譚永生

（中國(guó)水利電力物資集團(tuán)有限公司，北京市 石景山區(qū) 100043）

0 引言

能源短缺、環(huán)境污染已逐漸成為全社會(huì)廣泛關(guān)注的重要問(wèn)題[1]。冷熱電聯(lián)供作為能源利用方面的研究熱點(diǎn)，它區(qū)別于傳統(tǒng)集中式供能系統(tǒng)，具有污染物排放水平低、能源利用率高、安全可靠等優(yōu)點(diǎn)[2-4]。動(dòng)力機(jī)驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電，其排放的高、中溫?zé)煔庥脕?lái)制取蒸汽或驅(qū)動(dòng)溴化鋰機(jī)組制冷，然而包含低溫排煙在內(nèi)的各種余熱損失是阻礙能源利用效率進(jìn)一步提升的關(guān)鍵影響因素[5]。目前，合理的利用這些低溫余熱的方式較少。同時(shí)我國(guó)北方地區(qū)有 4~6個(gè)月之久的冬季采暖期[6]，供暖需要消耗大量能源。通過(guò)電壓縮式熱泵消耗少量的電制取大量的熱，可以很大程度緩解供暖壓力，但是在低溫環(huán)境下熱泵內(nèi)制冷介質(zhì)由于蒸發(fā)溫度降低，導(dǎo)致壓縮機(jī)能耗增加；同時(shí)在環(huán)境溫度低于0 ℃時(shí)，蒸發(fā)器結(jié)霜影響換熱效果[7]，這些都會(huì)導(dǎo)致熱泵運(yùn)行性能降低。然而將熱泵技術(shù)應(yīng)用在分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)中深度回收動(dòng)力機(jī)排煙余熱，既為熱泵機(jī)組提供了低溫?zé)嵩?，又回收了分布式冷熱電?lián)供系統(tǒng)的低溫?zé)煔庥酂幔患冉鉀Q了冬季熱泵運(yùn)行性能下降的問(wèn)題，又提高了冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)的一次能源利用率，具有雙重重要意義。

1 DCCHP 排煙余熱耦合空氣源熱泵系統(tǒng)

分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)區(qū)別于傳統(tǒng)的集中式供能，以小規(guī)模、模塊化、分散化的方式布置在負(fù)荷端，同時(shí)向用戶提供冷能、熱能、電能[8]。燃料燃燒產(chǎn)生 700~1 500 ℃的高品位熱能，首先驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)組發(fā)電；然后200~500 ℃的熱能作為吸收式熱泵的驅(qū)動(dòng)熱源制冷或供暖，還可以對(duì)外供應(yīng)高壓蒸汽。而100~200 ℃的熱能則可以通過(guò)氣水換熱器供應(yīng)低壓蒸汽或熱水，實(shí)現(xiàn)對(duì)天然氣多級(jí)多次利用[9]。依據(jù)朗肯循環(huán)原理[10]，壓縮式熱泵是一種將熱量從低溫?zé)嵩粗修D(zhuǎn)移到高溫?zé)嵩粗械难b置，主要由壓縮機(jī)、冷凝器、節(jié)流閥及蒸發(fā)器4部分構(gòu)成[11]。

普通空氣源熱泵是將外界環(huán)境中的熱量轉(zhuǎn)移到用戶空間內(nèi)滿足供暖需求[12]，然而在分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)中，空氣源熱泵不再是簡(jiǎn)單地吸收環(huán)境中的熱量，而是把分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)排放低溫?zé)煔庵械挠酂嶙鳛闊岜弥姓舭l(fā)器的低溫?zé)嵩?，如圖1所示。該耦合系統(tǒng)可以有效改善熱泵蒸發(fā)器的蒸發(fā)參數(shù)，進(jìn)一步提升了熱泵的運(yùn)行性能，如圖2所示。

圖1 DCCHP 排煙低溫余熱與空氣源熱泵耦合的方案圖Fig. 1 DCCHP exhaust smoke low temperature waste heat coupled with air source heat pump

圖2 傳統(tǒng)與新型熱泵p-h對(duì)比圖Fig. 2 The p-h diagram of the new heat pump comparing with the traditional

2 系統(tǒng)建模及模型分析

依托10 kW分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，主要設(shè)備有內(nèi)燃機(jī)發(fā)電機(jī)組、煙氣熱水型換熱器、板式換熱器等。內(nèi)燃機(jī)消耗柴油發(fā)電，同時(shí)伴隨有缸套水余熱、排煙余熱產(chǎn)生。板式換熱器回收缸套水余熱用于供暖，煙氣熱水型換熱器回收煙氣余熱產(chǎn)生蒸汽或熱水用于驅(qū)動(dòng)熱水型吸收式溴化鋰機(jī)組或供暖，經(jīng)煙氣熱水型換熱器排放的煙氣仍有一定溫度。不考慮板式換熱器的熱量損耗，采用空氣源熱泵機(jī)組進(jìn)一步回收煙氣熱水型換熱器后的低溫?zé)煔庥酂帷?/p>

