污水源熱泵在商業建筑節能改造中的應用

徐睿奇 周勃 費朝陽 孫成才

沈陽工業大學建筑與土木工程學院

0 引言

2018 年北方城鎮供暖能耗為2.35 億tce，占總建筑能耗的23%，能源消耗和環境污染的雙重壓力顯著[1]。商場類建筑具有客流密度大、運行時間長的特點，因此全年制冷供暖的能耗大，成為建筑節能的重點改造對象[2-3]。已有公共建筑普遍采用的燃煤鍋爐和溴化鋰直燃機方案，機組效率衰退、建筑能耗過大，是節能改造的關鍵。

污水源熱泵能夠較大緩解能源缺乏，熱源分布不均和環境問題。城市污水溫度適合為冬夏兩用熱泵提供低位熱能[4]。本文以沈陽市某大型商業建筑空調系統節能改造為例，采用污水源熱泵代替原有蒸汽式鍋爐，溴化鋰直燃機和離心式制冷機，探究原有建筑節能潛力以及污水源熱泵在節能改造中的應用，為商業建筑的冷熱源優化設計提供參考。

1 能源系統介紹

該項目為沈陽市一綜合型商業，該建筑1999 年投入使用，空調面積340000 m2，空調設計冷負荷28564 kW，供暖設計熱負荷21086 kW，空調末端采用組合式空調機組和吊頂式空調機組全年制冷采暖。由于當時沈陽地區柴油價格為2800～3000 元/噸，而市政掛網費（100～120 元/m2）與電網增容費（1000 元/kVA）都比較高，因此該項目采用了蒸汽鍋爐和溴化鋰直燃機作為熱源，改造前主要設備如表1。

表1 改造前冷熱源主要設備表

2014 年該建筑整個供暖期運行151 d，日平均運行時間為11 h。夏季采用離心式制冷機組供冷，整個制冷期運行100 d，日平均運行時間為12 h。電價按照1元/kW·h 計算，柴油價格已上漲至7800 元/噸，該建筑冬季供暖燃油費為1966 萬元，輸配系統電費136 萬元。夏季主機電費為490 萬元，輸配系統電費60 萬元。分析該建筑實際能耗數據，燃油是建筑空調系統最大能耗。若按照沈陽市商業建筑市政熱網32 元/m2的標準計算，該商場的采暖費用為1088 萬元/a，僅為冬季真實供暖能耗費用的一半，這說明由于能源價格變化，原有冷熱源方案已不再適應現代經濟社會發展。此外，原有空調系統設計符合過大，主機選型均過大，長時間低負荷運行，機組效率低，離心式制冷機組效能低。而且由于商業建筑體量較大，為滿足靈活啟停，主機設備互為備用，但是原設計主要設備均超過60%備用量。

基于以上分析發現，該空調系統有較大節能改造潛力。該項目周圍有兩條污水干渠，污水量分別為800 m3/h、2200 m3/h，冬季污水溫度約為22 ℃，為采用污水源熱泵提供有利條件。另外，由于該項目周圍沒有污水處理廠，若將污水源熱泵泵站建在其他地區污水處理廠附近，會怎加輸送距離，導致能量損失增加，系統運行費用增加。而且，建筑物空調冷熱負荷較小，污水源熱泵循環污水流量僅為該地區污水處理量的16%。不會對下游污水處理廠產生影響。因此，采用城市原生污水作為熱泵系統的低位熱源，利用熱泵技術為建筑供熱供冷。

2 節能改造方案

重新計算該建筑的空調負荷，設計冷負荷17096 kW，設計熱負荷1678 kW，分別比原來設計值下降40.1%、20.4%。根據建筑物功能、運行時間進行空調分區，有利于空調系統分時分區調控，峰值調節和設備互相備用。設計該系統的溫度和運行參數，設計污水換熱器的換熱面積并進行熱泵選型。

2.1 熱泵系統的溫度參數設計

如圖1 所示當冬季制熱時，13 ℃左右的污水經過水泵進入污水換熱器進行放熱并以7.4 ℃左右排放至下有水源處。溫差為8.6 ℃左右的清潔中介水經中介水泵輸送，送入熱泵機組蒸發器，并放熱，將從污水中獲取的能量傳遞給熱泵，此時溫度4.0 ℃，再次進入污水換熱器進行吸熱，形成閉式中介循環。最終45 ℃左右的末端系統水進入熱泵機組冷凝器進行吸熱，以50 ℃進入末端散熱設備將熱量釋放給建筑空間。同理，夏季制冷時，22 ℃的污水經過污水泵進入污水換熱器，并和清潔水換熱，以28.3 ℃排放。26.7 ℃左右的清潔水經中介水泵輸送進入熱泵機組冷凝器進行吸熱，以33.0 ℃左右進入污水換熱器進行放熱，12 ℃左右的末端系統水進入熱泵機組蒸發器進行放熱，最終7 ℃的冷凍水進入末端設備實現末端循環。

