0 引言
随着国家“煤改电”政策的推进,热泵作为一种高效节能的技术,在设施水产养殖中有着广阔的应用前景。20世纪末,中国科学院广州能源研究所将水源热泵应用于华南地区的水产养殖中[7]。近年来各种热泵系统在设施水产养殖中已有许多应用及研究,但均存在一定的局限性,如地源热泵存在打井位置受限、热失衡等问题[8],热源水温度较低时水源热泵的蒸发器易结冰[9],空气源热泵在低温、高湿环境下蒸发器易结霜[10]。冰源热泵系统是以水的凝固热为主要低温热源的热泵系统,在其他热泵系统应用受限的情况下仍可实现稳定供热供冷。孙德兴等[11]首次提出凝固热热泵的概念。钱剑峰等[12]对污水源和地表水源凝固热热泵进行研究。吴荣华团队[13]提出流化床式及刮削式冷水相变能热泵。本课题组[9]提出过冷水式冰源热泵。一系列研究为冰源热泵的实际应用提供了理论基础。
针对目前刺参养殖的水温调控系统能耗大及适用性差等问题,提出基于冰源热泵的高效清洁加热及结合跨季节蓄冷实现全年冷热管理的技术思路。以大连地区某刺参养殖场为研究对象,采用冰源热泵系统、跨季节蓄冷型冰源热泵系统对养殖水体温度进行调控。系统的运行能效及技术经济性对于实际工程至关重要,因此建立模型定量对比分析两种系统的性能系数、一次能源利用率、初投资、运行费用、费用年值及投资回收期等评价指标,以期为设施水产养殖提供高效节能、适用性广的水温调控技术。
1 实验部分
1.1 系统原理
冰源热泵系统的原理如图1虚线框内所示,系统由水侧循环及制冷剂循环组成。水侧循环:冰浆缓冲槽内的近冰点热源水由制冰泵驱动进入直接蒸发板式换热器,在换热器内与制冷剂换热至过冷态,经超声波促晶器解除过冷生成冰浆,回到冰浆缓冲槽中完成循环。制冷剂循环:制冷剂在直接蒸发板式换热器内吸热,经压缩机做功后,进入冷凝器内冷凝放热,再由节流阀进行节流,回到换热器内完成循环。
Fig. 1 Schematic diagram of the ice source heat pump and the seasonal cold storage ice source heat pump图1 冰源热泵及跨季节蓄冷型冰源热泵系统原理图===1-跨季节储冰池;2-海水缓冲池;3-冰浆缓冲槽;4~8-阀门;9-超声波促晶器;10-制冰泵;11-直接蒸发板式换热器;12-节流阀;13-压缩机;14-冷凝器;15-冷却塔;16~19-阀门 |
供热时,阀门4 ~ 8、18、19关闭,阀门16、17开启,利用制冷剂吸收的热量为海水加热,冰浆缓冲槽内的冰浆在重力作用下冰水分层,将浮冰排走并补充热源水。供冷时,阀门4、5、7、16、17关闭,阀门6、8、18、19开启,利用冰浆缓冲槽底部的低温水为海水供冷,释放冷量后温度升高,送回至冰浆缓冲槽中完成循环,制冷剂吸收的凝固热由冷却塔排放。
考虑到夏季养殖水体温度调控对冷量的需求,在冰源热泵的基础上结合跨季节蓄冷技术,提出一种跨季节蓄冷型冰源热泵系统,该系统的原理如图1所示。供热时,与冰源热泵系统原理基本一致;不同之处在于,跨季节蓄冷型冰源热泵系统需要打开阀门4,将冰浆缓冲槽中的冰输送至跨季节储冰池中,用于夏季供冷。供冷时分为两种情况:（1）当跨季节储冰池中冷量充足时,关闭阀门4、6、8、16 ~ 19,仅开启阀门5、7,利用跨季节储冰池中冰融化生成的低温水为海水供冷,低温水释放冷量后温度升高,喷淋至季节储冰池中,融化池顶部的冰生成低温水,完成循环。（2）当跨季节储冰池中冷量不足时,启动冰源热泵系统进行供冷。
1.2 研究对象
选取大连小长山岛地区某养殖水体为2 000 m3的养殖场为研究对象。根据养殖要求,每天换水量为养殖水体的1/3,每4天完全换水1次清洗池底,平均每天需要补充1 000 m3的新鲜海水,设计水体流量为200 m3/h。使用冰源热泵系统及跨季节蓄冷型冰源热泵系统对养殖水体温度进行调控,同时选取5种系统进行对比,分别是地（海水）源热泵系统、空气源热泵系统、燃煤锅炉+冷水机组系统、燃油锅炉+冷水机组系统、燃气锅炉+冷水机组系统。
Fig. 2 Daily sea temperature and air temperature in Dalian图2 大连小长山岛地区的逐日海温与气温 |
1.3 模型建立
1.3.1 负荷计算
换水所需的热负荷Q1根据下式计算
${{Q}_{1}}=cm\Delta t$ (1)
式中:c为海水比热容,kJ/(kg∙℃);m为质量流量,kg/s;Δt为海温与养殖池内水温之差,℃。