2.1 假設(shè)條件

從實(shí)驗(yàn)中可以得出煙氣排放量基本穩(wěn)定在81 kg/h，并且煙氣排放流量幾乎不受內(nèi)燃機(jī)的功率等因素的影響。但是內(nèi)燃機(jī)排煙溫度變化較大，受內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行時(shí)間及功率的影響，煙氣熱水型換熱器可回收的熱量變化范圍較大。為了便于研究熱泵系統(tǒng)深度回收排煙余熱性能，做如下假設(shè)：

1）內(nèi)燃機(jī)煙氣排放量不變，取81 kg/h；

2）系統(tǒng)處于穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)，煙氣熱水型換熱器排煙溫度在55~65 ℃范圍內(nèi)；

3）煙氣組成成分穩(wěn)定且各成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為：WCO2=0.13、WH2O=0.11、WN2=0.76；

4）熱泵內(nèi)制冷介質(zhì)選用R22；

5）壓縮機(jī)的機(jī)械效率、軸效率分別取0.85、0.9。

2.2 建立模型

文獻(xiàn)[13]采用Aspen Plus化工流程模擬軟件對(duì)吸收式熱泵回收循環(huán)水余熱系統(tǒng)進(jìn)行了模擬分析；文獻(xiàn)[14]同樣采用了Aspen Plus化工流程模擬軟件對(duì)內(nèi)燃機(jī)廢氣利用有機(jī)朗肯循環(huán)進(jìn)行建模。本文同樣采用Aspen Plus化工流程模擬軟件構(gòu)建耦合模型系統(tǒng)，同時(shí)在 55~65℃時(shí)忽略煙道內(nèi)煙氣中水分的存在，所搭建的模型結(jié)構(gòu)如圖 3所示。

圖3 模型結(jié)構(gòu)圖Fig. 3 Analog structure diagram

2.3 分析模型

2.3.1 蒸發(fā)器

蒸發(fā)器利用吸熱后的循環(huán)空氣將制冷工質(zhì)加熱為飽和或過(guò)熱氣體。根據(jù)能量守恒方程，蒸發(fā)器模型的能量方程為

式中：mRZ1為通過(guò)蒸發(fā)器的制冷工質(zhì)質(zhì)量流量，kg/s；h7、h6為蒸發(fā)器出口、進(jìn)口處制冷工質(zhì)氣體的焓值，kJ/kg；mG1為吸熱后循環(huán)空氣的質(zhì)量流量，kg/s；CpG為循環(huán)空氣的定壓比熱容，kJ/(kg?℃)；t9、t10為蒸發(fā)器低溫?zé)嵩磦?cè)循環(huán)空氣的進(jìn)口、出口溫度，℃。

蒸發(fā)器端差為對(duì)應(yīng)在蒸發(fā)器壓力下制冷介質(zhì)的飽和溫度與低溫?zé)嵩闯隹跍囟鹊牟钪?，?/p>

式中：Δt1為蒸發(fā)器端差，℃；t6為節(jié)流閥出口制冷劑溫度，也即制冷劑在蒸發(fā)器壓力下的飽和溫度，℃。

2.3.2 壓縮機(jī)

壓縮機(jī)消耗少量電能，將來(lái)自蒸發(fā)器的制冷工質(zhì)從低溫低壓氣體壓縮成高溫高壓氣體。根據(jù)能量守恒方程，壓縮機(jī)模型的能量方程為

式中：mRY1為通過(guò)壓縮機(jī)的制冷工質(zhì)質(zhì)量流量，kg/s；h3、h4為壓縮機(jī)進(jìn)、出口處制冷工質(zhì)焓值，kJ/kg；0.85、0.9分別為壓縮機(jī)的機(jī)械效率、軸效率；w為壓縮機(jī)消耗的電功率，kW。

2.3.3 冷凝器

冷凝器內(nèi)過(guò)熱制冷工質(zhì)氣體冷凝放熱，將暖風(fēng)加熱至額定溫度以達(dá)到供暖需求。根據(jù)能量守恒方程，冷凝器模型的能量方程為

