空分系統(tǒng)空氣壓縮余熱自利用性能優(yōu)化研究

榮楊一鳴，吳巧仙，周霞，方松，王凱，邱利民，植曉琴

（1 浙江大學(xué)制冷與低溫研究所，浙江杭州310027； 2 浙江省制冷與低溫技術(shù)重點實驗室，浙江杭州310027；

3杭州制氧機集團股份有限公司，浙江杭州310014）

引 言

隨著能源日益緊張，節(jié)能問題受到越來越多國家和地區(qū)的關(guān)注。作為工業(yè)領(lǐng)域最重要的動力源之一，空氣壓縮機廣泛應(yīng)用于冶金、電力、石油等工業(yè)，幾乎涉及了影響國民經(jīng)濟的各行各業(yè)。其中，大功率級空壓機的節(jié)能潛力巨大，得到了越來越多的關(guān)注[1-2]。在空壓機的典型運行工況中，只有15%的電能用于提升空氣壓力勢能，而其余能量均以低品位熱量的形式通過級間風(fēng)冷或水冷方式耗散[3]。在低溫空氣分離裝置中，空氣壓縮系統(tǒng)的中間冷卻過程占整個空分系統(tǒng)?損失的38%[4]。因此，實現(xiàn)壓縮過程低品位熱量的有效回收利用是提升壓縮系統(tǒng)能量利用率的關(guān)鍵。

空壓機余熱回收方法主要包括直接熱利用和能量品位提升兩種方式。目前大多數(shù)余熱利用案例都是通過直接熱利用的方法，即將熱量通過換熱器傳遞到水中，進行區(qū)域供暖或提供生活用水[3,5-6]。上海交通大學(xué)岑曦[3]對一臺250 kW噴油螺桿空壓機開展了余熱回收系統(tǒng)設(shè)計，對空壓機內(nèi)部油路和外部水冷換熱器進行了改造，將回收壓縮余熱用以加熱職工生活用水，每年節(jié)能費用約為60萬元。陸振乾等[7]針對阿特拉斯ZR400 型水冷無油螺桿空壓機進行了余熱回收系統(tǒng)設(shè)計，通過加裝板式換熱器對余熱進行回收用于辦公建筑采暖。計算結(jié)果表明，該方法每年可節(jié)省成本71 萬元，回收周期約為6 個月。另外，還有部分研究利用熱泵或制冷系統(tǒng)，將空壓機余熱進行能量品位提升?；粽琢x等[8]針對大型空分系統(tǒng)中多級離心壓縮機中的余熱利用方式進行了探究，比較了有機朗肯（ORC）發(fā)電、直接供熱和吸收式制冷三種方法的經(jīng)濟效益。結(jié)果表明三種方式產(chǎn)生的經(jīng)濟效益都較為顯著，其中，以單臺容量17×104m3/h 的三級壓縮空壓機為例，ORC 系統(tǒng)效率可達(dá)8.07%，年節(jié)能經(jīng)濟效益達(dá)到268萬元。

目前，上述兩種空壓機余熱利用方法在低溫空分領(lǐng)域[9]仍然沒有得到應(yīng)用示范。主要原因有：（1）空壓機出口處的空氣溫度僅約為100℃，屬于較低品位余熱，如何有效利用具有一定挑戰(zhàn)；（2）在大型工廠中，一般缺乏合適的場合通過直接熱利用方法來獲得收益，而依靠ORC 系統(tǒng)產(chǎn)生的電量由于負(fù)荷波動原因也很難并入電網(wǎng)。對于空分系統(tǒng)中的空壓流程，不僅要考慮低品位熱量的回收方法，更重要的是根據(jù)設(shè)備環(huán)境進行有效利用。本文提出了空壓余熱自利用系統(tǒng)，并分別從能量和經(jīng)濟性角度對系統(tǒng)進行了優(yōu)化分析，并對主要換熱部件進行了換熱過程分析。系統(tǒng)利用有機朗肯系統(tǒng)耦合蒸汽壓縮制冷循環(huán)（ORVC），將空壓機級間熱量通過有機朗肯循環(huán)作功驅(qū)動制冷循環(huán)，再將制冷量用于空壓機入口空氣冷卻，實現(xiàn)空壓余熱自利用和空壓機節(jié)能降耗的目的。

