微型分布式電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)的熱力過程分析

微型分布式電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)的熱力過程分析

基于過程綜合方法的熱力過程優(yōu)化熱力過程綜合方法（ipt）包括帶點分析理論（pa）和分析理論（ae）等過程的綜合優(yōu)化、分析和設計方法，主要用于化工系統(tǒng)的設計和改進。分布式冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)是近十年發(fā)展迅速的一種新型能量供應形式,系統(tǒng)中同時存在換熱網(wǎng)絡和各類熱機與熱泵,因此也很適合采用熱力過程綜合方法進行最優(yōu)化設計或分析改進。雖然熱力過程綜合方法已在大型熱電聯(lián)產(chǎn)發(fā)電廠中使用,但是由于分布式能源系統(tǒng)的過程約束更多,并且引入了對能量梯級利用至關(guān)重要的熱驅(qū)動制冷機,原方法需要進行一些相應調(diào)整,才能更好地適用于新領(lǐng)域。本文進行了這一新的嘗試。1夾點分析的基本原理熱力過程綜合方法是由夾點分析理論經(jīng)過過程集成概念的不斷深化發(fā)展而來的。夾點分析理論是Linnhoff于20世紀70年代末首先提出的,最初的理論僅著眼于化工換熱網(wǎng)絡的過程設計與改進,以與冷、熱公用工程相關(guān)的能源為目標;或者在換熱器個數(shù)最少、換熱面積最小等設備投資目標與能源目標之間進行權(quán)衡,獲得系統(tǒng)的最佳效益,為其設計的首要出發(fā)點。隨著在實際化工系統(tǒng)或能源系統(tǒng)中越來越多的應用推廣,理論開始逐步運用于熱力系統(tǒng)全局(totalsitetarget)綜合設計分析,低溫熱力過程(lowtemperatureprocess)的總體設計,以最少耗功目標(shaftworktarget)為導向的最優(yōu)設計分析等更為廣泛的應用場合中。夾點分析最直觀的描述方法是:使用將系統(tǒng)過程中所有流股綜合成的總冷、熱流股的組合曲線(compositecurve)圖。最小換熱溫差、最少公用工程能量的使用與最優(yōu)換熱面積之間的權(quán)衡可從圖1中反映出來。同時,夾點溫度上方形成只有熱量流入的熱阱,下方形成只有熱量流出的熱源,可以方便地采用垂直換熱模型確定換熱面積,結(jié)合歐拉定律確定夾點兩邊的子網(wǎng)絡中的最小單元數(shù),進而計算出換熱網(wǎng)絡的投資。實際分析或設計時最常用的方法是問題表法(problemtablealgorithm,PTA),由Linnhoff等首先應用于實例中。問題表法一般先設定一個預期的夾點溫差ΔTmin,再將熱流股溫度下降ΔTmin/2,冷流股則上升ΔTmin/2,所有流股進出口溫度從高至低排列形成溫區(qū)。在每個溫區(qū)中用式(1)計算焓差式中ΣCPc為溫區(qū)內(nèi)冷流股總熱容流率,ΣCPh為溫區(qū)內(nèi)熱流股總熱容流率,ΔTi為溫區(qū)溫差,區(qū)間內(nèi)的凈熱量可正可負。若最初假設熱公用工程為0,則構(gòu)成了換熱網(wǎng)絡的轉(zhuǎn)換組合曲線。從上一個溫區(qū)到下一個溫區(qū)邊界上的熱量流率為負值是不符合實際情況的。因此,在熱量級聯(lián)圖中,找出絕對值最大的負熱量流率值,通過加入合適的熱公用工程,使溫區(qū)間的熱量流率大于等于零。那么熱量流率等于零的溫度點就是需求取的過程夾點。進一步的能量目標或者投資費用目標最優(yōu)值就能通過與夾點溫度值之間的權(quán)衡得到。實際應用中,由于不同系統(tǒng)的約束各不相同,求取結(jié)果差別很大,但基本的方法都是相同的。本文不再列出求取過程,而直接用換熱網(wǎng)絡級聯(lián)圖表示計算結(jié)果。在優(yōu)化分析中,夾點分析法與分析理論相結(jié)合。