辅助热泵

辅助热泵（共4篇）

辅助热泵 篇1

引言

粮食干燥是粮食储藏的重要环节,也是关乎储粮安全的重要因素。含水率高的粮食容易发生霉变不易储藏,所以必须对其进行干燥[1]。目前,国外Gastón A.,Iguaz A,Junye Wang,Freer M.W.[2]等人根据谷物的水分等温吸附方程和热质平衡理论建立扩散型的热湿耦合传递模型,把谷物吸湿解吸湿的相变潜热作为热湿传递控制方程的源项,模拟分析塑料袋装和仓储土豆或蔗糖的温度和水分随外界气温变化而变化的规律,模拟结果与实验结果基本相符。国内该方面的研究起步较晚,王双林、曹崇文[3]等建立粮食干燥的数学模型,并对干燥通风过程中粮食水分的变化规律进行了模拟研究。杨国锋、代建国[4]等利用谷物的传热传质以及干燥速率方程,建立低温谷物干燥模型,分析空气温度和湿度对谷物干燥过程的影响。王远成、段海峰[5,6]等基于多孔介质热质传递理论对冷却干燥通风过程中粮仓内粮堆温度和水分的变化规律进行了数值模拟研究。本文采用数值模拟的方法,利用太阳能辅助热泵技术进行粮食干燥,采用瞬态边界条件研究干燥过程中粮堆内部热湿传递特性,研究结果有助于把握干燥时机,指导干燥实践。

1 粮堆内部热湿耦合传递过程的控制方程

粮堆内部热湿耦合传递的控制方程如下。

1)连续性方程[7]。

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2)水分迁移方程[8]。

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3)能量方程。

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4)动量方程。

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式中,ε—孔隙率;ρa—空气密度;ρg—粮堆的密度;u—空气的表观速度或达西速度;p—压力;t—时间;ᐁ—微分算子;Si—动量方程的源项,即粮堆中空气流动的阻力;T—粮堆温度;ca、cg、cw—分别为空气、粮食和水的比热容;W—粮堆的水分;HW—谷物吸湿的总热;keff—粮堆的有效导热系数;Sh—热源项,即粮粒吸附或解吸附水分时而产生的热量;w—粮粒间空气中的含湿量;Deff—粮粒间空气中的含湿量通过粮堆的有效扩散系数;Sw—谷粒解吸或吸附水分的源项。

2 物理模型和数值模拟方法

2.1 物理模型

实验粮仓尺寸为1m×2m×0.8m(X×Z×Y),如图1所示。三维计算区域的网格划分如图2所示。实验粮仓分成3个部分,底部为风道,高度是0.15m,底部开有2个直径为0.05m的进风口;中部填充小麦,厚度为0.5m,粮食的底部装有穿孔板以保证空气可以从底部进入,穿孔板上铺设细网防止粮食漏入底部风道中;上部为空气区,两侧各开有3个直径为0.05m的排风口供空气流出,实验粮仓顶各开有采样孔便于检测粮食温度和水分。采用太阳能辅助热泵系统加热空气,如图3所示。文中实验仓是依据相似原理设计而成的,几何尺寸根据实际中的粮食储藏仓按比例缩小而成,实际仓尺寸为40m×20m×16m,缩尺比例采用20∶1得到实验仓的尺寸为2m×1m×0.8m,所以满足比例相似。考虑到流动的运动相似和动力相似,通风量按实际工程中每吨粮食25～40m3/h进行设计。

2.2 数值模拟方法

2.2.1 初始条件

小麦的初始温度为20℃,初始水分为17.65%(干基)。

2.2.2 数值模拟方法

数值模拟中进风口采用速度进口边界条件,送风速度为1.5m/s,排风口采用自由出流边界条件,粮仓的外壁采用壁面边界条件。模拟时送风温度和空气绝对湿度采用瞬态边界条件,送风温度按太阳能辅助热泵系统的实测温度输入(见图4),输入空气的绝对湿度也按实测数据输入(见图5)。初始时间步长是△t=0.5s,待计算稳定后取△t=10s。离散格式时间导数采取一阶迎风格式,空间导数采用一阶迎风格式,压力速度耦合采用phase-coupled-simple。

