双级离心式高温水源热泵设计应用分析.doc

双级离心式高温水源热泵设计应用分析第10卷第2期2010年4月制冷与空调REFRIGERATIONANDAIRCONDITIONING双级离心式高温水源热泵设计应用分析诸琛(上海交通大学)(江森自控楼宇设备科技(无锡)有限公司)摘要介绍双级离心式高温水源热泵的设计过程和应用优势.通过理论计算及系统流程分析,推导出可实现77高温出水的大容量双级离心系统.并结合实际工程案例对双级离心式高温水源热泵方案做经济性评估.指出在应用双级离fl,式高温水源热泵制冷/供热时,不仅节约能源,降低运行费用,而且对环境保护有着积极的推动作用.关键词高温热泵;双级压缩;废热回收;节能减排;热电联产DesignandapplicationanalysisoftwostagecentrifugalhightemperaturewatersourceheatpumpZhuChen(ShanghaiJiaoTongUniversity)(JohnsonControlsBuildingEfficiencyTechnology(Wuxi)Co.,Ltd.)ABSTRACTIntroducesthedesignprocessesandtheapplicationadvantagesoftWOstagecentrifugalhightemperaturewatersourceheatpump(TCHTWHP).Alargecompoundcentrifugalsystemcanberealizedfor77maximumtemperaturewaterwithcalculationandanalysisofsystemprocess.Bycasestudying,ROIcanbecalculatedfromeconomicanalysisreport.Greatbenefitwillbegainedfromthisapplication,notonlyonenergy-saving&costdown,butalsoonenvironmentalprotection.KEYWORDShightemperatureheatpump;tWOstagecompression;wasteheatrecovery;energy-saving&emissionreduction:combinedheatingandpower在日常的生产生活中,常需要大量75左右甚至更高温度(如85)的热水,如:暖气片供暖,医院医用热水,工业废水余热回收,石油工业中对油气的加温降黏等.一直以来,主要是通过锅炉获得高温热水.随着人们对能源供应和环境保护问题的日益关注,研发更高效节能并符合可持续发展的供热技术得到国内外的关注.高温水源热泵技术是近十几年来国外大力推广的节能环保技术,近几年在国内也得到了广泛重视.它可以在城市供热管网中部分替代电热或燃煤锅炉;可以用于电厂废水,城市污水,石油化工等的余热回收;可以直接利用江水,海水及土壤实现制热或热回收.用高温水(地)源热泵提供热水:可以缓解我国过于依赖煤炭的能源形式;可以解决地热尾水,工业废水直接排放所造成的环收稿日期:2009-1202通信作者;诸琛,Email:chen.zhujc1.conl境热污染等问题;可取得显着的环保效应和经济效应;可避免燃煤,燃油锅炉产生的废气,废渣对周边环境的污染.目前国内外针对55及以下的水源热泵技术已很成熟,有多类产品可以选择;但对于水温高于75,制热量大于1000kW的高温水(地)源热泵的研究还比较少.笔者通过理论计算并结合系统设计及实例分析,提出双级离心式高温热泵解决方案.该方案实现机组最大制热量约13000kW,最高出水温度达到77.1双级系统设计的理论计算1.1双级系统概念提出离心压缩机是一种定压头,变流量的速度型压缩机,靠电机带动叶轮高速旋转,其旋转产生的第2期诸琛:双级离心式高温水源热泵设计应用分析离心力提升制冷剂气体速度,通过扩压室,在其中完成动能向压能的转化.提供的压头是由离心机叶轮的转速来决定的.