1 余熱自利用系統(tǒng)建模

1.1 系統(tǒng)介紹及參數(shù)設(shè)定

本文以6 萬空分規(guī)模中三級空氣壓縮流程為例，搭建了多級空壓余熱自利用系統(tǒng)模型。圖1 所示為傳統(tǒng)三級空分壓縮流程和帶ORVC系統(tǒng)的三級空分壓縮流程。其中，圖1（a）為傳統(tǒng)空分三級壓縮流程，主要包括空壓機和級間冷卻器。一般空分壓縮系統(tǒng)出口空氣壓力為0.6～0.7 MPa，每級壓縮機出口空氣溫度為100～120℃。為保證壓縮機正常運行，需要利用級間冷卻器對壓縮機入口空氣進行降溫，一般通過冷卻循環(huán)水將其降至40℃左右，而該部分熱量并未被得到利用。

圖1（b）所示為本文所提出的利用ORVC 制冷實現(xiàn)空壓余熱自利用的三級空氣壓縮流程。ORVC制冷系統(tǒng)由有機朗肯系統(tǒng)（ORC）和蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)（VCR）組成[10]，系統(tǒng)T-s圖如圖2所示。在ORC系統(tǒng)中，工質(zhì)泵加壓后的工質(zhì)（R4）通過流量控制策略，按不同流量分別通入三個高溫蒸發(fā)器HTE1、HTE2 和HTE3，以保證高溫蒸發(fā)器的工質(zhì)側(cè)出口狀態(tài)（R1）相同。在該過程中，工質(zhì)吸收空壓機出口空氣余熱變?yōu)檫^熱蒸氣，驅(qū)動透平膨脹機EXPAN 做功，并將功傳輸至制冷壓縮機RECOM 以驅(qū)動制冷循環(huán)。透平膨脹機和壓縮機間采用同軸設(shè)計，可假定其傳輸效率為100%。膨脹后工質(zhì)（R2）經(jīng)過冷凝器CON1，被冷卻水冷卻后進入過冷狀態(tài)（R3），并返回至工質(zhì)泵完成ORC循環(huán)。在VCR系統(tǒng)中，節(jié)流后工質(zhì)（R8）按一定的冷量分配原則送入三個低溫蒸發(fā)器LTE1、LTE2 和LTE3 內(nèi)，進而冷卻各級空壓機的入口空氣，工質(zhì)隨后達(dá)到過熱狀態(tài)（R5）。根據(jù)文獻[11]中的理論計算，將有限的冷量優(yōu)先分配在空氣壓力較低的空壓機入口，節(jié)能效果更好。因此在該系統(tǒng)設(shè)計中按如下原則分配冷量：在VCR 系統(tǒng)制冷量不充足的情況下，優(yōu)先將冷量用于冷卻低壓空氣。此外，設(shè)計中冷凝器CON2與CON1中工質(zhì)冷凝壓力保持相同。

圖1 傳統(tǒng)三級空分壓縮流程（a）和帶ORVC系統(tǒng)的三級空分壓縮流程（b）Fig.1 Conventional 3-stage air compression process in an air separation unit(a)and 3-stage air compression process combined with ORVC system(b)

圖2 有機朗肯-蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)T-s圖Fig.2 T-s diagram of organic Rankine-vapor compression refrigeration system

為簡化分析，采用以下假設(shè)：（1）原料氣體視為干空氣和水的混合物；（2）系統(tǒng)運行在穩(wěn)定工況，入口空氣參數(shù)保持不變；（3）忽略設(shè)備間的管道壓降；（4）忽略膨脹機與制冷壓縮機間的功傳輸損失。

三級空壓余熱自利用系統(tǒng)的主要參數(shù)如表1所示。為便于比較，空氣側(cè)壓力參數(shù)與傳統(tǒng)空壓流程保持一致。根據(jù)實際工況經(jīng)驗數(shù)據(jù)，傳統(tǒng)三級壓縮系統(tǒng)級間冷卻器空氣出口溫度一般為40℃，級間壓力損失一般為8 kPa。在加入余熱自利用系統(tǒng)后，由于級間空氣換熱量基本不變，因此模型中壓力損失也設(shè)定為8 kPa。在ORVC系統(tǒng)中，選擇R245fa為運行工質(zhì)，高溫蒸發(fā)溫度設(shè)定為70℃，低溫蒸發(fā)溫度設(shè)定為12℃，以匹配空氣熱源工況。此外，按參考文獻中范圍取值，空壓機、制冷壓縮機和透平膨脹機的效率均假定為85%[12]。值得注意的是，隨著原料氣體相對濕度的變化，在空氣冷卻過程中可能會產(chǎn)生冷凝水，因此在建模過程中需考慮其對換熱的影響。

