太阳能吸收式热泵系统（通用8篇）
太阳能吸收式热泵系统 篇1
引言
目前,水产品干燥方法主要有日光干燥、热风干燥、真空冷冻干燥、热泵干燥、微波干燥等。日光干燥[1]是传统的干燥方法,但是这种方法完全依赖自然环境条件,而且干燥所需时间长,干燥过程中的卫生条件不易控制,影响干制品的质量和产量。热风干燥在水产品干燥方面应用广泛,但是由于干燥温度较高,干燥时间长,并且与氧气长时间接触,会引起脂肪氧化和美拉德褐变,产生不良气味等。真空冷冻干燥能保持良好的干燥物料的组织结构且易于保存,但真空冷冻干燥设备一次性投资大,干燥时间长,能耗大,容易发生蛋白质变性[2]等,这使得真空冷冻干燥技术在水产品加工中的应用受到很大限制。压缩式热泵干燥虽是一种节能技术,但设备组成较为复杂,使用过程中的维护费用高,并且存在着制冷工质,在一定程度上会破坏大气臭氧层和产生温室效应的问题。微波干燥目前在国内外微波干燥装置的结构还比较单调,技术性能还有很多需要完善的地方。
热泵干燥是从低温热源吸取热量,使低品位热能转化为高品位热能,可以从自然环境或余热资源吸热从而获得比输入能更多的输出热能[3]。太阳能属于低品位热能,而且是清洁、廉价的可再生能源,取之不尽、用之不竭。每年到达地球表面的太阳能辐射能约为目前全世界所消耗的各种能量的1万倍。我国的太阳能资源丰富,约有2/3的国土年辐射时间超过2200h,年辐射总量超过5000MJ/m2。可以利用太阳能这种清洁能源作为驱动热源,来驱动吸收式热泵工作用于海参干燥。目前,国内外对太阳能热泵干燥方面的研究很多,大多数针对木材、谷物、食品等[4,5,6],但针对海参这种热敏性较高,不易控制等的海产品尚未开展研究。
本文提出太阳能吸收式热泵海参干燥系统的组成及工作过程。并对其应用前景及目前推广此技术存在的限制性因素进行分析。
1 太阳能吸收式热泵海参干燥系统模型(见图1)
1-太阳能集热器;2-辅助电热水器;3-控制阀门;4-热水储罐;5-溶液泵;6-溶液换热器;7-发生器;8-冷凝器;9-制冷剂储罐;10-蒸发器;11-吸收器;12-浓溶液储罐;13-稀溶液储罐;14-换热器;15-过滤网;16-折流板;17-物料架;18-风量调节阀(3个);19-风机;20-凝水盘;21-离心风机。
2 太阳能吸收式热泵海参干燥系统的工作流程
在白天阳光充足时,辅助电加热不工作,当太阳能集热器热水出口温度达到吸收式热泵启动所需的最低温度时,溶液泵将稀溶液储罐中的稀溶液经溶液热交换器泵入发生器中,溴化锂溶液受到太阳能集热器出口热水的加热,水蒸气从溶液中被分离出来并在冷凝器内冷凝,冷凝水进入制冷剂储罐[7]。水蒸气蒸发后的浓溶液则经热交换器换热进入浓溶液储罐,多余的浓溶液开始储存,这是将太阳热能转化为溶液的化学势能的过程,此时系统完成蓄能储存[8]。同时,制冷剂储罐中的冷剂水进入蒸发器吸热蒸发流入吸收器内,被来自浓溶液储罐的浓溶液吸收形成稀溶液进入稀溶液储罐,完成溶液工作循环。此时,干燥装置所需的热量来自冷凝器的冷凝热和吸收器工作所放出的吸收热,两处热量混合与干燥介质(空气)换热,从而达到干燥的目的,并且将多余的能量储存在浓溶液储罐中。
在白天阳光不充足时,太阳能集热器热水出口温度达不到吸收式热泵启动所需的最低温度,需要开启辅助电加热,通过电加热来使热水达到系统运行要求,并将能量储存在浓溶液储罐中,此时干燥装置所需的热量主要是冷凝热,吸收器工作放出的热量少。夜间,少量蓄能工作,同时辅助电加热工作,保证系统的连续工作,冷凝放热和吸收器工作放出的热量融合与干燥介质(空气)换热,以达到干燥目的。
晚间,系统先是利用蓄能部分,将浓溶液储罐内储存的能量释放出来,利用吸收器内溶液的吸收热与干燥介质(空气)换热,达到干燥目的。当浓溶液储罐内的能量释放完毕,启动辅助电加热来保证系统的连续运行。开启吸收式热泵工作,此时冷凝热和吸收器工作放出的热量同时与干燥介质(空气)换热,保证干燥装置内连续工作。但是此时,系统内没有多余的能量储存在浓溶液中,系统不蓄能。
在干燥装置部分,外界空气通过风机进入干燥装置的风道中,在混合室内与一部分回风混合,通过气水换热器与循环系统的冷凝器的冷却水和吸收器的冷却水进行热交换,经过空气过滤器净化后,进入干燥装置内部。对海参进行干燥,排出的湿热空气一部分作为回风继续与新风混合继续进行干燥,另一部分直接排除干燥装置外部。回风经过蒸发器时而达到除湿的目的[9]。
太阳能吸收式热泵海参干燥系统,适当开启电加热辅助能源可以实现海参收获旺季全天运行。
3 太阳能吸收式热泵海参干燥系统的应用前景分析
(1)太阳能吸收式热泵干燥系统绿色环保。
溴化锂-水溶液是一种比较理想的工质对,溴化锂与水的沸点相差很大不需要精馏,因此系统结构简单,全部设备在真空下进行,安全可靠,效率高。溴化锂吸水能力强,水的临界温度高,化学性能稳定。水作为制冷剂无毒,对环境无污染,可直接排到环境中去,克服了以往使用的制冷剂工质(CFCS)对大气臭氧层的破坏和造成CO2温室效应的不良影响。整个装置在运行中,只用电不需设置锅炉等配套设备,对环境减少了污染物的排放。
(2)太阳能吸收式热泵干燥系统节约能源。
太阳能热泵干燥系统利用的太阳能是低品位能源,通过热泵更能提高能源的利用,从而达到节能的目的。可以通过热泵的性能系数COP、单位能耗除湿量、干燥装置热效率等指标来评价系统的性能[10]。以大连秋季9月份为例,日照时间设定为8∶00～16∶00。以LiBr-H2O为工质对,采用上述太阳能吸收式热泵干燥系统。假定太阳能充足,即由冷凝热和吸收热提供热量。选用国内外广泛使用的全玻璃真空管热管式太阳能集热器,其集热效率由文献[11]提供的计算式计算为0.512。设定海参初始含水量为75%,每小时可生产湿基含水量为15%的湿原料1000kg。据估算,太阳能吸收式热泵干燥系统的性能系数COP为2.9,单位能耗除湿量为2.09kg/kWh、干燥装置的热效率为0.856。而普通压缩式热泵干燥系统的性能系数COP为3.09,单位能耗除湿量1.4kg/kWh,干燥装置的热效率为0.85[12]。可以看出太阳能吸收式热泵干燥系统单位能耗除湿量比压缩式热泵干燥系统要高,显示出太阳能吸收式热泵干燥系统的节能优势。
(3)太阳能吸收式热泵系统干燥水产品质量高。
普通的热风干燥装置的工作温度在80～90℃,温度较高,一般是高温急速干燥方法,容易破坏海参内部的营养物质,如蛋白质、氨基酸、矿物质、维生素等,使得营养价值大打折扣,同时会产生表面干燥效应,使被干燥物料表面形成硬壳,内部水分难以扩散出来。目前,利用微波进行食品干燥的研究也很多,但是单纯的使用微波进行食品干燥,容易出现食品边缘或尖角部分焦化以及由过热引起的烧伤现象,同时干燥终点不易判别,容易产生干燥过度[13,14]。
太阳能吸收式热泵是一种温和的干燥方式,接近自然干燥。据估算,太阳能吸收式热泵干燥装置的工作温度在40～60℃,能较大程度地保存海参内部的营养价值,减少表面干燥效应的几率。同时太阳能吸收式热泵干燥系统易于控制温度,减少了蛋白质受热变性、物料变形以及外观、色泽等物质的损失,在某些方面可以避免如微波干燥出现的产品品质差的问题,在一定程度上优于微波干燥。
(4)太阳能吸收式热泵干燥系统可以安装在海参养殖场。
太阳能热泵干燥系统可直接安装在海参养殖场,实现养殖、加工一体化,省去了海参运输和暂养的环节,节省成本。生产效率高,系统无污染,干燥产品质量易于保证,方便安全。
(5)太阳能吸收式热泵海参干燥系统应用限制因素分析。
太阳能吸收式热泵干燥系统虽然在很多方面体现出其不可替代的优点,但同时存在的局限性影响制约着太阳能吸收式干燥系统在海参干燥方面的推广。现有太阳能集热器的价格较高,占地面积比较大,造成太阳能初投资成本偏高,应积极研究高效、价格低廉的太阳能集热器。另外,太阳能吸收式热泵系统的最低启动温度受外界温度限制,当外界温度低于18℃时,其干燥效果较差,对此问题可以考虑以其他辅助热源作补充来解决,如在干燥装置外加装加热设备(辅助电加热),当外界温度低于18℃时,可以启动加热设备,保证系统的运行。
4 结论
