施工和维护相结合，探讨了该新兴技术的设计重点。1空调平衡性能地源热泵的原理:通过热媒热水循环将热回收型地源热泵高温机冷凝器中的热量交换出来,再用间接换热设备利用该热媒热水作为热源对生活热水进行加热,从而制备生活热水,并完成了冷凝器的减焓降温,为地源热泵主机的循环创造条件。其往往作为空调设计中地源侧热平衡的技术措施,在生活热水供应方面有一定优势:运行较节能;不用建锅炉房;有利于协助空调系统地源侧的热平衡;受极端气候的影响较少。同时它也有一定缺点:受地质条件的影响;对项目有一定的要求,应用规模受限制;受地源侧热平衡的限制;受运行方式的限制,最好是间歇运行;水温受限,地源热泵高温机冷凝器的供生活热水的供/回水温度一般为60℃/55℃,其结果是生活热水的温度最高只有55℃;增加了造价,地埋管及地源侧水循环水泵及运行控制均增加了投资,且增加了地源侧水循环所需的水泵电耗。2地源热泵是生活热水的水源设计的要点2.1地源热泵机组的选择2.1.1地源热泵主机设备地源热泵主机作为生活热源时,《建筑给水排水设计规范》(2009年版)(GB50015—2003)(以下简称《给排水规范》)第5.4.3条规定:“对于医院热水供应系统,其锅炉或水加热器不得少于2台,并且,一台检修时,其余各台的水加热能力不得小于设计小时耗热量的50%。”也就是说,对于除医院建筑以外的项目,地源热泵主机供应生活热水时,可以只设置一台地源热泵主机;对于医院建筑,综合考虑投资、占地,工程中一般设置2台,每台的制热能力均应超过设计小时耗热量的50%,在低负荷时系统自动切换到一台运行,以便节能运行。2.1.2高温机的选用地源热泵主机作为生活热水热源时,应选用高温机组,市场上的高温机组有多种,有的机组冷凝侧高达80℃,似乎肯定能满足提供60℃生活热水所需的换热要求,事实并非如此,如果设计中盲目按此机组高温出水进行换热设计,有可能造成工程失误。按照《蒸气压缩循环水源高温热泵机组》(GB/T25861—2010)(以下简称《高温机组》)的规定,高温机组有如下4种类型:①H1型,使用侧机组名义出水温度为55℃;该使用侧名义出水温度对生活热水系统来讲就是循环热媒经过冷凝器加热后达到的热媒温度。②H2型,使用侧机组名义出水温度为60℃。宁波大学建工学院闫成文教授提供的宁波大学建工楼西侧的四个测温主井的冬季平均土壤地温见表3。上述各深度土壤的平均温度为21.0℃,也就是说高温机在正常运行下合理选用型式为H1型,其次为H2型,不适合选用H3及H4型。即,在宁波市的类型地质条件下,如果为了提供提高生活热水的温度,单纯要求高温机的使用侧提供70℃或80℃热水是不合理的。从另一方面来说,《给排水规范》第5.1.5条要求生活热水系统配水点的最低水温为50℃,在H2型高温机组的使用侧出水60℃的条件下,经过板换热后的生活热水最高可达55℃,才可保证配水点的最低水温50℃的要求。为此,选用使用侧出水55℃的H1型高温机组不能满足规范的生活热水水温要求。所以,在上述典型的宁波地区地质条件下,如果用地源热泵高温机作为唯一的生活热水热源,只能选择H2型高温机,当然,选择H2型比H1型的制热性能系数COP值略有下降,因为,提高冷凝器的出水水温将降低冷凝器的排热效果。有人会问,H1型高温机的出水水温也有55℃,直接作为生活热水用、不用板换进行热交换是否可以?