中間壓力對往復式液氫泵容積效率的影響

許 晟 郭志敏 代海斌 薛明喆 朱紹偉

(1 同濟大學機械與能源工程學院制冷與低溫工程研究所 上海 201804)

(2 同濟大學汽車學院新能源汽車工程中心 上海 201804)

1 引 言

氫燃料電池汽車是一種新能源汽車,近年來得到了快速的發(fā)展,但與之配套的基礎設施還有待繼續(xù)建設完善。截止至2020 年,中國已建成52 座外供高壓氣氫加氫站,暫無液氫加氫站[3]。由于液氫的密度大,液氫加氫站具有儲運效率高,長距離運輸經(jīng)濟效應佳的優(yōu)點。往復式液氫泵是液氫加氫站的關鍵部件,吸入液氫儲罐中的液氫后增壓,再到高壓氣化器中氣化儲存在氫瓶中為氫燃料電池汽車加注。中國的往復式液氫泵相比國外起步較晚,尚處于研發(fā)階段,未有成熟產(chǎn)品面世[7]。

為對后續(xù)液氫泵的設計提供理論基礎和初步設計參數(shù),主要通過對往復式液氫泵第二級的壓縮過程和活塞回退過程進行理論計算,研究絕熱系數(shù)和中間壓力對往復式液氫泵容積效率的影響,以及液氫泵空轉的原因。

2 理論計算方法

本文主要以往復式液氫泵的第二級壓縮過程作為研究對象,結構示意圖如圖1 所示。低壓飽和液氫從儲罐里來,在第一級氣缸里壓縮至中壓,然后進入第二級壓縮至高壓。無中間壓力的情況則指低壓飽和液氫通過單級壓縮直接被壓縮至高壓。

圖1 液氫泵結構示意圖Fig.1 Schematic of liquid hydrogen pump

理想壓縮過程為可逆絕熱壓縮,而實際的壓縮過程是復雜、受多因素影響的。為了描述液氫泵壓縮過程中流體放熱和吸熱的大小,定義絕熱系數(shù)εc:

式中:hreal,c為實際壓縮后流體的焓值,kJ/kg;hideal,c為理想條件下,壓縮后流體的焓值,kJ/kg;h0壓縮入口流體的焓值,本文為低壓下飽和液態(tài)的焓值,kJ/kg。

往復式液氫泵為了避免活塞撞缸以及安裝進氣閥和排氣閥等,當活塞處在下止點時,活塞頂面和氣缸端蓋之間存在著一定的空隙,因此在排氣過程中,活塞無法將氣缸內(nèi)壓縮后的高壓流體全部排出,仍留有一部分殘余在余隙容積中。在活塞回退過程中,余隙容積內(nèi)的高壓流體因容積增加而壓力下降,直至氣缸內(nèi)的流體壓力降低至稍低于吸氣壓力,第二級壓縮腔進氣閥才能被打開,吸入新的流體。為了簡化計算,忽略進氣閥的壓差,即余隙容積內(nèi)殘余流體膨脹到中間壓力后,壓縮腔便開始吸入新的流體。

理想的膨脹過程同樣是絕熱可逆膨脹,與壓縮過程相同,實際的膨脹過程也難以做到理想絕熱可逆,定義膨脹效率εe來描述膨脹過程的絕熱效率。與絕熱系數(shù)εc不同,膨脹效率εe在液氫泵活塞回退過程中應小于1。在本文中,取εe=0.9。膨脹效率εe的定義如下:

式中:hreal,e為實際膨脹后流體的焓值,kJ/kg;hideal,e為理想膨脹后流體的焓值,kJ/kg。余隙容積率c 表示余隙容積的相對大小,定義為:

式中:Vc為余隙容積,m3;V0為活塞排量,m3。由此,可以得到容積效率λV為:

式中:Ve為余隙容積內(nèi)殘余流體膨脹至中間壓力后的容積,m3;ρc為壓縮至出口壓力后流體的密度,kg/m3;ρe為膨脹至中間壓力后流體的密度,kg/m3。

當計算結果λV＜0 時,表示出口壓力過高,無法壓縮至出口壓力。此時實際容積效率λV=0,表示液氫泵出現(xiàn)空轉,此時新氣完全不能進入氣缸,液氫泵無法運行,也沒有高壓液氫產(chǎn)出。

2.1 無中間壓力情況分析

無中間壓力情況指儲罐中的飽和液氫直接通過單級壓縮被壓縮至高壓,活塞回退過程中膨脹到入口壓力,這相當于單級壓縮。絕熱系數(shù)會影響第二級壓縮后氫氣的狀態(tài)參數(shù),進一步影響到液氫泵第二級的容積效率。為了研究無中間壓力情況下,絕熱系數(shù)對容積的效率的影響,設定壓縮活塞入口壓力為0.3 MPa,壓縮壓力為45 MPa 和90 MPa。

