螺桿膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)抽氣回?zé)嵫芯?/h1>
2015-08-16 08:47:43周岳刁安娜楊小強(qiáng)徐春成
壓縮機(jī)技術(shù) 2015年3期
周岳，刁安娜，楊小強(qiáng)，徐春成
（上海齊耀螺桿機(jī)械有限公司，上海250072）
螺桿膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)抽氣回?zé)嵫芯?/p>
周岳，刁安娜，楊小強(qiáng)，徐春成
（上海齊耀螺桿機(jī)械有限公司，上海250072）
對(duì)抽氣回?zé)崾铰輻U膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，提出了螺桿膨脹機(jī)抽氣孔口位置和大小的設(shè)計(jì)方法。以實(shí)際項(xiàng)目應(yīng)用為背景，建立了抽氣回?zé)嵫h(huán)的熱力學(xué)模型，探究了蒸發(fā)溫度、抽氣壓力對(duì)輸出功率等參數(shù)的影響。結(jié)果表明，系統(tǒng)熱效率隨著抽氣壓力的提高先升高后降低，抽氣壓力對(duì)抽氣流量的影響最大，當(dāng)抽氣壓力比為0.45，抽氣系數(shù)為0.23時(shí)，系統(tǒng)的輸出功率最大。
抽氣回?zé)幔挥酂峄厥?；螺桿膨脹機(jī)；損失
1 引言
螺桿膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)余熱發(fā)電系統(tǒng)作為一種新型的余熱回收技術(shù)，受到了廣泛關(guān)注。其利用低沸點(diǎn)的有機(jī)工質(zhì)可以吸收低品位熱源的熱量，產(chǎn)生高品位的電能。常用的有機(jī)工質(zhì)包括氨、丁烷、R245fa等。抽氣回?zé)嵋呀?jīng)廣泛的應(yīng)用在電廠氣輪機(jī)運(yùn)行中，可以提高工質(zhì)在蒸發(fā)器和預(yù)熱器中的溫度，提高系統(tǒng)的熱效率。
劉強(qiáng)[1]等探討抽氣回?zé)釋?duì)13種工質(zhì)熱效率的影響，分析了入口蒸氣過(guò)熱對(duì)系統(tǒng)性能的影響；張紅光[2]等分析了抽氣壓力、蒸發(fā)壓力等因素對(duì)系統(tǒng)性能的影響；韓中合[3]則對(duì)分級(jí)抽氣回?zé)岬奶?yáng)能低溫有機(jī)朗肯循環(huán)進(jìn)行了熱力分析。上述對(duì)有機(jī)朗肯循環(huán)的抽氣研究中，少有從實(shí)際工程應(yīng)用出發(fā)，在固定熱源情形下對(duì)抽氣回?zé)徇M(jìn)行研究。并且對(duì)于如何實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)嵛匆?jiàn)有相關(guān)研究。本文在實(shí)際工程項(xiàng)目背景下，提出了螺桿膨脹機(jī)抽氣孔口的設(shè)計(jì)位置與計(jì)算方法，對(duì)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)岬年P(guān)鍵參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的影響進(jìn)行了研究，對(duì)提高螺桿膨脹機(jī)效率，促進(jìn)抽氣回?zé)崧輻U膨脹機(jī)廣泛應(yīng)用有重要的影響。
2 抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)
現(xiàn)代大中型蒸氣動(dòng)力裝置均采用抽氣回?zé)嵫h(huán)，采用抽氣回?zé)嵫h(huán)能提高系統(tǒng)的循環(huán)效率，降低冷凝器的熱負(fù)荷[5]。抽氣回?zé)崾侵笍呐蛎洐C(jī)中抽出一部分尚未完全膨脹的工質(zhì)蒸氣，在回?zé)崞髦屑訜嵬耆蛎浨医?jīng)過(guò)冷凝、初次加壓后的液態(tài)工質(zhì)，以提高進(jìn)入預(yù)熱器的工質(zhì)溫度。如圖1所示，從膨脹機(jī)中抽取未完全膨脹的工質(zhì)蒸氣C1，在回?zé)崞髦信c完全膨脹冷凝后的液態(tài)工質(zhì)C2混合，混合后的工質(zhì)進(jìn)入循環(huán)泵2升壓，經(jīng)過(guò)蒸發(fā)器吸熱后變?yōu)轱柡突蜻^(guò)熱蒸氣，再進(jìn)入膨脹機(jī)完成整個(gè)系統(tǒng)循環(huán)。完全膨脹冷凝后的液態(tài)工質(zhì)經(jīng)過(guò)循環(huán)泵1升壓后與膨脹機(jī)中抽出的工質(zhì)壓力相同，混合后的工質(zhì)再經(jīng)循環(huán)泵2升壓后達(dá)到蒸發(fā)壓力。工程上為了保證進(jìn)入循環(huán)泵的工質(zhì)為液態(tài)一般在泵的進(jìn)口前增加一個(gè)氣液分離器。
圖1 抽氣回?zé)嵊袡C(jī)朗肯循環(huán)流程圖
目前對(duì)于螺桿膨脹機(jī)采用抽氣回?zé)岬难芯枯^少，未提出實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)岬某闅饪卓诘脑O(shè)計(jì)與計(jì)算方法。同時(shí)對(duì)有機(jī)朗肯循環(huán)抽氣回?zé)岬难芯慷嗍菑睦碚撋铣霭l(fā)，以得到較高的熱效率為目的，而工程應(yīng)用中一般是對(duì)于確定的熱源進(jìn)行熱量回收，因此在恒定熱源條件下進(jìn)行抽氣回?zé)嵫芯渴呛苡斜匾摹?/p>
3 螺桿膨脹機(jī)抽氣
由于螺桿膨脹機(jī)的吸氣、膨脹和排氣過(guò)程是在不同的空間位置且是單向進(jìn)行的，所以可以在膨脹過(guò)程結(jié)束前的某一位置開(kāi)設(shè)抽氣孔口，抽出未完全膨脹的氣體。其原理是當(dāng)轉(zhuǎn)子完成吸氣過(guò)程之后，齒間容積與吸氣腔斷開(kāi)，此時(shí)從已封閉（進(jìn)行了膨脹）的齒間容積對(duì)中抽出氣體與抽氣回?zé)崞髦械囊后w混合，從而實(shí)現(xiàn)中壓抽氣。在膨脹機(jī)抽氣期間，齒間容積內(nèi)的氣體壓力在抽氣和齒間容積變大的雙重作用下，逐漸減小到抽氣壓力。實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣關(guān)鍵是根據(jù)設(shè)計(jì)的抽氣壓力計(jì)算出抽氣孔口的位置和大小。
