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宾馆地源热泵空调及生活热水系统优化设计

时间:2019-06-02

当地源热泵系统制冷所需的埋管长度远大于制热所需的长度时,为降低初投资,可用冷却塔代替一部分地埋管,即复合型地源热泵系统。除了土地的有限性、地下埋管费用太高等因素外,考虑采用复合系统的另一个主要原因是平衡全年从土壤中的取放热量,从而避免地下土壤“热积累”现象。下面我们以实际运行的复合地源热泵系统为对象,对其经济性进行了研究,结果表明:复合型系统相对单纯的地源热泵系统,虽然可能在运行与维修费用上略高,但初投资小得很多,总的经济性比较明显。


1、工程概况


该项目位于我国中南部,该地区夏酷热冬寒冷。某宾馆目前使用的能源以煤为主,空调溴化锂冷水机组制卫生热水和少量厨房洗衣房用蒸汽,全部由蒸汽、燃煤蒸汽锅炉提供,年耗煤量约2800t,每年产生SO2为38.4t以及烟尘4.0t,给当地造成了极大污染。项目所在地为风景区,对环境保护有很高的要求,当地政府明确要求宾馆在2017年拆除燃煤锅炉,改用清洁能源替代,于是宾馆的冷热源改造进入日程。


2、建筑空调及生活热水负荷计算


采用复合地源热泵系统比传统的地源热泵系统的初投资节省约14%。


2.1空调负荷


本项目各建筑空调冷热负荷估算如表1所示。

宾馆地源热泵空调及生活热水系统优化设计

根据同类型工程经验,空调同时使用系数取0.85,因此最大设计冷负荷和最大设计热负荷分别为3200kW、2193kW。


2.2生活热水负荷


宾馆生活热水需求量夏季设计为30t,过渡季节设计为40t,冬季设计为50t。该区域夏季自来水温度约为21℃,过渡季节自来水温度约为18℃,冬季自来水温度约为15℃,热水出水温度设定为50℃,则不同季节每天热水需热量为:


夏季:30(t)×29℃(温升)×1.163=1011kWh,过渡季:40(t)×32℃(温升)×1.163=1488.6kWh,冬季50(t)×35℃(温升)×1.163=2035.2kWh。按照热水机组每天运行12h计算,则夏季热水负荷为84.25kW,过渡季节热水负荷为124kW,冬季热水负荷为169.6kW。


3、系统设计考虑因素


3.1现有资源


项目所在地雨水充足,浅层土壤含水丰富,土壤温度18~20℃,且宾馆占地较大,可用于地下埋管的面积较充足,具备实施地源热泵系统的条件。根据建设单位所提供的资料,天然气部门拟敷设燃气管道至宾馆所在区域,供气意向协议已签订,另外宾馆原有空调系统有4个350m3/h的冷却塔。改造工程可充分利用地热、天然气以及冷却塔等现有资源,减少工程初投资。

宾馆地源热泵空调及生活热水系统优化设计

3.2经济性因素


宾馆是以盈利为目的的单位,必须要考虑初投资、运行费用以及投资回收期等因素。地埋管地源热泵系统运行成本低,效果稳定,但相比天然气锅炉制热或水冷冷水机组制冷的系统,增加了地下埋管费用,工程造价要高一些。


3.3地下土壤热平衡因素


宾馆最大设计冷负荷为3200kW,最大设计供暖负荷为2193kW,热水最大小时设计热负荷为169.6kW。冷热负荷相差非很大,如果单纯由地下埋管换热器承担,那么地下换热器的取热量/放热量不平衡,多余的热量就会在地下积累,引起地下土壤年平均温度的变化。


3.4负荷波动性因素


宾馆空调和热水负荷需求具有有波动性,随着室外温度的波动以及宾馆入住率的不同,空调和热水负荷需求也随之发生变化。根据建设单位提供的2016年9月至12月日耗煤量统计,可以得出该时间段内宾馆负荷分布情况见下表2。

宾馆地源热泵空调及生活热水系统优化设计

从表中可看到,空调和热水在80%~100%设计负荷工况下的运行时间比较短,大约占10%左右。


4、系统设计


4.1方案设计


基于现有资源及技术经济等因素综合考虑,该宾馆空调及生活热水改造项目,设计采用冷却塔燃气锅炉+地源热泵混合的空调及生活热水冷热联供系统,图1为系统原理图。该系统以地源热泵制冷和供暖为主,冷却塔散热和燃气锅炉供热为辅。地源热泵按供暖最大设计负荷的80%即1754.4kW(2193kW×80%)和冬季最大热水需热量169.6kW设计,剩下的20%空调设计热负荷由燃气锅炉承担。地源热泵与燃气锅炉设计采用串联运行模式,根据空调水温控制锅炉的运行。


