基于Aspen Plus的高溫熱泵蒸汽機仿真模擬

斯偉，梁俊宇，殷捷

（1.云南電網有限責任公司電力科學研究院，昆明 650217；2.華北電力大學，北京 102206；3.南京瑞松信息科技有限公司，南京 210038）

近年來，隨著世界經濟的快速發展，能源短缺將是未來發展中國家面臨的主要問題。面對化石能源危機和全球環境污染問題，致力于開發和利用可再生能源，如頁巖油氣、可燃冰、太陽能、風能、水力發電、地熱能和生物質能等，可以有效減少對化石燃料的依賴。同時，在工業生產中推廣節能新技術，降低能源消耗也是擺脫能源危機的重要手段。因此，新節能技術是社會生產和發展各個領域的研究熱點。

熱泵作為一種新型節能技術，可以從低溫熱源獲取熱量，將熱量傳遞到高溫熱源。從結構上分類可分為機械壓縮式熱泵和吸收式熱泵。從供熱溫度上分類，可分為常溫熱泵和高溫熱泵。高溫熱泵一般是指制熱出水溫度能夠達到85 ～95 ℃。對于供熱溫度超過100 ℃，經過閃蒸之后，可以生產出蒸汽。因此，高溫熱泵蒸汽機可以有效替代消耗化石能源的鍋爐等，用來生產工業和居民所需蒸汽之用。本次仿真采用兩級壓縮式高溫熱泵蒸汽機。該兩級壓縮式高溫熱泵由日本神戶制鋼公司研制，型號為SGH120 型和SGH165 型，主要區別為生產的蒸汽溫度不同。SGH165 型熱泵蒸汽機余熱溫度為70 ℃時，可生產出溫度為165 ℃和流量為890 kg/h 的蒸汽，制熱COP 值為2.5。

1 高溫熱泵和熱泵蒸汽機研究進展

1.1 制冷劑研究

表1 中列出了目前應用較多的制冷劑，分別是R123、R3 65mfc、R245fa、R134a、R1336（Z）、R1234ze（E）、R1234yf 和R718（H2O）。

R134a 是目前市場上最常用的制冷劑之一，它的臨界溫度為100 ℃左右。這意味著以R134a 作為制冷劑的熱泵在生產蒸汽時將經歷超臨界過程，因此不適用于制熱出水溫度接近或超過100 ℃的高溫熱泵系統，同為氫氟烴類的制冷劑R1234ze（Z）、R245fa 和R365mfc 能滿足臨界溫度要求。制冷劑R245fa（五氟丙烷）不易燃，而且容易獲取[1]。趙兆瑞等[2]設計了采用R245fa（五氟丙烷）作為制冷劑的高溫熱泵蒸汽機系統，研究系統各參數隨蒸發溫度上升的變化趨勢。

制冷劑R365mfc 的全球氣候變暖潛能值（GWP）較高，其值為804，燃燒安全等級為A2，屬于易燃等級。但是，由于制冷劑R365mfc、R245fa 和R134a（氫氟烴類）也有較高的GWP，未來更傾向于用較低GWP 值的制冷劑來替代[3]。

表1 高溫熱泵制冷劑參數比較

當前對制冷劑的選擇提出了經濟、耐用、綠色、環保和易獲取等綜合要求，這些要求促進了較低全球氣候變暖潛能制冷劑的發展[4]。

氫氟烯烴類制冷劑被認為是環境友好型制冷劑，可用來替代氫氟烴類制冷劑。R1336（Z）可代替R245fa 和R365mfc制冷劑，其優勢是在較高的溫度工況下，其壓力較低只有2.9 MPa，并且燃燒安全性能較好，有較低的GWP 值，臭氧消耗潛能值（ODP）為0，可在大氣中存在22 天，它在有機朗肯循環、廢熱回收應用以及蒸汽生產過程中運行較為穩定[5]。R1336（Z）制冷劑與R245fa 制冷劑有相似的金屬相容性，可以廣泛應用于高溫領域[6]。

水、二氧化碳和氨等自然制冷劑適用于高溫應用領域。在50 ℃時水的潛熱為R134a 的15 倍[7]。然而，由于水蒸氣密度較低，需要較高的容積排量和壓比，所以壓縮級需要中間冷卻。吳迪等[8]研究了采用自然制冷劑水的高溫熱泵系統，它的壓縮機吸氣溫度為80 ℃和壓比為4.2 時，排氣溫度約為120 ℃，系統的COP 值接近于5.0。