太阳能吸收式热泵干燥系统具有明显的节能、绿色、环保等特点。利用太阳能吸收式热泵干燥海参技术能够保证海参的营养成分与活性成分损失小,较大程度保存其质量。但是由于一些限制因素,目前在我国还没有得到广泛的应用。应该积极对太阳能集热器的改造进行研究,降低成本,缩小体积,以扩大其应用范围。综上,太阳能吸收式热泵干燥以其高效节能、温和且接近自然干燥的特点,在海参干燥应用中具有一定可行性,将受到水产品加工企业的青睐。
太阳能吸收式热泵系统 篇2
关键词：太阳能热水系统；风冷热泵热水机组；绿色医院；节能
0 前言
我国国民经济的持续稳步发展和医疗改革的推进，使得医院的建设得到了前所未有的发展，医院作为卫生热水使用的耗能大户之一，其能耗比例占整个建筑能耗的20%以上，太阳能以其可持续性、清洁性、经济性等特点，使得太阳能热水系统在医院建筑应用取得较为可观的经济效益和环境效益，下面以广西钦州某医院大楼的太阳能热水系统设计为例，就太阳能热水系统和风冷热泵热水机组在医院建筑的应用进行探讨。
1 工程概况
本项目由综合大樓、爱心护理院楼、感染性疾病治疗楼及后勤服务楼组成，总用地面积为59096.79m2，项目总建筑面积为144272m2，住院病床总规模600张，门诊量5000人次/日，项目建成后达到国家绿色建筑二星级标准。其中综合大楼的病房、门诊及安心护理院的病房均全天供应热水。热水设计采用太阳能热水系统和风冷热泵机热水组联合供应。
2 热水系统参数的确定
2.1 项目所在地域气候情况
钦州位于广西南部沿海，地处北部湾顶端，年平均气温21.5～22℃，日平均气温基本稳定在10℃以上。7月最热，历年月平均气温27.9～28.3℃；1月最冷，历年月平均气温12.8～13.5℃。年总日照1612至1768h，年平均日辐照量为14.393MJ/（㎡.d）。
2.2设计日用热水量
卫生热水计算供水温度不小于50℃。冷水计算温度选15℃（《建筑给水排水设计规范》表5.1.4规定，广西的冷水计算温度为10-15℃），热水出水温度设计为60℃。
热水供应范围：综合大楼1～5层门诊、6层手术室、7～18层病房及医务人员；爱心护理院3～22层病房及医务人员。
2.3热水系统设计原则
（1）太阳能集热器和风冷热泵热水机组选用属节能、环保、安全型产品，太阳能集热器利用太阳能产生生活热水，无需消耗能源；阴雨天和冬季采用风冷热泵热水机组产生生活热水，其能效比最高可达4.5，其用电量极少，其总体经济效益十分可观。两者组合进行卫生热水的供应，保证了全天候的稳定工作。
（2）系统设计时考虑安全性、可靠性、先进性等特点，使系统达到最佳使用效果，实现系统节能、运行管理节能，减少电能消耗，达到节能减耗的目的，为医院全天24小时提供舒适的生活热水。
3太阳能热水系统设计及原理
3.1太阳能及风冷热泵机组选型设计
3.1.1太阳能集热器配置
直接式太阳能集热系统集热面积根据用户的每日用水量和用水温度，依据《民用建筑太阳能热水系统应用技术规范》GB50364-2005，太阳能面积按下式计算：
AC=Qw·Cw·（tend-ti）·f·ρ/JT·ηcd·（1-ηL）
式中：AC—直接系统集热器总面积，m2；Qw—日均用水量，172 m3/日；Cw—水的定压比热容，4.18kJ /（kg·℃）；tend—贮热水箱内水的设计温度，60℃；ti—水的初始温度，15℃；JT—南朝向，倾角为钦州当地纬度的平面上年平均日太阳辐照量，14393kJ/m2；f—太阳能保证率，%；综合系统使用期内的太阳辐照、系统经济性、钦州各月平均日照时数和日照百分率等因素考虑，取0.47；ρ—水的密度，取1000kg/m3；ηcd—太阳能集热器年平均集热效率，根据集热器热效率曲线及机械循环系统效能，取0.635；ηL—管路及贮水箱的热损失率，经验值取0.15～0.25，取0.2；
代入数据计算，所需集热器面积为：Ac=2080m2；
3.1.2风冷热泵机组选型设计
（1）工作条件设定：年平均温度：环境温度15℃，进水温度15℃；
（2）全天用水量172 m3；
（3）卫生热水全天耗热量
考虑到阴雨天气冬季条件下，太阳能集热器基本不产生热水，因此辅助加热系统必须按满负荷用水量设计。计算公式：
Q= Qw·c（tr-tl）/860（kcal/kWh）/T
式中：Q—热泵额定制热量（kWh）；Qw—日均用水量，172 m3/日；c—水的比热，取1kcal/kg·℃；tr—设计热水温度（60℃）；tl—自来水补水温度（按15℃）；T—名义工况下设计运行时间（取11小时）；
热泵额定制热量Q=820kW。
选用风冷热泵机组每台额定输入功率16kW、制热量68kW，共12台。多台设置，保证单台热泵机组故障时稳定的热水供应。
（4）保温水箱
由于供水系统为全天候24小时供热，水箱容积应能满足储热与供热的需求，且要结合现场实际分配情况三种因素确定。系统日均用水量为172m3，最高时用水量为25.2m3/h。一般为满足供热水需求，水箱容积应为最高时用水量的3-4倍，且鉴于本项目中，考虑到楼面集热器分为三个区域，且分布距离较远，可以采用3个35立方保温水箱，内胆为304不锈钢、聚氨酯整体发泡。
3.2 太阳能及风冷热泵机组热水系统原理
3.2.1太阳能热水系统+风冷热泵机组原理图，如图1所示。
图1 太阳能热水系统原理图
4 系统节能效益分析
4.1运行能耗的比较
在条件相同的状况下，利用不同的热源设备制热水所消耗的电量、燃料及费用等详见表2所示。
注：①以上能耗比较基于1m3温度为10℃的水加热至60℃所消耗的电量或燃料费用；
②电价按照0.7元/（kWh），柴油按照5.8元/kg；
③全年按照360天计，阴雨天为90天，太阳能年有效工作时间为270天。
4.2系统节能效益
4.2.1系统年节能量及节省费用
（1）太阳能热水系统+风冷热泵机组的年节能量：
Qs=Am·JT·（1-ηL）·ηcd
式中，Qs—太阳能热水系统的节能量，MJ；AC—直接系统集热器总面积，2080m2；JT—年平均日太阳辐照量，4598MJ；ηL—管路及贮水箱的热损失率，经验值取0.15～0.25，取0.2；ηcd—太阳能集热器年平均集热效率，根据集热器热效率曲线及机械循环系统效能，取0.635；
则本系统的节能量Qs=4858430.72MJ。
（2）寿命期内总节省费用：
Ss=Pi（Qs·C-A·DJ）-A
式中，Ss—系统寿命期内总节省费用（寿命期为15年），元；Pi—折现系数，9.82；Qs—太阳能热水系统的节能量，MJ；C—常规能源价格，0.2元/MJ；A—太阳能热水系统总投资，385万元；DJ—维修费用，一般为总投资的1%；
则本系统的节能费用Ss =5313888元。
5结束语
在医院建筑对热水的需求量大且要求供应时段较为集中，然而在通常的太阳能热水系统的设计过程中，经常会出现阴雨天或冬季安装太阳能集热器面积不能满足热水需求的情况，建议采用风冷热泵热水机组进行补充，在确保太阳能热水系统优先运行的情况下，利用风冷热泵机组进行辅助运行，提高太阳能热水系统的全年适用性，采用太阳能热水系统与风冷热泵热水机组共同供应稳定的卫生热水，即符合国家现有关于节能减排的要求，也可以节约业主的运行费用。
参考文献：
[1]俞卫刚.医院能耗评价与节能对策[D].上海：同济大学，2009；
[2] GB50364-2005民用建筑太阳能热水系统应用技术规范[S]；
太阳能吸收式热泵系统 篇3
随着“十二五”规划中节能减排工作的深入, 如何在高耗能行业中减少废气废水的排放并充分利用相关余热资源显得尤为重要, 其中利用热泵技术回收电厂循环水余热就是一个很有节能潜力的发展方向。热泵技术具有节能和环保双重效应, 近年来热泵技术已经引起了许多学者和工业企业的关注。
Li Yun等[1,2]对不同吸收式热泵的系统分别建模并对系统性能进行了分析对比;郭江龙等构建了吸收式热泵在回收电厂循环水余热工程中热经济性优劣的判定模型[3];周崇波等针对带吸收式热泵回收利用冷端潜热用于供热的新型热电联产的机组, 建立了相关数学模型, 并分析了机组的热经济性及投资收益[4]。还有很多学者对循环水源吸收式热泵系统的应用进行了分析[5,6,7,8]。但还没有对热泵技术回收利用电厂循环水热量带来的节能效益做定量的研究。
