螺桿膨脹機雙循環(huán)低溫余熱回收系統(tǒng)分析

曹濱斌，李惟毅

(天津大學機械工程學院，天津 300072)

隨著工業(yè)快速發(fā)展，能源問題更加受到人們的關(guān)注．在國外，以色列通過螺桿膨脹機利用 90,℃左右的載熱流體發(fā)電．美國、日本和俄羅斯等均引進了以色列的余熱發(fā)電設(shè)備和技術(shù)[1]．

我國擁有藏量豐富、分布廣泛的地熱資源．其中80,℃以上有136處，部分高溫地熱(溫度大于150,℃)直接用于發(fā)電[2]，天津大學熱能研究所于 1987年成功研制國內(nèi)第一臺汽液兩相地熱發(fā)電螺桿膨脹機(功率為 5,kW)[3]．目前，國內(nèi)大多數(shù)余熱發(fā)電均采用以水為工質(zhì)的單循環(huán)系統(tǒng)[4]，不僅造價高而且難以回收150,℃以下的低溫余熱．為此，筆者對適用于100,℃以下更廣泛低溫余熱源的雙循環(huán)系統(tǒng)進行了理論分析．

1 雙循環(huán)螺桿膨脹機余熱回收系統(tǒng)的構(gòu)成

雙循環(huán)系統(tǒng)，也稱有機工質(zhì)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，如圖1所示．它以低沸點有機物為工質(zhì)，使工質(zhì)在流動系統(tǒng)中從余熱流體中獲得熱量，產(chǎn)生有機質(zhì)蒸汽，進而推動螺桿機，帶動發(fā)電機發(fā)電或輸出動力，乏氣在冷凝器中冷卻為液態(tài)，由泵打入熱交換器，完成一個循環(huán)[5]．這種動力系統(tǒng)對余熱流體潔凈度、溫度和壓力都無過高要求，適用于溫度100,℃以下的余熱熱源．

圖1 雙循環(huán)螺桿膨脹機余熱回收系統(tǒng)Fig.1 Dual-cycle waste heat recovery system with screw expander

1.1 熱力過程的確定

根據(jù)低沸點工質(zhì)在蒸發(fā)器出口的熱力狀態(tài)不同，可分為蒸汽動力循環(huán)和汽液兩相動力循環(huán)，這兩種循環(huán)如圖2所示．

圖2 熱力過程示意Fig.2 Diagram of thermal process

由于工質(zhì)的不可壓縮性(或壓縮過程中體積變化很小)，故泵功常可按下式近似計算：

考慮到過程的完整性，根據(jù)螺桿膨脹機進出口工質(zhì)狀態(tài)，從兩相區(qū)到過熱區(qū)又細分出 3個過程，如圖3所示.

這樣劃分的目的是為了在分析計算時，能夠全面地涵蓋在螺桿膨脹機工作中會發(fā)生的所有膨脹過程．

1.2 設(shè)備的選定

1.2.1 螺桿膨脹機參數(shù)

(1)膨脹比，RV= V2/V1[6]，其中 RV為膨脹比，V1和V2為膨脹機進出口容積．

(2)螺桿膨脹機入口工質(zhì)體積流量〈 額定流量．根據(jù)利用工業(yè)余熱的經(jīng)驗，一般額定流量選擇45,m3/min．

(3)膨脹機效率，考慮膨脹機相對內(nèi)效率、機械效率及發(fā)電效率，假設(shè)綜合效率70%．

1.2.2 換熱器換熱溫差

由圖 4可知，對于管殼式換熱器，余熱流體出口溫度To應(yīng)高于工質(zhì)出口溫度1T即工質(zhì)蒸發(fā)溫度，在設(shè)計計算中設(shè)定otΔ≥5,℃[7]．

圖4 管殼式換熱器內(nèi)沿程溫度示意Fig.4 Diagram of temperature distribution along the flowpath in the shell-and-tube exchanger

1.2.3 循環(huán)工質(zhì)

工質(zhì)的選擇會直接影響系統(tǒng)的做功能力，一般應(yīng)考慮以下因素[8]：發(fā)電性能、傳熱性能、工質(zhì)壓力水平及化學穩(wěn)定性等．因此，選用 R245fa與丁烷作為循環(huán)工質(zhì)，進行比較分析．