擁是當熱力系統(tǒng)或能流與環(huán)境相互作用而達到完全平衡時系統(tǒng)向外界輸出的最大功量。可見,是一種能量,具有能的量綱,但又與能的含義不完全相同,是能的“量”與“質(zhì)”相統(tǒng)一的部分。分析法又稱熱力學第二定律分析法,它的理論根據(jù)是熱力學第一和第二定律。因為熱力學第一定律是不能違背的,但不違背熱力學第一定律的熱力過程并不一定都能實現(xiàn)。這里有一個“自然界的熱現(xiàn)象具有方向性和不可逆性”的問題。簡單地說,客觀世界的熱過程有兩種:自發(fā)過程和非自發(fā)過程。自發(fā)過程是不可逆的,它具有方向性,而且能量轉(zhuǎn)換過程還是有限度的。2燃供熱發(fā)電系統(tǒng)在春秋季工況下的余熱回收利用分布式冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)是一種面向用戶、在當?shù)赝瑫r滿足用戶的電、采暖、制冷和生活用水等多種需求的新型能源供應系統(tǒng)。微型的民用戶式系統(tǒng)具有能源利用效率高、經(jīng)濟節(jié)能、可靠性高等特點,因此建立了一個示范工程進行實驗研究,見圖2。系統(tǒng)采用10kW級的燃氣內(nèi)燃機發(fā)電機組滿足電負荷需求,缸套冷卻水被煙氣加熱后,先后通過兩個換熱器,加熱采暖空調(diào)水和生活熱水,多余的熱量可用發(fā)電機自帶的風扇式空氣-水換熱器帶走;春秋季工況,除了沒有采暖負荷以外,系統(tǒng)運行情況與冬季工況類似;夏季工況下,缸套冷卻水和煙氣的余熱僅提供給生活熱水,空調(diào)制冷需求用一臺電驅(qū)動制冷機滿足。圖示的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)使燃氣內(nèi)燃發(fā)電機的所有余熱都盡可能地回收,但并不是回收熱量都得到有效利用,很多時候回收熱量重新由風扇式空氣-水換熱器釋放到環(huán)境中去。風扇無謂消耗了額外的電能,使系統(tǒng)的效率下降。夏季工況下,情況類似,此外還增加了電驅(qū)動制冷機,用電負荷繼續(xù)上升,余熱實際上并沒有得到充分利用?？紤]到冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)中同時存在多個換熱器組成的余熱換熱網(wǎng)絡,熱機(內(nèi)燃機)以及熱泵(制冷機),因此適合采用熱力過程綜合方法進行優(yōu)化分析與再設計。3冬季和夏季熱負荷微型分布式冷熱電聯(lián)產(chǎn)原系統(tǒng)在春秋過渡季節(jié)除滿足住戶用電負荷外,僅有熱水負荷,結(jié)構(gòu)較為簡單。而在冬季和夏季兩季,都有熱水和采暖或制冷兩種熱負荷需求,相對復雜,并且系統(tǒng)余熱利用的形式也是由這兩季的情況決定的。以下采用夾點分析理論結(jié)合分析理論,在已有的冬夏兩季不同工況的實驗數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)。3.1冷公用工程的供熱負荷模型原系統(tǒng)在冬季工況下的冷熱流股數(shù)據(jù)見表1,H1代表流出發(fā)電機的缸套冷卻水,被煙氣進一步加熱后,需從82℃下降為80℃。表中,Ts為流股的初始溫度,Tt為流股的目標溫度,Cp為流股的熱容流率。H2代表缸套冷卻水,需冷卻到77℃,才能重新進入發(fā)動機缸套冷卻氣缸。C1代表生活熱水的熱量需求;C2代表地板幅射采暖系統(tǒng)的熱負荷。系統(tǒng)的換熱溫差較大,在過程優(yōu)化設計前,并不能預期夾點處的最小傳熱溫差,因此以原溫度值來劃分7個溫度區(qū)間進行分析。原系統(tǒng)換熱網(wǎng)絡用問題表法(PTA)進行求解后可知,無須加入熱公用過程,而需要冷公用工程6.49kW。系統(tǒng)的溫度級聯(lián)如圖3所示。圖4為組合曲線圖,圖中曲線形式說明原系統(tǒng)是一個門檻問題,無須熱公用工程,若繼續(xù)減少夾點溫差,公用工程的能量費用并不會變化,而換熱器面積隨夾點溫差減小而增大,總投資費用必然上升。