本文主要通过对热电厂供热机组的循环水系统节能改造方案设计, 并采用吸收式热泵系统, 通过进行能量平衡计算分析, 提出了对于热泵系统的节能分析策略, 同时对该计算方法提出了修正方案, 并实现了对具体的供热机组进行测试和计算分析。
1 吸收式热泵技术方案
现代超临界600 MW的纯凝式汽轮机发电机组的能源利用效率约42%, 其它亚临界机组的能源利用效率更低。而导致纯凝式汽轮机发电机组发电效率低下的主要原因是冷源热损失, 它约占火电厂消耗能源的50%。冷源热损失是指由循环冷却水散失到大气中的热量, 这部分热损失数量巨大, 但是品位很低, 温度一般在30~40℃左右, 回收利用的难度很大。利用吸收式热泵技术, 能够实现将电厂循环水蕴含的低品位热量回收, 并提升到60℃以上的高温热源中去, 用于向用户供暖。
吸收式热泵系统是由发生器、吸收器、冷凝器、蒸发器、膨胀阀、溶液泵、溶液阀、溶液换热器等组成封闭环路, 内充以工质对 (吸收剂和循环工质) 溶液组成。具体情况如图1所示。
利用汽轮机抽汽 (即驱动蒸汽) 加热发生器中的工质对浓溶液, 产生高温高压的循环工质 (制冷剂) 蒸气, 进入冷凝器;在冷凝器中循环工质凝结放热变为循环工质液体, 进入膨胀阀;经膨胀阀后变为低压的循环工质饱和气与饱和液的混合物, 进入蒸发器;在蒸发器中循环工质吸收电厂循环水的热量变为蒸气, 进入吸收器, 在吸收器中循环工质蒸气被工质对溶液吸收。吸收了循环工质蒸气的工质对溶液经热交换器升温后被泵连续地送到发生器。同时产生了循环工质蒸气的发生器中的浓溶液, 经热交换器降温后不断进入吸收器, 以维持发生器和吸收器中液位、浓度和温度的稳定, 最终实现吸收式热泵的连续制热。
2 电厂循环水源吸收式热泵系统
装有4台200 MW供热机组的热电厂, 其承担有3200万m2的供热任务。据2009~2010年供热季节运行数据显示, 这四台机组整个采暖季平均抽汽量已接近额定抽汽量。为了满足不断增加的供热需求, 该热电厂采用吸收式热泵技术, 以30℃左右的循环水作为低温热源, 以汽轮机抽汽作为驱动热源, 从低温热源回收热量并提升温度, 用于加热热网回水。
针对该热电厂的实际情况, 利用热泵技术可对该电厂供热机组进行供热整体设计方案重新考虑, 结合热泵系统的热电厂机组供热方案如图2所示。
图2的热电厂热泵利用系统中, 主要分为四台热泵机组、供热水系统、循环水系统和驱动蒸汽系统。热泵的驱动蒸汽由高压蒸汽母管引自汽轮机抽汽, 蒸汽放热后其冷凝水由凝水母管回收。热泵输出热量进入供热水系统, 供热进出水母管在各台热泵处设支管, 供热水系统并联运行。热泵从循环水系统吸收热量, 循环水进出水母管在各台热泵处也设有支管, 系统也采用并联方式运行。
3 热电厂循环水吸收式热泵系统的热经济性计算分析
3.1 热泵系统的热经济性计算方法
对于热泵系统而言, 所输入的能量为驱动蒸汽所带入的热量、热网回水输入热量, 循环水输入热量;系统输出能量为凝水输出热量, 供热水输出热量, 循环水输出热量。还可以进一步以净输入或净输出热流来分析, 即可分为驱动蒸汽系统带入净热量, 循环水系统带入净热量和供热水系统输出净热量, 则有以下热平衡:
驱动蒸汽带入净热量+循环水带入净热量=供热水输出净热量
热泵系统的节能效果一般是通过改造前后的能耗对比分析来进行。对比热泵采用改造前后的情况可知, 进入热泵系统的高压驱动蒸汽为新增加的热能消耗, 热泵系统输出的供热水热量为新增加的热能输出。即高压蒸汽系统带入热量为系统消耗的代价, 供热水输出的热量为系统所获得的效益。改造前, 循环水带入系统的热量由冷却塔散失到环境中去, 其热量完全废弃, 该部分热量可不计入系统改造消耗的代价。
因此, 初步节能效果可标定为供热水输出的净热量扣除驱动蒸汽系统带入净热量。而两者之比即为热泵系统的能效比 (COP) 。
节能量=供热水输出净热量-驱动蒸汽带入净热量
3.2 热泵系统的热经济性计算方法改进
吸收式热泵不但自身会消耗一部分电能, 而且会导致汽轮机发电热耗上升。这是因为采用吸收式热泵后给原有系统带来了额外能耗增加。因此, 热泵系统的最终节能量需要考虑这些情况, 应从节能量中扣除这些额外能耗。
首先要考虑改造后新增电机能耗情况。这些增加的能耗包括:吸收式热泵本体电机电耗 (包括冷剂泵、溶液泵、喷淋泵、真空泵) 、循环水升压泵电机电耗、驱动蒸汽冷凝水泵电耗。由于原有系统中并没有该部分能耗, 因此应按全国平均供电煤耗折算后扣除。
其次, 还要考虑凝汽器真空下降导致的能耗增加。经吸收式热泵技术改造后, 汽轮发电机组循环水进出凝汽器的平均温度较原来有所升高, 导致凝汽器真空下降, 因而进入凝汽器的排汽焓升高, 发电量减少, 热电厂发电煤耗上升。在计算这部分附加能耗时, 可通过热泵技术改造前后的凝汽器真空变化, 计算引起的发电量减少量, 具体计算方法如图3所示。
首先, 通过汽轮机低压缸的进汽温度、压力、比焓及比熵。并利用机组在最大抽汽工况时的相对内效率, 确定其在未改造前凝汽器真空条件下的膨胀线终点焓, 具体计算公式如下
式中ELEP———膨胀线终点焓;
UEEP———有用能终点焓;
X———排汽干度;
EL———排汽损失。
计算热泵技术改造后凝汽器真空条件下的排气终点焓后, 可通过对比得到机组减少的电功率, 再结合冬季采暖运行小时数计算采暖季时段的发电量减少情况, 按照当年全国平均供电煤耗折算为标准煤, 即为真空变化引起原有系统能耗附加。
3.3 热泵系统的热经济性计算分析
根据上述介绍的节能效果计算方法, 需要计算热泵输出的净供热水热量和高压驱动蒸汽带入净热量。可利用供热水流量、进出口温度及压力计算净供热水热量;结合蒸汽流量、温度和压力及凝水温度计算高压驱动蒸汽带入净热量。并可利用供热系统热平衡方程, 结合循环水流量、进出口温度实现校核计算。
采用典型工况下热泵系统单位时间内的节能量, 结合确定的设备运行小时数, 计算相应的年节煤量。设备运行小时数可按照供暖季的相关规定, 取3 000 h。
在该热电厂热泵系统中, 热泵作为热网回水所经过的第一级加热器, 其后串联基本加热器和尖峰加热器, 热泵和基载加热器作为基本加热使用, 热负荷调节由尖峰加热器完成, 因此, 可以保证热泵系统供热的热负荷比较稳定。
对该热泵系统分别计算的热水供热量、消耗蒸汽量、初步节能量以及热泵系统的能效比 (COP) , 具体的计算结果见表1。
从上表可看出, 该吸收式热泵系统的初步年节煤量为11 045.3 t标准煤。热泵系统的能效比为1.866。如需要这个计算的节煤量更全面合理, 还需要考虑其它一些影响因素, 如热泵系统的自身电耗, 及循环水在热泵蒸发设备中的冷却效果不如冷却塔导致的发电效率略有下降等。
在针对一个完整的采暖季考虑热泵系统新增电耗时, 共计109.92万kW·h, 按2012年全国平均供电煤耗 (326 gce/kW·h) 折算为标煤358.3 t。改造前汽轮机凝汽器压力为0.002 5 MPa, 改造后凝汽器压力上升为0.004 3 MPa, 排汽流量为133.55 t/h, 真空变差导致发电功率减少1 719.95 kW, 由于该热泵系统导致的供热机组年减少发电量总计为206.39万kW·h, 折算为标煤672.8 t。
基于上述分析计算, 该吸收式热泵系统改进后的年节煤量实际为初步节煤量扣除改造后新增电机能耗及凝汽器真空下降导致的能耗, 最后计算得到的年节约标准煤为9 985.7 t。
4 结论
通过对热电厂供热机组的循环水源吸收式热泵系统进行方案设计, 以能量平衡理论为依据, 提出了对于热泵系统的节能效果计算方法, 同时提出了该计算方法修正条件, 即在系统自身电耗及机组真空引起经济性等不能忽略时的能量修正方法, 并对具体的供热机组进行测量和计算分析。计算结果表明, 采用热泵系统可节约能源, 并提高整个机组的供热能力。这将为在城市供热面积不断扩大的情况下, 提高供热机组的适应能力, 是一种切实可行的工程应用方案。
参考文献
[1]Li Yun, Song Kai.Economic analysis of the absorption heat pump in supercritical unit, Advances in Energy Science and Technology[C].2013, 291-294:1666-1669.