养殖池通常无保温设施,其热损失主要由水面蒸发热损失及与环境间的热传导组成。单位时间水面蒸发热损Q2的计算公式如下[17]
${{Q}_{2}}=4.187\gamma \left( 0.0174{{v}_{\text{f}}}+0.0229 \right)\left( {{P}_{\text{b}}}-{{P}_{\text{q}}} \right)F760/b$ (2)
式中:γ为与池水温度相同时水的蒸发汽化潜热,kJ/kg;vf为养殖池水面风速,m/s;Pb为与池水温度相同时饱和空气水蒸气分压力,Pa;Pq为养殖池室内环境空气水蒸气分压力,Pa;F为养殖池的水面面积,m2;b为当地的大气压力,kPa。
单位时间传导热损Q3的计算公式如下[17]
${{Q}_{3}}=4.187\alpha F\left( {{t}_{\text{s}}}-{{t}_{\text{q}}} \right)$ (3)
式中:α为海水导热系数,W/(m∙K);F为养殖池与环境的接触面积,m2;ts为养殖池水温度,℃;tq为环境接触温度,℃。
因此,冬季供热时的总热负荷Q可由下式计算
$Q={{Q}_{1}}+{{Q}_{2}}+{{Q}_{3}}$ (4)
夏季的供冷负荷也按照式（4）计算,但夏季养殖池内水温度比环境温度低,因此不考虑蒸发热损失。
1.3.2 性能系数
性能系数（coefficient of performance, COP）是指系统制热量或制冷量与输入功率之比,COP值越大代表系统经济性越好。对于蒸气压缩式循环,机组的COP随着蒸发温度和冷凝温度的变化而变化,有
$\text{CO}{{\text{P}}_{\text{h}}}=\frac{{{h}_{2}}-{{h}_{4'}}}{{{h}_{2}}-{{h}_{1}}}$ (5)
$\text{CO}{{\text{P}}_{\text{c}}}=\frac{{{h}_{1}}-{{h}_{4'}}}{{{h}_{2}}-{{h}_{1}}}$ (6)
${{\eta }_{\text{C,s}}}=\frac{{{h}_{\text{2s}}}-{{h}_{1}}}{{{h}_{2}}-{{h}_{1}}}$ (7)
式中:COPh为制热系数;COPc为制冷系数;ηC,s为绝热效率;h1为工质流出蒸发器时的焓值;h2为压缩机出口的实际焓值;h2s为压缩机出口的理论焓值; ${{h}_{4'}}$为节流后工质的焓值。
Table 1 Operating conditions of various heat pump systems in heating period and cooling period表1 各热泵系统在供热期和供冷期的运行工况 |
| 系统类型 | 供热期 | 供冷期 | |||
|---|---|---|---|---|---|
| 蒸发温度 / ℃ | 冷凝温度 / ℃ | 蒸发温度 / ℃ | 冷凝温度 / ℃ | ||
| 冰源热泵 | -6.7 | 45.0 | -5.7 | 35.0 | |
| 地源热泵 | 8.5 | 45.0 | 8.0 | 33.0 | |
| 空气源热泵 | -10.2 | 45.0 | 5.5 | 39.7 | |
$t={{t}_{\text{d}}}+\Delta {{t}_{\text{t}}}\left( y-15 \right)+\Delta {{t}_{0}}+\Delta {{t}_{\text{h}}}+\Delta {{t}_{\text{g}}}$ (8)
式中:td为土壤表面年平均温度,℃;∆tt为平均地热增温率,℃;y为土壤深度,m;∆t0为地下水抽水温升,℃;∆th为地下水回灌附加温升,℃;∆tg地下水管道温升,℃。
燃煤、燃油及燃气锅炉的锅炉效率分别取75%、86%、90%[20],锅炉系统在供冷期使用冷水机组为海水降温。
1.3.3 一次能源利用率
为了统一评价不同系统的运行能效,在性能系数的基础上采用一次能源利用率（primary energy ratio, PER）作为评价指标。PER是系统输出能量与一次能耗量的比值,PER值越高代表系统节能性越好[21]。本文采用PER作为评价指标,对各系统进行能效对比。计算公式如下
锅炉的一次能源利用率Eb为
${{E}_{\text{b}}}=\varepsilon \left( 1-{{\eta }_{\text{b,s}}} \right)$ (9)
