并聯(lián)型功冷聯(lián)供卡林納循環(huán)性能分析

方 芳， 陳亞平， 吳嘉峰， 張少波

(東南大學(xué) 能源與環(huán)境學(xué)院， 南京 210096)

隨著科技的發(fā)展和人們生活水平的提高，對能源的需求持續(xù)擴大，而能源的供應(yīng)和環(huán)境保護的壓力越來越緊張，因此利用太陽能、中低溫工業(yè)余熱、地?zé)岬瓤稍偕茉吹陌l(fā)電技術(shù)受到越來越多的關(guān)注[1-3]。目前，研究比較多的中低溫發(fā)電技術(shù)包括常規(guī)朗肯循環(huán)(RC)、有機朗肯循環(huán)(ORC)及卡林納循環(huán)(KC)。由于低溫狀態(tài)下水蒸氣的壓力低、比體積大等特性使得其RC在中低溫動力回收領(lǐng)域受到了限制。有機工質(zhì)的沸點較低，ORC對溫度較低的中低溫?zé)嵩淳哂懈叩幕厥绽眯省鴥?nèi)外眾多學(xué)者針對ORC中有機工質(zhì)的物性及篩選做了大量研究工作[4-7]，結(jié)果表明：ORC更適用于低溫?zé)嵩磮龊希谥袦責(zé)嵩磮龊舷掠袡C工質(zhì)的選用較為受限。此外，有機工質(zhì)通常伴有價格昂貴及可能對臭氧層產(chǎn)生破壞等特點，這也限制了ORC的推廣及應(yīng)用。

KC為1984年KALINA A I提出的一種新型動力循環(huán)[8]。該循環(huán)的工質(zhì)為氨水混合物，其非共沸的特性和獨特的吸收式冷凝方案可使循環(huán)工質(zhì)與冷、熱源均有較好的匹配性，此外氨水工質(zhì)還具有價格低廉、對環(huán)境無危害等優(yōu)點。各國學(xué)者圍繞KC進行了廣泛的研究和探討，主要是針對KC流程、循環(huán)參數(shù)、循環(huán)效率以及氨水工質(zhì)的熱力學(xué)性質(zhì)等進行研究。胡冰等[9]對KC進行了簡化，分析了多個參數(shù)對性能指標(biāo)的影響，結(jié)果表明：氨水溶液的質(zhì)量分數(shù)可以改變循環(huán)系統(tǒng)的性能，簡化后的循環(huán)系統(tǒng)存在最佳的循環(huán)倍率(約為4)；提高溶液換熱器端部溫差也可使循環(huán)的電力產(chǎn)率增加。FALLAH M等[10]考慮到系統(tǒng)部件之間相互作用對系統(tǒng)性能的影響，對以地?zé)嵩打?qū)動的KC進行了較為深入的熱力學(xué)第二定律分析，結(jié)果表明改進冷凝器對KC的影響高于其他部件。RODRGUEZ C E C等[11]分析了以中低溫地?zé)崮転闊嵩吹腒C的經(jīng)濟性，主要性能指標(biāo)包括換熱總面積、換熱器費用占總費用的比例和用電成本等。

