自驅(qū)動濕熱煙氣全熱回收系統(tǒng)的適用性

張承虎,林己又,崔天陽,王振京，李亞平,譚羽非

(1.哈爾濱工業(yè)大學(xué) 建筑學(xué)院,哈爾濱 150001； 2.寒地城鄉(xiāng)人居環(huán)境科學(xué)與技術(shù)工業(yè)和信息化部 重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(哈爾濱工業(yè)大學(xué)),哈爾濱 150009; 3.中船重工海鑫工程管理(北京)有限公司, 北京 100121)

近年來，燃?xì)忮仩t和燃?xì)獍l(fā)電機(jī)作為一種更為清潔環(huán)保的供能形式，是傳統(tǒng)燃煤鍋爐供能形式的重要補(bǔ)充.其特點(diǎn)是排放的煙氣具有含濕量大、溫度高的特點(diǎn)，以燃?xì)獍l(fā)電機(jī)為例，燃燒后煙氣的溫度可達(dá)550 ℃、水蒸氣含量可達(dá)20%[1].常見的鍋爐省煤器、空氣預(yù)熱器可以回收一部分煙氣熱量，使煙氣出口溫度降低至150 ℃左右[2].然而煙氣中的水蒸氣在該溫度條件下無法實(shí)現(xiàn)冷凝，煙氣中的潛熱熱量無法有效利用.這將導(dǎo)致機(jī)組排煙熱損失高達(dá)30%以上[3]，極大影響了機(jī)組的綜合能效.針對上述問題，大量研究人員對燃?xì)鈾C(jī)組燃燒后煙氣的余熱回收技術(shù)展開研究[4-6].

吸收式煙氣全熱回收技術(shù)最初由清華大學(xué)提出[7-9]，該技術(shù)利用溴化鋰吸收式熱泵機(jī)組將煙氣溫度降低至水蒸氣露點(diǎn)溫度以下，使得煙氣中的潛熱熱量得以回收，從而起到節(jié)能減排作用.李峰等[10]提出了基于直燃型吸收式熱泵的煙氣余熱回收技術(shù)，該技術(shù)需要引入外部驅(qū)動熱源，如燃?xì)庵比紮C(jī)組，用于驅(qū)動吸收式熱泵，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)煙氣的全熱回收.

由此可見，目前常見的吸收式煙氣全熱回收系統(tǒng)通常需要引入外熱源驅(qū)動[11-14].以目前常見的單效溴化鋰吸收式機(jī)組性能系數(shù)0.7為估計值，則系統(tǒng)每輸出1 MW熱量，就需要外部驅(qū)動熱源提供0.59 MW的能量，這嚴(yán)重制約了煙氣全熱回收系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性和實(shí)際應(yīng)用.若能充分利用煙氣的高溫段熱量作為吸收式機(jī)組的驅(qū)動熱源，驅(qū)動系統(tǒng)對其自身余熱進(jìn)行深度回收，便無需引入外熱源，即達(dá)到系統(tǒng)的自驅(qū)動效果.當(dāng)將煙氣作為系統(tǒng)的驅(qū)動熱源時，其進(jìn)口溫度、含濕量的變化能夠直接影響溴化鋰吸收式熱泵機(jī)組的運(yùn)行效果，進(jìn)而影響系統(tǒng)對煙氣的冷卻吸熱過程.若煙氣進(jìn)口溫度、含濕量過低，可能存在系統(tǒng)運(yùn)行效果不佳或余熱回收量過小的情況.此外，由于系統(tǒng)的搭建涉及較大的資金投入，也需要從經(jīng)濟(jì)層面考慮系統(tǒng)的收益，因此這種自驅(qū)動系統(tǒng)并非適用于任意的外界條件，即該系統(tǒng)具備一定的適用性區(qū)間.為確保該類自驅(qū)動系統(tǒng)能夠滿足預(yù)期的技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)，需要對系統(tǒng)的適用性進(jìn)行研究，從而指導(dǎo)實(shí)際工程的設(shè)計計算工作.

