螺杆膨胀机双循环低温余热回收系统分析

曹滨斌，李惟毅

(天津大学机械工程学院，天津 300072)

随着工业快速发展，能源问题更加受到人们的关注．在国外，以色列通过螺杆膨胀机利用 90,℃左右的载热流体发电．美国、日本和俄罗斯等均引进了以色列的余热发电设备和技术[1]．

我国拥有藏量丰富、分布广泛的地热资源．其中80,℃以上有136处，部分高温地热(温度大于150,℃)直接用于发电[2]，天津大学热能研究所于 1987年成功研制国内第一台汽液两相地热发电螺杆膨胀机(功率为 5,kW)[3]．目前，国内大多数余热发电均采用以水为工质的单循环系统[4]，不仅造价高而且难以回收150,℃以下的低温余热．为此，笔者对适用于100,℃以下更广泛低温余热源的双循环系统进行了理论分析．

1 双循环螺杆膨胀机余热回收系统的构成

双循环系统，也称有机工质朗肯循环系统，如图1所示．它以低沸点有机物为工质，使工质在流动系统中从余热流体中获得热量，产生有机质蒸汽，进而推动螺杆机，带动发电机发电或输出动力，乏气在冷凝器中冷却为液态，由泵打入热交换器，完成一个循环[5]．这种动力系统对余热流体洁净度、温度和压力都无过高要求，适用于温度100,℃以下的余热热源．

图1 双循环螺杆膨胀机余热回收系统Fig.1 Dual-cycle waste heat recovery system with screw expander

1.1 热力过程的确定

根据低沸点工质在蒸发器出口的热力状态不同，可分为蒸汽动力循环和汽液两相动力循环，这两种循环如图2所示．

图2 热力过程示意Fig.2 Diagram of thermal process

由于工质的不可压缩性(或压缩过程中体积变化很小)，故泵功常可按下式近似计算：

考虑到过程的完整性，根据螺杆膨胀机进出口工质状态，从两相区到过热区又细分出 3个过程，如图3所示.

这样划分的目的是为了在分析计算时，能够全面地涵盖在螺杆膨胀机工作中会发生的所有膨胀过程．

1.2 设备的选定

1.2.1 螺杆膨胀机参数

(1)膨胀比，RV= V2/V1[6]，其中 RV为膨胀比，V1和V2为膨胀机进出口容积．

(2)螺杆膨胀机入口工质体积流量〈 额定流量．根据利用工业余热的经验，一般额定流量选择45,m3/min．

(3)膨胀机效率，考虑膨胀机相对内效率、机械效率及发电效率，假设综合效率70%．

1.2.2 换热器换热温差

由图 4可知，对于管壳式换热器，余热流体出口温度To应高于工质出口温度1T即工质蒸发温度，在设计计算中设定otΔ≥5,℃[7]．

图4 管壳式换热器内沿程温度示意Fig.4 Diagram of temperature distribution along the flowpath in the shell-and-tube exchanger

1.2.3 循环工质

工质的选择会直接影响系统的做功能力，一般应考虑以下因素[8]：发电性能、传热性能、工质压力水平及化学稳定性等．因此，选用 R245fa与丁烷作为循环工质，进行比较分析．

2 计算方法

作为分析计算的数据准备，对丁烷和 R245fa的热物性进行曲线拟合，包括工质在不同温度下焓值、熵值、比容与干度关系式，设定冷凝温度下焓值、比容与熵值关系式，饱和温度和饱和压力关系式，饱和液、饱和汽焓值与温度关系式等．

1) 冷凝温度的确定

考虑到冷却水 20,℃进、27,℃出的实际情况，根据换热器末端温差大于 5,℃的设计要求，冷凝温度设为 32,℃．

2) 蒸发温度及干度采用试算法

3) 最高蒸发温度的设定

考虑换热器换热能力，设定余热流体入口温度与工质蒸发温度之差≥8,,℃．

对选定的工质，根据不同优化目标，在温度范围(冷凝温度～设定最高蒸发温度，步长 1,℃)、干度范围(0.01～1，步长 0.01)的所有点进行计算，得到最优点．

通过试算，确定同时满足螺杆膨胀机和换热器工艺要求的蒸发温度及干度，根据目标发电量，反算所需工质流量、热水流量及扣除各种泵耗后所得净功．

3 计算结果分析

根据上述设备、运行参数及计算方法，对双循环系统蒸发温度、干度、泵耗，螺杆膨胀机膨胀比及循环工质进行分析比较．以下讨论中，冷凝温度均设为32,℃，目标发电量为300,kW，膨胀机综合效率70%．

3.1 工质蒸发温度的确定

计算条件：循环工质选择R245fa，螺杆膨胀比为 4．

根据不同的优化目标，蒸发温度的确定有以下 3种方法.