答案是否定的,原因有二:①在高温机冷凝器及板换之间循环的一次水是经过软化的,是一个闭式系统,即使还有一部分残留硬度也是有限的,使得冷凝器在55℃的水侧温度条件下能做到水侧污垢系数接近于0m2·K/kW的名义工况条件;如果自来水直接进入高温机的冷凝器,将使得冷凝器在55℃的水侧温度条件下产生结垢,降低换热效果,从而降低生活热水侧出口水温,且影响冷凝器的排热效果,进而影响机组的COP值。2.2地源热泵机的生活热水装置的设计2.2.1板式换热器板换《给排水规范》中并没有推荐与地源热泵机组配套的生活热水换热器型式,在《全国民用建筑工程设计技术措施:给水排水》(2009年版)(以下简称《技术措施》)第6.8.3条中,对热泵制备生活热水的常用系统图示均为板式换热器(简称板换)。实际上,目前工程中该类换热器大多为板换,笔者认为理由如下:①板换传热系数大,换热设备占地面积小。换热效率比传统管式换热器高2~4倍,一般板式换热器的传热系数K值在3000~6000W/(m2·℃)范围内,有些进口品牌板换K值可达7000~8000W/(m2·℃)。另外,《给排水规范》第5.4.3条规定:医院建筑不得采用有滞水区的容积式水加热器,也就是说,医院建筑可采用无滞水区的板换进行换热。综合以上考虑,笔者推荐在常规的地源热泵高温机制备生活热水时采用板换作为换热器。2.2.2根据按技术措施确定地源热泵集料的数量,计算热泵机组的水供热笔者认为,板换的计算包括三个方面:过流量计算、面积计算、水力损失计算。《给排水规范》及《技术措施》中均只列出了换热器的面积计算,笔者认为这样做是不全面的,甚至还误导设计人员,似乎只要面积够了就行。实际上,这三个方面互相联系并且均对最终的换热量有影响。①板换的面积计算板换的理论面积F理计算基于下式:《给排水规范》及《技术措施》在式(2)的基础上均附加了热损失系数Cr及水垢系数ε后形成了工程中的水加热器面积F的计算公式。《给排水规范》第5.4.6条的水加热器面积Fjr计算公式为:代入给定的单位、热损失系数及水垢系数后:《技术措施》第6.8.4条专门针对水源热泵列出了相关设计计算公式,在该条第6款板换配贮热水箱(罐)情况下的板换水加热器面积F计算公式:代入公式中给定的单位、影响传热效果的系数ε2(0.7~0.9)后为:对比式(4)和(6),可以发现,《给排水规范》与《技术措施》在计算板换面积时结果明显不一致,《技术措施》的计算公式明显不符合常规,工程实践中实际的换热面积肯定要大于理论值,在式(6)中代入单位就可知问题出在哪儿:公式中不应该除以用于转换单位的系数3.6。实际上,《技术措施》第6.8.4条第6款计算板换面积的公式是画蛇添足,它将误导设计计算,影响换热效果,其结果不仅影响用户生活热水的稳定供应,还将使热泵机组因为不能及时地把冷凝器处的热量换走而影响压缩机的循环,从而使得主机很易进入保护状态。同样地,《技术措施》第6.8.4条第4款用于计算热泵机组前预换热的换热面积计算公式亦有误,它也一样错误地多除了3.6。笔者认为,在《技术措施》第6.6.5条第1款(尽管不针对板换)中已明确列出通用的水加热器的计算公式,且与《给排水规范》中公式及单位相一致,可以用于板换的面积计算。笔者建议广大设计人员,如果一定要用《技术措施》第6.8.4条第6款计算板换面积的话,就不要除以3.6,如果不除以3.6,其计算值为(1.11~1.64)F理,与式(4)的计算结果近似。②板换的过流量与水力损失计算为便于说明问题,以典型的地源热泵供生活热水的系统(见图1)为例说明。笔者认为,板换的过流量计算、水力损失计算是面积计算之后必须进行的另外二个计算。