3.1 抽氣孔口的位置
在膨脹機(jī)吸氣端座陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子側(cè)各開(kāi)設(shè)一個(gè)軸向抽氣孔口，孔口開(kāi)設(shè)的具體位置與橫截面積經(jīng)過(guò)設(shè)計(jì)計(jì)算而確定，孔口的形狀依據(jù)轉(zhuǎn)子的型線而定，可為三角形或矩形等。抽氣孔口的輪廓與陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子的齒形、齒根圓相吻合。抽氣孔口橫截面的兩側(cè)邊分別與膨脹機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子的一部分吻合，使得陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子的第一側(cè)邊旋轉(zhuǎn)到抽氣孔口的第一邊界時(shí)，抽氣孔的第一邊界大部分與轉(zhuǎn)子的第一側(cè)邊的相應(yīng)部分吻合，轉(zhuǎn)子的第二側(cè)邊旋轉(zhuǎn)到與抽氣孔的第二邊界，抽氣孔的第二邊界大部分與轉(zhuǎn)子的第二側(cè)邊的相應(yīng)部分吻合。兩個(gè)抽氣孔口的位置與寬度需相互配合，以實(shí)現(xiàn)同時(shí)開(kāi)始抽氣，同時(shí)結(jié)束抽氣，如圖2。
圖2 螺桿膨脹機(jī)吸氣端軸向抽氣孔口
螺桿膨脹機(jī)上的不同位置處，工質(zhì)的壓力不同，所以確定孔口的空間位置非常重要。螺桿膨脹機(jī)上的抽氣孔口位置可以根據(jù)轉(zhuǎn)子的內(nèi)容積比與膨脹機(jī)的膨脹轉(zhuǎn)角關(guān)系進(jìn)行計(jì)算[6]
式中φ1c——內(nèi)壓縮轉(zhuǎn)角
εv1——內(nèi)壓力比
τlz——轉(zhuǎn)子的扭轉(zhuǎn)角
Cφ——螺桿轉(zhuǎn)子的扭轉(zhuǎn)系數(shù)
z1——陽(yáng)轉(zhuǎn)子齒數(shù)
β——陽(yáng)轉(zhuǎn)子齒頂徑線與陰陽(yáng)轉(zhuǎn)子中心連線的夾角
根據(jù)計(jì)算的膨脹機(jī)轉(zhuǎn)角就可以確定膨脹機(jī)的抽氣孔口在轉(zhuǎn)子的軸向和圓周方向的位置。
3.2 抽氣孔口大小
抽氣孔口的大小與抽氣流量密切相關(guān)。在確定了抽氣孔口的位置和抽氣壓力之后，根據(jù)所需的抽氣壓差、抽氣流量和抽氣孔口處的工質(zhì)流量就可以確定抽氣孔口的口徑大小。
壓差相等的情況下，抽氣孔口越大，則抽氣量也越大。而轉(zhuǎn)子的公稱直徑越大，所需的抽氣量也可以設(shè)計(jì)較大，對(duì)應(yīng)的抽氣孔口直徑也就越大。
4 抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)熱力學(xué)分析
從工程應(yīng)用角度出發(fā)，以某工程項(xiàng)目為背景，建立了有機(jī)朗肯循環(huán)低溫余熱發(fā)電系統(tǒng)，在不同蒸發(fā)溫度情形下，探究抽氣參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響。某芳烴項(xiàng)目存在一處溫度為144℃，流量為200 t/h，要求回流溫度為65℃的熱水。依據(jù)項(xiàng)目要求設(shè)計(jì)了一種帶抽氣回?zé)岬挠袡C(jī)朗肯螺桿膨脹機(jī)余熱發(fā)電系統(tǒng)，如圖1。設(shè)定工質(zhì)泵1的出口壓力與膨脹機(jī)的抽氣壓力相同，采用混合式換熱器將抽氣工質(zhì)與全膨脹的工質(zhì)混合，混合后的工質(zhì)達(dá)到飽和液體狀態(tài)。
從熱力學(xué)第一，第二定律出發(fā)，對(duì)抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)在不同工況和抽氣壓力條件下的系統(tǒng)熱力性能進(jìn)行研究。模擬計(jì)算過(guò)程中忽略工質(zhì)在流經(jīng)各部件時(shí)產(chǎn)生的壓力損失。抽氣回?zé)岬挠袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的溫熵圖如圖3所示。對(duì)系統(tǒng)各部件的熱力學(xué)模型設(shè)計(jì)如下：
圖3 抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)溫熵圖
4.1 蒸發(fā)器
工質(zhì)在蒸發(fā)器中的工作過(guò)程如圖3中的7-1，工質(zhì)在蒸發(fā)器中定壓吸熱，由過(guò)冷液體變?yōu)檫^(guò)熱氣體。蒸發(fā)器中的換熱量為
式中m——工質(zhì)流量
h1——蒸發(fā)器的出口處工質(zhì)的焓值
h7——蒸發(fā)器的進(jìn)口處工質(zhì)的焓值
Th——熱源的平均溫度
Cp——水的比熱容
mw——熱源水的流量
tin——熱源水的進(jìn)口溫度
tout——熱源水的出口溫度
T0——環(huán)境溫度
s1——蒸發(fā)器出口處工質(zhì)的熵值
s7——蒸發(fā)器進(jìn)口處工質(zhì)的熵值
為了減小蒸發(fā)器的體積，提高工質(zhì)出口溫度和蒸發(fā)器的效率，工程上一般將工質(zhì)依次通過(guò)預(yù)熱器與蒸發(fā)器完成加熱過(guò)程。
4.2 膨脹機(jī)
工質(zhì)在膨脹機(jī)中的理想等熵膨脹過(guò)程如圖3中的虛線1－2s－3s所示，而實(shí)際膨脹由于熵?fù)p，過(guò)程為1－2－3。工質(zhì)從蒸發(fā)器出來(lái)后進(jìn)入膨脹機(jī)，當(dāng)膨脹到2點(diǎn)處時(shí)從膨脹機(jī)中抽出一部分工質(zhì)，其余工質(zhì)繼續(xù)膨脹到到3點(diǎn)。抽氣回?zé)嵫h(huán)中常用抽氣系數(shù)α來(lái)表示抽氣量的大小。定義抽氣系數(shù)為抽出氣體與進(jìn)入膨脹機(jī)中的氣體流量的比值，則
式中h2——膨脹機(jī)抽氣口處工質(zhì)的焓值
