基于Aspen Plus的高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)仿真模擬

斯偉，梁俊宇，殷捷

（1.云南電網(wǎng)有限責(zé)任公司電力科學(xué)研究院，昆明 650217；2.華北電力大學(xué)，北京 102206；3.南京瑞松信息科技有限公司，南京 210038）

近年來，隨著世界經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，能源短缺將是未來發(fā)展中國(guó)家面臨的主要問題。面對(duì)化石能源危機(jī)和全球環(huán)境污染問題，致力于開發(fā)和利用可再生能源，如頁巖油氣、可燃冰、太陽能、風(fēng)能、水力發(fā)電、地?zé)崮芎蜕镔|(zhì)能等，可以有效減少對(duì)化石燃料的依賴。同時(shí)，在工業(yè)生產(chǎn)中推廣節(jié)能新技術(shù)，降低能源消耗也是擺脫能源危機(jī)的重要手段。因此，新節(jié)能技術(shù)是社會(huì)生產(chǎn)和發(fā)展各個(gè)領(lǐng)域的研究熱點(diǎn)。

熱泵作為一種新型節(jié)能技術(shù)，可以從低溫?zé)嵩传@取熱量，將熱量傳遞到高溫?zé)嵩础慕Y(jié)構(gòu)上分類可分為機(jī)械壓縮式熱泵和吸收式熱泵。從供熱溫度上分類，可分為常溫?zé)岜煤透邷責(zé)岜?。高溫?zé)岜靡话闶侵钢茻岢鏊疁囟饶軌蜻_(dá)到85 ～95 ℃。對(duì)于供熱溫度超過100 ℃，經(jīng)過閃蒸之后，可以生產(chǎn)出蒸汽。因此，高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)可以有效替代消耗化石能源的鍋爐等，用來生產(chǎn)工業(yè)和居民所需蒸汽之用。本次仿真采用兩級(jí)壓縮式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)。該兩級(jí)壓縮式高溫?zé)岜糜扇毡旧駪糁其摴狙兄?，型?hào)為SGH120 型和SGH165 型，主要區(qū)別為生產(chǎn)的蒸汽溫度不同。SGH165 型熱泵蒸汽機(jī)余熱溫度為70 ℃時(shí)，可生產(chǎn)出溫度為165 ℃和流量為890 kg/h 的蒸汽，制熱COP 值為2.5。

1 高溫?zé)岜煤蜔岜谜羝麢C(jī)研究進(jìn)展

1.1 制冷劑研究

表1 中列出了目前應(yīng)用較多的制冷劑，分別是R123、R3 65mfc、R245fa、R134a、R1336（Z）、R1234ze（E）、R1234yf 和R718（H2O）。

R134a 是目前市場(chǎng)上最常用的制冷劑之一，它的臨界溫度為100 ℃左右。這意味著以R134a 作為制冷劑的熱泵在生產(chǎn)蒸汽時(shí)將經(jīng)歷超臨界過程，因此不適用于制熱出水溫度接近或超過100 ℃的高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，同為氫氟烴類的制冷劑R1234ze（Z）、R245fa 和R365mfc 能滿足臨界溫度要求。制冷劑R245fa（五氟丙烷）不易燃，而且容易獲取[1]。趙兆瑞等[2]設(shè)計(jì)了采用R245fa（五氟丙烷）作為制冷劑的高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)系統(tǒng)，研究系統(tǒng)各參數(shù)隨蒸發(fā)溫度上升的變化趨勢(shì)。

制冷劑R365mfc 的全球氣候變暖潛能值（GWP）較高，其值為804，燃燒安全等級(jí)為A2，屬于易燃等級(jí)。但是，由于制冷劑R365mfc、R245fa 和R134a（氫氟烴類）也有較高的GWP，未來更傾向于用較低GWP 值的制冷劑來替代[3]。

表1 高溫?zé)岜弥评鋭﹨?shù)比較

當(dāng)前對(duì)制冷劑的選擇提出了經(jīng)濟(jì)、耐用、綠色、環(huán)保和易獲取等綜合要求，這些要求促進(jìn)了較低全球氣候變暖潛能制冷劑的發(fā)展[4]。