隨著城市化發(fā)展進程的加快，對冷量的需求日益增加，考慮到氨水工質(zhì)本身在吸收式制冷中的應(yīng)用，眾多學(xué)者在KC的基礎(chǔ)上提出了不同的新型功冷聯(lián)供循環(huán)。GOSWAMI D Y[12]在兩壓力KC的基礎(chǔ)上提出了一套串聯(lián)型功冷聯(lián)供循環(huán)。該循環(huán)將富氨蒸氣通入透平膨脹，做功后的低壓富氨乏氣再通入制冷換熱器(蒸發(fā)器)進行制冷。由于透平乏氣的干度不可能太低，所以乏氣所含的制冷蒸發(fā)所需要的液體很少，由此可以推測該循環(huán)的制冷量較為有限。ZHANG N等[13]提出了一種以氨水溶液為工質(zhì)的功冷聯(lián)供循環(huán)，該循環(huán)中制冷蒸發(fā)后的氨水蒸氣都排向中壓吸收器，所以蒸發(fā)器溫度受限于氨水工質(zhì)的工作濃度，并且制冷與發(fā)電兩者的流程因串聯(lián)布置而形成同向耦合關(guān)系，不能根據(jù)熱源的參數(shù)條件實現(xiàn)循環(huán)的制冷量和發(fā)電量因需合理調(diào)節(jié)。HUA J Y等[14]提出了一種基于三壓力KC的功冷聯(lián)供循環(huán)，將中壓吸收器出口處的溶液分成了兩部分，一部分最終通入透平實現(xiàn)做功，另一部分則通入制冷子循環(huán)實現(xiàn)制冷。ZHANG S B等[15]在此基礎(chǔ)上增加精餾塔設(shè)備，功、冷子循環(huán)的溶液為并聯(lián)布置，但熱源側(cè)為串聯(lián)布置，將熱源依次通過鍋爐和發(fā)生器，因此熱源可以充分被梯級利用。這種能夠高效回收中溫?zé)煔庥酂岬难h(huán)被稱為并聯(lián)型功冷聯(lián)供卡林納循環(huán)(PPR-KC)。PPR-KC可以實現(xiàn)功和制冷量各自因需調(diào)節(jié)，制冷量的調(diào)節(jié)不受做功子循環(huán)的直接約束。

筆者對PPR-KC進行了一些改進，在第一回?zé)崞髦性黾右宦窊Q熱面，引入第二回?zé)崞鞒隹谙∪芤簠⑴c對基本溶液的加熱，以緩和不同功冷比例調(diào)節(jié)中回?zé)崾Ш猬F(xiàn)象。將從發(fā)生器出來的稀溶液依次通過第二回?zé)崞鳌⒌谝换責(zé)崞鬟M行充分換熱，使分流比較小即制冷量較大時發(fā)生器出口稀溶液所蘊含的熱量能夠被更充分地回收利用，以彌補因做功流體減少而透平排氣熱量的不足，擴大分流比的調(diào)節(jié)范圍。以往的研究都是將鍋爐中最小端差始終設(shè)置為最低限制值(20 K)，即以動力子循環(huán)對熱源的利用為首要考慮對象進行研究。為了研究分流比的可調(diào)節(jié)范圍，筆者根據(jù)分布式能源以保證制冷量為首要任務(wù)而發(fā)電量可以靠電網(wǎng)調(diào)節(jié)的特點，不再將鍋爐泡點處端差始終設(shè)為最小端差限制值。ZHANG S B等[15]在討論了空調(diào)供冷時段PPR-KC性能的基礎(chǔ)上，對其作為制冰蓄能時段的循環(huán)性能進行研究。筆者選取冷功比、動力回收效率等評價指標(biāo)，考察鍋爐泡點處端差、分流比、過熱度等的變化趨勢和對循環(huán)性能的影響，為不同工況下如何設(shè)置分流比使循環(huán)能量利用達到綜合最佳提出建議。

1 系統(tǒng)簡介

改進后的PPR-KC的具體流程見圖1。

B—鍋爐；T—透平；R1—第一回?zé)崞鳎籖2—第二回?zé)崞鳎籑—混合器；A1—低壓吸收器；A2—中壓吸收器；P—泵；V—閥；S—分離器；PH—預(yù)熱器；PC—分凝器；REC—精餾裝置；G—發(fā)生器；C—冷凝器；SC—過冷器；E—蒸發(fā)器。

低壓吸收器出口的氨水溶液為基本溶液，其質(zhì)量分數(shù)為基本濃度；中壓吸收器出口的氨水溶液為工作溶液，其質(zhì)量分數(shù)為工作濃度。整個系統(tǒng)的循環(huán)由動力子循環(huán)和制冷子循環(huán)構(gòu)成。

1.1 動力子循環(huán)

