渠 穎， 魏 璠， 汪小明

(1.中交煤氣熱力研究設(shè)計(jì)院有限公司，遼寧沈陽(yáng)110000；2.天津城建大學(xué)能源與安全工程學(xué)院，天津300384；3.天津明珠啟悅科技有限公司，天津300350)

1 概述

在樓宇冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)中，額定發(fā)電功率低于100 kW的聯(lián)供系統(tǒng)屬于微型冷熱電聯(lián)供(Micro Combined Cooling Heating and Power System，以下簡(jiǎn)稱MCCHP)系統(tǒng)[1-2]，與常規(guī)系統(tǒng)相比，MCCHP系統(tǒng)不但具有中、大型分布式系統(tǒng)節(jié)能環(huán)保的特點(diǎn)，同時(shí)還具有獨(dú)特的優(yōu)勢(shì)，如系統(tǒng)流程簡(jiǎn)單、設(shè)備緊湊，投資和運(yùn)行費(fèi)用低，靠近用戶端調(diào)節(jié)靈活，因此更加適用于分散型用戶和小型商業(yè)場(chǎng)所[3-4]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)MCCHP系統(tǒng)進(jìn)行了相關(guān)的研究[5-11]，但多集中于方案設(shè)計(jì)、經(jīng)濟(jì)性評(píng)價(jià)和運(yùn)行策略研究。MCCHP系統(tǒng)應(yīng)用對(duì)象的負(fù)荷需求小，受條件變化的影響較大，因此，作為一個(gè)多能源、多設(shè)備的綜合系統(tǒng)，如何解決逐時(shí)負(fù)荷變化條件下的能源供應(yīng)問(wèn)題，需要在對(duì)設(shè)備單元和綜合系統(tǒng)充分認(rèn)知的基礎(chǔ)上，分析系統(tǒng)的工況特性和參數(shù)影響特征。本文以MCCHP系統(tǒng)性能特性為研究對(duì)象，搭建基于燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)、雙效溴化鋰吸收式熱泵(以下簡(jiǎn)稱吸收式熱泵)、換熱器、冷熱源的分布式系統(tǒng)，建立分析模型，通過(guò)數(shù)學(xué)仿真揭示冬、夏季工況下系統(tǒng)性能及負(fù)荷影響下的變化規(guī)律，為進(jìn)一步揭示系統(tǒng)的全工況特性和調(diào)控規(guī)律提供參考。

2 系統(tǒng)流程

基于燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)和吸收式熱泵的MCCHP系統(tǒng)流程見(jiàn)圖1。

天然氣與空氣進(jìn)入燃?xì)鈨?nèi)燃發(fā)電機(jī)組燃燒發(fā)電，排煙進(jìn)入吸收式熱泵的高壓發(fā)生器，加熱溶液后排出系統(tǒng)。高壓發(fā)生器產(chǎn)生的水蒸氣作為低壓發(fā)生器加熱源，降溫降壓后，與低壓發(fā)生器再生的水蒸氣混合進(jìn)入冷凝器，放熱后成為凝結(jié)液。凝結(jié)液進(jìn)一步降壓，進(jìn)入蒸發(fā)器，吸收冷水回水熱量后蒸發(fā)。水蒸氣進(jìn)入吸收器，被來(lái)自膨脹閥1的溴化鋰濃溶液吸收，完成制冷劑循環(huán)。高壓發(fā)生器底部出口的溴化鋰溶液經(jīng)高溫?fù)Q熱器、膨脹閥2降溫降壓后，進(jìn)入低壓發(fā)生器二次蒸發(fā)，后經(jīng)低溫?fù)Q熱器、膨脹閥1二次降溫降壓后進(jìn)入吸收器。在吸收器內(nèi)，水蒸氣被溴化鋰濃溶液吸收，稀溶液依次經(jīng)過(guò)低壓溶液泵、低溫?fù)Q熱器、高壓溶液泵、高溫?fù)Q熱器進(jìn)行升壓和升溫