3 模拟结果及讨论

图6所示为通风12h粮仓内部温度场X方向0.1m、0.3m、0.5m、0.9m处的剖面图。从图6发现,靠近粮仓壁面的空气温度较低,这是由于此时外部综合温度低,粮仓向外部传热的缘故,此时只有底部粮食的温度略有上升,空气流过粮食后温度迅速下降。图7所示为Z=0.5m处的温度场。从图7中可以看出:空气在入口处温度最高,进入粮食层时近似相等,粮食温升及水分蒸发需要的热量全部来自空气,空气温度迅速降低,当空气与粮食达到热湿平衡后,温度不再降低,空气离开粮食层后由于外部温度较低,将热量传递给外部环境。图8所示为通风12h粮仓内部空气绝对湿度X方向0.1m、0.3m、0.5m、0.9m处的剖面图,图8中空气绝对湿度大的地方表明干燥进行强烈,大量的水分蒸发变成水蒸气进入空气中。图9所示为通风12h、Z=0.5m处空气绝对湿度,粮仓两侧壁处的空气绝对湿度较低是出风口的缘故。

图10所示为通风150h、Z=0.5m处温度场,从中可以看出送风口处的温度低于风道内的温度且不是初始送风温度303K,这说明送风温度开始降低,所以模型中设定变化的送风温度是有效的,此时粮食平均温度为295K。图11所示为通风150h、Z=0.5m处速度场,速度分布表明实验仓底部预留的风道很好的起到了静压箱的作用,使进入粮食的空气尽可能均匀,有效保证处于相同高度的粮食干燥环境一致。图12所示为通风150h、Z=0.5m处空气绝对湿度,入口处的绝对湿度比风道内高,底层小麦温度和小麦间空气的绝对湿度与风道内空气温度和相对湿度是相同的,可以判断出此时底层小麦所含的水分是平衡水分。

图13所示为通风150h、Z=0.5m处小麦的水分分布,此时小麦的平均水分含量为13.6%(干基)对应的湿基水分为12%,工程上一般认为12%(湿基)为粮食的安全储藏水分,此时可以发现粮食水分分层现象,下部粮食过干,而上部还未达到干燥要求。

图14所示为通风482h小麦水分剖面图,从中可以看出此时小麦的最大水分含量是12%,图中左右2个壁面处上层的小麦水分比中间处上层的小麦水分高,这主要是由于壁面温度较低使靠近壁面处的干燥速率较低造成的。图15所示为通风482h、Z=0.5m处的小麦水分场,从中可以看出小麦的水分由底层向高层逐渐升高,图中底层的小麦水分含量已经远远低于12%,处于过干状态。图16所示为通风482h空气绝对湿度剖面图,从中可以看出送风口的空气绝对湿度最低,小麦层上部空气绝对湿度较高。图17所示为通风482h、Z=0.5m空气绝对湿度,底层风道内的空气绝对湿度不相同。粮仓顶部空气绝对湿度较大是由于空气向上扩散,在顶部聚集,仓顶外部综合温度较低,且出风口位置较低使上部空气流速较低造成的。

4 实验结果与模拟结果对比

粮食温度采用粮食数字测温仪测定,每天早上6:00到晚上18:00,每隔2h测量一次。粮食水分采用扦样器从实验仓中取样然后用粮食水分测定仪快速测定粮食水分,同样是每天早上6:00到晚上18:00,每隔2h测量一次。

图18所示为小麦平均温度模拟值与实验值对比,从中可以看出前100h实验结果与模拟结果吻合较好,100h后实验结果开始偏离模拟结果,且最后模拟结果比实验结果略高。实验结果与模拟结果的总趋势基本相同,而且图中实验结果与模拟结果的最大差值为1℃,满足工程上的要求。误差产生的原因是温度测量时有误差,而且模拟过程中使用的小麦的有效导热系数、比热容都是定值,但实际情况中小麦的导热系数与小麦的含水率和温度有关,小麦的比热容也与小麦的含水率有关,模拟过程中考虑了送风温湿度的变化,但与实际情形有一定的差距,并且模拟过程中没有考虑小麦自身的产热问题。

