新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)熱力學(xué)分析

彭景平，葛云征，陳鳳云，劉蕾，吳浩宇，劉偉民*

( 1. 自然資源部第一海洋研究所 海洋工程環(huán)境研究中心，山東 青島 266061)

1 引言

海洋溫差能轉(zhuǎn)換的實質(zhì)是將儲存在海水中的太陽能轉(zhuǎn)換成為電能[1-2]，海洋覆蓋地球約71%的面積，是巨大太陽能接收器。海洋是地球上巨大的可再生能源載體，而溫差能是諸多海洋能中儲量最大的可再生能源[3]。隨著常規(guī)化石能源的緊缺和造成的環(huán)境污染問題日益嚴重，而海洋溫差能又具備受季節(jié)及晝夜的影響小、儲量大和穩(wěn)定性好的優(yōu)勢，海洋溫差能開發(fā)利用倍受國際研究者的青睞[4]。但是由于表層海水與深層海水僅有約為15～25℃的溫差，可利用理論循環(huán)熱效率通常為3%～5%[5-6]。提高海洋溫差能利用熱效率成為國內(nèi)外研究人員的研究重點和方向。

國內(nèi)外學(xué)者對提升海洋溫差能發(fā)電系統(tǒng)利用效率方面做了一些研究，包括工質(zhì)選取和熱力循環(huán)形式等方面。Chen 等[7]對朗肯循環(huán)進行了理論和試驗研究，分析了R717、R22、R125、R134a、R152a 和R245fa6中工質(zhì)在不同透平進口壓力下的循環(huán)熱效率，研究結(jié)果表明R717 是海洋溫差能最適合的工質(zhì)。黃靖倫等[8]采用R245fa/R123 非共沸混合工質(zhì)對有機朗肯循環(huán)余熱回收系統(tǒng)的熱力性能進行了研究，分析了分別采用R245fa、R123 單工質(zhì)和R245fa/R123 混合工質(zhì)循環(huán)系統(tǒng)的熱力性能，結(jié)果顯示混合工質(zhì)可提高系統(tǒng)的?效率。Aydin 等[9]開展了采用太陽能再熱提高朗肯循環(huán)效率的研究，研究結(jié)果表明在透平進口設(shè)置太陽能再熱可以使循環(huán)效率從1.9%提高到3%。Kusuda等[10]對雙級朗肯循環(huán)進行了研究，研究結(jié)果顯示雙級朗肯循環(huán)系統(tǒng)可以減小換熱器內(nèi)的不可逆損失，有利于提高循環(huán)系統(tǒng)的輸出功。Kalina[11]在1984 年提出了一種新的熱力循環(huán)系統(tǒng)，該循環(huán)系統(tǒng)熱效率是朗肯循環(huán)的1.6～1.9 倍。Uehara 等[12]提出了一種新型高效海洋溫差能熱力循環(huán)，采用氨-水非共沸混合工質(zhì)，采用了兩個透平，并采用了中間抽氣回?zé)岬姆椒?，系統(tǒng)循環(huán)熱效率高于Kalina 循環(huán)[13-14]。Yuan 等[15-16]通過在循環(huán)系統(tǒng)中安裝引射器對Uehara 循環(huán)加以改進，采用氨水再熱-引射吸收的方法提高循環(huán)效率，研究結(jié)果表明溫差為24℃時，循環(huán)效率達到5.27%，循環(huán)熱效率高于Uehara 循環(huán)。Yoon等[17]提出了一種帶有兩級透平和回?zé)崞鞯膯喂べ|(zhì)海洋熱能轉(zhuǎn)換熱力循環(huán)，通過對透平效率、換熱器壓降、透平出口壓力等參數(shù)分析系統(tǒng)性能，研究結(jié)果表明系統(tǒng)熱效率略高于Uehara 循環(huán)。

目前，有關(guān)蒸發(fā)壓力、工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)等因素對海洋溫差能熱力循環(huán)效率的研究較少，本文提出一種新的采用非共沸工質(zhì)海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)，選取蒸發(fā)壓力、工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)、蒸發(fā)冷凝溫度參數(shù)對循環(huán)系統(tǒng)進行熱力分析。

