基于蒸汽壓縮技術的熱泵蒸汽系統熱力性能分析

李帥旗，何世輝，宋文吉，馮自平

（1 中國科學技術大學熱科學與能源工程系，安徽合肥230026；2 中國科學院廣州能源研究所，廣東廣州510640；3 中國科學院可再生能源重點實驗室，廣東廣州510640；4 廣東省新能源與可再生能源研究開發與應用重點實驗室，廣東廣州510640）

隨著科技的進步和時代的發展，環境污染以及能源浪費成為主要的社會問題之一。能源作為國家綜合實力和經濟水平的象征，是世界各國共同關注的焦點問題。而我國作為世界第一大能源消耗體，節能潛力大，環保壓力重，能源消費升級和技術革新是我國實現工業4.0的重要措施。目前，在工業領域，回收利用的熱能尚不足所有可回收熱能的30%，大量余熱浪費反而導致熱污染[1]。其中，很大一部分原因是因為工業余熱回收技術的不足和限制，在余熱廢水的工廠，往往不需要高溫熱水，反而存在蒸汽的需求[2-4]，因此開發一種回收工業余熱來制取飽和蒸汽的技術具有極大的經濟價值和應用前景。

目前，國內外關于熱泵蒸汽機的研究主要集中在工質的篩選及新型高溫工質的開發、系統的優化改進和關鍵設備的開發等方面。Bamigbetan 等[5]和劉炳伸等[6]對幾種高溫熱泵用工質進行性能評價，表明R600 和R1233zd(E)具有較好的應用前景；方一波等[7]對R1336mzz(Z)與R123 在熱泵工況下的循環性能進行了對比分析，表明R1336mzz(Z)具有更好的綜合性能；Yu 等[8]分析了跨臨界R32/R290 高溫熱泵的工作特性，并證明與CO2相比，跨臨界熱泵具有更高的COP；吳迪等[9]提出了采用自然工質水的高溫熱泵系統，在80℃蒸發溫度條件下，壓縮機的排氣溫度接近120℃，系統的能效系數（COP）接近于5.0。在高溫熱泵蒸汽機方面，日本神戶制鋼公司開發了以R245fa 作為循環工質，采用兩級螺桿壓縮式高溫熱泵蒸汽機組SGH165，在冷凝器換熱器增加了一個閃蒸裝置，將被冷凝器加熱到高壓過熱狀態的熱水閃蒸產生蒸汽，再利用蒸汽壓縮機提升到更高的壓力[10]。趙兆瑞等[11]設計了一種采用R245fa 為工質的高溫熱泵系統，通過節流氣化制取常壓飽和蒸汽。

在以上研究基礎上，本文結合蒸汽壓縮技術[12-14]和高溫熱泵技術提出一種無閃蒸循環的高溫熱泵蒸汽系統，以改善系統閃蒸壓降帶來的能量損失，系統通過兩級冷凝直接制取低壓飽和蒸汽，再利用蒸汽壓縮機升溫升壓來制取中低壓飽和蒸汽，相比燃煤、燃氣鍋爐具有明顯的節能效果，并且不產生CO2和NOx，具有良好的環保效益，應用前景十分廣闊。

1 循環系統

基于蒸汽壓縮的熱泵蒸汽系統流程如圖1 所示，主要包括預熱器、蒸發器、回熱器、經濟器、二級冷凝器、一級冷凝器、承壓水罐、冷媒壓縮機、蒸汽壓縮機、進水泵及減壓閥等。由于R245fa 具有零ODP 和較低的GWP 值，并且在120℃下的冷凝壓力僅為1.83MPa，非常適合高溫冷媒循環，其循環回路和水循環回路的熱力過程如圖2 所示。常溫潔凈水從供水點（狀態點1）進入系統，經預熱器加熱后（狀態點3）分出一股支路進入蒸汽壓縮機噴液冷卻口（狀態點17），其中主回路熱水進入二級冷凝器內繼續加熱升溫（狀態點4），升溫后的熱水經噴嘴進入承壓水罐，進而被內置的一級冷凝器加熱沸騰生成飽和蒸汽（狀態點5），飽和蒸汽經蒸汽壓縮機進一步升溫升壓后排出系統（狀態點16）。冷媒壓縮機、一級冷凝器、二級冷凝器、經濟器、蒸發器、回熱器、預熱器和減壓閥等組成R245fa 熱泵系統，利于兩級冷凝直接制取低壓飽和蒸汽。冷媒壓縮機出口高溫高壓冷媒（狀態點15）先后進入一級冷凝器、二級冷凝器降溫冷凝后（狀態點7），其中一股支路經減壓閥降壓后（狀態點8）進入經濟器相變蒸發，然后通過壓縮機噴氣口（狀態點9）進入冷媒壓縮機，其中主回路冷媒同樣進入經濟器放熱降溫（狀態點10），經過回熱器進入蒸發器完成吸熱蒸發過程，其出口（狀態點13）經過回熱器（狀態點14）回到壓縮機入口完成循環過程。而熱源廢水（狀態點18）先后進入蒸發器和預熱器，放出熱量后（狀態點20）排出系統。