将气体运动时的圆周速度,径向速度和绝对速度绘制成一个速度三角形,当气体从径向进气时,由欧拉方程得hh=VV=(1)式中:为压头系数(=V/v);V为绝对速度切向投影;V为圆周速度.压头系数是衡量压缩机能量头达到最大值的程度.由能量头公式可以得出,离心压缩机提供的压头与叶轮转速的平方成正比.但是,随着转速的提高,叶轮的强度及叶轮直径设计无法匹配过高的转速.目前,采用普通合金钢制造的闭式叶轮,其圆周转速一般小于300m/s.其提供的最大能量头通常不大于39温差.一旦外界系统的压头大于压缩机本身能提供的最大压头,离心压缩机就会出现喘振现象.此时压缩机的气体无法被压出,在叶轮内形成涡流,此时冷凝器中的高压气体会倒流进叶轮,使压缩机内的气体在瞬间增加,气体被排出,待压缩机内部压力下降后气体又会倒流进叶轮,如此往复循环.喘振会对离心压缩机造成极大的危害.这也是单级离心压缩机组无法提供39以上压头的原因.对于诸如高温热泵这类高压头的场合,需要采用双级或多级压缩来保证压缩机提供更高的压头,双级压缩示意图如图1所示.双级压缩实际上是分2次来完成图1双级压缩示意图制冷剂提速再升压的接力过程.双级压缩可以在压缩机内通过多级叶轮实现,也可以利用2个单级叶轮压缩机串联实现:这2种方案各有优劣(见表1).由于单级压缩机结构简单,属于成熟设计,现在大多是选用单级压缩机组合成双级压缩制冷机,而不针对双级压缩制冷的要求设计和生产多级压缩机.表1多级叶轮与串联压缩对比多级叶轮压缩机单级压缩机串联实现变速控制多级叶轮须同时工作变工况效率较差成本较高机组外形式无变速控制可关闭一个压缩机变工况效率较高成本适中机组外形紧凑双级串联系统利用离心压缩机纵向的叠加,实现了离心机最高出水77左右的应用,大大扩展了离心机应用范围.由于系统容量与单级系统基本一致,可通过串联2个3000TR的单级离心压缩机来实现最大13000kW左右的制热量.系统中主要部件大部分可以利用单级系统现有的设计,如压缩机,电机,容器等.双级系统设计主要集中在中间温度的确定,高低压段压缩机,电机容量的选择等.1.2双级系统压缩机的选择及中间温度的确定对双级系统来讲,压缩机和中间温度直接决定了整个系统运行过程中的效率.对已给定的工质和制冷量,已知蒸发温度和冷凝温度,可以计算出压缩机的吸排气量及所需压头.为了简化计算模型,需要作一些假设:压缩过程为多变压缩过程,且多变压缩指数保持不变,吸排气口不存在管路压降,润滑油和制冷剂特性对整个系统不产生影响.双级压缩循环图如图2所示.图2双级压缩循环p-h图首先得到高低压段的压缩比:丌.:堕2717h孕3式中:P.,P,P分别为矗图中对应点的压力.进入低压段压缩机的工质质量流量为=(2)式中:Q为系统制冷量;h和h分别为图中对应点的焓值.由能量守恒关系,低压段压缩机排气口焓值为h,:h+一0.5(c)(3)Wp=h,hr/hyd(4)式中:w为低压段压缩机绝热压缩功;C2和C分别为低压段压缩机出口和入口速度;为低压段制冷与空调第10卷压缩机绝热压缩效率;yd为低压段压缩机水力效率;h为理论能量头.由于理想压缩过程中不存在工质损失,即吸气口质量流量与排气口质量流量相等,则低压段压缩需要耗功,P3=(3一h2)(5)进一步求出低压段压缩机的叶轮转速来寻找相匹配的压缩机和电机,Nls=(6)式中cc,为压缩机叶轮角速度.根据计算得到的功率,转速,排气量确定低压段压缩机及电机.同理,根据压焓图,为了求出高压段压缩机的质量流量,需要先得到中冷补气口流量.由热平衡关系,求出图中点6的干度,x=(7)则中冷器的质量流量为:(8)高压段压缩机吸排气质量流量为M9=+M8(9)同低压段压缩机计算方式,求出高压段排气口焓值,:.+一0.5()(10)协p式中:w为高压段压缩机绝热压缩功;r/h为高压段压缩机绝热压缩效率.至此,确定高压段压缩机耗功,P=Mq(一h9)(11)同理可按式(5)计算高压级叶轮转速.系统总效率按下式计算:=(12)联合式(2),(4),(6),(7),(8)和(10)得:-_h2-h7(13),一+垒二j8一凡6由以上推算过程可以看出,在蒸发压力和冷凝压力已给定的情况下,系统循环效率不仅与所选压缩机的水力效率,转速有关,而且中间温度的选取也在一定程度上影响最终结果.