图19所示为小麦平均水分模拟值与实验值对比,从中可以看出前200h实验结果与模拟结果吻合较好,200h后实验结果开始偏离模拟结果,模拟结果显示通风150h后小麦达到安全水分13.6%(干基),而实验结果在135h后达到13.6%(干基)。实验结果偏离模拟结果的原因是模拟过程中空气流过小麦,干燥假设瞬间完成而实际情形中空气流过小麦并没有达到热湿平衡,即实际干燥过程比模拟过程进行的慢,再加上小麦从实验仓中取出时由于温度的降低,空气相对湿度变大导致小麦吸湿,这样使得实验结果比模拟结果偏大。

5 结论

1)运用CFD方法模拟了太阳能辅助热泵干燥小麦过程中温度和水分变化的情况,模拟过程采用瞬态边界条件,输入的送风温度、空气绝对湿度和室外综合温度都是变化的,这在很大程度上再现了干燥过程所处的真实情况,使得模拟结果更加准确。

2)通过对模拟结果分析发现,由于粮食是静止的,而干燥过程又是从底部向上进行,所以粮食底层水分总是比上层水分低,底部粮食总是处于过干状态,而且粮食平均水分达到安全水分时顶层的水分仍然偏高。

3)模拟结果显示通风150h后小麦达到安全水分13.6%(干基),而实验结果在135h后达到13.6%(干基),经过对比模拟结果与实验结果有一定的偏差,但二者的趋势基本相同并且偏差也在工程允许范围内,可见将CFD方法模拟粮食干燥应用于工程实践是可行的。

参考文献

[1]W E Muir,B M Fraser,R N Sinha.Simulation model of twodimension heat transfer in controlled-atmosphere grainbins[J].Controlled Atmosphere Storage of Grain,1980:385-397.

[2]Gastón A,Abalone R,Bartosik R E,et al.Mathematicalmodeling of heat and moisture transfer of wheat stored inplastic bags(silo bags)[J].Biosystem Engineering,2009,104:72-85.

[3]曹崇文.谷物干燥的数学模拟[J].北京农业机械化学报,1984,6(3):79-98.

[4]代建国,汪喜波,代彦军,等.谷物热泵就仓干燥过程分析与探讨[J].粮食储藏,2008,37(3):25-29.

[5]段海峰,王远成,丁德强,等.冷却干燥通风过程中粮仓内热湿耦合传递的数值模拟[J].制冷与空调,2010,24(3):31-34.

[6]Yuancheng WANG,Haifeng DUAN,Hao ZHANG,et al.Modeling on heat and mass transfer in stored wheat duringforced cooling ventilation[J].Journal of Thermal Science,2010,19(2):169-172.

[7]张鸣远,景思睿,李国君.高等工程流体力学[M].西安:西安交通大学出版社,2006.

[8]G.R.Thrope.Heat and moisture transfer in hygroscopicporous media:two contrasting analyses[C].5th Interna-tional conference on heat transfer,fluid mechanics andthermodynamics.Sun city,South Africa.

辅助热泵 篇2

1 工程概况

该工程为某市住宅小区会所的游泳池,长25 m,宽12 m,设计水深为1.5 m,池水温度要求为26 ℃。游泳池位于1层,室内辅助设施包括更衣室等。根据业主要求,太阳能集热器仅供游泳池加热。

2 系统分析

游泳池设置在首层,游泳池水处理设备、加热设备以及太阳能储热水箱置于地下1层,太阳能集热器置于屋面。辅助热源采用空气源热泵机组,同样置于屋面。为了尽可能最大化利用太阳热能,其太阳能加热部分采用直接加热方式,同时为保证游泳池水质安全,池水加热采用间接加热的方式。空气源热泵机组采用间接加热方式。所有间接加热换热器均采用板式换热器,既可以提高换热效率,也能减少占地面积。空气源热泵辅助加热太阳能泳池系统示意图如图1所示。该系统共有四个循环过程,分别为太阳能集热循环、游泳池水加热热媒循环、游泳池池水加热循环以及辅助热源加热循环过程。

