温室节能主动蓄放热-热泵联合加热系统性能分析与优化

温室节能主动蓄放热-热泵联合加热系统性能分析与优化

0太阳能热泵联合升温系统动态特性中国快速发展设施农业。自2012年以来，全国安装总面积为386.5万hm。而温室加温是冬季设施农业环境调控最重要的环节,在北方大型温室中,根据纬度不同冬季加温耗能约占运行总成本的30%~70%。随着能源危机、环境污染和全球变暖问题的恶化,世界各国不断地将目光投向清洁、可再生能源的开发和利用上,如太阳能、浅层地热能、生物质能和工业废热等。在世界很多地区直接太阳辐射被认为是最具潜力的能源,而热泵技术可将低品位能量进行有效提升和利用。作为太阳能与热泵联合加温的一种利用形式,太阳能热泵将太阳能热利用与热泵节能技术有机结合起来,即可通过太阳辐射作用提高热泵的蒸发温度和性能系数(coefficientofperformance,COP),又可以弥补太阳能热利用中存在的低密度、间断性和不稳定性等不足。由于太阳能集热器集热温度处于较低的水平,即使采用廉价的简易集热装置也可以获得较高的集热效率,有助于降低集热成本并实现与温室结构集成化。目前,在农业应用领域,对太阳能与热泵联合加温系统的主要评价参数为集热效率和热泵COP。然而,这2个参数的定义均基于热力学第一定律,即能量平衡方程。该分析方法可有效反映系统各热力过程中能量在数量上的变化,但不能反映能量在质量上的退化和贬值,即可用能(Exergy)变成废热的不可逆损失。对于太阳能热利用等加温系统来说,Exergy平衡分析法将更有意义,并越来越多的被国内外学者采用。主动蓄放热-热泵联合加温系统采用非直膨式太阳能热泵原理,加温和节能效果显著,但系统各组件技术参数及工艺仍有待优化。本研究以中国农业科学院环发所试验玻璃温室中改进后的系统为研究对象,对该项技术在温室冬季加温中的性能系数和热经济学性能进行相关分析和评价;运用基于热力学第二定律的Exergy分析法得出系统能源利用的损失,明确可用能损失发生的具体位置、主要原因以及减少可用能损失的方法和技术路线,以此为依据对系统进行进一步优化。1试验系统的设计1.1试验方法主动蓄放热-热泵联合加温系统试验测试在中国农业科学院农业环境与可持续发展研究所试验温室内进行,测试时间为2013年11月20日至2014年1月25日。试验温室为Venlo型结构玻璃温室,南北走向,跨度8m,开间6.5m,脊高3.8m,檐高2.7m,屋面倾斜角23°,试验区供暖面积52m2。试验期间,外遮阳和内保温幕均处于收拢状态。1.2系统总体控制方案图1为主动蓄放热-热泵联合加温系统原理图。该系统主要由主动蓄放热装置、循环管道、循环水泵、蓄热水箱、热泵装置、控制系统等组成。主动蓄放热装置竖直的安装于温室内部的不锈钢架上,由6个主动蓄放热单元构成,由南向北布置为2排,前排4个单元,后排2个单元,前、后排间距3.5m,各单元之间通过管道连接;单元高2m,宽1.35m;集热层为双层黑色PE膜,双层膜紧密贴合,循环水在双层膜间均匀向下流动。循环管道由不同口径的PVC管连接而成,外包保温套,管路中接有电磁阀控制循环水流通,同时并联球阀备用。循环水泵型号为LONKEY1WZB-35(上海浪奇实业有限公司台州分公司,台州),最大流量3.5m3/h,最大扬程35m。蓄热水箱由蓄水箱Ⅰ和蓄水箱Ⅱ组成,两者中间由电磁阀控制连通;蓄水箱Ⅰ在热泵装置热源侧,实际蓄水量0.28m3,蓄水箱Ⅱ在热泵装置负荷侧,实际蓄水量0.87m3,水深约为0.18m;蓄热水箱主体材料为7mm厚聚丙烯,底部铺设30mm厚聚氨酯板,外表面紧贴15mm厚橡塑保温材料。