噴射式冷電聯(lián)供系統(tǒng)優(yōu)化分析

王宇興，趙彥杰，楊湛曄，張虎潤(rùn)，林曼妮

（1.海南綠色能源與環(huán)境工程技術(shù)研究院，海南省 ?？谑?570125；2.海南天能電力有限公司，海南省 海口市 570125；3.天津大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津市 津南區(qū) 300350）

0 引言

在“2030碳達(dá)峰、2060碳中和”的戰(zhàn)略目標(biāo)下，構(gòu)建能源互聯(lián)網(wǎng)發(fā)展分布式能源，如清潔能源(天然氣)、新能源(氫)和可再生能源(風(fēng)能和太陽(yáng)能等)，為用戶(hù)提供冷、熱、電等多種能源利用方式，是提高能源利用效率、解決能源危機(jī)、保障能源安全的一種有效途徑[1-7]。

能源聯(lián)供技術(shù)是當(dāng)今世界上最為常用的一種節(jié)能技術(shù)，例如熱電聯(lián)產(chǎn)、冷電聯(lián)產(chǎn)以及冷熱電三聯(lián)產(chǎn)[8-14]。它是一種建立在能量梯級(jí)利用基礎(chǔ)上的綜合產(chǎn)、用能系統(tǒng)，分散在用戶(hù)端附近，首先利用一次能源驅(qū)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)供電，再通過(guò)各種余熱利用設(shè)備對(duì)余熱進(jìn)行回收利用，最終實(shí)現(xiàn)更高能源利用率、更低能源成本、更高供能安全性以及更好環(huán)保性能等多功能目標(biāo)[15]。基本原則是多能互補(bǔ)，梯級(jí)利用，提升能量的利用效率，減少能量轉(zhuǎn)化過(guò)程中的不可逆損失。通過(guò)能源的聯(lián)供技術(shù)，可以同時(shí)獲得功量、熱量和冷量的多重效果，充分滿(mǎn)足用戶(hù)端的需求，與傳統(tǒng)的集中供能方式相比，可以減少能量在傳輸過(guò)程中的損失[16]。在工業(yè)過(guò)程中，雖然排放的廢氣溫度不高，但是排放量巨大，這部分廢氣中仍然蘊(yùn)含著巨大的能量，對(duì)這部分能量加以回收利用，將會(huì)大幅度提升能量的利用效率，實(shí)現(xiàn)節(jié)能減排。

噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)可以有效地利用中低溫?zé)崮?，?shí)現(xiàn)低溫余熱的高效利用，同時(shí)又可以提供冷量和電量輸出，滿(mǎn)足用戶(hù)側(cè)的用能需求。本文針對(duì)噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)建立物理模型，并對(duì)其進(jìn)行熱力學(xué)分析，包括冷凝溫度、蒸發(fā)溫度、蒸汽發(fā)生器出口溫度以及膨脹機(jī)排氣壓力等關(guān)鍵參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響，從而為噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)的實(shí)際應(yīng)用提供理論依據(jù)。

1 噴射器熱力模型

在噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)中，蒸汽噴射器是整個(gè)循環(huán)的核心部件，其性能的好壞直接決定了整個(gè)循環(huán)系統(tǒng)效率的高低。

蒸汽噴射器由噴管、混合室、擴(kuò)壓管等部分組成。高壓蒸汽在噴管內(nèi)時(shí)，由于流通截面逐漸變小，蒸汽流速逐漸增加，蒸汽的壓力勢(shì)能逐漸轉(zhuǎn)化為動(dòng)能，壓力逐漸降低。當(dāng)高壓蒸汽通過(guò)噴管后，在噴管出口達(dá)到極高的速度(超音速)，大部分壓力勢(shì)能轉(zhuǎn)化為動(dòng)能，使蒸汽壓力降低到低壓乏汽壓力以下，形成局部相對(duì)負(fù)壓，抽吸閃蒸汽。2股共軸流體在混合室內(nèi)進(jìn)行充分混合，在混合室的出口截面，建立起均勻的速度場(chǎng)和能量場(chǎng)，形成穩(wěn)定的高速蒸汽流，蒸汽流進(jìn)入擴(kuò)壓管后，隨著流通截面面積的逐漸擴(kuò)大，流速逐漸降低，蒸汽動(dòng)能逐漸轉(zhuǎn)化為勢(shì)能，壓力逐漸得到恢復(fù)，到擴(kuò)壓管末端時(shí)，達(dá)到冷凝溫度下所對(duì)應(yīng)的壓力要求。

