內置熱泵的熱電冷聯合有機朗肯循環能效分析

洪 光， 張新銘， 李建軍

（1.重慶大學 動力工程學院，重慶 400030；2.中國·城市建設研究院，北京 100120）

低品位能源應用技術是未來節能和低碳減排的一個重要研究方向，利用太陽能這種低品位能源越來越受到重視。分布式太陽能應用主要是采用太陽能集熱裝置獲取熱水和采用太陽能光伏發電裝置光電轉換方式獲取電能的應用，熱電冷聯合有機朗肯循環（Combined Cooling Heat and Power－Organic Rankine Cycle，簡稱CCHP－ORC）可以較好地結合這2種應用。

CCHP源自于熱電聯產（Combined Heat and Power，簡稱CHP）技術，是建立在對低品位能量進行梯級利用的概念基礎上，輸出動力的同時供熱或者制冷的綜合能源系統，近年來仍有不少對CCHP系統的研究［1－3］。ORC采用有機工質的蒸汽朗肯循環，是應用于分布式能源回收低品位熱能的一種方法［4－5］。這2種分布式能源技術已經應用在生物質和太陽能等低品位能源的綜合利用中［6－7］。文獻［8］對應用于該 CCHP系統的太陽能熱泵集熱器進行了研究。

本文將內置熱泵與外置熱泵和無熱泵的CCHP－ORC系統進行比較，利用總能利用率、當量火用效率和經濟火用效率3種系統能效評價指標對帶有內置熱泵CCHP－ORC系統整體系統能量利用率的影響進行評價分析，得出該系統運行時的最佳工作參數范圍和運行特點。

1 內置熱泵CCHP－ORC系統結構

小型CCHP－ORC系統可以分為無熱泵、外置熱泵和內置熱泵3種。外置熱泵是在無熱泵CCHP系統中，用輸出的動力驅動熱泵工作。內置熱泵系統直接將熱泵與CCHP系統循環相連。內置熱泵的CCHP－ORC系統圖，如圖1所示，主要結構包括CCHP系統和ORC系統。ORC系統包括工質泵、發生器、膨脹機、發電機4個設備；熱量系統包括蒸發器、冷凝器、節流閥、引射器、四通轉向閥、三向閥6個設備。

圖1中，1點為膨脹機入口工質狀態點；2點為膨脹機出口工質狀態點；3點為冷凝器飽和液態工質出口工質狀態點；4點為工質泵加壓后工質狀態點；5點為發生器出口處狀態點。

圖1 內置熱泵低溫太陽能ORC熱電冷聯合基本系統圖

系統為熱電輸出模式時，工質進入膨脹機做功后進入冷凝器。從冷凝器流出的液態工質部分通過節流閥降壓后進入蒸發器中吸熱蒸發變為低壓飽和蒸汽，另一部分工質經過工質泵加壓后進入發生器吸熱蒸發為高壓過熱蒸汽，這兩部分蒸汽在引射器中混合升壓后進入膨脹機中膨脹做功。當系統為冷電模式時，CCHP循環系統通過四通轉向閥和三向閥將蒸發器和冷凝器互換，實現系統的熱電與冷電模式轉換。

傳統CCHP－ORC系統將電能系統和熱能系統循環分離，而CCHP－ORC系統將熱能系統循環和電能系統循環結合在一起，工質在電能系統和熱能系統中并不是獨立的循環，2個系統之間有物質交換。這種結構使小型CCHP－ORC系統的能量利用更加高效和靈活。

2 系統循環熱力計算與能效評價

2.1 ORC系統循環熱力計算

ORC系統循環熱力計算中設定冷凝溫度為定值；冷凝器入口為飽和蒸汽，冷凝器出口為飽和液；換熱器中夾點溫差為5℃，發生器出口處工質過熱度為3℃；發生器中工質的蒸發溫度在冷熱源溫度的變化步長為0.1℃。

采用R245fa為工質的低溫CCHP－ORC系統循環的溫熵圖如圖2所示。在該循環中，冷凝后的工質被分流出一部分后經過節流器進入蒸發器中蒸發。然后與高溫蒸發器出來的工質在引射器中混合，再進入膨脹機膨脹做功。熱泵系統在該系統中由ORC蒸發器出口的氣態工質驅動下進行工作。2S和4S分別為膨脹機和工質泵理想狀態等熵變化的工質狀態點。

