苗 青 李敏霞 馬一太 黨超鑌 王啟帆 張世鋼

(1 天津大學中低溫熱能高效利用教育部重點實驗室 天津 300072;2 福井大學 福井 910-8507;3 北京清建能源技術有限公司 北京 100084)

清華建筑節(jié)能研究中心公布的白皮書指出:2017年中國建筑運行的化石能源消耗相關的碳排放為21.3 億t CO2。其中由于電力消耗帶來的碳排放為9億t,占建筑運行相關碳排放總量的43%。其次,由于北方集中供暖的熱力消耗帶來的碳排放占22%,直接燃煤導致的碳排放占20%[1]。由此可知,建筑能源的大多數(shù)碳排放是由燃煤和發(fā)電帶來的。隨著雙碳目標的提出[2],我國面臨嚴峻的減碳壓力,江億院士等認為要實現(xiàn)雙碳目標,供熱行業(yè)的目標應該是實現(xiàn)零碳供熱[3]。

本文認為要實現(xiàn)零碳供熱核心要點是要充分利用供熱需求的特點,即能源品位要求低,全天時間范圍內(nèi)負荷變化周期與電網(wǎng)趨勢相反。盡可能的利用低品位的余熱資源,以其為供熱主體;以綠色電力為輔助能源;結合蓄放熱儲能技術的“零碳”供熱模式,將是未來供熱行業(yè)的主要技術路線。

付林等[4]提出的大溫差長輸供熱技術,是供熱行業(yè)的一次革命。該技術充分利用了廉價的零碳余熱資源,達到了長距離調配余熱的目的。不但節(jié)能環(huán)保還具有很好的經(jīng)濟性,現(xiàn)在正在全國范圍內(nèi)大力推廣[5-6]。在該技術的逐步實施過程中,一些局限性不斷反饋,如換熱站改造難度或推進力度不一造成改造完成度低于預期,項目收益性打了折扣[7]。

針對上述問題,2020年付林教授在第一代大溫差基礎上,提出了清潔供熱2025的供熱模式。該模式引進了蓄熱和熱電協(xié)同的思想,充分利用熱網(wǎng)為電網(wǎng)調峰,吸納綠色電力上網(wǎng),幫助電力系統(tǒng)減碳。在該模式中電動壓縮式大溫差機組的作用重大[8],其作為熱電協(xié)同和長輸供熱的紐帶,是關鍵設備。

傳統(tǒng)的電動壓縮式空調、熱泵最開始普遍應用于制冷領域,但隨著節(jié)能環(huán)保要求的增高,逐漸有學者開始研究利用低溫余熱的熱泵技術[9],如空氣源熱泵[10]、地源熱泵[11]、污水源熱泵[12]、干燥用熱泵[13-14]及太陽能聯(lián)合使用的水源熱泵[15]等。利用水源熱泵直接把低品位工業(yè)余熱應用于供熱領域的研究也較多[16]。

但將電動壓縮式熱泵與大溫差長輸供熱的研究工作方興未艾[17-18]。該應用的難點在于如何將電動壓縮式熱泵的特性與長輸大溫差的應用相匹配,并開發(fā)出適用于該場景的電動壓縮式大溫差專用機組。該機組應用的特點是取熱溫差大、對COP性能要求高、工況波動大不穩(wěn)定等。針對上述特點,本文提出一種電動壓縮式大溫差機組的概念,并將其與大溫差長輸供熱技術相合從而實現(xiàn)“零碳供熱”的系統(tǒng)。

該系統(tǒng)實現(xiàn)了以“綠色電力”為主的供電模式和以零碳的工業(yè)余熱為主的供熱模式,系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 利用余熱與綠色電力實現(xiàn)零碳供熱系統(tǒng)