圖1 超高溫熱泵蒸汽系統

圖2 熱泵蒸汽系統的T-S曲線

2 數值模型

本文基于EES軟件建立熱力學模型，分析冷凝溫度Tcond、蒸發溫度Tevap、經濟器溫度Tecon和噴氣率βg對冷媒壓縮機功耗Wrefc、蒸汽壓縮機功耗Wvapc和系統COP 的影響情況，為新型熱泵蒸汽系統的設計與應用提供依據。

為簡化模型，對模型作出以下假設[15-16]：①系統處于穩定狀態；②忽略管路熱損失和壓力損失；③忽略換熱器的壓力損失；④壓縮機為絕熱壓縮過程；⑤不考慮水泵的功耗。

2.1 質量守衡及能量守衡

系統穩定運行狀態下，質量守衡包括系統水制取蒸汽、余熱廢水和冷媒循環的質量守衡，見式(1)～式(3)。

系統的能量守恒包括進口常溫水、進口余熱廢水、冷媒壓縮機功耗、蒸汽壓縮機功耗、出口蒸汽和出口余熱廢水的能量守恒，見式(4)。

（1）預熱器 預熱器用于加熱常溫的進口自來水，同時進一步降低排出系統的熱源廢水溫度，其換熱量見式(5)、式(6)。

（2）蒸發器 蒸發器內冷媒完成相變蒸發過程，吸收余熱廢水的熱量為系統提供外部輸入熱量，其換熱量見式(7)、式(8)。

（3）冷凝器 本套系統采用直接加熱的方式制取蒸汽，無閃蒸壓降，能效系數高。設置兩級冷凝有效減小主冷凝器的換熱面積，減小承壓水罐的體積。冷凝器的換熱參數及換熱量對熱泵循環的性能有重要影響，其換熱量見式(9)～式(12)。

（4）經濟器 壓比大是高溫熱泵用冷媒壓縮機的主要特點，系統設置經濟器一方面回收部分冷媒熱量，降低節流閥前冷媒溫度，同時采用中間噴氣的方式提高壓縮機的壓縮效率，非常適合于高溫熱泵系統，其換熱量見式(13)、式(14)。

（5）回熱器 回熱器用來加熱進入壓縮機的冷媒，提高進入壓縮機的冷媒溫度，維持其具有一定的過熱度，避免冷媒攜帶液滴進入壓縮機造成液擊損傷，其換熱量見式(15)、式(16)。

（6）壓縮機 本文提出的熱泵蒸汽系統包括冷媒壓縮機和蒸汽壓縮機，其中冷媒壓縮機為R245fa 專用壓縮機，一般為螺桿壓縮機或轉子壓縮機等，其壓縮效率和功耗是影響熱泵循環性能的主要因素。

壓縮機的增壓比定義為壓縮機出口壓力與進口壓力之比，見式(17)。

壓縮機的出口焓值和功耗可由式(18)計算得出[17-19]。

假設中間噴氣混合點為狀態點21，其焓值見式(19)、式(20)。

則壓縮機功耗見式(21)、式(22)。

蒸汽壓縮機一般采用螺桿壓縮機，用來提高蒸汽的溫度和壓力，利用級后噴液的方式保證出口處于飽和狀態，其功耗和出口焓值由式(23)、式(24)計算得出。

2.2 系統模型評價參數

本文提出的蒸汽壓縮的熱泵蒸汽系統的主要性能評價參數為系統能效系數COP 和單位蒸汽耗功Wper，計算表達式見式(25)、式(26)。

3 結果與分析

3.1 模型計算與典型工況性能

建立以上數值模型，并通過EES軟件進行編程建模，以系統COP 最大值為目標，利用變尺度（variable metric method）優化算法進行計算。計算過程中設定的已知參數為：進水流量min、溫度Tin和壓力pin，熱源水入口溫度twast和壓力pwast，出口蒸汽壓力pout和溫度Tout，熱泵循環蒸發溫度Tevap、冷凝溫度Tcond、經濟器溫度Tecon，冷媒壓縮機效率ηrefc、蒸汽壓縮機效率ηvapc等參數，見表1。