氫氟烯烴類制冷劑被認(rèn)為是環(huán)境友好型制冷劑，可用來替代氫氟烴類制冷劑。R1336（Z）可代替R245fa 和R365mfc制冷劑，其優(yōu)勢(shì)是在較高的溫度工況下，其壓力較低只有2.9 MPa，并且燃燒安全性能較好，有較低的GWP 值，臭氧消耗潛能值（ODP）為0，可在大氣中存在22 天，它在有機(jī)朗肯循環(huán)、廢熱回收應(yīng)用以及蒸汽生產(chǎn)過程中運(yùn)行較為穩(wěn)定[5]。R1336（Z）制冷劑與R245fa 制冷劑有相似的金屬相容性，可以廣泛應(yīng)用于高溫領(lǐng)域[6]。

水、二氧化碳和氨等自然制冷劑適用于高溫應(yīng)用領(lǐng)域。在50 ℃時(shí)水的潛熱為R134a 的15 倍[7]。然而，由于水蒸氣密度較低，需要較高的容積排量和壓比，所以壓縮級(jí)需要中間冷卻。吳迪等[8]研究了采用自然制冷劑水的高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，它的壓縮機(jī)吸氣溫度為80 ℃和壓比為4.2 時(shí)，排氣溫度約為120 ℃，系統(tǒng)的COP 值接近于5.0。

本仿真模擬采用R245fa（五氟丙烷），該制冷劑為無色透明易流動(dòng)液體，易揮發(fā)，不易燃且易獲取，蒸發(fā)潛熱值和比熱較大。在高溫?zé)岜孟到y(tǒng)中，該制冷劑在較高冷凝溫度下，冷凝壓力相對(duì)其它制冷劑較低，適用于現(xiàn)有熱泵系統(tǒng)。

1.2 熱泵系統(tǒng)對(duì)熱泵COP 影響研究

市場(chǎng)上的高溫?zé)岜么蟛糠盅h(huán)系統(tǒng)是單級(jí)的，主要區(qū)別是其應(yīng)用的制冷劑和壓縮機(jī)類型的不同。

在國(guó)外，HELMINGER 等[9]研究調(diào)查了使用R1336mzz（Z）作為制冷劑，安裝了IHX（中間換熱器）的單級(jí)高溫?zé)岜醚h(huán)系統(tǒng)。中間換熱器的使用，使得熱泵循環(huán)COP 值相比簡(jiǎn)單熱泵循環(huán)系統(tǒng)提高了4%～47%。WEMMERS 等[10]設(shè)計(jì)了以R600 為制冷劑的試驗(yàn)型熱泵，可以從60 ℃廢熱中吸收熱能產(chǎn)生低壓蒸汽（0.24 MPa，125 ℃）。該高溫?zé)岜孟到y(tǒng)裝設(shè)了再冷卻器，將循環(huán)水加熱到70～100 ℃，從而可以額外獲得160 kW 的制熱量，減少了壓縮機(jī)的耗功。

在國(guó)內(nèi)，YU 和ZHANG等[11-12]人報(bào)道了最大供熱溫度在100 ℃以上的高溫?zé)岜脤?shí)驗(yàn)研究。YU 等[11]使用雙渦旋壓縮機(jī)和BY- 4 制冷劑（近似共沸制冷劑混合物）測(cè)試了65～120 kW 制熱量的高溫?zé)岜眯阅?。?0～110 ℃供熱溫度和40 ℃?zhèn)鳠釡夭罘秶鷥?nèi)進(jìn)行研究，得出高溫?zé)岜肅OP 值為2.8～3.6。ZHANG 等[12]研究了一種新的二元近似共沸混合物BY- 5，將其應(yīng)用于具有渦旋壓縮機(jī)、儲(chǔ)液器和氣液分離器的單級(jí)高溫?zé)岜弥?。該熱泵提供?6～19 kW 的制熱功率，供熱溫度高達(dá)130 ℃。在80 ℃熱源溫度和130 ℃供熱溫度情況下，COP 值約為2.2。

1.3 熱泵蒸汽機(jī)組的實(shí)現(xiàn)方式

圖1 為兩級(jí)壓縮式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)系統(tǒng)原理圖，該系統(tǒng)包括蒸發(fā)器、閃蒸罐、水蒸氣壓縮機(jī)、冷凝器、膨脹閥、循環(huán)水泵和制冷劑壓縮機(jī)。

目前比較成熟的熱泵蒸汽機(jī)組有兩種熱泵蒸汽機(jī)組，分別是電加熱式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)和兩級(jí)壓縮式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)[13]。

