李太祿 賈亞楠 孟楠 劉青華 秦浩森 孔祥飛

摘要 以中高溫地熱作為驅動熱源，將有機朗肯循環(huán)與蒸汽壓縮制冷循環(huán)相結合，提出了中高溫地熱冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)?；跓崃W第一和第二定律，構建了冷熱電聯(lián)產(chǎn)熱力學優(yōu)化模型，并對熱源溫度 120～200 ℃范圍內(nèi)的系統(tǒng)性能進行了模擬計算和分析，比較了Cyclohexane、Pentane、n-Heptane、n-Octane、n-Nonane 、n-Decane、n-Hexane及Isopentane 8種不同工質(zhì)的熱力學性能。結論顯示：有機朗肯循環(huán)與蒸汽壓縮制冷循環(huán)耦合系統(tǒng)可以實現(xiàn)冷熱電聯(lián)產(chǎn)，根據(jù)季節(jié)需求不同靈活調(diào)控;Isopentane發(fā)電性能最佳，Isopentane制冷性能最佳;回收冷卻水排放的熱量可以大大提高耦合系統(tǒng)熱效率，熱效率高達90%多。

關 鍵 詞 冷熱電聯(lián)產(chǎn);有機朗肯循環(huán);蒸汽壓縮制冷循環(huán);冷凝熱回收;中低溫地熱

中圖分類號 TM616? ? ?文獻標志碼 A

On the performance of coupling cogeneration system of organic Rankine cycle and vapor compression refrigeration cycle

LI Tailu， JIA Yanan， MENG Nan， LIU Qinghua， QIN Haosen， KONG Xiangfei

（School of Energy and Environmental Engineering， Hebei University of Technology， Tianjin 300130，China）

Abstract The medium and high temperature geothermal energy is used as the driving heat source， and the organic Rankine cycle and the steam compression refrigeration cycle are combined to put forward the Cogeneration system. Based on the first and second laws of thermodynamics， a thermodynamic optimization model of CCHP is established， and the performance of the system in the temperature range of 120–200 ℃ is simulated and analyzed. The thermodynamic performance of eight different refrigerants， cyclohexane， pentane， n-heptane， n-octane， n-nonane， n-decane， n-hexane and isoopentane are compared. The conclusion shows that： the coupling system of organic Rankine cycle and steam compression refrigeration cycle can realize the combined cooling and heating power generation， which can be flexibly controlled according to the seasonal demand; the power generation performance of isopentane is the best， and the refrigeration performance of isopentane is the best; the thermal efficiency of the coupling system can be greatly improved （more than 90% ） by recovering the heat discharged from the cooling water.

Key words CCHP; organic rankine cycle; vapor compression refrigeration cycle; condensation heat recovery; system optimization

0 引言

20世紀，世界能源消費迅速增長，預計今后幾十年還將繼續(xù)增長?？紤]到人口、經(jīng)濟、生活水平等方面的影響，預計未來30年全球能源使用量將增加56%[1]，傳統(tǒng)化石能源也日益耗竭，地熱能作為一種安全穩(wěn)定的新能源有廣闊的應用前景及研究價值，廣大研究者就地熱能發(fā)電技術進行了廣泛且深入的研究。

在中低溫地熱能中，有機朗肯循環(huán)（ORC）發(fā)電系統(tǒng)在技術、經(jīng)濟、發(fā)電效率等方面綜合考慮優(yōu)于其他系統(tǒng)[2]。但是傳統(tǒng)的ORC難以將中低溫的地熱能有效地轉化為電能，一般認為，僅有10%～15%的熱能可以轉化為電能[3]，大量的熱量被浪費，因此眾多的研究者在ORC系統(tǒng)結構、工質(zhì)優(yōu)選、循環(huán)參數(shù)優(yōu)化等方面做了大量工作。Vaja和Gambarotta[4]對3種ORC循環(huán)（基本ORC、預熱ORC和回熱ORC）進行了性能比較，發(fā)現(xiàn)預熱ORC可以提高12.5%的發(fā)電效率。Sun等[5]研究了不同影響因素下單壓ORC和雙壓ORC的發(fā)電效率。Wei等[6]以5種不同工質(zhì)建立系統(tǒng)經(jīng)濟模型，對不同排氣溫度下ORC和IORC的經(jīng)濟性進行比較分析。只有當排氣溫度較高時IORC才具有優(yōu)勢。Eyerer等[7]提出了一種直接注射式ORC- DLI的新型操作方式。實驗和仿真結果表明，該方法可以有效地降低排氣溫度40 K。Wei?等[8]研究了在小于100 kW的小型ORC系統(tǒng)中微型渦輪發(fā)電機組在技術經(jīng)濟上的優(yōu)勢。Qiu等[9] 研究膨脹閥對ORC系統(tǒng)的影響，用渦旋式壓縮機代替?zhèn)鹘y(tǒng)的膨脹閥，轉速越高，系統(tǒng)輸出功率越大。Gao等[10] 提出一種新型重力式無泵ORC，在80～95 °C的熱水溫度下，能源效率為2.4%～3.1%，由于它的低成本、高效率，在小型系統(tǒng)中是適用的。Liu等[11]和Liu 等[12]對純工質(zhì)ORC（BORC）和非共沸混合工質(zhì)的ORC（MORC）循環(huán)發(fā)電性能進行比較，結果表明兩者相比MORC的凈工輸出率增加2.4%～5.3%。Fang等[13]分別對高低溫臨界溫度下的純工質(zhì)和混合工質(zhì)進行熱力經(jīng)濟性評價，研究發(fā)現(xiàn)0.9 toluene/0.1 decane混合工質(zhì)熱經(jīng)濟性最佳。Mirzaei等[14]在能量、經(jīng)濟及效率方面比較了幾種不同純工質(zhì)，經(jīng)分析發(fā)現(xiàn)m-xylene、 P-xylene and Ethylbenzene與其他研究的工作流體相比，具有更高的凈功率和更低的總成本。Eyerer等[15]研究用GWP值較低的R1224yd（Z）和R1233zd（E）代替R245fa，R1233zd（E）的熱效率較R245fa更高，R1224yd（Z）的熱效率與R245fa相似。Braimakis和Karellas [16]對雙級ORC（DSORC）的蒸發(fā)壓力、冷凝溫度等參數(shù)進行優(yōu)化，并將雙級DSORC與單級ORC對比發(fā)現(xiàn)DSORC增加25%的火用效率。