1 自驅(qū)動濕熱煙氣全熱回收系統(tǒng)原理

高溫、高濕煙氣在換熱器中將自身熱量傳遞至水或?qū)嵊偷容d熱介質(zhì)，由于涉及煙氣中的顯熱熱量與潛熱熱量，使得其換熱過程較為復(fù)雜.以溫度為550 ℃、含濕量為120 g/kg (18%)的煙氣為標(biāo)準(zhǔn)工況，煙氣的冷卻過程可分為顯熱換熱階段和潛熱換熱階段.顯熱換熱階段，煙氣溫度由550 ℃大幅降溫至水蒸氣露點(diǎn)溫度55 ℃；潛熱換熱階段，煙氣中的水蒸氣發(fā)生冷凝，煙氣溫度由55 ℃小幅下降至40 ℃，含濕量大幅降低至50 g/kg (8%)左右.盡管潛熱換熱階段的煙氣溫度僅降低了15 ℃，考慮到水蒸氣凝結(jié)潛熱高達(dá)2 300 kJ/kg以上，使得該階段的換熱量占總換熱量的22%，且熱量損失較小.圖1繪制了煙氣-水逆流換熱器中各介質(zhì)溫度變化趨勢和總換熱量占比的關(guān)系.其中橫軸表示煙氣與水之間的累計換熱量占換熱過程總換熱量的比例.顯熱部分的煙氣溫降十分顯著，水側(cè)溫升則較為平緩.

圖1 煙氣-水換熱過程溫度曲線

針對煙氣-水換熱器的換熱特點(diǎn)，本文在溴化鋰吸收式換熱機(jī)組的基礎(chǔ)上，采用分級式煙氣換熱器，構(gòu)建了可實(shí)現(xiàn)自驅(qū)動運(yùn)行的煙氣全熱回收系統(tǒng).該系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)對煙氣的大溫降、大除濕量熱力過程，過程中煙氣熱源熱容比、含濕量不斷變化，并非固定值.因此該系統(tǒng)總熱力系統(tǒng)分類的角度看，屬于變熱容比的等量驅(qū)熱力過程.分級式換熱器包括高溫段、中溫段和冷凝段，其中高溫段對應(yīng)溴化鋰吸收式熱泵機(jī)組的高位驅(qū)動熱源；中溫段用于加熱冷凝器C中的換熱介質(zhì)；冷凝段對應(yīng)系統(tǒng)低位熱源，煙氣在該段釋放潛熱熱量.水作為載熱介質(zhì)，依次經(jīng)過吸收器A、冷凝器C和中溫段換熱器加熱后輸出，具體系統(tǒng)原理如圖2所示.

圖2 自驅(qū)動系統(tǒng)原理圖

煙氣換熱器高溫段內(nèi)的傳熱溫差高達(dá)200 ℃～400 ℃，其損失較高.利用此段換熱驅(qū)動溴化鋰熱泵機(jī)組，能夠更大程度上增加收益，提高效率，為保證溴化鋰吸收式熱泵的驅(qū)動效果，對該段煙氣的溫度具有較高要求；對于冷凝段換熱器，在設(shè)計工況下煙氣出口溫度應(yīng)低于水蒸氣露點(diǎn)溫度；分級式換熱器各級換熱量比例可由單效溴化鋰吸收式熱泵的各部件能量比例確定.以常見COP為0.7計算，則冷凝段換熱量占總換熱量的41%.通過上述分析，冷凝段的潛熱熱量僅占總換熱量的22%，若分級換熱器中僅有高溫段和冷凝段，則無法滿足能量分配比，會導(dǎo)致冷凝段內(nèi)有顯熱熱量，進(jìn)而高溫段煙氣出口溫度過高，影響熱泵系統(tǒng)的驅(qū)動能力.為了合理分配熱泵系統(tǒng)冷凝器熱量和發(fā)生器熱量，在分級換熱器中增設(shè)了中溫段換熱器，如圖2所示.