方法 1：以流量 1,t/h余热流体所得净功最大为目标；

方法2：以机组效率最大为目标；

方法3：以系统效率最大为目标．

计算结果如图5所示．由图5可知：

(1)如图 5(a)所示，当膨胀比与冷凝温度选定时，系统存在最低蒸发温度为 65,℃．因此对低于 70,℃的余热流体不宜采用该系统回收余热．

(2)如图5(b)和5(c)所示，随着余热流体温度的不断升高，系统所需工质、余热流体和冷却水流量逐渐减少，所得净功逐渐增大．

(3)图 5(d)所示为以方法 3系统效率最优为目标的蒸发温度设计方法，在工质流量和余热流体流量中取得了一个较好的平衡点，获得了最大的净发电功率．计算同时发现，在不考虑蒸发侧泵耗时，方法 3与方法2结果相同．

综上所述，系统蒸发温度设计方法：忽略蒸发侧泵耗时，采用方法 2；考虑蒸发侧泵耗时，采用方法3；对于方法1，则不宜采用.

图5 不同蒸发温度设计方法下系统参数的比较Fig.5 Comparison of system parameters designed with Fig.5 different methods according to the evaporation Fig.5 temperature

3.2 膨胀比

计算条件：循环工质选择 R245fa，采用方法 2设计蒸发温度．

当余热流体温度较高时，可以通过提高膨胀比来提高蒸发温度．结果如图6所示．

图6 不同膨胀比下系统参数比较Fig.6 Comparison of system parameters with different expansion ratios

由图 6可知，相同余热流体温度，随膨胀比增大蒸发温度提高、干度减小，工质、冷凝及蒸发侧泵耗增大，系统所得净功减小．所以在余热流体温度低于100,℃的范围内，对于循环工质 R245fa，选择膨胀比为4的系统净功更大．

3.3 泵耗

根据设计方法 2，计算系统各部分泵耗，结果如表1所示.

表1 系统各部分功率Tab.1 Powers of each part in the system

图7 不同工质下系统参数比较Fig.7 Comparison of system parameters with different working fluids

由表1可知，系统各部分泵耗总量与所得净功数量相当，因此在系统设计时各部分泵耗不可忽略，如果可以取消蒸发侧水泵，则系统所得净功增加，所以在实际工程中，应因地制宜，尽量利用余热流体来流压力．

3.4 工质比较

计算条件为：①循环工质 R245fa，膨胀比4；②循环工质丁烷，膨胀比分别为 3和 4；③采用方法 2设计蒸发温度．结果如图7所示．

由图 7可知，当循环工质为丁烷时，膨胀比对系统的影响与在分析 R245fa时所得结论一致，随着膨胀比的增加，蒸发温度升高，干度下降，工质、冷凝及蒸发侧泵耗增大，系统所得净功减小．由此可得，对于不同循环工质，在一定余热流体的温度范围内存在不同的最佳膨胀比，当余热流体小于 100,℃时，R245fa与丁烷最佳膨胀比分别为4和3；当高于100℃时，对于 R245fa和丁烷最佳膨胀比都有增大的趋势．

通过对在各自最佳膨胀比下两种循环工质发电性能比较可知：

(1)一方面丁烷单位质量做功能力强，所需工质流量小；另一方面因其蒸发压力较高，工质侧泵耗大，所以当余热流体温度高于 90,℃，工质侧泵耗成为系统主要损耗时，丁烷发电性能不如R245fa．

(2)丁烷具有较小的最佳膨胀比，相应蒸发温度低，在满足换热器换热温差要求的同时，可以从余热流体中回收更多的热量，减少余热流体流量，降低蒸发侧泵耗．

4 结 论

(1)螺杆膨胀机双循环低温余热回收系统设计时应注意以下设备要求：螺杆膨胀机入口工质体积流量小于额定流量；对于管壳式换热器，余热流体出口温度应高于工质出口温度；设计计算过程中，泵耗不可忽略．

(2)针对不同应用场合，采用不同的优化目标设计蒸发温度．

(3)如果余热流体具有一定压力，可以降低蒸发侧水泵泵耗，得到更高的净功．

(4)不同工质对于不同温度范围下的余热，对应不同的最佳膨胀比．余热低于 100,℃时，工质 R245fa的最佳膨胀比为4，丁烷的最佳膨胀比为3；余热高于100,℃时，最佳膨胀比的值会有所增大．

(5)应选择单位质量做功能力强、蒸发压力低、最佳膨胀比小的有机物作为循环工质．

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