[2]Zhang Xiaoqian, Zhang Guang.Application Research on Power Plant Heat Pump Regenerative Thermal System, Progress in Renewable and Sustainable Energy[C].2013, 608-609:965-968.
[3]郭江龙, 常澍平, 冯爱华, 等.压缩式和吸收式热泵回收电厂循环水冷凝热经济性分析[J].汽轮机技术, 2012, 54 (5) :378-388.
[4]周崇波, 赵明德, 郑立军, 等.新型带吸收式热泵热电联产机组的技术经济分析[J].现代电力, 2012, 29 (2) :61-63.
[5]王达达, 仇英辉, 平安, 等.云南节能发电调度运行问题及思考[J].电网与清洁能源, 2012, 28 (12) :34-37.
[6]王宝玉, 周崇波.热泵技术回收火电厂循环水余热的研究[J].现代电力, 2011, 28 (4) :73-77.
[7]何晓红, 舒斌.火电厂低温余热利用技术应用分析[J].节能, 2012 (12) :31-34.
太阳能吸收式热泵系统 篇4
热电联产集中供热方式具有很高的经济性和环保性,是目前我国城市集中供热的主要形式[1];同时我国北方地区的供热能耗巨大,是节能减排的重点。在城市的建设中,不断扩大的用供热规模与现有热源有限的供热能力、城市热网有限的输送能力之间的矛盾日益突出。如何在保证现有热源与现状热网不变的情况下,进一步增加热源供热能力和提高热网输送能力是广大工程技术人员需要思考的一个重要问题。先进的吸收式热泵供热技术的应用为此类问题提供了一个重要的解决思路。
2 与热电联产相结合的吸收式热泵供热技术
热电联产的供热方式主要分两种,即汽轮机的背压供热和抽气供热。背压供热汽轮机排汽压力需高于大气压力,如不考虑动力装置及管路的热损失,理论上其热能利用率可达100%,但由于热、电负荷相互制约等原因,在我国应用较少。抽气供热是热电联产领域主要的供热方式,它主要是通过汽轮机上可调节抽气量的的抽气口进行抽气,供热原理如图1所示。
此方式依然有大量冷却水的低温余热通过冷却塔排向外界,若能对其加以再回收利用,则可在热电厂规模不变的情况下,大大提高冬季热源的供热能力;同时,该供热方式的设计供、回水温度一般为130/70℃、110/70℃、120/60℃等,若能将热网供回水温差提高至100℃以上,则热网的供热输送能力可提高约1倍。基于此,清华大学的江亿院士与付林教授等人在《京能赤峰热电厂利用基于吸收式循环技术向城区供热工程可行性研究报告》(2009年4月)中提出了基于热电联产的吸收式热泵供热技术,其原理如图2所示。
该技术不仅需在热电厂增加吸收式热泵机组,还需要改造传统的换热站,更换其中普通水-水换热机组为大温差吸收式换热机组。目前,该技术已在赤峰热电厂得到应用,在京能赤峰热电厂的基于吸收式循环供热技术实验工程项目鉴定报告中,鉴定专家给出了很高的评价,但其工艺复杂,易受投资、现场条件等多因素的制约。如果通过技术优化调整,并结合热电厂实际工程、现场条件等特点,可采取如图3、图4所示供热方式。
目前,图3系统在阳泉已有应用实例,而图4系统在河北承德等地也有由同方人工环境有限公司成功实施的类似案例。它们的特点是:由于吸收式热泵机组回收了大量低温余热,可大幅度提高热源的供热能力;经过系统的调整优化,可大幅度拓宽吸收式热泵在热电联产领域的应用范围。
3 实例分析
京能赤峰热电厂冬季冷却水量约2880m3/h,进出冷却塔水温分别约35℃和25℃,汽轮机抽气压力0.3～0.5MPa(饱和蒸汽)。距热电厂3km有一新建小区,采暖面积80万m2,设计供/回水温80/60℃。若新建锅炉房,则耗能高、污染大,属国家限建项目。若以该热电厂为热源,则电厂热负荷明显不足,抽气量仅可供45万m2。
通过分析,拟决定:在热电厂新设1个吸收式热泵机房,回收冷却水余热,提供建筑采暖;敷设部分蒸汽管路和余热水管路,引入吸收式热泵机房;新敷设3km的外网系统,将吸收式热泵制取的80/60℃循环水接入用户管路系统。
3.1 计算分析与设备选型
根据现场资料和行业规范:供热面积80万m2,热指标取60W/m2,则用户采暖负荷共计48MW。
根据低温余热水、用户侧热水和蒸汽的参数可知:吸收式热泵制热系数COP约1.8,故热泵系统回收低温余热水的热量为:
Q0=Q×(COP-1)/COP (1)
式中:Q0—低温侧吸热量,W;
Q—供暖负荷,W;
COP —吸收式热泵制热系数,由运行工况确定。
低温余热水按10℃温差提取热量,则耗水量由式(2)计算:
m=Q0/(C×ΔT) (2)
式中:m—余热水耗水量,kg;
C—水的比热容,取4.187kJ/(kg·℃);
ΔT—余热水提取温差,取10℃。
经计算,设计工况下系统低温侧吸热量为21.4MW,所需余热水1834m3/h。而热电厂冷却水水量2880m3/h,水量足以满足需求。系统需敷设3km的外网系统,由负荷可确定外网主干管管径为DN600。由于余热水管路和蒸汽管路敷设在热电厂内,管线较短,下文分析初投资时已含在热泵机房内。吸收式热泵系统的制热量需求为48MW,根据需要,选取该工况下制热量为12MW的吸收式热泵机组4台(型号和相关参数略)。
3.2 经济和环境效益分析
3.2.1 初投资计算
(1)吸收式热泵系统。
投资概算如表1所示。
(2)传统热电联产方式。
传统热电联产方式热源侧主要设备是汽-水换热器,按行业经验分析,换热首站(80万m2建筑采暖面积)初投资约900万元;外网与吸收式热泵系统的相同,约300万元,系统投资共计1200万元。
3.2.2 运行费分析
运行费的测算依据如下:电价0.5元/kWh,热价50元/GJ,水价 3元/t,采暖期144d。整个采暖季的理论供热量可按式(3)计算:
Qn=24×Qn′×[(tn-tpj)/(tn-tw)]×N (3)
式中:Qn—年供热量,kWh;
Qn′—热负荷,kW;
tn—室内设计温度,取tn=18℃;
tpj—当地采暖季室外平均温度,℃;
tw——采暖计算温度,℃;
N—供暖天数,d。
(1)传统供热方式与吸收式热泵供热方式运行费分析(见表2)。
传统方式供热运行费共计2030万元,合25.4元/m2。
采用吸收式热泵技术,通过机组满负荷运行时的蒸汽耗量和供热系数计算出年耗量,并换算为热量后,可计算出年运行费。另外,若采用吸收式热泵技术,机组需耗少量电能,电费W=48×24×0.68×144×0.5/10000 =5.6万元。
为比较方便,系统水泵能耗忽略未计。吸收式热泵运行费共计1166.2万元,合14.5元/m2。
(2)吸收式热泵节约水费分析。
由于吸收式热泵从低温侧吸热,循环水闭式循环,还可减少大量系统补水。补给水量分为飞溅损失和蒸发损失(占主要部分)两部分,正常情况下其值约等于循环水量的1%～2%。
水源侧需冷却水流量约1834m3/h,经分析计算可减少蒸发、飞溅损失等约30m3/h。按照该地水价计算,年节约水费约31万元。
3.2.3 经济性对比与环境效益分析(见表3)
综上所述,如果采用吸收式热泵供热技术,则需投资2260万元,而传统方式约1200万元。但吸收式比传统供热方式年节约运行费约895万元,静态投资回收期不到2年。
吸收式热泵通过消耗部分蒸汽热能,回收热电厂冷却水的低温余热资源,不仅满足了热电厂80万m2的供热能力,而且还减少大量运行费。同时,采用该技术每年还可节约标煤耗量5940t,减少大量污染物的排放:二氧化碳15444t,一氧化碳8.3t,二氧化硫50.5t,氮化物44t,硫化氢2.97t,粉尘65.3t,具有显著的环境效益。
4 结论
传统热电联产方式相比,采用吸收式热泵结合的技术,可增加供热效率50%左右,提高冬季供热能力(设计工况下)40%以上。如果同时提高热网供/回水温差至100℃,则可提高热网1倍的输送能力。
通过实例分析,吸收式热泵供热技术运行费用低,固定成本投资的回收期为2年左右。
太阳能吸收式热泵系统 篇5
天津奥美自动化系统有限公司, 坐落于天津市经济技术开发区。奥美自动化公司新建工程包括研发中心和生产车间, 总建筑面积为8531.2 m2。采用中央液态冷热源环境系统, 即太阳能—地源热泵与风冷热泵联和运行系统, 由恒有源科技发展有限公司设计。
