油田采出水驅(qū)動帶經(jīng)濟(jì)器的高溫壓縮式熱泵分析

劉 偉，牛栓文，徐 濤，王照亮

(1.中石化勝利油田分公司，山東 東營 257000；2.中國石油大學(xué)(華東)，山東 青島 266580)

勝利油田目前油井開井總數(shù)為2.4萬口，日采出液90萬方，日注水84.1萬方，油水分離后的采出水溫度為33～80 ℃，可利用熱能潛力巨大。根據(jù)溫度水平將油田采出水分為三個(gè)溫度區(qū)間：低溫區(qū)(t<45 ℃)、中溫區(qū)(45 ℃65 ℃)。若為了滿足原油加熱需求，需要提供高于80 ℃的熱量。對于單井或聯(lián)合站等生產(chǎn)用熱點(diǎn)，若電力充足、無氣源或氣源不足，優(yōu)先選用高溫壓縮式熱泵[1-5]。因此，高溫?zé)岜糜酂峄厥帐墙鉀Q石油化工行業(yè)能源和環(huán)境問題的有效技術(shù)，該技術(shù)目前已在歐美國家的石油化工行業(yè)大量應(yīng)用，在國內(nèi)應(yīng)用也逐漸增多，該技術(shù)可以從采出水中回收大量余熱，輸出90 ℃左右的熱水用于油田生產(chǎn)加熱。

高溫?zé)岜玫摹案邷亍笔窍鄬τ谀壳皯?yīng)用較廣的出水溫度在80 ℃以下的中溫?zé)岜枚裕邷責(zé)岜贸鏊疁囟瓤蛇_(dá)80～90 ℃以上，溫度跨度超過50 ℃。國內(nèi)傾向于把制熱溫度60 ℃以上的熱泵稱為高溫?zé)岜茫瑖H上界定制熱溫度80～100 ℃、熱源溫度40 ℃以上的區(qū)間為高溫?zé)岜酶鼮楹侠韀2]。壓縮式高溫?zé)岜脵C(jī)組的熱力循環(huán)和循環(huán)工質(zhì)等必須進(jìn)行針對性選擇。工質(zhì)優(yōu)選和循環(huán)性能對比研究結(jié)果表明R245fa工質(zhì)性能優(yōu)良，各種兩級壓縮循環(huán)方式下的性能指數(shù)或制熱系數(shù)(COP)均較單級循環(huán)單級壓縮方式明顯提高，其中兩級壓縮循環(huán)兩級節(jié)流中間不完全冷卻方式給出的COP最高[6-10]。相對于單級壓縮式熱泵，帶經(jīng)濟(jì)器的兩級壓縮式高溫?zé)岜玫墓?熱轉(zhuǎn)換和溫差驅(qū)動環(huán)節(jié)呈現(xiàn)出經(jīng)濟(jì)器中間壓比的紐帶作用、前后兩次節(jié)流的配合、蒸發(fā)-冷凝之間的溫差高效利用等新的能流特征。作為基于熱力學(xué)第二定律的重要能流分析評價(jià)手段，分析[11]可以深入揭示油田采出水驅(qū)動的高溫壓縮式熱泵功-熱轉(zhuǎn)換和溫差驅(qū)動等諸環(huán)節(jié)熱力過程的不可逆影響規(guī)律，進(jìn)而找出特定溫度范圍內(nèi)油田采出水驅(qū)動的高溫?zé)岜镁S持較高制熱溫度的制約因素和改進(jìn)措施。

1 熱力循環(huán)