式中：mRL1為通過(guò)冷凝器的制冷工質(zhì)質(zhì)量流量。kg/s；h4、h5為冷凝器進(jìn)、出口制冷工質(zhì)焓值，kJ/kg； mH1為冷凝器外側(cè)暖風(fēng)的質(zhì)量流量，kg/s；CpH為供暖風(fēng)的定壓比熱容，kJ/kg；tAIR1、tAIR2為暖風(fēng)的進(jìn)出口溫度，℃。

冷凝器下端差為對(duì)應(yīng)在冷凝器中制冷介質(zhì)出口溫度與暖風(fēng)出口溫度的差值，即

式中：Δt2為冷凝器端差，℃；t5為制冷介質(zhì)在冷凝器的出口溫度，℃；tAIR2為暖風(fēng)在冷凝器的出口溫度，℃。

2.3.4 節(jié)流閥

節(jié)流閥通過(guò)絕熱節(jié)流降壓作用，將制冷工質(zhì)的壓力降低，以便于制冷工質(zhì)在蒸發(fā)器內(nèi)蒸發(fā)吸熱。根據(jù)能量守恒原理，節(jié)流閥的能量方程為

式中：h5、h6為節(jié)流閥進(jìn)出口制冷工質(zhì)的焓值，kJ/kg。節(jié)流閥內(nèi)制冷介質(zhì)流動(dòng)為絕熱過(guò)程。

2.3.5 列管式空氣預(yù)熱器

列管式空氣預(yù)熱器將分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)排放的低溫?zé)煔馀c循環(huán)空氣進(jìn)行傳熱不傳質(zhì)，以實(shí)現(xiàn)這部分低溫余熱作為熱泵的低溫?zé)嵩础Ｆ渖婕暗?股輸入流，2股輸出流。根據(jù)能量守恒原理，空氣預(yù)熱器的能量方程為

式中：m1為分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)排放煙氣的質(zhì)量流量，kg/s；m8為進(jìn)入預(yù)熱器的循環(huán)空氣質(zhì)量流量，kg/s；h1為分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)的排放的低溫?zé)煔忪?，kJ/kg；h2為空氣預(yù)熱器排放的煙氣焓值，kJ/kg；h8、h9分別為循環(huán)空氣在空氣預(yù)熱器進(jìn)口、出口處?kù)手?，kJ/kg。

2.4 模型中各部件的關(guān)聯(lián)性

煙道作密封保溫處理，由此熱損失很小，可以忽略不計(jì)，可以得到

熱泵內(nèi)制冷工質(zhì)為封閉式循環(huán)，忽略熱泵內(nèi)各部件間制冷工質(zhì)輸送損失，可以得到：

2.5 模型評(píng)價(jià)指標(biāo)

2.5.1 熱泵性能系數(shù)

熱泵性能系數(shù)(coefficient of performance，COP)是指正常運(yùn)行情況下，通過(guò)熱泵機(jī)組得到的能量與熱泵機(jī)組消耗的動(dòng)力之比，即：

式中：QL為制冷工質(zhì)在冷凝器釋放的熱量，kW；QY為壓縮機(jī)消耗的電能。kW；QZ為制冷工質(zhì)在蒸發(fā)器吸收的熱量，kW。

2.5.2 聯(lián)供系統(tǒng)一次能源利用率增量

一次能源利用率η是指在正常運(yùn)行情況下，同一時(shí)間段內(nèi)分布式冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)有效利用的輸出能量(電能、熱能)與輸入能量的比值；效率增量ηA指的是通過(guò)在分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)煙道末端加裝熱泵，一次能源利用率ηYES相比于不加裝熱泵時(shí)ηNO的增加值。即：

式中：QDW、QE、QNO、QYES分別為分布式冷熱電三聯(lián)供系統(tǒng)輸入能、輸出電能、未耦合熱泵時(shí)輸出熱能及耦合了熱泵時(shí)輸出熱能，kJ；QZ為分布式冷熱電三聯(lián)供耦合熱泵系統(tǒng)中蒸發(fā)器吸收低溫?zé)煔獾臒崃?，kJ。

3 計(jì)算結(jié)果分析

為了便于計(jì)算，對(duì)煙氣參數(shù)進(jìn)行簡(jiǎn)化，輸入物流物性參數(shù)為：設(shè)計(jì)工況下煙氣流量為72.09 kg/h、溫度 60℃，其中主要成分質(zhì)量流量CO2為 10.53 kg/h、N2為 61.56 kg/h。

3.1 設(shè)計(jì)工況

在設(shè)計(jì)工況下，熱泵系統(tǒng)各主要部件以及排煙參數(shù)如表1所示，表中a代表熱泵深度回收冷熱電聯(lián)供動(dòng)力機(jī)排煙余熱的系統(tǒng)；b代表熱泵單獨(dú)運(yùn)行的系統(tǒng)。