h3——膨脹機(jī)出口處工質(zhì)的實(shí)際焓值
h3s——膨脹機(jī)出口處工質(zhì)的理想等熵焓值
h5——回?zé)崞鬟M(jìn)口處工質(zhì)的焓值
h6——回?zé)崞鞒隹谔幑べ|(zhì)的焓值
ηmp——膨脹機(jī)的機(jī)械效率，取0.8
s2——膨脹機(jī)抽氣口處工質(zhì)的實(shí)際焓值s3——膨脹機(jī)出口處工質(zhì)的實(shí)際焓值
4.3 冷凝器
工質(zhì)的冷凝過(guò)程如圖2中的3－4，冷凝器中的熱平衡方程為
式中h4——冷凝器出口出處工質(zhì)的焓值
s4——冷凝器出口出處工質(zhì)的熵值
TL——冷源的平均溫度，取298.15
4.4 工質(zhì)泵
工質(zhì)經(jīng)過(guò)2次加壓達(dá)到蒸發(fā)壓力，第1次加壓過(guò)程如圖3中的4－5，將完全膨脹后冷凝過(guò)的工質(zhì)壓力提高到與抽出氣體相同的壓力。工質(zhì)泵1的實(shí)際軸功為
第2次加壓過(guò)程如圖2中的6－7，混合加熱后的工質(zhì)經(jīng)過(guò)第2次加壓，壓力達(dá)到蒸發(fā)壓力。工質(zhì)泵2的實(shí)際軸功為
式中ηmb——工質(zhì)泵的機(jī)械效率，取0.8
4.5 凈功率及效率
系統(tǒng)的凈功率
系統(tǒng)的熱效率
5 模擬結(jié)果與分析
依據(jù)所建立的抽氣回?zé)崮Ｐ?，利用EES軟件編寫程序，分別對(duì)蒸發(fā)溫度為90℃、100℃、110℃、120℃時(shí)在不同抽氣壓力下的系統(tǒng)性能進(jìn)行模擬。抽氣壓力以260 kPa起，至抽氣壓力與蒸發(fā)壓力接近為止，每60 kPa進(jìn)行一次模擬計(jì)算。環(huán)境溫度為25℃，膨脹機(jī)出口壓力設(shè)定為210 kPa。系統(tǒng)的循環(huán)工質(zhì)R245fa的熱力學(xué)參數(shù)依據(jù)EES內(nèi)置的物性參數(shù)來(lái)計(jì)算。
圖4顯示了不同蒸發(fā)溫度條件下抽氣流量隨抽氣壓力的變化。可以看到隨著抽氣壓力的提高系統(tǒng)的抽氣流量迅速提高。這是由于抽氣壓力提高，混合后工質(zhì)的飽和溫度較高，消耗的抽氣量變大。同時(shí)抽氣量大小與蒸發(fā)溫度成反比，蒸發(fā)溫度為90℃時(shí)抽氣量最大。這是由于相同抽氣壓力下，蒸發(fā)溫度低時(shí)，抽氣工質(zhì)焓值低，而工質(zhì)混合后的焓值相同，所以抽氣流量大。還可以看到抽氣壓力對(duì)抽氣流量的影響較大，而不同蒸發(fā)溫度對(duì)應(yīng)的抽氣流量差別較小。
圖4不同蒸發(fā)溫度下抽氣流量隨氣壓力的變化
圖5 顯示了不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)中總的工質(zhì)流量隨抽氣壓力的變化?？梢钥吹?，隨著抽氣壓力的提高系統(tǒng)中總的工質(zhì)流量有所提高，這是由于抽氣回?zé)崽岣吡斯べ|(zhì)進(jìn)入蒸發(fā)器的溫度，在蒸發(fā)器換熱量和工質(zhì)出口溫度相同的情況下，單位工質(zhì)的吸熱量減小，使工質(zhì)流量增大。工質(zhì)流量的增加與抽氣流量的增加相差無(wú)幾，完全膨脹的工質(zhì)流量未發(fā)生較大變化。所以由公式（6）可以得到隨著抽氣壓力的提高，抽氣系數(shù)逐漸增大，且抽氣系數(shù)隨著蒸發(fā)溫度的提高而降低。
圖6顯示了不同蒸發(fā)溫度下膨脹機(jī)輸出功率隨抽氣壓力的變化?？梢钥吹诫S著抽氣壓力的提高，膨脹機(jī)的輸出功率先提高，達(dá)到一定峰值后逐漸下降。這是由于初始時(shí)由于抽氣回?zé)嵩龃罅斯べ|(zhì)流量，使得膨脹機(jī)的輸出功率提高。但當(dāng)抽氣壓力過(guò)高時(shí)，抽氣量過(guò)大使得系統(tǒng)循環(huán)中做功的工質(zhì)大大減少，降低了膨脹機(jī)的輸出功率。并且膨脹機(jī)的輸出功率隨著蒸發(fā)溫度的提高而提高，并且蒸發(fā)溫度對(duì)膨脹機(jī)輸出功率的影響大于抽氣回?zé)岙a(chǎn)生的影響。所以，對(duì)于實(shí)際抽氣回?zé)嵫h(huán)，應(yīng)盡可能的提高蒸發(fā)溫度，但蒸發(fā)溫度的提高又會(huì)受到熱源溫度與蒸發(fā)器的性能影響，所以需要綜合考量。
定義抽氣壓力比為抽氣壓力與膨脹機(jī)進(jìn)口壓力的比值。通過(guò)數(shù)據(jù)分析可得，當(dāng)抽氣壓力比為0.45時(shí)膨脹機(jī)的輸出功率最高，并且隨著蒸發(fā)溫度的提高，最佳抽氣壓力比呈增大趨勢(shì)。當(dāng)抽氣系數(shù)為0.23左右時(shí)膨脹機(jī)的輸出功率最高。所以，對(duì)于有機(jī)朗肯抽氣循環(huán)系統(tǒng)，應(yīng)控制抽氣壓力比為0.45，抽氣系數(shù)為0.23。
圖5 不同蒸發(fā)溫度下工質(zhì)流量隨抽氣壓力的變化
圖6不同蒸發(fā)溫度下輸出功率隨抽氣壓力的變化
圖7 對(duì)比了基本ORC循環(huán)和抽氣回?zé)岬腛RC循環(huán)。可以看到，抽氣回?zé)嵫h(huán)的熱效率高于基本循環(huán)的熱效率，且兩者的差值隨著蒸發(fā)溫度的提高而變大。抽氣回?zé)嵫h(huán)的熱效率比基本循環(huán)的熱效率平均高11.34%。抽氣回?zé)崽岣吡讼到y(tǒng)的熱效率，但采用抽氣回?zé)釙?huì)增加了設(shè)備的投資，使系統(tǒng)變得復(fù)雜，所以進(jìn)行項(xiàng)目實(shí)際方案設(shè)計(jì)時(shí)需要進(jìn)行綜合考慮。
通過(guò)圖8可以看到，抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)的凈功量隨著抽氣壓力的提高呈先增加后降低的趨勢(shì)。這是由于一方面，膨脹機(jī)的輸出功呈先升高后降低的趨勢(shì)（如圖6）；另一方面，系統(tǒng)中工質(zhì)循環(huán)量的增加使工質(zhì)循環(huán)泵的功耗增加，減小了系統(tǒng)凈功率的輸出。對(duì)比圖7與圖8，可以看到，工質(zhì)泵的功耗約占膨脹機(jī)輸出功率的5%，并且隨著蒸發(fā)溫度和抽氣壓力的提高而逐漸增加，所以在系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)不能忽略工質(zhì)泵的功耗。