表1 三級空壓余熱自利用系統(tǒng)主要參數(shù)Table 1 Main parameters of 3-stage air compression heat self-utilization system

1.2 系統(tǒng)物理模型

為便于比較節(jié)能及經(jīng)濟性效果，利用MATLAB對傳統(tǒng)空壓系統(tǒng)和空壓余熱自利用系統(tǒng)分別進行建模。首先對主要部件包括空壓機、級間冷卻器、蒸發(fā)器、制冷壓縮機、膨脹機、工質(zhì)泵分別進行模塊建模，其中所涉及的各物質(zhì)物性均使用Refprop物性數(shù)據(jù)庫[13]進行調(diào)用，最后按實際系統(tǒng)流程將多部件進行耦合建模，求解最終結(jié)果。

空壓機采用等熵壓縮模型，根據(jù)入口溫度及壓力求解出口溫度及壓縮功耗：

式中，Tin為空壓機入口溫度，K；π 為空壓機的進出口壓比；ηis,COM為空壓機等熵效率；y 為絕熱指數(shù)，取1.4；h 為氣體焓值，kJ/kg，取決于進出口的溫度T與含濕量d（g/kg），忽略壓力對焓值影響。

級間冷卻器中冷熱流體分別為水和壓縮空氣，按實際工況假設(shè)進出口水溫分別為32℃和37℃。該模型考慮了空氣中冷凝水出現(xiàn)的可能，其求解模型如下：

式中，cp,a和cp,w分別為濕空氣和水的比熱容，kJ/(kg·K)；Tdew為入口空氣的露點溫度。

膨脹機與制冷壓縮機同空壓機模型一樣[14-15]，同樣采用等熵膨脹（壓縮）模型。它們的出口溫度及輸出功（功耗）分別為:

式中，ηEXPAN和ηRECOM分別為膨脹機和制冷壓縮機等熵效率。

蒸發(fā)器為該系統(tǒng)中最重要的換熱設(shè)備，包含高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器，均采用管殼式換熱器[16]，分別用于從壓縮空氣取熱用以驅(qū)動ORC 系統(tǒng)和傳遞VCR 系統(tǒng)冷量至壓縮空氣。蒸發(fā)器采用有限差分模型，其基本網(wǎng)格劃分示意圖如圖3 所示。將換熱器根據(jù)換熱面積平均分為k=20個網(wǎng)格，各網(wǎng)格內(nèi)控制方程主要包括物質(zhì)和能量守恒方程及熱量傳遞方程。

圖3 蒸發(fā)器有限差分模型劃分網(wǎng)格Fig.3 Finite difference model grid in evaporators

物質(zhì)守恒：

如式（9）所示，當(dāng)空氣溫度低于露點溫度時，空氣相對濕度為RH = 100%，此時含濕量需根據(jù)溫度和壓力進行計算。

能量守恒：

式中，qi為熱通量,kW/m2;Ai為第i單元格的換熱面積，m2。在模型中每個單元格換熱面積相等，因此有:

式中,Atotal為蒸發(fā)器總換熱面積。

熱量傳遞方程：

式中，Ui為傳熱系數(shù)，其計算不考慮污垢熱阻，kW/(m2·K)；λ 為熱導(dǎo)率，kW/(m·K)，按鋁的熱導(dǎo)率0.237 kW/(m·K)取。蒸發(fā)器中大部分換熱區(qū)域的工質(zhì)均處于兩相區(qū)，因此工質(zhì)側(cè)的傳熱系數(shù)采用Liu-Winterton沸騰公式[17]進行計算。

針對不同熱量輸入工況，需要匹配計算相對應(yīng)的工質(zhì)流量，以保證蒸發(fā)器進出口狀態(tài)穩(wěn)定，計算流程如圖4 所示。需要注意的是，除換熱器冷熱流體狀態(tài)參數(shù)外，輸入?yún)?shù)還包括換熱器尺寸參數(shù)，包括管外徑do，管內(nèi)徑di，管間距pt，殼直徑Ds，擋板間距l(xiāng)b以及換熱器總長度L。在本模型中，除換熱器總長度L 外，其他尺寸參數(shù)均設(shè)為定值：do=19 mm，di=16.6 mm，pt=23.75 mm，Ds=800 mm，lb=500 mm[18]。需要注意的是，這里的換熱器總長度L 只是為了方便計算換熱器面積，從而計算其經(jīng)濟成本而設(shè)定的，并不代表用于實際工業(yè)生產(chǎn)的換熱器長度。