該模式的基本思路是將電動壓縮式熱泵與大溫差長輸供熱相結合。以工業(yè)余熱為基礎熱源,以綠色電力為調峰驅動力提升工業(yè)余熱品位后用于供熱。

系統(tǒng)流程如下:首先,利用熱源首站的大溫差熱泵技術,將低品位工業(yè)廢熱提升為高溫熱源;然后,將其遠距離運輸至末端換熱站;最后,利用綠色電力驅動的電壓縮大溫差熱泵機組(electric large temperature difference unit,ELTD),充分利用末端換熱站的一次網(wǎng)回水中的熱源,將其深度降溫后送回熱源首站,使其能直接通過換熱即可回收低品位的工業(yè)余熱。即通過ELTD增加供回水和回熱源之間的溫差。

ELTD與吸收式大溫差機組功能相同,通過利用長輸網(wǎng)供水的做功能力在一定程度上降低了長輸網(wǎng)回水溫度。僅從經(jīng)濟性上考慮這種零能耗的設計無疑是優(yōu)先考慮技術路線。但從碳排放的角度重新評估,ELTD仍具有技術優(yōu)勢:

1)回水溫度可以降得很低,理論上可達到10 ℃以內(nèi)。這就可以在相同直徑的供熱管道內(nèi)傳輸更多的熱量。大幅降低了長距離輸電網(wǎng)的供熱成本,與吸收式大溫差機組聯(lián)合使用效果更佳。

2)更低的回水溫度有利于低品位余熱源(工業(yè)余熱通常在20～30 ℃)的直接利用,通過簡單的直接換熱即可收集分散的工業(yè)余熱資源,有利于增加零碳能源供熱的比例。

3)在電力低谷期時期,開動ELTD供熱,大量消納綠色電力,保證電網(wǎng)負荷穩(wěn)定,避免棄風棄水造成的浪費,將其變廢為寶有助于電力系統(tǒng)實現(xiàn)減碳的目標。同時也是一種零成本的電力調峰工具,充分低廉的綠色電力也提升了“零碳供熱”模式的經(jīng)濟性。

由此可知,ELTD作為連接電網(wǎng)和熱網(wǎng)的橋梁,是“熱電協(xié)同”的紐帶,有望成為未來零碳供熱的核心設備。

本文將從ELTD的理論可行性,其應用場景與普通熱泵的異同點,以及由此產(chǎn)生的機組設計特點進行論證,并據(jù)此設計進行了實驗測試及驗證。

1 機組介紹

1.1 電動壓縮式大溫差機組原理

本文提出的ELTD與吸收式大溫差機組類似[4],均由熱泵和換熱器結合組成,系統(tǒng)如圖2所示。

圖2 電動壓縮式大溫差機組系統(tǒng)流程圖

與傳統(tǒng)水源熱泵不同的是該機組單側的溫升溫降一般較大,蒸發(fā)溫度高,且工況不穩(wěn)定,需要實時調整。普通的熱泵無法適應如此大幅的工況波動,性能和可靠性無法滿足需求。

ELTD采用多級串聯(lián)順流的系統(tǒng)流程設計,可以兼顧任何使用場景下的工況。以兼顧全年各種使用場景下的工況,如適應環(huán)境溫度波動引起的劇烈的工況差異,響應實時的變負荷、變流量需求等。

1.2 系統(tǒng)經(jīng)濟性指標

目前的熱電聯(lián)產(chǎn)供熱模式是公認的經(jīng)濟性最佳的方案,為了說明“零碳供熱”模式的經(jīng)濟性,本文將其與抽氣熱電聯(lián)產(chǎn)供熱模式(圖3)為參照,采用增量法計算其靜態(tài)投資回收期,作為系統(tǒng)經(jīng)濟性的指標。

圖3 抽氣供熱熱電聯(lián)產(chǎn)供熱系統(tǒng)

在熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)中,供出的熱量犧牲了發(fā)電能力為代價。假定抽氣參數(shù)為272 ℃/0.4 MPa,焓值為3 005 kJ/kg,一網(wǎng)供水、回水溫度分別為120、50 ℃。