2 自驅(qū)動濕熱煙氣全熱回收系統(tǒng)適用性研究

2.1 系統(tǒng)熱力模型構(gòu)建

為研究該系統(tǒng)的適用性，首先需要對系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)學(xué)建模，為簡化計算在建模過程中采用如下合理假設(shè)：

1)忽略系統(tǒng)中所有散熱損失及流動阻力損失；

2)煙氣溫度低于露點(diǎn)溫度后，煙氣中的水蒸氣即開始凝結(jié)；

3)出口處的煙氣處于飽和狀態(tài).

構(gòu)建系統(tǒng)各部件等量關(guān)系方程，主要包括：質(zhì)量守恒方程、能量守恒方程、熱物性狀態(tài)方程，系統(tǒng)主要部件的平衡方程如下所示.

濕熱煙氣全熱回收系統(tǒng)中的主要部件包括分級換熱器、發(fā)生器、吸收器、冷凝器、蒸發(fā)器及溶液熱交換器等.其中換熱器可由下式計算：

Gaξx=(Ga-D)ξn,

Q=Gcp(tin-tout).

煙氣換熱器的平衡方程如下：

Qy=∑Qyi,

Qy1=Qg,

Qy3=Qe,

Qyi=Gy(hyi, in-hyi, out),

Qyi=Gwicpwi(tw,in-tw,out).

式中：Qy為煙氣換熱器總換熱量;Qyi為煙氣換熱器各級換熱量;Qg為發(fā)生器換熱量;Qe為蒸發(fā)器換熱量;Gy為煙氣流量;hyi，in、hyi，out分別為各級煙氣進(jìn)口和出口焓值;Gwi為被加熱介質(zhì)流量;cpwi為被加熱介質(zhì)比熱容;tw，in、tw，out分別為被加熱介質(zhì)進(jìn)口和出口溫度.

2.2 適用性模型求解

對上述適用性模型進(jìn)行求解時，需要遵循以下求解原則：

1)換熱器的技術(shù)制約條件為傳熱端差，本文以技術(shù)可行的最小傳熱端差[15]作為該系統(tǒng)換熱器的傳熱端差；

2)將機(jī)組能否正常運(yùn)行作為判斷依據(jù)；

3)分級換熱器中的冷凝段內(nèi)，應(yīng)保證煙氣出口溫度等于或低于水蒸氣的露點(diǎn)溫度.

衡量系統(tǒng)能否正常運(yùn)行的判斷依據(jù)包括煙氣進(jìn)出口溫度、煙氣含濕量變化、二次水進(jìn)出口溫度、溴化鋰溶液質(zhì)量濃度和溫度、系統(tǒng)放氣范圍等參數(shù).為保證系統(tǒng)具有較為可靠的防腐蝕能力，設(shè)定溴化鋰溶液最高溫度為150 ℃；為防止有可能出現(xiàn)的結(jié)晶問題，將溴化鋰溶液質(zhì)量濃度嚴(yán)格限定在43 %～62%.此外，工程上推薦的放氣范圍介于3%～7%之間，研究表明放氣范圍越小，系統(tǒng)對煙氣的冷卻降溫能力越強(qiáng)，即熱回收效果越好，因此在計算時取放氣范圍為3%，相關(guān)參數(shù)設(shè)置見表1.

表1 系統(tǒng)參數(shù)取值表

采用擬牛頓迭代方法對系統(tǒng)模型進(jìn)行求解.其中，已知參數(shù)包括：二次水的進(jìn)出口溫度twi、two，煙氣入口溫濕度tyi、dyi，放氣范圍Δξ，以及各換熱器的技術(shù)可行最小端差；迭代計算參數(shù)包括：冷凝溫度tc，高溫?zé)嵩此M(jìn)口溫度thgi和煙氣出口溫度tyo3.當(dāng)?shù)嬎銡埐瞀c、Δthgi、Δtyo3均小于殘差精度(0.01 ℃)時，認(rèn)為迭代收斂，可輸出計算參數(shù)值；否則，通過以下公式對參數(shù)進(jìn)行修正后，繼續(xù)迭代計算.

