郭永獻，張大興，梁世強*

(1.中國科學(xué)院工程熱物理研究所，北京 100190；2.西安電子科技大學(xué)機電工程學(xué)院，陜西 西安 710071)

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【能源與動力】

NH3-H2O噴射-吸收復(fù)合式燃氣熱水爐系統(tǒng)研究及分析

郭永獻1，張大興2，梁世強1*

(1.中國科學(xué)院工程熱物理研究所，北京 100190；2.西安電子科技大學(xué)機電工程學(xué)院，陜西 西安 710071)

摘要：本文利用噴射器的工作原理構(gòu)造出具有更高效率的噴射-吸收復(fù)合式燃氣熱水爐系統(tǒng)，選定氨水溶液為工質(zhì)，建立了所設(shè)計系統(tǒng)的物理模型和數(shù)學(xué)模型，在選定系統(tǒng)合理匹配參數(shù)的基礎(chǔ)上，計算了各換熱器所交換熱量的占比。結(jié)果表明，高溫換熱器吸收的煙氣熱量最多，其吸收的熱量約占總換熱量的40%以上；而低溫換熱器吸收的熱量最少，一般不超過總換熱量的25%。所設(shè)計系統(tǒng)在冬季效率也可達到110%以上，而夏季時效率更是可高達120%以上，可真正實現(xiàn)高效節(jié)能。

關(guān)鍵詞：噴射器；噴射-吸收；氨水；燃氣熱水爐

在我國的能源消費中，工業(yè)能源消費占總能耗的70%左右[1]，其中鍋爐是一次能源消費的主體，如何降低鍋爐系統(tǒng)能耗，使鍋爐系統(tǒng)進一步節(jié)能成為人們研究的熱點。我國普通的天然氣熱水鍋爐的排煙溫度一般在130 ℃ 以上，蒸汽鍋爐在200 ℃ 以上，有時甚至高達300 ℃ ，浪費了大量的能源[2]。冷凝式燃氣鍋爐可使熱效率提高11%～15%[3]，排煙溫度約為50 ℃[4]，其極限熱效率約為110%(按低熱值計算)。某些冷凝式燃氣鍋爐與熱泵聯(lián)合應(yīng)用，可將排煙溫度降至35 ℃ 左右，冷凝80%的水蒸氣，進而達到比單純的冷凝式燃氣鍋爐更高的熱效率。已有研究人員對噴射器在換熱器系統(tǒng)[5]、制冷系統(tǒng)和加熱系統(tǒng)[6-9]中的應(yīng)用進行過分析，本文將噴射器引入到燃氣熱水爐系統(tǒng)中，利用噴射器的工作原理構(gòu)造具有更高效率的噴射-吸收復(fù)合式燃氣熱水爐系統(tǒng)，其效率將比熱泵式冷凝式燃氣鍋爐進一步提高。

1系統(tǒng)原理

圖1是噴射-吸收復(fù)合式燃氣熱水爐系統(tǒng)的原理圖。該系統(tǒng)主要由噴射器、換熱器和冷凝器等組成，與常規(guī)熱水爐系統(tǒng)相比，其采用多級換熱方式，并在換熱器間增加了噴射器。系統(tǒng)包括燃燒爐、高溫換熱器、主換熱器、低溫換熱器、噴射器、引風(fēng)機、旋風(fēng)分離器、主冷凝器、冷凝器、回流泵、主泵、節(jié)流閥、冷凝水容器和煙道等。

圖1　噴射-吸收復(fù)合式燃氣熱水爐系統(tǒng)的原理圖Fig.1　Schematic diagram of ejector-absorption composite gas water heater

不考慮系統(tǒng)熱損失，C1和C2分別為冷水入口，H1和H2分別為加熱水出口，t高、t中和t低分別為高溫換熱器入口、主換熱器入口和低溫換熱器入口的煙氣溫度。A、B、C分別代表噴射器的工作氣體入口、引射氣體入口和混合氣體出口。

