某医院热水制备系统方案分析及优化

廖启芳

(厦门市建设工程施工图审查所 福建厦门 350002)

0 引言

空调全热回收机组可一机三用，夏季制冷同时将冷凝热回用于制备热水，冬季按热泵模式制备热水或供暖，既减少废热的排放又节能、节地，在设有集中空调和集中热水系统的酒店、医院建筑中运用越来越广泛。由于该类机组的能效会随热水出水温度的升高而下降，当出水温度超过50°C时效率将急剧下降，故一般机组热水出水温度采用45～50°C。而居于军团菌的原因，卫生热水供水温度采用55～60°C更安全。对于医院生活热水，《综合医院建筑设计规范》GB51039-2014，6.4.5条的规定，系统加热器出水水温不应低于60°C。所以，医院采用全热回收机制备热水时，普遍采取增加补热设施来提高热水供水水温以保证安全。此类用以提高系统供水水温的补热设施与规范GB50015-2003，5.4.2条所述的辅热设施功能不同，在工程应用中设计人员易将二者混淆，导致工程热水系统出现热水水温不达标或节能效果不佳。本文就此以某医院的热水制备系统方案为例，进行分析并提出改进措施。

1 工程简介

厦门某医院门急诊楼，建筑面积8万m2，建筑总高度99.8m，1～9层为门急诊、手术，10层以上为病房，8层以上分A、B栋，其中A栋18层,B栋9层。日门诊量10 000人/天，病床数500张，设有集中空调和集中热水系统。卫生热水采用空调热回收机组(简称“主机”)加补热设备(简称“辅机”)联合制备。

2 热水制备原方案

根据建筑布局及使用功能，热水制备系统分成2套，1套设在B栋屋顶供1～9层使用，另1套设在A栋屋顶供10～18层使用，2套热水制备方式相同，本文仅取其中的A栋系统进行探讨。以下为原方案系统设计计算及设备选用过程。

常用符号代表如下：

Qh——最大小时耗热量；

Qkh——主机小时制热量；

Qfh——辅热功率；

Q1d(Q2d)——第一(二)温升段最高日耗热量；

Q1h(Q2h)——第一(二)温升段最大时耗热量。

(1)热水用水标准：病房按150L/床·天，医务人员按70L/人·班,冷水计算温度t0夏季取22℃,冬季取15℃,热水计算温度tr取60℃。经计算，最高日耗热量(Qd)：夏季5498kW,冬季6687kW；最大小时耗热量(Qh)：夏季682kW ，冬季802kW。图1为原方案的热水制备原理图。

图1 原方案热水制备原理图

制备原理：冷水进入1#水箱；主、辅机均由T1控制，主机在T1<47℃开启至T1=50℃止，辅机在T1<60℃开启至T1=63℃止。2#水箱与1#水箱设阀门连通。

(2)主机选用：空调专业根据水专业所提条件进行主机选型。因空调冷凝热负荷远大于卫生热水耗热量，仅考虑部分机组选用热回收机组即可满足要求，主机的制热量按不小于Qh取值。原方案选用2台循环加热式热回收机组，单台制热量790kW(夏季)和576kW(冬季)。夏季开启1台，冬季开启2台可满足卫生热水的需求。为叙述简便，除非特别需要，下文中的有关计算及叙述仅提及冬季最不利工作情况，夏季情况可自行类比。

①主机循环泵参数。主机采用循环加热的方式，机组进出口温差△tj按5℃考虑，循环设计流量如式(1)：

(1)

计算得夏季qrx=152m3/h,冬季qrx=220m3/h。

循环泵扬程H=1.2×(h沿+h局)+0.01H高差+0.01H出流水头，算得H=0.14MPa。原方案选用3台循环泵，流量110m3/h,扬程0.2MPa。

②辅机功率。根据主机热水出水水温将系统制热分成2个温升段:其中，15℃～50℃段为由主机制热的温度，称为第一温升段(简称Td1)，Q1d为5201kW，Q1h为628kW；水温50～60℃段为需要靠辅机升温，称为第二温升段(简称Td2)，Q2d为1486kW，Q2h为179kW。辅机采用1台电加热器，辅机功率 100kW，一天工作15h可满足Q2d要求。

③热水箱容积计算。因主机和辅机串联对同一箱水体加热，水箱应同时满足二者对储热容积的要求，因Qkh>Q1h，,Td1段储热量可按该段90minQ1h计算，算得储热容积为23m3；而Qfh

(2)

计算，T取3h，得储热容积为23m3，原方案采用有效容积40m3加热水箱(1#箱)、储热水箱(2#箱)各一。

表1为原方案主要设备一览表。

表1 热水制备系统主要设备表

④设计节能目标。空调季Td1段均由主机提供免费热水，每日可免费得热5201kW,全年(按180d计)可节约936 180kWh,冬季主机COP按3计，可节约用电624 120kWh,按0.8元/kWh，每年可节约电费124.8万元。

