曹濱斌，李惟毅

(天津大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津 300072)

隨著工業(yè)快速發(fā)展，能源問題更加受到人們的關(guān)注．在國(guó)外，以色列通過螺桿膨脹機(jī)利用 90,℃左右的載熱流體發(fā)電．美國(guó)、日本和俄羅斯等均引進(jìn)了以色列的余熱發(fā)電設(shè)備和技術(shù)[1]．

我國(guó)擁有藏量豐富、分布廣泛的地?zé)豳Y源．其中80,℃以上有136處，部分高溫地?zé)?溫度大于150,℃)直接用于發(fā)電[2]，天津大學(xué)熱能研究所于 1987年成功研制國(guó)內(nèi)第一臺(tái)汽液兩相地?zé)岚l(fā)電螺桿膨脹機(jī)(功率為 5,kW)[3]．目前，國(guó)內(nèi)大多數(shù)余熱發(fā)電均采用以水為工質(zhì)的單循環(huán)系統(tǒng)[4]，不僅造價(jià)高而且難以回收150,℃以下的低溫余熱．為此，筆者對(duì)適用于100,℃以下更廣泛低溫余熱源的雙循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行了理論分析．

1 雙循環(huán)螺桿膨脹機(jī)余熱回收系統(tǒng)的構(gòu)成

雙循環(huán)系統(tǒng)，也稱有機(jī)工質(zhì)朗肯循環(huán)系統(tǒng)，如圖1所示．它以低沸點(diǎn)有機(jī)物為工質(zhì)，使工質(zhì)在流動(dòng)系統(tǒng)中從余熱流體中獲得熱量，產(chǎn)生有機(jī)質(zhì)蒸汽，進(jìn)而推動(dòng)螺桿機(jī)，帶動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電或輸出動(dòng)力，乏氣在冷凝器中冷卻為液態(tài)，由泵打入熱交換器，完成一個(gè)循環(huán)[5]．這種動(dòng)力系統(tǒng)對(duì)余熱流體潔凈度、溫度和壓力都無過高要求，適用于溫度100,℃以下的余熱熱源．

圖1 雙循環(huán)螺桿膨脹機(jī)余熱回收系統(tǒng)Fig.1 Dual-cycle waste heat recovery system with screw expander

1.1 熱力過程的確定

根據(jù)低沸點(diǎn)工質(zhì)在蒸發(fā)器出口的熱力狀態(tài)不同，可分為蒸汽動(dòng)力循環(huán)和汽液兩相動(dòng)力循環(huán)，這兩種循環(huán)如圖2所示．

圖2 熱力過程示意Fig.2 Diagram of thermal process

由于工質(zhì)的不可壓縮性(或壓縮過程中體積變化很小)，故泵功常可按下式近似計(jì)算：

考慮到過程的完整性，根據(jù)螺桿膨脹機(jī)進(jìn)出口工質(zhì)狀態(tài)，從兩相區(qū)到過熱區(qū)又細(xì)分出 3個(gè)過程，如圖3所示.

這樣劃分的目的是為了在分析計(jì)算時(shí)，能夠全面地涵蓋在螺桿膨脹機(jī)工作中會(huì)發(fā)生的所有膨脹過程．

1.2 設(shè)備的選定

1.2.1 螺桿膨脹機(jī)參數(shù)

(1)膨脹比，RV= V2/V1[6]，其中 RV為膨脹比，V1和V2為膨脹機(jī)進(jìn)出口容積．

(2)螺桿膨脹機(jī)入口工質(zhì)體積流量〈 額定流量．根據(jù)利用工業(yè)余熱的經(jīng)驗(yàn)，一般額定流量選擇45,m3/min．

(3)膨脹機(jī)效率，考慮膨脹機(jī)相對(duì)內(nèi)效率、機(jī)械效率及發(fā)電效率，假設(shè)綜合效率70%．

1.2.2 換熱器換熱溫差

由圖 4可知，對(duì)于管殼式換熱器，余熱流體出口溫度To應(yīng)高于工質(zhì)出口溫度1T即工質(zhì)蒸發(fā)溫度，在設(shè)計(jì)計(jì)算中設(shè)定otΔ≥5,℃[7]．

圖4 管殼式換熱器內(nèi)沿程溫度示意Fig.4 Diagram of temperature distribution along the flowpath in the shell-and-tube exchanger

1.2.3 循環(huán)工質(zhì)

工質(zhì)的選擇會(huì)直接影響系統(tǒng)的做功能力，一般應(yīng)考慮以下因素[8]：發(fā)電性能、傳熱性能、工質(zhì)壓力水平及化學(xué)穩(wěn)定性等．因此，選用 R245fa與丁烷作為循環(huán)工質(zhì)，進(jìn)行比較分析．