本仿真模擬采用R245fa（五氟丙烷），該制冷劑為無色透明易流動液體，易揮發，不易燃且易獲取，蒸發潛熱值和比熱較大。在高溫熱泵系統中，該制冷劑在較高冷凝溫度下，冷凝壓力相對其它制冷劑較低，適用于現有熱泵系統。

1.2 熱泵系統對熱泵COP 影響研究

市場上的高溫熱泵大部分循環系統是單級的，主要區別是其應用的制冷劑和壓縮機類型的不同。

在國外，HELMINGER 等[9]研究調查了使用R1336mzz（Z）作為制冷劑，安裝了IHX（中間換熱器）的單級高溫熱泵循環系統。中間換熱器的使用，使得熱泵循環COP 值相比簡單熱泵循環系統提高了4%～47%。WEMMERS 等[10]設計了以R600 為制冷劑的試驗型熱泵，可以從60 ℃廢熱中吸收熱能產生低壓蒸汽（0.24 MPa，125 ℃）。該高溫熱泵系統裝設了再冷卻器，將循環水加熱到70～100 ℃，從而可以額外獲得160 kW 的制熱量，減少了壓縮機的耗功。

在國內，YU 和ZHANG等[11-12]人報道了最大供熱溫度在100 ℃以上的高溫熱泵實驗研究。YU 等[11]使用雙渦旋壓縮機和BY- 4 制冷劑（近似共沸制冷劑混合物）測試了65～120 kW 制熱量的高溫熱泵性能。在90～110 ℃供熱溫度和40 ℃傳熱溫差范圍內進行研究，得出高溫熱泵COP 值為2.8～3.6。ZHANG 等[12]研究了一種新的二元近似共沸混合物BY- 5，將其應用于具有渦旋壓縮機、儲液器和氣液分離器的單級高溫熱泵中。該熱泵提供了16～19 kW 的制熱功率，供熱溫度高達130 ℃。在80 ℃熱源溫度和130 ℃供熱溫度情況下，COP 值約為2.2。

1.3 熱泵蒸汽機組的實現方式

圖1 為兩級壓縮式高溫熱泵蒸汽機系統原理圖，該系統包括蒸發器、閃蒸罐、水蒸氣壓縮機、冷凝器、膨脹閥、循環水泵和制冷劑壓縮機。

目前比較成熟的熱泵蒸汽機組有兩種熱泵蒸汽機組，分別是電加熱式高溫熱泵蒸汽機和兩級壓縮式高溫熱泵蒸汽機[13]。

電加熱式高溫熱泵蒸汽機的蒸汽發生過程主要分為兩個階段，第一階段采用制冷劑循環和冷凝器換熱，加熱循環水至近沸點溫度，利用空氣和廢熱等低品位熱源的熱量，實現了能源的高效利用。第二階段采用電加熱方式，循環水在這一階段氣化并達到過熱狀態。

圖1 兩級壓縮式高溫熱泵蒸汽機系統原理圖

兩級壓縮式高溫熱泵蒸汽機，前一階段和電加熱式高溫熱泵蒸汽機相同，區別在于熱泵冷凝器循環水出口端增加了閃蒸罐，將高壓過熱狀態的熱水閃蒸，從而產生蒸汽。

2 熱泵蒸汽機仿真分析

2.1 熱泵蒸汽機計算模型

2.1.1 蒸汽壓縮機計算模型

級間注水式螺桿蒸汽壓縮機對整個熱泵蒸汽機系統循環有較大的影響，注水量須確保壓縮機出口蒸汽為飽和狀態。

2 級壓縮水蒸氣的質量流量根據質量守恒關系由下式計算得出：

式（1）中，ms,1為1 級壓縮時蒸汽的質量流量；mj為級間注水質量流量；ηv為體積效率。

根據能量平衡和等熵壓縮效率，可以由下式計算出壓縮機電功率：

式（2）中，hs,2為2 級等熵壓縮時的焓變；h"2為2 級壓縮飽和水蒸氣焓；ηs為等熵壓縮效率。

級間注水冷卻損失計算公式如下：

式（3）中，QS為級間注水冷卻損失；h"1為一級壓縮飽和排氣焓；h'1為一級壓縮排氣壓力對應的飽和水焓。

2.1.2 換熱器計算模型

管殼式換熱器應用于熱泵蒸汽機的冷凝器和蒸發器當中。平板換熱器能量平衡方程為：

式（4）中，q為管殼式換熱器換熱量；Mc為冷流體端質量流量；C是對應工質的比熱；tout和tin是冷流體端出口和進口物流溫度；K為熱物流端管殼式換熱器傳熱系數；A為熱物流端管殼式換熱器有效換熱面積；△t為熱物流端溫度變化。

