基于蒸汽压缩技术的热泵蒸汽系统热力性能分析

李帅旗，何世辉，宋文吉，冯自平

（1 中国科学技术大学热科学与能源工程系，安徽合肥230026；2 中国科学院广州能源研究所，广东广州510640；3 中国科学院可再生能源重点实验室，广东广州510640；4 广东省新能源与可再生能源研究开发与应用重点实验室，广东广州510640）

随着科技的进步和时代的发展，环境污染以及能源浪费成为主要的社会问题之一。能源作为国家综合实力和经济水平的象征，是世界各国共同关注的焦点问题。而我国作为世界第一大能源消耗体，节能潜力大，环保压力重，能源消费升级和技术革新是我国实现工业4.0的重要措施。目前，在工业领域，回收利用的热能尚不足所有可回收热能的30%，大量余热浪费反而导致热污染[1]。其中，很大一部分原因是因为工业余热回收技术的不足和限制，在余热废水的工厂，往往不需要高温热水，反而存在蒸汽的需求[2-4]，因此开发一种回收工业余热来制取饱和蒸汽的技术具有极大的经济价值和应用前景。

目前，国内外关于热泵蒸汽机的研究主要集中在工质的筛选及新型高温工质的开发、系统的优化改进和关键设备的开发等方面。Bamigbetan 等[5]和刘炳伸等[6]对几种高温热泵用工质进行性能评价，表明R600 和R1233zd(E)具有较好的应用前景；方一波等[7]对R1336mzz(Z)与R123 在热泵工况下的循环性能进行了对比分析，表明R1336mzz(Z)具有更好的综合性能；Yu 等[8]分析了跨临界R32/R290 高温热泵的工作特性，并证明与CO2相比，跨临界热泵具有更高的COP；吴迪等[9]提出了采用自然工质水的高温热泵系统，在80℃蒸发温度条件下，压缩机的排气温度接近120℃，系统的能效系数（COP）接近于5.0。在高温热泵蒸汽机方面，日本神户制钢公司开发了以R245fa 作为循环工质，采用两级螺杆压缩式高温热泵蒸汽机组SGH165，在冷凝器换热器增加了一个闪蒸装置，将被冷凝器加热到高压过热状态的热水闪蒸产生蒸汽，再利用蒸汽压缩机提升到更高的压力[10]。赵兆瑞等[11]设计了一种采用R245fa 为工质的高温热泵系统，通过节流气化制取常压饱和蒸汽。

在以上研究基础上，本文结合蒸汽压缩技术[12-14]和高温热泵技术提出一种无闪蒸循环的高温热泵蒸汽系统，以改善系统闪蒸压降带来的能量损失，系统通过两级冷凝直接制取低压饱和蒸汽，再利用蒸汽压缩机升温升压来制取中低压饱和蒸汽，相比燃煤、燃气锅炉具有明显的节能效果，并且不产生CO2和NOx，具有良好的环保效益，应用前景十分广阔。

1 循环系统

基于蒸汽压缩的热泵蒸汽系统流程如图1 所示，主要包括预热器、蒸发器、回热器、经济器、二级冷凝器、一级冷凝器、承压水罐、冷媒压缩机、蒸汽压缩机、进水泵及减压阀等。由于R245fa 具有零ODP 和较低的GWP 值，并且在120℃下的冷凝压力仅为1.83MPa，非常适合高温冷媒循环，其循环回路和水循环回路的热力过程如图2 所示。常温洁净水从供水点（状态点1）进入系统，经预热器加热后（状态点3）分出一股支路进入蒸汽压缩机喷液冷却口（状态点17），其中主回路热水进入二级冷凝器内继续加热升温（状态点4），升温后的热水经喷嘴进入承压水罐，进而被内置的一级冷凝器加热沸腾生成饱和蒸汽（状态点5），饱和蒸汽经蒸汽压缩机进一步升温升压后排出系统（状态点16）。冷媒压缩机、一级冷凝器、二级冷凝器、经济器、蒸发器、回热器、预热器和减压阀等组成R245fa 热泵系统，利于两级冷凝直接制取低压饱和蒸汽。冷媒压缩机出口高温高压冷媒（状态点15）先后进入一级冷凝器、二级冷凝器降温冷凝后（状态点7），其中一股支路经减压阀降压后（状态点8）进入经济器相变蒸发，然后通过压缩机喷气口（状态点9）进入冷媒压缩机，其中主回路冷媒同样进入经济器放热降温（状态点10），经过回热器进入蒸发器完成吸热蒸发过程，其出口（状态点13）经过回热器（状态点14）回到压缩机入口完成循环过程。而热源废水（状态点18）先后进入蒸发器和预热器，放出热量后（状态点20）排出系统。