根據(jù)靜態(tài)投資回收期的定義,其數(shù)值為新增的投資與年收益的比值,則:

(1)

式中:Pt為靜態(tài)投資回收期,a;Ip為電動壓縮式大溫差機組投資,元;CH為采用熱電聯(lián)產(chǎn)時消耗的等效電,元;Ce為電動壓縮式大溫差機組耗電,元。

Ce=WτPe2

(2)

CH=WehτPe1

(3)

式中:Pe1、Pe2分別為電廠上網(wǎng)電價和用戶側消費電價,元/(kW·h);W、Weh分別為ELTD功耗及相應熱電聯(lián)產(chǎn)時的等效電功耗,kW;τ為年運行時長,h。

假定機組全年運行時長τ=120×24×0.7 h,投資費通常與機組制冷量成正比。

Ip=QPp

(4)

(5)

假設由Q引起的一次管網(wǎng)回水的下降溫度為dT,一次管網(wǎng)質量流量為m(kg/s),則:

Q=cpmdT

(6)

式中:cp為水的比定壓熱容,kJ/(kg·℃);m為循環(huán)水的流量,kg/s;dT為一次網(wǎng)供回水溫差,℃。

熱電聯(lián)產(chǎn)提供同等于電動壓縮式熱泵的制熱量時,由于抽氣供熱而損失的發(fā)電量稱為其等效電功率,計算式為:

Weh=fh(Q)=kQ

(7)

式中:k為等效電與供熱量的比值。

假定汽輪機發(fā)電為等熵過程,則汽輪機發(fā)電乏汽焓值則為損失的發(fā)電焓差:

Δhe=hex-hout=3 000-2 400=600 kJ/kg

(8)

(9)

式中:Δhe為汽輪機損失發(fā)電焓差,kJ/kg;hex為汽輪機抽氣焓值,kJ/kg;hout為汽輪機出口焓值,kJ/kg;h0為冷凝水焓值,kJ/kg。

將式(9)代入式(10):

(10)

若假定Pe1、Pe2同為Pe,則:

(11)

對于同一個項目,Pp、τ、Pe、k均為常數(shù),且一般變化較小,因此決定項目經(jīng)濟性的唯一變量即熱泵的全年平均供熱COP。

2 示范工程及樣機設計

為準確評估機組的可行性,需要針對供熱工程專門設計制造一個機組進行實驗和工程驗證。

2.1 現(xiàn)場概況

工程驗證的地點選擇山西省某市,該市位于山西省西部,采暖季從11月15日開始,截至次年3月15日,共計120 d。由于該市供熱面積增長迅速,在嚴寒期(全年環(huán)境溫度最低時期)內(nèi)供熱能力不足,無法滿足用戶的熱需求。在嚴寒期一次網(wǎng)供熱參數(shù)為96 ℃/64 ℃,二次網(wǎng)供熱參數(shù)為55 ℃/45 ℃,根據(jù)《實用供熱空調設計手冊》可以得到該市采暖季室外計算溫度為-4.5 ℃[19],設計熱指標為45 W/m2。

2.2 原有系統(tǒng)參數(shù)

根據(jù)當?shù)責崃咎峁┑臄?shù)據(jù),將該測試熱力站的一、二次網(wǎng)的溫度、流量等重要參數(shù)整理后,匯總于表1中,由于該熱力站內(nèi)在二次網(wǎng)側無流量監(jiān)測數(shù)據(jù),因此根據(jù)極寒期內(nèi)一次網(wǎng)側的流量、溫度和熱平衡的原理,計算得到了極寒期內(nèi)二次網(wǎng)的流量。站內(nèi)原有極寒期的基本情況及各點的狀態(tài)參數(shù)如表1所示。

表1 該市某換熱站極寒期站內(nèi)參數(shù)

