大中型沼气工程余热回收系统及模拟分析

杨博然， 陈志光， 秦朝葵

(同济大学机械与能源工程学院燃气工程研究所，上海201804)

1 概述

目前中国沼气产业处于高峰发展期，随着沼气产业的发展，沼气热工制度有许多地方需要完善。尤其是进料加热造成的热损占比很高[1-4]，且配套的加热措施供热量不足甚至没有加热措施，导致发酵温度下降，产气率低，同时，多数沼气工程未对出料余热加以回收，造成能源浪费。为保证沼气的高效生产，大量国内外学者对发酵罐的加热系统进行了研究，裴晓梅等人[5]为解决地源热泵式沼气池加温系统需要打地埋井及敷设地埋管受地质水质局限等问题，构建了太阳能—沼液余热式热泵高温厌氧发酵加温系统，系统能够保证发酵池温度(50±2)℃，沼液余热回收量可达系统总需热量的70%；张帅兵等人[6]针对天津市某养殖场沼气工程设计了1套沼气发酵罐排料余热回收装置，在冬季节能率仍能达到30%以上，有效减少了排料的热量损失；花镜等人[7]研究了高温发酵的容积产气率和余热回收对沼气工程净产气率的影响，在沼气工程中增加余热回收，可将沼气净产气率从82%提高至90%；王晓超[8]、迟铭书[9]、苑建伟[10]、王飞[11]分别针对太阳能热管加热系统、太阳能—沼气锅炉联合加热系统以及农村生态校园沼气系统双效增温技术等进行了研究；Rainier等人[12]根据气候条件(环境温度、太阳辐射、降雨强度等)，建立了用于预测半埋式厌氧消化器中的温度变化的瞬态热模型；Yiannopoulos等人[13]采用太阳能加热系统对城市污水的沼气发酵进行加热，研究结果表明即使在纬度高于50°的区域，使用太阳能亦可保证一年中大部分时间的操作温度。

以上的研究主要针对瞬态条件下利用外界输入能源加热沼气罐围护结构方面，而对出料余热回收提高进料温度及其全年运行工况分析的研究却很少。通过利用出料余热回收技术维持沼气温度，既能提高能源利用率，又能增加沼气产气率，促进沼气产业化。因此合理设计余热回收系统并使之能够连续稳定工作，对于维持沼液池温度稳定具有十分重要的意义。为此，以哈尔滨等地区为例对沼气工程中温发酵系统进行研究，设计一套余热回收装置，并利用Dymola软件建立热泵模型进行性能分析。利用该模型模拟热泵系统回收余热的动态过程并计算可回收的余热量。最后确定污水源热泵能够提供的热量与是否需要辅助热源以及何时开启辅助热源，同时对污水源热泵在全年的工作状况进行系统评价。

2 余热回收装置设计

① 大中型沼气系统耗热分析

本文以一个沼气罐容积为1 000 m3的沼气工程为研究对象，工艺流程见图1。用于发酵的原材料首先进入预处理间(部分沼气工程的预处理工艺在室外进行)进行预处理。原材料应与水相混合形成进料，进料中的含水量(体积分数)通常可达到90%以上。从预处理间出来的进料直接送入沼气罐中进行发酵，沼气罐中设有加热盘管，用于保证中温发酵或高温发酵，同时设有搅拌器，搅拌沼液以使罐内温度均匀。加热盘管中的热水由供热锅炉、热泵、发电余热或其他形式通过热水交换器提供，为沼气罐提供热量。沼气经脱硫脱水(脱水装置未画出)后用于发电或其他用途，出料进入固液分离器，分离出沼渣和沼液，沼渣可制作固体化肥，沼液可制作液体化肥。

图1 沼气工程工艺流程

② 设计参数

由于沼气罐90%以上的耗热为进料耗热[14]，在进料的同时会溢出等量的出料。因而，对出料余热进行回收不仅有较大的工程实践意义，同时减少了加热所带来的能耗及环境污染。余热回收方案有装设发电机、交叉换热等，回收装置有换热器、余热锅炉、热管及热泵。大中型沼气工程中，中温发酵的沼气罐出料温度为35 ℃，属于低温余热，可采用换热器或热泵回收。