夏季空调制冷,则由地下埋管换热器和冷却塔共同承担。对于同一台热泵机组,制热量比制冷量稍大一点,制冷时机组向外界散发的热量,比制热时从外界吸收的热量要多,同时考虑到宾馆只有6层,因此系统设计采用冷却塔与地下埋管换热器并联连接运行方式,根据冷却水温度来控制冷却塔的启停。并联连接运行方式下,地下埋管换热器设计可以按热泵机组的制热量为设计依据,从而减少了地下埋管换热器的数量和初投资,也有助于地下土壤热平衡。热泵机组冬天制热所需热负荷全部由埋管换热器提供,热泵机组夏季的冷凝散热,主要由埋管换热器承担,其余的由冷却塔承担。


考虑到系统同时有制热水和制冷需求,系统设计采用空调及生活热水冷热联供方式,夏季用空调制冷产生的冷凝热制热水。另外,系统的热水需求量具有比较大的波动性,随着季节的不同,热水需求量差异比较大,一般冬季需热水量大,夏季需热水量少。为了在热水变负荷工况下节能以及便于控制,系统采用独立的地源热泵热水机组。


4.2机组和设备选型


(1)地源热泵空调机组。地源热泵空调机组选用2台型号分别为MWH160CC和MWH220CC的水—水螺杆式水源热泵机组。MWH160CC机组参数为:制冷量532kW,耗电量为116kW;制热量为773kW,耗电量为144kW;MWH220CC机组参数为:制冷量675kW,耗电量为144kW;制热量为977kW,耗电量为180kW。


MWH160CC和MWH220CC共两台热泵机组总的制热量为1750kW,能满足最大设计产暖负荷的80%的要求。


(2)锅炉。燃气锅炉选择功率0.45MW的锅炉,制热量为450kW。


(3)地源热泵热水机组。地源热泵热水机组选用2台D100和1台D150地源热泵热水机组。D100机组参数:制热量为52kW,制冷量为41kW,耗电量为12.4kW;D150机组参数:制热量为89.8kW,制冷量为71.1kW,耗电量为21.4kW。夏季只开启D150热水机组制热水,过渡季节采用1台D100和D150联合运行制热水,冬季3台热水机组全部开启。


(4)水冷冷水机组。水冷冷水机组选用2台型号分别为EKSC245和EKSC310的螺杆式水冷冷水机组。


EKSC245机组参数:制冷量为868.4kW,耗电量为176.4kW;EKSC310机组参数:制冷量为1094.8kW,耗电量为226.6kW。夏季2台WMH型螺杆式水源热泵机组、2台EKSC型螺杆式水冷冷水机组制冷量和1台D150热水机组总制冷量为3241kW,完全可以满足宾馆夏季供冷高峰的需求。


5、地下埋管换热器设计


地埋管换热器换热量,以冬季热泵空调机组和热水机组的制热量为设计依据,2台热泵空调机组和3台热泵热水机组总的制热量为1944kW。由下述公式可以计算出制热时地埋管需要从地下吸取的热量:


Q'2=Q2X(1-1/COP)=1944X(1-1/4)=1458kW

其中,

Q'2为冬季热泵机组制热时地下埋管换热器从土壤的取热功率,kW;

Q2为冬季热泵机组的总制热功率,kW;

COP为设计工况下热泵机组的制热系数,根据已有系统测试,COP取值为4。


初步设计地埋管钻孔总数为540口,每孔深度设计为50m,间隔4.5m,采取双U形式,选用1.60MPa的DN25PP-R冷水管,联结方式设计采用并联同程式。


6、结束语


分析了宾馆空调及生活热水设计需要综合考虑的经济性、负荷波动性、地下土壤热平衡以及现有资源等因素;综合初投资成节能性、地下土壤热平衡以及负荷波动性等因素考虑,因本、地制宜、因工程制宜将系统设计采用冷却塔+燃气锅炉+地源热泵混合的空调及生活热水冷热联供方式;考虑到系统冷热负荷不均,系统设计采用冷却塔和地下埋管换热器并联运行模式,以冬季制热量作为热泵机组的选择依据,并以冬季热泵机组的总制热量作为地下换热器的负荷设计依据。该系统具有高效节能、初投资和占地面积相对纯地源热泵要少、消除地下冷热不平衡以及有效利用现有资源等优势。