研发中心楼为综合楼, 框架结构, 建筑面积3251.2m2。一层是展厅和餐厅, 二、三层为办公区, 四层是职工宿舍。研发中心楼采用太阳能--地源热泵供暖制冷系统和太阳能生活热水系统, 冬季供暖、夏季制冷, 四季供热水。该建筑外墙体采用200 mm厚加气混凝土砌块外贴50 mm厚聚苯板, 屋面为60mm厚挤塑聚苯板, 外窗采用塑钢中空玻璃窗。
生产车间为钢结构建筑, 建筑面积5 280 m2, 采用风冷热泵系统满足本建筑冬季供暖的功能。
研发中心楼的采暖热负荷为268 KW, 采暖天数129 d (主机白天12 h为满负荷运转, 夜间12 h为50%负荷运转) ;冷负荷为260 KW, 制冷天数103 d, 以每天12 h计算。
2 建筑节能设计依据及计算参数
2.1 建筑节能设计依据。
研发中心楼的建筑节能部分执行的设计标准为:《采暖通风与空气调节设计规范》GB50019-2003、《地源热泵系统工程技术规范》GB50366-2005、《民用建筑太阳能热水系统应用技术规范》GB50364-2005、《天津市公共建筑节能设计标准》DB29-153-2005。
2.2 设计计算参数 (详见表一、表二) 。
3 太阳能—地源热泵系统技术方案
3.1 太阳能—地源热泵系统运行原则
3.1.1 太阳能—地源热泵系统采暖期运行原则。
白天运行时, 太阳能集热系统与地源热泵按串联方式运行 (见图1) , 由地源热泵承担大部分供暖负荷, 太阳能为采暖辅助热源, 用来提高热源温度, 节约运行费用。冬季的热水负荷全部由地源热泵承担。
3.1.2 太阳能—地源热泵系统制冷期运行原则。
地源热泵承担全部冷负荷, 太阳能系统承担全部洗浴热水负荷, 阴雨天不足部分以电热辅助。
3.1.3 春秋季节, 地源热泵系统停止运行, 以太阳能系统承担全部洗浴热水负荷, 阴雨天不足部分以电热辅助。
3.2 地源热泵系统设计
3.2.1 供暖/空调制冷负荷 (见表三)
采暖热负荷:Qr1=F·q1/1000
式中:F—供暖面积 (m2) ;q1—供暖热指标 (W/m2)
冷负荷:QL=F·q2·n/1000
式中:F—供冷面积 (m2) ;q2—冷指标 (W/m2)
n—同时使用系数
3.2.2 系统选型
依据上述各建筑冷热负荷技术参数, 研发中心楼选用1台HT380A地源热泵机组。HT380A地源热泵标准工况性能参数如下:
制热名义工况:冷水进出口15℃/8℃, 热水进出口40℃/45℃, 制热量365 kW, 输入电功率91.3kW。
制冷名义工况:冷水进出口温度12℃/7℃, 冷却水进出口温度18℃/29℃, 制冷量325 kW, 输入电功率58.3 kW。
4 太阳能生活热水系统技术方案
天津地区属于太阳能资源比较丰富的区域, 太阳能技术在天津建筑中的应用是现阶段太阳能应用中最具发展潜力的领域。
4.1 太阳能热水系统原理
太阳能热水系统采用温差强制循环的运行方式, 系统原理见图2。
4.1.1 太阳能生活热水系统温差强制循环:
温度传感器将集热器出口温度T1、水箱温度T2传递给微电脑控制器。当T1—T2>温差循环启动值时, 控制器发出控制信号, 启动太阳能循环泵, 系统开始循环, 不断地将集热器产生的热量置换到太阳能水箱, 这是一个反复循环的过程。随着水箱内热水温度不断提高, T1与T2之间温差越来越小, 直至T1—T2<温差循环停止值时, 微电脑控制器发出信号, 关闭太阳能循环水泵。
注:研发中心楼按面积冷、热指标进行冷热负荷计算, 冷、热指标取自《民用建筑工程设计技术措施 (暖通·空调·动力) 》。考虑各功能区冷负荷的最大值不同时出现, 取同时使用系数为0.8。
4.1.2 太阳能生活热水系统的补水:
采用电磁阀自动补水。补水分为两种情况, 一是在太阳能加热过程中, 系统采用强制循环加热, 水箱中的水经太阳能集热器不断加热, 温度会不断提高。当水箱中水温超过设定最高限制时, 控制器开启电磁阀补入水箱冷水, 经冷热混水, 水温下降。直到水温降到设定下限时, 控制器关闭电磁阀停止上水, 继续循环加热。二是在阴雨天时, 太阳能热水系统不能提供满足需要的热水, 水箱中水位下降到下限时, 控制器会自动开启电磁阀对水箱进行补水, 直到水位达到水位设定上限值。
4.1.3 辅助热源:
在连续阴雨天期间, 太阳能生活热水系统所提供的热水不能满足使用需要, 为保证提供足够的热水, 需采用电加热作为太阳能热水系统的辅助热源。
4.1.4 管路防冻:
主要采用落水式防冻。太阳能部分采用温差强制循环的加热方式, 水箱中的水通过水泵, 泵入太阳能循环管路中, 通过屋面上的集热器对其加热。当水泵停止时, 循环管路中的水由于重力的作用, 落回水箱。
4.1.5 过热保护:
过热保护分为水箱过热保护和集热器过热保护。
水箱过热保护:阳光充足, 光照强度高的气候条件下, 水箱中的水被持续加热, 水温不断提升。若此时用水量很少, 整箱水还会通过强制循环加热持续升温。为保证水箱的安全使用和水温不至于过高等因素, 应设定水箱高温保护。当储水箱中的水温大于设定温度时 (通常设置为65℃) , 微电脑控制器停止循环加热, 使太阳能系统不再实行温差循环集热。当储水箱中的水温度小于60℃时, 温差循环重新启动运行。
集热器过热保护:集热器具备一定的耐干烧性能, 但是高温干烧会降低集热器的使用寿命。干烧也会对其它设备 (如保温层等) 造成破坏。所以应设定集热器过热保护功能。当集热器上的温度高于设定温度时 (通常设置为180℃) , 循环泵开启, 通过水箱中的水给集热器降温, 起到保护集热器等设备的作用。
4.2 太阳能生活热水系统设计
4.2.1 负荷计算。
职工洗浴人数约为100人, 按每人每天用水量50 L计算, 每天共需生活热水5 000 L, 设计热水温度60℃。太阳能生活热水系统日耗热量为24 230 W, 设计每小时生活热水耗热量为124058 W。
4.2.2 太阳能生活热水系统设计。
本系统采用平板集热器。为保证热水质量, 采用间接式太阳能系统。集热器按建筑方向摆放, 面南偏西18度, 倾角40度。
天津地区年日照小时数2612.7 h, 年平均温度12.2℃, 40度倾角表面年平均日太阳辐照量15.804MJ/m2。
据此计算得出满足热水负荷的间接式太阳系统所需平板集热器面积为125 m2, 考虑供暖辅助, 设计采用150 m2集热器。
5 风冷热泵系统方案
5.1 风冷热泵机组的选择。
依据上述各建筑冷热负荷及中央液态冷热源环境系统技术参数, 生产车间楼选用1台YFSR470A/2型风冷热泵机组。
5.2 YFSR470A/2型风冷热泵机组标准工况性能参数。
5.2.1 制热名义工况:
蒸发器进出水温度12℃/7℃, 环境干球温度35℃, 湿球温度24℃, 制热量472 kW, 输入电功率55.2 kW。
5.2.2 制冷名义工况:
冷凝水进出水温度40℃/45℃, 环境干球温度7℃, 湿球温度6℃, 制冷量492kW, 输入电功率42.4 kW。
6 太阳能+地源热泵系统水处理及系统定压补水
6.1 水处理:采用全自动软水器。
6.2 采用软水箱+补水泵+定压罐, 闭式定压、补水、膨胀系数方案。
二次系统和末端系统各设一套定压设备。
7 机房电气
机房运行配电功率P=268.3 kW。
自控系统与配置:机房安装配电柜。配电柜用于对整个系统提供动力用电和运行控制。系统的主要循环设备, 包括一次循环泵、末端循环泵为手动控制;补水泵为自动控制。
8 竖直埋管能量采集系统
能量采集系统是中央液态冷热源环境系统的重要组成部分, 它是地源热泵能否安全、稳定、可靠、经济运行的根本保证。根据地质情况, 采用垂直埋管式低位能量采集系统。垂直埋管式低位能量采集器为双U型管, 材料为DN32PE管, 深度100 m, 数量38个, 间距5米。
9 冷热源末端系统方案
根据建筑的特点, 采用风机盘管系统为建筑供暖、制冷, 生产车间二层采用风机盘管加新风系统。
1 0 中央液态冷热源环境系统运行经济性分析
1 0.1 研发中心冬季供暖经济分析
能量提升器消耗的电能为:13.29×104 kW·h/采暖季;
能量采集、释放消耗的电能为:2.53×104 kW·h/年; (补水泵间歇运行且用电量不大, 忽略不计) ;
年总电能消耗量为:15.82×104 kW·h/采暖季。
折合每平方米采暖用电量为:48.66 kW·h/m2·采暖季;
折合每平方米采暖季电费为:24.32元/m2·采暖季;