圖1 MCCHP系統(tǒng)流程

后，回到高壓發(fā)生器，完成溶液循環(huán)。

本系統(tǒng)使用燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)作為發(fā)電機(jī)組，與其他發(fā)電主機(jī)相比，燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)技術(shù)成熟、性能穩(wěn)定，負(fù)荷適應(yīng)性好，發(fā)電功率調(diào)節(jié)范圍廣、效率較高，在小微型分布式系統(tǒng)中應(yīng)用最為普遍[12]。系統(tǒng)使用吸收式熱泵回收煙氣余熱，高溫?zé)煔庾鳛楦邏喊l(fā)生器產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)熱源，高壓發(fā)生器的水蒸氣作為低壓發(fā)生器的驅(qū)動(dòng)熱源，通過(guò)蒸發(fā)器、冷凝器和吸收器不同的流程配置提供冷、熱負(fù)荷。燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)缸套水的熱量通過(guò)缸套水換熱器引出，夏季可以提供生活熱水，冬季可同時(shí)提供生活熱水和供暖熱水。

3 系統(tǒng)模型

① 燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)

根據(jù)文獻(xiàn)[13]，選用M-4Y型燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)，額定發(fā)電功率為30 kW，通過(guò)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)擬合得到燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)性能特性曲線。

P=-16.15-2.618φ-0.610 5φ2+

0.520 8φ3+0.027 36nge+0.001 794ngeφ-

(1)

Φin=-56.85-11.31φ+1.712φ2-2.995φ3+

0.097 4nge+0.065 15ngeφ-0.004 158ngeφ2-

(2)

式中P——燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)實(shí)際發(fā)電功率，kW

φ——燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率，為實(shí)際發(fā)電功率與額定發(fā)電功率的比值，%

nge——燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min

Φin——燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)的燃?xì)庀臒嶝?fù)荷，kW

將式(1)、(2)計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，實(shí)測(cè)值和模擬值相對(duì)誤差大部分在5%以內(nèi)，擬合公式基本符合實(shí)際情況。

燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)額定工況如下：額定發(fā)電功率30 kW，轉(zhuǎn)速為2 200 r/min，燃?xì)獾蜔嶂禐?4 000 kJ/m3，燃?xì)夂牧?0.3 m3/h，過(guò)?？諝庀禂?shù)1.3，空燃比為9.52，壓比11，排煙溫度530 ℃；額定工況缸套水流量6.6 m3/h，缸套水進(jìn)口溫度80 ℃。本文中的壓力均為絕對(duì)壓力，氣體體積流量均為標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下的流量，即溫度為25 ℃，壓力為101 325 Pa。

② 吸收式熱泵

根據(jù)燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)排煙選擇煙氣余熱型吸收式熱泵，根據(jù)以下條件確定設(shè)計(jì)工況：

a.高壓發(fā)生器壓力根據(jù)燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)排煙余熱確定，余熱量和溴化鋰溶液再生量相匹配。

b.低壓發(fā)生器壓力等于冷凝器壓力，冬季工況下冷凝器壓力根據(jù)供熱水溫度確定。

c.吸收器壓力等于蒸發(fā)器壓力，夏季工況下蒸發(fā)器壓力根據(jù)冷水溫度確定。

d.根據(jù)壓力、換熱溫差確定溴化鋰溶液濃度，并保證在整個(gè)工作過(guò)程中遠(yuǎn)離結(jié)晶線。

e.溶液在高壓發(fā)生器和低壓發(fā)生器出口處均為飽和態(tài)；循環(huán)工質(zhì)在冷凝器和蒸發(fā)器出口均為飽和態(tài)。

f.吸收器出口溶液質(zhì)量流量360 kg/h，溴化鋰溶液質(zhì)量分?jǐn)?shù)54%。

綜合以上條件，確定吸收式熱泵的設(shè)定值見(jiàn)表1。

表1 吸收式熱泵設(shè)定值

冷凝器、蒸發(fā)器、高溫?fù)Q熱器、低溫?fù)Q熱器換熱效率設(shè)定為80%，節(jié)點(diǎn)溫差約束性條件設(shè)定為5 ℃。吸收器出口溶液設(shè)定為飽和態(tài)，氣體被液體吸收后會(huì)有一定的熱量釋放，該熱量可通過(guò)能量平衡方程求得，如果通過(guò)外部換熱將該部分熱量引出，則換熱過(guò)程要滿足節(jié)點(diǎn)溫差5 ℃的要求。