2 計(jì)算方法

作為分析計(jì)算的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備，對(duì)丁烷和 R245fa的熱物性進(jìn)行曲線擬合，包括工質(zhì)在不同溫度下焓值、熵值、比容與干度關(guān)系式，設(shè)定冷凝溫度下焓值、比容與熵值關(guān)系式，飽和溫度和飽和壓力關(guān)系式，飽和液、飽和汽焓值與溫度關(guān)系式等．

1) 冷凝溫度的確定

考慮到冷卻水 20,℃進(jìn)、27,℃出的實(shí)際情況，根據(jù)換熱器末端溫差大于 5,℃的設(shè)計(jì)要求，冷凝溫度設(shè)為 32,℃．

2) 蒸發(fā)溫度及干度采用試算法

3) 最高蒸發(fā)溫度的設(shè)定

考慮換熱器換熱能力，設(shè)定余熱流體入口溫度與工質(zhì)蒸發(fā)溫度之差≥8,,℃．

對(duì)選定的工質(zhì)，根據(jù)不同優(yōu)化目標(biāo)，在溫度范圍(冷凝溫度～設(shè)定最高蒸發(fā)溫度，步長(zhǎng) 1,℃)、干度范圍(0.01～1，步長(zhǎng) 0.01)的所有點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算，得到最優(yōu)點(diǎn)．

通過試算，確定同時(shí)滿足螺桿膨脹機(jī)和換熱器工藝要求的蒸發(fā)溫度及干度，根據(jù)目標(biāo)發(fā)電量，反算所需工質(zhì)流量、熱水流量及扣除各種泵耗后所得凈功．

3 計(jì)算結(jié)果分析

根據(jù)上述設(shè)備、運(yùn)行參數(shù)及計(jì)算方法，對(duì)雙循環(huán)系統(tǒng)蒸發(fā)溫度、干度、泵耗，螺桿膨脹機(jī)膨脹比及循環(huán)工質(zhì)進(jìn)行分析比較．以下討論中，冷凝溫度均設(shè)為32,℃，目標(biāo)發(fā)電量為300,kW，膨脹機(jī)綜合效率70%．

3.1 工質(zhì)蒸發(fā)溫度的確定

計(jì)算條件：循環(huán)工質(zhì)選擇R245fa，螺桿膨脹比為 4．

根據(jù)不同的優(yōu)化目標(biāo)，蒸發(fā)溫度的確定有以下 3種方法.

方法 1：以流量 1,t/h余熱流體所得凈功最大為目標(biāo)；

方法2：以機(jī)組效率最大為目標(biāo)；

方法3：以系統(tǒng)效率最大為目標(biāo)．

計(jì)算結(jié)果如圖5所示．由圖5可知：

(1)如圖 5(a)所示，當(dāng)膨脹比與冷凝溫度選定時(shí)，系統(tǒng)存在最低蒸發(fā)溫度為 65,℃．因此對(duì)低于 70,℃的余熱流體不宜采用該系統(tǒng)回收余熱．

(2)如圖5(b)和5(c)所示，隨著余熱流體溫度的不斷升高，系統(tǒng)所需工質(zhì)、余熱流體和冷卻水流量逐漸減少，所得凈功逐漸增大．

(3)圖 5(d)所示為以方法 3系統(tǒng)效率最優(yōu)為目標(biāo)的蒸發(fā)溫度設(shè)計(jì)方法，在工質(zhì)流量和余熱流體流量中取得了一個(gè)較好的平衡點(diǎn)，獲得了最大的凈發(fā)電功率．計(jì)算同時(shí)發(fā)現(xiàn)，在不考慮蒸發(fā)側(cè)泵耗時(shí)，方法 3與方法2結(jié)果相同．

綜上所述，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度設(shè)計(jì)方法：忽略蒸發(fā)側(cè)泵耗時(shí)，采用方法 2；考慮蒸發(fā)側(cè)泵耗時(shí)，采用方法3；對(duì)于方法1，則不宜采用.