热泵装置HE48为自主设计,压缩机选用三菱旋转式RS199VHRC(三菱电机(广州)压缩机有限公司,广州),额定输入功率0.9kW,额定制热量4.8kW,制冷剂为二氟一氯甲烷(R22);闭式水平铜盘管换热器(Ф16mm)与蓄热水箱集成,蒸发器和冷凝器分别位于蓄水箱Ⅰ和Ⅱ中,有效管长分别为22和29m。系统运行控制采用工业级PLC(programmablelogiccontroller)控制系统,集成于热泵装置上。控制方案是影响系统加温性能的重要因素,在本研究中系统集放热采用时间、水温和气温协同控制。白天08∶30开启循环水泵,电磁阀2和3打开,电磁阀1关闭,主动蓄放热装置开始集热,蓄水箱Ⅰ和Ⅱ连通,水温持续升高;12∶00以后且当蓄水箱Ⅰ水温≥25℃时热泵装置启动,电磁阀1打开,电磁阀2和3关闭,压缩机驱动R22将蓄水箱Ⅰ中的热量泵取至蓄水箱Ⅱ中,蓄水箱Ⅰ水温下降,并作为循环水通过主动蓄放热装置不断高效的吸收太阳辐射能,蓄水箱Ⅱ水温稳步提升;热泵装置在15∶10或15∶10之前蓄水箱Ⅰ水温≤20℃时关闭,循环水泵于16∶00停止运行,电磁阀2和3打开,电磁阀1关闭,集热阶段结束;夜间系统为温室供热,循环水泵在00∶00或00∶00之前室内气温≤13℃时开启,在室内气温≥15℃或蓄水箱Ⅱ水温≤13℃时关闭。1.3节点dg、循环水泵系统为了对系统及组件进行热力学分析,需要采集组件进出口处及控制容积内工质(H2O、R22)的状态参数(质量流量、温度、压力)、组件与外界的换热量,外界对组件所做的功、室内外热环境参数(太阳辐射量、温度、大气压力)等。选用T型热电偶作为温度传感器分别对室内外气温、蓄水箱Ⅰ和Ⅱ水温、循环管道中各节点(A~C)水温、热泵循环各节点(D~G)工质温度,精度为±0.2℃。选用美国坎贝尔公司生产的CR1000数据采集仪进行数据记录。其中,室内气温测点2个,分别置于温室东西中轴线距北侧墙2m处、距南侧墙2m处,均距地面1.5m;室外气温测点位于南侧墙外1.5m高处;蓄水箱Ⅰ水温测点位于水箱中部距箱底0.1m处;蓄水箱Ⅱ水温测点5个,均匀布置于距箱底0.1m平面上。在计算时取各测点温度平均值。选用KZY-KO-HAG数显压力传感器测量节点B处循环水压力,精度为±0.2%,由于主动蓄放热装置及循环管道为开式系统,其他各节点水压可通过计算得出;选用R22冷媒压力表组测量节点D~G处热泵工质压力。选用美国坎贝尔公司生产的太阳辐射传感器测量试验温室竖直方向的太阳辐射量,准确度为±0.5%,测量范围为0~2000W/m2,测点2个,分别置于前、后排主动蓄放热装置表面距地面1.5m高处。在计算时取2个测点太阳辐射量加权平均值。选用WF-D02A电器工况监测仪记录热泵装置和循环水泵用电量、瞬时功率。选用LWGYA-15智能涡轮流量计测量循环水泵流量,精度为±0.5%。所有设备仪器自动采集数据时间步长为10min。2试验期间的能对系统热力学分析基于以下假设:1)所有流动过程均视为稳定流动过程,同时忽略过程中动能及位能的变化;2)忽略管道中的压力、热力学能及可用能损失;3)系统各热力过程计算中,工质相对焓、熵及可用能参照状态为试验期间室外环境参数:温度为280K,压力为0.10MPa;4)系统从外界吸热及外界对系统做功,方向规定为正。2.1水的相对温度为太大,总加热时间为5.