冷凝器型式為板式換熱器，采用循環(huán)水進行冷卻。為便于計算，冷卻水進出口溫度與級間冷卻器相同，分別設(shè)定為25℃和30℃。已知冷凝器中工質(zhì)側(cè)流量及進出口溫度，模型求解目標(biāo)可簡化為傳熱面積與冷卻水流量。

求解模型為：

式中，LMTD 為對數(shù)平均溫差，t 為板片厚度，取3 mm；另外，工質(zhì)側(cè)大部分處于兩相區(qū)，傳熱系數(shù)hr利用Liu-Winterton 沸騰公式進行計算，由于冷凝器中工質(zhì)大部分區(qū)域都處于兩相區(qū)，干度按照從0到1基本呈線性變化，為簡化計算這里取平均值為0.5；冷水側(cè)傳熱系數(shù)hw利用Gnielinski 公式[19]進行計算。

整體系統(tǒng)建模能量守恒計算流程如圖5 所示。通過二分法調(diào)整LTE2 和LTE3 的換熱器長度，使得系統(tǒng)制冷量QCOLD與耗冷量QCONSUME平衡，最終完成整體系統(tǒng)計算。需要注意的是，計算過程中改變換熱器長度是出于迭代收斂的需求，最終是為求取換熱器中的工質(zhì)流量，而系統(tǒng)本身換熱器長度并不改變，因此換熱器設(shè)備成本應(yīng)仍按照初始尺寸進行計算。最終得到系統(tǒng)熱力學(xué)性能指標(biāo)節(jié)能率：

圖4 蒸發(fā)器計算流程Fig.4 Flow chart of evaporator calculation

圖5 系統(tǒng)能量守恒計算流程Fig.5 Calculation flow chart of system energy conservation

式中，WCON和WORVC分別為傳統(tǒng)空壓系統(tǒng)功耗和空壓余熱自利用系統(tǒng)功耗，kW。

1.3 經(jīng)濟性分析模型

通過優(yōu)化確定各設(shè)備的尺寸之后，可以通過技術(shù)經(jīng)濟分析計算得到各設(shè)備的設(shè)備成本，綜合考慮直接成本（設(shè)計、應(yīng)急開支等）和間接成本（設(shè)備安裝、管道布置、電氣控制等），可計算得到整體系統(tǒng)的新增投資成本。整體系統(tǒng)新增投資成本計算公式為[20]：

式中, fL為考慮直接成本和間接成本的成本因子，取值為4.7[21]；Ce為各設(shè)備的初始投資成本，kUSD，計算公式如表2所示；CEPCI為化工設(shè)備成本指數(shù)，CEPCI2000取值為394，CEPCI2019取值為607.5。

經(jīng)濟性分析主要指標(biāo)參數(shù)包括生命周期節(jié)省成本（LCS）、年度節(jié)省成本（CS），回收周期（PBT）和節(jié)省能量平均成本（LCOE）[11,23]。生命周期節(jié)省成本的計算公式為：

式中，DR 為貼現(xiàn)率，取值為2.25%[24]；IR 為通貨膨脹率，取值為2.28%[25]；n 為系統(tǒng)生命周期，取值為25年。

年度節(jié)省成本為：

式中，wh為年工作時長，取值為8000 h；EP為平均電價，取值為0.08 USD/(kW·h)[26];CO&M為運行及維護成本，取值為0.04Ctotal[20]。

回收周期為：

節(jié)省能量平均成本為：

2 螢火蟲算法優(yōu)化

本文針對較潮濕地區(qū)和較干旱地區(qū)的典型空氣濕度條件（相對濕度分別為RH=70% 和RH=30%），以生命周期節(jié)省成本（LCS）為目標(biāo)參數(shù)，蒸發(fā)器（HTE1～3，LTE1～3）換熱面積為優(yōu)化參數(shù)，對系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計。優(yōu)化算法采用螢火蟲算法[27]，取螢火蟲數(shù)量為20。該優(yōu)化算法屬于一種啟發(fā)式算法，將螢火蟲亮度與目標(biāo)參數(shù)相關(guān)聯(lián)，相較于遺傳算法具有更快的收斂速度。為提高計算效率，需對蒸發(fā)器長度設(shè)定約束條件：