據(jù)國際制冷協(xié)會[17]估計，制冷行業(yè)占能源總消費量的10%～20%。根據(jù)Li等[18]的研究，夏季供應給城市的電力大約有30%～50%被空調(diào)系統(tǒng)所利用。因此近年來，相較于純發(fā)電系統(tǒng)，冷熱電聯(lián)產(chǎn)耦合系統(tǒng)得到越來越多的關注與研究。冷熱電聯(lián)產(chǎn)地熱系統(tǒng)的熱轉換效率高于純地熱電廠，一般為60% [19]。Sun等[20]通過將吸收式制冷循環(huán)（ARC）與噴射式制冷循環(huán)（ERC）相結合來回收低溫煙氣中的余熱，研究了基于ORC循環(huán)的冷電聯(lián)產(chǎn)循環(huán)。Mohammadi等[21]提出了一種燃氣輪機、ORC循環(huán)和吸收式制冷循環(huán)的混合系統(tǒng)，作為住宅制冷、供熱和供電的綜合系統(tǒng)。Lee等[22]為了使地熱能得到充分利用，分析了熱電聯(lián)產(chǎn)（CHP）系統(tǒng)、冷電聯(lián)產(chǎn)（CCP）系統(tǒng)、冷熱電聯(lián)產(chǎn)（CCHP）系統(tǒng)。楊新樂等[23]提出了一種新型的城市低溫地熱冷熱電聯(lián)產(chǎn)（ORC-CCHP）系統(tǒng)，以吸收式循環(huán)作為制冷循環(huán)，以太陽能作熱量補助。Yin等 [24]研究了以Kalina與吸收式制冷相結合的冷電聯(lián)產(chǎn)循環(huán)，發(fā)現(xiàn)聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)運行參數(shù)優(yōu)于獨立系統(tǒng)。

傳統(tǒng)的冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)通過對中低溫熱源的熱回收及吸收式制冷實現(xiàn)，產(chǎn)生的電能直接供應給用戶，發(fā)電后的余熱通過熱回收系統(tǒng)向用戶供熱、供冷，滿足多種負荷的需求[25-26]，系統(tǒng)主要還是以發(fā)電為主，吸收式制冷需要其他熱源的輔助或再增加壓縮式制冷設備。而ORC-VCC-CHR系統(tǒng)主要為了滿足制冷的需求，在制冷季節(jié)，有機朗肯循環(huán)的輸出功直接用于驅動壓縮式制冷機為建筑供冷;在非制冷季節(jié)，有機朗肯循環(huán)的輸出功用于發(fā)電或者其他用途;回收的冷凝熱可全年提供生活熱水。Nasir和 Kim [27]比較了7種工質(zhì)在ORC-VCC系統(tǒng)中的熱力學表現(xiàn)，結果表明R134a ORC- Isobutane VCC是最佳組合。Li等[28]以COP及單位制冷量下的工質(zhì)質(zhì)量流量為目標參數(shù)，研究了4種烴類化合物在ORC-VCR系統(tǒng)中的表現(xiàn)，結果表明當鍋爐出口溫度在60～90 ℃時，butane是最佳的循環(huán)工質(zhì)。王令寶等[29]研究了低溫太陽能有機朗肯-蒸汽壓縮制冷循環(huán)工質(zhì)及系統(tǒng)優(yōu)化，從熱力學角度分析，R123 是最適合的循環(huán)工質(zhì)。Karellas等[30]對生物質(zhì)聯(lián)合太陽能驅動ORC-VCC系統(tǒng)進行了熱力學分析，循環(huán)工質(zhì)采用 R245fa，研究了過熱器和回熱器對系統(tǒng)性能的影響。Wali[31-32]以太陽能為驅動熱源，評估了R11、R113、R114以及FC75和FC88作為ORC-VCC的工作流體性能，研究認為R113和FC88是最佳的工質(zhì)。[Egrican]和Karakas[33]對太陽能ORC-VCC系統(tǒng)進行了第二定律分析，該系統(tǒng)分別使用R114和R22作為ORC和VCC的工作流體。

