中國北方高校供暖狀況調研與優化方案設計

田太鵬 孫聞 蘭子偉

(遼寧工程技術大學土木工程學院,遼寧 阜新 123000)

2020 年,習主席在聯合國大會上做出兩點承諾：第一是在2030 年之前,中國要在巴黎承諾的基礎上提前碳排放達峰；第二是中國提出終點方案,即中國到2060 年實現碳中和[1]。基于此種時代背景,本文針對中國北方地區高校供暖狀況進行了調研,并對供暖系統的優化方案進行了設計與分析——以遼西地區某高校校區為例。本文調研發現2017 年之前該校區供暖效果極差,教學樓溫度10℃左右,宿舍溫度16℃左右,2018 年該校區通過整體供暖改造,大大提升了供暖系統效果與人員舒適度。

地源熱泵系統在我國的應用非常廣泛。截至2012 年底,我國地源熱泵應用面積近24000 萬m2[2]。且作為制冷空調行業一個新興的產品類別,熱泵相對于燃氣供暖、直接電加熱等產品,具有明顯的節能環保優勢,是一種高效清潔的能源利用方式[3],可以有效控制和減少電站燃燒產物中的粉塵、SO2和NOX等大氣污染物[4]。遼寧沈陽結合得天獨厚的水文地質特點優勢,經過科學分析,大力發展水源熱泵技術,在推廣水源熱泵應用方面走在了全國的前列[5]。本文通過調取數據資料與走訪調查等方式對該校區2017 年之前供暖系統存在的問題進行了分析,并結合當前該校區的實際情況設計出了地源熱泵改造方案,為中國北方地區高校供暖系統改造提供了參考價值。

1 測量分析

遼西地區冬季氣候干燥寒冷,多風,高校校園往往位于空曠的城市邊緣地區,建筑熱損失大。高校園區內建筑能功能形式多樣,包含住宿區、教學區、辦公區及體育場館等,每個區域建筑群供暖負荷特性和高峰用熱需求時間各不相同,同時園區內各功能區建筑群相對集中,但各功能區距離較遠,很容易出現供熱不均,供熱系統最不利端的建筑供熱效果往往很難保障。本文通過調取2017 年之前該校區供暖數據進行(轉下頁)計算分析,現將問題總結如下：

1.1 教學區總供熱量不足

改造前檢測團隊利用超聲波流量計對于教學區換熱器實際流量進行測試的結果為696m3/h(泵額定流量為720m3/h),二次網供回水溫差為7℃,即二次網總供熱量為5684kW,承擔供熱面積為196353m2,則教學區建筑的采暖面積熱指標僅為28.9W/m2。低于《實用供熱供熱空調設計手冊》中“住宅45-70W/m2；辦公室60-80W/m2”的通用設計標準。

1.2 一、二次網板式換熱器傳熱系數偏低

測算數據顯示,換熱站內板式換熱器的對數平均換熱溫差為16℃,面積為兩組220m2,換熱量為5684kW,則其平均換熱系數為807.39W/m2/℃,常規板式換熱器傳熱系數至少應為為2000W/m2/℃以上。

1.3 換熱站內壓力損失較大,供熱資用壓力不足,且末端管路管徑較小,循環阻力大,導致熱水循環不暢

圖1 換熱站內壓力分布圖

由換熱站內壓力分布圖1 可知,供熱循環泵的實際揚程為27 米水柱(0.28MPa),基本接近泵的額定揚程28 米水柱,但27米水柱(0.27MPa) 的揚程在換熱站內損失達到17 米水柱(0.17MPa),導致分集水器見熱用戶的資用壓力為10 米水柱(0.1MPa)。且損失的17 米水柱主要浪費在了泵的出口到換熱器入口的管路中,達到12 米的水頭損失。

該校區供熱末端管路改造前多為4 分、6 分管,管徑偏小,循環阻力大,有限的循環動力,導致管路內熱水循環不暢,且越遠端循環越差。

1.4 室內散熱器片數偏少,散熱量不夠

以某辦公建筑的會議室為例,該會議室為北向128 平米,改造前共設有三組12 片,共36 片散熱器,由于缺乏產品數據,本次分析散熱器型號采用與實際散熱器熱工性能較為接近的中心距600mmTLZY8-6/6-1.0 銅鋁復合散熱器,性能參數摘自《實用供熱空調設計手冊》,散熱器進出水溫度按最佳運行工況即換熱站出水溫度45℃,回水38℃計算,室內設計溫度取18℃,則單片散熱器的散熱量為：Q=0.6751ΔT1.274=37.68W/片,則散熱器總散熱量為1356.48W,采暖平米熱指標僅為10.59W/m2,完全不能滿足供熱需求,而此辦公建筑11 月29 日散熱器供水溫度僅為34℃,其實際散熱量更小,當日該房間溫度也只有13.7℃。即使按散熱器單片散熱量100W 計算,其能達到的采暖面積熱指標僅為28.125W/m2,也達不到采暖設計要求,所以就此辦公建筑而言,室內布置散熱器片數量完全不足以保證室內供熱品質。

1.5 供熱不均導致循環末端建筑供熱效果不達標

據調查發現,供暖系統改造前離換熱站較近的5 號宿舍樓室內溫度集中在20℃,滿足室內供熱品質需求,而較遠的4 號樓室內溫度普遍低于18℃,學生反應較冷。由于教學區總供熱量不足,使本就不多的供熱量被近端用戶占有,更加重了遠端的供熱不足。