表1 模型典型工況輸入參數

3.2 冷凝溫度的影響分析

圖3 給出了系統冷凝溫度Tcond與系統COP 和冷媒壓縮機功耗Wrefc、蒸汽壓縮機功耗Wvapc的變化關系。從圖3 可以看出，隨著Tcond的升高，Wrefc逐漸升高，Wvapc逐漸下降，系統COP呈現先升后降的變化關系。冷凝溫度Tcond的升高對應的冷凝壓力pcond升高，壓縮機排氣壓力pdisc同樣變大，壓縮機壓比值πrefc增大，冷媒壓縮機功耗Wrefc逐漸增大；而冷凝溫度Tcond升高會引起承壓水罐內蒸氣壓力升高，即進入蒸氣壓縮機的氣體壓力增大，在系統出口蒸氣溫度Tout和壓力pout不變的情況下，蒸氣壓縮機壓比值πvapc相應減小，壓縮機功耗Wvapc逐漸降低。根據以上數據和系統能效系數COP的定義可以得出，COP隨冷凝溫度Tcond的升高呈現先增大后減小的趨勢，其最大值出現在Tcond為93℃時，系統COP 為2.988。

圖3 冷凝溫度與系統COP和壓縮機功耗的變化關系

圖4 給出了系統冷凝溫度Tcond與經濟器溫度Tecon和壓縮機噴氣率βg的變化關系。從圖4 可以看出，隨著Tcond的升高，Tecon和βg逐漸增大。蒸發溫度Tevap不變的情況下，隨著Tcond的升高，壓縮機壓比πrefc相應增大，為保證維持壓縮機的高效率運轉，噴氣壓力p9相應升高，即經濟器內壓力pecon和溫度Tecon升高；通過查詢R245fa工質物性可知，冷媒潛熱值隨溫度的升高而降低，隨著Tcond的升高，單位質量的冷媒蒸發換熱量降低，為保證主回路冷媒具有一定的過冷度，因此增加中間噴氣回路流量來保證經濟器的換熱量Qecon基本不變，即βg逐漸變大。系統冷凝溫度Tcond從80℃上升至100℃的情況下，Tecon上升18.4%，βg上升133%。

圖4 冷凝溫度與經濟器溫度和壓縮機噴氣率的變化關系

3.3 經濟器溫度的影響分析

圖5 給出了經濟器溫度Tecon與冷媒壓縮機噴氣率βg和系統COP的變化關系。從圖5可以看出，隨著Tecon的升高，βg逐漸下降，系統COP 呈現先升高后降低的變化趨勢。系統冷凝溫度Tcond和蒸發溫度Tevap不變的情況下，隨著Tecon的升高，經濟器冷熱側換熱溫差下降，主回路單位質量冷媒的換熱能力降低，為保證經濟器蒸發側冷媒完全汽化，主回路冷媒質量流量升高，中間噴氣回路冷媒流量降低，即噴氣率βg下降。經濟器溫度Tecon的升高引起噴氣壓力升高，噴氣回路功耗降低，但是噴氣率βg下降會引起冷媒主回路流量增加，主回路壓縮過程功耗增大，導致冷媒壓縮機功耗Wrefc隨Tecon的變化呈現先升后降的趨勢，而蒸汽壓縮機功耗Wvapc保持不變，根據系統能效系數COP的定義可以得出，COP隨冷凝溫度Tecon的升高呈現先增大后減小的趨勢，其最大值出現在Tecon為65℃時，系統COP 為2.996。

圖5 經濟器溫度與系統COP和噴氣率的變化關系

3.4 蒸發溫度的影響分析

從之前的分析數據得出，系統存在最佳的冷凝溫度Tcond和經濟器溫度Tecon使COP 最大，因此對系統進行不同蒸發溫度下的最優化計算，計算結果如圖6 和圖7 所示，從圖中可以看出，隨著Tevap的升高，Tcond和Tecon逐漸增大，βg逐漸減小；Wrefc和Wvapc逐漸降低，系統COP 逐漸升高。蒸發溫度Tevap從50℃上升至70℃的情況下，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%。

圖6 蒸發溫度與冷凝溫度、經濟器溫度和噴氣率的變化關系

圖7 蒸發溫度與系統COP和功耗的變化關系

在系統出口蒸氣溫度Tout不變的情況下，隨著Tevap的升高，冷媒壓縮機和蒸汽壓縮機的壓比需求相應降低，相應功耗Wvapc和Wrefc降低，系統COP升高；蒸汽壓縮機壓比需求的減小意味著入口壓力升高，承壓水罐內蒸汽溫度升高，冷凝器內冷媒冷凝溫度Tcond升高，冷媒壓縮機的排氣壓力pdisr升高，噴氣壓力升高，對應的經濟器溫度Tecon升高；冷媒壓縮機壓比減小，相應的中間級壓比同樣減小，即噴氣口壓力和排氣口壓力差值減小，噴氣率βg相應降低。