從中壓吸收器出來的工作溶液分成兩股流體，動力子循環(huán)的這股流體經(jīng)過加壓、預(yù)熱(22)后進入鍋爐。在鍋爐中，工作溶液蒸發(fā)成為高溫高壓的氨水混合蒸氣(25)，這股蒸氣進入透平膨脹做功后形成的透平乏氣(26)在第一回?zé)崞髦嗅尫懦霾糠譄崃浚禍睾?27)進入混合器M1，混合后的溶液(28)在低壓吸收器中向冷卻水釋放熱量，形成基本溶液(1)。基本溶液(1)經(jīng)低壓泵P1加壓后分成兩股流體，大部分流體(2′)先后通過第一回?zé)崞鳌⒌诙責(zé)崞鳎赏钙椒夂桶l(fā)生器出口稀溶液加熱(4)，從分離器出來的稀溶液(4′)在預(yù)熱器PH1中與高壓工作溶液進行換熱后(5)，通過節(jié)流閥V2降壓(6)進入混合器M1；而富氨蒸氣(4″)與基礎(chǔ)溶液(2″)混合進入中壓吸收器與冷卻水充分換熱，形成工作溶液(8)。

1.2 制冷子循環(huán)

中壓吸收器出來的另一股流體經(jīng)加壓、預(yù)熱后(10)進入精餾裝置。從精餾裝置出來的氨蒸氣(11)依次通過冷凝器、過冷器、節(jié)流閥V5和蒸發(fā)器，然后再經(jīng)過過冷器和三通切換閥V4進入混合器M1或M2，可以分別流向低壓或中壓吸收器，前者可以制冰，后者則可以制冷。筆者針對通過混合器M1流向低壓吸收器的流程進行計算。從發(fā)生器出來的稀溶液(17)在第一回?zé)崞骱偷诙責(zé)崞髦屑訜峄救芤汉螅ㄟ^節(jié)流閥V3(20)進入混合器M1。考慮到這股稀溶液可以使得低壓吸收器出口基本溶液的濃度降低，使透平背壓降低而可以發(fā)出更多的電能，所以沒有選擇將這股稀溶液進入混合器M2，但是這也帶來了第一回?zé)崞鞯蜏貍?cè)基本溶液流量與高溫側(cè)工作溶液流量的比值增大，可能引起回?zé)岵蛔愕膯栴}。

1.3 循環(huán)工作壓力

該循環(huán)工作壓力分為4個等級：在低壓下，透平乏氣與稀溶液混合生成基本溶液進入低壓吸收器中釋放熱量給冷源；在中壓下，基本溶液經(jīng)過回?zé)崞骷訜嵬瓿山馕^程，分離后生成富氨蒸氣和稀溶液，可以重新配制工作溶液和基本溶液；在高壓下，做功工作溶液預(yù)熱后在鍋爐中被熱源加熱，產(chǎn)生的高溫高壓氨水蒸氣在透平中膨脹做功；在制冷回路的發(fā)生壓力下，制冷工作溶液經(jīng)精餾裝置生成純氨蒸氣和稀溶液。

根據(jù)制冷蒸發(fā)器所連接的吸收器的壓力不同，制冷子回路可以輸出空調(diào)溫區(qū)的冷量或者輸出制冰溫區(qū)的冷量。制冰功能的設(shè)置為系統(tǒng)冷負荷的蓄冷調(diào)控帶來了方便。

由此可見，不同功和制冷量需求時主要是靠對兩股工作溶液流量的分配比例進行調(diào)節(jié)。將分流比定義為進入動力子循環(huán)的流量占中壓吸收器出口總流量的比例，即隨著分流比加大，進入透平做功的工作溶液流量增加，輸出功增加；進入精餾裝置的制冷工作溶液流量減小，制冷量減少。

2 熱力學(xué)分析模型

2.1 計算模型

改進后的PPR-KC采用煙氣作為熱源，在鍋爐中的進、出口溫度以及發(fā)生器出口溫度分別為th1、th4和th5，熱源質(zhì)量流量為qm,h，則余熱源在鍋爐和發(fā)生器中的放熱量分別為：

QB=qm,hcp,h(th1-th4)=qm,21(h25-h22)

(1)

QG=qm,hcp,h(th4-th5)=

qm,17h17-qm,10″h10″+qm,17′h17′+QREC

(2)

QREC=qm,11[R(h11,g-h11,l)+h11,g-h11]

