大中型沼氣工程余熱回收系統及模擬分析

楊博然， 陳志光， 秦朝葵

(同濟大學機械與能源工程學院燃氣工程研究所，上海201804)

1 概述

目前中國沼氣產業處于高峰發展期，隨著沼氣產業的發展，沼氣熱工制度有許多地方需要完善。尤其是進料加熱造成的熱損占比很高[1-4]，且配套的加熱措施供熱量不足甚至沒有加熱措施，導致發酵溫度下降，產氣率低，同時，多數沼氣工程未對出料余熱加以回收，造成能源浪費。為保證沼氣的高效生產，大量國內外學者對發酵罐的加熱系統進行了研究，裴曉梅等人[5]為解決地源熱泵式沼氣池加溫系統需要打地埋井及敷設地埋管受地質水質局限等問題，構建了太陽能—沼液余熱式熱泵高溫厭氧發酵加溫系統，系統能夠保證發酵池溫度(50±2)℃，沼液余熱回收量可達系統總需熱量的70%；張帥兵等人[6]針對天津市某養殖場沼氣工程設計了1套沼氣發酵罐排料余熱回收裝置，在冬季節能率仍能達到30%以上，有效減少了排料的熱量損失；花鏡等人[7]研究了高溫發酵的容積產氣率和余熱回收對沼氣工程凈產氣率的影響，在沼氣工程中增加余熱回收，可將沼氣凈產氣率從82%提高至90%；王曉超[8]、遲銘書[9]、苑建偉[10]、王飛[11]分別針對太陽能熱管加熱系統、太陽能—沼氣鍋爐聯合加熱系統以及農村生態校園沼氣系統雙效增溫技術等進行了研究；Rainier等人[12]根據氣候條件(環境溫度、太陽輻射、降雨強度等)，建立了用于預測半埋式厭氧消化器中的溫度變化的瞬態熱模型；Yiannopoulos等人[13]采用太陽能加熱系統對城市污水的沼氣發酵進行加熱，研究結果表明即使在緯度高于50°的區域，使用太陽能亦可保證一年中大部分時間的操作溫度。

以上的研究主要針對瞬態條件下利用外界輸入能源加熱沼氣罐圍護結構方面，而對出料余熱回收提高進料溫度及其全年運行工況分析的研究卻很少。通過利用出料余熱回收技術維持沼氣溫度，既能提高能源利用率，又能增加沼氣產氣率，促進沼氣產業化。因此合理設計余熱回收系統并使之能夠連續穩定工作，對于維持沼液池溫度穩定具有十分重要的意義。為此，以哈爾濱等地區為例對沼氣工程中溫發酵系統進行研究，設計一套余熱回收裝置，并利用Dymola軟件建立熱泵模型進行性能分析。利用該模型模擬熱泵系統回收余熱的動態過程并計算可回收的余熱量。最后確定污水源熱泵能夠提供的熱量與是否需要輔助熱源以及何時開啟輔助熱源，同時對污水源熱泵在全年的工作狀況進行系統評價。

2 余熱回收裝置設計

① 大中型沼氣系統耗熱分析

本文以一個沼氣罐容積為1 000 m3的沼氣工程為研究對象，工藝流程見圖1。用于發酵的原材料首先進入預處理間(部分沼氣工程的預處理工藝在室外進行)進行預處理。原材料應與水相混合形成進料，進料中的含水量(體積分數)通常可達到90%以上。從預處理間出來的進料直接送入沼氣罐中進行發酵，沼氣罐中設有加熱盤管，用于保證中溫發酵或高溫發酵，同時設有攪拌器，攪拌沼液以使罐內溫度均勻。加熱盤管中的熱水由供熱鍋爐、熱泵、發電余熱或其他形式通過熱水交換器提供，為沼氣罐提供熱量。沼氣經脫硫脫水(脫水裝置未畫出)后用于發電或其他用途，出料進入固液分離器，分離出沼渣和沼液，沼渣可制作固體化肥，沼液可制作液體化肥。

圖1 沼氣工程工藝流程

② 設計參數

由于沼氣罐90%以上的耗熱為進料耗熱[14]，在進料的同時會溢出等量的出料。因而，對出料余熱進行回收不僅有較大的工程實踐意義，同時減少了加熱所帶來的能耗及環境污染。余熱回收方案有裝設發電機、交叉換熱等，回收裝置有換熱器、余熱鍋爐、熱管及熱泵。大中型沼氣工程中，中溫發酵的沼氣罐出料溫度為35 ℃，屬于低溫余熱，可采用換熱器或熱泵回收。

