电动压缩式大温差机组设计实测与分析

2023-10-17李敏霞马一太党超镔王启帆张世钢

制冷学报 2023年5期

苗青李敏霞马一太党超镔王启帆张世钢

(1 天津大学中低温热能高效利用教育部重点实验室天津 300072;2 福井大学福井 910-8507;3 北京清建能源技术有限公司北京 100084)

清华建筑节能研究中心公布的白皮书指出:2017年中国建筑运行的化石能源消耗相关的碳排放为21.3 亿t CO2。其中由于电力消耗带来的碳排放为9亿t,占建筑运行相关碳排放总量的43%。其次,由于北方集中供暖的热力消耗带来的碳排放占22%,直接燃煤导致的碳排放占20%[1]。由此可知,建筑能源的大多数碳排放是由燃煤和发电带来的。随着双碳目标的提出[2],我国面临严峻的减碳压力,江亿院士等认为要实现双碳目标,供热行业的目标应该是实现零碳供热[3]。

本文认为要实现零碳供热核心要点是要充分利用供热需求的特点,即能源品位要求低,全天时间范围内负荷变化周期与电网趋势相反。尽可能的利用低品位的余热资源,以其为供热主体;以绿色电力为辅助能源;结合蓄放热储能技术的“零碳”供热模式,将是未来供热行业的主要技术路线。

付林等[4]提出的大温差长输供热技术,是供热行业的一次革命。该技术充分利用了廉价的零碳余热资源,达到了长距离调配余热的目的。不但节能环保还具有很好的经济性,现在正在全国范围内大力推广[5-6]。在该技术的逐步实施过程中,一些局限性不断反馈,如换热站改造难度或推进力度不一造成改造完成度低于预期,项目收益性打了折扣[7]。

针对上述问题,2020年付林教授在第一代大温差基础上,提出了清洁供热2025的供热模式。该模式引进了蓄热和热电协同的思想,充分利用热网为电网调峰,吸纳绿色电力上网,帮助电力系统减碳。在该模式中电动压缩式大温差机组的作用重大[8],其作为热电协同和长输供热的纽带,是关键设备。

传统的电动压缩式空调、热泵最开始普遍应用于制冷领域,但随着节能环保要求的增高,逐渐有学者开始研究利用低温余热的热泵技术[9],如空气源热泵[10]、地源热泵[11]、污水源热泵[12]、干燥用热泵[13-14]及太阳能联合使用的水源热泵[15]等。利用水源热泵直接把低品位工业余热应用于供热领域的研究也较多[16]。

但将电动压缩式热泵与大温差长输供热的研究工作方兴未艾[17-18]。该应用的难点在于如何将电动压缩式热泵的特性与长输大温差的应用相匹配,并开发出适用于该场景的电动压缩式大温差专用机组。该机组应用的特点是取热温差大、对COP性能要求高、工况波动大不稳定等。针对上述特点,本文提出一种电动压缩式大温差机组的概念,并将其与大温差长输供热技术相合从而实现“零碳供热”的系统。

该系统实现了以“绿色电力”为主的供电模式和以零碳的工业余热为主的供热模式,系统如图1所示。

图1 利用余热与绿色电力实现零碳供热系统

该模式的基本思路是将电动压缩式热泵与大温差长输供热相结合。以工业余热为基础热源,以绿色电力为调峰驱动力提升工业余热品位后用于供热。

系统流程如下:首先,利用热源首站的大温差热泵技术,将低品位工业废热提升为高温热源;然后,将其远距离运输至末端换热站;最后,利用绿色电力驱动的电压缩大温差热泵机组(electric large temperature difference unit,ELTD),充分利用末端换热站的一次网回水中的热源,将其深度降温后送回热源首站,使其能直接通过换热即可回收低品位的工业余热。即通过ELTD增加供回水和回热源之间的温差。

ELTD与吸收式大温差机组功能相同,通过利用长输网供水的做功能力在一定程度上降低了长输网回水温度。仅从经济性上考虑这种零能耗的设计无疑是优先考虑技术路线。但从碳排放的角度重新评估,ELTD仍具有技术优势:

1)回水温度可以降得很低,理论上可达到10 ℃以内。这就可以在相同直径的供热管道内传输更多的热量。大幅降低了长距离输电网的供热成本,与吸收式大温差机组联合使用效果更佳。

2)更低的回水温度有利于低品位余热源(工业余热通常在20～30 ℃)的直接利用,通过简单的直接换热即可收集分散的工业余热资源,有利于增加零碳能源供热的比例。

3)在电力低谷期时期,开动ELTD供热,大量消纳绿色电力,保证电网负荷稳定,避免弃风弃水造成的浪费,将其变废为宝有助于电力系统实现减碳的目标。同时也是一种零成本的电力调峰工具,充分低廉的绿色电力也提升了“零碳供热”模式的经济性。