本文以中低溫地熱能為驅動熱源，提出了有機朗肯循環(huán)與蒸汽壓縮制冷循環(huán)相結合的冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)。利用工程方程求解器（EES）軟件，綜合熱力學第一、第二定律建立了耦合系統(tǒng)熱力學模型，以Cyclohexane、Pentane、n-Heptane、n-Octane、n-Nonane 、n-Decane、n-Hexane及Isopentane作為系統(tǒng)工質(zhì)，研究了耦合系統(tǒng)的發(fā)電性能、制冷性能、減排性能及綜合性能。

1 系統(tǒng)介紹

圖l和圖2分別為有機朗肯循環(huán)與蒸汽壓縮制冷循環(huán)耦合系統(tǒng)的流程圖和 T-s 圖。與單純的有機朗肯循環(huán)系統(tǒng)不同的是，耦合系統(tǒng)結合壓縮式制冷循環(huán)為空調(diào)房間提供冷量，并回收冷凝器中的熱量加以利用。

有機朗肯循環(huán)與蒸汽壓縮制冷循環(huán)耦合系統(tǒng)包括蒸發(fā)器1，蒸發(fā)器2，汽輪機，發(fā)電機，冷凝器，工質(zhì)泵，熱水泵，冷卻水泵，壓縮機及節(jié)流閥。系統(tǒng)特點：整個系統(tǒng)包括有機朗肯循環(huán)（1-2-5-6-1）和蒸汽壓縮制冷循環(huán)（10-11-5-9-10） 兩個子循環(huán);兩個循環(huán)用同一種工質(zhì)作為工作流體;有機朗肯循環(huán)的汽輪機和蒸汽壓縮制冷循環(huán)的壓縮機通過機械軸相連，汽輪機輸出的機械功用來驅動壓縮機、泵和發(fā)電;兩個循環(huán)共用一個冷凝器。工作流程：黑色線條為有機朗肯循環(huán)部分，地熱流體流經(jīng)蒸發(fā)器1與工質(zhì)換熱，蒸發(fā)后的工質(zhì)進入汽輪機做功（1-2），汽輪機所做的功一部分帶動制冷循環(huán)的壓縮機工作，一部分驅動發(fā)電機工作，汽輪機排出的乏汽進入冷凝器后凝結產(chǎn)生冷凝液（2-5），冷凝器中排出的冷凝液進入工質(zhì)泵加壓（5-6），工質(zhì)經(jīng)工質(zhì)泵加壓后進入蒸發(fā)器（6-1），完成一個有機朗肯循環(huán);紅色線條為蒸汽壓縮制冷循環(huán)，汽輪機驅動壓縮機工作，工質(zhì)在壓縮機內(nèi)被壓縮，進入冷凝器，冷凝成飽和液狀態(tài)（11-5），進入節(jié)流閥，在節(jié)流閥處絕熱節(jié)流降溫、降壓至對應于循環(huán)起始壓力的濕飽和蒸氣狀態(tài)（5-9），再進入蒸發(fā)器2氣化吸熱（9-10），氣化吸熱后的工質(zhì)進入壓縮機（10-11），完成制冷循環(huán)。 30～40 ℃之間的室外新風與溫度為24℃的空調(diào)房間回風在絕熱混合室混合，新回風混合比例保持為1∶2 [27]，混合空氣進入蒸發(fā)器2進行換熱;藍色線條為冷卻水循環(huán)，冷卻水為冷凝器提供冷量，同時回收冷卻水回水中的熱量用來供熱。

2 數(shù)學模型

為方便建立耦合系統(tǒng)數(shù)學模型，基于熱力學第一定律和熱力學第二定律，對模型做如下假設：

1） 系統(tǒng)各組成部分均在穩(wěn)態(tài)條件下運行;

2） 工質(zhì)在蒸發(fā)器、冷凝器和泵中的壓降均被忽略;

3） 系統(tǒng)中有機工質(zhì)動能和勢能的變化均被忽略;

4） 循環(huán)中所有熱交換器的夾點溫差取 5 ℃;

5） 冷凝器冷凝溫度為50 ℃，冷凝器出口處的有機工質(zhì)為過冷液體，過冷度為 5 ℃。系統(tǒng)蒸發(fā)器1出口處的有機工質(zhì)為過熱蒸汽，過熱度也為 5 ℃;VCC循環(huán)的蒸發(fā)溫度為7 ℃;