圖2 采用R245fa工質ORC熱力循環溫熵圖

冷凝器冷凝溫度應該高于系統輸出熱量的溫度，該計算中設定一個與蒸發器相同的夾點溫差，冷凝溫度由系統輸出熱量溫度和夾點溫差決定。冷凝器入口為飽和蒸汽；冷凝器出口為飽和液；系統與外界熱源交換熱量時，換熱器中的夾點溫差為5℃；發生器出口處工質過熱度為3℃；將發生器中工質的蒸發溫度在冷熱源溫度間平均取400個值后對系統進行熱力計算。

內部管理制度的制定和實施不僅需要一套科學合理的監督制度，而且還需要科學的評價制度進行衡量。在企業范圍內要引導員工認識到監督評價機制的存在并不是為了尋找內部控制管理的短板，也不僅僅是為了監視內部控制管理制度是否正常運行，而是需要通過及時的獎懲來不斷調動員工工作積極性。

引射器出口1點處的焓值為：

其中，u為引射器的噴射系數，即引射流體的質量流量與工作流體質量流量之比；hb為引射流體焓值；h5為工作流量焓值。

系統輸入熱量Q1為：

其中，qcyc為系統質量流量；h4為發生器入口焓。

系統可利用熱量Q2為：

其中，h2為冷凝器入口焓；h3為冷凝器出口焓。

系統凈輸出功Wnet為：

其中，Wse為膨脹機輸出功；Wcp為工質泵輸入功。

ORC系統的循環效率ηorc為：

2.2 CCHP－ORC系統能效評價指標

總能量利用率是數量指標，不能表明熱、電2種能量產品在品位上的差別，只能表明高溫熱源能量在數量上的有效利用程度，因此對能量品級進行分析，提出了系統的當量火用效率。系統的當量火用效率ηex為：

其中，Egain為系統獲得的火用值；Epay為系統消耗的火用值；Enet為系統輸出凈功的火用值；E2為系統輸出熱量火用值；E1為系統輸入熱量火用值。

系統當量火用效率雖然考慮到CCHP系統能量輸出品級，但不同性質能量火用因用途不同導致其經濟地位不同。經濟火用效率考慮到熱量與動力在經濟上的差異，系統經濟火用效率ηec為：

其中，B為同樣單位下熱量（冷）與功量（電量）售價的比值。在不同地區熱、電價有著不小的差異。本文根據文獻［9］所給出的熱電價值比，取熱電售價比值B＝0.5。

3 系統仿真與能效指標分析

對內置熱泵的CCHP－ORC系統進行熱力性能計算。設定系統為穩定運行，高溫熱源溫度、環境溫度和工作溫度恒定。R245fa適合用于低溫ORC循環［11］，本文中采用R245fa為循環工質，系統運行計算給定條件見表1所列。

表1 系統運行條件

3.1 系統最佳工作參數的分析

對于一個帶有熱泵的CCHP－ORC來說，系統僅輸出熱量時能量利用率最高。在蒸發溫度一定時，通過改變引射器噴射系數可以得到系統能量利用率的提升并使ORC效率降低，適度提高蒸發溫度可以提高ORC系統效率。在不同蒸發溫度時系統能量利用率、系統當量火用效率和系統經濟火用效率的變化范圍如圖3所示。

圖3 系統能效參數隨蒸發溫度變化范圍

圖3中，當系統分液率為0時，得到系統能量利用率的下邊界；當系統輸出凈功為0時，得到系統能量利用率的上邊界。由圖3可知，對于同一系統，這3種評價指標具有一致性。指標的上限隨著蒸發溫度的上升先緩慢上升，79.8℃時達到最大，之后系統能量利用率變化范圍急劇減少。系統能量利用率和當量火用效率的下限隨著蒸發溫度的升高基本不變，當蒸發溫度超過80℃時急劇下降；經濟火用效率的下限隨著蒸發溫度的上升而上升，當溫度超過80℃后急劇下降。由此可看出，經濟火用效率由于考慮到了動力輸出與能量輸出的經濟地位差異，可以更好地評價一個系統的能量利用狀況。當蒸發溫度為79.8℃時，這3種系統評價指標均達到頂點。由此可得，該CCHP－ORC系統在給定的工作條件下，采用R245fa為工質的最佳工作蒸發溫度為79.8℃。

