内置热泵的热电冷联合有机朗肯循环能效分析

洪 光， 张新铭， 李建军

（1.重庆大学 动力工程学院，重庆 400030；2.中国·城市建设研究院，北京 100120）

低品位能源应用技术是未来节能和低碳减排的一个重要研究方向，利用太阳能这种低品位能源越来越受到重视。分布式太阳能应用主要是采用太阳能集热装置获取热水和采用太阳能光伏发电装置光电转换方式获取电能的应用，热电冷联合有机朗肯循环（Combined Cooling Heat and Power－Organic Rankine Cycle，简称CCHP－ORC）可以较好地结合这2种应用。

CCHP源自于热电联产（Combined Heat and Power，简称CHP）技术，是建立在对低品位能量进行梯级利用的概念基础上，输出动力的同时供热或者制冷的综合能源系统，近年来仍有不少对CCHP系统的研究［1－3］。ORC采用有机工质的蒸汽朗肯循环，是应用于分布式能源回收低品位热能的一种方法［4－5］。这2种分布式能源技术已经应用在生物质和太阳能等低品位能源的综合利用中［6－7］。文献［8］对应用于该 CCHP系统的太阳能热泵集热器进行了研究。

本文将内置热泵与外置热泵和无热泵的CCHP－ORC系统进行比较，利用总能利用率、当量火用效率和经济火用效率3种系统能效评价指标对带有内置热泵CCHP－ORC系统整体系统能量利用率的影响进行评价分析，得出该系统运行时的最佳工作参数范围和运行特点。

1 内置热泵CCHP－ORC系统结构

小型CCHP－ORC系统可以分为无热泵、外置热泵和内置热泵3种。外置热泵是在无热泵CCHP系统中，用输出的动力驱动热泵工作。内置热泵系统直接将热泵与CCHP系统循环相连。内置热泵的CCHP－ORC系统图，如图1所示，主要结构包括CCHP系统和ORC系统。ORC系统包括工质泵、发生器、膨胀机、发电机4个设备；热量系统包括蒸发器、冷凝器、节流阀、引射器、四通转向阀、三向阀6个设备。

图1中，1点为膨胀机入口工质状态点；2点为膨胀机出口工质状态点；3点为冷凝器饱和液态工质出口工质状态点；4点为工质泵加压后工质状态点；5点为发生器出口处状态点。

图1 内置热泵低温太阳能ORC热电冷联合基本系统图

系统为热电输出模式时，工质进入膨胀机做功后进入冷凝器。从冷凝器流出的液态工质部分通过节流阀降压后进入蒸发器中吸热蒸发变为低压饱和蒸汽，另一部分工质经过工质泵加压后进入发生器吸热蒸发为高压过热蒸汽，这两部分蒸汽在引射器中混合升压后进入膨胀机中膨胀做功。当系统为冷电模式时，CCHP循环系统通过四通转向阀和三向阀将蒸发器和冷凝器互换，实现系统的热电与冷电模式转换。

传统CCHP－ORC系统将电能系统和热能系统循环分离，而CCHP－ORC系统将热能系统循环和电能系统循环结合在一起，工质在电能系统和热能系统中并不是独立的循环，2个系统之间有物质交换。这种结构使小型CCHP－ORC系统的能量利用更加高效和灵活。

2 系统循环热力计算与能效评价

2.1 ORC系统循环热力计算

ORC系统循环热力计算中设定冷凝温度为定值；冷凝器入口为饱和蒸汽，冷凝器出口为饱和液；换热器中夹点温差为5℃，发生器出口处工质过热度为3℃；发生器中工质的蒸发温度在冷热源温度的变化步长为0.1℃。

采用R245fa为工质的低温CCHP－ORC系统循环的温熵图如图2所示。在该循环中，冷凝后的工质被分流出一部分后经过节流器进入蒸发器中蒸发。然后与高温蒸发器出来的工质在引射器中混合，再进入膨胀机膨胀做功。热泵系统在该系统中由ORC蒸发器出口的气态工质驱动下进行工作。2S和4S分别为膨胀机和工质泵理想状态等熵变化的工质状态点。