圖7 系統(tǒng)熱效率隨蒸發(fā)溫度的變化
圖8不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)凈輸出功隨抽氣壓力的變化
圖9 對(duì)比了系統(tǒng)熱效率在不同蒸發(fā)溫度下隨抽氣壓力的變化，可以看到系統(tǒng)的熱效率隨抽氣壓力的提高呈先升高再降低的趨勢(shì)，并且隨蒸發(fā)溫度的升高而升高。當(dāng)蒸發(fā)溫度為120℃，抽氣壓力為740 kPa時(shí)系統(tǒng)的熱效率達(dá)到最高為14.47%。
通過(guò)圖10可以看到系統(tǒng)中蒸發(fā)器的不可逆損失所占系統(tǒng)總的不可逆損失的比例最大，大于冷凝器和膨脹機(jī)兩者不可逆損失之和。但隨著抽氣壓力的提高蒸發(fā)器的不可逆損失逐漸降低，這是由于抽氣回?zé)崽岣吡斯べ|(zhì)進(jìn)入蒸發(fā)器的溫度，降低了蒸發(fā)器的不可逆損失。而冷凝器熵?fù)p所占比例隨抽氣壓力升高而升高，主要是由于系統(tǒng)總的不可逆損失減小，而冷凝器的熵?fù)p變化不大引起的。
圖9 不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)熱效率隨抽氣壓力的變化
圖10 各部件熵?fù)p占系統(tǒng)總熵?fù)p
6 結(jié)論
以實(shí)際工程應(yīng)用為背景，對(duì)采用抽氣回?zé)岬穆輻U膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)進(jìn)行了抽氣孔口設(shè)計(jì)與模擬分析，得出以下結(jié)論：
（1）螺桿膨脹機(jī)吸氣端陰陽(yáng)轉(zhuǎn)子側(cè)開(kāi)設(shè)抽氣孔口可以實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)嵫h(huán)。抽氣孔口的輪廓依據(jù)轉(zhuǎn)子的型線設(shè)計(jì)，開(kāi)孔的位置與大小可進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算；
（2）抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)工質(zhì)流量的增大主要是由抽氣流量增大引起的，并且抽氣系數(shù)隨抽氣壓力提高而增大；
（3）存在最優(yōu)的抽氣壓力比與抽氣流量使系統(tǒng)的輸出功達(dá)到最高。當(dāng)抽氣壓力比為0.45，抽氣系數(shù)為0.23時(shí)，系統(tǒng)的凈輸出功最大；
（4）采用抽氣回?zé)崮軌蝻@著減小系統(tǒng)的不可逆損失。蒸發(fā)器是系統(tǒng)中產(chǎn)生不可逆損失最大的部件。要提高系統(tǒng)的效率，需要降低蒸發(fā)器和冷凝器中的換熱溫差，提高換熱器換熱性能。
圖11 不同蒸發(fā)溫度下效率隨抽氣壓力的變化
[1]劉強(qiáng)，申愛(ài)景，段遠(yuǎn)源，等.抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)熱經(jīng)濟(jì)性的定量分析[J].化工學(xué)報(bào)，2014，（2）：437-444.
[2]張紅光，張健，楊凱，等.抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱力學(xué)分析[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2013，44（5）：35-40，30.
[3]韓中合，葉依林，王璟，等.分級(jí)抽氣回?zé)崾教?yáng)能低溫有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力性能分析[J].氣輪機(jī)技術(shù)，2012，54（2）：81-85.
[4]沈維道，童鈞耕.工程熱力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，2007，（4）.
[5]邢子文.螺桿壓縮機(jī)-理論/設(shè)計(jì)及應(yīng)用[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003，（8）.
Research on Regenerative Organic Rankine Cycle of Screw Expander
ZHOU Yue,DIAO An-na,YANG Xiao-qiang,XU Chun-cheng
(Shanghai Qiyao Screw Machinery Co.,Shanghai 200072,China)
For the regeneration steam extraction screw expander organic Rankine cycle system,the design method of screw expander extraction orifice position and size is proposed.The thermodynamic model of extraction regenerative cycle is established based on practical project application to explore the influence of evaporation temperature and extraction pressure on the output power and other parameters.The results show that with the increase of extraction pressure the thermal efficiency first increased and then decreased and the extraction pressure has great influence on extraction flow.System has maximum output power when optimum extraction pressure ratio is 0.45 and extraction flow ratio is 0.23.