6） 工質(zhì)在蒸發(fā)器、冷凝器和泵中的壓降均被忽略;

7） 地熱流體溫度在120～200 ℃范圍內(nèi)，地熱流體質(zhì)量流量為40 kg/s;

8） 假設空氣的密度和比熱分別為1.2 kg/m 3和1 kJ/（kg?K）;水的比熱4.18 kJ/（kg?K）。

2.1 有機朗肯循環(huán)

1）汽輪機：

[ηt=（h1-h2）/（h1-h2s）]，? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（1）

[Wt=mwf（h1-h2）]，? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（2）

[mwf=cgw·mgw·（tgwin-t7-tpp）/（h1-h6）]，? ? ? ? （3）

式中：W為功率，kW;m為質(zhì)量流量，kg/s;h為比焓值，kJ/kg;t為溫度，℃;η為效率;下標t，wf，gw和pp分別為汽輪機、ORC循環(huán)工作流體、地熱流體和窄點。

[It=T0·mwf（s2-s1）]，? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （4）

式中：I為系統(tǒng)總不可逆損失，kW;[T0]為環(huán)境溫度，℃;s為熵，kJ/（kg?K）。

2）工質(zhì)泵：

[ηp=（h6s-h5）/（h6-h5）]， （5）

[Wp=mwf（h6-h5）]， （6）

[Ip=mwfT0（s6-s5）]， （7）

式中，下標p為泵。

3）蒸發(fā)器1：

[Qe1，sub=mwf（h7-h6）]， （8）

[Qe1，eva=mwf（h8-h7）]， （9）

[Qe1，pre=mwf（h1-h8）]， （10）

[Qe1=Qe1，sub+Qe1，eva+Qe1，pre=mwf（h1-h6）]， （11）

式中：Q為熱流量，kJ;下標e1， sub，eva和pre分別代表蒸發(fā)器1、過冷段、蒸發(fā)段和過熱段。

4）冷凝器：

[Qc1=mwf（h2-h5）]， （12）

[mcw1=Qc1/ccw·tcw]， （13）

[Qh1=c·mcw1（tcwout1-tcwout2）]， （14）

式中：c為定壓比熱容（kJ/kg?c）;[Qh]為回收的熱量，kJ;下標c和cw分別為冷凝器和冷卻水;下標cwout1和cwout2分別為冷卻水出水換熱前后。

[Whp=mgw·g·H1/（1000·ηhp）]， （15）

[Wcp=mcw·g·H2/（1000·ηcp）]， （16）

式中：H為泵的揚程，m;g為重力加速度，m/s2;下標 hp和cp分別為熱源側泵和冷卻水泵。

[Wnet=ηm·ηg·Wt-Wp-Whp-Wcp]， （17）

式中：[Wnet]為凈輸出功率，kW;[ηm]和[ηg]分別代表機械能轉換效率和發(fā)電機效率。

[ηth，ORC=（Wnet+Qh2）/Qe1]， （18）

式中，[ηth，ORC]為有機朗肯循環(huán)熱效率。

2.2 蒸汽壓縮制冷循環(huán)

1） 壓縮機：

[Wcomp=mvcc·（h11-h10）]， （20）

式中：下標comp為壓縮機;VCC為蒸汽壓縮制冷循環(huán)。

[Icomp=T0·mvcc（s11-s10）]。 （21）

2）蒸發(fā)器2：

[Qe2=mvcc（h10-h9）]， （22）

[Ie2=T0[mvcc（s10-s9）+mair（sairout-sairin）]] ， （23）

式中：下標e2為蒸發(fā)器;air為混合空氣。

3）冷凝器：

[Qc2=mvcc（h2-h5）] ， （24）

[mcw2=Qc2/ccw·tcw] ， （25）

[Qh2=c·mcw2（tcwout1-tcwout2）]。 （26）

4）節(jié)流閥：

[Iv=T0·mvcc（s9-s5）]， （27）

式中，下標v為節(jié)流閥。

[COPvcc=Qe2/Wcomp]。 （28）

2.3 有機朗肯循環(huán)與蒸汽壓縮制冷耦合循環(huán)