余热回收系统的流程见图2。系统中采用污水源热泵机组间接换热方式，先由水在沼液池中取热，再通过热泵系统的蒸发器提取水中热量。冷凝器侧蓄热水箱中的热水分别用于加热进料和沼气罐。污水源热泵选用蒸气压缩式热泵。余热回收系统的设计参数见表1。

图2 余热回收系统的流程

沼气罐容积/m31 000沼液池直径/m2.2沼液池的容积/m38热泵COP5沼液池换热盘管水质量流量/(kg·s-1)3.1沼液池换热盘管水流速/(m·s-1)1沼液池换热盘管内直径/mm60蒸发器侧吸热量/kW65蒸发器类型板式蒸发器传热系数/(W·m-2·K-1)1 300蒸发器平均换热温差/℃5蒸发器换热面积/m210蒸发器板片数量/片100冷凝器类型板式冷凝器水流速/(m·s-1)0.8冷凝器传热系数/(W·m-2·K-1)900冷凝器换热面积/m218冷凝器板片数量/片180压缩机转速/(r· min-1)2 900热泵工质质量流量/(kg·s-1)0.36

续表1

③ 模拟初始条件

本文选用Dymola软件对余热回收系统进行模拟。整个系统模型由沼液池、蒸发器、冷凝器、节流阀、压缩机组成。该系统的特殊之处在于在沼液池中增加了一个换热盘管，从沼液中吸收热量再向蒸发器放热，这样可避免了沼液对蒸发器的腐蚀，延长了蒸发器使用寿命。

在Dymola软件中通过建立上述模型，拖动调用各部件并将各部件按顺序依次连接构成整个热泵系统，余热回收系统模型软件截图见图3。同时，将各部件的设计参数输入各部件。进行模拟，即可得到余热回收过程中各参数随时间的变化。部件的设计参数见表2。

表2 部件的设计参数

3 余热回收系统性能分析

① 沼气工程总耗热量计算方法

沼气工程中针对沼气罐的总耗热计算主要分为罐体散热的计算以及进料加热量的计算。对于进料加热量的计算，可做如下假设。

a.沼气罐进料主要为水，计算时其物性参数取水的热物性参数。

b.沼气罐内壁面温度取料液温度，对中温发酵取35 ℃。

c.忽略发酵料液产热，同时认为沼气罐内温度分布因机械搅拌而比较均匀。

d.管道散热损失忽略不计。

e.每天在0:00，4:00，8:00，12:00，16:00，20:00分6批等量进料。

实际工程中对进料采取一定保温措施，使进料温度在凝固点以上，故进料时刻的进入进料池的温度取max(ta-2 ℃,0 ℃)，ta为环境温度，以最大限度接近沼气工程的实际情况。

罐体散热量根据传热学公式，分别计算罐壁和罐顶的对流换热量与罐底与土壤的导热量。沼气罐罐体材料参数见表3，具体计算式见文献[15]。

表3 沼气罐罐体材料参数

② 污水源热泵系统工作性能

在本研究中假设每4 h换料一次，每次出料7.5 t，因此沼液在沼液池中停留4 h后全部排出，每批出料余热回收的时间为4 h。沼液池和进料池均为埋地式，计算时忽略与环境的热交换。哈尔滨地区，典型周期内，4 h中热泵系统各参数的变化见图4～9。

图4 热泵制热量及压缩机功率

图5 沼液池中沼液温度

图6 蒸发器侧水的进出口温度

图7 冷凝器侧水的进出口温度

图8 热泵系统COP

图9 热泵系统过热度

由图4可以看出，利用设计的热泵系统，在4 h内，热泵制热量由70 kW逐渐降到47 kW，这是由于沼液池中沼液温度不断降低，蒸发器侧吸热量也随之降低的缘故。同时也表明污水源热泵系统提供的热量占据所需热量的大部分。压缩机功率从23 kW降到17 kW，平均20 kW。