3.5 噴氣率的影響分析

圖8 給出了冷媒壓縮機噴氣率βg與經濟器溫度Tecon和冷媒壓縮機排氣溫度Tdisc的變化關系。從圖8可以看出，隨著βg的升高，Tecon逐漸降低，Tdisc呈現先升高后降低的變化關系。在蒸發溫度Tevap和冷凝溫度Tcond不變的情況下，隨著βg的升高，經濟器的換熱量增大，主回路側冷媒溫降變大，經濟器蒸發溫度即Tecon逐漸降低；冷媒壓縮機的排氣溫度Tdisc主要與噴氣口的壓力和流量有關，隨著βg的升高，主回路冷媒流量減小引起Tdisc減小，而經濟器溫度Tecon也逐漸降低，中間級壓縮比增大，引起Tdisc增大，因此Tdisc呈現先升高后降低的趨勢，最大值出現在βg為0.1 時，其最大值為94.93℃。

圖8 噴氣率與經濟器溫度和壓縮機排氣溫度的變化關系

圖9給出了冷媒壓縮機噴氣率βg與系統COP和冷媒壓縮機功耗Wrefc的變化關系。從圖9 中可以看出，隨著βg的升高，Wrefc先降后升，系統COP 呈現先升后降的變化關系。冷媒壓縮機功耗Wrefc包括主回路功耗和中間壓縮回路功耗，隨著βg的升高，壓縮機噴氣量增大，主回路冷媒量減小，導致主回路功耗降低，中間壓縮回路功耗升高，同時Tecon的降低也會引起中間壓縮回路功耗的升高，而βg的升高也意味著中間壓縮回路在整個壓縮過程中所占比重升高，最終Wrefc呈現出先降后升的變化趨勢；根據系統能效系數COP 的定義可以得出，COP 隨冷凝溫度βg的升高呈現先增大后減小的趨勢，其最大值出現在βg為0.13時，系統COP為2.996。

圖9 噴氣率與冷媒壓縮機功耗和系統COP的變化關系

4 結論

熱泵蒸汽系統采用電力驅動制取蒸汽，相比傳統的電蒸汽鍋爐節能率高，相比燃煤、燃氣鍋爐不產生CO2和NOx，符合我國節能環保戰略發展，具有良好的市場前景。本文以提出的基于蒸汽壓縮技術的熱泵蒸汽系統為研究對象，針對冷凝溫度Tcond、經濟器溫度Tecon、蒸發溫度Tevap、噴氣率βg對冷媒壓縮機功耗Wrefri、蒸汽壓縮機功耗Wvapor和系統COP的影響開展了一系列的模擬分析，結論如下。

（1）基于蒸汽壓縮的熱泵蒸汽系統，制取165℃的飽和蒸汽，在蒸發溫度Tevap為50℃、經濟器溫度Tecon為65℃、冷凝溫度Tcond為93℃時，系統能效系數COP 為2.996，制取1t 蒸汽消耗功率僅為247kW·h，相比電鍋爐具有明顯的節能優勢。

（2）冷凝溫度Tcond的升高導致冷媒壓縮機功耗Wrefc增加，蒸汽壓縮機功耗Wvapc減小，系統COP 隨Tcond的升高呈現先升后降的變化關系，在Tcond為93℃時出現最大值。

（3）系統COP隨Tevap的升高逐漸增大，但是Tevap的升高需要更高的熱源溫度，不利于實際推廣應用。

（4）系統蒸發溫度和冷凝溫度不變的條件下，設置經濟器可以有效增大系統的制熱量，提高壓縮機壓縮效率，進而提高系統COP，但存在最佳經濟器溫度Tecon和噴氣率βg，當蒸發溫度Tevap為50℃，冷凝溫度Tcond為93℃時，最佳經濟器溫度Tecon為65℃，最佳噴氣率βg為0.13。

符號說明

COP——能效系數

Hi——各狀態點比焓，kJ/kg

mi——各狀態點的質量流量，kg/s

pi——各狀態點的壓力，kPa

Qi——各單元的換熱量，kW

si——各狀態點的比熵，kJ/(kg·℃)

Ti——各狀態點溫度，℃

νi——各狀態點的比體積，m3/kg

Wi——各單元輸入功率，kW

β——噴氣率

η——壓縮效率

π——壓比值

ρi——各狀態點的密度，kg/m3

下角標

cond,mai——一級冷凝器

cond,sub——二級冷凝器

disr——冷媒壓縮機排氣

econ——經濟器

in——各單元進口

out——各單元出口

preh——預熱器

refc——冷媒壓縮機

regh——回熱器

vapc——蒸汽壓縮機

0——系統入口