2 熱力循環(huán)系統(tǒng)介紹

本文提出的高效海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)由一個主循環(huán)和兩個熱回收支路構(gòu)成，選取R134a/R123混合物作為系統(tǒng)工質(zhì)，其原理圖和T-S-w圖如圖1、圖2 所示。循環(huán)系統(tǒng)由蒸發(fā)器、氣液分離器、兩級透平發(fā)電機、工質(zhì)泵、回?zé)崞?、吸收器和冷凝器組成。其工作原理為：蒸發(fā)器中表層熱海水將混合工質(zhì)加熱成為氣液兩相混合溶液，氣液兩相混合工質(zhì)在氣液分離器中分離為氣相和液相，氣相工質(zhì)蒸氣進入透平做功，液相工質(zhì)溶液進入熱回收支路。工質(zhì)蒸氣在第一級透平做功后的乏氣，有少部分抽出進入抽氣熱回收支路，剩余的乏氣進入第二級透平做功。在吸收器中兩條熱回收支路的工質(zhì)與第二級透平排出的乏氣混合進入冷凝器，深層冷海水將混合工質(zhì)冷卻為液態(tài)后，由工質(zhì)泵輸送到回?zé)嶂坊責(zé)崞鬟M行預(yù)熱，然后進入蒸發(fā)器進入下一次循環(huán)。兩條熱回收支路通過回?zé)崞?、2、3 回收利用分離器分離出的液態(tài)工質(zhì)和雙級透平中間抽氣的熱量，可有效提高循環(huán)系統(tǒng)的熱效率。

圖1 新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)原理示意圖Fig. 1 Schematic diagram of new ocean thermal energy conversion regenerative cycle system

圖2 新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)T-S-w 圖Fig. 2 T-S-w diagram of new ocean thermal energy conversion regenerative cycle

3 仿真模型建立

3.1 數(shù)值模型

在分析提出的循環(huán)熱力過程中的各節(jié)點位置如圖1 所示。在數(shù)值計算過程中，為了在理論研究中可以明確循環(huán)熱力過程中各基本熱力參數(shù)關(guān)系，定量分析提出的熱力循環(huán)系統(tǒng)，擬進行以下簡化假設(shè)：

（1）循環(huán)系統(tǒng)中各分離、交匯處的蒸氣壓力相同；

（2）冷凝器出口的工質(zhì)為飽和液體；

（3）分離器分離出的液體和氣體均為飽和狀態(tài)；

（4）兩級透平內(nèi)的氣態(tài)工質(zhì)和工質(zhì)泵內(nèi)的液態(tài)工質(zhì)均為等熵過程；

（5）換熱器的窄點端差選取2℃。

根據(jù)質(zhì)量守恒和能量守恒方程，系統(tǒng)中主要設(shè)備的數(shù)值模型建立如下：

蒸發(fā)器和冷凝器的能量守恒方程可以表示為

式中，Qe為蒸發(fā)器換熱量，單位：kW；cw為溫海水比熱，單位：kJ/(kg·℃)；mw為溫海水質(zhì)量流量，單位：kg/s；Twi為蒸發(fā)器進口溫海水溫度， 單位：℃；Two為蒸發(fā)器出口溫海水溫度， 單位：℃；m1為蒸發(fā)器出口（1 點）工質(zhì)質(zhì)量流量，單位：kg/s；h1為蒸發(fā)器出口（1 點）工質(zhì)焓值，單位：kJ/kg；h11為蒸發(fā)器進口（11 點）工質(zhì)焓值，單位：kJ/kg；Qc為冷凝器換熱量，單位：kW；cc為冷海水比熱，單位：kJ/(kg· ℃)；mc為冷海水質(zhì)量流量，單位：kg/s；Tci為冷凝器進口溫海水溫度， 單位：℃；Tco為冷凝器出口冷海水溫度， 單位：℃；m5為冷凝器出口（5 點）工質(zhì)質(zhì)量流量，單位：kg/s；h5為冷凝器出口（5 點）工質(zhì)焓值，單位：kJ/kg；h6為冷凝器進口（6 點）工質(zhì)焓值，單位：kJ/kg。

