譚永生

（中國水利電力物資集團有限公司，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廣泛關(guān)注的重要問題[1]。冷熱電聯(lián)供作為能源利用方面的研究熱點，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[2-4]。動力機驅(qū)動發(fā)電機發(fā)電，其排放的高、中溫煙氣用來制取蒸汽或驅(qū)動溴化鋰機組制冷，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。同時我國北方地區(qū)有 4~6個月之久的冬季采暖期[6]，供暖需要消耗大量能源。通過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)致壓縮機能耗增加；同時在環(huán)境溫度低于0 ℃時，蒸發(fā)器結(jié)霜影響換熱效果[7]，這些都會導(dǎo)致熱泵運行性能降低。然而將熱泵技術(shù)應(yīng)用在分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)中深度回收動力機排煙余熱，既為熱泵機組提供了低溫熱源，又回收了分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)的低溫煙氣余熱；既解決了冬季熱泵運行性能下降的問題，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荷端，同時向用戶提供冷能、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)動發(fā)電機組發(fā)電；然后200~500 ℃的熱能作為吸收式熱泵的驅(qū)動熱源制冷或供暖，還可以對外供應(yīng)高壓蒸汽。而100~200 ℃的熱能則可以通過氣水換熱器供應(yīng)低壓蒸汽或熱水，實現(xiàn)對天然氣多級多次利用[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熱源中轉(zhuǎn)移到高溫熱源中的裝置，主要由壓縮機、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)排放低溫煙氣中的余熱作為熱泵中蒸發(fā)器的低溫熱源，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)，進一步提升了熱泵的運行性能，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)實驗臺，主要設(shè)備有內(nèi)燃機發(fā)電機組、煙氣熱水型換熱器、板式換熱器等。內(nèi)燃機消耗柴油發(fā)電，同時伴隨有缸套水余熱、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)動熱水型吸收式溴化鋰機組或供暖，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，采用空氣源熱泵機組進一步回收煙氣熱水型換熱器后的低溫煙氣余熱。

2.1 假設(shè)條件

從實驗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)燃機的功率等因素的影響。但是內(nèi)燃機排煙溫度變化較大，受內(nèi)燃機運行時間及功率的影響，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)燃機煙氣排放量不變，取81 kg/h；

2）系統(tǒng)處于穩(wěn)定運行狀態(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)量分數(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）壓縮機的機械效率、軸效率分別取0.85、0.9。

2.2 建立模型

文獻[13]采用Aspen Plus化工流程模擬軟件對吸收式熱泵回收循環(huán)水余熱系統(tǒng)進行了模擬分析；文獻[14]同樣采用了Aspen Plus化工流程模擬軟件對內(nèi)燃機廢氣利用有機朗肯循環(huán)進行建模。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)，同時在 55~65℃時忽略煙道內(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)器低溫熱源側(cè)循環(huán)空氣的進口、出口溫度，℃。

蒸發(fā)器端差為對應(yīng)在蒸發(fā)器壓力下制冷介質(zhì)的飽和溫度與低溫熱源出口溫度的差值，即

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

壓縮機消耗少量電能，將來自蒸發(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，壓縮機模型的能量方程為

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

2.3.3 冷凝器

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

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

冷凝器下端差為對應(yīng)在冷凝器中制冷介質(zhì)出口溫度與暖風出口溫度的差值，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為暖風在冷凝器的出口溫度，℃。

2.3.4 節(jié)流閥

節(jié)流閥通過絕熱節(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)流動為絕熱過程。

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)排放的低溫煙氣與循環(huán)空氣進行傳熱不傳質(zhì)，以實現(xiàn)這部分低溫余熱作為熱泵的低溫熱源。其涉及到2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)的排放的低溫煙氣焓，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)熱器進口、出口處焓值，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，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 模型評價指標

2.5.1 熱泵性能系數(shù)

熱泵性能系數(shù)(coefficient of performance，COP)是指正常運行情況下，通過熱泵機組得到的能量與熱泵機組消耗的動力之比，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是指在正常運行情況下，同一時間段內(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、未耦合熱泵時輸出熱能及耦合了熱泵時輸出熱能，kJ；QZ為分布式冷熱電三聯(lián)供耦合熱泵系統(tǒng)中蒸發(fā)器吸收低溫煙氣的熱量，kJ。

3 計算結(jié)果分析

為了便于計算，對煙氣參數(shù)進行簡化，輸入物流物性參數(shù)為：設(shè)計工況下煙氣流量為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)計工況