系統(tǒng)的工作原理及過程為：

由主泵進入高溫換熱器中的工質(zhì)與燃燒爐中中溫段的煙氣進行熱量交換，吸收煙氣中的熱量后產(chǎn)生中溫高壓氣液混合工質(zhì)，經(jīng)旋風(fēng)分離器分離后的中溫高壓蒸氣經(jīng)冷凝器放熱，冷凝降壓后經(jīng)節(jié)流閥進入低溫換熱器，與低溫段煙氣進行熱量交換，吸熱蒸發(fā)后的氣體作為引射流體進入噴射器；由旋風(fēng)分離器分離出的液體經(jīng)回流泵進入高溫換熱器，與高溫段的煙氣進行熱量交換，吸熱后形成的高溫高壓蒸氣作為工作蒸氣由工作蒸氣入口A進入噴射器，通過漸縮漸擴型蒸氣噴管進行絕熱膨脹，形成的氣流將低溫換熱器中蒸發(fā)的低溫低壓蒸氣吸入到噴射器吸入室內(nèi)，在混合室內(nèi)混合，并通過擴壓室增壓后進入主冷凝器。在主冷凝器中被冷卻的混合介質(zhì)冷凝為液體，進入主泵返回到主換熱器，再次與燃燒爐中的煙氣進行熱交換，進入下一個循環(huán)。該系統(tǒng)工作過程中循環(huán)泵是唯一的運動部件，系統(tǒng)可靠性較高。

選取工質(zhì)遵循的原則參見文獻[10]，本系統(tǒng)選用NH3-H2O為工質(zhì)，通過比較不同文獻中的NH3-H2O熱力模型[11-15]，最終采用文獻[15]中的工程計算模型，計算其熱力學(xué)參數(shù)如汽液平衡、焓和密度等。

2系統(tǒng)物理模型

圖2　噴射吸收復(fù)合式系統(tǒng)的工作過程h-s圖Fig.2h-s figure of working process of ejector-absorption composite water heater

圖2為整個系統(tǒng)工作過程的h-s(焓-熵)圖。經(jīng)主冷凝器冷凝并由回流泵泵送的狀態(tài)pi質(zhì)量流量為M1的NH3-H2O混合液體，經(jīng)高溫換熱器后生成高溫高壓工作蒸氣(飽和或過熱)，狀態(tài)用po表示。工作蒸氣通過噴射器的漸縮漸擴噴嘴后達到降壓提速的目的并達到狀態(tài)1，用于引射來自蒸發(fā)器的質(zhì)量流量為M5的狀態(tài)為eo的引射蒸氣，工作蒸氣和引射蒸氣在噴射器的混合室中混合后達到ci點，排出的混合氣體進入主冷凝器，冷凝為質(zhì)量流量M2狀態(tài)為co的液體。冷凝后的氨水在主換熱器內(nèi)換熱后經(jīng)旋風(fēng)分離器分為兩路完成循環(huán)：一路為質(zhì)量流量為M5的NH3-H2O混合蒸氣經(jīng)氨冷凝器冷凝，并通過截流閥截流到ei點，通過低溫換熱器蒸發(fā)吸熱后至eo點；另一路為質(zhì)量流量為M1的NH3-H2O混合液體經(jīng)回流泵泵送至壓力為pi的狀態(tài)進入高溫換熱器，完成能量循環(huán)。在整個循環(huán)過程中，低溫換熱器、主換熱器和高溫換熱器輸入的熱量以及用于供給旋風(fēng)分離器的熱量為驅(qū)動熱，兩個冷凝器提供冷負荷，用于加熱熱水，而冷凝液和風(fēng)扇排風(fēng)排放到環(huán)境中的熱量為較低品位的熱。

3系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

建設(shè)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型如下：

發(fā)生器(高溫換熱器)的負荷為：Q7=M1(h1o-h1i)；

主冷凝器的負荷為：Q2=M2(h2i-h2o)；

蒸發(fā)器(低溫換熱器)的負荷為：Q5=M5(h5o-h5i)，

式中，Q為熱量，h為焓值，M為質(zhì)量流量，i表示入口，o表示出口。

根據(jù)前述NH3-H2O溶液熱力學(xué)性質(zhì)的模型及噴射器計算相關(guān)模型，對本文系統(tǒng)進行熱力學(xué)模擬，確定出系統(tǒng)內(nèi)的各狀態(tài)點參數(shù)的計算方法，通過建立系統(tǒng)平衡方程(包括各部件的質(zhì)量平衡和能量平衡方程)，確定系統(tǒng)的參數(shù)范圍見表1。

表1　系統(tǒng)參數(shù)范圍

噴射-吸收制冷系統(tǒng)的每個部件都需要滿足能量和質(zhì)量的平衡，即:

∑Min-∑Mout=0；

(1)

∑(Mx)in-∑(Mx)out=0；

(2)

εQ+∑(Mh)in-∑(Mh)out=0，

(3)