液氫泵壓縮后和膨脹到入口壓力后氫的溫度如圖2a 所示,密度如圖2b 所示。圖2a 中虛線表示0.3 MPa飽和液氫溫度。從圖中可知,隨著絕熱系數(shù)的提高,壓縮后的溫度也隨之提高;壓縮到90 MPa 后的溫度高于壓縮至45 MPa 的溫度。膨脹至入口壓力0.3MP 后的溫度與該壓力下液氫的飽和溫度一致,由于膨脹后的壓力低于氫的臨界壓力,此時氫處在兩相區(qū),即在活塞回退過程中有氣態(tài)氫產(chǎn)生。氣缸中產(chǎn)生氣體會使壓縮腔被氣蝕,破壞其表面,同時也會占據(jù)氣缸容積,減少進氣時氣缸實際吸入的氣體體積,降低液氫泵的容積效率。在液氫泵運行過程中應當盡量避免活塞回退過程中殘余流體的汽化。隨著絕熱系數(shù)的提高,壓縮后的密度降低,膨脹后的密度也同樣降低,且膨脹后的密度降低相比于壓縮后的密度降低隨絕熱系數(shù)的增大降低趨勢更為明顯。壓縮至90 MPa 后的密度高于壓縮至45 MPa 后的密度,從45 MPa膨脹至入口壓力后的密度高于從90 MPa 膨脹至入口壓力后的密度。

圖2 膨脹前后溫度、密度隨絕熱系數(shù)變化曲線(無中間壓力)Fig.2 Variation of temperature and density with adiabatic coefficient before and after expansion (without intermediate pressure)

如圖3a 所示為排液壓力為45 MPa,入口壓力為0.3 MPa 時,不同余隙容積率在不同絕熱系數(shù)下容積效率的變化。從圖中可知,隨著液氫泵第二級的余隙容積率增大,液氫泵第二級的容積效率也大幅度降低,絕熱系數(shù)越高,容積效率的下降速度就越快,這是由于絕熱系數(shù)越高,壓縮后氫的焓越大,余隙容積中殘余膨脹后的干度也越大,膨脹過程中產(chǎn)生的氣體越多,體積變化率也越大,使液氫泵的容積效率降低。液氫泵容積效率在絕熱系數(shù)為1.1,余隙容積率大于0.20 時為零,此時,余隙容積中殘余流體膨脹后已完全充滿整個氣缸,使液氫泵在吸氣階段時無法吸入新的氫,液氫泵無法正常工作。較小的絕熱系數(shù)能提高容積效率,避免出現(xiàn)液氫泵空轉的問題,這是因為較小的絕熱系數(shù)使壓縮后氫的焓值焓值更小,溫度更低,在活塞回退過程中膨脹后的焓值也更低,干度更小,產(chǎn)生的氣體也越少,密度更高。

圖3 容積效率隨余隙容積率變化曲線(中間壓力0.3 MPa)Fig.3 Volumetric efficiency versus clearance volume ratio (intermediate pressure 0.3 MPa)

如圖3b 所示為排液壓力為90 MPa,入口壓力為0.3 MPa 時,不同余隙容積率在不同絕熱系數(shù)下容積效率的變化。與排液壓力為45 MPa 相比,排液壓力為90 MPa 的液氫泵在相同絕熱系數(shù)和余隙容積率的條件下,容積效率更低,這是由于更高的排氣壓力導致壓縮前后和膨脹前后的焓差變大,使余隙容積中殘余流體膨脹后的焓值變大,干度增加,更多的流體被氣化,占據(jù)更多的有效容積。絕熱系數(shù)為0.95、1.0、1.05、1.1時,當液氫泵余隙容積率分別為0.19、0.15、0.12、0.10時,容積效率為零,液氫泵無法正常工作。這表明在相同絕熱系數(shù)和中間壓力的條件下,出口壓力更高的液氫泵容積效率更低,更容易出現(xiàn)無法吸氣的問題。