regeneration steam extraction;waste heat recovery;screw expander;exergy loss
TB653
A
1006-2971（2015）03-0020-06
周岳（1989-），男，助理工程師，碩士，現(xiàn)在中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第七一一研究所工作，從事螺桿膨脹機(jī)的設(shè)計(jì)與研究。E-mail：sqsm@vip.163.com
2015-04-16
猜你喜歡
海洋溫差能發(fā)電熱力循環(huán)系統(tǒng)的工質(zhì)優(yōu)選能源與環(huán)境(2023年5期)2023-11-16 01:33:56 抽氣通道性能理論研究科技視界(2021年4期)2021-04-13 06:03:58 采用R1234ze(E)/R245fa的非共沸混合工質(zhì)有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究廣東工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)(2020年3期)2020-06-11 07:46:00 采用二元非共沸工質(zhì)的有機(jī)朗肯循環(huán)熱力學(xué)分析同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)(2018年8期)2018-09-11 08:27:44 若干低GWP 純工質(zhì)在空調(diào)系統(tǒng)上的應(yīng)用分析制冷技術(shù)(2016年3期)2016-12-01 06:53:25 某型燃?xì)廨啓C(jī)第5級(jí)外抽氣流量估算機(jī)械工程師(2015年9期)2015-02-26 08:38:24 MVR蒸發(fā)器機(jī)電信息(2014年20期)2014-02-27 15:53:23 MVR蒸發(fā)器機(jī)電信息(2014年17期)2014-02-27 15:53:00 MVR蒸發(fā)器機(jī)電信息(2014年5期)2014-02-27 15:51:47 MVR蒸發(fā)器機(jī)電信息(2014年2期)2014-02-27 15:51:38
周岳，刁安娜，楊小強(qiáng)，徐春成
（上海齊耀螺桿機(jī)械有限公司，上海250072）
螺桿膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)抽氣回?zé)嵫芯?/p>
周岳，刁安娜，楊小強(qiáng)，徐春成
（上海齊耀螺桿機(jī)械有限公司，上海250072）
對(duì)抽氣回?zé)崾铰輻U膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，提出了螺桿膨脹機(jī)抽氣孔口位置和大小的設(shè)計(jì)方法。以實(shí)際項(xiàng)目應(yīng)用為背景，建立了抽氣回?zé)嵫h(huán)的熱力學(xué)模型，探究了蒸發(fā)溫度、抽氣壓力對(duì)輸出功率等參數(shù)的影響。結(jié)果表明，系統(tǒng)熱效率隨著抽氣壓力的提高先升高后降低，抽氣壓力對(duì)抽氣流量的影響最大，當(dāng)抽氣壓力比為0.45，抽氣系數(shù)為0.23時(shí)，系統(tǒng)的輸出功率最大。
抽氣回?zé)幔挥酂峄厥?；螺桿膨脹機(jī)；損失
1 引言
螺桿膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)余熱發(fā)電系統(tǒng)作為一種新型的余熱回收技術(shù)，受到了廣泛關(guān)注。其利用低沸點(diǎn)的有機(jī)工質(zhì)可以吸收低品位熱源的熱量，產(chǎn)生高品位的電能。常用的有機(jī)工質(zhì)包括氨、丁烷、R245fa等。抽氣回?zé)嵋呀?jīng)廣泛的應(yīng)用在電廠氣輪機(jī)運(yùn)行中，可以提高工質(zhì)在蒸發(fā)器和預(yù)熱器中的溫度，提高系統(tǒng)的熱效率。
劉強(qiáng)[1]等探討抽氣回?zé)釋?duì)13種工質(zhì)熱效率的影響，分析了入口蒸氣過(guò)熱對(duì)系統(tǒng)性能的影響；張紅光[2]等分析了抽氣壓力、蒸發(fā)壓力等因素對(duì)系統(tǒng)性能的影響；韓中合[3]則對(duì)分級(jí)抽氣回?zé)岬奶?yáng)能低溫有機(jī)朗肯循環(huán)進(jìn)行了熱力分析。上述對(duì)有機(jī)朗肯循環(huán)的抽氣研究中，少有從實(shí)際工程應(yīng)用出發(fā)，在固定熱源情形下對(duì)抽氣回?zé)徇M(jìn)行研究。并且對(duì)于如何實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)嵛匆?jiàn)有相關(guān)研究。本文在實(shí)際工程項(xiàng)目背景下，提出了螺桿膨脹機(jī)抽氣孔口的設(shè)計(jì)位置與計(jì)算方法，對(duì)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)岬年P(guān)鍵參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的影響進(jìn)行了研究，對(duì)提高螺桿膨脹機(jī)效率，促進(jìn)抽氣回?zé)崧輻U膨脹機(jī)廣泛應(yīng)用有重要的影響。
2 抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)
現(xiàn)代大中型蒸氣動(dòng)力裝置均采用抽氣回?zé)嵫h(huán)，采用抽氣回?zé)嵫h(huán)能提高系統(tǒng)的循環(huán)效率，降低冷凝器的熱負(fù)荷[5]。抽氣回?zé)崾侵笍呐蛎洐C(jī)中抽出一部分尚未完全膨脹的工質(zhì)蒸氣，在回?zé)崞髦屑訜嵬耆蛎浨医?jīng)過(guò)冷凝、初次加壓后的液態(tài)工質(zhì)，以提高進(jìn)入預(yù)熱器的工質(zhì)溫度。如圖1所示，從膨脹機(jī)中抽取未完全膨脹的工質(zhì)蒸氣C1，在回?zé)崞髦信c完全膨脹冷凝后的液態(tài)工質(zhì)C2混合，混合后的工質(zhì)進(jìn)入循環(huán)泵2升壓，經(jīng)過(guò)蒸發(fā)器吸熱后變?yōu)轱柡突蜻^(guò)熱蒸氣，再進(jìn)入膨脹機(jī)完成整個(gè)系統(tǒng)循環(huán)。完全膨脹冷凝后的液態(tài)工質(zhì)經(jīng)過(guò)循環(huán)泵1升壓后與膨脹機(jī)中抽出的工質(zhì)壓力相同，混合后的工質(zhì)再經(jīng)循環(huán)泵2升壓后達(dá)到蒸發(fā)壓力。工程上為了保證進(jìn)入循環(huán)泵的工質(zhì)為液態(tài)一般在泵的進(jìn)口前增加一個(gè)氣液分離器。
圖1 抽氣回?zé)嵊袡C(jī)朗肯循環(huán)流程圖