余熱回收系統的流程見圖2。系統中采用污水源熱泵機組間接換熱方式，先由水在沼液池中取熱，再通過熱泵系統的蒸發器提取水中熱量。冷凝器側蓄熱水箱中的熱水分別用于加熱進料和沼氣罐。污水源熱泵選用蒸氣壓縮式熱泵。余熱回收系統的設計參數見表1。

圖2 余熱回收系統的流程

沼氣罐容積/m31 000沼液池直徑/m2.2沼液池的容積/m38熱泵COP5沼液池換熱盤管水質量流量/(kg·s-1)3.1沼液池換熱盤管水流速/(m·s-1)1沼液池換熱盤管內直徑/mm60蒸發器側吸熱量/kW65蒸發器類型板式蒸發器傳熱系數/(W·m-2·K-1)1 300蒸發器平均換熱溫差/℃5蒸發器換熱面積/m210蒸發器板片數量/片100冷凝器類型板式冷凝器水流速/(m·s-1)0.8冷凝器傳熱系數/(W·m-2·K-1)900冷凝器換熱面積/m218冷凝器板片數量/片180壓縮機轉速/(r· min-1)2 900熱泵工質質量流量/(kg·s-1)0.36

續表1

③ 模擬初始條件

本文選用Dymola軟件對余熱回收系統進行模擬。整個系統模型由沼液池、蒸發器、冷凝器、節流閥、壓縮機組成。該系統的特殊之處在于在沼液池中增加了一個換熱盤管，從沼液中吸收熱量再向蒸發器放熱，這樣可避免了沼液對蒸發器的腐蝕，延長了蒸發器使用壽命。

在Dymola軟件中通過建立上述模型，拖動調用各部件并將各部件按順序依次連接構成整個熱泵系統，余熱回收系統模型軟件截圖見圖3。同時，將各部件的設計參數輸入各部件。進行模擬，即可得到余熱回收過程中各參數隨時間的變化。部件的設計參數見表2。

表2 部件的設計參數

3 余熱回收系統性能分析

① 沼氣工程總耗熱量計算方法

沼氣工程中針對沼氣罐的總耗熱計算主要分為罐體散熱的計算以及進料加熱量的計算。對于進料加熱量的計算，可做如下假設。

a.沼氣罐進料主要為水，計算時其物性參數取水的熱物性參數。

b.沼氣罐內壁面溫度取料液溫度，對中溫發酵取35 ℃。

c.忽略發酵料液產熱，同時認為沼氣罐內溫度分布因機械攪拌而比較均勻。

d.管道散熱損失忽略不計。

e.每天在0:00，4:00，8:00，12:00，16:00，20:00分6批等量進料。

實際工程中對進料采取一定保溫措施，使進料溫度在凝固點以上，故進料時刻的進入進料池的溫度取max(ta-2 ℃,0 ℃)，ta為環境溫度，以最大限度接近沼氣工程的實際情況。

罐體散熱量根據傳熱學公式，分別計算罐壁和罐頂的對流換熱量與罐底與土壤的導熱量。沼氣罐罐體材料參數見表3，具體計算式見文獻[15]。

表3 沼氣罐罐體材料參數

② 污水源熱泵系統工作性能

在本研究中假設每4 h換料一次，每次出料7.5 t，因此沼液在沼液池中停留4 h后全部排出，每批出料余熱回收的時間為4 h。沼液池和進料池均為埋地式，計算時忽略與環境的熱交換。哈爾濱地區，典型周期內，4 h中熱泵系統各參數的變化見圖4～9。

圖4 熱泵制熱量及壓縮機功率

圖5 沼液池中沼液溫度

圖6 蒸發器側水的進出口溫度

圖7 冷凝器側水的進出口溫度

圖8 熱泵系統COP

圖9 熱泵系統過熱度

由圖4可以看出，利用設計的熱泵系統，在4 h內，熱泵制熱量由70 kW逐漸降到47 kW，這是由于沼液池中沼液溫度不斷降低，蒸發器側吸熱量也隨之降低的緣故。同時也表明污水源熱泵系統提供的熱量占據所需熱量的大部分。壓縮機功率從23 kW降到17 kW，平均20 kW。