如果说板换面积计算的是换热设备的换热能力,那么,板换的过流量计算及水力损失计算的是能提供给板换的供热量,如不考虑板换处的能量损失,板换的换热量Q换等于提供给板换的供热量Q供。即:考虑到板换处的能量损失,Q供应略大于Q换,实际上,在式(3)中已提到了供热量与板换面积的关系,但是,水专业设计人员往往把该值当作一个定值,由地源热泵高温机提供,它在连续取热条件下随着土壤地温的下降而有所衰减。从前面的分析可以看出,室外地源侧由循环水泵提供给地源热泵高温机组,经过地源热泵机组的能量提升,在地源热泵机组冷凝器处向外换热生产出一次侧热水(以下简称“热媒”),一次侧热水再通过循环水泵由水-水板式热交换器置换出二次侧生活热水。可见,一次侧有二次用到式(7),而二次侧有一次用到式(7),图1也反映了这一换热过程。如果K·F·ΔT反映的是换热能力,则G·C·ΔT反映的则是可提供的换热量(对热媒而言)及换热量变化的结果(对二次侧生活热水而言)。也就是说,板换的面积计算公式重点计算的是换热能力,而热媒可提供的换热量G热媒·C·ΔT热媒及换热量变化的结果G热水·C·ΔT热水也是计算的核心。下面分别对这二个热量计算展开讨论。①热媒可提供的换热量Q热媒对于地源热泵高温机组,在设计流经冷凝器的循环水量及温差时一般按产品要求的流量及温差。实际上,在产品的设计流量下,随着二次侧贮热水罐中的水温的升高至接近设计水温55℃,热媒热水流经冷凝器及板换时温差是逐步减小的,只有在初始水温的加热条件下该温差才是产品标注的5℃,为方便计算,笔者认为,在设计时一般选用高温机热回收冷凝器产品标注的流量及5℃温差进行设计计算。如,产品一,某品牌地源热泵高温机组在全热回收状态下制备生活热水时的名义工况为:一次侧进出热回收冷凝器的热水进出口温度分别为50℃/55℃,在全热回收量1280kW情况下,其水流量为220.2m3/h,水阻力为67.4kPa;地源侧进出口温度分别为15℃/6℃;产品二,另一品牌地源热泵高温机组在全热回收状态下制备生活热水时的名义工况为:一次侧进出热回收冷凝器的热水进出口温度分别为60℃/65℃,在全热回收量1205kW情况下,其水流量为207m3/h,水阻力为120kPa;地源侧进出口温度分别为15℃/6℃。在计算温差为5℃的情况下,换热量是一次侧的流量的一次线性关系,一般设计人员直接按产品样本规定的流量进行一次侧循环水泵的流量选型,但运行时是否就是该流量?为便于调试、运行管理及查找问题,笔者设计中在一次侧循环水泵至冷凝器处增设了远传电子流量计,以便记录及实地查看运行时的流量情况,同样,在二次侧也设置了类似的流量计,分别见图1中的设备2及设备5。这里顺便提一句,图1中各换热设备前后均装有的温度计、压力表不是重复装,是机房内现场管线关系复杂,就地设表易现场查找分析问题,并方便将来管理。为了弄清水泵运行时的流量与设计人员设计时选定的流量之间的变化关系,笔者先按前述产品一的要求预选循环水泵:流量为220.2m3/h,冷凝器处水流阻力为67.4kPa,根据项目特点按常规预设一次侧过板换处水流阻力为40kPa(一般为30~50kPa)、管路沿程损失10kPa、阀门及止回阀处局部阻力30kPa、水泵自身阻力10kPa、弯头处局部水头损失5kPa,上述水头损失合计为162.4kPa,乘以1.1的系数选泵,则预选泵为流量220.2m3/h、扬程18m(180kPa)。按该条件选某品牌泵200-250型,Q=230m3/h,H=18.7m,η=78%,其产品样本上的性能曲线见图2。