2.1.3 膨脹閥模型

制冷劑在經過膨脹閥時進出口焓值不變。制冷劑流過膨脹閥的質量流量可由下式計算得出：

式（5）中，Ce為制冷劑質量流量率；Ae為膨脹閥有效流量面積；ρe,in是膨脹閥進口制冷劑密度；Pe,in和Pe,out為膨脹閥進出口制冷劑壓力。

2.1.4 閃蒸器模型

閃蒸器用來儲存和分離水和蒸汽，為了保持蒸發壓力的穩定，應該使閃蒸器內水蒸氣供應與蒸汽壓縮機入口水蒸氣質量流量相等。此閃蒸器內質量守恒關系為：

式（6）中，m5為熱泵冷凝器出口飽和水質量流量；ms為儲存于閃蒸罐水的質量流量，m8為蒸汽壓縮機入口蒸汽質量流量；m6為進入熱泵冷凝器循環水的質量流量。閃蒸器能量守恒關系式為：

式（7）中，h5為熱泵冷凝器出口飽和水焓；h8是蒸汽壓縮機入口飽和水蒸氣焓；hs為閃蒸器內飽和水焓；h6為進入熱泵冷凝器飽和水焓。

2.1.5 熱泵蒸汽機COP 值及閃蒸率計算

高溫熱泵COP 值為冷凝器制熱量與熱泵總功耗的比值，可以通過下列式計算得出：

式（8）中，Qduty為冷凝器制熱量；WC為熱泵蒸汽機總耗功包括制冷劑壓縮機耗功；WS為蒸汽壓縮機耗功；WP1為循環水泵耗功；WP2為補水泵耗功。熱泵蒸汽機閃蒸率為蒸汽質量流量與循環水質量流量的比值。

2.2 Aspen Plus 軟件建模過程

本仿真采用Aspen Plus 仿真軟件進行模擬，Aspen Plus 熱泵蒸汽機系統仿真連接如圖2 所示。圖中EVPRT 為蒸發器模塊，COMPR 為制冷劑循環模塊，CDS 為冷凝器模塊，VALVE 為膨脹閥模塊，FLASH 為閃蒸器模塊，PUMP1 為循環水泵模塊，PUMP2 為補水泵模塊，S- COMPR 為蒸汽壓縮機，HOTIN 和HOTOUT 為給水進出口物流，FEED 為補水進口物流，STEAM 為蒸汽出口物流。

Aspen Plus 對模塊的計算方法為序貫模塊法，所有單元模塊依照一定的計算順序逐一求解，遇到循環物流，則需要反復迭代計算直至循環收斂。本仿真包括制冷劑循環和汽水循環，收斂方法采用韋格斯坦法，計算斷裂物流最快最可靠，最大迭代計算次數為30。先斷開物流S3 和S9，輸入初始參數達到斷開兩端數據收斂時，重新連接物流，并設置S3 和S9為撕裂流，由此完成兩個循環的收斂。

依據實際對熱泵機組的參數調研，水泵驅動效率設置為70%，壓縮機等熵效率為75%，壓縮機機械效率為75%。依據工業蒸汽質量流量需求，循環水質量流量初始值設置為20.0 t/h。冷凝器和蒸發器均采用管殼式換熱器，規定冷凝器熱物流（制冷劑）端出口干度為0，蒸發器冷物流（制冷劑）端出口干度為1。閃蒸罐設置為絕熱系統，與外界無熱量交換，閃蒸負壓設置為0.095 MPa。蒸汽壓縮機采用兩級壓縮級間注水式壓縮機，如公式（1）所示級間注水質量流量值與蒸汽質量流量相關，級間注水流量的設置標準是確保排氣的過熱度在7 ℃以內。在閃蒸負壓不變的情況下，設定蒸汽壓縮機壓比為1.6，得出蒸汽壓縮機排氣壓力為0.243 MPa。FEED 流股的補充水質量流量設計值等于蒸汽質量流量。