3 基本计算

3.1 游泳池传热分析

根据国家现行游泳池的规范,游泳池的热损失主要包括泳池表面蒸发损失的热量,泳池水表面、池底、池壁、管道和设备等传导损失的热量,泳池补水加热所需要的热量等,综合上述热损失可得到游泳池的总热损失,此数据是计算太阳能集热板面积和辅助热源设备选型的依据。本工程中游泳池的总耗热量为136.4 kW,并由此可计算出太阳能集热器的加热面积。

3.2 太阳能集热器面积计算及选型

根据当地太阳能辐射资料,理想状态下采用直接式太阳能热水系统时需要设置太阳能集热板的面积为1 000 m2。实际上,由于建筑物屋面面积的限制,所设太阳能集热总面积约为300 m2,热量不足部分由辅助热源提供。

太阳能集热器按形状分为平板式和真空管式两大类。其中真空管式又分为U形管式、直插式和热管式。平板式成本低、承压高但热效率较低;而真空管式集热器成本较高,但启动快,保温好,运行更加可靠。根据本工程的特点,选用真空管式集热器。

3.3 辅助热源的选择与计算

根据当地的实际情况及与业主沟通,在无市政热网且对燃煤、燃油、燃气锅炉的使用有一定限制的前提下,采用电能作为辅助热源。空气源热泵机组采用的是热泵技术,利用电能驱动把热量从低温热源转移到高温热源的一种装置。根据逆卡诺循环原理,采用少量的电能驱动压缩机运行,高压的液态工质经过膨胀阀后在蒸发器内蒸发为气态,并大量吸收空气中的热能,气态的工质被压缩机压缩成高温、高压的液态,然后进入冷凝器放热,把水加热。在运行过程中,消耗1份的电能,同时从环境空气吸收转移了约3份～4份的能量(热量)到水中,相对于常规电能,节约了3/4的能量。空气源热泵作为辅助热源,更加节能环保,且安装方便。

系统虽然设置了太阳能储热水箱,但考虑到太阳能系统在连续阴天等光照条件不足时,为保证游泳池加热系统仍能正常运行,空气源热泵的选型依据仍按满负荷考虑,经过计算选用3台输出功率为70 kW的空气源热泵机组作为辅助热源。

4 系统运行与控制

4.1 系统形式

如图1所示,本系统采用温差循环的供热方式。系统设置低位储热水箱,用来储存太阳辐射热量,保持系统稳定运行。当太阳辐射低峰或夜晚,利用储热水箱内的热量,通过板式换热器和游泳池循环泵对池水进行加热;当储热水箱的热量不能满足游泳池加热需求时,则通过空气源热泵机组、板式换热器和游泳池循环泵对池水进行加热。

4.2 系统运行控制

本系统主要由太阳能集热器、储热水箱、循环水泵、板式换热器、空气源热泵机组以及多个水温传感器等组成,共包括四个循环过程。

1)太阳能集热循环。

太阳能热水器进出口安装温差控制器T1,当集热器出水温度≥[热水箱下部温度+温差参数(一般为5 ℃)]时,循环泵P1打开,直至集热器出水口温度≤[热水箱下部温度+温差参数(一般为1 ℃～2 ℃)]时,循环泵P1关闭。

2)游泳池水加热热媒循环。

太阳能储热水箱出水安装温差控制器T2,游泳池循环管道安装温控器T3,当池水温度不大于设定温度(一般为26 ℃～28 ℃)且太阳能储热水箱水温高于35 ℃(可调节)时,循环泵P2,P4开启,利用太阳能储热水箱对游泳池池水进行加热。

3)池水加热循环。

游泳池安装温控器T3,当池水温度不大于设定温度(一般为26 ℃～28 ℃)时,循环泵P2,P4打开,通过板式换热器1对池水进行加热,当池水温度大于设定温度(一般为26 ℃～28 ℃)时,循环泵P2,P4关闭。

4)辅助热源加热循环。

该循环由温控器T2和T3共同控制,当池水温度不大于设定温度(一般为26 ℃～28 ℃)且低位水箱水温低于35 ℃(可调节)时,循环泵P2,P3打开,通过板式换热器2对从板式换热器1出来的太阳能储热水箱的水进行加热。当池水温度大于设定温度或低位水箱水温高于35 ℃(可调节)时,循环泵P3关闭。