可见,当水泵的扬程由设计工况点18.7m增加至22.2m时,水泵的流量由230m3/h降为75m3/h,仅为设计工况点流量值的1/3,从式(8)可知,一次侧热媒可提供的热量随流量的下降而下降,约为设计值的1/3,下降非常明显。反之,当系统阻力值减小时,在性能曲线上流量会向增加方向移动。那么,哪些因素将导致一次侧系统的阻力变化,从而导致水泵的扬程发生相应的变化呢?从图1可见,主要是下面4类:a.冷凝器处水头损失h1;b.一次侧板换处水头损失h2;c.管路沿程水头损失h3;d.阀门、止回阀、水泵、弯头等处局部水头损失h4。在工程设计中,设计人员按高温机全热回收冷凝器处的流量设计,其水头损失h1一般可以在产品样本中查出;在该流量下进行选泵,其管路设计流速一般不超过1.2m/s,在该状态下,管道的沿程水头损失h3及管路弯头等处局部水头损失h4可以方便、准确算出;就剩下一次侧板换处水头损失h2设计人员只能按常规估算,一般为30~50kPa;但问题往往就出在板换的局部水头损失估算处。我们知道,板换的局部水头损失h2的计算满足下式:由式(9)可以看出,阻力值与流速平方成正比。对于某品牌板换,其推荐流速的上限值为0.8m/s时板换的局部水头损失h2设计值为3m(一般将该条件下值作为基本值),则可近似计算出流速v增大情况下的板换局部水头损失h2的变化(见表4)。由表4可见,板换流速增大至2m/s时,板换处的局部水头损失h2高达18.8m,如果再考虑冷凝器处水头损失h1(约3~5m)、管路沿程水头损失h3(约1~2m)和管路弯头、止回阀、异径管、闸阀等处局部水头损失h4(约3~4m),则有可能使一次侧闭式环路总的损失超过25m,则在图2中根本找不到水泵的工作点,此时只能换泵,这是在调试能发现问题的状态下还是可以解决的,但如果设计人员根本没在图1环路中的板换进出口处分别装设压力表,也没有装设流量表,则设计、安装、管理人员根本不知道水泵偏离了工作点,流量大幅下降,从而导致换热量下降,则有可能严重影响用户的热水使用。笔者建议,在经过计算后,一次侧循环水泵的扬程应控制在20m以内。大家知道,板换中的流速是一个变数,与流道数有关,且沿水平方向亦在变化,怎样去衡量其流速值呢,笔者在工程调试中总结认为:以板换产品提供的进出口处管径核算出流速,参照表4中的“流速-水头损失表”或根据式(9)推算出板换处的局部水头损失,其结果与工程调试结果基本接近。当然,不同的产品在0.8m/s时的基本水头损失有微小变化,计算中h2可以近似取为3m。对于板换接口流速小于0.8m/s的情况,工程中h2亦取为3m。另外,表4中之所以只列出上限流速2m/s,因为,在大于2m/s条件下工程中一次侧的水泵扬程如果超过25m,则地源热泵生活热水的系统设计有问题,不仅循环泵浪费电力能源,而且地源热泵的节能性也要打折扣。所以,工程中板换接口处的流速上限建议最多为1.5m/s。笔者建议,工程中一次侧循环管路计算总水头损失最好不要超过20m。在这里,笔者提醒设计人员,关于板换处的阻力不要完全依赖于厂家的模拟计算结果,几年前笔者曾碰到一个项目,设计板换进出口接管管径为DN200(设计流量为178m3/h),后安装单位采购时经厂家核算,厂家按设计流量、设计换热面积用专业软件计算后用DN100接口的板换且局部水头损失仅为7.8m,笔者曾对此表示怀疑,但对于国外软件的计算模拟原理及软件模拟过程不了解且不同的板换局部阻力系数不相同,不能贸然否定其计算结果,为保险起见,把循环水泵的扬程加了10m,且换成性能曲线较陡的水泵。但安装完成后运行调试时,该板换的进出口显示的局部阻力达17m,是厂家模拟计算结果的两倍多,这一实测结果与表4中的计算结果较符。