由图5可以看出，沼液池中沼液温度在4 h内由35 ℃逐渐降低到17.7 ℃，随时间积分计算，可知4 h内从每批出料中回收的热量为545.0 MJ，每日回收3 270 MJ。

由图6、7可以看出，蒸发器侧水的进出口温差未能达到设计值，导致热泵制热量未能达到设计值。因此，冷凝器侧出口水温在开始能达到45 ℃，之后逐渐下降到43.4 ℃。

由图8、9可以看出，污水源热泵系统的COP为2.7～3.0，过热度在3 K左右，说明热泵系统工作稳定，COP较高，可以连续不断地正常工作，保证余热回收过程的高效稳定运行。

该污水源热泵系统模型还可用于确定辅助热源的开启时间。以哈尔滨4月27日为例，该日各时刻总耗热量与热泵制热量对比见图10。可以看出，在0:30—7:00，热泵制热量小于总耗热量，需开启辅助热源。

图10 哈尔滨4月27日总耗热量与热泵制热量对比

为观察该热泵系统在不同地区的适应性，将哈尔滨、大连和济南的各月平均总耗热量绘制在一起，见图11。

依据逐时气象参数及标准罐体参数，用MATLAB软件编写程序，即可算出罐体总耗热量及进料总耗热量，对比图4、图11中的哈尔滨地区总耗热量可以看出，在6—8月，热泵系统始终能满足沼气罐所需热量，且有部分剩余，此时可选择压缩机部分负荷运行或者仍保持全负荷运行。当压缩机全负荷运行时，沼气罐内温度将高于35 ℃，此时沼气产量会略有升高。在4月、5月、9月、10月，污水源热泵不能时刻满足所需热量，此时需要配备辅助热源，并在一定的时间内开启。在1月、2月、3月、11月、12月，辅助热源需一直开启。

根据以上分析可以看出，本文设计的污水源热泵用于哈尔滨时，在6—8月可完全满足供热需求，在4月、5月、9月、10月，辅助热源需选择性开启，其开启时间可通过对比当天各时刻的总耗热量与热泵制热量确定。在1月、2月、3月、11月、12月，辅助热源需一直开启。

图11 哈尔滨、大连、济南各月平均总耗热量

将该污水源热泵应用于大连时，由图11可以看出，在5—9月份，该系统始终能满足沼气罐所需热量，且有部分剩余，将使沼液温度略有升高，提高沼气产量。在4月、10月、11月，该系统不能时刻满足所需热量，需在一定时刻开启辅助热源，其开启时间可通过对比当天各时刻的总耗热量与热泵制热量确定。在1月、2月、3月、12月，辅助热源需一直开启。

将该污水源热泵应用于济南时，在5—10月份，该系统始终能满足所需热量，且有部分剩余。尤其在6—8月，制热量约为所需热量的2倍，此时可使压缩机部分负荷运行。在2—4月及11月时，该系统不能时刻满足所需热量，需在一定时刻开启辅助热源，其开启时间如前所述。在1月、12月，辅助热源需一直开启。

③ 污水源热泵系统余热回收评价

为对污水源热泵全年的工作情况进行系统评价，针对哈尔滨地区，探究污水源热泵制热量及占总耗热量的比例，并计算全年制热量大于总耗热量的时间。

不同月份热泵制热量占总耗热量平均比例见表4。其中压缩机功率为20 kW时，污水源热泵采用原设计参数。压缩机功率为33 kW时，蒸发器及冷凝器换热面积、压缩机气缸容积、膨胀阀最大流通面积是原设计参数2倍。不同月份不同压缩机功率的热泵制热量大于总耗热量的时长及时长占比见表5。

表4 不同月份热泵制热量占总耗热量平均比例

表5 不同月份不同压缩机功率的热泵制热量大于总耗热量的时长及时长占比

从表4可以看出，采用压缩机功率为20 kW的热泵，5—9月，热泵制热量远多于总耗热量，沼液温度会有所升高，沼气产量略有升高。10月至转年4月，热泵制热量占总耗热量的75%左右，1月份热泵制热量占总耗热量的72%，说明即使在最冷的月份，热泵制热量也能提供大部分热量。全年压缩机功率分别为20 kW、33 kW时，热泵制热量占总耗热量比例分别为105%、150%。