图3给出了某个应用实例中使用R134a工质时在不同的压缩比(即中间温度)和转速下效率的变化图,这种非1111图3中间温度/转速与效翠对应关系图(R134a)线性的变化率决定了双级系统需要反复计算以确定最优方案,因而合理地确定中间压力(中间温度)是压缩机计算过程中的一个重要环节.在没有=.厂(T)函数曲线的情况下,最优中间温度需要通过反复估算来确定.双级系统为了两级的匹配和平衡,一般高,低压级压缩机的压缩比相近.可以通过蒸发冷凝压力的比例中项原则先选取一个中间压力(温度),并根据最优制冷系数的原则去选取.首先根据确定的蒸发压力和冷凝压力P,按p=/户取一个中间压力近似值;之后在该中间压力所对应的温度区间附近选取若干个中间温度T;对应每一个丁m,求得该中间温度下所对应的系统能效比;绘制=厂(Tm)函数曲线,在曲线上找到m值,该点所对应的中间温度即为最优.最后将该点对应的中间压力,再通过上述步骤推算确定整个系统的循环参数并确定压缩机和电机的选型.2双级离心热泵系统分析2.1系统流程及控制为了简化控制,双级系统的运行遵循低压级优先的原则,高压级压缩机的开关逻辑将以系统压头作为触发.图4中,夏季制冷或蓄冰工况,通常外界的压头都在39以内,此时系统运行状况及控制模式可与单级制冷系统完全相同,制冷剂经过低压级压缩机压缩后,经冷凝器冷凝,节流阀节流降压,进入蒸发器与载冷剂换热后回到压缩机吸气口;而高压级压缩机及电机处于关闭状态.制热工况,外界压头大于系统预设的压头时,高压级压缩机将开始运行,此时气态制冷剂从蒸发器中被吸入低压级压缩机,叶轮将其加速,制冷剂气体的温度与压力相应升高;从低压级压缩机出来的气态制冷剂和来自中间冷却器闪发的气态制冷剂相混合后进入高压级压缩机.系统容量的控制主要通过压缩机入口处导流叶片来实现.导流叶第2期诸琛:双级离心式高温水源热泵设计应用分析片与出水温度目标值实现联锁.当两级压缩机同时运行,高压段导叶可按照设定值保持与低压段导叶存在一定的开度差,从而实现高低压级压缩机导流叶片的联动.图4双级系统流程图由于系统在高低压级压缩机间设计了一个闪发式中冷器,利用制冷剂自身节流蒸发吸收热量从而使进入蒸发器的制冷剂得到更低的温度,同时起到了冷却低压级压缩机排气温度的作用,防止低压级排气到高压级吸气时有过高的温度和过热度.从中冷器出来的饱和液体经过二次节流降压,进入蒸发器换热蒸发并回到低压级压缩机吸气口.双级系统设计,相对于单级,中冷器的设计计算成为系统设计的要点之一.2.2中冷器计算中间冷却器是提升双级系统效率必不可少的部件.从1.2节的计算可以看出,系统中设置了中间冷却器,单位质量工质的制冷量将增加(h一h).而闪发式中间冷却器,其实质是一个气液分离的容器.无论是卧式还是立式,在设计时须要考虑有足够的空问,对分离精度要求较高的,可在气液分离区安置挡液滤网.中冷器大小的设计原则有2个:一是要保证液体所需要的体积;二是气体的允许速度.体积要满足蒸发器液体量的波动和系统负荷变化时造成的回气管的多余量,也要保证能够包容贮液器由于温度或压力下降造成的液体溢出和泡沫.同时,系统要提供一个足够的分离空间,使得气体的速度下降到在吸气出El处没有液滴为止.空间限制和设计有多种结构变化,如图5所示,以立式中冷器为例.首先需要确定中冷器流量,由1.2节可以得到中冷器补气口流量.为了达到较好的气液分离效果,挡液滤网中的流速不宜过高,其最大流速可按下式计算:图5中冷器示意图滤网V=(14)式中:D为在P一图中对应点的密度;C为分离速度.其中C值可以通过竖直分离距离和饱和液体的表面张力查出,见图6(1dyne=10N).量旧垂直距离/cm图6气液分离速度系数取值图有了流量和流速要求,则最小分离高度H.可以按下式求出,H=(15式中V为点8处体积流量.中冷器分离空问的最小滤网面积Si通过流量和最大允许流速的对应关系求出,SV8(16)式中k为滤网有效系数,通常取80左右.有了最小滤网面积,就可以进一步求出中冷器的最小筒径为Ds=+2R(17)式中R为挡液滤网末端与中冷筒壁间距.