冷凝器：

[Qc，sub=（mwf+mvcc）（h4-h5）]， （29）

[Qc，eva=（mwf+mvcc）（h3-h4）]， （30）

[Qc，pre=（mwf+mvcc）（h2-h3）]， （31）

[Qc=Qc，sub+Qc，eva+Qc，pre=（mwf+mvcc）（h2-h5）=Qc1+Qc2]， （32）

[mcw=Qc/ccw·tcw=mcw1+mcw2]， （33）

[Ic=T0[（mwf+mvcc）（s5-s2）+mcw（scwout-scwin）]]。 （34）

總不可逆損失：

[Itotal=It+Ic+Ip+Ie1+Ie2+Icomp+Iv]。 （35）

總回收熱量：

[Qh=c·mcw（tcwout1-tcwout2）=Qh1+Qh2]。 （36）

輸出電功率：

[We=ηm·ηg（Wt-Wcomp）-Wp-Whp-Wcp]。 （37）

冷電效率：

[ηth，ORC-VCC=（We+Qe2）/Qe1]。 （38）

冷熱電效率：

[ηth，ORC-VCC-CHR=（We+Qe2+Qh）/Qe1]。 （39）

熱源熱回收效率：

[ηgw=（We+Qe2+Qh）/（Qe1+Qp）]， （40）

式中，[Qp]為地熱水排放到環(huán)境中的熱量。

CO2減排量：

[MCO2=αc×mc×Day：1Day：365Hour：1Hour：24×Wt/1000]。 （41）

式中：[MCO2]為每年CO2減排量，t/a;[αc]為單位電量耗煤量，取0.4 kg/（kW·h）;[mc]為單位質(zhì)量標煤CO2排放量，取2.7 tCO2/t煤[35]。

3 結果與討論

研究所用的Cyclohexane、n-Decane、n-Heptane、n-Hexane、n-Nonane、n-Octane、Pentane和Isopentane8種工質(zhì)熱力性質(zhì)見表2[36]。所選工質(zhì)的ODP都為0，對臭氧層沒有破壞，GWP值也都很小，這些烷類工質(zhì)對環(huán)境沒有危害。圖3是利用NIST REFPROP軟件得出的8種工質(zhì)的T-s圖，Isopentane和Pentane的臨界溫度比較低，都小于200 ℃，其他6種的臨界溫度相對較高，基本在300 ℃左右。我們考慮的循環(huán)是亞臨界循環(huán)，熱源溫度范圍在120～200 ℃，Pentane和Isopentane有可能達不到熱源溫度為200 ℃下的最大蒸發(fā)溫度，經(jīng)過數(shù)據(jù)分析，在這個熱源溫度范圍內(nèi)，只有Isopentane受到了臨界溫度的限制，如圖4，熱源溫度為200 ℃時，蒸發(fā)溫度最大到187 ℃。

3.1 系統(tǒng)發(fā)電性能

圖4是在不同熱源溫度和蒸發(fā)溫度下的系統(tǒng)總輸出功率變化圖，所有工質(zhì)的變化趨勢一致，以Isopentane工質(zhì)為例。輸出功率只考慮有機朗肯循環(huán)，隨著蒸發(fā)溫度[te1]的升高，系統(tǒng)汽輪機的總輸出功率呈現(xiàn)出先增大后減小，中間存在極大值的變化趨勢，這是因為系統(tǒng)輸出功率，主要受到有機朗肯循環(huán)的工質(zhì)質(zhì)量流量和汽輪機的比功率這兩個參數(shù)影響。在冷凝溫度一定的條件下，蒸發(fā)溫度較低時，盡管工質(zhì)的質(zhì)量流量較大，由于比功率較小，故系統(tǒng)輸出功率很小;相反的，蒸發(fā)溫度較高時，比功率雖然較大，但是工質(zhì)的質(zhì)量流量較小，對應的系統(tǒng)輸出功率仍然很小;在每一個熱源溫度下存在一個最佳的蒸發(fā)溫度使得系統(tǒng)的總功率達到最大值。在所研究的范圍內(nèi)的最佳蒸發(fā)溫度相對較為集中，在不同熱源溫度下，最佳蒸發(fā)溫度相差6 ℃左右，熱源溫度120～200 ℃范圍內(nèi)的最佳蒸發(fā)溫度和最大輸出功率如表3所示。從圖中可以發(fā)現(xiàn)兩個相鄰最大輸出功率之間絕對差值越來越大，但相對差值越來越小。

圖5是8種工質(zhì)在不同熱源溫度下的最大輸出功率曲線圖，輸出功率只考慮有機朗肯循環(huán)。圖中顯示，隨著熱源溫度升高，輸出功率呈上升趨勢，輸出功率主要取決于循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量和汽輪機的比功率，熱源溫度升高，工質(zhì)質(zhì)量流量和汽輪機比功率都會增大，在研究范圍內(nèi)，隨熱源溫度升高，Isopentane輸出功率增加了2 288 kW;Isopentane輸出功率最大，其次依次是Pentane、n-Hexane、n-Heptane、Cyclohexane、n-Octane、n-Decane、n-Nonane。對于這8種不同工質(zhì)，汽輪機的比功率數(shù)值相近，大概都在60 kW左右，所以他們在輸出功率上所表現(xiàn)出來的差異性主要受工質(zhì)質(zhì)量流量的影響;Cyclohexane和n-Octane、 n-Decane和n-Nonane每對的兩種工質(zhì)輸出功率只有細微差別，基本上是一致的，如果只考慮輸出功率這項參數(shù)，每一組里的兩種物質(zhì)可以互為代替;在熱源溫度較低時，每種工質(zhì)間輸出功率差值較小，熱源溫度小于170 ℃，Isopentane輸出功率與n-Nonane輸出功率相比較，差值小于10%。隨著熱源溫度升高，工質(zhì)之間輸出功率差值越來越大，熱源溫度200 ℃時，Isopentane輸出功率與n-Nonane輸出功率之差達到了14%。