在熱力站內(nèi)加入ELTD,利用電能將低品位一次網(wǎng)回水中的熱量提取至二次網(wǎng)中進行供熱。新增設的ELTD管網(wǎng)連接方式如下:一次網(wǎng)與其他各區(qū)供熱系統(tǒng)并聯(lián),二次網(wǎng)與某小區(qū)的二次網(wǎng)進行并聯(lián)。該設計的目的是在不增加一次網(wǎng)流量的前提下驗證某小區(qū)的供熱能力提升情況。通過實測值進行計算發(fā)現(xiàn),機組并入某小區(qū)后供熱能力可以提升約30%。

需要說明的是,由于機組在增加供熱能力的同時兼顧了實驗工程驗證的需求。所以在系統(tǒng)設計方面做出了適當?shù)淖尣健Ｒ淮尉W(wǎng)回水和二次網(wǎng)供水存在一定的混水損失。若采用兩級多機并聯(lián)效果會更佳。

供熱系統(tǒng)管路流程圖如圖4所示。

圖4 該市某換熱站站內(nèi)系統(tǒng)流程圖

2.3 電動壓縮式大溫差機組設計及實驗

2.3.1 機組設計參數(shù)

設計工況:一次側供回水溫度為70 ℃/15 ℃,一網(wǎng)水流量為6.4 t/h,二次側供回水溫度為52 ℃/45 ℃,二網(wǎng)水流量為29.0 t/h。

2.3.2 機組流程設計

機組采用五級串聯(lián)的布置方式,各級熱泵均經(jīng)過專門的優(yōu)化設計。其中的電動壓縮式熱泵結構如圖5所示。

圖5 ELTD結構

2.3.3 機組實驗臺測試結果

制作的樣機首先要經(jīng)過性能測試實驗臺的驗證。

測試方法:保持一、二次網(wǎng)水流量不變,一次網(wǎng)進入熱泵的溫度是經(jīng)過板式換熱器換熱后被動形成的,一般可以假定換熱器端差固定不變,即一次網(wǎng)入水溫度可以由二次網(wǎng)回水溫度加上固定端差dT得到。對于熱泵,只有兩個自由變量,即二次網(wǎng)回水進入熱泵的溫度和一次網(wǎng)熱泵出水溫度。

通過合肥通用機械研究院認證的標準實驗臺測試結果如圖6所示。

圖7 各級熱泵一次網(wǎng)水溫降運行曲線

圖中橫坐標為一次網(wǎng)熱泵出水溫度,縱坐標為二次網(wǎng)回水進入熱泵的溫度。由圖6可知,熱泵COPh呈現(xiàn)從左上至右下逐漸升高的趨勢,所示區(qū)域內(nèi)幾乎全部COPh均大于7,若該熱泵應用于這些工況領域,其經(jīng)濟性均優(yōu)于抽氣供熱的熱電聯(lián)產(chǎn)直接供熱的經(jīng)濟性。

3 工程驗證結果

機組于2021年2月施工完成并進行了運行調試工作,經(jīng)過兩個供熱季的試運行,機組運行平穩(wěn)可靠,功能正常,性能達到設計目標,具體測試方法和結果如下。

3.1 測量方法

在一二次網(wǎng)水路板式換熱器和各級水路上均布置了溫度傳感器,用于測量各設備的進出水溫度,傳感器類型為Pt100,精度為(0.15+0.002|T|) ℃。熱泵一二次網(wǎng)水路安裝有熱表,用于測量水流量及計算熱量值,精度為±0.25%。板式換熱器二次網(wǎng)側單獨安裝流量計,用于測量板式換熱器二次側流量,精度為±0.25%。同時,各接口處還安裝了壓力表用于測量各水路上壓降,測量精度為±0.01 MPa。

3.2 機組一次網(wǎng)降溫能力

一網(wǎng)水在機組經(jīng)過板式換熱器降溫取熱后進入熱泵。通常換熱量在設計范圍內(nèi)時板式換熱器下端差變化較大,因此一次網(wǎng)水經(jīng)過板式換熱器后的溫度由二次網(wǎng)回水溫度決定。