2 計算方法

作為分析計算的數(shù)據(jù)準備，對丁烷和 R245fa的熱物性進行曲線擬合，包括工質(zhì)在不同溫度下焓值、熵值、比容與干度關(guān)系式，設(shè)定冷凝溫度下焓值、比容與熵值關(guān)系式，飽和溫度和飽和壓力關(guān)系式，飽和液、飽和汽焓值與溫度關(guān)系式等．

1) 冷凝溫度的確定

考慮到冷卻水 20,℃進、27,℃出的實際情況，根據(jù)換熱器末端溫差大于 5,℃的設(shè)計要求，冷凝溫度設(shè)為 32,℃．

2) 蒸發(fā)溫度及干度采用試算法

3) 最高蒸發(fā)溫度的設(shè)定

考慮換熱器換熱能力，設(shè)定余熱流體入口溫度與工質(zhì)蒸發(fā)溫度之差≥8,,℃．

對選定的工質(zhì)，根據(jù)不同優(yōu)化目標，在溫度范圍(冷凝溫度～設(shè)定最高蒸發(fā)溫度，步長 1,℃)、干度范圍(0.01～1，步長 0.01)的所有點進行計算，得到最優(yōu)點．

通過試算，確定同時滿足螺桿膨脹機和換熱器工藝要求的蒸發(fā)溫度及干度，根據(jù)目標發(fā)電量，反算所需工質(zhì)流量、熱水流量及扣除各種泵耗后所得凈功．

3 計算結(jié)果分析

根據(jù)上述設(shè)備、運行參數(shù)及計算方法，對雙循環(huán)系統(tǒng)蒸發(fā)溫度、干度、泵耗，螺桿膨脹機膨脹比及循環(huán)工質(zhì)進行分析比較．以下討論中，冷凝溫度均設(shè)為32,℃，目標發(fā)電量為300,kW，膨脹機綜合效率70%．

3.1 工質(zhì)蒸發(fā)溫度的確定

計算條件：循環(huán)工質(zhì)選擇R245fa，螺桿膨脹比為 4．

根據(jù)不同的優(yōu)化目標，蒸發(fā)溫度的確定有以下 3種方法.

方法 1：以流量 1,t/h余熱流體所得凈功最大為目標；

方法2：以機組效率最大為目標；

方法3：以系統(tǒng)效率最大為目標．

計算結(jié)果如圖5所示．由圖5可知：

(1)如圖 5(a)所示，當膨脹比與冷凝溫度選定時，系統(tǒng)存在最低蒸發(fā)溫度為 65,℃．因此對低于 70,℃的余熱流體不宜采用該系統(tǒng)回收余熱．

(2)如圖5(b)和5(c)所示，隨著余熱流體溫度的不斷升高，系統(tǒng)所需工質(zhì)、余熱流體和冷卻水流量逐漸減少，所得凈功逐漸增大．

(3)圖 5(d)所示為以方法 3系統(tǒng)效率最優(yōu)為目標的蒸發(fā)溫度設(shè)計方法，在工質(zhì)流量和余熱流體流量中取得了一個較好的平衡點，獲得了最大的凈發(fā)電功率．計算同時發(fā)現(xiàn)，在不考慮蒸發(fā)側(cè)泵耗時，方法 3與方法2結(jié)果相同．

綜上所述，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度設(shè)計方法：忽略蒸發(fā)側(cè)泵耗時，采用方法 2；考慮蒸發(fā)側(cè)泵耗時，采用方法3；對于方法1，則不宜采用.