為了解決高溫?zé)岜孟到y(tǒng)在油田中低溫采出水熱源溫度過低工況下制熱能力不足和壓縮機(jī)排氣溫度過高等問題，通常采用帶經(jīng)濟(jì)器的兩級壓縮-兩次節(jié)流高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，其工作原理如圖1(a)所示。閃發(fā)器可以看作一次節(jié)流后的氣液分離器。以閃發(fā)器作為經(jīng)濟(jì)器，閃發(fā)器出來的飽和氣體與一級壓縮后的過熱工質(zhì)蒸氣混合進(jìn)行補(bǔ)氣，在混合換熱過程中實(shí)現(xiàn)了對一級壓縮的過熱蒸氣的不完全冷卻。二級壓縮機(jī)的排氣(過熱蒸氣)進(jìn)入冷凝器，在冷凝器中放出熱量，冷卻至飽和液進(jìn)而達(dá)到過冷狀態(tài)。從冷凝器出來的具有一定過冷度的液態(tài)工質(zhì)經(jīng)過膨脹閥1膨脹成溫度及壓力適中的兩相流體。在閃發(fā)器中氣液分離，飽和蒸氣進(jìn)行補(bǔ)氣。閃發(fā)器的飽和液經(jīng)過膨脹閥2進(jìn)行二次膨脹，得到溫度及壓力較低的兩相流體并進(jìn)入蒸發(fā)器進(jìn)行吸熱，而后工質(zhì)以具有一定過熱度的過熱蒸氣狀態(tài)進(jìn)入一級壓縮機(jī)。來自蒸發(fā)器的工質(zhì)經(jīng)一級壓縮后與來自閃發(fā)器的飽和蒸氣補(bǔ)氣混合后繼續(xù)被壓縮，被壓縮到冷凝壓力的過熱蒸氣進(jìn)入冷凝器進(jìn)行下一個(gè)循環(huán)。上述熱力過程對應(yīng)的熱力循環(huán)過程曲線如圖1(b)所示。

如圖1所示，熱泵冷凝器的放熱量為QC，壓縮機(jī)耗功W，則制熱系數(shù)COP為

COP=QC/W

(1)

若蒸發(fā)器的蒸發(fā)溫度為TE，冷凝器的冷凝溫度為TC，根據(jù)逆向卡諾循環(huán)和卡諾定理[11]，壓縮式熱泵最大可能的制熱系數(shù)COPT為

COPT=TC/(TC-TE)

(2)

考慮熱泵系統(tǒng)的不可逆損失，定義熱泵系統(tǒng)的制熱效率為制熱系數(shù)COP與最大可能的制熱系數(shù)之比，反映了壓縮式熱泵系統(tǒng)的不可逆程度，則制熱效率γ可表示為

(3)

2 熱泵換熱系統(tǒng)分析

兩級壓縮-兩次節(jié)流高溫壓縮式熱泵主要包括蒸發(fā)器、冷凝器、壓縮機(jī)、經(jīng)濟(jì)器和節(jié)流閥。為分析壓縮式熱泵內(nèi)部各主要部件的損情況，需首先對其主要的五個(gè)主要部件分別進(jìn)行分析。壓縮式熱泵供熱系統(tǒng)的效率同時(shí)考慮了熱泵內(nèi)部和外部的不可逆，熱泵本體的效率僅考慮熱泵內(nèi)部的不可逆。由于高溫壓縮式熱泵供熱系統(tǒng)低溫?zé)嵩床沙鏊臏囟雀哂诃h(huán)境溫度，將高溫壓縮式熱泵供熱系統(tǒng)的效率重新定義為

(4)

2.1 壓縮機(jī)分析

e1+w=e2+Δe12

(5)

式中:e1=h1-T0s1，e2=h2-T0s2，w=h2-h1，h1、h2分別為進(jìn)出口單位質(zhì)量工質(zhì)的焓,kJ/kg;s1、s2分別為進(jìn)出口單位質(zhì)量工質(zhì)的熵,kJ/(kg·K)。

2.2 冷凝器分析

冷凝器的換熱過程可視為工質(zhì)冷凝放熱和高溫水吸熱兩個(gè)過程。設(shè)單位質(zhì)量工質(zhì)帶入冷凝器的值為e4，帶出冷凝器的值為e7，單位質(zhì)量高溫水帶入冷凝器的比值為e16，帶出冷凝器的值為e17，設(shè)冷凝器損為Δe23，冷凝器沒有的積累，平衡方程為

e4+e16=e7+e17+Δe23

(6)