噴射器的引入可以利用高壓蒸汽抽取低壓、常壓蒸汽，從而在噴射器的出口達(dá)到需要的壓力，此設(shè)備替代了減壓閥的部分功能，同時(shí)也具備節(jié)能的作用。

為簡(jiǎn)化計(jì)算，采用一維等壓混合模型建立模型。噴射器性能由引射率μ和壓力提升比rp來(lái)評(píng)估。引射率定義為二次流體和一次流體的質(zhì)量流量比：

式中mp和ms分別為一次流體和二次流體的質(zhì)量流量，kg/s。

壓力提升比rp定義為噴射器出口壓力和二次流體進(jìn)口壓力的比值：

式中ps和pd分別為二次流體的進(jìn)口壓力和噴射器的出口壓力，MPa。

忽略入口制冷劑的動(dòng)能，并基于能量守恒，離開(kāi)噴管的一次流體的動(dòng)能可由下式計(jì)算：

式中：wp2為噴管的出口速度，m/s；ηn為噴管的等熵效率，%；hp,i為一次流體的進(jìn)口比焓，kJ/kg；hp,is,o為在等熵膨脹下噴管出口的理想比焓，kJ/kg。

噴管的等熵效率定義如下：

式中hp,o為噴管的實(shí)際出口比焓。

混合過(guò)程應(yīng)用動(dòng)量守恒定律可得

式中：ws為二次流體的速度，m/s；wm2,is為混合室內(nèi)理想情況下的速度，m/s。

由于二次流體的速度可以忽略不計(jì)，因此式(5)可簡(jiǎn)化為

定義混合室的等熵效率ηm：

式中wm2為混合室出口的實(shí)際速度，m/s。

因此，混合室的出口速度可以表示為

在混合室中應(yīng)用能量守恒定律可得

式中：hm2為混合室出口焓，kJ/kg；hp1為噴管入口焓，kJ/kg；hs1為二次流體入口焓，kJ/kg。

在擴(kuò)壓管中應(yīng)用能量守恒定律可得：

式中：hd2和hd2,is分別為擴(kuò)壓管出口的實(shí)際比焓和理想比焓，kJ/kg；ηd為擴(kuò)壓管的等熵效率，%。

聯(lián)立式(1)—(11)，可得引射率計(jì)算式如下：

式中hp1,is為噴管中等熵膨脹時(shí)降壓管的出口比焓，kJ/kg。

2 噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)熱力學(xué)分析

2.1 循環(huán)描述

噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)示意圖如圖1所示，圖2為噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)的溫熵(T-s)圖。循環(huán)系統(tǒng)工作流程如下：在蒸汽發(fā)生器內(nèi)，一側(cè)通入工業(yè)廢熱，作為整個(gè)循環(huán)系統(tǒng)的熱源，另一側(cè)為工質(zhì)流體，在蒸汽發(fā)生器內(nèi)被加熱到一定溫度后排出，進(jìn)入膨脹機(jī)做功，膨脹機(jī)另一側(cè)連接發(fā)電機(jī)，將膨脹機(jī)做的功以電力形式輸出。從膨脹機(jī)出來(lái)的尾氣進(jìn)入噴射器，在噴管中降壓加速，在喉管位置形成低壓環(huán)境，引射從制冷蒸發(fā)器內(nèi)出來(lái)的低溫制冷劑，在混合室內(nèi)混合后經(jīng)過(guò)擴(kuò)壓管將動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能，形成具有一定壓力的制冷劑蒸氣，從噴射器流出進(jìn)入冷凝器。冷凝器以環(huán)境大氣為冷源，工質(zhì)在其中冷凝為液體后分成2股，一股工質(zhì)流體通過(guò)工質(zhì)泵送至蒸汽發(fā)生器中，另一股流體通過(guò)節(jié)流閥節(jié)流降壓，形成低溫低壓的制冷劑，在制冷蒸發(fā)器內(nèi)吸熱氣化，在噴射器的引射作用下作為二次流體和一次流體混合，至此完成整個(gè)循環(huán)過(guò)程。