式中：QB、QG分別為熱源在鍋爐和發(fā)生器中釋放的熱量，kW；下標(biāo)l、g分別表示與精餾裝置入口溶液相平衡的飽和液體、蒸氣；QREC為精餾熱量，kW，R為實際回流比，Rmin為最小回流比，ηREC為精餾效率，取70%，w為對應(yīng)圖1處工質(zhì)的質(zhì)量分數(shù)；qm為對應(yīng)圖1處工質(zhì)側(cè)的質(zhì)量流量，kg/s；cp,h為熱源的比定壓熱容，kJ/(kg·K)；th為對應(yīng)圖1處熱源在傳遞過程中的溫度， ℃；h為對應(yīng)圖1處工質(zhì)的比焓，kJ/kg。

熱源最大可能放熱量Qh0為：

Qh0=qm,hcp,h(th1-th0)

(3)

式中：th0為鍋爐煙氣允許排放的最低溫度，取90 ℃，因為當(dāng)熱源排放溫度低于該值時，可能會對傳熱設(shè)備造成低溫腐蝕。

循環(huán)過程中透平做功WT為：

WT=qm,21(h25-h26)=

qm,21(h25-h26s)ηT

(4)

工質(zhì)泵消耗功WP為：

WP1=qm,1(h2s-h1)/ηP

(5)

WP2=qm,9(h9s-h8)/ηP

(6)

WP3=qm,21(h21s-h8)/ηP

(7)

式中：下標(biāo)s表示等熵過程；ηT為透平的等熵效率，%；ηP為工質(zhì)泵的等熵效率，%。

回?zé)崞鲹Q熱量QR為：

QR1=qm,4(h3-h2)

(8)

QR2=qm,17(h17-h18)

(9)

透平乏氣在第一回?zé)崞髦械膿Q熱量QT為：

QT=qm,21(h26-h27)

(10)

發(fā)生器出口稀溶液在第一、第二回?zé)崞髦械膿Q熱量QF為：

QF=qm,17(h17-h19)

(11)

循環(huán)的制冷量Qref為：

Qref=qm,11(h15-h14)

(12)

凈輸出功Wnet為：

Wnet=WT-(WP1+WP2+WP3)

(13)

2.2 循環(huán)性能評價標(biāo)準(zhǔn)

考慮到電能與冷能品位上的差異，引入壓縮式制冷循環(huán)的制冷系數(shù)KCOP將制冷量折算為電能[16-17]：

(14)

式中：ηrev為熱力完善度，取40%；Te為蒸發(fā)熱力學(xué)溫度，K，取蒸發(fā)器進口溫度；Tc為冷凝熱力學(xué)溫度，K。

循環(huán)熱效率ηth為系統(tǒng)輸出當(dāng)量電能Wout與系統(tǒng)輸入能量Qin之比：

(15)

余熱回收率ηwh主要是為了評價熱源利用程度：

(16)

式中：th0為余熱源的最低允許排放溫度，取90 ℃。

改進后的PPR-KC的動力回收效率η0結(jié)合了熱效率ηth和余熱回收率ηwh兩方面的影響，是余熱動力回收系統(tǒng)的綜合評價指標(biāo)，可以反映余熱驅(qū)動的聯(lián)供循環(huán)在給定參數(shù)下的系統(tǒng)性能，其計算公式為：

η0=ηthηwh

(17)

3 結(jié)果及討論

筆者主要研究以制冷子循環(huán)中對熱源的利用為主時，鍋爐泡點處端差對分流比調(diào)節(jié)范圍的影響，并在不同的分流比范圍下分析循環(huán)中各參數(shù)的變化對循環(huán)的影響。循環(huán)倍率為低壓吸收器與中壓吸收器出口處溶液質(zhì)量流量之比，取3.5。系統(tǒng)分析時基本參數(shù)條件見表1，然后采用工程計算軟件EES對循環(huán)進行計算。