2.3 膨脹閥分析

e3=e4+Δe34

(7)

2.4 蒸發(fā)器分析

e11+e14=e12+e15+Δe41

(8)

2.5 經(jīng)濟(jì)器分析

e8=x8e9+(1-x8)e10+Δe8

(9)

(10)

式中：pm為中間壓力，kPa；pe為蒸發(fā)壓力，kPa；pc為冷凝壓力，kPa。由式(1)和式(10)可知，高低熱源溫度和經(jīng)濟(jì)器中間壓比是系統(tǒng)制熱效率和效率的主要調(diào)控參數(shù)。

3 結(jié)果與討論

3.1 節(jié)點(diǎn)能流參數(shù)計(jì)算

表2 壓縮式熱泵制熱系統(tǒng)外部節(jié)點(diǎn)參數(shù)計(jì)算結(jié)果

表3 熱泵系統(tǒng)各部分損失計(jì)算結(jié)果

表3 熱泵系統(tǒng)各部分損失計(jì)算結(jié)果

設(shè)備平衡方程損失/kW效率占比蒸發(fā)器E11+E14=E1+E15+ΔE12.969 50.961 20.221 6一級壓縮機(jī)E1+W1=E2+ΔE11.055 50.944 30.238 3二級壓縮機(jī)E2+W2=E4+ΔE13.946 80.803 30.188 9冷凝器E16+W4=E17+E7+ΔE10.209 80.980.174 4一次膨脹閥E7=E8+ΔE3.031 60.948 40.051 7經(jīng)濟(jì)器E8=E9+E10+ΔE0.054 40.9990.000 9二次膨脹閥E10=E11+ΔE9.266 90.758 60.157 9

壓縮機(jī)：

(11)

其他設(shè)備：

(12)

續(xù)表

3.2 熱源溫度影響

根據(jù)表3所示，閃發(fā)前和閃發(fā)后兩次節(jié)流的不可逆損失，特別是二次節(jié)流的效率是最低的環(huán)節(jié)。因此，這里主要對后節(jié)流系統(tǒng)性能探究并在相同運(yùn)行條件時(shí)對兩系統(tǒng)進(jìn)行性能比較。對后節(jié)流系統(tǒng)系統(tǒng)性能隨冷凝溫度的變化進(jìn)行了探究，并在熱力模擬基礎(chǔ)上與前節(jié)流系統(tǒng)和單級壓縮系統(tǒng)性能進(jìn)行比較。所得結(jié)果如圖2所示。圖2反映了系統(tǒng)COP隨冷凝溫度的變化關(guān)系。隨冷凝溫度升高閃發(fā)型后節(jié)流系統(tǒng)和其他系統(tǒng)COP值均下降，根據(jù)相同運(yùn)行條件下各系統(tǒng)COP的關(guān)系可見，閃發(fā)型前節(jié)流系統(tǒng)COP值最大，單級壓縮式系統(tǒng)COP值最小，閃發(fā)型后節(jié)流系統(tǒng)介于二者之間。所以，閃發(fā)型后節(jié)流系統(tǒng)可以改善單級壓縮式系統(tǒng)性能，但改善能力不及閃發(fā)型前節(jié)流系統(tǒng)。另一方面，雖然帶經(jīng)濟(jì)器的兩級壓縮式熱泵系統(tǒng)能改善單級系統(tǒng)在用熱溫度增高時(shí)性能不佳的問題，但其本身也受限于這一問題。