電加熱式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)的蒸汽發(fā)生過程主要分為兩個(gè)階段，第一階段采用制冷劑循環(huán)和冷凝器換熱，加熱循環(huán)水至近沸點(diǎn)溫度，利用空氣和廢熱等低品位熱源的熱量，實(shí)現(xiàn)了能源的高效利用。第二階段采用電加熱方式，循環(huán)水在這一階段氣化并達(dá)到過熱狀態(tài)。

圖1 兩級(jí)壓縮式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)系統(tǒng)原理圖

兩級(jí)壓縮式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)，前一階段和電加熱式高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)相同，區(qū)別在于熱泵冷凝器循環(huán)水出口端增加了閃蒸罐，將高壓過熱狀態(tài)的熱水閃蒸，從而產(chǎn)生蒸汽。

2 熱泵蒸汽機(jī)仿真分析

2.1 熱泵蒸汽機(jī)計(jì)算模型

2.1.1 蒸汽壓縮機(jī)計(jì)算模型

級(jí)間注水式螺桿蒸汽壓縮機(jī)對(duì)整個(gè)熱泵蒸汽機(jī)系統(tǒng)循環(huán)有較大的影響，注水量須確保壓縮機(jī)出口蒸汽為飽和狀態(tài)。

2 級(jí)壓縮水蒸氣的質(zhì)量流量根據(jù)質(zhì)量守恒關(guān)系由下式計(jì)算得出：

式（1）中，ms,1為1 級(jí)壓縮時(shí)蒸汽的質(zhì)量流量；mj為級(jí)間注水質(zhì)量流量；ηv為體積效率。

根據(jù)能量平衡和等熵壓縮效率，可以由下式計(jì)算出壓縮機(jī)電功率：

式（2）中，hs,2為2 級(jí)等熵壓縮時(shí)的焓變；h"2為2 級(jí)壓縮飽和水蒸氣焓；ηs為等熵壓縮效率。

級(jí)間注水冷卻損失計(jì)算公式如下：

式（3）中，QS為級(jí)間注水冷卻損失；h"1為一級(jí)壓縮飽和排氣焓；h'1為一級(jí)壓縮排氣壓力對(duì)應(yīng)的飽和水焓。

2.1.2 換熱器計(jì)算模型

管殼式換熱器應(yīng)用于熱泵蒸汽機(jī)的冷凝器和蒸發(fā)器當(dāng)中。平板換熱器能量平衡方程為：

式（4）中，q為管殼式換熱器換熱量；Mc為冷流體端質(zhì)量流量；C是對(duì)應(yīng)工質(zhì)的比熱；tout和tin是冷流體端出口和進(jìn)口物流溫度；K為熱物流端管殼式換熱器傳熱系數(shù)；A為熱物流端管殼式換熱器有效換熱面積；△t為熱物流端溫度變化。

2.1.3 膨脹閥模型

制冷劑在經(jīng)過膨脹閥時(shí)進(jìn)出口焓值不變。制冷劑流過膨脹閥的質(zhì)量流量可由下式計(jì)算得出：

式（5）中，Ce為制冷劑質(zhì)量流量率；Ae為膨脹閥有效流量面積；ρe,in是膨脹閥進(jìn)口制冷劑密度；Pe,in和Pe,out為膨脹閥進(jìn)出口制冷劑壓力。

2.1.4 閃蒸器模型

閃蒸器用來儲(chǔ)存和分離水和蒸汽，為了保持蒸發(fā)壓力的穩(wěn)定，應(yīng)該使閃蒸器內(nèi)水蒸氣供應(yīng)與蒸汽壓縮機(jī)入口水蒸氣質(zhì)量流量相等。此閃蒸器內(nèi)質(zhì)量守恒關(guān)系為：

式（6）中，m5為熱泵冷凝器出口飽和水質(zhì)量流量；ms為儲(chǔ)存于閃蒸罐水的質(zhì)量流量，m8為蒸汽壓縮機(jī)入口蒸汽質(zhì)量流量；m6為進(jìn)入熱泵冷凝器循環(huán)水的質(zhì)量流量。閃蒸器能量守恒關(guān)系式為：