不计太阳能贡献每年采暖总费用为:7.91万元;
考虑太阳能提供的辅助热, 每年至少节约运行费用1.575万元, 折合节约电能31 500 kW·h。
采暖季实际运行费用为:7.91-1.575=6.335万元/采暖季
折合每平方米采暖季实际运行费用为:19.49元/m2·采暖季
1 0.2 研发中心夏季制冷经济分析
能量提升器消耗的电能为:3.53×104 kW·h/制冷季;
能量采集、释放消耗的电能为:1.02×104 k W·h/制冷季;
年总电能消耗量为:4.55×104 kW·h/制冷季。
折合每平方米制冷用电量为:13.99 kW·h/m2˙制冷季;
折合每平方米制冷季的运行费为:7元/m2·制冷季;
制冷季的总运行费为:2.28万元/制冷季
1 0.3 生产车间运行经济分析
能量提升器消耗的电能为:12×104 kW·h/采暖季;
能量采集、释放消耗的电能为:1.69×104 k W·h/年; (补水泵间歇运行且用电量不大, 忽略不计) ;
年总电能消耗量为:80.81×104 kW·h/采暖季。
折合每平方米采暖用电量为:153.05 kW·h/m2·采暖季;
折合每平方米采暖季电费为:76.53元/m2·采暖季;
注:本表不含末端系统运行费用, 按0.5元/kW˙h计算。
1 0.4 结论
太阳能吸收式热泵系统 篇6
关键词：地源热泵,太阳能,供絷
某工程, 有3栋建筑, 为了管理方便, 将3栋建筑分为南、北两区。南区建筑面积6625m2;北区建筑面积2835m2。主要功能为办公和试验。
南、北两区均采用地源热泵系统、太阳能系统作为空调采暖系统的冷热源。办公区域夏季采用风机盘管加新风系统;冬季, 北区采用地面辐射采暖系统, 南区采用风机盘管加新风系统;试验区域夏季不设空调, 冬季采用辐射型散热器采暖系统, 保证值班采暖温度。设计工况下的负荷为:北区冬季热负荷110k W, 夏季冷负荷55k W;南区冬季热负荷298k W, 夏季冷负荷140k W。
1 太阳集热系统
北区采用140m2平板型太阳集热器, 采用太阳能与建筑一体化技术, 使太阳集热器与建筑完美结合。本示范工程将太阳集热器设置在建筑的南立面上, 与玻璃幕墙融为一体, 这样既丰富了建筑的立面效果, 又起到了利用太阳能的作用。北区冬季热负荷大于夏季冷负荷, 可以采用太阳能辅助供热, 解决地下的热量不平衡问题, 提高地源热泵系统的运行效率。
在北区, 太阳能除冬季与地源热泵系统联合供热外, 其它季节, 在不供热时, 采用季节性蓄热技术将热量储存在蓄热水池中, 供冬季采暖使用。
2 联合供热方案比较
太阳能系统与地源热泵系统联合供热的方式有两种:并联和串联方式。并联方式示意图如图1所示:
串联方式示意图如图2所示:
并联运行模式与串联运行模式相比, 存在以下弊端:
当太阳能系统与地源热泵系统同时运行时, 系统的循环水量为两者之和, 太阳能系统能否直接供热, 直接影响系统的循环水量, 进而影响热泵机组的可靠性。
在并联运行模式下, 当Tg温度低于50℃时, 太阳能不能被直接利用, 只能去加热土壤, 提高热泵机组蒸发器侧的温度。而在串联模式下, 当Tg温度低于50℃, 而高于40℃时, 可以与地源热泵机组串联运行, 充分提高地源热泵机组的COP值。
基于串联运行模式的优点, 本示范工程采用串联运行模式。
冷凝器侧进、出水温度 (45/50℃) 一定的情况下, 不同的蒸发器进水温度对机组COP值的影响, 如图3所示。
冬季, 在无太阳能作为辅助热源的情况下, 地源热泵系统长期运行后, 地源热泵机组蒸发器侧的温度在0℃左右, 机组的COP值仅为2.5;而在有太阳能作为辅助热源的情况下, 地源热泵机组蒸发器侧的温度可以在20℃以上, 机组的COP值在4.5以上。由上可以看出, 太阳能系统和地源热泵系统联合运行后, 能极大地提高系统对可再生能源的利用率。
蒸发器侧进、出水温度 (5/0℃) 一定的情况下, 不同的冷凝器出水温度对机组COP值的影响, 如图4所示
由上图可以看出, 当冷凝器侧出水温度为40℃, 机组的COP值为4.1, 当冷凝器侧出水温度为60℃, 机组的COP值为2.6。若太阳能-地源热泵系统与水温要求较低的末端系统 (如地板辐射采暖系统) 配套使用, 将能极大地提高系统对可再生能源的利用率。
太阳能系统与地源热泵系统联合制冷
南区夏季采用地源热泵系统与太阳能-溴化锂制冷系统为办公区域提供冷量。在过渡季, 仅采用太阳能-溴化锂制冷系统为办公区域提供冷量。
采用太阳能-溴化锂制冷系统时, 需采用热管真空管太阳集热器。本项目采用了250m2集热器, 设置在平屋顶上。太阳能-溴化锂制冷技术的示意图如图3所示。其运行的原理如图5所示:
在制冷工况下, 地源热泵系统与太阳能-溴化锂制冷系统交替运行, 冷却系统均采用土壤U型地埋管换热器。根据蓄冷/热水箱中的温度判断地源热泵系统与太阳能-溴化锂制冷系统的启停。当蓄冷/热水箱中的温度低于设计值时, 太阳能-溴化锂制冷系统运行, 地源热泵系统停止;当蓄冷/热水箱中的温度高于设计值时, 地源热泵系统运行, 太阳能-溴化锂制冷系统停止。
结论
太阳能、地热能作为可再生能源, 在建筑领域的能源利用中发挥着越来越重要的作用, 它们的应用是解决我国能源和环境问题的重要措施之一。本文详细阐述了太阳能系统与地源热泵系统联合供热、制冷的原理, 分析了太阳能系统与地源热泵系统的优化运行模式, 为可再生能源的合理利用提出建议。
参考文献
[1]中国建筑科学研究院.地源热泵系统工程技术规范.北京:中国建筑工业出版社, 2005.
[2]徐伟.地源热泵工程技术指南.北京:中国建筑工业出版社, 2001.
太阳能吸收式热泵系统 篇7
为了保证土壤源热泵的长期运行效果, 针对冬季供热负荷远大于夏季制冷负荷的情况, 众多研究者不约而同地把关注点投向了太阳能, 纷纷提出了各种形式的太阳能与土壤源热泵结合的系统。
国外这方面的研究较早, 但还未形成完整的理论。近年来, 我国研究者也展开了相关探讨, 但主要是进行了一些理论和实验研究, 基本上处于起步阶段[1,2,3,4], 并且结合实际工程的研究还不够, 没有充足的基础数据, 不能为其应用及推广提供全面的理论依据。
本文构建了太阳能—土壤源复合热泵系统 (以下简称复合热泵系统) 。在构建过程中, 无论是从配置集成到流程整合, 还是从模式设定到工况控制, 力求贯穿太阳能与土壤源充分互补的技术思想。
1 复合热泵系统的互补特性
1.1 资源的基本特点
太阳能和土壤源总量巨大、清洁环保, 但其能量在生态系统中的流动过程有限。如果各自单独利用, 其资源特点必然会产生相应的问题。太阳能热水系统已经得到广泛应用, 一般都需要使用电作为辅助热源。太阳能采暖系统也开始推广, 其最大问题是需要太阳能集热器面积较大, 因此有可能造成非采暖季节的热水浪费。土壤源的温度全年相对稳定, 冬季比环境温度高, 夏季比环境温度低, 是很好的热泵冷热源, 但如果出现热负荷不平衡状况, 就会影响热泵的正常运行。太阳能与土壤源的资源特点比较如表1所示。
如果相互配合利用, 太阳能和土壤源的资源特点则恰好成为构建复合热泵系统的必要基础。因此, 复合热泵系统的主要特征即为互补性。互补的总体思想是, 太阳能解决土壤源的长期不稳定性, 土壤源解决太阳能的短期不稳定性。由于太阳能自身不能储存, 互补的实施策略分别通过土壤源跨季蓄热和太阳能即时利用来体现。
1.2 互补特性的实施策略
由于土壤源的热流密度较小, 传热的时间尺度比较大。如果土壤源热泵采暖取热与制冷排热的负荷相差较大, 甚至只取热不排热, 那么必然导致土壤源温度的下降, 单纯依赖土壤源自身很难恢复。长期积累, 热泵机组的性能也必然逐渐下降直至不能运行。相对于冬季采暖前土壤源温度场的恢复需要, 太阳能在春夏秋三季比较充足, 时间和热量尺度都完全适合土壤源跨季蓄热;蓄热的方式也可以利用土壤源热泵的地埋管方便地完成。这种跨季蓄热在解决土壤源的热负荷不平衡的同时, 实现了太阳能的移季利用。
冬季太阳能集热效果不如其他季节, 但不稳定的太阳能仍能随机产生不同温度层次的可观热量, 特别是容易产生较多的20℃左右的热量。这种温度层次不具有直接使用的价值, 但相对于土壤源提供的温度, 能级则较高, 可以作为良好的热泵低温热源。借助于热泵系统, 20℃以上的集热量就可以得到即时利用。而在这种动态集热利用中, 太阳能集热器的效率、热泵机组及整个系统的性能系数都相对较高。当太阳能完全不能利用时, 可以单纯利用土壤源热泵采暖;当集热温度较低时, 太阳能可以复合在热泵的前端或后端, 参与热泵的循环;当集热温度较高时, 甚至可能形成太阳能直接采暖状态。如此往复过程中, 不同温度层次的太阳能都得到了比较充分的利用, 既避免了太阳能的不稳定性, 也减轻了土壤源的取热负担。冬季太阳能即时利用状态如表2所示。