因此圖中所示的門檻位置已是最佳位置。若根據(jù)第一類門檻問題從無公用工程處開始做垂直換熱模型設計的話,包括冷公用工程的風扇式空氣-水換熱器,整個系統(tǒng)需要4個換熱器,與原系統(tǒng)比較,能量費用沒有降低,反而增加一個換熱器,投資費用變大。因此這樣選取系統(tǒng)進行分析并不合適?？紤]到缸套水被煙氣加熱后再被利用是由原系統(tǒng)結(jié)構(gòu)限定的約束,若拋開原來結(jié)構(gòu),煙氣應作為一原始熱流股參與討論。因此,原系統(tǒng)的冬季工況原始換熱流股見表2,其中H1現(xiàn)為煙氣熱流股,從發(fā)動機排氣出口溫度下降到高于露點溫度的160℃。圖5所示溫度級聯(lián)表明,需加入7.875kW冷公用工程能量。由于計算中忽略了煙氣換熱器效率,這里所需的冷公用工程能量比原系統(tǒng)還要大。圖6組合曲線描述的換熱網(wǎng)絡優(yōu)化問題依然是一個門檻問題;但是由于偽夾點的存在,優(yōu)化問題成為第二類門檻問題。從偽夾點兩側(cè)分別按照垂直換熱模型設計將需要5個換熱器,設備投資過大。觀察偽夾點位置發(fā)現(xiàn),冷流股C2在夾點下剩余未匹配部分極小,考慮交叉換熱模型進行設計并不會對系統(tǒng)有很大影響。此外,若用H1與C2,H2與C1匹配,僅設置2個換熱器作為兩個獨立系統(tǒng)分別進行換熱,總冷公用工程能量費用并不會增加,也就是說并沒有罰值產(chǎn)生。由于H1是煙氣流股,H1與C2系統(tǒng)中匹配剩余的能量采用在稍高溫度就排出煙氣的形式加以解決;所以需要的冷公用工程能量僅為H2與C1匹配后,繼續(xù)下降到77℃所需冷量,約為5.35kW。由上述改進中可以發(fā)現(xiàn),煙氣熱流股與其他流股不同,它并不是必須下降到160℃,匹配后剩余能量可由排放至環(huán)境中來平衡,無須對它投入設備與冷公用工程。因此,把煙氣流股剔除出系統(tǒng)必須滿足的流股表(表3),將其視為一個免費的熱公用工程來源進行設計。圖7為新系統(tǒng)溫度級聯(lián)。新系統(tǒng)的溫度級聯(lián)說明,網(wǎng)絡不需要冷公用工程,而需要5.125kW的熱公用工程。用總組合曲線可更清楚地分析熱公用工程的能量需求大小,溫度級別以及是否可利用免費的煙氣,見圖8。圖8中的陰影部分為熱回收夾套,表示網(wǎng)絡回收其中熱流股放出熱量的部分?！蛔愕臒崃坑擅赓M的熱公用工程-煙氣提供,煙氣僅需從出口溫度降到300°℃左右即可滿足網(wǎng)絡的需求。按照垂直換熱模型設計的話,需要3個換熱器(不包括原冷公用工程的風扇式空氣-水換熱器)。然而由于分布式冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)中各熱負荷隨用戶需求變化在一定范圍內(nèi)浮動,風扇式空氣-水換熱器作為保障發(fā)動機正常工作的部件必須存在。所以將熱回收夾套中C1流股部分與采用熱公用工程的C1流股部分匯合,都采用煙氣這個熱公用工程加熱;H2流股剩余的熱量通過冷公用工程風扇式空氣-水換熱器帶走。雖然這樣稍稍增加了一些冷公用工程(總量上升至2.35kW),也損失了小部分熱回收量,但換熱器數(shù)量沒有變化,多使用的熱公用工程也是免費的,更重要的是增加了整個系統(tǒng)的靈活性,更好地滿足戶式用戶多變的需求。3.2熱驅(qū)動制冷機的加入微型分布式冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)在夏季工況下的設計較冬季工況更為復雜,冬季工況設計主要集中在換熱網(wǎng)絡的設計上,而夏季除了燃氣內(nèi)燃機發(fā)電機組是一熱機外,還有熱泵形式,即制冷機的加入。實際分析中,將內(nèi)燃機這一熱機完全視為黑體,僅關(guān)心其輸出的兩部分余熱的再利用;而制冷機則將視為灰體,流經(jīng)其內(nèi)部的流股也將并入換熱網(wǎng)絡一起進行考慮。