目前對(duì)于螺桿膨脹機(jī)采用抽氣回?zé)岬难芯枯^少，未提出實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)岬某闅饪卓诘脑O(shè)計(jì)與計(jì)算方法。同時(shí)對(duì)有機(jī)朗肯循環(huán)抽氣回?zé)岬难芯慷嗍菑睦碚撋铣霭l(fā)，以得到較高的熱效率為目的，而工程應(yīng)用中一般是對(duì)于確定的熱源進(jìn)行熱量回收，因此在恒定熱源條件下進(jìn)行抽氣回?zé)嵫芯渴呛苡斜匾摹?/p>
3 螺桿膨脹機(jī)抽氣
由于螺桿膨脹機(jī)的吸氣、膨脹和排氣過(guò)程是在不同的空間位置且是單向進(jìn)行的，所以可以在膨脹過(guò)程結(jié)束前的某一位置開(kāi)設(shè)抽氣孔口，抽出未完全膨脹的氣體。其原理是當(dāng)轉(zhuǎn)子完成吸氣過(guò)程之后，齒間容積與吸氣腔斷開(kāi)，此時(shí)從已封閉（進(jìn)行了膨脹）的齒間容積對(duì)中抽出氣體與抽氣回?zé)崞髦械囊后w混合，從而實(shí)現(xiàn)中壓抽氣。在膨脹機(jī)抽氣期間，齒間容積內(nèi)的氣體壓力在抽氣和齒間容積變大的雙重作用下，逐漸減小到抽氣壓力。實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣關(guān)鍵是根據(jù)設(shè)計(jì)的抽氣壓力計(jì)算出抽氣孔口的位置和大小。
3.1 抽氣孔口的位置
在膨脹機(jī)吸氣端座陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子側(cè)各開(kāi)設(shè)一個(gè)軸向抽氣孔口，孔口開(kāi)設(shè)的具體位置與橫截面積經(jīng)過(guò)設(shè)計(jì)計(jì)算而確定，孔口的形狀依據(jù)轉(zhuǎn)子的型線而定，可為三角形或矩形等。抽氣孔口的輪廓與陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子的齒形、齒根圓相吻合。抽氣孔口橫截面的兩側(cè)邊分別與膨脹機(jī)陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子的一部分吻合，使得陰、陽(yáng)轉(zhuǎn)子的第一側(cè)邊旋轉(zhuǎn)到抽氣孔口的第一邊界時(shí)，抽氣孔的第一邊界大部分與轉(zhuǎn)子的第一側(cè)邊的相應(yīng)部分吻合，轉(zhuǎn)子的第二側(cè)邊旋轉(zhuǎn)到與抽氣孔的第二邊界，抽氣孔的第二邊界大部分與轉(zhuǎn)子的第二側(cè)邊的相應(yīng)部分吻合。兩個(gè)抽氣孔口的位置與寬度需相互配合，以實(shí)現(xiàn)同時(shí)開(kāi)始抽氣，同時(shí)結(jié)束抽氣，如圖2。
圖2 螺桿膨脹機(jī)吸氣端軸向抽氣孔口
螺桿膨脹機(jī)上的不同位置處，工質(zhì)的壓力不同，所以確定孔口的空間位置非常重要。螺桿膨脹機(jī)上的抽氣孔口位置可以根據(jù)轉(zhuǎn)子的內(nèi)容積比與膨脹機(jī)的膨脹轉(zhuǎn)角關(guān)系進(jìn)行計(jì)算[6]
式中φ1c——內(nèi)壓縮轉(zhuǎn)角
εv1——內(nèi)壓力比
τlz——轉(zhuǎn)子的扭轉(zhuǎn)角
Cφ——螺桿轉(zhuǎn)子的扭轉(zhuǎn)系數(shù)
z1——陽(yáng)轉(zhuǎn)子齒數(shù)
β——陽(yáng)轉(zhuǎn)子齒頂徑線與陰陽(yáng)轉(zhuǎn)子中心連線的夾角
根據(jù)計(jì)算的膨脹機(jī)轉(zhuǎn)角就可以確定膨脹機(jī)的抽氣孔口在轉(zhuǎn)子的軸向和圓周方向的位置。
3.2 抽氣孔口大小
抽氣孔口的大小與抽氣流量密切相關(guān)。在確定了抽氣孔口的位置和抽氣壓力之后，根據(jù)所需的抽氣壓差、抽氣流量和抽氣孔口處的工質(zhì)流量就可以確定抽氣孔口的口徑大小。
壓差相等的情況下，抽氣孔口越大，則抽氣量也越大。而轉(zhuǎn)子的公稱直徑越大，所需的抽氣量也可以設(shè)計(jì)較大，對(duì)應(yīng)的抽氣孔口直徑也就越大。
4 抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)熱力學(xué)分析
從工程應(yīng)用角度出發(fā)，以某工程項(xiàng)目為背景，建立了有機(jī)朗肯循環(huán)低溫余熱發(fā)電系統(tǒng)，在不同蒸發(fā)溫度情形下，探究抽氣參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響。某芳烴項(xiàng)目存在一處溫度為144℃，流量為200 t/h，要求回流溫度為65℃的熱水。依據(jù)項(xiàng)目要求設(shè)計(jì)了一種帶抽氣回?zé)岬挠袡C(jī)朗肯螺桿膨脹機(jī)余熱發(fā)電系統(tǒng)，如圖1。設(shè)定工質(zhì)泵1的出口壓力與膨脹機(jī)的抽氣壓力相同，采用混合式換熱器將抽氣工質(zhì)與全膨脹的工質(zhì)混合，混合后的工質(zhì)達(dá)到飽和液體狀態(tài)。
從熱力學(xué)第一，第二定律出發(fā)，對(duì)抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)在不同工況和抽氣壓力條件下的系統(tǒng)熱力性能進(jìn)行研究。模擬計(jì)算過(guò)程中忽略工質(zhì)在流經(jīng)各部件時(shí)產(chǎn)生的壓力損失。抽氣回?zé)岬挠袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的溫熵圖如圖3所示。對(duì)系統(tǒng)各部件的熱力學(xué)模型設(shè)計(jì)如下：
圖3 抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)溫熵圖
4.1 蒸發(fā)器
工質(zhì)在蒸發(fā)器中的工作過(guò)程如圖3中的7-1，工質(zhì)在蒸發(fā)器中定壓吸熱，由過(guò)冷液體變?yōu)檫^(guò)熱氣體。蒸發(fā)器中的換熱量為
式中m——工質(zhì)流量
h1——蒸發(fā)器的出口處工質(zhì)的焓值
h7——蒸發(fā)器的進(jìn)口處工質(zhì)的焓值
Th——熱源的平均溫度
Cp——水的比熱容
mw——熱源水的流量
tin——熱源水的進(jìn)口溫度
tout——熱源水的出口溫度
T0——環(huán)境溫度
s1——蒸發(fā)器出口處工質(zhì)的熵值
s7——蒸發(fā)器進(jìn)口處工質(zhì)的熵值
為了減小蒸發(fā)器的體積，提高工質(zhì)出口溫度和蒸發(fā)器的效率，工程上一般將工質(zhì)依次通過(guò)預(yù)熱器與蒸發(fā)器完成加熱過(guò)程。
4.2 膨脹機(jī)
工質(zhì)在膨脹機(jī)中的理想等熵膨脹過(guò)程如圖3中的虛線1－2s－3s所示，而實(shí)際膨脹由于熵?fù)p，過(guò)程為1－2－3。工質(zhì)從蒸發(fā)器出來(lái)后進(jìn)入膨脹機(jī)，當(dāng)膨脹到2點(diǎn)處時(shí)從膨脹機(jī)中抽出一部分工質(zhì)，其余工質(zhì)繼續(xù)膨脹到到3點(diǎn)。抽氣回?zé)嵫h(huán)中常用抽氣系數(shù)α來(lái)表示抽氣量的大小。定義抽氣系數(shù)為抽出氣體與進(jìn)入膨脹機(jī)中的氣體流量的比值，則