系統(tǒng)中3 個回?zé)崞鞯哪芰渴睾惴匠炭梢员硎緸槭街校琺8為回?zé)崞? 進口（8 點）混合工質(zhì)溶液的質(zhì)量流量，單位：kg/s；h8為回?zé)崞? 進口（8 點）混合工質(zhì)溶液的焓值，單位：kJ/kg；h9為回?zé)崞? 出口（9 點）混合工質(zhì)溶液的焓值，單位：kJ/kg；m13為回?zé)崞? 進口（13 點）低濃度工質(zhì)溶液的質(zhì)量流量，單位：kg/s；h13為回?zé)崞? 進口（13 點）低濃度工質(zhì)溶液的焓值，單位：kJ/kg；h14為回?zé)崞? 出口（14 點）低濃度工質(zhì)溶液的焓值，單位：kJ/kg；m9為回?zé)崞? 進口（回?zé)崞? 出口，9 點）混合工質(zhì)溶液的質(zhì)量流量，單位：kg/s；h10為回?zé)崞? 出口（10 點）混合工質(zhì)的焓值，單位：kJ/kg；h16為回?zé)崞? 出口（16 點）抽氣工質(zhì)的焓值，單位：kJ/kg；m10為回?zé)崞? 進口（10 點）混合工質(zhì)溶液的質(zhì)量流量，單位：kg/s；h11為回?zé)崞? 出口（11 點）混合工質(zhì)溶液的焓值，單位：kJ/kg；h12為回?zé)崞? 進口（12 點）低濃度工質(zhì)溶液的焓值，單位：kJ/kg。

氣液分離器的質(zhì)量守恒方程和能量守恒方程可表示為

式中，m2為一級透平進口（2 點）氣相工質(zhì)質(zhì)量流量，單位：kg/s；m12為分離器液相出口（12 點）工質(zhì)質(zhì)量流量， 單位：kg/s；h2為一級透平進口（2 點）氣相工質(zhì)焓值，單位：kJ/kg；h12為分離器液相出口（12 點）工質(zhì)焓值， 單位：kJ/kg。

吸收器的能量守恒方程可表示為

式中，m5為冷凝器進口混合工質(zhì)的質(zhì)量流量，單位：kg/s；h5為冷凝器進口混合工質(zhì)的焓值，單位：kJ/kg；m4為二級透平出口高濃度R134a 蒸氣的質(zhì)量流量，單位：kg/s；h4為二級透平出口高濃度R134a 蒸氣的焓值，單位：kJ/kg；m15為膨脹閥1 出口低濃度R134a 溶液的質(zhì)量流量，kg/s；h15為膨脹閥1 出口低濃度R134a 溶液的焓值，單位：kJ/kg；m17為膨脹閥2 出口低濃度R134a 溶液的質(zhì)量流量，單位：kg/s；h17為膨脹閥2 出口低濃度R134a 溶液的焓值，單位：kJ/kg。

雙級透平：在提出的循環(huán)系統(tǒng)中采用的透平形式是雙級透平，在一級透平出口處進行抽氣，抽出進入抽氣熱回收支路。中間抽氣點的壓力按下式選取

透平內(nèi)工質(zhì)等熵膨脹做功，透平的能量守恒方程可表示為

式中，Wt1為一級透平輸出功，單位：kW；h3為透平中間（3 點）抽氣工質(zhì)焓值，單位：kJ/kg；Wt2為二級透平輸出功，單位：kW；m3為透平中間（3 點）抽氣工質(zhì)質(zhì)量流量，單位：kg/s；h4為二級透平出口（4 點）工質(zhì)焓值，單位：kJ/kg。

工質(zhì)泵的能量守恒方程可表示為

循環(huán)熱效率和系統(tǒng)效率可以表示為

3.2 計算流程

依據(jù)可利用海洋溫差能的海域?qū)嶋H海水溫度情況，表層溫海水溫度選取26℃，深層冷海水溫度選取5℃，新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)的理論分析初始條件組合如表1 所示。循環(huán)系統(tǒng)中各節(jié)點的狀態(tài)參數(shù)及工質(zhì)的熱力學(xué)性質(zhì)使用自主研發(fā)的熱物性計算軟件進行計算。依據(jù)質(zhì)量守恒和能量守恒定律，循環(huán)系統(tǒng)計算流程如圖3 所示。

圖3 新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)熱力計算流程圖Fig. 3 Flowchart for thermodynamic calculation of new ocean thermal energy conversion regenerative cycle

表1 循環(huán)系統(tǒng)的理論分析初始條件組合Table 1 Initial conditions for theoretical analysis of circulatory system