1—蒸汽發(fā)生器入口；2—蒸汽發(fā)生器出口(膨脹機(jī)入口)；3—膨脹機(jī)出口(噴射器入口)；4—噴射器出口(冷凝器入口)；5—冷凝器出口；6—工質(zhì)泵入口；7—節(jié)流閥入口；8—節(jié)流閥出口(制冷蒸發(fā)器入口)；9—制冷蒸發(fā)器出口(噴射器入口)。

圖2 噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)T-s圖Fig.2 T-s diagram of combined ejector-cooling and power cycle

2.2 熱效率分析

在循環(huán)中，一次流體和二次流體的質(zhì)量流量分別表示如下：

膨脹機(jī)做功可表示為

式中：Wtur為膨脹機(jī)做的功，kW；h2和h3分別為膨脹機(jī)的實(shí)際入口比焓和實(shí)際出口比焓，kJ/kg。

泵消耗的能量可表示為

式中：Wpum為泵消耗的功，kW；h1和h6分別為工質(zhì)泵的實(shí)際出口比焓和實(shí)際入口比焓，kJ/kg。

工質(zhì)熱源吸收的熱量可表示為

式中：Qr為工質(zhì)吸熱量，kW；h'2和h'1分別為蒸汽發(fā)生器的實(shí)際出口比焓和實(shí)際入口比焓，kJ/kg。

制冷蒸發(fā)器內(nèi)的制冷量可以表示為

式中：Qc為制冷蒸發(fā)器的制冷量，kW；h9和h8分別為制冷蒸發(fā)器的實(shí)際出口比焓和實(shí)際入口比焓，kJ/kg。

系統(tǒng)的收益為膨脹機(jī)做的功和制冷蒸發(fā)器的制冷量，代價(jià)為工質(zhì)泵的功耗和蒸汽發(fā)生器內(nèi)的熱耗，因此熱效率可以表示為

式中：mi為各狀態(tài)點(diǎn)流量，kg/s；hi為各狀態(tài)點(diǎn)比焓，kJ/kg；si為各狀態(tài)點(diǎn)比熵，kJ/(kg·K)；h0為工質(zhì)在環(huán)境狀態(tài)下的比焓，kJ/kg；s0為工質(zhì)在環(huán)境狀態(tài)下的比熵，kJ/(kg·K)。

式中：∑Ei,in為所有進(jìn)入該部件流體帶入的，kW；∑Ei,out為所有流出該部件流體帶出的，kW。

式中Eh,in和Eh,out分別為熱源入口和熱源出口，kW。

在冷凝器中，考慮到進(jìn)入和流出的空氣均不具有做功能力，故而其損表示為

式中Ee,in和Ee,out分別為冷凍水入口和冷凍水出口，kW。

循環(huán)計(jì)算流程如圖3所示。

圖3 循環(huán)計(jì)算流程圖Fig.3 Flow chart of calculation

2.4 假設(shè)及參數(shù)設(shè)定

為了便于計(jì)算，該研究進(jìn)行如下假設(shè)：系統(tǒng)運(yùn)行在穩(wěn)定的狀態(tài)；在換熱器和管道中的壓力損失忽略不計(jì)；膨脹機(jī)膨脹過(guò)程是絕熱的，但不是等熵的；冷凝器出口工質(zhì)為飽和液，制冷蒸發(fā)器出口工質(zhì)為飽和氣；噴射器的入口和出口速度忽略不計(jì)。

分析冷凝溫度、蒸發(fā)溫度、蒸汽發(fā)生器出口溫度和膨脹機(jī)排氣壓力變化對(duì)循環(huán)性能的影響，循環(huán)模擬參數(shù)輸入如表1所示。

表1 循環(huán)模擬參數(shù)輸入Tab.1 Cycle simulation parameter input

3 結(jié)果討論

3.1 冷凝溫度對(duì)循環(huán)的影響

設(shè)置冷凝溫度的變化范圍是25~32℃，其他參數(shù)設(shè)定為固定值，主要分析當(dāng)冷凝溫度變化時(shí)循環(huán)的熱效率和效率變化趨勢(shì)。