热泵的一次能源利用率Ehp为
${{E}_{\text{hp}}}=c{{\eta }_{\text{e}}}\left( 1-{{\eta }_{\text{e,s}}} \right)$ (10)
式中:ε为锅炉系统的热效率;c为热泵系统的COP;ηe为发电厂发电效率,取0.33;ηb,s为设备损耗系数,取0.1;ηe,s为电能传输损耗系数,取0.05。
系统的全年一次能源利用率Eo为
${{E}_{\text{o}}}=\frac{{{Q}_{\text{H}}}+{{Q}_{\text{C}}}}{\frac{{{Q}_{\text{H}}}}{{{E}_{\text{H}}}}+\frac{{{Q}_{\text{C}}}}{{{E}_{\text{C}}}}}$ (11)
式中:QH为末端供热能耗;QC为末端供冷能耗;EH为供热期一次能源利用率;EC为供冷期一次能源利用率。
1.3.4 经济性评价
系统运行费用主要包括热泵机组和水泵等辅助设备的电费、锅炉系统的能源费用、人工费、维修费等。电价参考辽宁省发改委《辽宁省电网销售电价表》,燃煤、燃油及燃气锅炉的燃料单价依据大连当地价格确定。
为进一步对比分析各系统的经济性,采用费用年值、静态投资回收期及投资回报率作为评价指标。费用年值是指初投资等值折算为年值后与全年运行费用相加的综合经济指标,计算公式如下
${{A}_{\text{c}}}={{C}_{\text{i}}}\left[ \frac{i{{\left( 1+i \right)}^{n}}}{{{\left( 1+i \right)}^{n}}-1} \right]+{{C}_{\text{k}}}$ (12)
式中:Ac为费用年值,元;Ci为初投资,元;Ck为年运行费用,元;i为回收系数,取8%;n为设备设计寿命。
静态投资回收期是指以系统相对其他方案节省的运行费用回收系统相对于其他方案投资增量所需要的时间。投资回报率是指系统投资后所得收益与成本间的百分比率。计算公式分别如下
${{S}_{1-2}}=\frac{{{C}_{1}}-{{C}_{2}}}{{{I}_{2}}-{{I}_{1}}}$ (13)
${{R}_{1-2}}=\frac{1}{{{S}_{1-2}}}$ (14)
式中:S1-2为方案1相对于方案2的投资回收期;R1-2为方案1相对于方案2的投资回报率;C1、C2分别为方案1、方案2的初投资;I1、I2分别为方案1、方案2的年运行成本。
2 结果与讨论
2.1 能效分析
各系统的COP及PER分别如表2和表3所示。整体来看,热泵系统的COP及PER明显高于锅炉系统。冰源热泵系统在供热期及供冷期的COP分别为3.33和3.39,全年PER为1.05,比燃煤锅炉+冷水机组系统高34.6%,有更好的节能性与环保性。跨季节蓄冷型冰源热泵的全年PER为1.46,比冰源热泵系统提升了39.1%,比燃煤锅炉+冷水机组系统高出87.2%,可以看出跨季节蓄冷技术的应用大幅提升了系统能效。此外,冰源热泵的全年PER略低于地源热泵,主要由于冰源热泵的低温热源为随处可得的地表水源,冬季其水温远低于地下水而夏季远高于地下水,因而导致系统COP及PER低于地源热泵。空气源热泵机组的供暖期COP、PER及全年PER均低于其他热泵系统,主要是受冬季室外气温及湿度等条件的制约,因此空气源热泵并不适合在大连及与大连气候条件相近的地区使用。
Table 2 COP or boiler efficiency of each system表2 各系统的性能系数或锅炉效率 |
| 系统类型 | 供热期COPh （或锅炉效率ε） | 供冷期COPc |
|---|---|---|
| 冰源热泵系统 | 3.33 | 3.39 |
| 跨季节蓄冷型冰源热泵系统 | 3.33 | 20.00 |
| 地源热泵系统 | 3.66 | 4.45 |
| 空气源热泵系统 | 2.61 | 3.46 |
| 燃煤锅炉+冷水机组系统 | 0.75 | 3.50 |
| 燃油锅炉+冷水机组系统 | 0.86 | 3.50 |
| 燃气锅炉+冷水机组系统 | 0.90 | 3.50 |
Table 3 PER of each system表3 各系统的一次能源利用率 |
| 系统类型 | 供暖期EH | 供冷期EC | 全年E0 |
|---|---|---|---|
| 冰源热泵系统 | 1.04 | 1.06 | 1.05 |