主动蓄放热装置的集热效率计算式为:式中:ηAct为集热装置集热效率,%;QAct为集热装置瞬时集热功率,kW;A为集热装置有效集热面积,m2;IT为太阳辐射量,kW/m2;mCp为主动蓄放热循环水泵质量流量,kg/s;cp,w为水的比定压热容,由于在热力过程中水温变化不是太大,可忽略cp,w变化,取值4.2kJ/(kg·K);TA,TB分别为集热装置进、出口水温,K。热泵性能系数(COPHp)计算式为:式中:COPHp为热泵制热性能系数,QHp为热泵制热功率,kW;PHp为热泵输入电功率,kW。2.2系统的运行过程能热力学第一定律揭示了能量转换具有“量”的守恒性,而热力学第二定律则揭示能量转换具有“质”的差异性。可用能是代表能量中“量”和“质”统一部分的物理量,是指在给定的环境条件下,能量中可以最大限度的转变为有用功的那一部分。可用能是能量本身的特性,系统储存能量同时储存可用能,流动工质携带或传递能量同时也携带或传递可用能。可用能分析方法的基础是可用能平衡方程。系统运行分为集热、保温和放热3个阶段,本研究主要对系统集热和保温阶段各热力过程进行可用能分析,分析对象涉及闭口系和开口系。对于任意热力系,经热力过程由状态1变化到状态2,需满足以下可用能平衡方程:式中:Exd为热力过程中的可用能损失,kJ;Exin为输入热力系的可用能,kJ;Exout为热力系输出的可用能,kJ。对于闭口系:式中:ExQ为热力系与热源换热可用能,kJ;ExU1,ExU2分别为初、终态控制容积内工质热力学能所对应的可用能,kJ;Wu为热力系实际过程有用功,kJ。对于开口系:式中:exH1,exH2分别为进入和流出热力系的工质比可用能,kJ/kg,稳流工质可用能通常是指其能量焓中的可用能;m为工质的质量流量,kg/s;τ为热力系由状态1变化到状态2所用时间,s。对于稳定流动系:热力系与热源换热获得的可用能ExQ计算式为:式中:T0为环境温度,K;Ti为热源温度,K;δQi为微元过程热力系与热源换热功率,kW;Pi为输入热力系的电功率,kW。控制容积内工质可用能ExU计算式为:式中:exU为控制容积内工质比可用能,kJ;M为控制容积内工质质量,kg;u为控制容积内工质的比热力学能,kJ/kg;u0为环境状态下工质的比热力学能kJ/kg;s为控制容积内以及流入或流出热力系的工质比熵,kJ/(kg·K);s0为环境状态下工质比熵,kJ/(kg·K);p0为环境压力,Pa;v为控制容积内工质比容,m3/kg;v0为环境状态下工质比容,m3/kg,如工质不发生相变且温度变化不大,可忽略比容变化。热力过程节点处流动工质比可用能exH计算式为:式中:h为流入或流出热力系的工质比焓,kJ/kg;h0为环境状态下工质比焓,kJ/kg。本研究中所涉及到的循环工质主要包括水和R22。系统运行过程中,循环水没有发生相变的情况,其比热力学能及比焓、熵值可由下式计算得出:式中:Tw为蓄热水箱或循环管道中水的温度,K;vw为水的比容,取1×10-3m3/kg;pw为循环水的压力,Pa。热泵工质R22有发生相变的情况,热力过程各节点工质焓、熵值计算复杂,需采用计算机迭代计算,本研究通过查表及制冷剂压焓图获得各节点循环工质的比焓、比熵等热力学参数。2.2.1集热、热泵装置可用能损失包括工质在系统或组件内部经历不可逆传热产生的内部可用能损失和由于换热、散热、泄露造成的外部可用能损失。得出了热力过程中参与的各项可用能,则可用能损失可由上述可用能平衡方程确定。