圖5 不同蒸發(fā)溫度設(shè)計(jì)方法下系統(tǒng)參數(shù)的比較Fig.5 Comparison of system parameters designed with Fig.5 different methods according to the evaporation Fig.5 temperature

3.2 膨脹比

計(jì)算條件：循環(huán)工質(zhì)選擇 R245fa，采用方法 2設(shè)計(jì)蒸發(fā)溫度．

當(dāng)余熱流體溫度較高時(shí)，可以通過提高膨脹比來提高蒸發(fā)溫度．結(jié)果如圖6所示．

圖6 不同膨脹比下系統(tǒng)參數(shù)比較Fig.6 Comparison of system parameters with different expansion ratios

由圖 6可知，相同余熱流體溫度，隨膨脹比增大蒸發(fā)溫度提高、干度減小，工質(zhì)、冷凝及蒸發(fā)側(cè)泵耗增大，系統(tǒng)所得凈功減?。栽谟酂崃黧w溫度低于100,℃的范圍內(nèi)，對(duì)于循環(huán)工質(zhì) R245fa，選擇膨脹比為4的系統(tǒng)凈功更大．

3.3 泵耗

根據(jù)設(shè)計(jì)方法 2，計(jì)算系統(tǒng)各部分泵耗，結(jié)果如表1所示.

表1 系統(tǒng)各部分功率Tab.1 Powers of each part in the system

圖7 不同工質(zhì)下系統(tǒng)參數(shù)比較Fig.7 Comparison of system parameters with different working fluids

由表1可知，系統(tǒng)各部分泵耗總量與所得凈功數(shù)量相當(dāng)，因此在系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)各部分泵耗不可忽略，如果可以取消蒸發(fā)側(cè)水泵，則系統(tǒng)所得凈功增加，所以在實(shí)際工程中，應(yīng)因地制宜，盡量利用余熱流體來流壓力．

3.4 工質(zhì)比較

計(jì)算條件為：①循環(huán)工質(zhì) R245fa，膨脹比4；②循環(huán)工質(zhì)丁烷，膨脹比分別為 3和 4；③采用方法 2設(shè)計(jì)蒸發(fā)溫度．結(jié)果如圖7所示．

由圖 7可知，當(dāng)循環(huán)工質(zhì)為丁烷時(shí)，膨脹比對(duì)系統(tǒng)的影響與在分析 R245fa時(shí)所得結(jié)論一致，隨著膨脹比的增加，蒸發(fā)溫度升高，干度下降，工質(zhì)、冷凝及蒸發(fā)側(cè)泵耗增大，系統(tǒng)所得凈功減?。纱丝傻?，對(duì)于不同循環(huán)工質(zhì)，在一定余熱流體的溫度范圍內(nèi)存在不同的最佳膨脹比，當(dāng)余熱流體小于 100,℃時(shí)，R245fa與丁烷最佳膨脹比分別為4和3；當(dāng)高于100℃時(shí)，對(duì)于 R245fa和丁烷最佳膨脹比都有增大的趨勢(shì)．

通過對(duì)在各自最佳膨脹比下兩種循環(huán)工質(zhì)發(fā)電性能比較可知：

(1)一方面丁烷單位質(zhì)量做功能力強(qiáng)，所需工質(zhì)流量??；另一方面因其蒸發(fā)壓力較高，工質(zhì)側(cè)泵耗大，所以當(dāng)余熱流體溫度高于 90,℃，工質(zhì)側(cè)泵耗成為系統(tǒng)主要損耗時(shí)，丁烷發(fā)電性能不如R245fa．

(2)丁烷具有較小的最佳膨脹比，相應(yīng)蒸發(fā)溫度低，在滿足換熱器換熱溫差要求的同時(shí)，可以從余熱流體中回收更多的熱量，減少余熱流體流量，降低蒸發(fā)側(cè)泵耗．

4 結(jié) 論

(1)螺桿膨脹機(jī)雙循環(huán)低溫余熱回收系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意以下設(shè)備要求：螺桿膨脹機(jī)入口工質(zhì)體積流量小于額定流量；對(duì)于管殼式換熱器，余熱流體出口溫度應(yīng)高于工質(zhì)出口溫度；設(shè)計(jì)計(jì)算過程中，泵耗不可忽略．

(2)針對(duì)不同應(yīng)用場(chǎng)合，采用不同的優(yōu)化目標(biāo)設(shè)計(jì)蒸發(fā)溫度．

(3)如果余熱流體具有一定壓力，可以降低蒸發(fā)側(cè)水泵泵耗，得到更高的凈功．

(4)不同工質(zhì)對(duì)于不同溫度范圍下的余熱，對(duì)應(yīng)不同的最佳膨脹比．余熱低于 100,℃時(shí)，工質(zhì) R245fa的最佳膨脹比為4，丁烷的最佳膨脹比為3；余熱高于100,℃時(shí)，最佳膨脹比的值會(huì)有所增大．

(5)應(yīng)選擇單位質(zhì)量做功能力強(qiáng)、蒸發(fā)壓力低、最佳膨脹比小的有機(jī)物作為循環(huán)工質(zhì)．

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