1.6 管道保溫不好導致末端供水溫度偏低

通過走訪得知供暖系統改造前換熱站內供水溫度為45℃,而位置較遠的辦公建筑散熱器供水溫度僅為34.4℃,初步推斷在供熱管路中存在熱損失。

1.7 換熱站回水溫度異常

調查顯示改造前換熱站回水溫度高于某辦公建筑供水度,初步推斷是有較小阻力的并聯回路高溫回水混合。

2 地源熱泵系統設計方案

2.1 工程概況

建筑概述：教室面積13.7 萬m2,宿舍面積5.9 萬m2。

設計要求：設計以地埋管系統為冷熱源,采用地源熱泵機組進行冬季供暖。

2.2 設計參數

供暖供水60℃,回水50℃。

地埋管系統冬季為8℃,回水4℃。

設計負荷見表1。

表1 設計負荷

2.3 地源熱泵系統設計方案

主機選擇：供暖機組。

機組型號：LSBLGR-4350EMG(空調機組主要技術參數見表2)。

表2 空調機組主要技術參數

機組數量：4 臺。

承壓：1.0MPa。

制熱運行：熱水進出水溫度50/60℃,熱源水進出水溫度8/4℃。

2.4 主機使用說明

本方案中所選用機組能夠根據室外氣候和冷熱負荷的變化自動加載卸載,以達到最經濟的運行。機組為全智能化自動控制,機組可設定溫度、時間,并根據設定的參數自動加載或卸載。同時,系統故障自動保護、自動報警、自動記錄、自動停機,能夠很好的保護機組,又方便故障排除。

2.5 機房系統設計

空調水系統：空調水系統采用兩管制定流量系統。空調系統水采用軟化水,由軟水器制取。空調水循環泵各選用5 臺,4用1 備。

水系統膨脹定壓：空調水系統采用定壓補水泵定壓補水,設軟化水箱,并設補水泵,補水泵為一用一備,初期上水可兩臺同時開啟。

開機循序：空調水循環泵- 熱源水供水泵- 熱泵主機；停機循序：熱泵主機- 熱源水供水泵- 空調水循環泵。

機房內設污水坑和排污泵,防止因檢修、調試等原因而出現存水的現象,影響電氣控制。

2.6 地埋管方案設計

建筑物熱負荷及冬季地下換熱量計算(計算結果見表3),本設計工況下制熱的COP2計算地下傳熱量：

Q'2=Q2(1-1/COP2)

其中Q'2——冬季空調從土壤吸收的熱量(kW)；

Q2——冬季空調設計總熱負荷(kW)；

COP2——設計工況下地源熱泵機組的供熱系數。

根據最大熱量(即取冬季空調從土壤吸收的熱量Q'2)進行設計計算

表3 建筑物熱負荷及冬季地下換熱量計算

2.7 地下換熱器設計

根據要求熱交換器采用垂直豎井U 型管布置方式。

串聯或并聯形式的確定：地下熱交換器中流體流動的回路形式有串聯和并聯兩種,串聯系統管徑較大,管道費用較高,并且長度壓降特性限制了系統能力。并聯系統管徑較小,管道費用較低,且常常布置成同程式,當每個并聯環路之間流量平衡時,其換熱量相同,其壓降特性有利于提高系統能力。因此,本系統采用并聯同程式。

選擇管材：一般來講,一旦將換熱器埋入地下后,基本不可能進行維修或更換,這就要求保證埋入地下管材的化學性質穩定并且耐腐蝕。常規空調系統中使用的金屬管材在這方面存在嚴重不足,且需要埋入地下的管道的數量較多,應該優先考慮使用價格較低的管材。所以,本系統采用聚乙烯(PE32)管材,它們可以彎曲或熱熔形成更牢固的形狀,可以保證使用50 年以上。

2.8 運行費用分析

空調運行費用＝裝機容量×調節系數×運行天數×每天運行時間×電價。

冬季供暖運行費用為：

空調主機：1001×3.75×0.6×150×16×0.5526＝2987024元。

系統水循環泵：75×4×150×24×0.5526＝596808 元。

地源側循環泵：90×4×0.6×150×24×0.5526＝429702元。

則冬季運行費用合計為401.35 萬元,合采暖費用熱指標為20.48 元/m2。

2.9 計算條件

機組冬季運行150 天,平均每天運行16 小時。

機組日逐時溫度變化季節變化引起的負荷綜合調節系數為0.6。

電費按照0.5526 元/度計算。

2.10 社會效益分析

總需電：7263000kw 7263000×0.404/1000=2934.252t(標準煤)

碳排放：2934.252X2.7725=8135.2137t

3 結論

地源熱泵技術是一種理想的綠色技術,在冬季供暖時不需要鍋爐,無廢氣、廢渣、廢水的排放,可大幅度地減少碳排放,保護環境。該系統使用壽命比現有的大多空調系統和采暖設備的壽命都長,且系統可靠性強,可獨立供冷或供熱,個別機組故障不影響整個系統的運行。雖然初期投資較高,但系統優勢明顯,是當今時代背景下較優的供暖系統改造方式。