3 原方案合理性分析

原方案原理图系参照国标图集06SS127，11页 “空气源热泵独立热水系统原理图”绘制，但06SS127图集中的辅热设备是季节性使用设备，是在冬季热泵效率下降供热量不足时临时作补充用的，与本例中供全年使用的辅机功能不同，二者的控制原理也无法等同。

从原方案的原理可看出，辅机的工作温度段(T1<60℃)覆盖了主机工作的Td1段，所以，辅机的能耗并非仅在Td2段，这势必造成辅机能耗增加，导致主机的制热能力发挥不足，无法完成设计的节能目标。

另外，由于辅机功率Qfh远小于Qh，一定存在由主机与辅机同时工作的时段，该时段系统的热水温度也一定小于50℃，不满足规范所规定的60℃值，设计不合理。

为了更直观地了解原方案的能耗及水温情况，更有针对性地对它进行改进，下文拟借助现有的Qd和Qh，尝试计算系统最高日逐时耗热量和逐时供水水温。为简化计算，拟作如下假设:

(1)模拟一条反映医院用水变化规律的最高日24h用水曲线，如图2所示，其中的17:00～20:00时段，小时耗热量等于Qh，24h耗热量总和为Qd，其余时段耗热量根据医院用水规律估值。

图2 最大日24h用水逐时变化曲线模拟图

(2)忽略水箱及管路的热损失；假定同一个时段内用水和水箱补水瞬时完成，且假定水箱水温瞬时各处均匀。

(3)在同一小时内机组的工作状态不变，仅根据水箱在该时段的起始水温控制机组的启停。

有了以上假设，再根据热平衡原理，借助EXCEL表即可进行24h逐时供耗热量和逐时水温的计算。具体计算步骤如下：

步骤1：假定0时水的初温t0C，并根据初温和系统控制方式切换0-1时主机及辅机的工作状态。

步骤2：根据热平衡原理计算1时水的终温t1z，

(3)

式(3)中：qk——主机在0-1时段的制热量；

qf——辅机在0-1时段的制热量；

V——热水箱容积，原方案为80m3；

m0-1——0-1时段的热水用水量；

t0——设计冷水补水水温。

步骤3：取上一时段的tz温作为下一时段的tC，并重复步骤2，至t24Z。

步骤4：令t0C=t24Z重复步骤1～3至二者误差达设定精度为止。

对原方案进行的具体计算如表2所示。

表2 原方案的逐时供耗热量和逐时水温计算表

注：0时段为0时～1时，依次类推。24h合计供热量：主机-4267kW,辅机-2400kW。

从表2 明显看出，原方案热水出水温度不达标，节能效果也未达预期。原方案24h水温均小于52℃，辅机24h开启，主机供热指标低于设计值。为了更好地分析问题，仅将辅机功率提高到200kW时再行计算，结果如下：各时段温度提高了，但仍小于60℃，24h均温达53.4℃，24h供热量中主机占1867kW,辅机占4800kW。由此可以看出，辅机功率的提高会提升热水出水温度，当辅机的功率提高足够高，可能会出现部分出水温度达标的时段，但主机的供热能力将受到更大限制，系统的节能效果更差。

分析原方案热水出水温度不达标、节能效果未达预期的原因有三。第一：原方案辅机与主机的工作温度重叠，加热、蓄热水箱未分开，实际二者功能没差别，且水箱容积大、热惰性大，有限补水量造成的温降较小，当水温未降至主机动作温度时仅靠辅机工作，导致辅机能耗增加，主机利用率下降。第二：由于存在水箱补水的能耗全由辅机提供的时段，当该时段辅机功率小于系统相应时段的耗热量时，出水水温就达不到设计值；第三：当补水量大、温降大至主机足以开启时，该时段的能耗由主机和辅机同时承担，但受主机的出水温度以及辅机功率能力限制，水温仍无法达到设计值。

4 改进方案

原方案主要存在以下2个问题：

第一：热水器出水水温低于60℃，水质安全无保证。因用水点出水是冷热水混合后的结果，理论上只要系统供水水温高于用水点出水所需水温，用水点就可以得到合适水温的热水，但过低的供水水温是军团菌的温床，它影响供水水质的安全。医院的病人体质弱，更应重视军团菌的问题。

第二：原方案节能设备的功效发挥不良，节能效果不理想，同样需要进一步改进。

基于以上分析可以看出，加热水箱(1#箱)及蓄热水箱(2#箱)未分开，主机与辅机工作介质混在一起，工作温度又重叠，导致辅机部分代替主机功能，最终导致上述后果。 所以，改进的方案从1#箱及2#箱分开着手。