泵效率設(shè)定為90%，泵耗功量通過(guò)能量平衡方程求解。膨脹閥設(shè)置在溶液換熱器之后，泵、膨脹閥均設(shè)定為絕熱。

根據(jù)GB 50736—2012《民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)規(guī)范》，本系統(tǒng)冬季供回水溫度設(shè)定為45 ℃和40 ℃，夏季供回水溫度設(shè)定為7 ℃和12 ℃。

4 數(shù)學(xué)仿真模擬結(jié)果與討論

4.1 MCCHP系統(tǒng)性能參數(shù)及模擬結(jié)果

① 性能系數(shù)及一次能源利用率

系統(tǒng)性能系數(shù)及一次能源利用率的定義如下：

(3)

(4)

(5)

(6)

式中ICOP，s——夏季工況系統(tǒng)性能系數(shù)

Φeva——夏季工況蒸發(fā)器冷負(fù)荷，kW

Φhgen——高壓發(fā)生器熱負(fù)荷，kW

ICOP，w——冬季工況系統(tǒng)性能系數(shù)

Φcon——冬季工況冷凝器熱負(fù)荷，kW

βPER，s——夏季工況系統(tǒng)一次能源利用率

Φg——缸套水熱負(fù)荷，kW

βPER，w——冬季工況系統(tǒng)一次能源利用率

② MCCHP系統(tǒng)流程仿真模型及條件設(shè)定

采用ASPEN PLUS軟件平臺(tái)對(duì)系統(tǒng)流程進(jìn)行模擬，軟件具有完備的物性數(shù)據(jù)庫(kù)，計(jì)算功能強(qiáng)大。本文中LiBr溶液為電解質(zhì)溶液，選擇ELECNTRL方法進(jìn)行計(jì)算，適用于對(duì)包含有電解質(zhì)溶液的物性計(jì)算，在溶液計(jì)算方面采用活度系數(shù)法，氣相計(jì)算采用RK方程。天然氣采用純甲烷。

MCCHP系統(tǒng)流程仿真模型軟件截圖見(jiàn)圖2。圖2中MCCHP系統(tǒng)流程仿真模型包含燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)模塊、吸收式制冷機(jī)模塊、用戶負(fù)荷模塊3個(gè)模塊，模塊之間通過(guò)熱流連接。燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)組煙氣換熱器B21放出熱量與吸收式制冷機(jī)組的高壓發(fā)生器B5連接；吸收式制冷機(jī)組的吸收器B12和冷凝器B9放熱量分別與用戶負(fù)荷的換熱器B15、B16相連，蒸發(fā)器B11放熱量與換熱器B17相連；吸收式制冷機(jī)組內(nèi)部高壓水蒸氣冷凝器B6的放熱量與低壓發(fā)生器B8相連。各模塊包含的仿真模型模塊及設(shè)定條件見(jiàn)表2(注：表2是夏季工況設(shè)定條件，冬季工況下低壓溶液泵B1、低壓發(fā)生器B8、高壓膨脹閥B7、冷凝器B9、溶液高壓膨脹閥B13的出口壓力均為12.34 kPa，其他參數(shù)均與夏季工況一致)。

③ 各物流點(diǎn)的模擬結(jié)果及分析

冬季工況、夏季工況各物流點(diǎn)的模擬結(jié)果分別見(jiàn)表3、4，冬夏季工況對(duì)比見(jiàn)表5。對(duì)于冬季工況，冷凝器放熱用于加熱供熱回水，吸收器放熱排出系統(tǒng)。

由表5可見(jiàn)，冬季、夏季兩種工況的不同主要集中在冷凝器熱負(fù)荷、蒸發(fā)器冷負(fù)荷、系統(tǒng)性能系數(shù)、系統(tǒng)一次能源利用率部分。在冬季供水溫度為45 ℃時(shí)，為保證最低5 ℃的換熱溫差，設(shè)定冷凝溫度為50 ℃，此時(shí)對(duì)應(yīng)冷凝器壓力為12.34 kPa，高于夏季工況的4.72 kPa，因此冬季工況下冷凝器熱負(fù)荷小于夏季工況下蒸發(fā)器冷負(fù)荷，受此影響，夏季工況系統(tǒng)性能系數(shù)為冬季的2.2倍，一次能源利用率也較冬季上升14.78%。