4 結(jié)果討論

在海洋溫差能利用系統(tǒng)中影響系統(tǒng)循環(huán)熱效率的因素主要有工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)、蒸發(fā)壓力、蒸發(fā)和冷凝溫度。本文通過數(shù)值計算研究了工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)和蒸發(fā)壓力參數(shù)對循環(huán)熱效率和系統(tǒng)凈輸出功的影響。在循環(huán)熱效率的計算過程中采用單位工質(zhì)進行計算，在系統(tǒng)凈輸出功率計算過程中采用裝機容量為10 kW的模型進行量算。

4.1 工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)對循環(huán)熱效率和凈輸出功率的影響

在給定的溫差能循環(huán)系統(tǒng)初始條件：表層溫海水溫度為26℃，冷海水溫度為5℃，蒸發(fā)器和冷凝器窄點端差均為2℃，蒸發(fā)壓力為0.6 MPa。循環(huán)熱效率隨著混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的增大先增大后減小，如圖4所示。循環(huán)熱效率在混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)小于0.9 時，循環(huán)熱效率隨工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的增大快速升高，在混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為0.9～0.93 之間時，系統(tǒng)熱效率變化幅度不大，并在混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為0.91 時，系統(tǒng)熱效率取得極大值5.28%，當混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)超過0.93時，隨著工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的增加，循環(huán)熱效率迅速減小。出現(xiàn)上述變化規(guī)律的原因是：在蒸發(fā)溫度不變的情況下，混合工質(zhì)的氣化率隨著工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)增加而增大，透平輸出功率隨之增大。同時，隨著混合工質(zhì)氣化率的增加，蒸發(fā)器內(nèi)的換熱量增大。蒸發(fā)器內(nèi)換熱量的增大比透平輸出功率增大的趨勢更快，如圖5所示。因而出現(xiàn)了循環(huán)熱效率隨混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的增大先增大后減小的變化規(guī)律。

圖4 循環(huán)熱效率和凈輸出功率隨工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的變化Fig. 4 Variation of cycle thermal efficiency and net output with the change of working fluid mass fraction

圖5 換熱量和透平輸出功率隨工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的變化Fig. 5 Variation of heat transfer rate and turbine output with the change of working fluid mass fraction

隨著混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的增大，系統(tǒng)凈輸出功率先增大后減小，在工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為0.96 時取得極大值3.83 kW，如圖4 所示。在裝機容量不變的情況下，蒸發(fā)器冷凝器內(nèi)的換熱量基本不變。隨著混合工質(zhì)氣化率的增加，系統(tǒng)內(nèi)混合工質(zhì)的質(zhì)量流量逐漸減小，隨之減小的是工質(zhì)泵的功率，系統(tǒng)的凈輸出功率增大。當工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)繼續(xù)增大，分離器內(nèi)液相溶液過少導(dǎo)致液相熱回收支路失去了回?zé)峁δ?，循環(huán)熱效率減小迅速導(dǎo)致凈輸出功率減小。

4.2 蒸發(fā)壓力對循環(huán)熱效率和凈輸出功率的影響

在給定溫差能循環(huán)系統(tǒng)初始條件，表層溫海水溫度為26℃，深層冷海水溫度為5℃，混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為0.9。循環(huán)熱效率隨蒸發(fā)壓力的增大先增大后減小，蒸發(fā)壓力由0.55 MPa 增加到0.595 MPa 時，循環(huán)熱效率從4.60%升高到5.26%，在蒸發(fā)進口壓力繼續(xù)增加到0.604 MPa 時，循環(huán)熱效率減小到5.00%，如圖6所示。在蒸發(fā)溫度和工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)不變的情況下，隨著蒸發(fā)壓力的增加，混合工質(zhì)的氣化率減小導(dǎo)致透平輸出功率減小。此時，隨換熱器內(nèi)混合工質(zhì)氣化率減少，換熱器內(nèi)換熱量減小，相比于蒸發(fā)器換熱量透平輸出功率的變化幅度更大，如圖7 所示。因此出現(xiàn)了循環(huán)熱效率隨蒸發(fā)壓力的增大先增大后減小的變化規(guī)律。

圖6 循環(huán)熱效率和凈輸出功率隨蒸發(fā)壓力的變化Fig. 6 Variation of cycle thermal efficiency and net output with the change of evaporation pressure