同時，采用懲罰函數(shù)法將有約束問題轉(zhuǎn)化為無約束問題，懲罰因子取值108。

螢火蟲的吸引力定義為：

式中，β0為r=0 處的吸引力，取值為1；γ 取值為1；r為兩只螢火蟲之間的笛卡爾距離。

螢火蟲i 被更具吸引力的螢火蟲j 吸引的位置更新公式為：

式中，τ 為螢火蟲位置的整體更新代數(shù)，最大值取500 代；α 為隨機化參數(shù)，這里使用受控隨機化，使其隨迭代數(shù)的增加而逐漸減??；為滿足約束條件的均勻分布的隨機向量。

表2 新增設(shè)備初始投資成本計算公式Table 2 Newly added equipment initial investment costs calculation formula

3 結(jié)果與討論

3.1 優(yōu)化過程與結(jié)果

圖6 給出了較潮濕地區(qū)（相對濕度70%）和較干旱地區(qū)（相對濕度30%）的優(yōu)化過程。可以看出，兩個優(yōu)化過程大概都在第200 次迭代時趨于收斂，且在100 次迭代后目標(biāo)參數(shù)生命周期節(jié)省成本LCS 的變化不大，基本呈現(xiàn)穩(wěn)定趨勢。

圖6 不同入口空氣條件系統(tǒng)蒸發(fā)器尺寸優(yōu)化過程Fig.6 Optimization process of evaparotars in the system with different inlet air condition

表3 給出了較潮濕地區(qū)（相對濕度70%）和較干旱地區(qū)（相對濕度30%）系統(tǒng)優(yōu)化后的各設(shè)備成本及相應(yīng)計算參數(shù)。相較于較干旱地區(qū)工況，在較潮濕地區(qū)下所需低溫蒸發(fā)器總換熱面積更大，同時膨脹作功增加。這是由于在空氣相對濕度較大時，換熱器中產(chǎn)生冷凝水并釋放蒸發(fā)潛熱，因此熱負(fù)荷和制冷量都相應(yīng)增加。各設(shè)備成本占總成本的比例如圖7所示。其中，設(shè)備成本占比最大的為膨脹機，在相對濕度為70%和30%的工況下分別為37.4%和34.6%。另外，第三級壓縮機入口處低溫蒸發(fā)器HTE3 的設(shè)備成本占比在兩種工況下都較小，這是因為系統(tǒng)制冷量優(yōu)先為第一、二級空壓機入口提供冷量，而用于第三級壓縮機入口冷卻的冷量非常小，可忽略不計。因此，為節(jié)省成本并降低系統(tǒng)復(fù)雜性，在系統(tǒng)設(shè)計中可考慮省略低溫蒸發(fā)器HTE3。

表3 優(yōu)化系統(tǒng)中各設(shè)備成本及計算參數(shù)Table 3 Equipment costs and calculation parameters in the optimized system

表4給出了較潮濕地區(qū)和較干旱地區(qū)下該系統(tǒng)優(yōu)化后的節(jié)能率和經(jīng)濟性指標(biāo)。入口空氣相對濕度為70%時（即較潮濕地區(qū)），系統(tǒng)回收周期為4.4年，比相對濕度30%時的系統(tǒng)回收周期縮短近1 年時間，總節(jié)省成本將近1870 kUSD。兩種工況下節(jié)能率接近，分別為4.6%和4.2%。結(jié)果顯示，無論從能源利用的角度還是經(jīng)濟性角度，該系統(tǒng)在較潮濕地區(qū)可產(chǎn)生較好節(jié)能效果。值得注意的是，潮濕環(huán)境在帶來較高熱源熱量的同時，還可能會造成換熱器中冷凝水增加，進而增加空壓機運行風(fēng)險。因此，在實際設(shè)計過程中需要綜合考慮該因素的影響。

3.2 系統(tǒng)熱力學(xué)分析

圖7 不同入口空氣濕度條件優(yōu)化后系統(tǒng)各設(shè)備成本占比Fig.7 The proportion of each equipment cost of optimized system with different inlet air humidity conditions