顯然，壓縮式熱泵的冷凝器和蒸發(fā)器中不可避免存在著溫差傳熱的不可逆損失，同時(shí)低溫?zé)嵩磁c高溫?zé)嵩吹臒崛萘慷疾皇菬o窮大，不能視作恒溫?zé)嵩矗M(jìn)、出口之間存在較大的溫差。此時(shí)，對于變溫?zé)嵩磥碚f可逆的理想循環(huán)就不是逆卡諾循環(huán)，而是由兩個(gè)與熱源做無溫差傳熱的多變過程及兩個(gè)等熵過程組成的洛倫茲循環(huán)，這是變溫條件下制熱系數(shù)最大的循環(huán)。這就意味著在理論上，變溫循環(huán)可利用較少的升溫級數(shù)滿足同樣的系統(tǒng)性能要求。大型壓縮式熱泵的兩端熱源均是溫度變化較大的變溫?zé)嵩矗趦蓚€(gè)熱源之間的溫度跨度通常也比普通熱泵或制冷機(jī)要大，如采用常規(guī)循環(huán)不可避免的會導(dǎo)致性能下降且級數(shù)較多。因此變溫循環(huán)就成為該種熱泵系統(tǒng)研究的一個(gè)重要方向。綜上所述，根據(jù)壓縮式熱泵系統(tǒng)的分析，蒸發(fā)器是提高熱泵綜合性能的主要環(huán)節(jié)，需要對蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)、最小換熱溫差進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

3.3 中間壓比影響

綜上所述，采出水驅(qū)動的高溫壓縮式熱泵制熱系統(tǒng)不同的功-熱轉(zhuǎn)換環(huán)節(jié)各自的不可逆特性對系統(tǒng)制熱效率和效率的影響規(guī)律極其復(fù)雜。根據(jù)表3可知，壓縮機(jī)的損所占比例最大，其次是蒸發(fā)器和冷凝器，故為提高壓縮式熱泵的熱力完善度，應(yīng)著重減少壓縮機(jī)、蒸發(fā)器的損；二次膨脹閥效率最低，并且制熱溫度越高損失越大。對于壓縮機(jī)，其損與摩擦、漏流、混合冷卻、散熱等有關(guān)，一旦壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)確定，通過操作參數(shù)調(diào)節(jié)這些不可逆因素的不可逆程度比較難。對于蒸發(fā)器，可適當(dāng)提高蒸發(fā)溫度，同時(shí)盡可能降低蒸發(fā)器的最大換熱溫差和最小換熱溫差，從而減少蒸發(fā)器損，且提高蒸發(fā)溫度可使蒸發(fā)壓力隨之提高，對減少壓縮過程和節(jié)流過程的損有利。對于經(jīng)濟(jì)器，雖然其本身損最低，但是中間壓比的選擇影響壓縮過程耗功，間接影響壓縮過程損。對于膨脹閥，實(shí)際的節(jié)流過程也不可能是等焓過程，應(yīng)盡量減少進(jìn)、出節(jié)流閥的壓差，通過降低冷凝溫度，提高蒸發(fā)溫度，使冷凝壓力降低，蒸發(fā)壓力提高，壓縮比減小。此外，由于蒸發(fā)溫度和冷凝溫度分別與水源溫度和供水溫度相關(guān)，所以選用較高的采出水溫度、設(shè)定較低的制熱溫度對于提高熱泵系統(tǒng)的效率十分重要。因此，從整個(gè)熱泵供熱系統(tǒng)看，提高蒸發(fā)溫度、增大蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度、選擇合理中間壓比和增大冷凝器出口過冷度都可以提高系統(tǒng)和局部的熱力學(xué)完善程度，這些因素互相關(guān)聯(lián)，優(yōu)化協(xié)調(diào)各環(huán)節(jié)溫差是調(diào)控系統(tǒng)整體性能的關(guān)鍵。

4 結(jié) 論

(1)針對油田采出水驅(qū)動帶經(jīng)濟(jì)器的高溫壓縮式熱泵，建立了熱泵本體和熱泵供熱系統(tǒng)的平衡方程，進(jìn)行了分析，得到各部分的損失和效率。

(4)中間壓比是調(diào)控高溫壓縮式熱泵制熱系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)。