环境温度低能效比高的低温供热系统性能分析_中国暖通空调网 - 技术交流
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热泵·论文

环境温度低能效比高的低温供热系统性能分析
2018-02-27 | 中国暖通空调网 |【
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王 建,吴 伟,李先庭,王宝龙,石文星
清华大学

[摘 要]我国供暖和生活热水的能耗巨大,空气源热泵是替代锅炉的重要方式之一,但在环境温度很低时其性能不佳。然而有些区域存在大量低品位热源,并且温度低的空气本身就是非常好的天然冷源。因此,本文提出了一种低温供热系统,即低压增压和高压增压两种结构形式的增压型吸收式热变换器系统,它们由电能和低品位热源共同驱动,直接向室外空气散热,从而制取供暖或生活热水所需的热量。通过建立以NH3-H2O 为工质对的系统数学模型,分析压缩比、驱动温度和冷凝温度对系统性能的影响,结果表明:随着环境温度的降低,两类系统的制热能效比COP均逐渐升高;在给定热源和环境工况下,两类系统都具有最佳压缩比,且在最佳压缩比条件下,高压增压的能效优势更为突出。

[关键词]吸收式热泵;吸收式热变换器;压缩机;低环境温度供热

根据《中国建筑节能年度发展研究报告2014》,我国建筑采暖和生活热水的能耗约占建筑总能耗的40%[1]。随着我国城镇化进程的加快,建筑用能设备的规模必然越来越大,所消耗的能源也越来越多,尤其是与人民生活息息相关的供暖、生活热水等低温供热方面。在历史发展进程中,我国的低温供热主要是基于化石燃料燃烧制取高温热水或蒸汽,以直接换热的方式满足房间内的低温需求(无论是供暖还是供生活热水,通常需要的温度为3060°C[2]);这种用能方式必然存在能效低、污染大的缺点,于是就出现了通过消耗少量高品位能源、从低品位热源中提取热量的热泵供热技术,比如蒸气压缩热泵、吸收式热泵等。

针对低环境温度下空气源热泵出现的性能变差等问题,不少学者已提出双级压缩、准双级压缩、双级耦合和复叠等形式的热泵循环[35],但对于冬季环境温度很低的地区而言,基于这些循环的空气源热泵的能效仍然不高。而当环境中存在温度较为稳定的水体时,水源热泵是替代空气源热泵的有效方式。这种技术供热效率较高、可靠性好,但它一般使用对大气环境有破坏作用的氟利昂作为制冷剂,且也会消耗较多高品位的电能[68]。此外,目前已有研究提出了利用热源驱动的第一类吸收式热泵(Absorption Heat PumpAHP)供热技术,它也可以从空气或水源中提取低品位热,通常使用对环境危害较小的工质对;而且它主要由热能驱动,有助于减少高品位电能的消耗[9, 10]。但是,AHP 需要温度较高的热源来驱动,当驱动温度不够高时,其性能会严重降低[11]

而且,有些地区存在大量温度较低的低品位热能,例如,我国北方低温地区冬季市政污水的温度一般是815°C[12]。而且,自然环境中温度低的空气本身就是一种非常好的天然冷源。那么,能否以这些低品位热量作为驱动源、以室外空气作为冷源,适当消耗部分电能,使用环境亲和力好的自然工质,并结合第二类吸收式热泵(即吸收式热变换器,Absorption Heat TransformerAHT)的原理制取低温热水呢?据此,本文提出一种低温供热系统,即增压型吸收式热变换器,包括低压增压和高压增压两种结构形式。并以NH3H2O 作为工质对建立其数学模型,研究压缩比、驱动温度和冷凝温度等因素对系统性能的影响规律,探讨该低温供热系统的技术可行性。

1 低温供热系统的原理

增压型吸收式热变换器有低压增压和高压增压两种结构形式,其工作原理和p-T 图分别如图1 2 所示。对于低压增压循环,压缩机位于发生器和冷凝器之间,它将发生器产生的氨蒸气压缩至冷凝压力,如图1a)所示。图2a)说明其工作原理,压缩机使低压增压循环中的发生压力PGE 低于冷凝压力PC°,使得发生后溶液中的氨浓度降低。因此,系统在驱动温度较低的情况下也可维持较大的放气范围,保证循环正常进行。高压增压循环如图1b)所示,压缩机设置在蒸发器和吸收器之间,它将蒸发器产生的氨蒸气的压力由PEV 提升至更高的吸收压力PAB,使得吸收后溶液中的氨浓度增加。所以,该系统即使在驱动热源温度比较低的情况下也可以维持较大的放气范围如见图2b)所示。

低压增压与高压增压型吸收式热变换器原理示意
1 低压增压与高压增压型吸收式热变换器原理示意
a)低压增压;(b)高压增压
压增压与高压增压型吸收式热变换器的p-T 示意
2 低压增压与高压增压型吸收式热变换器的p-T 示意
a)低压增压;(b)高压增压

两种结构的增压型吸收式热变换器在发生器和蒸发器处所需要的热量都来自于低品位驱动热源;冷凝器则都采用风冷型换热器,充分利用室外空气这一自然冷源,将冷凝过程产生的热量直接排放至大气环境;并从吸收器中获得满足低温供热所需的热量。系统其他部分与传统的AHT 相同[13]

2 模型及方法

采用EESEngineering Equation Solver)软件中的物性数据,以NH3-H2O 作为工质对构建图1 中的低压增压与高压增压型吸收式热变换器的数学模型,用以分析系统特性。

2.1 模型假设

本文假定整个系统处于稳态,其他合理假设如下:

1)系统中不存在漏热、压力损失或流动阻力;

2)离开发生器、冷凝器、蒸发器、吸收器的流体都处于饱和状态;

3)离开精馏器的制冷剂中氨的质量浓度至少为99.8%(在下述计算中都将这些制冷剂看作纯氨[14]);

4)系统中换热器的最小温度端差为5°C,节流前后流体的比焓相等,制冷剂泵和溶液泵的增压过程为等熵过程。

2.2 数学模型

1)根据质量守恒和能量守恒建立系统中各主要部件的计算模型。

质量守恒:

Σmin=Σm°ut    1

Σmin·xin=Σm°ut·x°ut   2

能量守恒:

Q+Σmin·hin=Σm°ut·h°ut   3

式中min,m°ut 分别为从部件进、出的流体流量(kg/s);xin, x°ut 为分别为从部件进、出的流体质量浓度(%);hin,h°ut 为分别为从部件进、出的流体比焓(kJ/kg);Q 为部件的换热量(kW)。

2)压缩机的耗功为:

式中mr 为通过压缩机的制冷剂流量(kg/s);h°ut,c 为等熵压缩过程的出口比焓(kJ/kg);hin,c 为压缩机的进口比焓(kJ/kg);ηc 为压缩机的等熵压缩效率,取ηc=0.6[15]

3)制冷剂泵和溶液泵的耗功均为:

式中:mp 为通过泵的流体流量(kg/s);g 为重力加速度,取g=9.8 m/s2pin,p, pout,p 为分别为泵的进、出口压力(bar);ηp 为泵的机械效率,取ηp=0.8

4)当不考虑进入发生器和蒸发器的低品位余热、而仅考虑向系统供给的商品能源时,系统的制热效率COPCoefficient of performance)为:

式中QAB 为吸收器中产生的高温热量(kW);Wpr,Wps 为分别为制冷剂泵和溶液泵的耗功(kW)。

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