本研究重点对系统集热和保温过程进行Exergy分析,系统各组件可用能损失计算式如下,其中下角标Cp、Bp、Act、Hp、Wt、Wt1、Wt2、Com、Exp、Con、Eva分别表示循环水泵、混匀水泵、主动蓄放热装置、热泵装置、蓄热水箱、蓄水箱Ⅰ、蓄水箱Ⅱ、压缩机、膨胀阀、冷凝器、蒸发器;hc、hp、ins分别表示系统集热阶段、热泵运行阶段、保温阶段;ini、fin分别表示热力过程初态、终态。循环水泵:式中:PCp为循环水泵输入电功率,kW;exH,A,exH,C分别为节点A、节点C处循环水比可用能,kJ/kg;τhc为系统集热阶段时间,s。主动蓄放热装置:式中:Tsr为太阳辐射温度,取6000K;exH,B为节点B处循环水比可用能,kJ/kg。热泵装置:式中:TWt1,hp、TWt2,hp分别为热泵运行阶段蓄水箱Ⅰ、蓄水箱Ⅱ水温,K;hD,hE,hF,hG分别为节点D、节点E、节点F、节点G处热泵循环工质比焓,kJ/kg;τhp为热泵运行阶段时间,s;mR22为热泵装置内制冷剂R22循环质量流量,kg/s;VCom为压缩机理论输气量,m3/s;νCom为压缩机吸气状态下工质比容,m3/kg;λ为压缩机输气系数,通过热泵装置蒸发温度、冷凝温度和厂家提供的压缩机性能曲线确定。压缩机:膨胀阀:冷凝器铜管换热器:蒸发器铜管换热器:式中:exH,D,exH,E,exH,F,exH,G分别为节点D、节点E、节点F、节点G处热泵循环工质比可用能,kJ/kg。蓄热水箱:式中:PBp为混匀水泵输入电功率,kW;ExU,Wt1,hc,ini、ExU,Wt2,hc,ini分别为集热阶段初态蓄水箱Ⅰ、蓄水箱Ⅱ储存水的可用能,kJ;ExU,Wt1,hc,fin、ExU,Wt2,hc,fin分别为集热阶段终态蓄水箱Ⅰ、蓄水箱Ⅱ储存水的可用能,kJ。系统集热过程结束以后到夜间放热之前,期间是对蓄积到水箱中的热量的保温过程,出现可用能损失的设备主要是蓄热水箱,其可用能损失计算式为:式中:ExU,Wt1,ins,fin、ExU,Wt2,ins,fin分别为保温阶段终态蓄水箱Ⅰ、蓄水箱Ⅱ储存水的可用能,kJ。2.2.2设备采用率可用能效率通常被用于评定设备的热力学完善程度,可用能效率越高表明设备可用能损失越小,节能效果越好。本研究中系统及各组件热力过程复杂,且均无轴功量输出,为统一评定标准将可用能效率定义为:式中:ε为系统及组件可用能效率,%。2.2.3集热和保温系统集热的应用式中:αn为系统各组件的可用能损失比,%;Exd,sc为系统各组件在集热和保温过程中的可用能损失,kJ;Exd,sys为系统在集热和保温过程中总的可用能损失,kJ。加温系统中组件的可用能损失比越大,说明该组件的可用能损失占系统可用能总损失的比值越大,越需要进行技术改进,以提高节能效果。3试验结果与分析3.1数据力学分析本文选取2013年12月29日08:30至2014年1月3日08∶30连续6d典型天气的试验数据,针对系统性能进行热力学分析。试验期间天气晴朗或多云,室外平均气温6.8℃。这期间系统运行工况稳定,主动蓄放热装置有效集热面积为14.9m2,前、后排主动蓄放热装置相互间无遮光,循环水泵运行时间为08∶30~16∶00。3.1.1系统集热效率高表1所示为连续6d系统集热阶段室内环境状态、运行及性能参数。可以看出,系统集热效率为89.0%~100.5%,远远高于普通太阳能热水系统的集热效率,其中在2013年12月29日集热效率超过了100%。系统集热效率高是由于主动蓄放热装置安装在温室内部,同时热泵装置降低了循环水温,使得室内气温高于主动蓄放热装置进水口水温,平均温差为4.7℃,循环水在通过辐射传热吸收太阳能的同时,也与室内空气进行对流换热。