圖4 冷凝溫度對(duì)循環(huán)性能的影響Fig.4 Effect of condensation temperature on cycle performance

熱效率顯著下降的原因是：隨著冷凝溫度的上升，噴射器的引射率迅速下降，從0.175 0降到0.008 3。圖5為冷凝溫度對(duì)一次流體和二次流體的影響，可以看出，在整個(gè)工質(zhì)循環(huán)中，一次流體的質(zhì)量流量比二次流體質(zhì)量流量大得多，因此制冷量對(duì)循環(huán)的影響要遠(yuǎn)大于膨脹功的影響，且隨著冷凝溫度的上升，一次流體質(zhì)量流量略有上升，而二次流體質(zhì)量流量大幅度下降。在冷凝溫度變化的過(guò)程中，Qr、Wpum、Wtur這3個(gè)值變化均不大，而Qc隨著引射率的急劇下降而迅速降低，導(dǎo)致了系統(tǒng)熱效率的下降。

圖5 冷凝溫度對(duì)一次流體和二次流體質(zhì)量流量的影響Fig.5 Effect of condensation temperature on the mass flow rate of primary and secondary fluids

圖6 各部件損失隨冷凝溫度的變化Fig.6 Change of condensation temperature with exergy destruction for each component

3.2 蒸發(fā)溫度對(duì)循環(huán)的影響

圖7 熱效率和效率隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.7 Change of evaporation temperature with thermal efficiency and exergy efficiency

圖8 各部件損失隨蒸發(fā)溫度的變化Fig.8 Change of evaporation temperature with exergy destruction for each component

3.3 蒸汽發(fā)生器出口溫度對(duì)循環(huán)的影響

從仿真運(yùn)行結(jié)果可以看出，隨著蒸汽發(fā)生器出口溫度從200℃增加到280℃，引射率略有上升，從0.175增加到0.187；一次流體流量從0.736 kg/s下降到0.576 kg/s。但引射率的上升并不能彌補(bǔ)一次流體的下降程度，致使二次流體流量從0.129 kg/s下降到0.108 kg/s。制冷量、膨脹功和泵耗功量都有所降低，但制冷量和膨脹功的下降程度之和比泵耗功量要小，從而導(dǎo)致了系統(tǒng)熱效率的降低，如圖9所示。

圖9 熱效率和效率隨蒸汽發(fā)生器出口溫度的變化Fig.9 Change of generator outlet temperature with thermal efficiency and exergy efficiency

圖10 各部件損隨蒸汽發(fā)生器出口溫度的變化Fig.10 Change of generator outlet temperature with exergy destruction for each component

3.4 膨脹機(jī)排氣壓力對(duì)循環(huán)的影響

當(dāng)膨脹機(jī)排氣壓力從1.50 MPa增加到1.60 MPa時(shí)，循環(huán)熱效率和效率的變化情況如圖11所示。可以看出，隨著膨脹機(jī)排氣壓力的升高，循環(huán)的熱效率隨之增加，而效率表現(xiàn)出相反的趨勢(shì)。當(dāng)膨脹機(jī)排氣壓力升高時(shí)，噴射器入口壓力升高，從而使引射率增加。由前述分析可知，制冷量對(duì)循環(huán)效率的影響要遠(yuǎn)大于功量對(duì)系統(tǒng)的影響，因此隨著引射率的增加，循環(huán)熱效率增加。

圖11 熱效率和效率隨排氣壓力的變化Fig.11 Change of discharge pressure with thermal efficiency and exergy efficiency

圖12各部件損失隨排氣壓力的變化Fig.12 Change of discharge pressure with exergy destruction for each component

4 結(jié)論

應(yīng)用一維等壓混合模型對(duì)噴射式冷電聯(lián)合循環(huán)內(nèi)的噴射器進(jìn)行了建模，對(duì)循環(huán)進(jìn)行了熱效率和效率分析，并探究了冷凝溫度、蒸發(fā)溫度、蒸汽發(fā)生器出口溫度、排氣壓力對(duì)循環(huán)性能的影響，得到如下結(jié)論：