在設(shè)計(jì)工況下，通過(guò)對(duì)結(jié)果進(jìn)行分析：a系統(tǒng)中壓縮機(jī)消耗的電能為0.29 kW，較 b系統(tǒng)壓縮機(jī)消耗的電能0.4 kW節(jié)省了0.11 kW；熱負(fù)荷的大小主要體現(xiàn)在熱風(fēng)的風(fēng)量 mH1和溫差(tAIR2-tAIR1)，為1.34 kW，熱泵在回收分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)排煙余熱時(shí)的性能參數(shù)αCOP為4.66，在同樣的環(huán)境溫度和熱負(fù)荷，熱泵蒸發(fā)器不回收排煙余熱時(shí)，熱泵機(jī)組的性能參數(shù)αCOP僅為3.34；排煙溫度t2進(jìn)一低52.5 ℃，回收排煙余熱量增加1.07 kW，占一次能源消耗量的3.9%左右。

圖4所示為熱泵技術(shù)對(duì)能源利用效率的影響，從圖4可以看出，采用空氣源熱泵深度回收DCCHP動(dòng)力機(jī)排煙余熱技術(shù)能有效提升DCCHP系統(tǒng)的能源利用效率；同時(shí)在內(nèi)燃機(jī)功率較小時(shí)，采用空氣源熱泵與不采用空氣源熱泵時(shí)能源利用效率差值較大，但是內(nèi)燃機(jī)功率會(huì)使兩者差值不斷減小。因?yàn)樵趦?nèi)燃機(jī)低負(fù)荷時(shí)，初始排煙溫度也相對(duì)較低，經(jīng)CCHP系統(tǒng)內(nèi)余熱回收裝置后的低溫?zé)煔鉁囟葏s基本不變，導(dǎo)致空氣源熱泵可回收余熱占能源消耗量的比值較高；但是隨著內(nèi)燃機(jī)負(fù)荷增加，初始排煙溫度上升較快，經(jīng)部分余熱回收裝置后的低溫?zé)煔馔瑯踊静蛔?，?dǎo)致空氣源熱泵可回收余熱占能源消耗量的比值減小。

表1 模擬計(jì)算結(jié)果Tab. 1 Simulation calculation results

圖4 熱泵技術(shù)對(duì)能源利用效率的影響Fig. 4 Effect of the power of internal combustion engine on the energy utilization efficiency

3.2 變工況性能分析

DCCHP動(dòng)力余熱深度回收熱泵系統(tǒng)變工況性能分析主要分為 2個(gè)方面：一是保證回收利用的余熱量為前提；二是保證熱泵運(yùn)行的 COP為前提。

分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)排放的低溫?zé)煔庥酂崃恐饕蔁煔赓|(zhì)量流量與溫度決定，煙氣質(zhì)量流量主要受內(nèi)燃機(jī)進(jìn)氣的影響，變化較小，因此回收利用的低溫?zé)煔庥酂崃恐饕煽諝忸A(yù)熱器煙氣的進(jìn)出口溫差決定，如圖5所示。隨著煙氣在列管式空氣預(yù)熱器進(jìn)出口溫差的增大，回收利用的煙氣余熱量增加，兩者之間呈線性變化關(guān)系。

若增加回收利用的煙氣余熱量，必須增加煙氣經(jīng)過(guò)空氣預(yù)熱器時(shí)的溫差，即增加進(jìn)口溫度或降低出口溫度。內(nèi)燃機(jī)排放的煙氣經(jīng)部分余熱回收后，溫度降為空氣預(yù)熱器進(jìn)口溫度，若提升進(jìn)口溫度 t1，必將減少上游余熱回收量，基于能的品位不同，犧牲中品位能用于增加空氣源熱泵低溫?zé)嵩吹臒崃繒?huì)導(dǎo)致冷熱電聯(lián)供的經(jīng)濟(jì)性下降；同時(shí)降低煙氣的出口溫度t2將直接影響循環(huán)空氣的平均溫度，也即空氣源熱泵低溫?zé)嵩礈囟?10t降低。為保證蒸發(fā)器內(nèi)介質(zhì)的順利蒸發(fā)吸熱，必須降低節(jié)流閥后壓力。如圖6所示，隨著循環(huán)空氣溫度的降低，節(jié)流閥后壓力也不斷降低。節(jié)流閥后壓力的變化直接影響蒸發(fā)器、壓縮機(jī)等其他部件運(yùn)行參數(shù)，運(yùn)行具有重要作用，因此控制好低溫?zé)嵩吹臏囟葘?duì)提高熱泵性能具有重要作用。