2.2 有中間壓力情況分析

有中間壓力時,從低壓到中間壓力然后到高壓的壓縮過程近似為從低壓到高壓的壓縮,活塞回退時膨脹過程為從高壓到中間壓力的膨脹。如圖4a 和圖4b 所示為中間壓力為0.6 MPa 和1.0 MPa,液氫泵出口壓力為45 MPa 和90 MPa 時,余隙容積內(nèi)殘留氫膨脹后的溫度和密度隨絕熱系數(shù)的變化曲線,圖4a 中虛線表示0.6 MPa 飽和液氫溫度,虛線表示1.0 MPa飽和液氫溫度。從溫度變化圖4a 中可知,中間壓力為0.6 MPa,出口壓力為90 MPa 時,在計算范圍內(nèi),膨脹后的氫處在兩相區(qū),此時有氣態(tài)氫產(chǎn)生;而中間壓力為0.6 MPa,出口壓力為45 MPa 的工況下,當絕熱系數(shù)小于1 時,膨脹后的氫處在過冷區(qū),壓縮腔內(nèi)無氣體產(chǎn)生,滿足液氫泵長期使用的要求;當中間壓力為1 MPa 時,出口壓力為45 MPa 的工況在計算范圍內(nèi),膨脹后的工質(zhì)全部處在過冷區(qū),出口壓力為90 MPa 的工況在絕熱系數(shù)小于1.0 時處在過冷區(qū),滿足液氫泵長期運行的要求。從密度變化圖4b可知,提高中間壓力能提高余隙容積內(nèi)氫膨脹后的密度。

圖4 膨脹后溫度、密度隨絕熱系數(shù)變化曲線Fig.4 Variation of temperature and density with adiabatic coefficient after expansion

如圖5 所示為排液壓力分別為45 MPa 和90 MPa,中間壓力為0.6 MPa 時,不同余隙容積率在不同絕熱系數(shù)下容積效率。從圖5 和上述圖3 對比可以明顯看出,與無中間壓力相比,有中間壓力可以提高液氫泵的容積效率,也能避免容積效率為零,液氫泵空轉的問題。這是因為中間壓力增加了進入第二級氣缸吸入液氫的過冷度,在活塞回退過程中膨脹后的氫干度更小,可減少或避免活塞回退過程中殘余流體的氣化現(xiàn)象,使進氣過程中氣缸實際吸入的流體容積更多。因此,在往復式高壓液氫泵的設計過程中,應采用雙級的結構來保障液氫泵的正常工作。

圖5 容積效率隨余隙容積率變化曲線(中間壓力0.6 MPa)Fig5 Volumetric efficiency versus clearance volume ratio (intermediate pressure 0.6 MPa)

如圖6 所示為排液壓力分別為45 MPa 和90 MPa,中間壓力為1.0 MPa 時,不同余隙容積率在不同絕熱系數(shù)下的容積效率。從圖中可以看出,較高的中間壓力可以得到更高的容積效率,同時,使容積效率對壓縮過程絕熱系數(shù)不敏感,這是因為較高的中間壓力使第二級余隙容積中流體膨脹后處在過冷區(qū),沒有氣體產(chǎn)生,而液體的可壓縮性遠遠小于氣體,密度隨焓值的變化也相對較小。90 MPa 出口壓力需要更高的中間壓力才能達到和45 MPa 出口壓力一樣的容積效率,這是因為更高的出口壓力使余隙容積中殘余流體膨脹后的焓值更大,需要更高的中間壓力來提高第二級吸入液氫的過冷度。因此,較高排氣壓力的液氫泵需要更高的中間壓力,在液氫泵設計過程中應設置恰當?shù)闹虚g壓力。

圖6 容積效率隨余隙容積率變化曲線(中間壓力1.0 MPa)Fig.6 Volumetric efficiency versus clearance volume ratio (intermediate pressure 1.0 MPa)

3 結 論

通過對往復式液氫泵第二級的壓縮過程和活塞回退過程進行理論計算。當吸氣壓力為0.3 MPa,膨脹效率為0.9 時,分別計算了排氣壓力為45 MPa 和90 MPa,中間壓力為0.6 MPa、1.0 MPa 及無中間壓力多種工況下余隙容積率隨壓縮效率的變化趨勢,計算結果表明:

(1)由于活塞回退膨脹過程中不可逆損失造成的熵增,單級往復式液氫泵余隙容積中殘余流體膨脹后發(fā)生氣化,使液氫泵容積效率低下,在絕熱系數(shù)較大、出口壓力較高、余隙容積率較大的工況下容易出現(xiàn)空轉的問題,無法正常輸出高壓氫,因此,對于高壓比的液氫泵應采用雙級結構。

(2)降低絕熱系數(shù)、提高中間壓力能提高第二級氣缸吸入流體的過冷度,使雙級活塞式液氫泵第二級余隙容積中殘余流體膨脹后干度較小或者處在過冷區(qū),膨脹前后的體積變化較小,有助于避免液氫泵空轉的問題,同時能提高容積效率。當殘余流體膨脹后處在過冷區(qū)時,由于液體的密度隨溫度的變化率較小,容積效率受絕熱系數(shù)的影響較小。因此,對于雙級活塞式液氫泵,應設計恰當?shù)闹虚g壓力使液氫泵的處在良好的運行工況。