由圖5可以看出，沼液池中沼液溫度在4 h內由35 ℃逐漸降低到17.7 ℃，隨時間積分計算，可知4 h內從每批出料中回收的熱量為545.0 MJ，每日回收3 270 MJ。

由圖6、7可以看出，蒸發器側水的進出口溫差未能達到設計值，導致熱泵制熱量未能達到設計值。因此，冷凝器側出口水溫在開始能達到45 ℃，之后逐漸下降到43.4 ℃。

由圖8、9可以看出，污水源熱泵系統的COP為2.7～3.0，過熱度在3 K左右，說明熱泵系統工作穩定，COP較高，可以連續不斷地正常工作，保證余熱回收過程的高效穩定運行。

該污水源熱泵系統模型還可用于確定輔助熱源的開啟時間。以哈爾濱4月27日為例，該日各時刻總耗熱量與熱泵制熱量對比見圖10。可以看出，在0:30—7:00，熱泵制熱量小于總耗熱量，需開啟輔助熱源。

圖10 哈爾濱4月27日總耗熱量與熱泵制熱量對比

為觀察該熱泵系統在不同地區的適應性，將哈爾濱、大連和濟南的各月平均總耗熱量繪制在一起，見圖11。

依據逐時氣象參數及標準罐體參數，用MATLAB軟件編寫程序，即可算出罐體總耗熱量及進料總耗熱量，對比圖4、圖11中的哈爾濱地區總耗熱量可以看出，在6—8月，熱泵系統始終能滿足沼氣罐所需熱量，且有部分剩余，此時可選擇壓縮機部分負荷運行或者仍保持全負荷運行。當壓縮機全負荷運行時，沼氣罐內溫度將高于35 ℃，此時沼氣產量會略有升高。在4月、5月、9月、10月，污水源熱泵不能時刻滿足所需熱量，此時需要配備輔助熱源，并在一定的時間內開啟。在1月、2月、3月、11月、12月，輔助熱源需一直開啟。

根據以上分析可以看出，本文設計的污水源熱泵用于哈爾濱時，在6—8月可完全滿足供熱需求，在4月、5月、9月、10月，輔助熱源需選擇性開啟，其開啟時間可通過對比當天各時刻的總耗熱量與熱泵制熱量確定。在1月、2月、3月、11月、12月，輔助熱源需一直開啟。

圖11 哈爾濱、大連、濟南各月平均總耗熱量

將該污水源熱泵應用于大連時，由圖11可以看出，在5—9月份，該系統始終能滿足沼氣罐所需熱量，且有部分剩余，將使沼液溫度略有升高，提高沼氣產量。在4月、10月、11月，該系統不能時刻滿足所需熱量，需在一定時刻開啟輔助熱源，其開啟時間可通過對比當天各時刻的總耗熱量與熱泵制熱量確定。在1月、2月、3月、12月，輔助熱源需一直開啟。

將該污水源熱泵應用于濟南時，在5—10月份，該系統始終能滿足所需熱量，且有部分剩余。尤其在6—8月，制熱量約為所需熱量的2倍，此時可使壓縮機部分負荷運行。在2—4月及11月時，該系統不能時刻滿足所需熱量，需在一定時刻開啟輔助熱源，其開啟時間如前所述。在1月、12月，輔助熱源需一直開啟。

③ 污水源熱泵系統余熱回收評價

為對污水源熱泵全年的工作情況進行系統評價，針對哈爾濱地區，探究污水源熱泵制熱量及占總耗熱量的比例，并計算全年制熱量大于總耗熱量的時間。

不同月份熱泵制熱量占總耗熱量平均比例見表4。其中壓縮機功率為20 kW時，污水源熱泵采用原設計參數。壓縮機功率為33 kW時，蒸發器及冷凝器換熱面積、壓縮機氣缸容積、膨脹閥最大流通面積是原設計參數2倍。不同月份不同壓縮機功率的熱泵制熱量大于總耗熱量的時長及時長占比見表5。

表4 不同月份熱泵制熱量占總耗熱量平均比例

表5 不同月份不同壓縮機功率的熱泵制熱量大于總耗熱量的時長及時長占比

從表4可以看出，采用壓縮機功率為20 kW的熱泵，5—9月，熱泵制熱量遠多于總耗熱量，沼液溫度會有所升高，沼氣產量略有升高。10月至轉年4月，熱泵制熱量占總耗熱量的75%左右，1月份熱泵制熱量占總耗熱量的72%，說明即使在最冷的月份，熱泵制熱量也能提供大部分熱量。全年壓縮機功率分別為20 kW、33 kW時，熱泵制熱量占總耗熱量比例分別為105%、150%。

