用于煙氣全熱回收的全開式吸收式熱泵

楊 波 江 億 付 林 張世鋼

(清華大學建筑學院， 北京 100084)

工業(yè)煙氣蘊含大量的廢熱，若能有效回收，將有顯著的節(jié)能減排效益，還能減少水資源的浪費.

間壁式的冷凝換熱器是目前常見的余熱回收方法[1-4]，但其回收能力強烈依賴于冷卻介質溫度.而且，經過冷凝之后，煙氣基本達到飽和，很容易在排出過程中遇冷結露，再加上煙氣的酸性特點，極易造成換熱器自身及管道、煙囪的腐蝕.除了利用直接可得的冷源外，借助熱泵技術(包括壓縮式[5]和吸收式[6])制取低溫冷水可以更有效地回收煙氣余熱，但其本質上仍是通過冷凝的辦法，最終還是要采用冷凝換熱器.

針對冷凝回收方法的問題，出現了基于直接接觸式傳熱傳質的開式吸收式熱泵(open-cycle absorption heat pump, OAHP)技術.由于液體干燥劑良好的吸濕性，開式吸收式熱泵在吸收煙氣顯熱的同時，還能很好地吸收煙氣中的水蒸氣，實現全熱回收.相比于傳統閉式吸收式熱泵，開式吸收式熱泵只有發(fā)生器、吸收器、冷凝器而沒有蒸發(fā)器，且工作在常壓狀態(tài)，沒有真空密閉要求，設備加工、運行更為簡便，制造成本更低.

開式吸收式熱泵技術最早的應用案例是在瑞典的木材干燥行業(yè).Johansson等[7]利用開式吸收式熱泵對木材干燥過程產生的熱濕空氣進行余熱回收，用于集中供熱，處理后的干空氣再循環(huán)，大大降低了新風預熱所需的熱量.

目前，國內也對開式吸收式熱泵技術開展了相關研究.馬連強等[8-9]設計了一種開式吸收式熱泵用于回收氯堿生產過程中所產生的低壓蒸汽.Wei等[10]提出了將開式吸收式熱泵用于天然氣鍋爐的煙氣余熱回收，相比于閉式吸收式熱泵和電動壓縮式熱泵，開式吸收式熱泵具有更好的經濟性和更高的等效熱效率.葉碧翠等[11-14]設計了一種兩級開式吸收式熱泵，系統可根據熱源溫度在單級和雙級之間切換，COP最高可達1.97.Wang等[15]搭建了一個開式吸收式熱泵實驗臺，測試了不同化石燃料煙氣的余熱和水回收效果.魏璠等[16-17]提出了一種升溫型的開式吸收式熱泵，煙氣在被回收前也是發(fā)生器的驅動熱源.

以上系統的流程各不相同，但對于溶液再生過程的處理本質上都是相同的，還是像傳統閉式的吸收式熱泵那樣，驅動熱源與發(fā)生器中的溶液不直接接觸，兩者進行的是顯熱換熱.而且，在沒有強制對流的情況下，需要用真空泵將發(fā)生出來的水蒸氣及時抽出，通過外置的間壁式冷凝換熱器將其冷凝以維持發(fā)生器內的壓力.因此，以上各系統都是半開式的，只有吸收器采用的是直接接觸式傳熱傳質，發(fā)生器和外置的冷凝設備仍需要大量的傳熱管材.

本文提出一種新的全開式吸收式熱泵(full-open absorption heat pump, FOAHP)，高溫的驅動煙氣與噴淋的溴化鋰稀溶液直接接觸，驅動溶液發(fā)生，產生的水蒸氣隨煙氣進入冷凝器被噴淋的冷卻水冷凝，剩余的煙氣與待回收的目標煙氣一起進入吸收器被濃溶液吸收，冷凝器和吸收器回收的熱量用來加熱熱網水.發(fā)生器、吸收器、冷凝器內的傳熱傳質過程均為直接接觸式，都不需要傳熱管材，可顯著降低初投資.

1 理論模型

全開式吸收式熱泵系統流程如圖1所示，各關鍵部件涉及的都是連續(xù)相煙氣與離散相液滴直接接觸式的傳熱傳質.對于連續(xù)相，可按通常的歐拉方法對空間進行網格劃分，建立控制體的守恒方程；而對于離散相，需要按拉格朗日方法對液滴軌跡進行追蹤.煙氣與液滴之間的相對運動會影響對流傳熱傳質特性，同時，液滴的運動參數還會影響傳熱傳質面積.

圖1 全開式吸收式熱泵系統流程

1.1 液滴運動方程

液滴的運動由受力情況決定，除重力以外，還有煙氣的拖曳力.拖曳系數CD與雷諾數Re有關[18]，即

(1)

假設煙氣在噴淋塔內均勻豎直向上流動，液滴不受橫向力作用，而保持在豎直方向運動，則液滴在該豎直平面的運動方程為

(2)

(3)

式中，up,z為液滴豎直方向速度，m/s；up,r為液滴水平方向速度，m/s；urel為液滴與煙氣間的相對速度，m/s；τ為時間，s；g為重力加速度，m/s2；ρ為密度，kg/m3，下標1表示煙氣，下標2表示液體；dp為液滴直徑，m；β為相對速度與豎直方向的夾角.