其中，M為工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；h為工質(zhì)的比焓，kJ/kg；Q為系統(tǒng)部件的換熱負荷，kW；ε為換熱器的換熱效率，本文取理想情況，即ε=1。

經(jīng)過對圖2所示的系統(tǒng)流程進行質(zhì)量和能量的衡算，求得系統(tǒng)效率η，令Q3/Q4=A1:

(4)

其中，Q1為冷凝器的換熱負荷，Q2為主冷凝器的換熱負荷，Q3為空氣帶入的換熱負荷，Q4為燃氣低熱值對應(yīng)的能量，Qq為熱水爐吸收的潛熱能，且Qq=0.1Q4。

由上式可見，由于在整個熱水爐系統(tǒng)中引入了空氣并吸收了空氣能Q3，同時回收了天然氣燃燒過程中產(chǎn)生的氣化潛熱能Qq，使得系統(tǒng)效率可以高于100%。

圖3　u隨t7的變化曲線Fig.3　Curves of t7 vs. u

4系統(tǒng)分析

在確定了系統(tǒng)參數(shù)范圍之后，在此分析系統(tǒng)參數(shù)對引射系數(shù)、冷凝溫度和放氣范圍的影響，放氣范圍Δx是指濃溶液和稀溶液的濃度差。圖3為引射系數(shù)隨旋風(fēng)分離器參數(shù)變化的曲線，其中xm為噴射器出口混合工質(zhì)中氨的含量。由圖3可見，u隨著旋風(fēng)分離器溫度升高和壓力降低均增大，因此升高溫度和降低壓力對增大u有利，但考慮到大引射比可能使引射器的結(jié)構(gòu)尺寸龐大，因此暫時不能確定高溫高壓旋風(fēng)分離器對系統(tǒng)是否有利。

圖4為u隨P7的變化曲線?？梢妘隨旋風(fēng)分離器壓力減小而增大，隨系統(tǒng)氨質(zhì)量含量xm減小而減小，因此為了系統(tǒng)便于設(shè)計，旋風(fēng)分離器壓力不能太小，而采用氨水混合工質(zhì)的好處之一是為了吸收冷凝時的溶解熱，因此xm減小勢必會使吸收的溶解熱在總熱量中的比例減小，不利于體現(xiàn)系統(tǒng)特性。當系統(tǒng)中的引射器確定時，其最佳引射系數(shù)也就確定，因此實際工作情況下，對于確定的系統(tǒng)氨濃度，當冷凝壓力確定時，旋風(fēng)分離器存在最佳溫度使系統(tǒng)處于最佳工作狀態(tài)。

圖4　u隨P7的變化曲線Fig.4　Curves of P7 vs. u

圖5是為保持冷凝器入口溫度t7在一定值的情況下，所需的冷凝溫度t10與P7的關(guān)系曲線，當旋風(fēng)分離器溫度升高時，冷凝溫度也升高，且冷凝溫度并不隨壓力線性降低，冷凝溫度與氨含量無關(guān)，因此實際工作中選擇高溫低壓力的旋風(fēng)分離器并沒有什么壞處。

圖6給出了系統(tǒng)總氨摩爾濃度不同情況下Δx隨冷凝器P7變化的曲線圖。

通過上述分析，在選定系統(tǒng)的合理參數(shù)匹配后(表2)，可計算系統(tǒng)各換熱器所交換能量的占比，如圖7所示，其中各參數(shù)的含義見圖1。

圖5　冷凝溫度t10與P7的關(guān)系曲線Fig.5　Curves of t10 vs P7

圖6　Δx隨P7變化的關(guān)系曲線Fig.6　Curves of P7 vs. Δx

參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值冷凝器出口溫度/℃15混合蒸氣溫度/℃120冷凝器出口溫度/℃70膨脹比22排煙溫度/℃-25

由圖7a可以看出，在旋風(fēng)分離器工況不變的情況下，Q2、Q5和Q6均隨xm增大而增大，Q1和Q7隨xm增大而減小。此外，還可以看出Q1和Q2幾乎不隨xm的變化發(fā)生變化(圖7b和7c)，在xm不變的情況下，Q5、和Q6隨旋風(fēng)分離器溫度t7的增大而增大(圖7b)，隨旋風(fēng)分離器壓力P7的增大而減小(圖7c)，Q7則隨旋風(fēng)分離器溫度t7的增大而減小(圖7b)，隨旋風(fēng)分離器壓力P7的增大而增大(圖7c)。就冷凝器而言，通過主冷凝器交換的熱量可以占總換熱量的70%以上，隨xm的增大而增大。具體到置于煙氣腔內(nèi)的3個換熱器，高溫換熱器吸收的煙氣熱量(Q7)最多，其吸收的熱量約占總換熱量的40%以上，而低溫換熱器吸收的熱量最少，一般不超過總換熱量的25%。