3.2 系統(tǒng)制冷性能

為比較8種工質(zhì)的制冷量，以熱源溫度為180 ℃、蒸汽壓縮制冷循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量為1 kg/s為工況，圖6和圖7分別是8種工質(zhì)在熱源溫度為180 ℃時的最大制冷量和COP柱狀圖。圖6顯示，以Cyclohexane為工質(zhì)制冷量是最多的，其次依次是Pentane、n-Heptane、n-Octane、n-Nonane 、n-Decane、n-Hexane、Isopentane，制冷量主要取決于VCC循環(huán)的工質(zhì)質(zhì)量流量和蒸發(fā)器的比功率，工質(zhì)質(zhì)量流量為定值1 kg/s，所以8種工質(zhì)制冷量在數(shù)值上就是蒸發(fā)器的比功率;Pentane、n-Heptane、n-Octane這3種工質(zhì)的制冷量非常接近，Pentance與n-Heptane的相對差值為0.17%、n-Heptane與n-Octane的相對差值為0.27%;Cyclohexane的制冷量為333.2 kW，Isopentane的制冷量為271.6 kW，相對差為18.5%。結合圖7工質(zhì)的COP值，COP最大值、最小值分別為5.22和4.97，對應工質(zhì)分別為Cyclohexane和Isopentane，其他工質(zhì)的COP值基本一致。兩圖數(shù)據(jù)結合得出Cyclohexane是制冷劑的最佳選擇。

圖8是制冷工質(zhì)質(zhì)量流量變化時輸出電功率和壓縮機功率變化圖，以Isopentane為工質(zhì)，熱源溫度選擇180 ℃，有機朗肯循環(huán)最佳蒸發(fā)溫度120 ℃，汽輪機最大輸出功率2 352 kW，假設在理想狀況下汽輪機輸出功率全部用來驅動壓縮機工作，則制冷工質(zhì)質(zhì)量流量為36.08 kg/s，所以選擇制冷工質(zhì)質(zhì)量流量變化范圍0 ～ 36.08 kg/s。當mvcc為36.08 kg/s，壓縮機功率與凈功率的比值是1.22，并不為1，說明汽輪機輸出的功率除了驅動壓縮機外存在很大一部分損耗，這部分用于泵的正常運行;隨著制冷工質(zhì)質(zhì)量流量增加，壓縮機耗功占比越來越大，即用于制冷所消耗的的動力不斷增加，這取決于制冷工質(zhì)質(zhì)量流量和壓縮機比功率，壓縮機比功率是個定值，所以壓縮機功率和制冷工質(zhì)質(zhì)量流量成正比關系;制冷工質(zhì)質(zhì)量流量達到31.2 kg/s，壓縮機功率與凈功率的比值是1，在這種情況下，有機朗肯循環(huán)輸出的凈功全部用來驅動壓縮機運行制冷，當制冷工質(zhì)質(zhì)量流量超過這個值時，有機朗肯發(fā)電循環(huán)無法滿足制冷需求，可以增大地熱流體質(zhì)量流量或增加外部電源為制冷循環(huán)提供動力;隨著制冷工質(zhì)質(zhì)量流量增加，發(fā)電功率越來越小，發(fā)電功率受凈功率和壓縮功率兩個參數(shù)的影響，隨著制冷工質(zhì)質(zhì)量流量增加，凈功率和壓縮功率都是減小的，因此壓縮功率越來越小;當mvcc為0 kg/s，即制冷循環(huán)關閉，此系統(tǒng)只用來發(fā)電，最大發(fā)電功率為1 706 kW。

3.3 系統(tǒng)總體性能

圖9和圖10分別是在不同熱源溫度的最佳蒸發(fā)溫度下耦合系統(tǒng)的冷凝熱回收量和熱效率、熱源熱回收效率，經(jīng)計算8種工質(zhì)熱效率基本一致，以Isopentane工質(zhì)為例，假設蒸汽壓縮制冷循環(huán)工質(zhì)質(zhì)量流量為1 kg/s，冷卻水換熱溫差為9 ℃。圖中隨著熱源溫度的升高，冷卻水中回收的熱量不斷增大，冷凝熱與冷卻水流量有關，隨著熱源溫度升高，需要的冷卻水流量不斷增多，所以回收的冷凝熱越多。熱源溫度120 ℃，系統(tǒng)供熱量為6 206 kW，采暖熱負荷定為50 W/m2，耦合系統(tǒng)可為124 120 m2的區(qū)域供熱;熱源溫度200 ℃時，系統(tǒng)供熱量為16 480 kW，系統(tǒng)可為329 600 m2的區(qū)域供熱。圖中顯示增加了冷凝熱回收的耦合系統(tǒng)的熱效率為93%～97%，經(jīng)計算冷電聯(lián)產(chǎn)熱效率為9%～13%，如果降低冷凝溫度，熱效率會隨之增加，但最多增加10%左右，兩種系統(tǒng)效率差80%左右，在有熱需求的區(qū)域，冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)比冷電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)更有優(yōu)勢。圖10顯示隨熱源溫度增高，熱源熱回收效率是不斷增加的，熱源熱回收效率比系統(tǒng)熱效率小，這是因為經(jīng)過蒸發(fā)器1后的地熱水直接排放到環(huán)境中會有很大一部分能量損失，本文主要考慮容易被忽略的冷凝熱量，為簡化計算地熱水直接排放，但這部分地熱排水熱量可以二次利用。