1.2 傳熱傳質方程

氣體-液滴體系的對流傳熱傳質特性由Ranz-Marshal關聯式計算[19]，即

Nu=2+0.6Re0.5Pr0.33

(4)

Sh=2+0.6Re0.5Sc0.33

(5)

式中，Nu為努塞爾數；Sh為舍伍德數；Pr為普朗特數；Sc為施密特數.

控制體內的顯熱傳熱、傳質、潛熱傳熱量為

Qs=h(t1-t2)A

(6)

J=k(ρv1-ρv2)A

(7)

Ql=rJ

(8)

式中，Qs為顯熱傳熱量，W；Ql為潛熱傳熱量，W；J為傳質量，kg/s；h為對流傳熱系數，W/(m2K)；k為對流傳質系數，m/s；t為溫度，℃；r為水蒸氣潛熱，J/kg；ρv為水蒸氣密度，kg/m3，本文以水蒸氣密度差作為傳質勢差，與水蒸氣分壓力差等效；A為傳熱傳質面積，m2，與液體流量、液滴速度、液滴直徑有關.

顯熱傳熱影響液體溫度從而影響其表面水蒸氣分壓力，進而影響傳質；傳質的同時也是潛熱傳熱，也會影響液體溫度，而影響顯熱傳熱.可見，傳熱和傳質是耦合的.

2 結果與討論

2.1 實驗結果與模型驗證

本文設計并搭建了全開式吸收式熱泵實驗樣機(見圖1)，通過向空氣中添加水蒸氣來模擬目標煙氣(這里不考慮氮氧化物、碳氧化物等氣體成分)，將溫度和濕度控制在工業(yè)煙氣通常的范圍內.通過調節(jié)熱網水溫度、目標煙氣溫濕度，共測試了8種工況，實驗結果如表 1所示.出口煙氣相對濕度都在60%～70%之間，離飽和點較遠.露點溫度最低能達到36.2 ℃，相對溫度為62.4%,在排出過程中不易結露，有效降低低溫腐蝕危險.COP最高達到1.621，表現出了較好的熱力學性能，但離預期的1.7仍略有差距.

表1 實驗結果

將實驗工況作為輸入量，利用前述的理論模型對系統進行數值仿真，并與實驗結果進行對比，結果如圖2所示.由圖可見，COP偏差在±5%以內，因此理論與實驗吻合較好，理論模型得到很好的驗證.利用這個已獲驗證的理論模型對系統進行更深入的仿真分析，尤其是分析在實驗條件下難以實現的工況.

圖2 實驗與仿真結果對比

2.2 燃燒器過量空氣系數的影響

由于本系統的特殊性，實驗樣機所用的燃燒器為自行開發(fā)，暫無精確的新風/燃氣配比控制.因此，在實驗過程中，為保證天然氣充分燃燒，新風量設置得很大，這導致火焰被冷卻，產生的驅動煙氣達不到預期的高溫(見圖3)，從而影響發(fā)生過程，即溶液沒有得到很好的濃縮，而導致吸收性能下降，進而使系統性能下降(COP降低，煙氣出口露點升高).

圖3 過量空氣系數對驅動煙氣溫度的影響

由圖4可見，在一定的過量空氣系數范圍內(1.0～1.5)，系統性能隨著過量空氣系數的變化呈現出與以上相反的規(guī)律.這是因為，隨著過量空氣系數增大，盡管驅動煙氣的溫度在下降，但煙氣量增加，而且驅動煙氣中的水蒸氣含量下降，這兩者對發(fā)生過程都是有利的，在1.0～1.5過量空氣系數范圍內，正作用大于驅動煙氣溫度下降的負作用.當過量空氣系數繼續(xù)增大，驅動煙氣溫度下降的負作用逐漸占主導.

圖4 過量空氣系數對系統性能的影響

2.3 熱網水溫度的影響

在全開式吸收式熱泵中，進入吸收器的濃溶液和進入冷凝器的冷卻水是回收煙氣余熱的直接介質，但最終都是傳熱給熱網水，因此，熱網水溫度對系統性能起到關鍵作用.隨著熱網水溫度升高，稀溶液和冷卻水溫度都升高，對于吸收器和冷凝器中的顯熱和潛熱傳熱都不利，因此COP下降、煙氣出口露點升高，如圖5所示.從圖中也能看到，即使熱網水溫度達到70 ℃，系統仍能獲得較好的性能.這是因為，在吸收器和冷凝器中，依靠溫差驅動的顯熱傳熱只占很小一部分，而基于傳質勢差而形成的潛熱傳熱占主要部分(見圖6)，相較于顯熱傳熱，傳質受溫差影響較小，此即為本系統相對于間壁式冷凝換熱器的最大優(yōu)勢.

圖5 熱網水溫度對系統性能的影響

圖6 各部件顯熱和潛熱分布情況(熱網水溫度50 ℃，燃燒器過量空氣系數1.1)

3 結論

1)分析了燃燒器過量空氣系數對系統性能的影響，以及當前實驗樣機的缺陷，這可為以后的系統改進和運行提供指導.

2)分析熱網水溫度對系統性能的影響，發(fā)現潛熱傳熱占主導地位，因而本系統在高熱網水溫度下仍能表現出較好的性能，展示了其相對于間壁式冷凝換熱器的優(yōu)勢.

3)采用歐拉-拉格朗日方法建立了細致的液滴動力學和耦合傳熱傳質模型，根據該模型理論計算，設計并搭建了實驗樣機，系統COP最高達到1.621，排煙露點最低達到36.2 ℃，相對濕度為62.4%.