式（7）中，h5為熱泵冷凝器出口飽和水焓；h8是蒸汽壓縮機(jī)入口飽和水蒸氣焓；hs為閃蒸器內(nèi)飽和水焓；h6為進(jìn)入熱泵冷凝器飽和水焓。

2.1.5 熱泵蒸汽機(jī)COP 值及閃蒸率計(jì)算

高溫?zé)岜肅OP 值為冷凝器制熱量與熱泵總功耗的比值，可以通過下列式計(jì)算得出：

式（8）中，Qduty為冷凝器制熱量；WC為熱泵蒸汽機(jī)總耗功包括制冷劑壓縮機(jī)耗功；WS為蒸汽壓縮機(jī)耗功；WP1為循環(huán)水泵耗功；WP2為補(bǔ)水泵耗功。熱泵蒸汽機(jī)閃蒸率為蒸汽質(zhì)量流量與循環(huán)水質(zhì)量流量的比值。

2.2 Aspen Plus 軟件建模過程

本仿真采用Aspen Plus 仿真軟件進(jìn)行模擬，Aspen Plus 熱泵蒸汽機(jī)系統(tǒng)仿真連接如圖2 所示。圖中EVPRT 為蒸發(fā)器模塊，COMPR 為制冷劑循環(huán)模塊，CDS 為冷凝器模塊，VALVE 為膨脹閥模塊，F(xiàn)LASH 為閃蒸器模塊，PUMP1 為循環(huán)水泵模塊，PUMP2 為補(bǔ)水泵模塊，S- COMPR 為蒸汽壓縮機(jī)，HOTIN 和HOTOUT 為給水進(jìn)出口物流，F(xiàn)EED 為補(bǔ)水進(jìn)口物流，STEAM 為蒸汽出口物流。

Aspen Plus 對(duì)模塊的計(jì)算方法為序貫?zāi)K法，所有單元模塊依照一定的計(jì)算順序逐一求解，遇到循環(huán)物流，則需要反復(fù)迭代計(jì)算直至循環(huán)收斂。本仿真包括制冷劑循環(huán)和汽水循環(huán)，收斂方法采用韋格斯坦法，計(jì)算斷裂物流最快最可靠，最大迭代計(jì)算次數(shù)為30。先斷開物流S3 和S9，輸入初始參數(shù)達(dá)到斷開兩端數(shù)據(jù)收斂時(shí)，重新連接物流，并設(shè)置S3 和S9為撕裂流，由此完成兩個(gè)循環(huán)的收斂。

依據(jù)實(shí)際對(duì)熱泵機(jī)組的參數(shù)調(diào)研，水泵驅(qū)動(dòng)效率設(shè)置為70%，壓縮機(jī)等熵效率為75%，壓縮機(jī)機(jī)械效率為75%。依據(jù)工業(yè)蒸汽質(zhì)量流量需求，循環(huán)水質(zhì)量流量初始值設(shè)置為20.0 t/h。冷凝器和蒸發(fā)器均采用管殼式換熱器，規(guī)定冷凝器熱物流（制冷劑）端出口干度為0，蒸發(fā)器冷物流（制冷劑）端出口干度為1。閃蒸罐設(shè)置為絕熱系統(tǒng)，與外界無熱量交換，閃蒸負(fù)壓設(shè)置為0.095 MPa。蒸汽壓縮機(jī)采用兩級(jí)壓縮級(jí)間注水式壓縮機(jī)，如公式（1）所示級(jí)間注水質(zhì)量流量值與蒸汽質(zhì)量流量相關(guān)，級(jí)間注水流量的設(shè)置標(biāo)準(zhǔn)是確保排氣的過熱度在7 ℃以內(nèi)。在閃蒸負(fù)壓不變的情況下，設(shè)定蒸汽壓縮機(jī)壓比為1.6，得出蒸汽壓縮機(jī)排氣壓力為0.243 MPa。FEED 流股的補(bǔ)充水質(zhì)量流量設(shè)計(jì)值等于蒸汽質(zhì)量流量。

熱泵給水溫度的高低是影響熱泵性能的一個(gè)重要參數(shù)。本次仿真模擬了給水溫度在65 ℃、70 ℃、75 ℃和80 ℃條件下的高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)參數(shù)，然后研究每個(gè)工況下制冷劑質(zhì)量流量從7.36～11.04 t/h 變化對(duì)熱泵蒸汽機(jī)各參數(shù)的影響。記錄各個(gè)工況下的仿真數(shù)據(jù)，然后計(jì)算高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)制熱效率（COP 值）和閃蒸器閃蒸效率。