3.4 系統(tǒng)節(jié)能減排性能

圖11是8種工質(zhì)在不同熱源溫度下的每年CO2燃燒減排量。CO2燃燒減排量主要取決于輸出功率，輸出功率越大，CO2燃燒減排量越大，所以圖7中8種工質(zhì)CO2燃燒減排量的相對大小和變化趨勢和圖5是一致的。隨熱源溫度升高，CO2燃燒減排量逐漸增大，當熱源溫度從120 ℃到200 ℃時，Isopentane每年的CO2燃燒減排量增加17 017 t;熱源溫度小于170 ℃，Isopentane與n-Nonane CO2燃燒減排量差值小于10%。隨著熱源溫度升高，工質(zhì)之間CO2燃燒減排量差值越來越大，熱源溫度為200 ℃時，Isopentane與n-Nonane CO2燃燒減排量之差是14%，和圖5一致。Isopentane的節(jié)能減排性能是最佳的。

4 結論

將有機朗肯循環(huán)與蒸汽壓縮式制冷相結合，回收冷凝器的余熱為用戶供熱，構成冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)，以Cyclohexane、Pentane、n-Heptane、n-Octane、n-Nonane 、n-Decane、n-Hexane及Isopentane為選擇工質(zhì)，對系統(tǒng)性能進行分析，在本文研究的范圍內(nèi)，主要結論如下。

1）隨熱源溫度升高，系統(tǒng)汽輪機輸出功率不斷增大，Isopentane總輸出功率最大。

2）Cyclohexane的制冷量和制冷性能系數(shù)COP在所選工質(zhì)中是最大的。

3）冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)熱效率大大提高，高達90%多，比冷電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)熱源回收效率高出80%左右。

4）隨熱源溫度升高，系統(tǒng)CO2燃燒減排量不斷增大，Isopentane減排性能最佳。

參考文獻：

[1]? ? AGENCY I E. Energy and climate change：world energy outlook special report 2015[Z]. 2015.

[2]? ? DIPIPPO R. Geothermal power plants：principles，applications，case studies and environmental impact[M]. Butterworth-Heinemann，2012.

[3]? ? ZARROUK S J，MOON H. Efficiency of geothermal power plants：a worldwide review[J]. Geothermics，2014，51：142-153.

[4]? ? VAJA I，GAMBAROTTA A. Internal combustion engine （ICE） bottoming with organic Rankine cycles （ORCs）[J]. Energy，2010，35（2）：1084-1093.

[5]? ? SUN J，LIU Q，DUAN Y Y. Effects of reinjection temperature on thermodynamic performance of dual-pressure and single-pressure geothermal ORCs[J]. Energy Procedia，2019，158：6016-6023.

[6]? ? FAN W，GUO S C，HAN Z H. Economic analysis of Organic Rankine Cycle （ORC） and Organic Rankine Cycle with internal heat exchanger （IORC） based on industrial waste heat source constraint[J]. Energy Procedia，2019，158：2403-2408.

[7]? ? EYERER S，DAWO F B，RIEGER F，et al. Experimental and numerical investigation of direct liquid injection into an ORC twin-screw expander[J]. Energy，2019，178：867-878.

[8]? ? WEI? A P，POPP T，ZINN G，et al. A micro-turbine-generator-construction-kit （MTG-c-kit） for small-scale waste heat recovery ORC-Plants[J]. Energy，2019，181：51-55.

[9]? ? QIU K，THOMAS M，DOUGLAS M. Investigation of a scroll expander driven by compressed air and its potential applications to ORC[J]. Applied Thermal Engineering，2018，135：109-115.

[10]? GAO P，WANG Z X，WANG L W，et al. Technical feasibility of a gravity-type pumpless ORC system with one evaporator and two condensers[J]. Applied Thermal Engineering，2018，145：569-575.

[11]? LIU C W，GAO T Y. Off-design performance analysis of basic ORC，ORC using zeotropic mixtures and composition-adjustable ORC under optimal control strategy[J]. Energy，2019，171：95-108.

[12]? LIU P，SHU G Q，TIAN H. How to approach optimal practical Organic Rankine cycle （OP-ORC） by configuration modification for diesel engine waste heat recovery[J]. Energy，2019，174：543-552.