圖2 MCCHP系統(tǒng)流程仿真模型(夏季工況)軟件截圖

表2 仿真模型模塊及設(shè)定條件

表3 冬季工況各物流點(diǎn)的模擬結(jié)果

表4 夏季工況各物流點(diǎn)的模擬結(jié)果

續(xù)表4

表5 系統(tǒng)冬夏季工況對(duì)比

4.2 參數(shù)變化影響分析

① 回水溫度變化影響分析

a.夏季工況

燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)的轉(zhuǎn)速為2 200 r/min,負(fù)載率為100%時(shí)，夏季工況保持冷水供水溫度7 ℃不變，回水溫度從10 ℃上升到12 ℃，夏季工況系統(tǒng)參數(shù)隨冷水回水溫度的變化見(jiàn)圖3。圖3中Φlgen為低壓發(fā)生器熱負(fù)荷。

圖3 夏季工況系統(tǒng)參數(shù)隨冷水回水溫度的變化

由圖3可以看出，由于燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)側(cè)參數(shù)未發(fā)生變化，因此高、低壓發(fā)生器熱負(fù)荷均不變。而隨著冷水回水溫度的上升，蒸發(fā)器冷負(fù)荷上升。為滿足這一要求，在其他條件不變的情況下，需要通過(guò)降低低壓發(fā)生器的壓力增加循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量，但此壓力受蒸發(fā)器壓力限制，在本文所示系統(tǒng)和流程之下，冷水回水溫度變化上限定為12 ℃，低壓發(fā)生器壓力為4.277 kPa。當(dāng)冷水回水溫度為11.52 ℃時(shí)，蒸發(fā)器冷負(fù)荷超過(guò)高壓發(fā)生器熱負(fù)荷，系統(tǒng)性能系數(shù)將大于1，系統(tǒng)一次能源利用率也上升。分析表明，夏季工況蒸發(fā)器冷負(fù)荷適度降低即用戶側(cè)冷負(fù)荷降低將降低系統(tǒng)性能。

b.冬季工況

燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)的轉(zhuǎn)速為2 200 r/min,負(fù)載率為100%時(shí)，保持供熱供水溫度45 ℃不變，供熱回水溫度從40 ℃上升到42 ℃，冬季工況系統(tǒng)參數(shù)隨供熱回水溫度的變化見(jiàn)圖4。

圖4 冬季工況系統(tǒng)參數(shù)隨供熱回水溫度的變化

由于燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)側(cè)參數(shù)未發(fā)生變化，因此高、低壓發(fā)生器熱負(fù)荷均不變，而隨供熱回水溫度的上升，冷凝器熱負(fù)荷降低。為達(dá)到這一要求，需通過(guò)增加低壓發(fā)生器壓力減少循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量，但此壓力受冷凝器出口節(jié)點(diǎn)溫差限制，因此在本文條件下，供熱回水溫度不宜低于40 ℃，低壓發(fā)生器壓力為7.52 kPa。隨供熱回水溫度升高，系統(tǒng)性能系數(shù)及一次能源利用率均呈降低趨勢(shì)，且性能系數(shù)降低幅度大于一次能源利用率。分析表明，冬季工況冷凝器熱負(fù)荷減少即用戶側(cè)熱負(fù)荷減少將降低系統(tǒng)性能。

② 燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速變化影響分析

保持吸收式熱泵參數(shù)不變，燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率為100%，其他參數(shù)保持設(shè)計(jì)工況不變。根據(jù)燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，分別選擇轉(zhuǎn)速為1 200、1 400、1 600、1 800、2 000 r/min共5組數(shù)據(jù)，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了模擬。改變?nèi)細(xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速，冬、夏季工況系統(tǒng)負(fù)荷、實(shí)際發(fā)電功率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速的變化見(jiàn)圖5，性能系數(shù)、一次能源利用率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速的變化見(jiàn)圖6。

圖5 系統(tǒng)負(fù)荷、實(shí)際發(fā)電功率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速的變化

