張騰 史佩琦 邵現(xiàn)振 劉鵬 趙永杰
摘 要:高溫?zé)岜脵C(jī)組以30~60 ℃的工業(yè)廢水為低溫?zé)嵩矗瑸榭蛻籼峁?0 ℃以上高溫?zé)崴噍^于電熱鍋爐,其具有顯著的節(jié)能優(yōu)勢?,F(xiàn)針對客戶需求,設(shè)計了一臺以環(huán)保制冷劑R245fa為工質(zhì)的高溫?zé)岜脵C(jī)組,測試了其在不同工況下的性能參數(shù)。結(jié)果表明:隨著冷凝溫度的上升,高溫?zé)岜脵C(jī)組COP由5.46降至3.10;在各運行工況下,壓縮機(jī)的排氣過熱度正常,能夠保證機(jī)組長期穩(wěn)定運行。
關(guān)鍵詞:高溫?zé)岜?R245fa;冷凝溫度;過熱度
0? 引言
市場上的熱泵產(chǎn)品主要應(yīng)用于家用供暖和商業(yè)供暖領(lǐng)域,一般可以提供不超過60 ℃的熱水。近年來,熱泵產(chǎn)品已逐步應(yīng)用到工業(yè)領(lǐng)域。在工業(yè)生產(chǎn)中,雖然高溫?zé)崴男枨罅亢艽骩1],但大量低溫余熱被浪費的情況仍然存在。高溫?zé)岜卯a(chǎn)品可以利用30~60 ℃的低溫?zé)嵩?,提?0 ℃以上的高溫?zé)崴?,?jié)能優(yōu)勢較電鍋爐更加明顯,同時又避免余熱排放對環(huán)境造成的污染,在工業(yè)領(lǐng)域的應(yīng)用前景十分廣闊。
目前,對于高溫?zé)岜眉夹g(shù)的研究主要集中在尋找物理性質(zhì)合適的環(huán)境友好型工質(zhì)上[2]。高溫?zé)岜美淠齻?cè)溫度較高,從產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性方面考慮,要求工質(zhì)具有較高的臨界壓力、較低的工作壓力以及良好的傳熱性能;從環(huán)保角度考慮,要求工質(zhì)ODP為0,且具有較低的GWP[3]。
之前一些學(xué)者已經(jīng)對R245fa高溫?zé)岜谜归_了研究,Guo Qiang等[4]對R245fa、R134a與R245fa混合工質(zhì)進(jìn)行實驗研究,得出R134a與R245fa混合工質(zhì)在相同條件下比純R245fa工質(zhì)傳熱系數(shù)高的結(jié)論,但非共沸混合工質(zhì)存在溫度滑移;楊文娟等[5]對比了高溫?zé)岜贸S玫?種工質(zhì)的熱物理性質(zhì),并對在相同工況下高溫?zé)岜弥械腃OP、壓縮機(jī)排氣溫度等性能參數(shù)進(jìn)行了理論分析,得出R245fa更適合作為高溫?zé)岜霉べ|(zhì)的結(jié)論;楊金文等[6]優(yōu)化高溫?zé)岜脵C(jī)組的膨脹閥與水路系統(tǒng)后,通過過熱度調(diào)節(jié)機(jī)組供液量,測得機(jī)組在蒸發(fā)器平均水溫60 ℃、冷凝器出水溫度105.8 ℃工況下的COP為2.701;趙兆瑞等[7]設(shè)計了一套R245fa高溫?zé)岜脵C(jī)組,通過理論與實驗對比分析的方法,測得不同工況下機(jī)組的相對COP為0.55~1.3,換熱管傳熱系數(shù)為1.7~2.8 kW/(m2 · K)。
之前相關(guān)的研究結(jié)果多由理論計算或軟件模擬得出,在試驗室內(nèi)制作的樣機(jī)也主要用于驗證理論數(shù)據(jù),所以對企業(yè)生產(chǎn)的借鑒意義不大。本文根據(jù)客戶實際需求,設(shè)計制造了一臺以R245fa為工質(zhì)的高溫?zé)岜脵C(jī)組,并測試了該機(jī)組在不同工況下的性能參數(shù)。
1? 理論循環(huán)計算
1.1? ? 客戶工況