因此部分溫降主要受供熱負荷的影響,其中一次網(wǎng)供水溫度波動范圍較大,是影響該溫降的主要因素。取嚴寒期時的設計溫降為板式換熱器的降溫能力,經(jīng)過測定該溫降下的負荷為319 kW。

進入熱泵的一次網(wǎng)水進一步降溫至一次回水溫度,將其定義為熱泵的降溫能力。

取嚴寒期時的設計溫降為板式換熱器的降溫能力,經(jīng)過測定為33 K。該降溫幅度遠大于常規(guī)熱泵的降溫能力。

圖8所示為機組運行一段時間內(nèi)機組的供熱功率變化曲線,可以看出機組供熱能力受熱網(wǎng)工況變化因素的影響較小。

3.3 設計工況性能

常規(guī)水源熱泵的供熱COP指供熱量與耗電量的比值。本文沿用了該定義,將多級熱泵看作一個整體,熱泵總供熱量為各級熱泵供熱量之和,熱泵總功耗為各級熱泵功耗之和,熱泵總供熱COP為上述兩值之比。

(12)

式中:Qhi為各級熱泵供熱量,kW;Wi為各級熱泵耗功,kW。

若將熱泵和板式換熱器組成的機組作為一個整體,則機組總COPtot:

(13)

式中:Qb為板式換熱器供熱量,kW。

熱泵部分的性能指標COPp影響因素較多,計算方法復雜,本文將其作為主要研究內(nèi)容,以下性能指標未經(jīng)說明均為熱泵COP。雖然COPtot才是代表機組的性能指標,但由于板式換熱器供熱量容易計算評估,可以簡便的通過計算得到,本文不做進一步研究。

整個供熱季氣溫最低時,為2021年12月26日,取該日代表嚴寒期工況。一次網(wǎng)水流量為6.5 T/h,二次網(wǎng)流量為16.6 T/h,一次網(wǎng)進水、出水溫度分別為45.6、16.6 ℃。性能測量結果如表2所示。

表2 嚴寒期機組實測性能數(shù)據(jù)

由于機組采用了一二次網(wǎng)水順序依次流過各級的設計。因此越靠前的級,蒸發(fā)溫度越高,冷凝溫度越低,前面的級卡諾效率高于后面的級。順流設計在可靠性、性能及成本上均具有較為顯著的優(yōu)勢,且理論上和逆流效率相同。但隨著分級數(shù)的增加經(jīng)濟性反而會下降,因此理論上存在最佳的分級數(shù)。

3.4 變工況特性

(14)

由圖9可知,二次網(wǎng)回水溫度的變化對于機組的供熱能力和COP會產(chǎn)生影響,供水溫度增大時,機組取熱能力增加,原因是二次網(wǎng)回水溫度升高后,引起各級熱泵蒸發(fā)溫度上升,而熱泵制冷劑性質是溫度越高密度越大,壓縮機的體積流量保持不變,制冷劑質量流量增大,制冷量相應增加。

但由于二次網(wǎng)回水溫度增大后,冷凝溫度也相應提高,機組功耗增大,機組COP整體仍呈略下降趨勢。

3.5 變負荷特性

區(qū)別于實驗測試方法,實際供熱場景下,機組需要根據(jù)供熱需求不停調整負荷,這要求機組滿足部分負荷條件下運行。由于熱泵部分采用了多級串聯(lián)順流的連接方式,后續(xù)熱泵的開停對于前序熱泵無任何影響,因此本文可以通過簡單的數(shù)據(jù)處理得到前n級運行時的性能。例如,若要知道前3級的COPp,只需將前3級的供熱量求和,除以前3級的功耗求和即可,而無需真正把第4、5級機組關停。