然而根据孙维拓等关于主动蓄放热-热泵联合加温系统在日光温室的应用研究可知,系统集热效率为72.3%~83.6%,比在玻璃温室中低,其原因可能是,在日光温室中主动蓄放热装置安装于后墙,双层黑膜背阴面紧贴一层隔热保温膜,在集热阶段循环水只能通过向阳面与室内空气进行对流换热,而在本研究中,主动蓄放热装置没有安装保温膜,循环水与室内空气的对流换热面积增大。3.1.2热泵装置总水温分析试验中热泵装置COPHp为5.48~6.08,比传统的空气源、水地源热泵以及工业和民用建筑空调系统具有更佳的节能效果。热泵装置采用压缩机驱动制冷剂直接与蓄热水箱换热,节省了热源侧和负荷侧的循环水泵,因此忽略PLC控制系统的耗电量,热泵装置耗电功率即为压缩机耗电功率。值得强调的是:为准确获得负荷侧蓄水箱Ⅱ水温变化值,在热泵运行期间用循环水泵充分混合蓄水箱Ⅱ内温度分层的热水,这在一定程度上提升了冷凝器盘管的换热效率,增加了热泵装置COPHp,因此计算得出的热泵装置COPHp比实际值偏大。在大型连栋或日光温室中,冷凝器盘管应安装于负荷侧蓄热水箱底部,利用冷热水比容差使分层的水自发上下流动混匀。图2为2013年12月29日至2014年1月3日热泵运行阶段热泵装置运行稳定后,热泵装置COPHp及压缩机排气压力随蓄水箱Ⅱ水温变化。不难看出,随着负荷侧蓄水箱Ⅱ水温的升高,热泵冷凝温度升高,必然冷凝压力也就高,造成排气压力和温度相应升高,压缩机负荷加大、耗电量增加、输气系数降低,因而导致COPHp的降低。当蓄水箱Ⅱ水温升高到42.6℃时,排气压力和排气温度分别高达1.93MPa和87.8℃。可见,过高的水温要求不利于系统的稳定性和可靠性。蓄水箱Ⅱ的最终水温决定于热泵装置的运行时间,从节约能耗和保证系统稳定运行的角度考虑,热泵的运行能使蓄水箱Ⅱ水温满足温室夜间供热要求,同时保证主动蓄放热装置循环水维持在较低的温度水平进而高效集热即可。一般在温室加温中,建议将蓄水箱Ⅱ最终水温设置在42.0℃左右。3.2系统潜在的问题由试验期间观测数据、查图表以及相关计算,可以得出系统热力过程各节点处以及控制容积内工质热力学参数均值,具体如表2所示。热泵装置每天平均运行187min,输入功率为841.5W,冷凝温度和蒸发温度分别为10.2和42.3℃;循环水泵输入功率305.0W,蓄水箱Ⅱ中起混匀作用的潜水泵输入功率300.0W。根据式(3)、式(12)~(38)和表1、表2试验数据,分别计算出系统及各组件连续6d中平均每天的可用能损失、可用能效率和可用能损失比,结果如表3所示。从表3可以看出,系统平均1d中集热和保温过程可用能损失总量为9.77×104kJ,整个系统的可用能效率为48.7%,其中可用能损失最大的组件是主动蓄放热装置,损失比为78.7%;其次是热泵装置和循环水泵,损失比分别为8.3%和7.7%;可用能损失最小的是蓄热水箱,其损失比为5.3%。主动蓄放热装置可用能效率为25.6%,是系统中可用能损失最大、可用能效率最小的组件。这是由于主动蓄放热装置进口水温仅为296.5K,而由式(20)可知,在对到达集热器采光面的太阳辐射能能质系数的计算中,太阳辐射温度高达6000K,巨大的传热温差导致了换热过程中较大的不可逆损失。这项可用能损失是无法避免的,通过降低循环水流量以提升平均吸热温度、降低传热温差更加没有意义,从能量平衡的角度考虑,降低循环水温度反而能够增加与室内热空气对流换热的热流密度,提升主动蓄放热装置集热效率。此外,集热装置部分区域无水流,以及集热材料对太阳辐射的反射和透射等都会造成可用能损失。