基于大鍋灶煙氣余熱回收的熱泵熱水系統設計

王鳳予 劉澤華 譚子豪 黃玲玲 魯婧 楊歷全

南華大學土木工程學院

0 引言

直熱式空氣源熱泵熱水器可以將市政冷水一次性加熱至使用溫度，具有運行過程高壓穩定，出水迅速，制熱能力強和能效比高的優點，在商業場合中使用較多[1-3]。但是熱泵機組同樣有結霜的問題，在冬季低溫潮濕環境中運行時存在室外蒸發器結霜，導致機組制熱能力不足與運行效率低下[4]，現階段的空氣源熱泵除霜方法例如逆向除霜、熱氣旁通除霜等，一定程度上可以解決除霜的問題，但是由于這幾種方法是基于熱泵自身能量，熱量來源單一，在除霜時會帶來制熱的不穩定[5]。

基于直熱式空氣源熱泵除霜時的熱量來源問題，本文提出了一種在食堂建筑中利用外部熱源（燃氣大鍋灶煙氣余熱）的除霜方法，并設計了將兩個裝置聯合運行供熱水系統。燃氣大鍋灶是公共食堂中廣泛使用的炊具，是用能大戶，具有集中的排煙道，排除的煙氣溫度可達400～500 ℃，其中具有大量的余熱[6]，將其回收可以提高天然氣的熱能利用率，也可以改善后廚的熱環境。

本文以南華大學求是園食堂大伙為例，以滿足其熱水需求為目標，設計了一套燃氣大鍋灶煙氣余熱利用與直熱式空氣源熱泵熱水器聯合供熱水系統，不僅可以解決空氣源熱泵的除霜問題，還可以提高天然氣的熱能利用率。

1 余熱特點與直熱式空氣源熱泵熱水器的選型

1.1 燃氣大鍋灶煙氣余熱特點

調研得知該大伙每天使用4 臺同樣型號的燃氣大鍋灶烹飪，每天使用約9 h，平均每頓飯使用3 h，期間很少斷火。筆者在2019 年7 月對大鍋灶進行了煙氣余熱測試計算，一般使用時的天然氣的輸入熱負荷為38.4 kW，過量空氣系數為1.06，室外溫度為30 ℃時，煙氣溫度約為466 ℃，煙氣的露點溫度為60.2 ℃，以環境溫度30 ℃為基準計算的煙氣余熱量為13.6 kW，其中潛熱占比為32.5%，如果將煙氣中的余熱進行回收，不同排煙溫度下的可回收熱量與占輸入熱量的百分比見圖1。

圖1 不同排煙溫度下的可回收熱量與占輸入熱量的百分比

這里需要說明大鍋灶在冬季較低氣溫下，煙氣溫度沒有夏季高，但是冬季的冷水溫度較低可以將煙氣冷卻至更低的溫度，回收更多的熱量，所以假設一年四季的煙氣余熱量是一樣的進行計算。

1.2 熱負荷計算

1.2.1 熱水需求量

該大伙本身并沒有配置熱水供應系統，也無法從管理人員處得到熱水的需求信息，但熱水需求與用餐人數相關。筆者在食堂信息管理中心調研得到了2018～2019 學年各典型時間段該食堂大伙的交易額，并按照人均消費水平7.5 元/(人*次)計算得到了用餐人數變化曲線圖，具體見圖2。

圖2 2018～2019 學年各個典型時間段用餐人數變化圖

熱水的需求與用餐人數密切相關，系統也應該按最不利工況進行設計，從季節的因素考慮，冬季為最不利情況，從用餐人數來看學期初為最不利情況，本文綜合考慮了這兩方面的因素，由于天氣越寒冷時熱水的需求越大[7]，因此選用了冬季的用餐人數與天氣工況進行設計，由圖可以發現，冬季的最大單日用餐人數為4409(人*次)/日，加上食堂的服務人員，最終確定按照用餐人數為4500(人*次)/日進行系統設計。

從規范《建筑給水排水設計標準》GB50015-2019得到食堂建筑熱水用水定額為7 L/(人* 次)，水溫60 ℃，所以大伙每天的熱水的需求M=(4500×7)/1000=31.5 m3。

1.2.2 制水與用水時間

31.5m3的熱水主要用于菜品的清潔，烹飪中的使用以及餐后的餐具清潔等，因為熱水的使用時間多數在大鍋灶使用過程中以及使用過程之后，所以設定系統的制水時間在大鍋灶使用的時間內制備，假設可以滿足應有的熱水需求。