由此可知,ELTD作为连接电网和热网的桥梁,是“热电协同”的纽带,有望成为未来零碳供热的核心设备。

本文将从ELTD的理论可行性,其应用场景与普通热泵的异同点,以及由此产生的机组设计特点进行论证,并据此设计进行了实验测试及验证。

1 机组介绍

1.1 电动压缩式大温差机组原理

本文提出的ELTD与吸收式大温差机组类似[4],均由热泵和换热器结合组成,系统如图2所示。

图2 电动压缩式大温差机组系统流程图

与传统水源热泵不同的是该机组单侧的温升温降一般较大,蒸发温度高,且工况不稳定,需要实时调整。普通的热泵无法适应如此大幅的工况波动,性能和可靠性无法满足需求。

ELTD采用多级串联顺流的系统流程设计,可以兼顾任何使用场景下的工况。以兼顾全年各种使用场景下的工况,如适应环境温度波动引起的剧烈的工况差异,响应实时的变负荷、变流量需求等。

1.2 系统经济性指标

目前的热电联产供热模式是公认的经济性最佳的方案,为了说明“零碳供热”模式的经济性,本文将其与抽气热电联产供热模式(图3)为参照,采用增量法计算其静态投资回收期,作为系统经济性的指标。

图3 抽气供热热电联产供热系统

在热电联产系统中,供出的热量牺牲了发电能力为代价。假定抽气参数为272 ℃/0.4 MPa,焓值为3 005 kJ/kg,一网供水、回水温度分别为120、50 ℃。

根据静态投资回收期的定义,其数值为新增的投资与年收益的比值,则:

(1)

式中:Pt为静态投资回收期,a;Ip为电动压缩式大温差机组投资,元;CH为采用热电联产时消耗的等效电,元;Ce为电动压缩式大温差机组耗电,元。

Ce=WτPe2

(2)

CH=WehτPe1

(3)

式中:Pe1、Pe2分别为电厂上网电价和用户侧消费电价,元/(kW·h);W、Weh分别为ELTD功耗及相应热电联产时的等效电功耗,kW;τ为年运行时长,h。

假定机组全年运行时长τ=120×24×0.7 h,投资费通常与机组制冷量成正比。

Ip=QPp

(4)

(5)

假设由Q引起的一次管网回水的下降温度为dT,一次管网质量流量为m(kg/s),则:

Q=cpmdT

(6)

式中:cp为水的比定压热容,kJ/(kg·℃);m为循环水的流量,kg/s;dT为一次网供回水温差,℃。

热电联产提供同等于电动压缩式热泵的制热量时,由于抽气供热而损失的发电量称为其等效电功率,计算式为:

Weh=fh(Q)=kQ

(7)

式中:k为等效电与供热量的比值。

假定汽轮机发电为等熵过程,则汽轮机发电乏汽焓值则为损失的发电焓差:

Δhe=hex-hout=3 000-2 400=600 kJ/kg

(8)

(9)

式中:Δhe为汽轮机损失发电焓差,kJ/kg;hex为汽轮机抽气焓值,kJ/kg;hout为汽轮机出口焓值,kJ/kg;h0为冷凝水焓值,kJ/kg。

将式(9)代入式(10):

(10)

若假定Pe1、Pe2同为Pe,则:

(11)

对于同一个项目,Pp、τ、Pe、k均为常数,且一般变化较小,因此决定项目经济性的唯一变量即热泵的全年平均供热COP。

2 示范工程及样机设计

为准确评估机组的可行性,需要针对供热工程专门设计制造一个机组进行实验和工程验证。

2.1 现场概况

工程验证的地点选择山西省某市,该市位于山西省西部,采暖季从11月15日开始,截至次年3月15日,共计120 d。由于该市供热面积增长迅速,在严寒期(全年环境温度最低时期)内供热能力不足,无法满足用户的热需求。在严寒期一次网供热参数为96 ℃/64 ℃,二次网供热参数为55 ℃/45 ℃,根据《实用供热空调设计手册》可以得到该市采暖季室外计算温度为-4.5 ℃[19],设计热指标为45 W/m2。

2.2 原有系统参数

根据当地热力公司提供的数据,将该测试热力站的一、二次网的温度、流量等重要参数整理后,汇总于表1中,由于该热力站内在二次网侧无流量监测数据,因此根据极寒期内一次网侧的流量、温度和热平衡的原理,计算得到了极寒期内二次网的流量。站内原有极寒期的基本情况及各点的状态参数如表1所示。