熱泵給水溫度的高低是影響熱泵性能的一個重要參數。本次仿真模擬了給水溫度在65 ℃、70 ℃、75 ℃和80 ℃條件下的高溫熱泵蒸汽機參數，然后研究每個工況下制冷劑質量流量從7.36～11.04 t/h 變化對熱泵蒸汽機各參數的影響。記錄各個工況下的仿真數據，然后計算高溫熱泵蒸汽機制熱效率（COP 值）和閃蒸器閃蒸效率。

對于給水溫度在65 ℃以下的工況，制冷劑壓縮機排氣溫度不能滿足冷凝器換熱要求，即循環水溫度達不到閃蒸要求，所以選取給水溫度在65 ℃以上工況進行靜態仿真模擬。

圖2 Aspen Plus 熱泵蒸汽機系統仿真連接圖

3 高溫熱泵蒸汽機仿真結果與分析

不同給水溫度條件下熱泵COP 值隨制冷劑流量變化曲線如圖3 所示，不同給水溫度條件下閃蒸率隨制冷劑流量變化曲線如圖4 所示，不同給水溫度條件下蒸汽溫度隨制冷劑流量變化曲線如5 所示，Tin為給水溫度。

從圖3 中可以看出，在不同給水溫度條件下，熱泵COP值隨制冷劑流量的變化趨勢。在給水溫度為75 ℃和80 ℃條件下，制冷劑流量為9.5 t/h 時熱泵COP 達到最佳值。在給水溫度為70 ℃條件下，制冷劑流量為9.7 t/h 時熱泵COP達到最佳值。在給水溫度為65 ℃條件下，熱泵COP 值隨制冷劑流量的增加而提高。由此可見，給水溫度在65 ℃以上時，隨著制冷劑流量的增加，熱泵COP 值存在最優值。制冷劑流量過小會導致循環水吸熱量減少，從而降低熱泵制熱效率；制冷劑流量過大會導致系統功耗顯著增加，從而降低熱泵制熱效率。

圖3 不同給水溫度條件下熱泵COP 值隨制冷劑流量變化曲線

在圖4 中可以看出，在不同給水溫度條件下，熱泵蒸汽機閃蒸率隨制冷劑流量增加而提高。在給水溫度為80 ℃和制冷劑流量為11.04 t/h 時，閃蒸率達到3.08%。在制冷劑流量為9.4 t/h、給水溫度為65 ℃和70 ℃時，閃蒸率較為接近。

圖4 不同給水溫度條件下閃蒸率隨制冷劑流量變化曲線

圖5 不同給水溫度條件下蒸汽溫度隨制冷劑流量變化曲線

從圖5 中還可以看出，在給水溫度為65 ℃以上及制冷劑流量為9.2 t/h 時的蒸汽溫度能夠達到最高值。由此可見，在不同給水溫度條件下，隨著制冷劑流量的增大蒸汽溫度存在最高值。制冷劑流量過小會導致冷凝器制熱量減少，冷凝器出口水溫降低和蒸汽溫度下降；制冷劑流量過大會引起冷凝器換熱不充分，造成冷凝器出口水溫降低，從而導致蒸汽溫度下降。

4 結語

本研究以高溫蒸汽熱泵機組為對象，采用Aspen Plus 軟件搭建了包括水源熱泵、兩級壓縮式蒸氣壓縮機和閃蒸器等在內的熱泵蒸汽機組靜態仿真模型。采用R245fa（五氟丙烷）為循環工質，研究了給水溫度在65 ℃、70 ℃、75 ℃和80 ℃條件下，高溫熱泵蒸汽機系統參數隨制冷劑流量升高的變化趨勢。仿真結果表明：

1）在不同給水溫度條件下，高溫熱泵蒸汽機的制冷劑流量越大，冷凝器制熱量、系統耗功和閃蒸率越高。在給水溫度為80 ℃和制冷劑流量為11.04 t/h 條件下，閃蒸率達到3.08%。

2）在不同給水溫度條件下，隨著制冷劑流量的增加，蒸汽溫度存在最大值。在給水溫度為80 ℃，制冷劑流量為9.2 t/h 時，蒸汽溫度可以達到136.26 ℃。

3）在給水溫度為65℃以上時，隨著制冷劑流量的增加，熱泵COP 值存在最佳值。當給水溫度為80 ℃和制冷劑流量為9.5 t/h 時，熱泵COP 值達到2.279。