立式中冷器应能够容纳至少20S的蒸发器供液量,根据计算得到的最小截面积和筒径,就可以得到容积内液位,即操作液位.报警液位在操作?92?制冷与空调第10卷液位的基础上加1min的供液量,停机液位在报警液位的基础上再加上1min的供液量:那么中冷器总高度为H.lI=H+H2+2H.(18)式中:H为停机液位高度;H为封头高度.对中冷器进出口管径的计算,可以通过先假设一个管径,然后根据流量求出管内流速,用校核流速的方式来校核假设的管径.丌(19)x式中:Mx为对应点的质量流量;V为对应点的管内流速.p-h图中点6中冷器进液口,点7中冷器出液口及点8吸气口需要校核管径R.2.3冷凝温度对双级系统的影响高温热泵在制热工况必定伴随着较高的冷凝温度及较大的系统压差,为了保证双级系统在较高的冷凝温度下平稳运行,宜选择工作压力较低的工质,如R134a,压缩机和冷凝器在设计时需要考虑较高的承压.为了顺利实现单级双级运行的切换,需要在高低压级排气口各设置一个单向阀.系统在制热状态运行由于存在较大的压差,同时离心压缩机具有喘振的固有特性,需要在冷凝器和蒸发器间设置一路热气旁通来避免喘振,见图7.由逆卡诺循环原理可知,在热源温度不变的条件下,冷凝温度的提高不可避免地带来系统效率的衰减(基于热源为6).但在同等工况下双级离心水源热泵的效率优于气源热泵和锅炉等.图7双级离心热泵系统设计图3应用案例分析以50万kW发电能力的中型电厂为例,在冬季,汽轮机组每小时通过从中压侧抽出约50t的中压蒸汽,与市政供热管网的回水进行换热,通过释放蒸汽潜热,将10000rn.的65回水加热至85,供给约500万m建筑面积的供热,实现热电联产,见图8.其中驱动汽轮机之后的乏汽通过凝汽器(汽水换热器),中压蒸汽在经过换热器与供热管网回水热交换后成为冷凝水,一起进入锅炉加热实现整个循环.其中冷却塔带走了大量低品位热能,造成巨大的热能浪费.改造方案如下:1)在系统中增加双级离心式高温水(地)源热泵,将冷却塔20的低品位热能,用于提升供暖管网中热水温度;2)将水源热泵热源侧(即蒸发器侧)作为原冷却塔进出水侧,利用热源侧吸收凝汽器中乏汽的热量;3)供暖管网进入双级离心式热泵加热至75后在进入汽水换热器与汽轮机侧的中压蒸汽换热,加热至85出水;4)通过供热量计算,需选取10台供热量在12000kW左右的热泵,其制热性能系数保守估为3.6.改造后的系统流程见图9.图9电厂热电联产示意图(改造后)系统经改造后,在汽轮机输出蒸汽量不变的前提下,理论上可将原供暖面积提升一倍.具体第2期诸琛:双级离心式高温水源热泵设计应用分析经济性分析及其环境评估如下:初期需要投资10台双级离心式水源机组及若干改造工程,评估情况见表2.表2初投资万元由于增设了水源热泵机组,整个冬季系统运行额外增加的耗电量见表3.表3热泵运行耗电量kW?h投入运行设备用电量水源热泵机组水泵其他合计314715O5O3347采暖季按120d,用电单价按0.5元/千瓦时计算,则总运行费用(元)为334710120240.5=48196800冬季额外增加500万m.的供暖区域,按20元/米的供暖费用计算,供暖增加的额外收益为205000000=1O0000000元由于关闭了冷却塔(此处节省的费用忽略不计),原冷却水系统由开式循环变更为闭式循环,杜绝了冷却水蒸发而流失;每天可以减少近20000m水的蒸发流失;整个采暖季节按120d,工业用水按4.6元/吨计算,则可节约费用(元)为200001204.6=11040000综合上述计算结果,基本可以看出,通过改造方案以后一年内可以实现的经济利益约为62843200元.结合初期投资计算结果,仅第一年运行就能完全收回初期投入成本并实现盈利.水源热泵机组还可以在夏季提供供冷,实现热电冷三联产,可节省约24元/米的制冷投资.此处不再计算夏季供冷收益.如将每小时水源热泵产热量折算成燃煤,燃煤燃烧值按29400kJ/kg,锅炉效率按70计算,则可折合燃煤总量为=20408kg/h2940007.2040824120=58775t/a基于以上