圖6 性能系數(shù)、一次能源利用率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速的變化

從圖5可以看出，冬夏季工況下Φhgen、Φlgen、Φg及P這4組數(shù)據(jù)完全重合，僅Φeva和Φcon存在不同。因?yàn)?，?組參數(shù)僅與內(nèi)燃機(jī)相關(guān)，冬、夏季工況條件下，內(nèi)燃機(jī)側(cè)參數(shù)完全一致，變工況規(guī)律也完全相同，故此數(shù)據(jù)不隨冬夏季工況發(fā)生改變。當(dāng)燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速逐漸增加時(shí)，系統(tǒng)的天然氣輸入量、做功均增加，同時(shí)在保證排煙溫度不變的條件下，燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)缸套水熱負(fù)荷也增加。燃?xì)饬康脑黾訉?dǎo)致煙氣量上升，Φhgen、Φlgen增加，再生水蒸氣量上升，因此夏季工況Φeva及冬季工況Φcon也隨之上升。由圖6可以看出，系統(tǒng)冬季工況、夏季工況性能系數(shù)均隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速的降低而降低，降低幅度較大。系統(tǒng)冬季工況、夏季工況一次能源利用率均隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速的降低而微量減小。

③ 燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率變化影響分析

燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速為2 200 r/min,其他參數(shù)保持設(shè)計(jì)工況不變。改變?nèi)細(xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率，冬、夏季工況系統(tǒng)負(fù)荷、實(shí)際發(fā)電功率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率的變化見(jiàn)圖7，性能系數(shù)、一次能源利用率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率的變化見(jiàn)圖8。

圖7 系統(tǒng)負(fù)荷、實(shí)際發(fā)電功率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率的變化

圖8 性能系數(shù)、一次能源利用率隨燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率的變化

由圖7可以看出，與改變轉(zhuǎn)速相似，因?yàn)槎墓r下內(nèi)燃機(jī)側(cè)參數(shù)一致，所以Φhgen、Φlgen及P這3組數(shù)據(jù)完全重合。隨負(fù)載率降低，燃?xì)夂牧恐饾u減少，燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)排煙熱量逐漸降低，導(dǎo)致Φhgen及Φlgen依次降低，且兩者降低程度接近。熱負(fù)荷降低導(dǎo)致循環(huán)工質(zhì)量減少，夏季工況Φeva和冬季工況Φcon均降低，且前者降低幅度大于后者。

由圖8可以看出，在負(fù)載率較低情況下，系統(tǒng)性能系數(shù)迅速降低，同樣系統(tǒng)一次能源利用率也降低，但冬季工況一次能源利用率變化不明顯。可見(jiàn)，燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)低負(fù)載率下運(yùn)行，系統(tǒng)電、冷、熱輸出都會(huì)受到影響，且系統(tǒng)的性能及熱泵余熱回收利用的效果都會(huì)降低。

5 結(jié)論

以微型冷熱電聯(lián)供(MCCHP)系統(tǒng)性能特性為對(duì)象，搭建基于燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)、雙效溴化鋰吸收式熱泵的系統(tǒng)，建立系統(tǒng)模型，通過(guò)數(shù)學(xué)仿真，分析夏季工況冷水回水溫度、冬季工況熱水回水溫度、內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速、內(nèi)燃機(jī)負(fù)載率變化時(shí)系統(tǒng)性能，結(jié)果表明：

① 選用30 kW燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)，在給定設(shè)計(jì)條件下，系統(tǒng)夏季運(yùn)行性能要優(yōu)于冬季，夏季工況吸收式熱泵性能系數(shù)為冬季的2.2倍，一次能源利用率比冬季上升14.78%。

② 夏季工況蒸發(fā)器冷負(fù)荷降低和冬季工況冷凝器熱負(fù)荷降低均將導(dǎo)致系統(tǒng)性能系數(shù)降低，且系統(tǒng)性能系數(shù)的降低幅度大于一次能源利用率。

③ 冬、夏工況下燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速增加，做功量上升，系統(tǒng)性能系數(shù)和一次能源利用率均上升。

④ 夏季工況下，燃?xì)鈨?nèi)燃機(jī)負(fù)載率增加系統(tǒng)性能上升，系統(tǒng)性能系數(shù)上升幅度高于一次能源利用率，此變化在低負(fù)載率下更加明顯；冬季工況下，負(fù)載率增加，系統(tǒng)性能系數(shù)上升明顯而一次能源利用率幾乎不變。