2.3 適用性分析

系統(tǒng)的適用性研究包括以下兩個主要方向：1)系統(tǒng)熱力性能指標(biāo)隨外部參數(shù)條件變化的趨勢；2)系統(tǒng)節(jié)能性與經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)的變化規(guī)律.為了能夠更加直觀分析自驅(qū)動系統(tǒng)的適用性能，將直接換熱過程作為對比研究對象，其基本換熱過程為煙氣與二次水直接在傳統(tǒng)換熱器內(nèi)換熱.

由于傳統(tǒng)鍋爐尾部通常裝有省煤器和空氣預(yù)熱器，可將煙氣溫度降低至150 ℃左右.因此，定義通過自驅(qū)動系統(tǒng)回收的煙氣溫度低于150 ℃的這部分熱力為增加換熱量.定義增加換熱量與按照燃?xì)獾臀粺嶂涤嬎愕玫降娜細(xì)夤崃康谋戎禐闊峄厥章蔙.分別計算自驅(qū)動系統(tǒng)和直接換熱方案的煙氣總換熱量，并將自驅(qū)動系統(tǒng)的增加換熱量與直接換熱方案的煙氣總換熱量之比定義為節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)φ.

經(jīng)濟(jì)性計算方面，將余熱回收量折算為供暖期的供暖熱費(fèi)，則系統(tǒng)的凈收益為余熱回收折算費(fèi)用與系統(tǒng)初投資的差值，定義當(dāng)兩方案的凈收益相等時，系統(tǒng)理論運(yùn)行時長即為余熱回收凈收益平衡期，相應(yīng)計算公式如下：

M=M1+M2+M3,

My=mqtQ,

n=ΔM/ΔMy,

式中：M為系統(tǒng)總投資；M1、M2、M3分別為系統(tǒng)設(shè)備成本、安裝成本、運(yùn)行成本；My為年余熱回收折算收益；mq為余熱熱費(fèi)折算價格；t為年運(yùn)行時間；n為余熱回收凈收益平衡期；ΔM、ΔMy分別為自驅(qū)動系統(tǒng)與直接換熱方案的投資成本差值和年余熱回收折算收益差.

由于自驅(qū)動濕熱煙氣全熱回收系統(tǒng)不涉及其他外部驅(qū)動熱源，因此系統(tǒng)運(yùn)行能耗僅為水泵電耗.按照水泵在額定工況下電耗40 kW，冬季供暖期165 d，穩(wěn)定運(yùn)行時長占比90%，供暖熱費(fèi)用33元/MJ，對系統(tǒng)經(jīng)濟(jì)性進(jìn)行計算.

3 結(jié)果與分析

3.1 技術(shù)指標(biāo)特性分析

在不同煙氣進(jìn)口溫度和含濕量的條件下，限制二次水進(jìn)出口溫差為15 ℃，研究了煙氣最低出口溫度和余熱回收率R隨二次水出口溫度的變化規(guī)律，分別如圖3、4所示.

圖3 煙氣出口最低溫度

圖4 熱回收率R

由圖3、4分析可知：在相同工況條件下，煙氣進(jìn)口溫度越高，則熱泵系統(tǒng)驅(qū)動能力越強(qiáng)，使得煙氣出口最低溫度能夠達(dá)到更低的水平，這有利于提高系統(tǒng)的節(jié)能性.以煙氣在標(biāo)準(zhǔn)工況條件下為例，能夠?qū)崿F(xiàn)的煙氣出口最低溫度為38 ℃，最大熱回收率為11.6%.同時，更低的煙氣含濕量可以實(shí)現(xiàn)更低的煙氣出口溫度，但此時系統(tǒng)能夠回收利用的潛熱熱量減少，導(dǎo)致熱回收率降低.整體而言，更高的二次水出口溫度將導(dǎo)致熱回收率和系統(tǒng)節(jié)能效果降低.