進一步分析，關(guān)于Q6與xm的變化關(guān)系曲線如圖8所示，可見Q6隨xm的增大而增大，隨P7的減小而增大，隨t7的增大而增大。

不論系統(tǒng)工況如何，系統(tǒng)各換熱器的占比都有如圖9所示的關(guān)系，其中Q總=Q5+Q6+Q7=Q1+Q2。

最終確定的系統(tǒng)的工作參數(shù)如表3所示。

圖7　不同換熱器交換熱量占比Fig.7　The proportion of heat exchange of different heat exchangers

圖8　Q6與xm關(guān)系曲線Fig.8　Curves of Q6 vs.xm

圖9　各換熱器換熱占比關(guān)系Fig.9The proportion of heat exchange of different heat exchangers for different Q6/Q總

參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值冷凝器入口冷水溫度/℃10u0.71主冷凝器冷水溫度/℃15P7/MPa0.7排煙溫度/℃-25t7/℃90t高/℃403.7P1/MPa0.11t中/℃222.1P2/MPa0.52t低/℃60.64P3/MPa0.239系統(tǒng)效率/%113.5Q1/Q總0.31混合蒸氣溫度/℃120Q2/Q總0.69膨脹比22Q5/Q總0.2二次空氣量/(L/s)17Q6/Q總0.38xm0.55Q7/Q總0.42

注：環(huán)境溫度-15 ℃ 。

由表3可見，系統(tǒng)的效率在冬季也可達到113.5%，高于現(xiàn)有冷凝式燃氣熱水爐的極限效率，并且將本文系統(tǒng)應(yīng)用到其他季節(jié)時，由于環(huán)境溫度升高，引入的二次空氣攜帶的能量將更高，會進一步提高系統(tǒng)的效率。

5結(jié)論

本文提出一種噴射-吸收復(fù)合式燃氣熱水爐系統(tǒng)，選定氨水溶液為工質(zhì)建立了系統(tǒng)的物理模型和數(shù)學(xué)模型，對系統(tǒng)熱力過程進行了模擬，計算了各換熱器所交換熱量的占比。分析表明，系統(tǒng)中的通過主冷凝器交換的熱量可以占總換熱量的70%以上，其換熱占比隨噴射比u的增大而減小。而具體到3個換熱器，高溫換熱器吸收的煙氣熱量最多，其吸收的熱量約占總換熱量的40%以上，而低溫換熱器吸收的熱量最少，一般不超過總換熱量的25%。系統(tǒng)在冬季的總效率即可超過現(xiàn)有冷凝式燃氣熱水爐的極限效率，真正實現(xiàn)了從環(huán)境中吸收熱能、排煙無污染的目的。

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Research and analysis of an ammonia-water ejector-absorption composite gas water heater

GUO Yong-xian1,ZHANG Da-xing2, LIANG Shi-qiang1*

(1. Institute of Engineering Thermophysics, Chinese Academy of Sciences, Beijing 100190, China;2. School of Electromechanical Engineering, Xidian Univerity, Xi’an 710071, China)

Abstract∶We construct highly efficient ejector-absorption composite gas water heater with operating principle of an ejector. We further design its physical and mathematical models with ammonia-water solution as working fluid. We also calculate the proportion of each heat exchanger based on the selection of reasonable matching parameters. Results indicate that high temperature heat exchanger can absorb the maximum gas heat, more than 40% of total transferred heat. However, low temperature heat exchanger can absorb the minimum gas heat, no more than 25% of the total transferred heat. Thermal efficiency of the heater can attain more than 110% in winter, and even more than 120% in summer. High efficiency and energy saving can therefore be practically implemented.

Key words∶ejector; ejector-absorption system; ammonia solution; gas water heater

中圖分類號：TK11

文獻標識碼：A

文章編號：1002-4026(2016)02-0041-08

作者簡介：郭永獻(1981-)，男，博士，副教授，研究方向為中低溫余熱利用。*通訊作者，梁世強。Email:liangsq@iet.cn

基金項目：國家自然科學(xué)基金(51306134)

收稿日期：2016-01-19

DOI:10.3976/j.issn.1002-4026.2016.02.009