圖5 回收余熱量隨進(jìn)、出口煙溫的變化Fig. 5 Effect of the outlet temperature on the amount of waste heat recovery

圖6 不同環(huán)境溫度下節(jié)流閥后壓力變化Fig. 6 Effect of the circulating air temperature on the pressure after throttle

圖7 不同環(huán)境溫度下熱泵的COP值Fig. 7 Effect of circulating air temperature on the COP

為保證回收利用余熱量總值不變，空氣預(yù)熱器進(jìn)口溫度下降導(dǎo)致循環(huán)空氣溫度降低，節(jié)流閥后壓力降低，相應(yīng)會(huì)增加壓縮機(jī)耗功，進(jìn)而影響空氣源熱泵的COP。如圖7所示，在保證回收利用余熱量總值不變時(shí)，隨著循環(huán)空氣溫度的下降，導(dǎo)致熱泵COP呈直線型迅速降低，即單位制熱量壓縮機(jī)功耗增加。

以回收1.319 kW余熱量為例，分析不同出口煙溫對(duì)空氣源熱泵運(yùn)行的影響。如圖8所示，回收余量保持不變，隨著出口溫度的降低，熱泵壓縮機(jī)功耗增加。這是由于在回收余熱量一定時(shí)，循環(huán)空氣溫度下降，蒸發(fā)器內(nèi)壓力下降，同時(shí)R22制冷劑隨壓力降低，其氣體熱容減小、氣化熱升高，但總體趨勢(shì)為隨著飽和壓力的下降，單位質(zhì)量 R22飽和液體轉(zhuǎn)化為相同壓力下具有一定過(guò)熱度的氣體時(shí)吸熱量減小，因此必須增加制冷劑質(zhì)量流量才能保證回收相同的余熱量，即壓縮機(jī)必須增加功耗驅(qū)動(dòng)增加的制冷劑循環(huán)；另外為保證制冷劑相同的壓縮機(jī)后參數(shù)，隨著蒸發(fā)器出口壓力和溫度的下降，也會(huì)導(dǎo)致壓縮機(jī)功耗增加。

圖8 不同出口煙溫對(duì)空氣源熱泵的影響Fig. 8 Effect of the outlet temperature on the heat

4 結(jié)論

本文在詳細(xì)了解了熱泵運(yùn)行機(jī)理的基礎(chǔ)上，將分布式聯(lián)供系統(tǒng)的低溫排煙余熱引入熱泵的蒸發(fā)器側(cè)，作為熱泵運(yùn)行中的低溫?zé)嵩?。?duì)分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)低溫排煙至蒸發(fā)器這中間過(guò)程進(jìn)行了詳細(xì)的研究分析，得出以下結(jié)論：

1）在設(shè)計(jì)工況下，熱泵機(jī)組在環(huán)境溫度-5 ℃下運(yùn)行時(shí)αCOP僅為 3.34，而由空氣源熱泵與DCCHP動(dòng)力排煙余熱耦合而成的系統(tǒng)中熱泵機(jī)組的αCOP可以達(dá)到 4.66，熱泵性能參數(shù)增加了52.5%；同時(shí)冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)排煙余熱回收量增加1.07 kW，一次能源利用效率提高3.9%。

2）冷熱電聯(lián)供動(dòng)力機(jī)排放的低溫?zé)煔庥酂嵬ㄟ^(guò)循環(huán)空氣傳遞給熱泵蒸發(fā)器，因此當(dāng)蒸發(fā)溫度很低時(shí)，循環(huán)空氣仍可以保持較高的平均溫度，可以有效避免蒸發(fā)器外側(cè)結(jié)霜導(dǎo)致熱泵 COP降低的現(xiàn)象；同時(shí)蒸發(fā)器管壁較薄，低溫?zé)煔獠恢苯优c蒸發(fā)器接觸避免了低溫?zé)煔庥绊憻岜玫陌踩\(yùn)行。

3）蒸發(fā)器外側(cè)低溫?zé)嵩吹臏囟葘?duì)熱泵機(jī)組性能參數(shù)COP影響較大，合理利用分布式聯(lián)供系統(tǒng)的排煙作為熱泵的低溫?zé)嵩纯梢杂行岣邿岜脵C(jī)組性能。

致 謝

本文中CCHP中煙氣參數(shù)測(cè)定等工作是在東北電力大學(xué)洪文鵬、滕達(dá)等的大力支持下完成的，在此向他(她)們表示衷心的感謝。