在不同煙氣進(jìn)口溫度和含濕量的條件下，限制二次水進(jìn)出口溫差為15 ℃，圖5分析了節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)φ隨二次水出口溫度的變化趨勢.

圖5 節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)φ

由圖5分析可知：在相同工況條件下，煙氣進(jìn)口溫度越高，則自驅(qū)動系統(tǒng)的節(jié)能效果越顯著.特別地，當(dāng)煙氣進(jìn)口溫度和二次水出口溫度均處于較低水平時，自驅(qū)動系統(tǒng)的節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)出現(xiàn)負(fù)值情況.表明此時自驅(qū)動系統(tǒng)的熱回收效率不及直接換熱方案，即該工況下自驅(qū)動系統(tǒng)不再適用.以煙氣進(jìn)口溫度為250 ℃為例，能否采用自驅(qū)動系統(tǒng)的二次水出口溫度分界值為62 ℃.除此之外，節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)隨著二次水出口溫度的升高，存在極大值點(diǎn)，此時系統(tǒng)節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)最高.在煙氣熱源為標(biāo)準(zhǔn)工況時，系統(tǒng)節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)的極大值為29.7%，對應(yīng)的二次水出口溫度為56 ℃.而當(dāng)二次水出口溫度升高到一定程度后，煙氣進(jìn)口含濕量對系統(tǒng)節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)將不再產(chǎn)生影響，各條曲線趨于重合.

3.2 經(jīng)濟(jì)適用性分析

在自驅(qū)動系統(tǒng)能夠滿足預(yù)期的煙氣出口溫度、熱回收率及節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)的前提下，決定該系統(tǒng)適用性的最關(guān)鍵因素為經(jīng)濟(jì)因素，因此需要對系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)效益展開研究.

在不同煙氣進(jìn)口溫度和含濕量的條件下，限制二次水進(jìn)出口溫差為15 ℃，圖6分析了系統(tǒng)余熱回收凈收益平衡期n隨二次水出口溫度的變化規(guī)律.

由圖6分析可知：隨著二次水出口溫度升高，自驅(qū)動系統(tǒng)的余熱回收凈收益平衡期n存在極小值.以煙氣進(jìn)口溫度450 ℃、含濕量120 g/kg(a)為例，其平衡期的極小值為5.4 a，相應(yīng)二次水出口溫度為59 ℃.同時，煙氣進(jìn)口溫度越高、煙氣入口含濕量越低時，系統(tǒng)的凈收益平衡期越短.當(dāng)二次水出口溫度高于某一程度時，不同含濕量工況下的系統(tǒng)凈收益平衡期趨于相等.

圖6 余熱回收凈效益平衡期n

4 結(jié) 論

1)構(gòu)建了自驅(qū)動濕熱煙氣全熱回收系統(tǒng)，并建立了熱力性能數(shù)學(xué)模型和適用性模型.

2) 在煙氣熱源為標(biāo)準(zhǔn)工況時，系統(tǒng)最大熱回收效率為11.6%，熱回收凈收益平衡期的極小值為5.2 a；當(dāng)熱回收率、凈收益平衡期的預(yù)期值分別為10%、5.5 a時，二次水出口溫度的適用范圍為55 ℃～64 ℃.

3)自驅(qū)動濕熱煙氣全熱回收系統(tǒng)在煙氣進(jìn)口溫度較高、含濕量較低時的節(jié)能效果更為顯著，其節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)最高可達(dá)29.7%.

4)自驅(qū)動系統(tǒng)節(jié)能擴(kuò)大系數(shù)隨二次水出口溫度的變化存在極大值，表明此時的自驅(qū)動系統(tǒng)相對于直接換熱方案的節(jié)能效果最顯著.