图1 超高温热泵蒸汽系统

图2 热泵蒸汽系统的T-S曲线

2 数值模型

本文基于EES软件建立热力学模型，分析冷凝温度Tcond、蒸发温度Tevap、经济器温度Tecon和喷气率βg对冷媒压缩机功耗Wrefc、蒸汽压缩机功耗Wvapc和系统COP 的影响情况，为新型热泵蒸汽系统的设计与应用提供依据。

为简化模型，对模型作出以下假设[15-16]：①系统处于稳定状态；②忽略管路热损失和压力损失；③忽略换热器的压力损失；④压缩机为绝热压缩过程；⑤不考虑水泵的功耗。

2.1 质量守衡及能量守衡

系统稳定运行状态下，质量守衡包括系统水制取蒸汽、余热废水和冷媒循环的质量守衡，见式(1)～式(3)。

系统的能量守恒包括进口常温水、进口余热废水、冷媒压缩机功耗、蒸汽压缩机功耗、出口蒸汽和出口余热废水的能量守恒，见式(4)。

（1）预热器 预热器用于加热常温的进口自来水，同时进一步降低排出系统的热源废水温度，其换热量见式(5)、式(6)。

（2）蒸发器 蒸发器内冷媒完成相变蒸发过程，吸收余热废水的热量为系统提供外部输入热量，其换热量见式(7)、式(8)。

（3）冷凝器 本套系统采用直接加热的方式制取蒸汽，无闪蒸压降，能效系数高。设置两级冷凝有效减小主冷凝器的换热面积，减小承压水罐的体积。冷凝器的换热参数及换热量对热泵循环的性能有重要影响，其换热量见式(9)～式(12)。

（4）经济器 压比大是高温热泵用冷媒压缩机的主要特点，系统设置经济器一方面回收部分冷媒热量，降低节流阀前冷媒温度，同时采用中间喷气的方式提高压缩机的压缩效率，非常适合于高温热泵系统，其换热量见式(13)、式(14)。

（5）回热器 回热器用来加热进入压缩机的冷媒，提高进入压缩机的冷媒温度，维持其具有一定的过热度，避免冷媒携带液滴进入压缩机造成液击损伤，其换热量见式(15)、式(16)。

（6）压缩机 本文提出的热泵蒸汽系统包括冷媒压缩机和蒸汽压缩机，其中冷媒压缩机为R245fa 专用压缩机，一般为螺杆压缩机或转子压缩机等，其压缩效率和功耗是影响热泵循环性能的主要因素。

压缩机的增压比定义为压缩机出口压力与进口压力之比，见式(17)。

压缩机的出口焓值和功耗可由式(18)计算得出[17-19]。

假设中间喷气混合点为状态点21，其焓值见式(19)、式(20)。

则压缩机功耗见式(21)、式(22)。

蒸汽压缩机一般采用螺杆压缩机，用来提高蒸汽的温度和压力，利用级后喷液的方式保证出口处于饱和状态，其功耗和出口焓值由式(23)、式(24)计算得出。

2.2 系统模型评价参数

本文提出的蒸汽压缩的热泵蒸汽系统的主要性能评价参数为系统能效系数COP 和单位蒸汽耗功Wper，计算表达式见式(25)、式(26)。

3 结果与分析

3.1 模型计算与典型工况性能

建立以上数值模型，并通过EES软件进行编程建模，以系统COP 最大值为目标，利用变尺度（variable metric method）优化算法进行计算。计算过程中设定的已知参数为：进水流量min、温度Tin和压力pin，热源水入口温度twast和压力pwast，出口蒸汽压力pout和温度Tout，热泵循环蒸发温度Tevap、冷凝温度Tcond、经济器温度Tecon，冷媒压缩机效率ηrefc、蒸汽压缩机效率ηvapc等参数，见表1。