表1 循環(huán)初始假設(shè)條件

3.1 鍋爐泡點處端差和過熱度的影響

當(dāng)工作濃度ww=0.5，分流比fw=0.6，不同鍋爐泡點處端差時，循環(huán)各參數(shù)隨著過熱度的變化見圖2。

由圖2(a)、(b)可知：當(dāng)保證換熱器中最小端差最小時，隨著鍋爐中過熱度的增加，循環(huán)高壓降低，基本濃度逐漸減小， 第一回?zé)崞魃喜慷瞬瞀26-3逐漸減小，中部端差Δt26′-3′逐漸增大，發(fā)生器熱源進口端差逐漸減小，從而限制循環(huán)過熱度改變范圍。循環(huán)高壓隨著過熱度的增大而逐漸減小，經(jīng)過第一回?zé)崞鲹Q熱后，工作溶液的干度Y27隨著透平出口乏氣干度Y26的增加而增加。

由圖2(c)、(d)可知：隨著過熱度的增加，循環(huán)的耗熱量、制冷量逐漸增加，凈輸出功先增大后減小，同時系統(tǒng)余熱回收率逐漸增加，熱效率減小，動力回收率先增大后減小。鍋爐泡點處端差分別為20 K、40 K、60 K時，最高動力回收效率對應(yīng)的過熱度依次為124 K、148 K、156 K。可以看出鍋爐泡點處端差為20 K的方案的循環(huán)動力回收效率最高。

3.2 鍋爐泡點處端差和分流比的影響

當(dāng)工作濃度ww=0.5，過熱度分別取不同鍋爐泡點處端差所對應(yīng)的最佳過熱度時，不同鍋爐泡點處端差、分流比對循環(huán)性能的影響見圖3。

由圖3(a)、(b)可知：隨著分流比增加， 第一回?zé)崞髦凶钚《瞬钣苫責(zé)崞飨虏恐饾u轉(zhuǎn)移至上部；為了保證回?zé)崞鞯淖钚《瞬睿緷舛认葴p小后趨于平緩，這是因為當(dāng)最小端差出現(xiàn)在回?zé)崞魃喜繒r，基本濃度對端差的影響較小。發(fā)生器最小端差隨著分流比的增大逐漸增大，隨著鍋爐泡點處端差的減小而減小。不同鍋爐泡點處端差時，分流比變化范圍受到發(fā)生器中最小端差和熱源最終出口溫度的限制，鍋爐泡點處端差分別為20 K、40 K、60 K時，最小分流比依次為0.518、0.443、0.383。

由圖3(c)可知：循環(huán)中耗熱量隨著分流比的減小而增大，凈輸出功隨著分流比減小而略有減小，制冷量隨之增大，這是因為分流比的減小影響發(fā)生器和鍋爐中的最小端差，導(dǎo)致循環(huán)的制冷量、凈輸出功均發(fā)生變化，其中制冷量的變化大于凈輸出功的變化，制冷子循環(huán)作用明顯，因此用戶可以通過設(shè)置不同的分流比來滿足對不同功、冷量的需求。鍋爐泡點處端差分別為20 K、40 K、60 K時，最小分流比處對應(yīng)最大制冷量依次為315.4 kW、399 kW、489.7 kW。

圖3(d)表示循環(huán)的評價指標(biāo)與鍋爐泡點處端差、分流比之間的關(guān)系，隨著鍋爐泡點處端差的減小，系統(tǒng)效率提高；而當(dāng)分流比增大時，循環(huán)中的余熱回收率隨之減小，熱效率先增大后逐漸減小。動力回收效率隨著分流比的減小而增大，當(dāng)分流比最小時，循環(huán)動力回收效率最高。因此在fw>0.518時循環(huán)取鍋爐泡點處端差為20 K；當(dāng)fw<0.518時，可以通過增大鍋爐泡點處端差來擴大分流比的調(diào)節(jié)范圍，以獲得更大的制冷量。

3.3 工作溶液濃度和分流比的影響

取工作溶液濃度ww=0.5，過熱度為124 K，當(dāng)鍋爐中的最小端差為20 K時，氨水溶液在鍋爐中的蒸發(fā)露點溫度隨之確定，鍋爐出口處的熱源溫度變化較小。

不同工作濃度時，循環(huán)各參數(shù)隨著分流比的變化見圖4。

由圖4(a)可知：隨著分流比的增大，鍋爐出口處熱源溫度略有升高，而發(fā)生器出口的溫度速提高，兩個溫度隨著分流比趨向于1而最終相等，此時的循環(huán)僅有功量輸出。由圖4(b)可知：當(dāng)工作濃度確定時，發(fā)生器端差將隨分流比的增大而逐漸增大。隨著工作濃度的增加，曲線變陡，且受到最小端差(20 K)的限制，對應(yīng)的分流比范圍有所減小。