式中h2——膨脹機(jī)抽氣口處工質(zhì)的焓值
h3——膨脹機(jī)出口處工質(zhì)的實(shí)際焓值
h3s——膨脹機(jī)出口處工質(zhì)的理想等熵焓值
h5——回?zé)崞鬟M(jìn)口處工質(zhì)的焓值
h6——回?zé)崞鞒隹谔幑べ|(zhì)的焓值
ηmp——膨脹機(jī)的機(jī)械效率，取0.8
s2——膨脹機(jī)抽氣口處工質(zhì)的實(shí)際焓值s3——膨脹機(jī)出口處工質(zhì)的實(shí)際焓值
4.3 冷凝器
工質(zhì)的冷凝過(guò)程如圖2中的3－4，冷凝器中的熱平衡方程為
式中h4——冷凝器出口出處工質(zhì)的焓值
s4——冷凝器出口出處工質(zhì)的熵值
TL——冷源的平均溫度，取298.15
4.4 工質(zhì)泵
工質(zhì)經(jīng)過(guò)2次加壓達(dá)到蒸發(fā)壓力，第1次加壓過(guò)程如圖3中的4－5，將完全膨脹后冷凝過(guò)的工質(zhì)壓力提高到與抽出氣體相同的壓力。工質(zhì)泵1的實(shí)際軸功為
第2次加壓過(guò)程如圖2中的6－7，混合加熱后的工質(zhì)經(jīng)過(guò)第2次加壓，壓力達(dá)到蒸發(fā)壓力。工質(zhì)泵2的實(shí)際軸功為
式中ηmb——工質(zhì)泵的機(jī)械效率，取0.8
4.5 凈功率及效率
系統(tǒng)的凈功率
系統(tǒng)的熱效率
5 模擬結(jié)果與分析
依據(jù)所建立的抽氣回?zé)崮Ｐ?，利用EES軟件編寫程序，分別對(duì)蒸發(fā)溫度為90℃、100℃、110℃、120℃時(shí)在不同抽氣壓力下的系統(tǒng)性能進(jìn)行模擬。抽氣壓力以260 kPa起，至抽氣壓力與蒸發(fā)壓力接近為止，每60 kPa進(jìn)行一次模擬計(jì)算。環(huán)境溫度為25℃，膨脹機(jī)出口壓力設(shè)定為210 kPa。系統(tǒng)的循環(huán)工質(zhì)R245fa的熱力學(xué)參數(shù)依據(jù)EES內(nèi)置的物性參數(shù)來(lái)計(jì)算。
圖4顯示了不同蒸發(fā)溫度條件下抽氣流量隨抽氣壓力的變化。可以看到隨著抽氣壓力的提高系統(tǒng)的抽氣流量迅速提高。這是由于抽氣壓力提高，混合后工質(zhì)的飽和溫度較高，消耗的抽氣量變大。同時(shí)抽氣量大小與蒸發(fā)溫度成反比，蒸發(fā)溫度為90℃時(shí)抽氣量最大。這是由于相同抽氣壓力下，蒸發(fā)溫度低時(shí)，抽氣工質(zhì)焓值低，而工質(zhì)混合后的焓值相同，所以抽氣流量大。還可以看到抽氣壓力對(duì)抽氣流量的影響較大，而不同蒸發(fā)溫度對(duì)應(yīng)的抽氣流量差別較小。
圖4不同蒸發(fā)溫度下抽氣流量隨氣壓力的變化
圖5 顯示了不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)中總的工質(zhì)流量隨抽氣壓力的變化?？梢钥吹?，隨著抽氣壓力的提高系統(tǒng)中總的工質(zhì)流量有所提高，這是由于抽氣回?zé)崽岣吡斯べ|(zhì)進(jìn)入蒸發(fā)器的溫度，在蒸發(fā)器換熱量和工質(zhì)出口溫度相同的情況下，單位工質(zhì)的吸熱量減小，使工質(zhì)流量增大。工質(zhì)流量的增加與抽氣流量的增加相差無(wú)幾，完全膨脹的工質(zhì)流量未發(fā)生較大變化。所以由公式（6）可以得到隨著抽氣壓力的提高，抽氣系數(shù)逐漸增大，且抽氣系數(shù)隨著蒸發(fā)溫度的提高而降低。
圖6顯示了不同蒸發(fā)溫度下膨脹機(jī)輸出功率隨抽氣壓力的變化?？梢钥吹诫S著抽氣壓力的提高，膨脹機(jī)的輸出功率先提高，達(dá)到一定峰值后逐漸下降。這是由于初始時(shí)由于抽氣回?zé)嵩龃罅斯べ|(zhì)流量，使得膨脹機(jī)的輸出功率提高。但當(dāng)抽氣壓力過(guò)高時(shí)，抽氣量過(guò)大使得系統(tǒng)循環(huán)中做功的工質(zhì)大大減少，降低了膨脹機(jī)的輸出功率。并且膨脹機(jī)的輸出功率隨著蒸發(fā)溫度的提高而提高，并且蒸發(fā)溫度對(duì)膨脹機(jī)輸出功率的影響大于抽氣回?zé)岙a(chǎn)生的影響。所以，對(duì)于實(shí)際抽氣回?zé)嵫h(huán)，應(yīng)盡可能的提高蒸發(fā)溫度，但蒸發(fā)溫度的提高又會(huì)受到熱源溫度與蒸發(fā)器的性能影響，所以需要綜合考量。
定義抽氣壓力比為抽氣壓力與膨脹機(jī)進(jìn)口壓力的比值。通過(guò)數(shù)據(jù)分析可得，當(dāng)抽氣壓力比為0.45時(shí)膨脹機(jī)的輸出功率最高，并且隨著蒸發(fā)溫度的提高，最佳抽氣壓力比呈增大趨勢(shì)。當(dāng)抽氣系數(shù)為0.23左右時(shí)膨脹機(jī)的輸出功率最高。所以，對(duì)于有機(jī)朗肯抽氣循環(huán)系統(tǒng)，應(yīng)控制抽氣壓力比為0.45，抽氣系數(shù)為0.23。
圖5 不同蒸發(fā)溫度下工質(zhì)流量隨抽氣壓力的變化
圖6不同蒸發(fā)溫度下輸出功率隨抽氣壓力的變化
圖7 對(duì)比了基本ORC循環(huán)和抽氣回?zé)岬腛RC循環(huán)。可以看到，抽氣回?zé)嵫h(huán)的熱效率高于基本循環(huán)的熱效率，且兩者的差值隨著蒸發(fā)溫度的提高而變大。抽氣回?zé)嵫h(huán)的熱效率比基本循環(huán)的熱效率平均高11.34%。抽氣回?zé)崽岣吡讼到y(tǒng)的熱效率，但采用抽氣回?zé)釙?huì)增加了設(shè)備的投資，使系統(tǒng)變得復(fù)雜，所以進(jìn)行項(xiàng)目實(shí)際方案設(shè)計(jì)時(shí)需要進(jìn)行綜合考慮。
通過(guò)圖8可以看到，抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)的凈功量隨著抽氣壓力的提高呈先增加后降低的趨勢(shì)。這是由于一方面，膨脹機(jī)的輸出功呈先升高后降低的趨勢(shì)（如圖6）；另一方面，系統(tǒng)中工質(zhì)循環(huán)量的增加使工質(zhì)循環(huán)泵的功耗增加，減小了系統(tǒng)凈功率的輸出。對(duì)比圖7與圖8，可以看到，工質(zhì)泵的功耗約占膨脹機(jī)輸出功率的5%，并且隨著蒸發(fā)溫度和抽氣壓力的提高而逐漸增加，所以在系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)不能忽略工質(zhì)泵的功耗。
圖7 系統(tǒng)熱效率隨蒸發(fā)溫度的變化
圖8不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)凈輸出功隨抽氣壓力的變化
圖9 對(duì)比了系統(tǒng)熱效率在不同蒸發(fā)溫度下隨抽氣壓力的變化，可以看到系統(tǒng)的熱效率隨抽氣壓力的提高呈先升高再降低的趨勢(shì)，并且隨蒸發(fā)溫度的升高而升高。當(dāng)蒸發(fā)溫度為120℃，抽氣壓力為740 kPa時(shí)系統(tǒng)的熱效率達(dá)到最高為14.47%。