5 结语

1)太阳能使用方便、经济效益明显,对环境不产生污染,是节能减排的一个重要措施和方法,也是未来“低碳”生活的一个组成部分。2)太阳能系统应进行经济分析,以期在合理的初期投资下得到最大的经济和环境效益。3)空气源热泵设计灵活,安装方便,能效比高,与太阳能系统合用能够起到较好的节能效果。

摘要：通过工程实例介绍了空气源热泵辅助太阳能泳池加热系统的工作原理、系统原理图以及运行控制策略,通过节能技术的组合,以达到节能减排的效果,并尽可能实现工程投资经济和系统运行安全的最佳组合。

关键词：空气源热泵,太阳能,游泳池

参考文献

[1]GB 50015-2003,建筑给水排水设计规范[S].

[2]CECS 14∶2002,游泳池和水上游乐池给水排水设计[S].

[3]郑瑞澄.民用建筑太阳能热水系统工程技术手册[M].北京:化学工业出版社,2006.

辅助热泵 篇3

1 系统配置和参数

1.1 系统参数

1) 年平均日太阳辐照度15.77MJ

2) 年平均日照时数6.9h;

3) 日均供水量:6t;

4) 年平均供水温度:45℃;

5) 冷水计算温度:10℃;

6) 热水供应式:全天;

7) 辅助热源:10P空气源热泵。

1.2 主要设备技术参数

1) 真空热管式集热器参数见表1。

2) 空气源热泵技术参数见表2。

2 系统简介

2.1 太阳能热水系统

太阳能热水系统是由太阳能集热器、热水箱、冷水箱、循环泵、控制仪、系统保温部分、管道、支架和供水系统等组成。受建筑物屋面限制, 该系统在建筑楼顶安装24组共480支直径70mm、长度1800mm的真空热管式集热管, 总采光面积80m2。太阳能贮热水箱与提供洗浴用热水的供热水箱合二为一, 总容积6m3。作为热水箱, 该水箱既用于太阳能热水系统的循环贮热, 又用来给洗浴终端提供热水, 太阳能热水系统采用自动控制运行模式, 当有太阳光照时自动启动热水循环泵运, 无太阳光照时自动控制热水循环泵停止运行。

2.2 太阳能热水系统运行原理 (如图2所示)

2.3 空气源热泵热水系统

热泵加热根据逆卡诺循环原理, 通过工质汽化吸收空气或其它低温热源中无法直接利用的太阳能潜热及排放的各种废热等 (低品位热能) , 用少量电能驱动压缩机压缩成高温汽体 (高品位热能) , 进入热转换器把热能释放到水中把水加热, 工质冷凝并回到吸热端, 周而复始循环工作。利用少量高品位的电能作为驱动能源, 从低温热源高效吸收低品位热能并传输给高温热源, 达到了“泵热”的目的。热泵技术只是一种提高能量品位的技术, 它不是能量的直接转换, 不受能量转换效率极限100%的制约, 而是受逆卡诺循环效率的制约, 空气源热泵的热源是空气, 环境温度决定着热泵的能效比 (COP) , 图3表示出了环境温度和能效比的关系。太阳能不能构成独立的供热水系统, 为保证全年使用, 需要常规能源作为辅助热源来补充, 该系统在辅助热源的配置中采用空气源热泵, 配备一台10P空气源热泵热水机组, 额定输入功率为8k W, 系统可根据使用要求设置加热时间和温度, 控制部分可按设定自动检测太阳能系统水温, 开启或关闭空气源热泵热水机组。

3 太阳能热水系统辅助热源对比分析

太阳能热水系统建成后的运行成本主要是辅助热源部分, 根据现已确定热水系统每天提供45℃生活热水6t, 其中太阳能提供不足部分, 特备是冬季和阴雨天, 系统完全满足洗浴要求部分需辅助热源提供, 依据上面的参数和前面确定数据, 最终计算出系统一年期太阳能热水系统辅助热源部分的运行成本[2], 由于市场上大部分太阳能热水工程都采用电加热的单一辅助热源, 此处只对空气源热泵和电加热对比。分析对比时电加热效率按95%、商业电费按1.2元/k W·h来计算, 通过下表的计算对比[3], 以便对系统有一个综合全面的分析。