結(jié)合圖4(c)、(d)可知：分流比較大時，基本濃度維持基本不變，當(dāng)分流比減小到某個臨界值后，通入制冷子循環(huán)的流量增加，需要逐漸增大基本濃度以保證第一回?zé)崞髦械臒崞胶猓允沟谝换責(zé)崞髦械淖钚《瞬钍冀K為5 K。在分流比的不同階段， 第一回?zé)崞髦械倪M出口溫差和基本溶液泡點對應(yīng)的溫差都有可能成為最小節(jié)點端差。工作濃度增加時，第一回?zé)崞鬟M、出口溶液溫度逐漸增大。而工作濃度相同時，隨著分流比的增加， 第一回?zé)崞飨虏砍隹诜鉁囟萾27略有減小后趨于平緩，上部進口乏氣溫度t26和基本溶液出口溫度t3都是先升高后趨于平緩，這是因為在分流比較小時為了保持第一回?zé)崞鬟M出口端差不小于5 K，基本濃度發(fā)生了變化，引起透平背壓的改變。

圖4(e)顯示了循環(huán)的耗熱量、功、制冷量隨分流比的變化。由圖4(e)可知：在保證鍋爐中最小端差時，當(dāng)分流比增大，循環(huán)的制冷量和耗熱量明顯減少，而凈輸出功略有增加。此時循環(huán)的3個效率指標(biāo)(ηth、ηwh、η0)與分流比的關(guān)系見圖2(f)，隨著分流比的增加，循環(huán)中熱效率先增加后減小，動力回收效率和余熱回收率逐漸減小。

由此可見，工作濃度較高時循環(huán)的動力回收效率較高，但其分流比范圍較小。可以考慮采用濃度調(diào)節(jié)方案[18]，在需要時采用降低濃度的方法來增大分流比的調(diào)節(jié)范圍，以滿足生產(chǎn)、生活中對冷量日益增大的需求。

4 結(jié)語

氨水吸收式PPR-KC具有功和制冷量可因需調(diào)節(jié)、熱源可充分被梯級回收利用、循環(huán)動力回收效率高等優(yōu)點。筆者對PPR-KC的制冰工況做了模擬計算并對其進行了分析，探究了幾個重要循環(huán)參數(shù)對循環(huán)性能的影響，結(jié)論如下：

(1) 增大鍋爐泡點處端差，可以減小最小分流比，即增大制冷量。當(dāng)鍋爐泡點處端差分別為20 K、40 K、60 K時，最大動力回收效率對應(yīng)的鍋爐出口過熱度依次為128 K、144 K、156 K。但在相同分流比下，隨著鍋爐泡點處端差的增大，凈輸出功、耗熱量和制冷量都逐漸減小，循環(huán)動力回收效率降低。可見，鍋爐泡點處端差應(yīng)盡量取較低值。

(2)當(dāng)循環(huán)取工作濃度為0.5和最佳過熱度，鍋爐泡點處端差分別為20 K、40 K、60 K時，最小分流比依次為0.518、0.443、0.383，該案例條件下能達到最大制冷量依次為315.4 kW、399 kW、489.7 kW。

(3) 當(dāng)鍋爐泡點處端差設(shè)定為20 K時，受到換熱器端差和煙氣出口溫度的限制，隨著工作濃度的增加，分流比的范圍逐漸減小。循環(huán)能達到的最小分流比對應(yīng)于工作濃度為0.4、0.45、0.5時，依次分別為0.36、0.46、0.52。隨著分流比增大，循環(huán)的凈輸出功增加、耗熱量和制冷量減小、動力回收效率降低。

PPR-KC作為一種可調(diào)節(jié)功冷比例的功冷聯(lián)供循環(huán)，在制冰工況下仍然可以通過調(diào)整循環(huán)參數(shù)，得到適當(dāng)?shù)闹评淞浚詽M足在分布式能源實際應(yīng)用中用戶的需求。