| 跨季节蓄冷型冰源热泵系统 | 1.04 | 6.27 | 1.46 |
| 地源热泵系统 | 1.15 | 1.40 | 1.22 |
| 空气源热泵系统 | 0.82 | 1.08 | 0.89 |
| 燃煤锅炉+冷水机组系统 | 0.68 | 1.10 | 0.78 |
| 燃油锅炉+冷水机组系统 | 0.77 | 1.10 | 0.86 |
| 燃气锅炉+冷水机组系统 | 0.81 | 1.10 | 0.89 |
2.2 经济性分析
各系统初投资、运行费用及费用年值的对比如图3所示。冰源热泵系统的初投资比地源热泵系统低17.8%,略高于空气源热泵。冰源热泵系统仅在水源热泵系统的基础上增加了超声波促晶器及冰浆缓冲槽等辅助设备,因此其初投资较为适中。此外由于用水量大幅减少,水泵耗功降低,冰源热泵系统的运行费用较低,仅比地源热泵高10.0%。综合考虑初投资和运行费用,冰源热泵系统的费用年值最低,为经济性最佳的方案。得益于跨季节储冰池存储的冷量,跨季节蓄冷型冰源热泵系统在夏季的运行仅有泵及辅助设备的能耗,因此其全年运行费用最低,比空气源热泵低20万元左右。但其初投资最高,比地源热泵高出150万元左右,主要是由于该系统在冰源热泵的基础上增加了冷却塔及建造成本较高的跨季节储冰池。跨季节蓄冷型冰源热泵系统的费用年值在热泵系统中最高,但较锅炉系统有着较大优势。燃煤锅炉+冷水机组系统的初投资最低,运行费用与冰源热泵系统持平,费用年值较为适中,因而这种系统的使用也最为广泛。燃油及燃气锅炉的初投资略高于燃煤锅炉,虽然污染性大大降低,但受限于能源价格,运行费用过高,费用年值远高于热泵系统,并不是燃煤锅炉的理想替代产品。
Fig. 3 The initial investment, operating costs and annual cost of each system图3 各系统的初投资、运行费用及费用年值 |
冰源热泵相对于燃油锅炉+冷水机组、燃气锅炉+冷水机组及空气源热泵的投资回收期和投资回报率见表4。由于燃煤锅炉目前已被禁止使用,此处不做讨论。冰源热泵的投资回收期为3.4 ~ 4.9年,投资回收率为20.5% ~ 29.6%。可以看出,在不考虑资金时间价值的前提下,冰源热泵相对于其他系统的初投资增量最快可以在3年左右收回,投资回报率接近30%,对于实际工程有着很高的经济可行性。对比冰源热泵,地源热泵的投资回收期为24.6年,已经超过了系统的使用寿命,投资回报率仅为4.1%,对于实际工程已不具有经济可行性。跨季节蓄冷型冰源热泵相对于冰源热泵的投资回收期在17年左右,经济可行性较差。考虑到新技术应用初期的成本较高,但随着技术的规模化发展成本会逐步降低,跨季节蓄冷型冰源热泵的投资回收期最终会回落到合理区间,此外利用废弃人工湖、小型水库等做蓄冷体可以节省建造成本,因此其具有较大的发展潜力。
Table 4 The static payback period of the ice source heat pump system表4 冰源热泵系统的静态投资回收期及投资回收率 |
| 系统类型 | 投资回收期 / 年 | 投资回收率 / % |
|---|---|---|
| 燃油锅炉+冷水机组 | 3.5 | 28.8 |
| 燃气锅炉+冷水机组 | 4.9 | 20.5 |
| 空气源热泵 | 3.4 | 29.6 |
3 结论
针对目前刺参养殖的水温调控系统能耗大及适用性差等问题,提出基于冰源热泵的高效清洁加热及结合跨季节蓄冷实现全年冷热管理的技术思路。以大连地区某刺参养殖场为研究对象,建立模型定量对比分析冰源热泵系统及跨季节蓄冷型冰源热泵系统的运行能效及技术经济性,研究结果表明:
（1）冰源热泵系统在供热期及供冷期的COP分别为3.33和3.39,全年PER为1.05,比锅炉系统高34.6%,节能性及环保性较好。系统的初投资适中,运行费用较低,费用年值最低,投资回收期在3 ~ 5年,具有良好的经济效益和应用前景。
（2）跨季节蓄冷型冰源热泵全年PER达1.46,比冰源热泵系统高39.1%,其系统全年运行费用最低。跨季节蓄冷技术的应用有效提升了系统能效,大幅减少供冷时的运行费用,具有较大发展潜力。
本文以刺参养殖为例,论证了冰源热泵系统及跨季节蓄冷型冰源热泵系统应用于设施水产养殖的可行性,因此可推广至鱼类、虾类、贝类等的设施水产养殖中,也可应用于玻璃温室、日光温室等设施园艺,其在设施农业领域有着广阔的应用前景。