3.1 辅助热源为空气源热泵工作情况及计算数据 (见表3~5)

3.2 辅助热源采用电加热运行费用见表6、7

3.3 辅助热源的经济性对比

该系统中利用空气源热泵作为辅助热源相对电加热每年节省电费为46800-19209=27591元;

10P空气源热泵设备部分费用约为30000元;

采用电加热设备费用约为1000元;

空气源热泵相对电加热投资增加费用部分约为29000元;

对比得出利用空气源热泵相对利用电加热作为辅助热源1年多即可收回增加部分费用。 (本文只作辅助热源部分直接分析对比) 。

4 结语

1) 太阳能热水系统在兰州地区有很好的利用条件, 利用空气源热泵作为其辅助热源完全可行;

2) 空气源热泵作为太阳能热水系统辅助热源经济性显著, 其投资部分相对于电加热一年多即可收回;

3) 无其他能源的条件下, 在兰州地区单一利用空气源热泵制热水可行, 节能效果很明显。

参考文献

[1]GB/T 23889-2009, 家用空气源热泵辅助型太阳能热水系统技术条件[G].

[2]郑瑞澄.民用建筑太阳能热水系统工程技术手册-2版[M].北京:化学工业出版社, 2011.

辅助热泵 篇4

城市污水常被视为热泵供热系统的低品位热源, 主要因为它常年处于11～19℃ (沈阳地区) 。热泵机组通用的工质液R22 (R134a) 在0.68MPa (0.41MPa) 压力下, 在11～19℃时就能汽化并吸收与其汽化热相对应的热量 (～197kJ/kg) ;汽化了的工质若等熵压缩到1.94MPa (1.32MPa) , 它就会液化释放出与其汽化热相对应的热量 (～154kJ/kg) 。在这一状态下工质的饱和温度已经是50℃。如果此时让其与循环水进行热交换, 系统就会得到近于50℃的水, 其能量品位应该说是发生了质的变化。

2 热泵机组与燃煤锅炉在热汲取环节传热动力的差异

仅从能量转换这个层面看, 热泵与燃煤锅炉都是能量品位提升装置。但是, 如果从热载体在其输入输出接口的形态来看, 两者又存在着较大差异。进出热泵的热载体形态基本相同 (入口是液态, 出口还是液态) ;而进出燃煤锅炉的热载体的形态却有着很大差异 (入口是固态, 出口则是液态或者汽态) 。水源热泵在冷凝系统通过循环水输出的热量, 实际就是取自于地下水、江河水或者城市污水流经蒸发系统时温降所释放出的热量 (数值需加上压缩机工作的机械功) , 即:

Qc=Qe+W (1)

式中:Qc—热泵在冷凝系统通过循环水输出的热量, kJ/h;

Qe—低品位热源流经蒸发器系统时温降所释放出的热量, kJ/h;

W—压缩机运转时的机械功, kJ/h。

Qe=1000 (hto-hti) qm (2)

式中:hto—低品位热源流出蒸发器时该温度所对应的焓值, kJ/kg;

hti—低品位热源流入蒸发器时该温度所对应的焓值, kJ/kg;

qm—流经蒸发器的低品位热源水的质量流量, t/h。

燃煤锅炉通过循环水 (或蒸汽) 输出的热量则来自于燃煤的燃烧, 是其化学能所转化成的热能。

热泵机组热汲取过程的显著特点就是构成热传递的原动力——平均温差比较小。一般设定蒸发器的蒸发温度为5～8℃, 热源温度则是11～15℃。相应传热平均温差Δtm约为6.5℃;而燃煤锅炉的平均放热温度约为900℃, 平均吸热温度约为350℃, 相应传热平均温差Δtm约为620～720℃。

热泵蒸发器低品位热源向工质液传递热量的温差小引发的结果是:

(1) 热通量小。

热通量就是单位时间内热量从一个热载体通过一个界面传递到另一个热载体, 单位面积所传递的量值 (kW/m2) 。热通量与温差成正比。

(2) 火用损小。

㶲损就是在热传递过程中, 没有实现热转换的那部分热能。火用损与温差亦成正比;温差小, 则火用损小, 可理解为换热效率高。

由此得出结论:相对燃煤锅炉, 热泵对低品位热源的热汲取是一个较为温和的过程。与传热温差比较小相适应, 相应的热通量、火用损也比较小。在低品位能量前提下, 传热环节效率比较高。

3 地表水作为热载体其热容量与燃煤的差异

在常温状态下, 1m3的饱和水、温降5℃释放的热量为21000kJ。这个值与约1kg工业燃煤充分燃烧所释放的热量相当。1kg燃煤的体积约为1/1000 m3。

很明显, 地表水作为热载体其热容量很小。基于这种情况, 其热传递的过程成本相对而言就要较高。比如:在1h内将载有210万kJ热量的地表水输送到沿程距离100m、位差30m的热泵蒸发器内, 在考虑机械效率、水管阻力等情况下, 此过程应需机械功率约为17.29kW (计算过程简略) 。就是说动力系统需要配备1台轴功率不小于17.29kW的离心水泵。

如果用1h将容有210万kJ热量的燃煤按上述轨迹输送, 其所需机械功率约为0.0117kW (计算过程简略) 。就是说, 动力系统只需配备1台轴功率不小于0.0117W的动力设备即可。

由此发现:在释放相同热量时, 输送煤与水的过程成本存在着极大差异。

4 城市污水作为热载体其物化性能与普通清水存在的差异

通过多年的城市污水利用实践发现, 城市污水与作为普通工质的清水之间在物化性细节上也存在着很大差异。

(1) 城市污水具有较强的非牛顿流特性。

据有关资料介绍, 在原生污水中污杂物密度在2.63～3.44kg/m3, 其中60%的污杂物当量直径小于4mm, 这就使污水表现出较明显的非牛顿流特性。即在污水充斥的流场内, 其摩擦剪力和剪切变形率之间不满足线性关系, 污水的动力粘度也要比软化水高出几个数量级, 所以, 在同比条件下污水的雷诺数远小于清水的雷诺数。

如果流体在管内作强制对流换热, 那么液膜传热系数α与Re0.8成正比。这样, 与污水动力粘度μs、清水动力粘度μd的比值相适应, 污水的雷诺数Res、污水液膜传热系数αs、清水的雷诺数Red、清水液膜传热系数αd的数值关系如表1所示。污水的动力粘度是清水的2倍的时, 其雷诺数就要较清水减少50%, 相应液膜传热系数就降低43%。所以如果要使污水保持与软化水相同的流态通过换热器, 设计上就要修正 (或者说增加) 动力配置。这样, 污水输送成本偏高的问题就凸显出来。

(2) 城市污水的比定压热容cp值偏高。

在以往的污水利用实践中发现, 《饱和水的热物性表》所给出的设计数据与实际运行所显示的数据出入很大, 通过换热器从污水汲取的热量与其流量总是不匹配。日本同行在这方面工作做得很具体, 他们将热泵机组从单位体积的中水和原生污水所汲取热量与其出、进口温差之间的关系归纳成了经验公式 (3) 、 (4) , 用式 (3) 、 (4) 计算出的数据与记录数据比对, 结果比较吻合。

qe= 5278.2984tm-2016.7709 (3)

式中:qe—从中水中汲取的热量;

tm—出、进蒸发器的平均温差。

qe′= 5603.8924tm′+829.8417 (4)

式中:qe′—从原生污水中汲取的热量;

tm′—原生污水出、进蒸发器的平均温差。

相应的中水比定压热容cp=qe/ (999tm×4.187) ;污水的cp′=qe′/ (999×tm′×4.187) 。

现将有关数据关系归纳如表2所示。

很显然, 城市污水的比定压热容比通常作为工质的软化水的要高许多, 相应污水作为低品位热源其热容量比清水要大一些。

(3) 城市污水污垢成分的特点。

污水源热泵机组对污水的热汲取是通过换热器来完成的。热汲取量, 即热流量ϕ可表示为:

ϕ=kAΔtm (5)

式中:Ф—换热器从污水中所汲取热的热流量, kW;A—换热器总传热面积, m2;Δtm—传热平均温差, K;K—换热器的总传热系数, kW/ (m2·K) 。

因为A、Δtm这两个数值是相对恒定的, 真正能够左右换热器对污水热汲取功效的应该是总传热系数K。

K=[ (1/α1) +r1+ (δ/λ) +r2+ (1/α2) ]-1 (6)

式中:α1、α2—换热器换热结构内、外侧热冷液膜的传热系数;

r1、r2—换热器换热结构内、外侧的污垢系数;

δ—换热器换热结构壁厚;

λ—换热器换热结构的导热系数。

同样, λ、δ、r2、α1、α2在换热器结构和冷热侧热载体确定后, 其数值也是相对恒定的, 而只有污水侧的污垢系数r1的变数较大, 且在很大程度上决定了K值的大小。

污水形成、排送和收集的特定过程决定了污水里存在着大量的悬浮物、微生物及孢子。越来越多的文献资料表明, 污水在换热器中所形成垢体的主要成分是微生物垢。由于微生物垢是一种带有活性的粘垢, 因此其污垢系数很低且不稳定。垢体本身对换热器金属结构的危害程度比一般的析晶垢 (主要成分为CaO2、CaCO3和CaSO4等) 要严重得多, 其显著特点是腐蚀速度快, 且积聚力强, 易导致破坏力较强的点蚀直至穿孔。

5 污水源热泵辅助系统的特点及配置

5.1 城市污水作为热泵机组低品位热源的特点

(1) 城市污水是热容量较低的热资源, 其热输出是一个较温和的过程, 火用损小, 但输送成本偏高;

(2) 城市污水具有很强的非牛顿流特性, 动力粘度较大, 虽比热容较高, 但使其高效热交换的初始条件较为苛刻;

(3) 城市污水在换热器内所形成的垢体是典型的活性微生物粘性垢, 它对总传热系数的衰减力、对换热器机体的损坏力均很大且叵测。

5.2 污水源热泵系统的针对性配置 (见图1)

(1) 污水沉降系统。

由污水沉降池、污水引入-上清液输送装置和多级挡板-沉降阶梯构成。作用是通过系统结构来实现总溶解固体量的物理沉降以降低污水的动力粘度, 减缓其非牛顿流特性。污水沉降系统的污水总容量应不小于污水上清液输送泵小时流量的7～10倍。

(2) 污水阻垢器。

由壳体、旋转滤网和筒内挡板组成。可将污水中不小于4mm的固体和悬浮物截留, 并让完成换热的污水返回到污水阻垢器的另一通道, 会同被截留的污杂物一起回到污水沉降系统。污水阻垢器的阻垢能力应与系统对低品位热源的需求量相协调。

(3) 前置换热器。

前置换热器有管壳换热器和板式换热器两种形式。前者传热系数不高、结构笨重, 但流阻小、耐压大、流量高、故障率低。后者传热系数高、结构紧凑, 但相对而言流阻大、耐压有限、流道小、故障率略高。前置换热器的换热能力应是蒸发器换热量的1.3～1.5倍, 并应按一用一备配置。

(4) 污垢清洗装置。

由洗涤液池、净液池和正反冲洗系统组成。其作用是适时清洗前置换热器热侧的污垢。这是针对城市污水存在热容量小、非牛顿流性、污垢形成快等问题的一个针对性解决方案, 以此可最大限度地保证污水源热泵系统始终都能运行在最经济的工作状态之内。

摘要：城市污水作为热泵供热系统的低品位热源已经为人们所普遍接受。然而, 污水的非牛顿流问题以及污水动力粘度高最终会造成其输送成本偏高、传热系数降低等问题, 这需要在系统设计时对其做针对性思考。实践证明, 与较高可靠性相适应的污水热泵机组的辅助系统应包括:污水沉降系统、污水阻污器、污垢清洗装置和前置换热器等。

关键词：城市污水,动力粘度,污水沉降系统,前置换热器

参考文献

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