表1 模型典型工况输入参数

3.2 冷凝温度的影响分析

图3 给出了系统冷凝温度Tcond与系统COP 和冷媒压缩机功耗Wrefc、蒸汽压缩机功耗Wvapc的变化关系。从图3 可以看出，随着Tcond的升高，Wrefc逐渐升高，Wvapc逐渐下降，系统COP呈现先升后降的变化关系。冷凝温度Tcond的升高对应的冷凝压力pcond升高，压缩机排气压力pdisc同样变大，压缩机压比值πrefc增大，冷媒压缩机功耗Wrefc逐渐增大；而冷凝温度Tcond升高会引起承压水罐内蒸气压力升高，即进入蒸气压缩机的气体压力增大，在系统出口蒸气温度Tout和压力pout不变的情况下，蒸气压缩机压比值πvapc相应减小，压缩机功耗Wvapc逐渐降低。根据以上数据和系统能效系数COP的定义可以得出，COP随冷凝温度Tcond的升高呈现先增大后减小的趋势，其最大值出现在Tcond为93℃时，系统COP 为2.988。

图3 冷凝温度与系统COP和压缩机功耗的变化关系

图4 给出了系统冷凝温度Tcond与经济器温度Tecon和压缩机喷气率βg的变化关系。从图4 可以看出，随着Tcond的升高，Tecon和βg逐渐增大。蒸发温度Tevap不变的情况下，随着Tcond的升高，压缩机压比πrefc相应增大，为保证维持压缩机的高效率运转，喷气压力p9相应升高，即经济器内压力pecon和温度Tecon升高；通过查询R245fa工质物性可知，冷媒潜热值随温度的升高而降低，随着Tcond的升高，单位质量的冷媒蒸发换热量降低，为保证主回路冷媒具有一定的过冷度，因此增加中间喷气回路流量来保证经济器的换热量Qecon基本不变，即βg逐渐变大。系统冷凝温度Tcond从80℃上升至100℃的情况下，Tecon上升18.4%，βg上升133%。

图4 冷凝温度与经济器温度和压缩机喷气率的变化关系

3.3 经济器温度的影响分析

图5 给出了经济器温度Tecon与冷媒压缩机喷气率βg和系统COP的变化关系。从图5可以看出，随着Tecon的升高，βg逐渐下降，系统COP 呈现先升高后降低的变化趋势。系统冷凝温度Tcond和蒸发温度Tevap不变的情况下，随着Tecon的升高，经济器冷热侧换热温差下降，主回路单位质量冷媒的换热能力降低，为保证经济器蒸发侧冷媒完全汽化，主回路冷媒质量流量升高，中间喷气回路冷媒流量降低，即喷气率βg下降。经济器温度Tecon的升高引起喷气压力升高，喷气回路功耗降低，但是喷气率βg下降会引起冷媒主回路流量增加，主回路压缩过程功耗增大，导致冷媒压缩机功耗Wrefc随Tecon的变化呈现先升后降的趋势，而蒸汽压缩机功耗Wvapc保持不变，根据系统能效系数COP的定义可以得出，COP随冷凝温度Tecon的升高呈现先增大后减小的趋势，其最大值出现在Tecon为65℃时，系统COP 为2.996。

图5 经济器温度与系统COP和喷气率的变化关系

3.4 蒸发温度的影响分析

从之前的分析数据得出，系统存在最佳的冷凝温度Tcond和经济器温度Tecon使COP 最大，因此对系统进行不同蒸发温度下的最优化计算，计算结果如图6 和图7 所示，从图中可以看出，随着Tevap的升高，Tcond和Tecon逐渐增大，βg逐渐减小；Wrefc和Wvapc逐渐降低，系统COP 逐渐升高。蒸发温度Tevap从50℃上升至70℃的情况下，Tcond上升11.1%、Tecon上升23.9%、βg下降33.8%、Wvapc下降14.5%、Wrefc下降28.3%、COP上升23.4%。

图6 蒸发温度与冷凝温度、经济器温度和喷气率的变化关系

图7 蒸发温度与系统COP和功耗的变化关系

在系统出口蒸气温度Tout不变的情况下，随着Tevap的升高，冷媒压缩机和蒸汽压缩机的压比需求相应降低，相应功耗Wvapc和Wrefc降低，系统COP升高；蒸汽压缩机压比需求的减小意味着入口压力升高，承压水罐内蒸汽温度升高，冷凝器内冷媒冷凝温度Tcond升高，冷媒压缩机的排气压力pdisr升高，喷气压力升高，对应的经济器温度Tecon升高；冷媒压缩机压比减小，相应的中间级压比同样减小，即喷气口压力和排气口压力差值减小，喷气率βg相应降低。