由于原系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的限制,雖然在夏季余熱需求不大,但煙氣余熱總共13kW熱量還是用來加熱了缸套水,并最后被風扇空氣-水換熱器帶走,這里不再繪入圖中分析,只需將這部分能量加在風扇的最終換熱量上。分析原系統(tǒng)的流股表4中,H2為缸套冷卻水,H3為從空調(diào)室內(nèi)流出需降溫的冷凍水,C1為需加熱的生活用水,H4為增加電制冷機后,制冷機冷凝器內(nèi)需被冷卻的制冷劑流股,因為主要為相變換熱,冷凝溫度基本不變。在分析中,冷公用工程主要包括3種:低于環(huán)境溫度的電制冷機蒸發(fā)器內(nèi)的低溫制冷劑流股,冷凝器中所需的冷卻水流股,以及風扇換熱器的空氣流股。圖9為原系統(tǒng)的總組合曲線圖,但原溫度豎軸用與溫度對應的Carnot因子(1—T0/T)代替,因此曲線所圍成的面積表示擁值的大小。圖9中的陰影部分是熱回收夾套,為減少換熱器個數(shù),實際設計中,加熱生活用水的均為缸套冷卻水流股。原系統(tǒng)的冷公用工程實際使用的是電功和冷卻水:輸入電功(2.33kW)驅(qū)動熱泵,將低溫熱源的熱量帶入環(huán)境;以風扇的形式,推動空氣冷卻高于環(huán)境溫度的熱流股熱量(23.7kW);冷卻水帶走熱量為10.47kW。原系統(tǒng)采用了電制冷機作為冷公用工程設備,具有較高的COP(計算中采用3.5),然而電制冷機消耗了高品位的能量——電能,并且需要額外的冷公用工程,向環(huán)境排出熱量。此外,在原系統(tǒng)中缸套冷卻水僅通過加熱生活用水回收了一小部分熱量,大部分熱量與煙氣熱量一起回收后又白白地排放出去了。因此,在改進設計過程中,可以考慮加入熱驅(qū)動制冷機,充分利用夏季大量的免費熱公用工程熱量以及熱流股中多余的熱量,滿足低于環(huán)境溫度的冷公用工程需求。熱驅(qū)動制冷機可視為一個簡化的三熱源模型,實際上包含了一個熱機與一個熱泵。在高溫熱源與接近環(huán)境溫度的熱源之間,熱機吸收高溫熱源熱量向環(huán)境排熱,同時產(chǎn)生有用功,該有用功并不是以機械能或電能表現(xiàn)出來,而是以熱的形式直接進入下一級熱泵中,熱泵獲得有用功后,從低溫熱源吸收熱量,與有用功轉(zhuǎn)化成的熱量一起排入環(huán)境溫度熱源中。原系統(tǒng)的換熱網(wǎng)絡本來存在過程夾點,熱驅(qū)動制冷機的加入,即熱機與熱泵的加入,從熱力學角度考慮也存在最優(yōu)的設置問題。實際設計中采用最大制冷量為10kW的硅膠-水吸附式制冷機,圖10為加入吸附制冷機后的總組合曲線圖,吸附制冷機消耗了除去4kW生活熱水用熱以外所有的發(fā)動機余熱,包括煙氣流股和缸套冷卻水流股共23.7kW熱量,產(chǎn)生8.14kW制冷量。根據(jù)熱驅(qū)動制冷機能量平衡,吸附制冷機總共需用冷卻水帶走31.84kW。將煙氣熱流股,冷卻水總流股加入到流股數(shù)據(jù)表中(見表5),重新繪制新系統(tǒng)換熱網(wǎng)絡的組合曲線圖。加入公用工程后,過程夾點如圖11所示。非連續(xù)的流股組合求取過程夾點見文獻。換熱網(wǎng)絡組合曲線清楚顯示出,加入制冷機,即熱泵后,從夾點下方的熱源中吸取熱量,跨過過程夾點,將熱量注入夾點上方的熱阱中,沒有增加公用工程用能,實現(xiàn)合理的設置。此外,若制冷機是電制冷機,將需要額外的機械能或電能驅(qū)動熱泵;而新系統(tǒng)中,采用了吸附制冷機,其熱機部分從熱流股中吸收高溫熱量,在夾點上方排向冷流股,理論上有100%的熱機效率,也實現(xiàn)了合理放置。3.3系統(tǒng)能耗和余熱通過熱力過程綜合方法的分析優(yōu)化與再設計,新的微型分布式冷熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖12所示。改進后的新系統(tǒng)中,燃氣內(nèi)燃機發(fā)電機組仍滿足用電需求。在冬季工況下,除風扇式空氣-水換熱器作為保障缸套冷卻水溫度穩(wěn)定的必備設備外,煙氣換熱器和缸套水換熱器作為獨立系統(tǒng)分別加熱生活用水和空調(diào)采暖用水。與原系統(tǒng)比較,減少了一個換