1.2.3 熱負荷計算

熱負荷應按照最不利工況（即冬季最冷月平均工況）進行計算。衡陽地區全年最冷月平均氣溫為7 ℃，冷水計算溫度為5 ℃[8]。

熱泵的設計制熱量按下式計算：

式中：Q 為熱泵機組設計供熱量，kW；m 為用水單位數，人；qr為熱水用水定額，L/(人*次)；C 為水的比熱容，取4.187kJ/(kg*℃)；r為水的密度；tr為熱水溫度，取60 ℃；t1為冷水溫度，取5 ℃；T 為熱泵工作時間，取9 h。

計算得：Q=4500×7×4.187×55/(3600×9)=224 kW

1.3 直熱式空氣源熱泵熱水器選型計算

為了深度的回收煙氣中的潛熱以及煙氣余熱瞬息性特點的原因，需要在制水過程中不斷的使用冷水，所以采用直熱式空氣源熱泵熱水器與余熱回收裝置聯合運行可以一次性的將冷水制取到使用溫度。

為便于與大鍋灶的聯合運行，擬選用4 臺直熱式空氣源熱泵熱水器機組，即每臺熱泵配合一臺大鍋灶聯合運行，每一套系統承擔總熱負荷的1/4，即56 kW。雖然大鍋灶可以提供一部分熱量，保險起見，空氣源熱泵選型按照負荷為56 kW 計算，根據樣本的性能曲線選擇在7 ℃環境溫度時的能效比，本研究取此時的COP 為2.5，即每臺輸入功率為22.4 kW，共89.6 kW。

2 系統方案

系統圖見圖3，圖中三通閥從左至右分別為1、2、3 通路。下面先介紹在需要除霜時和不需要除霜時的系統流程，然后對其中的除霜方案原理和余熱回收方案原理進行闡述。

圖3 燃氣大鍋灶煙氣余熱與直熱式空氣源熱泵熱水器聯合供熱水系統

2.1 不需要除霜時的運行方案

不需要除霜時，即在春夏秋季和在冬季較高氣溫時，開啟水泵1-1，三通閥3-1 接通1 和3，三通閥3-2接通2 和3，三通閥3-3 接通1 和2，三通閥3-4 接通1和2，空氣源熱泵開啟，三通閥3-5 接通1 和3。冷凝水處理系統開啟，其余未提閥門視為關閉。

此時水系統的流程為，市政冷水依次通過水泵1-1→冷凝換熱器→3-1→3-2→冷凝器→3-3→顯熱換熱器→3-4→保溫水箱1。冷水先經過冷凝換熱器初步預熱，深度回收煙氣中的顯熱與潛熱，然后進入空氣源熱泵熱水器冷凝段進一步加熱，再進入顯熱換熱器，進一步回收高溫煙氣的顯熱，最后進入保溫水箱以備使用。

煙氣：煙氣從大鍋灶排煙口排出后，先經過顯熱換熱器與從冷凝器出來的水進行換熱，被冷卻至低溫后進入冷凝換熱器，進而與市政冷水進行深度換熱，煙溫進一步冷卻至露點一下，最后排入煙囪排向室外。下面的煙氣流動與此相同，不在贅述。

2.2 需要除霜時的運行方案

在冬季需要除霜的時節，空氣源熱泵熱水器的室外蒸發器的運行時段可分為結霜期和除霜期。

在結霜期內，保溫水箱2 蓄熱時，開啟水泵1-1，三通閥3-1 接通1 和3，三通閥3-2 接通2 和3，開啟閥門2-1，三通閥3-3 接通1 和2，三通閥3-4 接通1 和3，開啟水泵1-3，三通閥3-5 接通1 和3，空氣源熱泵正常工作。

此時水系統分為兩個部分，將保溫水箱中的水加滿至所需水量后，保溫水箱2 內的水在水泵1-3 的帶動下持續通過顯熱換熱器加熱至80 ℃，以備除霜使用。與此同時，市政冷水先后經過水泵1-1→冷凝換熱器→三通閥3-1→三通閥3-2→冷凝器→閥門2-1→保溫水箱2。冷水先通過冷凝換熱器進行預熱，然后進入冷凝器加熱后進入保溫水箱1 備用。當保溫水箱2 內的水溫加熱至80 ℃后，系統變換成不需要除霜時的運行方案。

在除霜期內，三通閥3-5 接通1 和2，開啟2-3，其余系統與結霜期時相同。此時制冷劑從膨脹閥節流出的低壓低溫制冷劑，通過三通閥進入保溫水箱2 吸熱并過熱后通過閥門2-3 進入蒸發器冷凝除霜，進而完成循環。

此時水系統運行與結霜期時相同。

2.3 除霜方案原理

空氣源熱泵的除霜方案是參照文獻[9]提出的方法并加以改進的。從膨脹閥節流出來的低溫低壓液體進入保溫水箱2 吸熱汽化并過熱后進入室外蒸發器除霜后并保持氣態進入壓縮機完成循環，保溫水箱2 不僅要提供容霜所需的熱量，而且要提供機組正常運行時制冷劑從蒸發端的吸熱量。