2 复合热泵系统的组成原理
2.1 系统功能的实现方式
从功能角度看, 复合热泵系统集土壤源热泵系统、太阳能采暖系统及太阳能热水系统于一体。其热水功能与太阳能热水系统相似, 保持太阳能直接加热, 但辅助热源不直接用电, 改用土壤源热泵补热;其制冷功能在空调负荷较小时采用土壤源直接制冷, 空调负荷较大时则沿用土壤源热泵系统;其主要的采暖功能最大程度地利用了互补特性:采暖前将富余太阳能导入土壤源中进行蓄热, 恢复土壤源温度场, 采暖时太阳能按温度层次逐级即时利用, 土壤源在需要时作为配合或保证。复合热泵系统功能的实现方式如表3所示。
由此可知, 复合热泵系统不是土壤源热泵系统、太阳能采暖系统及太阳能热水系统的简单组合, 而是以这三种系统的主要配置和基本流程为基础, 进行有效整合, 组织新的能量流动关系, 使太阳能集热量、土壤源热容量与建筑冷热负荷及热水负荷达到良好的匹配, 从而在保证系统平稳运行的基础上, 更加省电。复合热泵系统能流关系示意图如图1所示。
2.2 系统的组成与原理
复合热泵系统原理图如图2所示。复合热泵系统主要包括太阳能集热系统、地埋管换热系统、热泵循环转换系统及末端用能系统4个部分。太阳能集热系统主要由太阳能集热器、恒温水箱、集热水箱、循环水泵及电磁阀等组成;地埋管换热系统主要由U型地埋管换热器和集分水器组成;热泵循环转换系统主要由热泵机组、板换、循环水泵及电动阀等组成;末端用能系统主要由末端集分水器、风机盘管 (或地面辐射盘管) 及热水器具组成。
与常规热泵系统不同, 复合热泵系统可根据日照条件和热负荷变化情况灵活地转换流程, 形成多种不同运行工况。每种工况下, 太阳能集热器和热泵的运行状态以及传热流体的循环方式均有所不同, 工况的切换通过控制电磁阀和电动阀的开关状态来自动实现。
注:1-恒温水箱;2-恒温水箱板换;3-集热水箱;4-集热水箱板换;5-太阳能集热器;6-淋浴喷头;7-A组集水器;8-A组分水器;9-A组地埋管;10-B组集水器;11-B组分水器;12-B组地埋管;13-1#热泵机组;14-2#热泵机组;15-末端集水器;16-末端分水器;17-风机盘管;P1~P9-循环水泵;E1~E5-电磁阀;M1~M12-开关调节电动阀;M13-开度调节电动阀;T1~T4-温度传感器。
太阳能集热系统按温差控制方式循环。电磁阀E1控制恒温水箱的上水, 循环水泵P1和电磁阀E2控制恒温水箱的集热循环。电磁阀E3控制集热水箱的上水, 循环水泵P3和电磁阀E4控制集热水箱的集热循环。变频循环泵P5和电磁阀E5控制末端洗浴用水的循环, 可减少冷水的大量排放。循环泵P4和集热水箱板换可将集热水箱的热量导出供1#热泵前后端使用, 电动阀M1、M2、M3、M4控制1#热泵前端的转换, 电动阀M5、M6、M7控制1#热泵后端的转换。电动阀M8、M9、M10控制土壤源直接制冷与2#热泵制冷的转换。电动阀M11、M12控制恒温水箱的补热, 循环泵P2和恒温水箱板换可将热泵机组的补热导入恒温水箱。电动阀M13选用开度调节型, 以便调节土壤源供冷的温度。
正常情况下, A组地埋管对应于1#热泵系统, B组地埋管对应于2#热泵系统, 必要时可手动对调。春夏秋三季, 土壤源蓄热借用1#热泵前端完成, 生活热水的补热由1#热泵系统完成。夏季, 空调负荷较小时, 采用土壤源直接制冷;空调负荷较大时, 采用2#热泵系统制冷。冬季, 采暖主要由1#热泵系统完成;2#热泵系统主要完成生活热水的补热, 并且也可以作为1#热泵系统采暖的补充或备用。
3 复合热泵系统的运行模式
3.1 运行模式的设定
综合考虑季节功能和互补特性等因素, 复合热泵系统设定了手动选择的3种运行模式, 即:冬季模式、非冬季模式和调试模式。复合热泵系统运行工况如表4所示。冬季模式和非冬季模式是自动运行模式, 调试模式是手动运行模式。
由于全年都以太阳能利用为优先, 0.1工况和0.2工况不分季节独立运行。0.1工况用于加热生活热水, 运行优先于0.2工况。0.2工况用于采暖和蓄热。0.1工况太阳能不足时, 冬季运行1.1工况, 由2#热泵补热;非冬季运行2.1工况, 由1#热泵补热。
冬季模式中, 由1.2工况和1.3工况进行采暖, 可以同时运行。1.2工况针对1#热泵系统而设, 含有1.2.1~1.2.5工况。正常天气情况下, 只运行1.2工况。其中1.2.1工况由于没有太阳能辐射, 只能利用土壤源热泵的制热功能;1.2.2工况在土壤源吸热基础上, 利用太阳能进一步提升进入蒸发器的循环水温度;1.2.3工况由太阳能提供蒸发器循环的全部热量;1.2.4工况利用太阳能将采暖回水预热后进入冷凝器循环;1.2.5工况则太阳能直接采暖, 不需要1#热泵机组运行。严寒天气情况下, 当1#热泵系统不能满足采暖负荷时, 则继续启动1.3工况, 由2#热泵补充采暖。
非冬季模式中, 2.2工况用于春夏秋三季。2.3工况和2.4工况用于夏季, 不能同时运行, 2.3工况优先于2.4工况运行。
调试模式没有季节限制, 主要用于系统初期调试和维修调试, 也可以用于进行单个工况的实验。
3.2 工况的转换控制
冬季采暖时, 由室内温度Ti决定1.2工况是否运行及1.3工况是否补充运行。当Ti
在TS1≤Ti≤TS2的前提下, 1.2工况根据集热水箱温度T3的情况运行其中一种工况。基于T3的工况控制如表5所示。SV1、SV2和SV3是1.2.1~1.2.4工况转换的温度设定值, 调整设定后, 工况可进行自动往复。夜间及太阳能辐射微弱的白天, 运行1.2.1工况, 单独利用土壤源热泵采暖。随着T3的不断升高, 各工况逐级转换。当T3达到SV3, 运行1.2.4工况。在此基础上如果T3继续升高, 符合1#热泵机组自控条件而使其停止运行, 则进入了1.2.5工况, 完全利用太阳能采暖。反之, 随着T3的逐渐降低, 各工况逐级返回, 直至T3低于SV1, 回到1.2.1工况。1.2工况往复的起止点不一定是1.2.1工况和1.2.5工况, 可以是1.2工况中任意的2个工况, 各工况的持续时间也不固定。往复起止点和工况持续时间都主要决定于太阳能辐射强度, 其次决定于采暖负荷。2.2工况只由T3控制, SV4和SV5是其温度设定值, 调整设定后可形成蓄热自动运行的温度区间。
基于恒温水箱温度T4的工况控制情况如表6所示。SV6是0.1工况和0.2工况的转换温度设定值, 可根据太阳能辐射情况和热负荷需要来调整设定。0.1工况的运行由集热器出口温度T1和恒温水箱底部温度T4的温差决定, 0.2工况的运行由集热器出口温度T1和集热水箱底部温度T3的温差决定。ΔT1和ΔT2是0.1工况的温差设定值, ΔT3和ΔT4是0.2工况的温差设定值。通常ΔT1和ΔT3可设定为5℃, ΔT2和ΔT4可设定为2℃。为减少生活热水补热的浪费, 1.1和2.1工况设有运行时段, 运行时间Tm由时间设定值AM和PM决定。在运行时段内, 1.1和2.1工况由T4控制, SV7和SV8是其温度设定值, 调整设定后可形成补热自动运行的温度区间。
4 结语
太阳能与土壤源的资源特点决定了复合热泵系统的主要特征是互补性。土壤源跨季蓄热和太阳能即时利用在体现互补性的过程中, 优先、及时地利用了全年的太阳能。
在有效整合土壤源热泵系统、太阳能采暖系统及太阳能热水系统的基础上, 复合热泵系统形成了新的能量流动关系和运行流程。灵活的工况转换机制为复合热泵系统平稳而高效地运行提供了保证。基于充分互补思想设计建立的复合热泵供热采暖实验示范系统已经开始运行, 并且呈现出了比较明显的技术优势和节能效果。
参考文献
[1]王侃宏, 李永, 侯立泉.太阳能-土壤复合式地源热泵供暖的实验研究[J].暖通空调, 2008, 38 (2) :13-17.
[2]张方方.季节性蓄热的太阳能-地源热泵复合系统的研究[D].济南:山东建筑大学, 2010.
[3]韩伟, 李素芬, 代兰花.太阳能-土壤源热泵联合供暖系统的运行模式研究[J].节能, 2011, (4) :65-68.