對(duì)于給水溫度在65 ℃以下的工況，制冷劑壓縮機(jī)排氣溫度不能滿足冷凝器換熱要求，即循環(huán)水溫度達(dá)不到閃蒸要求，所以選取給水溫度在65 ℃以上工況進(jìn)行靜態(tài)仿真模擬。

圖2 Aspen Plus 熱泵蒸汽機(jī)系統(tǒng)仿真連接圖

3 高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)仿真結(jié)果與分析

不同給水溫度條件下熱泵COP 值隨制冷劑流量變化曲線如圖3 所示，不同給水溫度條件下閃蒸率隨制冷劑流量變化曲線如圖4 所示，不同給水溫度條件下蒸汽溫度隨制冷劑流量變化曲線如5 所示，Tin為給水溫度。

從圖3 中可以看出，在不同給水溫度條件下，熱泵COP值隨制冷劑流量的變化趨勢(shì)。在給水溫度為75 ℃和80 ℃條件下，制冷劑流量為9.5 t/h 時(shí)熱泵COP 達(dá)到最佳值。在給水溫度為70 ℃條件下，制冷劑流量為9.7 t/h 時(shí)熱泵COP達(dá)到最佳值。在給水溫度為65 ℃條件下，熱泵COP 值隨制冷劑流量的增加而提高。由此可見，給水溫度在65 ℃以上時(shí)，隨著制冷劑流量的增加，熱泵COP 值存在最優(yōu)值。制冷劑流量過小會(huì)導(dǎo)致循環(huán)水吸熱量減少，從而降低熱泵制熱效率；制冷劑流量過大會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)功耗顯著增加，從而降低熱泵制熱效率。

圖3 不同給水溫度條件下熱泵COP 值隨制冷劑流量變化曲線

在圖4 中可以看出，在不同給水溫度條件下，熱泵蒸汽機(jī)閃蒸率隨制冷劑流量增加而提高。在給水溫度為80 ℃和制冷劑流量為11.04 t/h 時(shí)，閃蒸率達(dá)到3.08%。在制冷劑流量為9.4 t/h、給水溫度為65 ℃和70 ℃時(shí)，閃蒸率較為接近。

圖4 不同給水溫度條件下閃蒸率隨制冷劑流量變化曲線

圖5 不同給水溫度條件下蒸汽溫度隨制冷劑流量變化曲線

從圖5 中還可以看出，在給水溫度為65 ℃以上及制冷劑流量為9.2 t/h 時(shí)的蒸汽溫度能夠達(dá)到最高值。由此可見，在不同給水溫度條件下，隨著制冷劑流量的增大蒸汽溫度存在最高值。制冷劑流量過小會(huì)導(dǎo)致冷凝器制熱量減少，冷凝器出口水溫降低和蒸汽溫度下降；制冷劑流量過大會(huì)引起冷凝器換熱不充分，造成冷凝器出口水溫降低，從而導(dǎo)致蒸汽溫度下降。

4 結(jié)語

本研究以高溫蒸汽熱泵機(jī)組為對(duì)象，采用Aspen Plus 軟件搭建了包括水源熱泵、兩級(jí)壓縮式蒸氣壓縮機(jī)和閃蒸器等在內(nèi)的熱泵蒸汽機(jī)組靜態(tài)仿真模型。采用R245fa（五氟丙烷）為循環(huán)工質(zhì)，研究了給水溫度在65 ℃、70 ℃、75 ℃和80 ℃條件下，高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)系統(tǒng)參數(shù)隨制冷劑流量升高的變化趨勢(shì)。仿真結(jié)果表明：

1）在不同給水溫度條件下，高溫?zé)岜谜羝麢C(jī)的制冷劑流量越大，冷凝器制熱量、系統(tǒng)耗功和閃蒸率越高。在給水溫度為80 ℃和制冷劑流量為11.04 t/h 條件下，閃蒸率達(dá)到3.08%。

2）在不同給水溫度條件下，隨著制冷劑流量的增加，蒸汽溫度存在最大值。在給水溫度為80 ℃，制冷劑流量為9.2 t/h 時(shí)，蒸汽溫度可以達(dá)到136.26 ℃。

3）在給水溫度為65℃以上時(shí)，隨著制冷劑流量的增加，熱泵COP 值存在最佳值。當(dāng)給水溫度為80 ℃和制冷劑流量為9.5 t/h 時(shí)，熱泵COP 值達(dá)到2.279。