图3为改进方案原理图。1#箱与2#箱连通管断开，主机及其循环泵与1#箱组成第一温升(Td1)系统，它的功能是由主机制备50℃并储存的热水；辅机及其循环泵与2#箱组成第二温升(Td2)系统，它的功能是利用辅机维持2#箱热水温度不低于60℃。冷水补至1#箱，当1#箱水温T1<47℃时主机开启至T1=50℃止， 1#箱水温达50℃后由过墙泵提升至2#箱，2#箱水温T2<60℃时辅机开启至T2=63℃止。由此，1#箱、2#箱功能清晰，主辅机各自在独立的介质中完成制热，主机的能力被充分利用，热水出水温度由辅机始终保证60℃以上，可实现设计既定节能。

图3 改进方案热水制备原理图

改进方案除主机及其循环泵可沿用原方案外，其它制热设备的参数选用需要重新核算。

(1)1#、2#水箱及辅机

由于有蓄热水箱的存在，辅机的功率可在Td2段的最大时及平均时耗热量范围内选择，取决于2#蓄热容积的大小。2#水箱的蓄热容积应满足:①不小于用水高峰持续段内热水在Td2段的总耗热量与辅机制热量之差。②不小于90minQ2h，即不小于23m3。

(4)

进行计算。

式中，t为用水高峰持续段辅机的最短工作时数。

t值的计算与Td1系统的工作周期有关。

经计算改进方案t=1.5h，(t的具体确定见下文)。

根据式(4)可以列出不同辅机功率提供的Td2段热水出水流量(qf)及最小蓄热容积计算一览表(表3)，设计可根据实际情况选择辅机和蓄热容积。本改进方案辅机拟选用2台80kW,总供热量160kW,蓄热水箱容积取40m3。

表3 辅热功率、热水出水流量及最小蓄热容积一览表

(2)过墙泵

过墙泵的功能是将1#箱内的50℃热水泵至2#箱，其流量要与辅机功率相匹配。流量过大恐导致水箱出水温度不达标，流量过小则会延长Td1系统的制热水周期，一般可按辅机的0.9qf取值。本例选用2台过墙泵，参数Q=12m3/h，H=0.07MPa，N=0.55kW。

(3)1#水箱

改进方案中，主机及其循环泵沿用原方案选型，1#水箱的容积及水位控制对主机能否及时高效地将冷凝热转移到水体起重要作用。首先，水箱容积应保证主机和循环泵不频繁启停；再者，容积也不应过大，以免热水制备周期过长，无法及时向2#箱提供50℃热水。1#箱有效容积设置考虑因素建议:①不小于最大一台循环泵5min的流量；②不小于主机Td1段30min的制热量；③不小于45minQ1h。经计算改进方案1#箱水箱有效容积取16m3。

循环加热类主机的能效会随着出水温度的提高而下降[1]。当热水出水温度从40℃提升到50℃时，主机能效将下降10%～15%[1]。所以，为提高主机的能效，应尽可能将高温热水全部转移到2#箱，避免滞留在箱内与补水混合形成高温区(40～50℃)反复加热。改进方案通过控制1#箱的进水流速，将主机与进水时段适当错开，实现此目的。

现假设Td1系统的一个工作周期：将1#箱水位至最低水位时设为0点，此时进水阀开启进水，0～20min时水箱补水至满水位，当水位达1/2箱时,即10min时，主机启动至45min水温升至50℃止。45min时，过墙泵开始工作，120min时可泵送完毕。可以看出，系统可在2h内完成Td1段从补水至50℃热水完全送至2#箱的一个完整工作周期。由此计算水箱的补水管径，可以算出在持续高峰用水时段3h内，补热设备的有效工作时间t的最小值为90min。

表4为改进方案的热水制备主要设备表，考虑到水箱的清洗及检修，1#、2#水箱均采用2座并联使用。

表4 改进方案的热水制备系统主要设备表

注：主机及其循环泵同原方案，参数略

5 结语

综上，该医院的热水制备系统原方案有待优化，其问题的关键在于回收机组供热系统及辅助补热系统未独立设置。基此，改进方案将由热回收机及加热水箱组成的加热系统和由补热设备和储热箱组成的辅热完全分离，加热系统制备的50℃热水通过专用泵提升至储热水箱，用户所需的60℃热水则由辅热系统及时提供。这样，该系统的供水温度和节能则均能保障。

当然，方案的优化是多方面的，也可以从主机的选型、辅机的形式考虑，上述改进方案也不一定是最优的，比如：可将1#、2#箱连通管断开，主机及辅机仍与1#箱连接，将水箱进水、主辅机开启温段分开(辅机仅在50度