客戶提供45 ℃的工業(yè)廢水,并以此作為機(jī)組的低溫?zé)嵩?,制取生產(chǎn)工藝所需的80~95 ℃的高溫?zé)崴?/p>
1.2? 理論計算條件設(shè)定
將不同工質(zhì)的飽和曲線繪制在溫熵圖上,并根據(jù)工質(zhì)飽和蒸汽曲線傾斜的方向?qū)⒐べ|(zhì)分為兩類:一類工質(zhì)的飽和蒸汽曲線自蒸汽臨界點開始向左傾斜(ds/dt ≤0),一般稱之為“干性”工質(zhì)或者“過熱增”工質(zhì),其被壓縮時的過熱度隨著壓力的升高而上升;相反地,另一類飽和蒸汽曲線自蒸汽臨界點開始向右傾斜(ds/dt >0)的工質(zhì),其被壓縮時過熱度隨著壓力的升高而降低,一般稱之為“濕性”工質(zhì)或者“過熱減”工質(zhì)。R245fa屬于“濕性”工質(zhì),在被壓縮的過程中會進(jìn)入濕蒸汽區(qū),造成排氣帶液。排氣帶液會導(dǎo)致油分離器的分油效率降低,從而引起機(jī)組失油報警停機(jī)。為避免濕壓縮,機(jī)組必須保證有一定的吸氣過熱度。
考慮上述原因,并根據(jù)客戶的實際需求,我們在進(jìn)行高溫?zé)岜脵C(jī)組理論循環(huán)計算時做出如下設(shè)定:
(1)依據(jù)客戶提供的需求,蒸發(fā)溫度設(shè)定為42 ℃,冷凝溫度范圍設(shè)為78~98 ℃。
(2)不考慮熱泵機(jī)組與環(huán)境之間的換熱。
(3)吸氣過熱度設(shè)定為8 ℃,過冷度設(shè)定為3 ℃。
(4)根據(jù)以往設(shè)計經(jīng)驗,將蒸發(fā)器、冷凝器中的壓力損失定為15 kPa。
(5)工質(zhì)在管路內(nèi)流動損失較小,忽略不計。
(6)壓縮機(jī)Vi(內(nèi)容積比)為3.5,絕熱效率、電機(jī)效率、機(jī)械效率按實際工況下的數(shù)值選取。
1.3? 理論計算模型
本臺高溫?zé)岜脵C(jī)組整體遵循質(zhì)量守恒定律及能量守恒定律,其基本方程可以描述為:
式中:m為工質(zhì)質(zhì)量(kg);Q為制熱量(kJ);W為輸入功率(kW);h為比焓(kJ/kg);in、out為機(jī)組的進(jìn)口、出口。
螺桿壓縮機(jī)為噴油壓縮機(jī),被壓縮的工質(zhì)氣體不能視為理想氣體,因此,壓縮機(jī)的絕熱效率需要通過焓差計算:
式中:Pad為等熵絕熱壓縮所需要的功率(kW);qm為壓縮機(jī)質(zhì)量流量(kg/s);hs為吸氣狀態(tài)下氣體比焓(kJ/kg);hds為排氣壓力下,與吸氣狀態(tài)熵相等的狀態(tài)下氣體比焓(kJ/kg);ηad為絕熱效率,反映了壓縮機(jī)能量利用的完善程度,是等熵絕熱壓縮所需要的功率與壓縮機(jī)實際軸功率的比值;P為壓縮機(jī)實際軸功率(kW)[8]。
換熱器的換熱面積、傳熱系數(shù)及管內(nèi)水的流速都決定了換熱效率,可針對不同的換熱模型選取不同的經(jīng)驗計算公式。換熱器管外為清潔的制冷劑,故不考慮管外壁污垢熱阻。本機(jī)組使用的換熱器換熱基本方程可以描述為:
對數(shù)平均溫差?T可按照下式進(jìn)行計算:
式中:?th為熱端溫差(℃);?tc為冷端溫差(℃)[9]。
2? 高溫?zé)岜脵C(jī)組設(shè)計
2.1? 機(jī)組設(shè)計注意要點
由于R245fa屬于“濕性”工質(zhì)且高溫?zé)岜脵C(jī)組的排氣側(cè)溫度較高,在設(shè)計機(jī)組時需要注意以下幾點:
(1)以吸氣過熱度控制電子膨脹閥開度,設(shè)定在排氣過熱度低時進(jìn)行閥門調(diào)節(jié)并開啟機(jī)組報警程序,避免機(jī)組長時間處于濕壓縮狀態(tài)。