表4 不同入口空氣濕度條件下空壓余熱自利用系統(tǒng)優(yōu)化后熱力學(xué)及經(jīng)濟性指標(biāo)Table 4 Thermodynamic and economic index of optimized air compression heat self-utilization system with different inlet air humidity conditions

圖8 分別給出了較潮濕地區(qū)（RH=70%）和較干旱地區(qū)（RH=30%）系統(tǒng)優(yōu)化后的空壓余熱能量傳遞與轉(zhuǎn)換流程圖。可以看出，在不同入口相對濕度時，余熱能量傳遞與轉(zhuǎn)換過程中能流分布基本一致。在較潮濕地區(qū)和較干旱地區(qū)，系統(tǒng)余熱利用率基本相同，分別為51.6%和50.0%，即近一半空壓機熱量被利用，剩余更低品位熱量仍通過級間冷卻器排出。在較潮濕地區(qū)，系統(tǒng)中低溫蒸發(fā)器LTE3 中沒有能量交換。這是因為在該工況下系統(tǒng)制取的冷量全部用于前兩級空壓機入口空氣冷卻，沒有額外冷量用于第三級空壓機，因此在實際工程應(yīng)用中可取消該蒸發(fā)器。如表4 所示，較潮濕工況下該系統(tǒng)節(jié)能率略高于較干旱工況下。這是因為節(jié)能率與系統(tǒng)制冷量是相關(guān)聯(lián)的，在相對濕度較高工況下的膨脹機作功稍高，因此制冷量也相應(yīng)增加，如圖8所示。

圖9 和圖10 分別給出了入口空氣相對濕度為70%和30%工況下，蒸發(fā)器換熱過程中的溫度和熱通量隨無量綱換熱器面積的變化曲線。由圖9(a)和圖10（a）可以看出，兩種工況條件下高溫蒸發(fā)器中空氣溫度分布曲線除入口外大部分區(qū)域均相似，窄點溫差都約為3.5℃且出口溫度類似。另外，結(jié)果顯示越接近換熱器進出口熱通量越大，主要是因為過熱和過冷區(qū)的工質(zhì)與空氣溫差更大。

由圖9（b）可以看出，在入口空氣相對濕度70%時，低溫蒸發(fā)器LTE3 沒有熱流分布，因此第三級壓縮機出口溫度較其他兩級稍高。低溫蒸發(fā)器LTE1和LTE2 中的入口工質(zhì)處于兩相區(qū)，與空氣溫差較小，出口工質(zhì)處于過熱區(qū)，與空氣溫差較大，熱通量也較高?？梢钥闯?，兩蒸發(fā)器的窄點溫差即為入口工質(zhì)與空氣溫差，均約為3℃，窄點溫差出現(xiàn)在換熱器工質(zhì)入口的原因是因為低溫蒸發(fā)器的入口即處于兩相區(qū)，且干度較小，此時根據(jù)Liu-Winterton 沸騰公式計算得到的熱通量較小，大部分熱傳遞發(fā)生在空氣入口及工質(zhì)出口處。相較于高溫蒸發(fā)器，低溫蒸發(fā)器平均熱通量都較低。這主要因為低溫蒸發(fā)器中工質(zhì)壓力僅為89 kPa，遠(yuǎn)低于高溫蒸發(fā)壓力610 kPa。根據(jù)Cooper 池沸騰傳熱公式[28]可知，較低壓力會影響傳熱系數(shù)的大小，因此造成低溫蒸發(fā)器內(nèi)熱通量普遍較低。

與入口空氣相對濕度70%工況不同的是，相對濕度為30%工況下低溫蒸發(fā)器LTE3 在系統(tǒng)中發(fā)揮了部分冷卻作用。由圖10（b）可以看出，LTE3 中空氣出口溫度約為32℃，遠(yuǎn)高于蒸發(fā)器LTE1 和LTE2的出口溫度，熱通量也高于蒸發(fā)器LTE1 和LTE2。這主要是因為系統(tǒng)制冷量大部分分配于LTE1 和LTE2中，只有少量冷量通過工質(zhì)分配于LTE3中，因此其出口空氣溫度仍然較高?？梢钥闯?，在空氣冷卻過程中蒸發(fā)器LTE3 起到的作用并不明顯，因此在實際工程中也可以考慮將其省略。