3.2 內置熱泵對CCHP－ORC系統能效影響

在高溫熱源溫度、環境溫度和輸出溫度恒定時，無熱泵的CCHP系統穩定運行的功熱比為定值。在CCHP系統中，熱泵運行時所需要的驅動力是由CCHP系統部分動力輸出提供的。加入熱泵使得系統的動力輸出下降，熱量輸出上升，使得系統功熱比下降。不同功熱比下的系統能效參數隨蒸發溫度的變化曲線如圖4所示。由圖4可以看出，在同一蒸發溫度下，隨著功熱比的下降，系統的ORC效率下降；總能利用率、當量火用效率和經濟火用效率均上升。由此可見，熱泵系統的加入在一定程度上使得系統的整體能效上升。

圖4 不同功熱比下系統能效參數與ORC效率

用表1給定的系統運行條件，對無熱泵CCHP－ORC系統、外置熱泵CCHP－ORC系統和內置熱泵CCHP－ORC系統進行熱力計算，結果見表2所列。

由表2可看出，熱泵系統的加入可以使系統的能量利用率得到提升。無熱泵的CCHP－ORC系統能量利用率為0.942；帶有熱泵系統的CCHP－ORC的能量利用率可以提升到1以上。因為熱泵系統在ORC輸出的部分動力驅動下獲得低溫熱源的能量，內置熱泵CCHP－ORC系統的最高能量利用率比外置熱泵CCHP－ORC系統的最高能量利用率高0.05。在各自最佳蒸發溫度下外置熱泵CCHP－ORC系統和內置熱泵CCHP－ORC系統能量利用率隨功熱比的變化情況如圖5所示。

由圖5可以看出，在相同功熱比下，內置熱泵系統比外置熱泵系統有更高的系統能量利用率。當功熱比為0.043時，2系統的能量利用率最接近，此時內置熱泵比外置熱泵能量利用率高0.07。功熱比偏離0.043越大，則內置熱泵能量利用率越大于外置熱泵。整體來說采用內置熱泵結構的CCHP－ORC系統比外置熱泵結構和無熱泵CCHP－ORC系統的能量利用率更高。

表2 系統熱力計算結果與能效指標

4 結束語

與外置熱泵和無熱泵的CCHP－ORC系統相比，內置熱泵結構的CCHP－ORC系統的內部工質循環合并為一。這種結構的CCHP－ORC系統部件較精簡，降低了系統之間的傳熱損失。對系統進行熱力循環分析可知，與系統循環控制相比，內置熱泵CCHP－ORC系統可以靈活實現系統冷量或熱量輸出；熱泵加入使得CCHP系統的能效系數得到提高，并且在相同功熱比的情況下，內置熱泵CCHP－ORC系統比外置熱泵CCHP－ORC系統有更高的能量利用率。

［1］Ebrahimi M，Keshavarz A，Jamali A.Energy and exergy analyses of a micro－steam CCHP cycle for a residential building［J］.Energy and Buildings，2012，45：202－210.

［2］張曉暉，楊 茉.熱電（冷）聯產系統的優化性能［J］.熱能動力工程，2005，20（1）：52－56.

［3］孔祥強，王如竹，李 瑛，等.微型冷熱電聯供系統的優化運行［J］.上海交通大學學報，2008，42（3）：365－369.

［4］Wei Donghong，Lu Xuesheng，Lu Zhen，et al.Performance analysis and optimization of organic Rankine cycle（ORC）for waste heat recovery［J］.Energy Conversion and Management，2007，48（4）：1113－1117.

［5］Hettiarachchi H D M，Golubovic M，Woreka W M，et al.Optimum design criteria for an organic Rankine cycle using low－temperature geothermal heat sources［J］.Energy，2007，32（9）：1698－1706.

［6］Obernberger I，Thonhofer P，Reisenhofer E.Description and evaluation of the new 1，000kWel organic Rankine cycle process integrated in the biomass CHP plant in Lienz，Austria［J］.Euroheat ＆ Power，2002，10：1－17.

［7］Wang X D，Zhao L.Analysis of zeotropic mixtures used in low－temperature solar Rankine cycles for power generation［J］.Solar Energy，2009，83（5）：605－613.

［8］王海濤，金定慧.直接膨脹式太陽能熱泵發展［J］.合肥工業大學學報：自然科學版，2008，31（8）：1282－1286.

［9］楊 承，楊澤亮，蔡睿賢.基于全工況性能的冷熱電聯產系統效率指標比較［J］.中國電機工程學報，2008，28（2）：8－13.

［10］吳大為.分布式冷熱電聯產系統的多目標熱力學優化理論與應用研究［D］.上海：上海交通大學，2008.

［11］Saleh B，Koglbauer G，Wendland M，et al.Working fluids for low－temperature organic Rankine cycles［J］.Energy，2007，32（7）：1210－1221.