通過(guò)圖10可以看到系統(tǒng)中蒸發(fā)器的不可逆損失所占系統(tǒng)總的不可逆損失的比例最大，大于冷凝器和膨脹機(jī)兩者不可逆損失之和。但隨著抽氣壓力的提高蒸發(fā)器的不可逆損失逐漸降低，這是由于抽氣回?zé)崽岣吡斯べ|(zhì)進(jìn)入蒸發(fā)器的溫度，降低了蒸發(fā)器的不可逆損失。而冷凝器熵?fù)p所占比例隨抽氣壓力升高而升高，主要是由于系統(tǒng)總的不可逆損失減小，而冷凝器的熵?fù)p變化不大引起的。
圖9 不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)熱效率隨抽氣壓力的變化
圖10 各部件熵?fù)p占系統(tǒng)總熵?fù)p
6 結(jié)論
以實(shí)際工程應(yīng)用為背景，對(duì)采用抽氣回?zé)岬穆輻U膨脹機(jī)有機(jī)朗肯循環(huán)進(jìn)行了抽氣孔口設(shè)計(jì)與模擬分析，得出以下結(jié)論：
（1）螺桿膨脹機(jī)吸氣端陰陽(yáng)轉(zhuǎn)子側(cè)開(kāi)設(shè)抽氣孔口可以實(shí)現(xiàn)螺桿膨脹機(jī)抽氣回?zé)嵫h(huán)。抽氣孔口的輪廓依據(jù)轉(zhuǎn)子的型線設(shè)計(jì)，開(kāi)孔的位置與大小可進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算；
（2）抽氣回?zé)嵯到y(tǒng)工質(zhì)流量的增大主要是由抽氣流量增大引起的，并且抽氣系數(shù)隨抽氣壓力提高而增大；
（3）存在最優(yōu)的抽氣壓力比與抽氣流量使系統(tǒng)的輸出功達(dá)到最高。當(dāng)抽氣壓力比為0.45，抽氣系數(shù)為0.23時(shí)，系統(tǒng)的凈輸出功最大；
（4）采用抽氣回?zé)崮軌蝻@著減小系統(tǒng)的不可逆損失。蒸發(fā)器是系統(tǒng)中產(chǎn)生不可逆損失最大的部件。要提高系統(tǒng)的效率，需要降低蒸發(fā)器和冷凝器中的換熱溫差，提高換熱器換熱性能。
圖11 不同蒸發(fā)溫度下效率隨抽氣壓力的變化
[1]劉強(qiáng)，申愛(ài)景，段遠(yuǎn)源，等.抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)熱經(jīng)濟(jì)性的定量分析[J].化工學(xué)報(bào)，2014，（2）：437-444.
[2]張紅光，張健，楊凱，等.抽氣回?zé)崾接袡C(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)熱力學(xué)分析[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2013，44（5）：35-40，30.
[3]韓中合，葉依林，王璟，等.分級(jí)抽氣回?zé)崾教?yáng)能低溫有機(jī)朗肯循環(huán)系統(tǒng)的熱力性能分析[J].氣輪機(jī)技術(shù)，2012，54（2）：81-85.
[4]沈維道，童鈞耕.工程熱力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，2007，（4）.
[5]邢子文.螺桿壓縮機(jī)-理論/設(shè)計(jì)及應(yīng)用[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003，（8）.
Research on Regenerative Organic Rankine Cycle of Screw Expander
ZHOU Yue,DIAO An-na,YANG Xiao-qiang,XU Chun-cheng
(Shanghai Qiyao Screw Machinery Co.,Shanghai 200072,China)
For the regeneration steam extraction screw expander organic Rankine cycle system,the design method of screw expander extraction orifice position and size is proposed.The thermodynamic model of extraction regenerative cycle is established based on practical project application to explore the influence of evaporation temperature and extraction pressure on the output power and other parameters.The results show that with the increase of extraction pressure the thermal efficiency first increased and then decreased and the extraction pressure has great influence on extraction flow.System has maximum output power when optimum extraction pressure ratio is 0.45 and extraction flow ratio is 0.23.
regeneration steam extraction;waste heat recovery;screw expander;exergy loss
TB653
A
1006-2971（2015）03-0020-06
周岳（1989-），男，助理工程師，碩士，現(xiàn)在中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第七一一研究所工作，從事螺桿膨脹機(jī)的設(shè)計(jì)與研究。E-mail：sqsm@vip.163.com
2015-04-16
猜你喜歡
能源與環(huán)境(2023年5期)2023-11-16 01:33:56
科技視界(2021年4期)2021-04-13 06:03:58
廣東工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)(2020年3期)2020-06-11 07:46:00
同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)(2018年8期)2018-09-11 08:27:44
制冷技術(shù)(2016年3期)2016-12-01 06:53:25
機(jī)械工程師(2015年9期)2015-02-26 08:38:24
機(jī)電信息(2014年20期)2014-02-27 15:53:23
機(jī)電信息(2014年17期)2014-02-27 15:53:00
機(jī)電信息(2014年5期)2014-02-27 15:51:47
機(jī)電信息(2014年2期)2014-02-27 15:51:38