因此,通过改进生产工艺提升集热装置水流均匀性,或选用太阳辐射吸收系数更高的集热材料等措施可以提高主动蓄放热装置的可用能效率,但与经济学性能相悖。热泵装置整体的可用能效率为38.3%,发生可用能损失的位置包括蒸发器、压缩机、冷凝器和膨胀阀,可用能损失量依次降低,可用能效率依次升高。蒸发器和冷凝器的可用能效率分别为82.1%和90.2%,前者低于后者,这与OnderOzgener等关于太阳能-地源热泵温室加温系统的研究结果相吻合。换热器可用能损失均来自有限温差传热,从工艺方面考虑,通过优化铜盘管换热器的结构型式(如增加盘管长度等)来提升蒸发温度、降低冷凝温度,尽量减小换热温差,可以提升热泵装置节能效果,但同时应权衡系统经济性和过热蒸汽对压缩机负荷的影响。压缩机的可用能损失仅次于蒸发器,压缩过程近似为等熵过程,可用能损失主要由工质焓的变化引起,机械摩擦和热量散失等都会造成可用能损失,如前所述将蓄水箱Ⅱ最终水温设定在不致过高的合理范围,可以降低压缩机压比,增加工质流量,提升其可用能效率。膨胀阀的可用能损失最小,工质流经膨胀阀近似为绝热节流过程,节流前后工质焓值不变,可用能损失由熵增造成。循环水泵可用能效率为75.0%,可用能损失主要由电机摩擦散热造成。由于在温室中主动蓄放热装置顶部距地面不足3m,因此在满足循环水量要求的同时选择扬程较小的水泵,可以防止电机超载、机体温度升高,减少可用能损失的同时延长水泵寿命。系统可用能损失最少、可用能效率最大的是蓄热水箱,其可用能效率为88.2%。在白天集热阶段,蓄热水箱可用能损失发生的位置包括与主动蓄放热装置循环水的换热、向环境散失热量、蓄水箱Ⅰ和Ⅱ之间的内部不可逆传热、热泵运行期间蓄水箱Ⅱ中起混匀作用的水泵功耗。试验期间,主动蓄放热装置出水口与交汇处蓄热水箱中的水温差为2.0℃,同时热泵启动前蓄热水箱Ⅰ和Ⅱ水温基本相同,因此可以忽略由有限温差传热造成的可用能损失;集热阶段室内平均气温较高为28.0℃,仅比蓄热水箱水温低0.3℃,由蓄热水箱散热造成的可用能损失也较小;因此白天集热阶段蓄热水箱的可用能损失主要来自混匀水泵的功耗,如前所述在大型温室加温中此项可用能损失可以避免。由表2相关数据计算可知,在保温阶段蓄热水箱向温室内散失热量2.11×104kJ,可用能损失为2.13×103kJ,除蓄水箱内部熵产造成的少量可用能损失外,大部分都由热量散失引起。因此,为保证蓄热水箱中的热量能在最需要加温的后半夜有效释放,应进一步加强保温。对整个系统而言,最需要进行技术改进的组件是主动蓄放热装置和热泵装置,可用能损失主要由有限温差传热引起,采用技术手段降低传热温差、减少有限温差传热过程以及改进生产工艺是优化的重点。此外,在系统优化过程中需要综合考虑系统的经济性、可靠性和热力学性能,选择最佳的平衡点。4系统及其各组件的运行效率本研究通过对主动蓄放热-热泵联合加温系统的试验测试,并根据试验数据对系统集热和保温阶段热力过程进行热力学第一、第二定律分析,得出了系统的集热效率,热泵装置制热性能系数(coefficientofperformance,COPHp),系统及各组件的可用能损失、损失比和可用能效率。根据试验和计算结果,分析得出了系统及各组件可用能损失发生的位置和原因,以及减少可用能损失的方法和技术路线,为系统性能评价和进一步优化设计提供了可靠的依据。1)试验期间系统的集热效率为89.0%~100.5%,大大高于普通太阳能热水系统的集热效率,增加主动蓄放热装置与温室内热空气的对流换热面积,有助于集热效率的提升。2)热泵装置铜盘管换热