图2 采用R245fa工质ORC热力循环温熵图

冷凝器冷凝温度应该高于系统输出热量的温度，该计算中设定一个与蒸发器相同的夹点温差，冷凝温度由系统输出热量温度和夹点温差决定。冷凝器入口为饱和蒸汽；冷凝器出口为饱和液；系统与外界热源交换热量时，换热器中的夹点温差为5℃；发生器出口处工质过热度为3℃；将发生器中工质的蒸发温度在冷热源温度间平均取400个值后对系统进行热力计算。

内部管理制度的制定和实施不仅需要一套科学合理的监督制度，而且还需要科学的评价制度进行衡量。在企业范围内要引导员工认识到监督评价机制的存在并不是为了寻找内部控制管理的短板，也不仅仅是为了监视内部控制管理制度是否正常运行，而是需要通过及时的奖惩来不断调动员工工作积极性。

引射器出口1点处的焓值为：

其中，u为引射器的喷射系数，即引射流体的质量流量与工作流体质量流量之比；hb为引射流体焓值；h5为工作流量焓值。

系统输入热量Q1为：

其中，qcyc为系统质量流量；h4为发生器入口焓。

系统可利用热量Q2为：

其中，h2为冷凝器入口焓；h3为冷凝器出口焓。

系统净输出功Wnet为：

其中，Wse为膨胀机输出功；Wcp为工质泵输入功。

ORC系统的循环效率ηorc为：

2.2 CCHP－ORC系统能效评价指标

总能量利用率是数量指标，不能表明热、电2种能量产品在品位上的差别，只能表明高温热源能量在数量上的有效利用程度，因此对能量品级进行分析，提出了系统的当量火用效率。系统的当量火用效率ηex为：

其中，Egain为系统获得的火用值；Epay为系统消耗的火用值；Enet为系统输出净功的火用值；E2为系统输出热量火用值；E1为系统输入热量火用值。

系统当量火用效率虽然考虑到CCHP系统能量输出品级，但不同性质能量火用因用途不同导致其经济地位不同。经济火用效率考虑到热量与动力在经济上的差异，系统经济火用效率ηec为：

其中，B为同样单位下热量（冷）与功量（电量）售价的比值。在不同地区热、电价有着不小的差异。本文根据文献［9］所给出的热电价值比，取热电售价比值B＝0.5。

3 系统仿真与能效指标分析

对内置热泵的CCHP－ORC系统进行热力性能计算。设定系统为稳定运行，高温热源温度、环境温度和工作温度恒定。R245fa适合用于低温ORC循环［11］，本文中采用R245fa为循环工质，系统运行计算给定条件见表1所列。

表1 系统运行条件

3.1 系统最佳工作参数的分析

对于一个带有热泵的CCHP－ORC来说，系统仅输出热量时能量利用率最高。在蒸发温度一定时，通过改变引射器喷射系数可以得到系统能量利用率的提升并使ORC效率降低，适度提高蒸发温度可以提高ORC系统效率。在不同蒸发温度时系统能量利用率、系统当量火用效率和系统经济火用效率的变化范围如图3所示。

图3 系统能效参数随蒸发温度变化范围

图3中，当系统分液率为0时，得到系统能量利用率的下边界；当系统输出净功为0时，得到系统能量利用率的上边界。由图3可知，对于同一系统，这3种评价指标具有一致性。指标的上限随着蒸发温度的上升先缓慢上升，79.8℃时达到最大，之后系统能量利用率变化范围急剧减少。系统能量利用率和当量火用效率的下限随着蒸发温度的升高基本不变，当蒸发温度超过80℃时急剧下降；经济火用效率的下限随着蒸发温度的上升而上升，当温度超过80℃后急剧下降。由此可看出，经济火用效率由于考虑到了动力输出与能量输出的经济地位差异，可以更好地评价一个系统的能量利用状况。当蒸发温度为79.8℃时，这3种系统评价指标均达到顶点。由此可得，该CCHP－ORC系统在给定的工作条件下，采用R245fa为工质的最佳工作蒸发温度为79.8℃。

3.2 内置热泵对CCHP－ORC系统能效影响

在高温热源温度、环境温度和输出温度恒定时，无热泵的CCHP系统稳定运行的功热比为定值。在CCHP系统中，热泵运行时所需要的驱动力是由CCHP系统部分动力输出提供的。加入热泵使得系统的动力输出下降，热量输出上升，使得系统功热比下降。不同功热比下的系统能效参数随蒸发温度的变化曲线如图4所示。由图4可以看出，在同一蒸发温度下，随着功热比的下降，系统的ORC效率下降；总能利用率、当量火用效率和经济火用效率均上升。由此可见，热泵系统的加入在一定程度上使得系统的整体能效上升。