圖7 透平做功和蒸發(fā)器換熱量隨蒸發(fā)壓力的變化Fig. 7 Variation of turbine output and heat transfer rate with the change of evaporation pressure

系統(tǒng)凈輸出功率隨著蒸發(fā)壓力的增加先緩慢增大后快速減小，在蒸發(fā)壓力為0.58 MPa 時取得極大值3.57 kW，如圖6 所示。隨著蒸發(fā)壓力的升高蒸發(fā)器內(nèi)工質(zhì)氣化率逐漸減小，單位工質(zhì)的透平輸出功率降低，在裝機功率不變的情況下，工質(zhì)質(zhì)量流量隨蒸發(fā)壓力的升高而增加，工質(zhì)泵耗功隨之增大。在循環(huán)熱效率的影響下，隨著蒸發(fā)壓力的升高海水泵的耗功先減小后增大。在海水泵耗功、透平輸出功率和工質(zhì)泵耗功耦合作用下，系統(tǒng)凈輸出功率隨蒸發(fā)壓力的增加呈現(xiàn)出先增大后減小的變化規(guī)律。

4.3 驗證對比

通過在一定的運行工況下與Uehara 循環(huán)和Yoon循環(huán)的計算結(jié)果對比，以驗證文中提出的新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)具有較高的循環(huán)熱效率。文獻[12]中運行工況為：工質(zhì)采用氨的質(zhì)量分數(shù)為0.9 的氨水混合工質(zhì)，蒸發(fā)壓力為0.8 MPa，蒸發(fā)溫度和冷凝溫度分別為299.15 K 和279.15 K。在上述工況下，Uehara 循環(huán)和提出新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)的循環(huán)熱效率分別為5.3%和5.6%，新循環(huán)的熱效率比Uehara 循環(huán)高了5.66%，提出的新循環(huán)系統(tǒng)各節(jié)點計算參數(shù)見表2，節(jié)點編號見圖1。在文獻[17]所述的運行工況下，將提出的新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)與Uehara 循環(huán)、Yoon循環(huán)計算結(jié)果進行對比，如表3 所示。新熱力循環(huán)的系統(tǒng)效率為2.532%，高于Uehara 循環(huán)和Yoon 循環(huán)的2.379%和2.401%。

表2 文獻[12]所述工況下提出的循環(huán)各節(jié)點參數(shù)Table 2 Parameters of the proposed cycle under the conditions described in reference [12]

表3 文獻[17]所述工況下Uehara 循環(huán)、Yoon 循環(huán)和新循環(huán)的參數(shù)比較Table 3 Comparison of parameters of Uehara cycle, Yoon cycle and proposed cycle under the conditions described in reference [17]

5 結(jié)論

本文依據(jù)熱力學(xué)定律，選取混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)和蒸發(fā)壓力性能參數(shù)對提出的新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)進行熱力分析研究。得到了提出的新熱力循環(huán)系統(tǒng)循環(huán)熱效率和凈輸出功率的變化規(guī)律，并與其他熱力循環(huán)形式進行了對比，得到了如下結(jié)論。

（1）在給定的運行工況下，提出的新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)系統(tǒng)凈輸出功率和熱效率均隨混合工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)的增加先增大后減小，隨蒸發(fā)壓力的增加先增大后減小。

（2）新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)的熱效率最佳值點和凈輸出功率最大值點并不是同一個參數(shù)值點。以工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為變量時，循環(huán)熱效率在工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為0.91 時取得極值5.28%，凈輸出功率在工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為0.96 時取得極值3.83 kW；以蒸發(fā)壓力為變量時，工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)為0.9 時，循環(huán)熱效率在蒸發(fā)壓力為0.595 MPa 時取得極值5.26%，凈輸出功率在蒸發(fā)壓力為0.58 MPa 時取得極值3.57 kW。

（3）在相同的溫冷海水和工質(zhì)質(zhì)量分數(shù)等運行參數(shù)下，與Uehara 循環(huán)和Yoon 循環(huán)進行對比，提出的新型海洋溫差能回?zé)嵫h(huán)性能最佳。在文獻[12]的運行參數(shù)下，提出的新循環(huán)熱效率比Uehara 循環(huán)高5.66%；在文獻[17]的運行參數(shù)下，提出的新循環(huán)系統(tǒng)效率為2.532%高于Uehara 循環(huán)的2.379%和Yoon 循環(huán)的2.401%。