圖5 不同蒸發(fā)溫度設(shè)計方法下系統(tǒng)參數(shù)的比較Fig.5 Comparison of system parameters designed with Fig.5 different methods according to the evaporation Fig.5 temperature

3.2 膨脹比

計算條件：循環(huán)工質(zhì)選擇 R245fa，采用方法 2設(shè)計蒸發(fā)溫度．

當余熱流體溫度較高時，可以通過提高膨脹比來提高蒸發(fā)溫度．結(jié)果如圖6所示．

圖6 不同膨脹比下系統(tǒng)參數(shù)比較Fig.6 Comparison of system parameters with different expansion ratios

由圖 6可知，相同余熱流體溫度，隨膨脹比增大蒸發(fā)溫度提高、干度減小，工質(zhì)、冷凝及蒸發(fā)側(cè)泵耗增大，系統(tǒng)所得凈功減?。栽谟酂崃黧w溫度低于100,℃的范圍內(nèi)，對于循環(huán)工質(zhì) R245fa，選擇膨脹比為4的系統(tǒng)凈功更大．

3.3 泵耗

根據(jù)設(shè)計方法 2，計算系統(tǒng)各部分泵耗，結(jié)果如表1所示.

表1 系統(tǒng)各部分功率Tab.1 Powers of each part in the system

圖7 不同工質(zhì)下系統(tǒng)參數(shù)比較Fig.7 Comparison of system parameters with different working fluids

由表1可知，系統(tǒng)各部分泵耗總量與所得凈功數(shù)量相當，因此在系統(tǒng)設(shè)計時各部分泵耗不可忽略，如果可以取消蒸發(fā)側(cè)水泵，則系統(tǒng)所得凈功增加，所以在實際工程中，應(yīng)因地制宜，盡量利用余熱流體來流壓力．

3.4 工質(zhì)比較

計算條件為：①循環(huán)工質(zhì) R245fa，膨脹比4；②循環(huán)工質(zhì)丁烷，膨脹比分別為 3和 4；③采用方法 2設(shè)計蒸發(fā)溫度．結(jié)果如圖7所示．

由圖 7可知，當循環(huán)工質(zhì)為丁烷時，膨脹比對系統(tǒng)的影響與在分析 R245fa時所得結(jié)論一致，隨著膨脹比的增加，蒸發(fā)溫度升高，干度下降，工質(zhì)、冷凝及蒸發(fā)側(cè)泵耗增大，系統(tǒng)所得凈功減?。纱丝傻茫瑢τ诓煌h(huán)工質(zhì)，在一定余熱流體的溫度范圍內(nèi)存在不同的最佳膨脹比，當余熱流體小于 100,℃時，R245fa與丁烷最佳膨脹比分別為4和3；當高于100℃時，對于 R245fa和丁烷最佳膨脹比都有增大的趨勢．

通過對在各自最佳膨脹比下兩種循環(huán)工質(zhì)發(fā)電性能比較可知：

(1)一方面丁烷單位質(zhì)量做功能力強，所需工質(zhì)流量?。涣硪环矫嬉蚱湔舭l(fā)壓力較高，工質(zhì)側(cè)泵耗大，所以當余熱流體溫度高于 90,℃，工質(zhì)側(cè)泵耗成為系統(tǒng)主要損耗時，丁烷發(fā)電性能不如R245fa．

(2)丁烷具有較小的最佳膨脹比，相應(yīng)蒸發(fā)溫度低，在滿足換熱器換熱溫差要求的同時，可以從余熱流體中回收更多的熱量，減少余熱流體流量，降低蒸發(fā)側(cè)泵耗．

4 結(jié) 論

(1)螺桿膨脹機雙循環(huán)低溫余熱回收系統(tǒng)設(shè)計時應(yīng)注意以下設(shè)備要求：螺桿膨脹機入口工質(zhì)體積流量小于額定流量；對于管殼式換熱器，余熱流體出口溫度應(yīng)高于工質(zhì)出口溫度；設(shè)計計算過程中，泵耗不可忽略．

(2)針對不同應(yīng)用場合，采用不同的優(yōu)化目標設(shè)計蒸發(fā)溫度．

(3)如果余熱流體具有一定壓力，可以降低蒸發(fā)側(cè)水泵泵耗，得到更高的凈功．

(4)不同工質(zhì)對于不同溫度范圍下的余熱，對應(yīng)不同的最佳膨脹比．余熱低于 100,℃時，工質(zhì) R245fa的最佳膨脹比為4，丁烷的最佳膨脹比為3；余熱高于100,℃時，最佳膨脹比的值會有所增大．

(5)應(yīng)選擇單位質(zhì)量做功能力強、蒸發(fā)壓力低、最佳膨脹比小的有機物作為循環(huán)工質(zhì)．

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