图4 不同功热比下系统能效参数与ORC效率

用表1给定的系统运行条件，对无热泵CCHP－ORC系统、外置热泵CCHP－ORC系统和内置热泵CCHP－ORC系统进行热力计算，结果见表2所列。

由表2可看出，热泵系统的加入可以使系统的能量利用率得到提升。无热泵的CCHP－ORC系统能量利用率为0.942；带有热泵系统的CCHP－ORC的能量利用率可以提升到1以上。因为热泵系统在ORC输出的部分动力驱动下获得低温热源的能量，内置热泵CCHP－ORC系统的最高能量利用率比外置热泵CCHP－ORC系统的最高能量利用率高0.05。在各自最佳蒸发温度下外置热泵CCHP－ORC系统和内置热泵CCHP－ORC系统能量利用率随功热比的变化情况如图5所示。

由图5可以看出，在相同功热比下，内置热泵系统比外置热泵系统有更高的系统能量利用率。当功热比为0.043时，2系统的能量利用率最接近，此时内置热泵比外置热泵能量利用率高0.07。功热比偏离0.043越大，则内置热泵能量利用率越大于外置热泵。整体来说采用内置热泵结构的CCHP－ORC系统比外置热泵结构和无热泵CCHP－ORC系统的能量利用率更高。

表2 系统热力计算结果与能效指标

4 结束语

与外置热泵和无热泵的CCHP－ORC系统相比，内置热泵结构的CCHP－ORC系统的内部工质循环合并为一。这种结构的CCHP－ORC系统部件较精简，降低了系统之间的传热损失。对系统进行热力循环分析可知，与系统循环控制相比，内置热泵CCHP－ORC系统可以灵活实现系统冷量或热量输出；热泵加入使得CCHP系统的能效系数得到提高，并且在相同功热比的情况下，内置热泵CCHP－ORC系统比外置热泵CCHP－ORC系统有更高的能量利用率。

［1］Ebrahimi M，Keshavarz A，Jamali A.Energy and exergy analyses of a micro－steam CCHP cycle for a residential building［J］.Energy and Buildings，2012，45：202－210.

［2］张晓晖，杨 茉.热电（冷）联产系统的优化性能［J］.热能动力工程，2005，20（1）：52－56.

［3］孔祥强，王如竹，李 瑛，等.微型冷热电联供系统的优化运行［J］.上海交通大学学报，2008，42（3）：365－369.

［4］Wei Donghong，Lu Xuesheng，Lu Zhen，et al.Performance analysis and optimization of organic Rankine cycle（ORC）for waste heat recovery［J］.Energy Conversion and Management，2007，48（4）：1113－1117.

［5］Hettiarachchi H D M，Golubovic M，Woreka W M，et al.Optimum design criteria for an organic Rankine cycle using low－temperature geothermal heat sources［J］.Energy，2007，32（9）：1698－1706.

［6］Obernberger I，Thonhofer P，Reisenhofer E.Description and evaluation of the new 1，000kWel organic Rankine cycle process integrated in the biomass CHP plant in Lienz，Austria［J］.Euroheat ＆ Power，2002，10：1－17.

［7］Wang X D，Zhao L.Analysis of zeotropic mixtures used in low－temperature solar Rankine cycles for power generation［J］.Solar Energy，2009，83（5）：605－613.

［8］王海涛，金定慧.直接膨胀式太阳能热泵发展［J］.合肥工业大学学报：自然科学版，2008，31（8）：1282－1286.

［9］杨 承，杨泽亮，蔡睿贤.基于全工况性能的冷热电联产系统效率指标比较［J］.中国电机工程学报，2008，28（2）：8－13.

［10］吴大为.分布式冷热电联产系统的多目标热力学优化理论与应用研究［D］.上海：上海交通大学，2008.

［11］Saleh B，Koglbauer G，Wendland M，et al.Working fluids for low－temperature organic Rankine cycles［J］.Energy，2007，32（7）：1210－1221.