由表5可以看出，压缩机功率为20 kW时，全年的制热量大于总耗热量的时长占比仅为40%，这是由于冬季进料耗热较大，热泵制热量一直不能满足所需热量，此时应使用辅助热源补充供热。由表5还可以看出，采用功率为33 kW的压缩机，每月的制热量总量均大于总耗热量，而全年中制热量大于总耗热量的时长占比却只有73.7%。11月至转年3月，热泵制热量大于总耗热量的时长占比在50%左右，而对比每月的制热量与总耗热量，发现二者大致相平。

为进一步确认此时的工作状态，绘制了压缩机功率为33 kW时，1月1日总耗热量与制热量的对比，见图12。哈尔滨冬季环境温度低于0 ℃，进料温度取0 ℃，因此进料加热量基本相同，而进料加热量占总耗热量的大部分，罐体散热变化不大，因此图中总耗热量保持平稳，而热泵制热量每4 h重复一次。从图中可以看出，热泵制热量与总耗热量的总量基本一致，因此沼液温度将在35 ℃上下波动。因此，当热泵部件参数为原设计值2倍，压缩机功率为33 kW时，可基本满足中温发酵。

图12 压缩机功率为33 kW时，1月1日总耗热量与热泵制热量的对比

④ 小结

当污水源热泵采用前文的设计参数时，压缩机功率为20 kW，热泵在最冷的1月能保证所需热量的72%，然而此时小时不保证率较高，需设置辅助热源。当污水源热泵部件参数采用原设计值两倍时，压缩机功率为33 kW，虽然在1月小时保证率仅为50%，但热泵制热量与总耗热量总量基本一致，沼液将在35 ℃上下波动，可基本满足中温发酵。但此时热泵在夏季的供热量远远超过所需热量，且COP相比20 kW时有所降低。

实际应用时，应结合经济性分析对热泵进行选型。大中型沼气工程中温发酵容积产气率按1.3 m3/(m3·d)计算，则1 000 m3的中温厌氧发酵罐年产气量为474 500 m3，年产能9 684 545 MJ(按体积分数甲烷60%，二氧化碳40%，15 ℃计算温度)。热泵制热量为33 kW时，耗能与产能之比仅为10.7%。沼气价格为0.9 元/m3时，电费占沼气收益的31%。

在实际工程中，由于供热量与总耗热量的不均匀性，沼液温度会发生波动，进而总耗热量与热泵制热量也会发生变化，总耗热量与制热量的变化又会进一步导致沼液温度的变化；沼液温度、总耗热量、制热量耦合影响，使得实际结果会与该计算结果有所偏差。

4 结论

① 根据对大中型沼气工程中温发酵系统的研究，依照哈尔滨等地区气象条件计算总耗热量，在此基础上为减少沼气罐出料的热量损失，设计了一套污水源热泵余热回收系统。应用Dymola软件对该系统模型的余热回收效率进行模拟分析，评价了污水源热泵全年的工作状况。

② 对哈尔滨地区，在周期为4 h的进出料循环中，污水源热泵系统的COP为2.7～3.0，过热度在3 K左右，热泵系统工作稳定，制热性能系数较高。对哈尔滨地区，11月至转年3月，辅助热源需一直开启； 6—8月，压缩机部分负荷运行； 4、5、9、10月，根据总耗热量与热泵制热量，确定辅助热源开启时间。

③ 在哈尔滨地区，采用压缩机功率为20 kW的热泵系统，最冷的1月能够补偿72%的总耗热量，但小时不保证率较高，需设置辅助热源；采用压缩机功率为33 kW的热泵系统，制热量与总耗热量大体持平，可基本满足中温发酵，但该热泵在6—8月提供的热量超过所需热量的两倍，且COP相比压缩机功率为20 kW时有所降低。