在設(shè)計工況下，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)供動力機排煙余熱的系統(tǒng)；b代表熱泵單獨運行的系統(tǒng)。

在設(shè)計工況下，通過對結(jié)果進行分析：a系統(tǒng)中壓縮機消耗的電能為0.29 kW，較 b系統(tǒng)壓縮機消耗的電能0.4 kW節(jié)省了0.11 kW；熱負荷的大小主要體現(xiàn)在熱風的風量 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)排煙余熱時的性能參數(shù)αCOP為4.66，在同樣的環(huán)境溫度和熱負荷，熱泵蒸發(fā)器不回收排煙余熱時，熱泵機組的性能參數(shù)αCOP僅為3.34；排煙溫度t2進一低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動力機排煙余熱技術(shù)能有效提升DCCHP系統(tǒng)的能源利用效率；同時在內(nèi)燃機功率較小時，采用空氣源熱泵與不采用空氣源熱泵時能源利用效率差值較大，但是內(nèi)燃機功率會使兩者差值不斷減小。因為在內(nèi)燃機低負荷時，初始排煙溫度也相對較低，經(jīng)CCHP系統(tǒng)內(nèi)余熱回收裝置后的低溫煙氣溫度卻基本不變，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)燃機負荷增加，初始排煙溫度上升較快，經(jīng)部分余熱回收裝置后的低溫煙氣同樣基本不變，導(dǎo)致空氣源熱泵可回收余熱占能源消耗量的比值減小。

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

圖4 熱泵技術(shù)對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個方面：一是保證回收利用的余熱量為前提；二是保證熱泵運行的 COP為前提。

分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)排放的低溫煙氣余熱量主要由煙氣質(zhì)量流量與溫度決定，煙氣質(zhì)量流量主要受內(nèi)燃機進氣的影響，變化較小，因此回收利用的低溫煙氣余熱量主要由空氣預(yù)熱器煙氣的進出口溫差決定，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)過空氣預(yù)熱器時的溫差，即增加進口溫度或降低出口溫度。內(nèi)燃機排放的煙氣經(jīng)部分余熱回收后，溫度降為空氣預(yù)熱器進口溫度，若提升進口溫度 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熱源的熱量會導(dǎo)致冷熱電聯(lián)供的經(jīng)濟性下降；同時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熱源溫度 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、壓縮機等其他部件運行參數(shù)，運行具有重要作用，因此控制好低溫熱源的溫度對提高熱泵性能具有重要作用。

圖5 回收余熱量隨進、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)會增加壓縮機耗功，進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，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功耗增加。

以回收1.319 kW余熱量為例，分析不同出口煙溫對空氣源熱泵運行的影響。如圖8所示，回收余量保持不變，隨著出口溫度的降低，熱泵壓縮機功耗增加。這是由于在回收余熱量一定時，循環(huán)空氣溫度下降，蒸發(fā)器內(nèi)壓力下降，同時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熱度的氣體時吸熱量減小，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，即壓縮機必須增加功耗驅(qū)動增加的制冷劑循環(huán)；另外為保證制冷劑相同的壓縮機后參數(shù)，隨著蒸發(fā)器出口壓力和溫度的下降，也會導(dǎo)致壓縮機功耗增加。

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

4 結(jié)論

本文在詳細了解了熱泵運行機理的基礎(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)，作為熱泵運行中的低溫熱源。對分布式冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)低溫排煙至蒸發(fā)器這中間過程進行了詳細的研究分析，得出以下結(jié)論：

1）在設(shè)計工況下，熱泵機組在環(huán)境溫度-5 ℃下運行時αCOP僅為 3.34，而由空氣源熱泵與DCCHP動力排煙余熱耦合而成的系統(tǒng)中熱泵機組的αCOP可以達到 4.66，熱泵性能參數(shù)增加了52.5%；同時冷熱電聯(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)供動力機排放的低溫煙氣余熱通過循環(huán)空氣傳遞給熱泵蒸發(fā)器，因此當蒸發(fā)溫度很低時，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；同時蒸發(fā)器管壁較薄，低溫煙氣不直接與蒸發(fā)器接觸避免了低溫煙氣影響熱泵的安全運行。

3）蒸發(fā)器外側(cè)低溫熱源的溫度對熱泵機組性能參數(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熱源可以有效提高熱泵機組性能。

致 謝

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