表1 该市某换热站极寒期站内参数

在热力站内加入ELTD,利用电能将低品位一次网回水中的热量提取至二次网中进行供热。新增设的ELTD管网连接方式如下:一次网与其他各区供热系统并联,二次网与某小区的二次网进行并联。该设计的目的是在不增加一次网流量的前提下验证某小区的供热能力提升情况。通过实测值进行计算发现,机组并入某小区后供热能力可以提升约30%。

需要说明的是,由于机组在增加供热能力的同时兼顾了实验工程验证的需求。所以在系统设计方面做出了适当的让步。一次网回水和二次网供水存在一定的混水损失。若采用两级多机并联效果会更佳。

供热系统管路流程图如图4所示。

图4 该市某换热站站内系统流程图

2.3 电动压缩式大温差机组设计及实验

2.3.1 机组设计参数

设计工况:一次侧供回水温度为70 ℃/15 ℃,一网水流量为6.4 t/h,二次侧供回水温度为52 ℃/45 ℃,二网水流量为29.0 t/h。

2.3.2 机组流程设计

机组采用五级串联的布置方式,各级热泵均经过专门的优化设计。其中的电动压缩式热泵结构如图5所示。

图5 ELTD结构

2.3.3 机组实验台测试结果

制作的样机首先要经过性能测试实验台的验证。

测试方法:保持一、二次网水流量不变,一次网进入热泵的温度是经过板式换热器换热后被动形成的,一般可以假定换热器端差固定不变,即一次网入水温度可以由二次网回水温度加上固定端差dT得到。对于热泵,只有两个自由变量,即二次网回水进入热泵的温度和一次网热泵出水温度。

通过合肥通用机械研究院认证的标准实验台测试结果如图6所示。

图7 各级热泵一次网水温降运行曲线

图中横坐标为一次网热泵出水温度,纵坐标为二次网回水进入热泵的温度。由图6可知,热泵COPh呈现从左上至右下逐渐升高的趋势,所示区域内几乎全部COPh均大于7,若该热泵应用于这些工况领域,其经济性均优于抽气供热的热电联产直接供热的经济性。

3 工程验证结果

机组于2021年2月施工完成并进行了运行调试工作,经过两个供热季的试运行,机组运行平稳可靠,功能正常,性能达到设计目标,具体测试方法和结果如下。

3.1 测量方法

在一二次网水路板式换热器和各级水路上均布置了温度传感器,用于测量各设备的进出水温度,传感器类型为Pt100,精度为(0.15+0.002|T|) ℃。热泵一二次网水路安装有热表,用于测量水流量及计算热量值,精度为±0.25%。板式换热器二次网侧单独安装流量计,用于测量板式换热器二次侧流量,精度为±0.25%。同时,各接口处还安装了压力表用于测量各水路上压降,测量精度为±0.01 MPa。

3.2 机组一次网降温能力

一网水在机组经过板式换热器降温取热后进入热泵。通常换热量在设计范围内时板式换热器下端差变化较大,因此一次网水经过板式换热器后的温度由二次网回水温度决定。

因此部分温降主要受供热负荷的影响,其中一次网供水温度波动范围较大,是影响该温降的主要因素。取严寒期时的设计温降为板式换热器的降温能力,经过测定该温降下的负荷为319 kW。

进入热泵的一次网水进一步降温至一次回水温度,将其定义为热泵的降温能力。

取严寒期时的设计温降为板式换热器的降温能力,经过测定为33 K。该降温幅度远大于常规热泵的降温能力。

图8所示为机组运行一段时间内机组的供热功率变化曲线,可以看出机组供热能力受热网工况变化因素的影响较小。

3.3 设计工况性能

常规水源热泵的供热COP指供热量与耗电量的比值。本文沿用了该定义,将多级热泵看作一个整体,热泵总供热量为各级热泵供热量之和,热泵总功耗为各级热泵功耗之和,热泵总供热COP为上述两值之比。

(12)

式中:Qhi为各级热泵供热量,kW;Wi为各级热泵耗功,kW。

若将热泵和板式换热器组成的机组作为一个整体,则机组总COPtot:

(13)

式中:Qb为板式换热器供热量,kW。

热泵部分的性能指标COPp影响因素较多,计算方法复杂,本文将其作为主要研究内容,以下性能指标未经说明均为热泵COP。虽然COPtot才是代表机组的性能指标,但由于板式换热器供热量容易计算评估,可以简便的通过计算得到,本文不做进一步研究。

整个供热季气温最低时,为2021年12月26日,取该日代表严寒期工况。一次网水流量为6.5 T/h,二次网流量为16.6 T/h,一次网进水、出水温度分别为45.6、16.6 ℃。性能测量结果如表2所示。

表2 严寒期机组实测性能数据

由于机组采用了一二次网水顺序依次流过各级的设计。因此越靠前的级,蒸发温度越高,冷凝温度越低,前面的级卡诺效率高于后面的级。顺流设计在可靠性、性能及成本上均具有较为显著的优势,且理论上和逆流效率相同。但随着分级数的增加经济性反而会下降,因此理论上存在最佳的分级数。