太阳能吸收式热泵系统 篇8
众所周知,我国国土面积广阔,大部分处于北温带,是世界上需要供暖面积最大的国家之一,每年冬季供暖耗能约占年总耗能的13%。目前,我国煤炭资源人均占有量低,石油仍然需要大量进口,核能、风能等新型能源的利用也才刚刚起步,尚未大规模地生产利用。日益紧张的能源问题和逐渐严重的环境问题都急需找到一个更好的供暖方式[1]。
太阳每秒向地球辐射出巨大能量,折合标准煤约6×106t[2],但同时太阳能又具有低密性、间歇性和不均匀性,利用热泵技术可以将太阳能的低品位能收集起来,转换为高品位能用于供暖。
1 太阳能热泵
1.1 概述
根据热力学第二定律,热量是不会自动从低温区向高温区传递的,但是热泵可以利用少量的高品位能将低温环境中的热能转移到温度较高的环境中。如同水泵以机械功为代价将低处的水输送到高处一样,热泵输出的热能是消耗的高品位能(电能)和从低温环境中吸收的低品位能之和。
1.2 太阳能热泵技术
将太阳能收集起来作为热泵系统热源的热泵系统称为太阳能热泵系统。它把热泵技术和太阳能热利用技术有机地结合起来,既可以提高太阳能集热器的效率,又可以提高热泵系统性能。在供热循环中,太阳能集热器收集到的10～20℃的低温热能通过热泵的作用,可使传热介质的温度提升到30～50℃,作为采暖和供暖水的热源。这种系统由于集热温度低,即使一层涂有黑漆的普通玻璃盖板集热器,集热效率也可高达60%～80%,甚至不用玻璃盖板也是可能的,所以其最大优点是集热成本低[3]。
1.3 太阳能热泵的分类
1.3.1 直膨式太阳能热泵
直膨式太阳能热泵系统是将太阳能集热器和热泵蒸发器集合在一起,制冷剂直接在太阳能集热器中吸热蒸发,通过热泵系统将冷凝热用来供暖,其结构简单,方便实用。由于太阳能辐射强度受纬度、季节和昼夜等因素的影响,这种随时都处于变化的不稳定因素会导致直膨式太阳能热泵系统的供热效率不稳定,在夜间和极端天气条件下,该系统可能无法工作。图1为直膨式太阳能热泵系统。
Sporn P等人在1955年就提出了直膨式太阳能热泵的概念[4],通过实验最终表明直膨式的结构可以提高热泵系统的效率和太阳能集热的性能;后来,Chaturvedi 对直膨式太阳能热泵系统在理论上和实验上都进行了研究,并取得了大量成果;Chaturvedi和Abazeri在1987年做了有关于可调节容量的直膨式太阳能热泵的瞬态模拟的研究,提出了直膨式太阳能热泵的系统性能由集热器面积、冷凝器性能、供暖温度和工质的热物理性能决定[5];20世纪90年代,Morrison研究了整体式太阳能热泵热水器,气冷凝器是环绕在水箱外壁的,并且太阳能集热/蒸发器是水箱的一部分,Morrison对此系统做了模拟研究[6];在2001年,Hawlander,Chou和Utlah建立了太阳能热泵供热水系统的实验台,并进行了系统循环性能测试,利用所获得的实验数据用于系统匹配和控制优化[7]。
2000年,天津大学赵军等人针对以R134a制冷剂和R12制冷剂的直膨式太阳能热泵进行了分析比较及性能对比[8];2002年,上海交通大学旷玉辉和王如竹进行了太阳能热泵供热系统实验台及实验台测试系统的建设,主要进行了太阳能热泵冬季供暖工况的实验研究,考察了系统的整体供热性能及主要设备的工作性能。实验表明,在上海地区太阳能热泵供热系统不仅能够满足设计方案24h连续供暖的要求,而且能够实现连续5天供暖,热泵机组的平均供热系数为2.55,整个系统平均供热系数为2.19[9];研究人员在2003年继续对燃气热水器、电热水器、太阳能热水器和太阳能热泵热水器进行经济性分析与比较,发现太阳能热泵热水器的设备初投资高于其他热水器产品,但是全年实际能源消耗量和年运行费用最少,人均日平均洗浴费最省[10]。
1.3.2 非直膨式太阳能热泵
非直膨式太阳能热泵系统中,太阳能集热器与热泵系统是分开的,传热介质在集热器中吸收热量储存在蓄热器中,制冷剂通过蒸发器吸收蓄热器中的热能后经压缩机将热量传递到冷凝器中,然后经过膨胀阀再回到蒸发器中,冷凝器将热量传递到用户供暖。此系统有蓄热器,能在一定程度上缓解太阳能间歇性对热泵系统效率的影响。图2为非直膨式太阳能热泵系统。
非直膨式太阳能热泵的系统具有形式多样、布置灵活、应用范围广泛且制热效率稳定的优点[11]。早在20世纪60年代,美国的科学家就提出在热泵中加蓄热装置的想法,后来欧洲的科学家也开始研究带蓄热水箱的太阳能热泵供暖系统[12]。Krakow和Lin在20世纪建立了非直膨式太阳能热泵计算机模型,并且对其进行了模拟分析[13]; Macaryhur对非直膨式太阳能热泵系统的压缩和蒸发过程进行动态交叉分析,通过分析得到了非直膨式太阳能热泵不同压缩和蒸发过程下的制热性能系数[14];Clomakli,Kaygusuz和Ayhan研究编制出了一个动态模拟程序,对带有辅助热源和蓄热水箱的非直膨式太阳能热泵进行了模拟,并且和实际试验结果进行了比较验证其正确性[15];2004年,Schmidt,Mangold和Muller等人建立了八台带蓄热装置的集中式太阳能热泵供暖系统,并对其蓄热性能进行比较研究[16]。
2 新型多辅助热源太阳能热泵系统
本系统采用的是非直膨式太阳能热泵系统。尽管该系统中增加了蓄热器,可以在一定程度上缓解太阳能间歇性对系统效率的影响,但是连续的阴雨天气会导致系统效率大幅降低,甚至无法正常工作。因此,系统必须设置辅助热源,以保证在极端天气下室内的供热需要。
2.1 低谷电辅助加热
目前,我国的电力供应特点是电网负荷率低,系统峰谷差加大,用电量低谷时,发电机组频繁启动既影响机组寿命,又造成能源浪费。若能将低谷电能用于室内供暖,既可以保证系统在极端恶劣天气下的运行效率,又可以削峰填谷将低谷电能充分利用起来。目前,电加热技术已经比较成熟,在换热效率、安全可靠、安装维护方面都有保证。在供热系统中安装辅助电加热器,在太阳能辐射不足蓄热器中的换热介质温度较低时,利用低谷电能对热水进行电加热使其温度升高,以保证室内的供热需要。
2.2 风冷及水冷双源蒸发器
空气是一种良好的低位热源。空气源热泵在较高的室外气温下工作良好,热泵的制热性能系数和制热量较高,能够满足建筑供热要求,此时完全可以用空气作为热泵低位热源。采用风冷与水冷双源蒸发器可以很好地解决太阳能不足时的供热问题。空气源热泵性能随室外温度降低而降低,效率多数时间不超过300%,当量热效率小于100%。空气源热泵的问题是热泵性能随室外温度降低而降低,影响空气源热泵性能的原因是结霜。当室外温度变低时,结霜使热泵工况恶化,其制热性能系数、制热量大幅下降,增加太阳能热水化霜功能可以提高太阳能热泵系统的供热效率。
3 本系统已经解决的问题
3.1 整体性
整套系统设计中合理地确定了太阳能热泵系统中太阳能集热器面积、蓄热水箱容积和建筑面积等设备之间的最佳匹配关系,使太阳能收集子系统、蓄热子系统和供热子系统这些复杂的子系统之间相互合理地交错使用,将系统的安装设计与建筑设计结合起来,既要考虑系统性能的安全可靠,又要考虑建筑的简洁美观,使太阳能热泵供暖技术具有更强的竞争力,产生更大的社会效益。
3.2 智能性控制
整套太阳能系统中的多种热源可以根据当时的实际情况单独使用或者联合供暖,供暖模式也可以根据用户需要进行选择,各热源之间的切换和各种供暖模式之间的切换用一套智能控制系统进行优化配置,给用户的使用带来了方便。
以系统瞬时效率最高为原则,同时兼顾能源的合理利用,充分利用低谷电能,以24h为周期,采用分时段、分气温和分水温的控制模式,根据多热源热泵的多点温度,通过综合分析与判断,系统具有自学习与自适应曲线功能,能够自动调节供暖运行模式,使供暖系统最优化运行,以更好地满足节能需要。系统提供办公、家庭、商业和手动4种控制模式,根据室外温度修正供热温度设定值,手动可以任意设定供热温度曲线或平移已有曲线。
4 结语
【太阳能吸收式热泵系统】推荐阅读：
太阳能热泵概述论文07-27
太阳能-空气源热泵10-10
太阳能选择性吸收涂料09-24
太阳能自动灌溉系统07-14
太阳能光伏系统论文06-24
太阳能控制系统08-12
太阳能混合电源系统08-18
聚光太阳能发电系统10-03
太阳能热水系统应用10-04
太阳能采暖及热水系统10-20