3.5 喷气率的影响分析

图8 给出了冷媒压缩机喷气率βg与经济器温度Tecon和冷媒压缩机排气温度Tdisc的变化关系。从图8可以看出，随着βg的升高，Tecon逐渐降低，Tdisc呈现先升高后降低的变化关系。在蒸发温度Tevap和冷凝温度Tcond不变的情况下，随着βg的升高，经济器的换热量增大，主回路侧冷媒温降变大，经济器蒸发温度即Tecon逐渐降低；冷媒压缩机的排气温度Tdisc主要与喷气口的压力和流量有关，随着βg的升高，主回路冷媒流量减小引起Tdisc减小，而经济器温度Tecon也逐渐降低，中间级压缩比增大，引起Tdisc增大，因此Tdisc呈现先升高后降低的趋势，最大值出现在βg为0.1 时，其最大值为94.93℃。

图8 喷气率与经济器温度和压缩机排气温度的变化关系

图9给出了冷媒压缩机喷气率βg与系统COP和冷媒压缩机功耗Wrefc的变化关系。从图9 中可以看出，随着βg的升高，Wrefc先降后升，系统COP 呈现先升后降的变化关系。冷媒压缩机功耗Wrefc包括主回路功耗和中间压缩回路功耗，随着βg的升高，压缩机喷气量增大，主回路冷媒量减小，导致主回路功耗降低，中间压缩回路功耗升高，同时Tecon的降低也会引起中间压缩回路功耗的升高，而βg的升高也意味着中间压缩回路在整个压缩过程中所占比重升高，最终Wrefc呈现出先降后升的变化趋势；根据系统能效系数COP 的定义可以得出，COP 随冷凝温度βg的升高呈现先增大后减小的趋势，其最大值出现在βg为0.13时，系统COP为2.996。

图9 喷气率与冷媒压缩机功耗和系统COP的变化关系

4 结论

热泵蒸汽系统采用电力驱动制取蒸汽，相比传统的电蒸汽锅炉节能率高，相比燃煤、燃气锅炉不产生CO2和NOx，符合我国节能环保战略发展，具有良好的市场前景。本文以提出的基于蒸汽压缩技术的热泵蒸汽系统为研究对象，针对冷凝温度Tcond、经济器温度Tecon、蒸发温度Tevap、喷气率βg对冷媒压缩机功耗Wrefri、蒸汽压缩机功耗Wvapor和系统COP的影响开展了一系列的模拟分析，结论如下。

（1）基于蒸汽压缩的热泵蒸汽系统，制取165℃的饱和蒸汽，在蒸发温度Tevap为50℃、经济器温度Tecon为65℃、冷凝温度Tcond为93℃时，系统能效系数COP 为2.996，制取1t 蒸汽消耗功率仅为247kW·h，相比电锅炉具有明显的节能优势。

（2）冷凝温度Tcond的升高导致冷媒压缩机功耗Wrefc增加，蒸汽压缩机功耗Wvapc减小，系统COP 随Tcond的升高呈现先升后降的变化关系，在Tcond为93℃时出现最大值。

（3）系统COP随Tevap的升高逐渐增大，但是Tevap的升高需要更高的热源温度，不利于实际推广应用。

（4）系统蒸发温度和冷凝温度不变的条件下，设置经济器可以有效增大系统的制热量，提高压缩机压缩效率，进而提高系统COP，但存在最佳经济器温度Tecon和喷气率βg，当蒸发温度Tevap为50℃，冷凝温度Tcond为93℃时，最佳经济器温度Tecon为65℃，最佳喷气率βg为0.13。

符号说明

COP——能效系数

Hi——各状态点比焓，kJ/kg

mi——各状态点的质量流量，kg/s

pi——各状态点的压力，kPa

Qi——各单元的换热量，kW

si——各状态点的比熵，kJ/(kg·℃)

Ti——各状态点温度，℃

νi——各状态点的比体积，m3/kg

Wi——各单元输入功率，kW

β——喷气率

η——压缩效率

π——压比值

ρi——各状态点的密度，kg/m3

下角标

cond,mai——一级冷凝器

cond,sub——二级冷凝器

disr——冷媒压缩机排气

econ——经济器

in——各单元进口

out——各单元出口

preh——预热器

refc——冷媒压缩机

regh——回热器

vapc——蒸汽压缩机

0——系统入口