可见,一次侧可以提供的换热量决定于通过高温机冷凝器及板板的循环水量,而该水量又决定于循环水泵的性能及管路的水力计算。②二次侧换热量变化的结果Q热水计算前面讲述了热媒可提供的换热量G热媒·C·ΔT热媒,但如果一次侧热媒提供的热量足够了,但没有足够的二次侧热水带走热量,则同样影响一次侧的热量提供,也会影响用户的供热量,所以二次侧的获得热量变化结果计算也应引起设计人员的重视。二次侧流量及水头损失计算要求基本同一次侧,水头损失对流量及热量的影响前面已深入分析,这里就不展开了。根据笔者的工程经验,二次侧的循环水泵流量一般接近一次侧循环泵流量;其扬程应经计算确定,如果贮热水罐接口流速为1m/s、高温机冷凝器处阻力为70kPa,二次侧循环泵扬程一般比一次侧循环泵扬程少7m左右(具体以高温机组标定的流量状态下的冷凝器处阻力为准)。所以,板换的计算在给定温差条件下应由换热面积、过流量、局部阻力计算三大部分组成,缺一不可。在设计文件中,设计人员由于选定了循环水泵,应规定板换的传热系数、换热面积、流量、局部阻力,否则就是一个不完整的设计。另外,设计选泵时最好选用性能曲线向上凹的水泵,因为这类水泵的流量随扬程的变化相对没那么敏感,扬程增大后流量下降没那么多。2.3家庭热水储热设备的设计2.3.1带滞水区的容积式水加热器再一次考虑《给排水规范》第5.4.3条“医院建筑不得采用有滞水区的容积式水加热器。”按其条文解释:“医院建筑不得采用有滞水区的容积式水加热器,因为医院是各种致病细菌滋生繁殖最适宜的地方,带有滞水区的容积式水加热器,其滞水区的水温一般在20~30℃之间,是细菌繁殖生长最适宜的环境,国外早已有从这种带滞水区的容积式水加热器中发现过军团菌等致人体生命危险病菌的报导。”因而,对医院生活热水的贮热设备设计选型时,应重视避免产生滞水区,一般立式贮热水罐合理布置水流流向,即可实现这一点,即:贮热水罐的上部循环至板换加热后,再回至贮热水罐的下部,从而对贮热水罐进行合理的扰动,另外,至用水点的热水出水管接口应从罐的上部接出也是保证较高温度的热水及时进入管网的基本要求,同时,用户侧循环回水及冷水补水应从贮热水罐的下部进入。2.3.2计算结果以将发挥官墙密度作用《给排水规范》第5.4.2B条第6款规定,水源热泵热水供应系统应设置贮热水箱(罐),热水密度按55℃时为0.9857kg/L计算,立式罐,其贮热水有效容积为:从式(11)可以看出,按照小时耗热量Qh与小时供热量Qg的大小关系,计算贮热设备的有效容积要分二种情况:小时耗热量Qh大于小时供热量Qg;小时供热量Qg大于小时耗热量Qh。不同高温机的实时热水量的计算公式在这种情况下,直接套用式(11)即可计算出贮热设备的容积,但有二个问题:第一,小时供热量Qg随着地下换热条件的改变而改变。在冬季低温条件下从同一区域连续取热会随土壤热环境的恢复变慢而影响地源侧的取热,从而影响高温机的热水出水温度及制热能力。也就是说,在前述条件下,高温机的小时供热量Qg会有一个衰减,这个衰减在从运行的一整天直到一整个采暖季都在发生,在土壤侧地温恢复不到理想状态下,从理论上讲,这个衰减在连续取热的采暖季末期会更严重。第二,设计小时耗热量状态下的持续时间T无法确定,即使是一个具体的楼宇管理人员,也只能告诉设计人员热水连续使用几个小时,无法告知是否处于设计小时耗热量状态。笔者前几年曾设计的几个医院工程中,其生活热水的使用均是定时开启一段时间后停止供应热水,按规范规定,定时热水供应系统的贮热水箱(罐)的有效容积宜为定时供应最大时段的全部热水量,该热水量怎样计算?