由表5可以看出，壓縮機功率為20 kW時，全年的制熱量大于總耗熱量的時長占比僅為40%，這是由于冬季進料耗熱較大，熱泵制熱量一直不能滿足所需熱量，此時應使用輔助熱源補充供熱。由表5還可以看出，采用功率為33 kW的壓縮機，每月的制熱量總量均大于總耗熱量，而全年中制熱量大于總耗熱量的時長占比卻只有73.7%。11月至轉年3月，熱泵制熱量大于總耗熱量的時長占比在50%左右，而對比每月的制熱量與總耗熱量，發現二者大致相平。

為進一步確認此時的工作狀態，繪制了壓縮機功率為33 kW時，1月1日總耗熱量與制熱量的對比，見圖12。哈爾濱冬季環境溫度低于0 ℃，進料溫度取0 ℃，因此進料加熱量基本相同，而進料加熱量占總耗熱量的大部分，罐體散熱變化不大，因此圖中總耗熱量保持平穩，而熱泵制熱量每4 h重復一次。從圖中可以看出，熱泵制熱量與總耗熱量的總量基本一致，因此沼液溫度將在35 ℃上下波動。因此，當熱泵部件參數為原設計值2倍，壓縮機功率為33 kW時，可基本滿足中溫發酵。

圖12 壓縮機功率為33 kW時，1月1日總耗熱量與熱泵制熱量的對比

④ 小結

當污水源熱泵采用前文的設計參數時，壓縮機功率為20 kW，熱泵在最冷的1月能保證所需熱量的72%，然而此時小時不保證率較高，需設置輔助熱源。當污水源熱泵部件參數采用原設計值兩倍時，壓縮機功率為33 kW，雖然在1月小時保證率僅為50%，但熱泵制熱量與總耗熱量總量基本一致，沼液將在35 ℃上下波動，可基本滿足中溫發酵。但此時熱泵在夏季的供熱量遠遠超過所需熱量，且COP相比20 kW時有所降低。

實際應用時，應結合經濟性分析對熱泵進行選型。大中型沼氣工程中溫發酵容積產氣率按1.3 m3/(m3·d)計算，則1 000 m3的中溫厭氧發酵罐年產氣量為474 500 m3，年產能9 684 545 MJ(按體積分數甲烷60%，二氧化碳40%，15 ℃計算溫度)。熱泵制熱量為33 kW時，耗能與產能之比僅為10.7%。沼氣價格為0.9 元/m3時，電費占沼氣收益的31%。

在實際工程中，由于供熱量與總耗熱量的不均勻性，沼液溫度會發生波動，進而總耗熱量與熱泵制熱量也會發生變化，總耗熱量與制熱量的變化又會進一步導致沼液溫度的變化；沼液溫度、總耗熱量、制熱量耦合影響，使得實際結果會與該計算結果有所偏差。

4 結論

① 根據對大中型沼氣工程中溫發酵系統的研究，依照哈爾濱等地區氣象條件計算總耗熱量，在此基礎上為減少沼氣罐出料的熱量損失，設計了一套污水源熱泵余熱回收系統。應用Dymola軟件對該系統模型的余熱回收效率進行模擬分析，評價了污水源熱泵全年的工作狀況。

② 對哈爾濱地區，在周期為4 h的進出料循環中，污水源熱泵系統的COP為2.7～3.0，過熱度在3 K左右，熱泵系統工作穩定，制熱性能系數較高。對哈爾濱地區，11月至轉年3月，輔助熱源需一直開啟； 6—8月，壓縮機部分負荷運行； 4、5、9、10月，根據總耗熱量與熱泵制熱量，確定輔助熱源開啟時間。

③ 在哈爾濱地區，采用壓縮機功率為20 kW的熱泵系統，最冷的1月能夠補償72%的總耗熱量，但小時不保證率較高，需設置輔助熱源；采用壓縮機功率為33 kW的熱泵系統，制熱量與總耗熱量大體持平，可基本滿足中溫發酵，但該熱泵在6—8月提供的熱量超過所需熱量的兩倍，且COP相比壓縮機功率為20 kW時有所降低。