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。

图1

Fig. 1

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	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Fig. 1 Schematic diagram of the ice source heat pump and the seasonal cold storage ice source heat pump

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。

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。

根据国家海洋科学数据中心及国家气象科学数据中心的数据绘制该地区逐日海温与气温图, 如图2所示。刺参适宜生长的水温区间约为13 ~ 19℃, 最适生长温度为15.5℃^[15]。为了维持水温在刺参的最适生长区间内, 将供热期设定为海水温度不足13℃的月份（11月中旬至次年5月上旬, 约175 d）, 供冷期设定为海水温度高于19℃的月份（6月下旬至10月上旬, 约115 d）。供热期引入养殖场的海水温度最低为 -0.3℃, 供冷期引入养殖场的海水温度最高为29.0℃, 送入养殖池内的水温为15.5℃。

图2

Fig. 2

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	图2 大连小长山岛地区的逐日海温与气温Fig. 2 Daily sea temperature and air temperature in Dalian

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; Δ t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; v_f为养殖池水面风速, m/s; P_b为与池水温度相同时饱和空气水蒸气分压力, Pa; P_q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; t_s为养殖池水温度, ℃; t_q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:COP_h为制热系数; COP_c为制冷系数; η _{C, 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; h_2s为压缩机出口的理论焓值; ${{h}_{4'}}$为节流后工质的焓值。

各系统在供热期和供冷期的运行工况如表1所示, 过冷度及过热度均取5℃。其中, 空气源热泵在供暖期的蒸发温度和供冷期的冷凝温度随气温变化, 因此表1中为平均值。

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 各热泵系统在供热期和供冷期的运行工况 Table 1 Operating conditions of various heat pump systems in heating period and cooling period 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

表1 各热泵系统在供热期和供冷期的运行工况 Table 1 Operating conditions of various heat pump systems in heating period and cooling period

冰源热泵系统根据实际运行情况, 蒸发器中的平均传热温差取5℃。跨季节蓄冷型冰源热泵系统在供热期的运行工况与冰源热泵系统相同; 对于供冷期, 考虑到冷量损失并结合工程实际, 跨季节储冰池中的初始含冰率取55%。空气源热泵在供暖期存在结霜的问题, 取平均结霜除霜损失系数为0.9^[18]。对于地源热泵, 综合考虑抽水及回灌等其他因素带来的温度改变, 水源水在机组进口处温度t按下式计算^[19]

$t={{t}_{\text{d}}}+\Delta {{t}_{\text{t}}}\left( y-15 \right)+\Delta {{t}_{0}}+\Delta {{t}_{\text{h}}}+\Delta {{t}_{\text{g}}}$ (8)

式中:t_d为土壤表面年平均温度, ℃; ∆ t_t为平均地热增温率, ℃; y为土壤深度, m; ∆ t₀为地下水抽水温升, ℃; ∆ t_h为地下水回灌附加温升, ℃; ∆ t_g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E_b为

${{E}_{\text{b}}}=\varepsilon \left( 1-{{\eta }_{\text{b, s}}} \right)$ (9)

热泵的一次能源利用率E_hp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; η _e为发电厂发电效率, 取0.33; η _{b, s}为设备损耗系数, 取0.1; η _{e, 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E_o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:Q_H为末端供热能耗; Q_C为末端供冷能耗; E_H为供热期一次能源利用率; E_C为供冷期一次能源利用率。

1.3.4 经济性评价

初投资方面, 热泵系统除了热泵主机及相关的水泵、换热器等设备之外, 还需考虑如地源热泵的打井费用、机房土建费用等^[22]。跨季节蓄冷型冰源热泵的跨季节储冰池的投资主要包括土建和保温材料等费用, 单位体积造价参考大容积坑式蓄热项目^[23]。锅炉系统主要包括锅炉设备费用、辅助设备费用及锅炉房的土建费用等^[24]。

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:A_c为费用年值, 元; C_i为初投资, 元; C_k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:S_1-2为方案1相对于方案2的投资回收期; R_1-2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。

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。

表2

Table 2

表2(Table 2)

表2 各系统的性能系数或锅炉效率 Table 2 COP or boiler efficiency of each system 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

表2 各系统的性能系数或锅炉效率 Table 2 COP or boiler efficiency of each system

表3

Table 3

表3(Table 3)

表3 各系统的一次能源利用率 Table 3 PER of each system 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

表3 各系统的一次能源利用率 Table 3 PER of each system

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。

图3

Fig. 3

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图3 各系统的初投资、运行费用及费用年值Fig. 3 The initial investment, operating costs and annual cost of each system

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。

表4

Table 4

表4(Table 4)

表4 冰源热泵系统的静态投资回收期及投资回收率 Table 4 The static payback period of the ice source heat pump system 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

表4 冰源热泵系统的静态投资回收期及投资回收率 Table 4 The static payback period of the ice source heat pump system