规范没有明确规定。可见,对于地源热泵高温机供生活热水的情况而言,当高温机的小时供热量Qg小于小时耗热量Qh时,尽管规范给出了一个很明确的计算公式,但实际操作中很难使用其计算出一个具体的贮热水罐容积。所以,笔者建议,地源热泵高温机作为生活热水热源设计时,应尽量避免出现高温机的小时供热量Qg小于小时耗热量Qh的情况。热设计贮热水罐设计整体构想在这种情况下,直接套用式(11)即可计算出的贮热设备容积是一个负数,直接套用该公式明显不合适。那么,这种情况下是否还需要贮热设备?如果需要,其贮热设备容积应该怎样计算?要回答这个问题,还得从具体的工程实际出发。《给排水规范》第5.4.10条规定,集中热水供应系统的贮水器容积应根据日用热水小时变化曲线及锅炉、水加热器的工作制度和供热能力以及自动温度控制装置等因素按积分曲线计算确定。同时,在该条的第2款规定,半即热式、快速式水加热器,当热媒按设计秒流量供应且有完善可靠的温度自动控制装置时,可不设贮水器;当其不具备上述条件时,应设贮水器,其贮热量宜根据热媒供应情况按导流型容积式水加热器或半容积式水加热器确定,查《给排水规范》表5.4.10,也就是说,以水温≤95℃的热水作为热媒(热源)时,对于非工业企业淋浴室的其他建筑,可设计贮存40min或20min的Qh。从本节的讨论可知,小时供热量Qg大于小时耗热量Qh,板换是一种快速式水加热器,完善可靠的温度自动控制装置在地源热泵生活热水系统是必须的且可实现的,但还是得考虑项目的具体特点:对于水温要求较高的医院住院部门、星级酒店客房或其有淋浴需要的功能区域,笔者认为,参照《给排水规范》第5.4.10条的规定,可设计贮存20min的Qh。对于某新建医院,702床位,职工为1000人,有食堂及职工宿舍,食堂就餐人数按每床位平均1.5人就三餐、职工就一餐,住宿舍职工及值班住宿职工80人,门诊不设计热水,项目所在地市政水压为0.35MPa,冷水设计分高、低二个区,低区一~五层由市政直供,高区六~十二层由变频恒压供水设备加压供水,冷水计算温度为5℃,高、低区分别设置板式换热器及贮热水器,热水分区同冷水。设计日热水量Qd为205.52m3/d(60℃),其中,低区Qd1为86.72m3/d(60℃),高区Qd2为118.80m3/d(60℃)。设计小时耗热量Qh为1331kW,其中,低区Qh1为520kW,高区Qh2为811kW。则,按20min计算的二个区的贮热量分别为624124、972724kJ,对应的60℃贮热水罐计算容积分别为2.7、4.2m3;对应的55℃贮热水罐计算容积分别为3.0、4.7m3。考虑到地源热泵地源侧的取热衰减,笔者最终设计的55℃贮热水罐容积分别为6、12m3。3分热时调空调主机及设备地源热泵作为一种有效的可再生能源,对推动建筑节能、提高能源的利用效率有积极的意义,在设置地源热泵中央空调时利用热回收制备生活热水来促进土壤侧的热平衡、减少土壤侧的热积累有十分重要的作用。生活热水作为地源热泵中央空调的一个副产品,尽管多数场合冠以免费生活热水的概念,但实际上“免费”是次要的,它重点是在地源侧的热平衡中扮演重要角色,可以这样说,没有生活热水取热来进行土壤热平衡的地源热泵中央空调,很多情况下须通过夏天的冷却塔向空气排热来减少土壤中的热积累,这甚至是保证夏天该空调系统正常运行的一个必备措施。地源热泵制备生活热水是一个副产品,有两重含义:第一,它首先是配合地源热泵中