設計時每級的制冷量相當,因此,通過開停機可以實現(xiàn)熱泵從0～100%的間斷式變負荷能力,即20%、40%、60%、80%、100%。

仍然取2021年12月26—29日的數(shù)據(jù)作為嚴寒期代表工況,則不同負荷情況下的性能如圖10所示。

圖10 變負荷性能曲線

由圖10可知,機組負荷越大機組整體性能越低。這是由于負荷增大時一次網(wǎng)回水溫度下降,蒸發(fā)冷凝側的溫差增大,根據(jù)卡諾定理機組的COP變小。通過實驗分析發(fā)現(xiàn)性能與制冷量的關系近似成對數(shù)函數(shù)關系:

COPp=-5.52lnQ+36.15

(15)

出現(xiàn)制冷量越大COP越低的原因是,對同一臺機組而言蒸發(fā)和冷凝側的水流量通常保持不變。制冷量越大意味著一次網(wǎng)出水溫度越低,機組的蒸發(fā)冷凝溫差越大,由卡諾定理可知機組理論效率會下降。因此,在工程應用中需要首先確定項目可以接受的最低回水溫度,因為不同的項目由于邊界條件千差萬別,適應的回水溫度也差異較大,然后根據(jù)此回水溫度確定分級數(shù)和每級熱泵的制冷量。需要指出的是每個項目均存在最佳的分級數(shù)和每級熱泵的制冷量,該最佳分級數(shù)的討論有待后續(xù)進一步研究。

3.6 變流量特性

雖然為了穩(wěn)定一次網(wǎng)水流量,本機組增設了一次網(wǎng)變頻水泵,但實際運行中由于一次管網(wǎng)的供回水壓差隨著供熱負荷變化非常大。初末寒期供熱需求減小時,各換熱站紛紛減小供熱流量,會造成管網(wǎng)供回水壓差增大,引起機組供水流量的被動增加。

2022年2月17—22日的晝夜氣溫變化劇烈,通過分析該時段COPp與流量的關系,得到圖11。

圖11 一次流量變化對熱泵供熱COP的影響

由圖11可知,一次網(wǎng)流量的波動對于機組整體性能影響較大。這是因為一次網(wǎng)流量增加后,各級熱泵蒸發(fā)溫度上升,制冷劑吸氣比容減小,制冷量流量略增加,同時蒸發(fā)冷凝溫差下降,根據(jù)卡諾定理功耗減小。因此,各級制冷COP均會增加,熱泵整體性能隨一次網(wǎng)流量呈上升趨勢。

3.7 全年工況特性

考慮到上述兩個因素,本文采用另一種方式,即全年滿負荷運行,獲得整個供熱季的運行數(shù)據(jù)。在計算全年綜合COP時,僅需將不需要運行的熱泵數(shù)據(jù)刪除,因為后續(xù)熱泵的運行不影響前序熱泵的結果,與實際關閉熱泵的效果相同,因此可以達到虛擬關閉的效果。統(tǒng)計需要運行的熱泵數(shù)據(jù)即可計算得到該項目全年的綜合COP。

查詢當?shù)靥鞖庥涗?根據(jù)氣溫進行排序,氣溫最低時滿負荷運轉,隨著氣溫升高所需運行負荷減小,根據(jù)該負荷需求可以計算得到需要運行的機組,全年運行負荷如圖12所示。

圖12 按照項目實際需求全年運行負荷

由圖12可知,熱泵實際需要運行46 d,熱泵供熱量在50～255 kW范圍內(nèi)調節(jié)。熱泵供熱COP最小為6.5,最大為13.1,供熱季平均COP為8.3。由此可知,該場景下電動壓縮式熱泵起到調峰熱源的作用,實際運行時長較小,COP較高,因此耗電量有限。