圖1 污水源熱泵系統圖

2.2 熱泵系統的運行參數測試

對每個空調分區在最冷月份、最熱月份進行測試以得到實際運行數據。表2 為3 個空調分區的運行溫度參數和熱泵機組的選型。

表2 熱泵系統運行參數

表2 中可以看出，重新設計后，熱泵機組的總制冷量為17186 kW，總制熱量16880 kW，滿足負荷設計要求，熱泵系統更靈活地分時、分區調控，可互為備用。特別在嚴寒地區最冷月，冷凝器出水溫度達到50 ℃，說明該方案供熱效果顯著。同時，夏季制冷工況也處于能效較高的狀態，符合夏季工況要求。

2.3 污水換熱器的設計計算

污水換熱器的換熱量為：

式中：Q 為污水換熱器的換熱量，kW；K 為換熱系數，W/(m2·℃)；F 為污水換熱器面積，m2；Δt0為對數換熱溫差，℃。

則污水換熱器的換熱面積為：

式中：Δt'為熱流體進口溫度與冷流體出口溫度之差，℃；Δt''為熱流體出口溫度與冷流體進口溫度之差，℃。

本項目選擇流道式污水換熱器，其傳熱系數為K=1370 W/(m2·℃)。將表2 中污水和和中介水循環溫度參數代入式（3），可得到污水換熱器的平均對數溫差為：夏季5.4 ℃，冬季3.6 ℃。代入式（2）中可計算出不同熱泵系統的污水換熱器面積和臺數，如表3 所示。

表3 污水換熱器的換熱面積和臺數

2.4 輸配水量計算及設計

污水及中介水水量為：

式中：G 為污水流量，m3/h；Δt 為污水進出口溫差、中介水進出口溫差（污水及中介水的進出口溫差數值相等），℃；Cp=4.19 kJ/(kg·℃)。

為了得到最不利工況，污水溫差取最小值，Δt=3.6 ℃，將表3 的污水換熱量代入式（5）可得污水量。

經計算，該項目3 個空調分區設計使用污水總量分別為443.7 m3/h，899.3 m3/h 與850.2 m3/h。引退水工程的兩條污水干渠，設計污水泵坑面積為100 m2。污水引退水工程包含引退水管及施工、土方工程、提升井建設，引水管大約450 m。污水引水管2 根，直徑分別為400 mm、800 mm。退水管2 根，直徑分別為300 mm、700 mm。

由式（4）和（5）計算的污水量分別為800 m3/h、2200 m3/h，完全可以滿足使用要求。

系統水水量為：

式中：ΔT為系統水進出口溫差，℃。

各類水泵水量按此計算值加5%富余量選取，水泵揚程為各分系統的管路阻力、設備阻力之和。

3 運行費用比較

該建筑于2015 年進行污水換熱器、污水泵、熱泵機組、中介水泵、末端循環設備更新。該項目的污水退水工程合計370 萬元，項目改造費計3800 萬元，共計4170 萬元。

為確保節能效果，計算改造后熱泵機組年耗電量。電價按照1 元/kW·h 計算，過渡季節開機1 臺，冬季運行65 d，每天運行11 h，夏季運行50 d，每天運行12 h。極寒期和正夏期開機2 臺，冬季運行85 d，夏季運行50 d，運行時間與過渡季節相同，冬季運行85 d，夏季運行50 d，考慮到機組隨室外溫度運行調節的情況，平均負荷率取85%，得到污水源熱泵的耗電量見表4。

表4 改造后污水源熱泵的電量

表4 中，冬季供暖總計3591625 元，夏季制冷共計2378079 元，全年熱泵機組5969704 元。2018 年對改造熱泵機組實施能耗監測，6 臺污水源熱泵機組的總耗電費為5746287 元，證明所估算的平均負荷率與空調能耗也較為均勻，機組在高效率區運行。空調分三個區的采暖費分別為：7.66 元/m2，13.55 元/m2，10.01 元/m2。改造前后運行費用比較如表5 所示。

表5 改造前后實際運行費用對比

由表5 可知，改造后系統節省運行費用1859 萬元，節能率達75.7%。按項目投資4170 萬元計算，2.5 a內能收回全部成本，節能效果顯著。

4 結論

1）本文用城市生活污水作為低品位熱源進行供熱，一機雙用可應用范圍廣泛，不消耗化石能源、無污染、零排放，環境效果顯著，完全符合哥本哈根大會倡導的“低碳生活”理念，負荷我國政府提出“大力發展循環經濟、建設可持續發展小康社會”的政策思想，是一項節能環保的利民工程。

2）本文解決了熱泵技術在商業建筑節能改造中的應用，采用污水源熱泵供暖制冷。本項目保證冬季室內溫度符合人體舒適度的同時也滿足節約運行費用的要求。

3）輸配系統耗電量也不容忽視，本文在改造主機設備后，冷熱循環系統均為定頻運行，沒有考慮部分符合運行工況的自控策略，因此可進一步研究水泵的變頻調節以及水泵和熱泵機組的優化匹配和冷熱源優化匹配，從而深入挖掘商業建筑的節能潛力。