3.4 变工况特性

(14)

由图9可知,二次网回水温度的变化对于机组的供热能力和COP会产生影响,供水温度增大时,机组取热能力增加,原因是二次网回水温度升高后,引起各级热泵蒸发温度上升,而热泵制冷剂性质是温度越高密度越大,压缩机的体积流量保持不变,制冷剂质量流量增大,制冷量相应增加。

但由于二次网回水温度增大后,冷凝温度也相应提高,机组功耗增大,机组COP整体仍呈略下降趋势。

3.5 变负荷特性

区别于实验测试方法,实际供热场景下,机组需要根据供热需求不停调整负荷,这要求机组满足部分负荷条件下运行。由于热泵部分采用了多级串联顺流的连接方式,后续热泵的开停对于前序热泵无任何影响,因此本文可以通过简单的数据处理得到前n级运行时的性能。例如,若要知道前3级的COPp,只需将前3级的供热量求和,除以前3级的功耗求和即可,而无需真正把第4、5级机组关停。

设计时每级的制冷量相当,因此,通过开停机可以实现热泵从0～100%的间断式变负荷能力,即20%、40%、60%、80%、100%。

仍然取2021年12月26—29日的数据作为严寒期代表工况,则不同负荷情况下的性能如图10所示。

图10 变负荷性能曲线

由图10可知,机组负荷越大机组整体性能越低。这是由于负荷增大时一次网回水温度下降,蒸发冷凝侧的温差增大,根据卡诺定理机组的COP变小。通过实验分析发现性能与制冷量的关系近似成对数函数关系:

COPp=-5.52lnQ+36.15

(15)

出现制冷量越大COP越低的原因是,对同一台机组而言蒸发和冷凝侧的水流量通常保持不变。制冷量越大意味着一次网出水温度越低,机组的蒸发冷凝温差越大,由卡诺定理可知机组理论效率会下降。因此,在工程应用中需要首先确定项目可以接受的最低回水温度,因为不同的项目由于边界条件千差万别,适应的回水温度也差异较大,然后根据此回水温度确定分级数和每级热泵的制冷量。需要指出的是每个项目均存在最佳的分级数和每级热泵的制冷量,该最佳分级数的讨论有待后续进一步研究。

3.6 变流量特性

虽然为了稳定一次网水流量,本机组增设了一次网变频水泵,但实际运行中由于一次管网的供回水压差随着供热负荷变化非常大。初末寒期供热需求减小时,各换热站纷纷减小供热流量,会造成管网供回水压差增大,引起机组供水流量的被动增加。

2022年2月17—22日的昼夜气温变化剧烈,通过分析该时段COPp与流量的关系,得到图11。

图11 一次流量变化对热泵供热COP的影响

由图11可知,一次网流量的波动对于机组整体性能影响较大。这是因为一次网流量增加后,各级热泵蒸发温度上升,制冷剂吸气比容减小,制冷量流量略增加,同时蒸发冷凝温差下降,根据卡诺定理功耗减小。因此,各级制冷COP均会增加,热泵整体性能随一次网流量呈上升趋势。

3.7 全年工况特性

考虑到上述两个因素,本文采用另一种方式,即全年满负荷运行,获得整个供热季的运行数据。在计算全年综合COP时,仅需将不需要运行的热泵数据删除,因为后续热泵的运行不影响前序热泵的结果,与实际关闭热泵的效果相同,因此可以达到虚拟关闭的效果。统计需要运行的热泵数据即可计算得到该项目全年的综合COP。

查询当地天气记录,根据气温进行排序,气温最低时满负荷运转,随着气温升高所需运行负荷减小,根据该负荷需求可以计算得到需要运行的机组,全年运行负荷如图12所示。

图12 按照项目实际需求全年运行负荷

由图12可知,热泵实际需要运行46 d,热泵供热量在50～255 kW范围内调节。热泵供热COP最小为6.5,最大为13.1,供热季平均COP为8.3。由此可知,该场景下电动压缩式热泵起到调峰热源的作用,实际运行时长较小,COP较高,因此耗电量有限。

3.8 运行稳定性

供热工况实时变化,尤其昼夜负荷变化大,在如此不稳定的工况下运行,对热泵的控制调节能力、系统的设计及保护措施要求很高。为了验证机组的频繁加减载能力,本文增加了实验难度,人为干预的频繁加减载实验结果如图13所示。可以发现,机组在几个小时内频繁的调整负荷,但机组应对自如,各热泵之间无冲击和干涉情况发生,各级压缩机无明显的输入功率波动,甚至性能和内效率均维持在较高水平。