3.8 運行穩(wěn)定性

供熱工況實時變化,尤其晝夜負荷變化大,在如此不穩(wěn)定的工況下運行,對熱泵的控制調節(jié)能力、系統(tǒng)的設計及保護措施要求很高。為了驗證機組的頻繁加減載能力,本文增加了實驗難度,人為干預的頻繁加減載實驗結果如圖13所示?？梢园l(fā)現(xiàn),機組在幾個小時內(nèi)頻繁的調整負荷,但機組應對自如,各熱泵之間無沖擊和干涉情況發(fā)生,各級壓縮機無明顯的輸入功率波動,甚至性能和內(nèi)效率均維持在較高水平。

圖13 機組加減載實驗結果

4 經(jīng)濟性分析

4.1 按照換熱站現(xiàn)況條件計算

通常項目經(jīng)濟性的常用指標之一是靜態(tài)投資回收期,本文采用該指標對產(chǎn)品進行評估。靜態(tài)投資回收期的計算式如下:

(16)

式中:I為機組投資,元;B為項目年收益,元/a;Cg為比對供熱方式年運行費,元/a;Ce為年耗電費,元/a;Ch為熱泵取熱費,元/a;Ig為燃氣鍋爐投資費,元;Ie為電動壓縮式熱泵投資費,元。

投資費用計算方法采用去除板式換熱器換熱部分后電動壓縮式熱泵承擔的負荷230 kW,分別采用燃氣鍋爐和空氣源熱泵作為比對供熱方式。

計算邊界條件:電價0.64元/(kW·h),熱泵取熱價24.5元/GJ,燃氣價2.5元/Nm3,燃氣鍋爐投資費8.2萬元,空氣源熱泵投資費23萬元,電動壓縮式熱泵部分15萬元。

(17)

經(jīng)計算可知,電動熱泵耗電費為11 358元/a,從熱網(wǎng)取熱費為11 400元/a。若該部分供熱采用燃氣鍋爐,則年運行費為39 685元/a,空氣源熱泵為47 072元/a。

因此,經(jīng)計算相對于燃氣鍋爐投資回收期為4 a。ELTD投資和運行均低于空氣源熱泵,即全面優(yōu)于該方案。

(18)

式中:Ce為年耗電費,元/a;Cp為機組折舊費,元/a;Ch為熱泵取熱費,元/a;A為供熱面積,m2;t為運行時長,h。

假定機組成本為27萬元,供熱熱指標為45 W/m2,余熱取熱費為24.5元/GJ,則單位GJ的供熱成本為10.8元/m2。

4.2 考慮未來大規(guī)模推廣后條件計算

若所有換熱站均采用ELTD,回水溫度低于凝汽器溫度,則取熱為電廠廢熱,取熱價格一般為5 元/GJ,則全年取熱費為2 326元/a,此時相對燃氣鍋爐供熱方式的投資回收期為2.6 a,相應的單位面積供熱成本為9.8元/m2。

5 結論

本文介紹了電動壓縮式大溫差機組的應用背景,指出其將成為未來零碳供熱的核心設備。并以示范工程為依托,驗證了電動壓縮式大溫差機組的運行效果及可靠性。

1)通過一個供熱季的運行數(shù)據(jù)分析,找到機組運行性能規(guī)律,指出其區(qū)別于傳統(tǒng)水源熱泵的主要特征,可以為相關研究提供數(shù)據(jù)支持。

2)經(jīng)過實驗測量,熱泵機組部分年平均運行COP可達8.3,遠高于常規(guī)水源熱泵[20]。

3)通過示范工程的經(jīng)濟性分析,發(fā)現(xiàn)即使熱泵取熱不按照工業(yè)廢熱的熱價計算,其相對于燃氣鍋爐的投資回收期仍低于4 a,單位面積供熱成本為10.8元/m2,經(jīng)濟性全面優(yōu)于空氣源熱泵。若考慮未來大規(guī)模推廣后,大量吸納電廠余熱,取熱價降低,投資回收期僅為2.6 a,單位面積供熱成本為9.8元/m2。