圖8 不同入口空氣相對濕度下空壓余熱的能量傳遞與轉(zhuǎn)換流程(單位：kW)Fig.8 Flow chart of energy transfer and conversion of compression heat with different inlet air relative humidity

4 結(jié) 論

針對目前大規(guī)?？辗窒到y(tǒng)內(nèi)多級空壓過程中產(chǎn)生大量余熱未被利用的問題，本文提出了多級空壓余熱自利用系統(tǒng)，通過有機朗肯-蒸汽壓縮制冷系統(tǒng)將熱量回收制取冷量并冷卻空壓機入口空氣，達(dá)到降低空壓機功耗的目的。通過螢火蟲算法對不同入口空氣濕度條件下的系統(tǒng)進行經(jīng)濟性優(yōu)化和熱力學(xué)分析，主要得到以下結(jié)論。

（1）通過合理的優(yōu)化設(shè)計，多級空壓余熱自利用系統(tǒng)可以降低空壓過程能耗。在入口空氣相對濕度為70%和30%時，節(jié)能率分別可達(dá)到4.6%和4.2%。對于目前發(fā)展已較為成熟的壓縮系統(tǒng)來說，該壓縮效率提升幅度較為顯著。

（2）在不同入口空氣相對濕度條件下，系統(tǒng)產(chǎn)生的經(jīng)濟效益和回收周期略有不同。在典型的相對濕度為70%工況下，該系統(tǒng)在全生命周期內(nèi)總節(jié)省成本可達(dá)11.3×106USD，回收周期為4.4 年，具有較好的經(jīng)濟效益。

圖9 入口空氣相對濕度70%工況下系統(tǒng)的溫度和熱通量分布Fig.9 Temperature and heat flux distribution in the high temperature evaporator(a)and low temperature evaporator(b)with the condition of inlet air relative humidity 70%

圖10 入口空氣相對濕度30%工況下系統(tǒng)的溫度和熱通量分布Fig.10 Temperature and heat flux distribution in the high temperature evaporator(a)and low temperature evaporator(b)with the condition of inlet air relative humidity 30%

（3）第三級壓縮機入口的低溫蒸發(fā)器發(fā)揮作用較小，在實際系統(tǒng)設(shè)計過程中，可考慮將其省略，以降低系統(tǒng)復(fù)雜性。

從經(jīng)濟性和熱力學(xué)分析結(jié)果綜合來看，該系統(tǒng)在潮濕環(huán)境中具有更好的節(jié)能效果。不過，本文并未考慮潮濕環(huán)境對空壓機葉輪壽命造成的負(fù)面影響，因此實際應(yīng)用中需對節(jié)能率和空壓機壽命進行綜合考慮。此外，本文暫未考慮入口空氣溫濕度變化對系統(tǒng)性能的影響，未來擬針對空氣變工況因素對系統(tǒng)的影響進行更貼合實際過程的優(yōu)化分析，為工業(yè)應(yīng)用提供更具操作價值的指導(dǎo)意見。

符 號 說 明

A——換熱面積，m2

C——成本，kUSD

Ce——設(shè)備成本，kUSD

CS——年節(jié)省成本，kUSD

cp——比熱容，kJ/(kg·K)

d——含濕量，g/kg

EP——平均電價，USD/(kW·h)

ESR——節(jié)能率

h——焓，kJ/kg

k——蒸發(fā)器劃分網(wǎng)格數(shù)

LCOE——節(jié)省能量平均成本，USD/(kW·h)

LCS——生命周期節(jié)省成本，kUSD

LMTD——對數(shù)平均溫差，K

m˙——質(zhì)量流量，kg/s

P——壓力，kPa

PBT——回收周期，a

Q——熱量，kW

q——熱通量，kW/m2

RH——空氣相對濕度

ST——過熱度或過冷度，K

T——溫度，℃

U——總傳熱系數(shù)，kW/(m2·K)

W——功率，kW

η——等熵效率,%

λ——熱導(dǎo)率，kW/(m·K)

下角標(biāo)

a——空氣

C——冷凝過程

CON——傳統(tǒng)空壓流程

feed——除濕入口空氣

H——高溫蒸發(fā)過程

in——進口狀態(tài)

is——等熵過程

L——低溫蒸發(fā)過程

out——出口狀態(tài)

r——制冷工質(zhì)

total——整體壓縮系統(tǒng)

w——水