[13]? FANG Y W，YANG F B，ZHANG H G. Comparative analysis and multi-objective optimization of organic Rankine cycle （ORC） using pure working fluids and their zeotropic mixtures for diesel engine waste heat recovery[J]. Applied Thermal Engineering，2019，157：113704.

[14]? MIRZAEI M，AHMADI M H，MOBIN M，et al. Energy，exergy and economics analysis of an ORC working with several fluids and utilizes smelting furnace gases as heat source[J]. Thermal Science and Engineering Progress，2018，5：230-237.

[15]? EYERER S，DAWO F B，KAINDL J，et al. Experimental investigation of modern ORC working fluids R1224yd（Z） and R1233zd（E） as replacements for R245fa[J]. Applied Energy，2019，240：946-963.

[16]? BRAIMAKIS K，KARELLAS S. Exergetic optimization of double stage Organic Rankine Cycle （ORC）[J]. Energy，2018，149：296-313.

[17]? LUCAS L. IIR news[J]. International Journal of Refrigeration，1998，21（2）：87-88.

[18]? LI C B，ZHOU J J，CAO Y J，et al. Interaction between urban microclimate and electric air-conditioning energy consumption during high temperature season[J]. Applied Energy，2014，117：149-156.

[19]? TESTER J W，DRAKE E M，DRISCOLL M J，et al. Sustainable energy：choosing among options [book review[J]. IEEE Technology and Society Magazine，2007，26（4）：7-8.

[20]? SUN W Q，YUE X Y，WANG Y H. Exergy efficiency analysis of ORC （Organic Rankine Cycle） and ORC-based combined cycles driven by low-temperature waste heat[J]. Energy Conversion and Management，2017，135：63-73.

[21]? MOHAMMADI A，KASAEIAN A，POURFAYAZ F，et al. Thermodynamic analysis of a combined gas turbine，ORC cycle and absorption refrigeration for a CCHP system[J]. Applied Thermal Engineering，2017，111：397-406.

[22]? LEE I，TESTER J W，YOU F Q. Systems analysis，design，and optimization of geothermal energy systems for power production and polygeneration：State-of-the-art and future challenges[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews，2019，109：551-577.

[23]? 楊新樂，李奇，任姝，等. 新型城市低溫地熱冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)熱力性能分析[J]. 熱能動力工程，2019，34（7），34：15-23.

[24]? YIN J Q，YU Z T，ZHANG C H，et al. Thermodynamic analysis of a novel combined cooling and power system driven by low-grade heat sources[J]. Energy，2018，156：319-327.

[25]? 李獻梅，陳瑞先，周任軍，等. 響應峰谷電價的冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)優(yōu)化調(diào)度[J]. 電力系統(tǒng)及其自動化學報，2016，28（4），28：25-30.

[26]? 袁家海，李文玉，張興平. 分布式天然氣冷熱電聯(lián)產(chǎn)經(jīng)濟性研究[J]. 國際石油經(jīng)濟，2016，24（11），24：61-68.

[27]? NASIR M T，KIM K C. Working fluids selection and parametric optimization of an Organic Rankine Cycle coupled Vapor Compression Cycle （ORC-VCC） for air conditioning using low grade heat[J]. Energy and Buildings，2016，129：378-395.

[28]? LI H S，BU X B，WANG L B，et al. Hydrocarbon working fluids for a Rankine cycle powered vapor compression refrigeration system using low-grade thermal energy[J]. Energy and Buildings，2013，65：167-172.

[29]? 王令寶，劉莉娜，李華山，等. 低溫太陽能有機朗肯-蒸汽壓縮制冷循環(huán)工質(zhì)及系統(tǒng)優(yōu)化[J]. 新能源進展，2017，5（5）：386-393.

[30]? KARELLAS S，BRAIMAKIS K. Energy-exergy analysis and economic investigation of a cogeneration and trigeneration ORC–VCC hybrid system utilizing biomass fuel and solar power[J]. Energy Conversion and Management，2016，107：103-113.

[31]? WALI E. Working fluids for solar，Rankine-cycle cooling systems[J]. Energy，1980，5（7）：631-639.

[32]? WALI E. Optimum working fluids for solar powered Rankine cycle cooling of buildings[J]. Solar Energy，1980，25（3）：235-241.

[33]? E?RICAN A N，KARAKAS A. Second law analysis of a solar powered Rankine cycle/vapor compression cycle[J]. Journal of Heat Recovery Systems，1986，6（2）：135-141.

[34]? LI T L，WANG Q L，ZHU J L，et al. Thermodynamic optimization of organic Rankine cycle using two-stage evaporation[J]. Renewable Energy，2015，75：654-664.

[35]? 蔡義林. 低溫余熱利用方案的比較及新型聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)的研究[D]. 重慶：重慶大學，2015.

[36]? SHU G Q，LI X N，TIAN H，et al. Alkanes as working fluids for high-temperature exhaust heat recovery of diesel engine using organic Rankine cycle[J]. Applied Energy，2014，119：204-217.