熱泵機組的p-h 見圖4。其中流程4-1-2-3-4 為空氣源熱泵正常運行時的循環流程。在除霜時的流程為4-5-1-2-3-4，其中4-5 過程為低溫低壓的制冷劑液體通入保溫水箱2 吸熱汽化并過熱的過程，5-1 為過熱的制冷劑通入蒸發器除霜過程。

圖4 余熱除霜方法循環原理

2.4 余熱回收方案原理與換熱器負荷分配

本研究旨在深度回收煙氣中的顯熱和潛熱，采用兩級換熱，其中冷凝換熱器為了深度回收煙氣中的潛熱，所以需要利用市政冷水溫度低的特點將潛熱充分回收，并且冷凝換熱器的熱負荷不宜過大，只需要將潛熱釋放掉就可以了，這樣進入冷凝器的水溫不高可以使熱泵機組高效運行。而從冷凝器出來的熱水依舊可以在高溫煙氣下加熱到使用溫度。

由于保溫水箱2 的熱量由顯熱換熱器提供，由計算可知，顯熱換熱器的設計熱負荷應該不小于13.6×24640/39168=8.6 kW。因此顯熱換熱器熱負荷按照8.6 kW，由圖1 可知，煙氣放出8.6 kW 熱量時，煙氣溫度已經降低到了露點溫度60.2 ℃附近，然后冷凝換熱器負荷為保險起見，按照煙氣溫度從70 ℃到環境溫度計算，可以將煙氣余熱較好的回收，冷凝換熱器設計熱負荷為5.3 kW。

3 兩個保溫水箱的選型計算

3.1 保溫水箱1 選型計算

保溫水箱1 為供熱水箱，容積按下式計算：

式中：V1為保溫水箱容積，m3；n 為熱泵機組個數，個。

計算得保溫水箱的容積為：V1=1.1×4500×7/(1000×4)=8.7 m3。這里計算到了容積為儲存一天的熱水的容積，但是食堂為固定時間段使用的建筑物，制備每餐使用的熱水量相似，保溫水箱只需能夠儲存一餐所需的熱水量即可，這樣可以減小保溫水箱的容積。所以儲存每餐熱水的容積為2.9 m3，這里選取容積為3 m3的保溫水箱。

3.2 保溫水箱2 選型計算

保溫水箱2 是為了提供除霜時的熱量而設立的，與保溫水箱1 分開設立，除霜時并不影響保溫水箱1的穩定性。

保溫水箱2 的容量設計要考慮除霜時需要多少熱量，參照文獻[10]的計算方法，在結霜為60 min，除霜10 min 的工況下，相對于制熱量，除霜所需的熱量為188 kJ/kW，所以本文的熱泵除霜所需熱量為10528 kJ。

保溫水箱2 在除霜時還需要提供蒸發器的吸熱量，所以假定在蒸發溫度為0 ℃的工況下運行時，蒸發器所需熱量約為7 ℃工況下的70%，即(56-22.4)×0.7=23.52 kW，保溫水箱2 還需要提供14112 kJ 的熱量，保溫水箱2 要在除霜的10 min 內提供24640 kJ 的能量。

大鍋灶的余熱有13.6 kW 的余熱，假設煙氣余熱回收裝置的熱效率為0.8，則可以回收10.88 kW 的能量，60 min 內可以回收39168 kJ 的熱量，很顯然是足夠的。

保溫水箱2 的容量計算，假設保溫水箱除霜后水溫從80 ℃降為50 ℃，則需要水量196 kg，選用200 L的保溫水箱。

4 系統運行參數與節能分析

以設計工況為例，冷水溫度為5 ℃，環境溫度為7 ℃，水質量流量vg=mqrρ/(4×9×1000×3600)=0.243 kg/s。假設換熱器的余熱利用率為0.8，則冷水通過冷凝換熱器后的溫度t2=(13.6-8.6)×0.8/(0.243×4.187)+5=8.9 ℃。

進入顯熱換熱器的水溫t3=60-8.6×0.8/(0.243×4.187)=53.2 ℃。此時空氣源熱泵熱水器的進出水溫為9.2 ℃/53.2 ℃，承擔熱負荷Q2=4.187×0.243×(53.2-8.9)=45.1 kW。

則系統節能率Ψ1=1-45.1/56=19.5%，可以提高天然氣熱能利用率Ψ2=13.6×0.8/38.4=28%。

5 總結

利用燃氣大鍋灶煙氣余熱與直熱式空氣源熱泵聯合供熱水系統可以較好地為食堂提供熱水，達到節能減排的目的。燃氣大鍋灶煙氣余熱量可以為直熱式空氣源熱泵除霜提供所需熱量。