噴射式冷電聯供系統優化分析

王宇興，趙彥杰，楊湛曄，張虎潤，林曼妮

（1.海南綠色能源與環境工程技術研究院，海南省 海口市 570125；2.海南天能電力有限公司，海南省 海口市 570125；3.天津大學機械工程學院，天津市 津南區 300350）

0 引言

在“2030碳達峰、2060碳中和”的戰略目標下，構建能源互聯網發展分布式能源，如清潔能源(天然氣)、新能源(氫)和可再生能源(風能和太陽能等)，為用戶提供冷、熱、電等多種能源利用方式，是提高能源利用效率、解決能源危機、保障能源安全的一種有效途徑[1-7]。

能源聯供技術是當今世界上最為常用的一種節能技術，例如熱電聯產、冷電聯產以及冷熱電三聯產[8-14]。它是一種建立在能量梯級利用基礎上的綜合產、用能系統，分散在用戶端附近，首先利用一次能源驅動發動機供電，再通過各種余熱利用設備對余熱進行回收利用，最終實現更高能源利用率、更低能源成本、更高供能安全性以及更好環保性能等多功能目標[15]。基本原則是多能互補，梯級利用，提升能量的利用效率，減少能量轉化過程中的不可逆損失。通過能源的聯供技術，可以同時獲得功量、熱量和冷量的多重效果，充分滿足用戶端的需求，與傳統的集中供能方式相比，可以減少能量在傳輸過程中的損失[16]。在工業過程中，雖然排放的廢氣溫度不高，但是排放量巨大，這部分廢氣中仍然蘊含著巨大的能量，對這部分能量加以回收利用，將會大幅度提升能量的利用效率，實現節能減排。

噴射式冷電聯合循環系統可以有效地利用中低溫熱能，實現低溫余熱的高效利用，同時又可以提供冷量和電量輸出，滿足用戶側的用能需求。本文針對噴射式冷電聯合循環建立物理模型，并對其進行熱力學分析，包括冷凝溫度、蒸發溫度、蒸汽發生器出口溫度以及膨脹機排氣壓力等關鍵參數對系統性能的影響，從而為噴射式冷電聯合循環的實際應用提供理論依據。

1 噴射器熱力模型

在噴射式冷電聯合循環系統中，蒸汽噴射器是整個循環的核心部件，其性能的好壞直接決定了整個循環系統效率的高低。

蒸汽噴射器由噴管、混合室、擴壓管等部分組成。高壓蒸汽在噴管內時，由于流通截面逐漸變小，蒸汽流速逐漸增加，蒸汽的壓力勢能逐漸轉化為動能，壓力逐漸降低。當高壓蒸汽通過噴管后，在噴管出口達到極高的速度(超音速)，大部分壓力勢能轉化為動能，使蒸汽壓力降低到低壓乏汽壓力以下，形成局部相對負壓，抽吸閃蒸汽。2股共軸流體在混合室內進行充分混合，在混合室的出口截面，建立起均勻的速度場和能量場，形成穩定的高速蒸汽流，蒸汽流進入擴壓管后，隨著流通截面面積的逐漸擴大，流速逐漸降低，蒸汽動能逐漸轉化為勢能，壓力逐漸得到恢復，到擴壓管末端時，達到冷凝溫度下所對應的壓力要求。

噴射器的引入可以利用高壓蒸汽抽取低壓、常壓蒸汽，從而在噴射器的出口達到需要的壓力，此設備替代了減壓閥的部分功能，同時也具備節能的作用。

為簡化計算，采用一維等壓混合模型建立模型。噴射器性能由引射率μ和壓力提升比rp來評估。引射率定義為二次流體和一次流體的質量流量比：

式中mp和ms分別為一次流體和二次流體的質量流量，kg/s。

壓力提升比rp定義為噴射器出口壓力和二次流體進口壓力的比值：

式中ps和pd分別為二次流體的進口壓力和噴射器的出口壓力，MPa。

忽略入口制冷劑的動能，并基于能量守恒，離開噴管的一次流體的動能可由下式計算：

式中：wp2為噴管的出口速度，m/s；ηn為噴管的等熵效率，%；hp,i為一次流體的進口比焓，kJ/kg；hp,is,o為在等熵膨脹下噴管出口的理想比焓，kJ/kg。

噴管的等熵效率定義如下：

式中hp,o為噴管的實際出口比焓。

混合過程應用動量守恒定律可得

式中：ws為二次流體的速度，m/s；wm2,is為混合室內理想情況下的速度，m/s。

由于二次流體的速度可以忽略不計，因此式(5)可簡化為

定義混合室的等熵效率ηm：

式中wm2為混合室出口的實際速度，m/s。

因此，混合室的出口速度可以表示為

在混合室中應用能量守恒定律可得

式中：hm2為混合室出口焓，kJ/kg；hp1為噴管入口焓，kJ/kg；hs1為二次流體入口焓，kJ/kg。

在擴壓管中應用能量守恒定律可得：

式中：hd2和hd2,is分別為擴壓管出口的實際比焓和理想比焓，kJ/kg；ηd為擴壓管的等熵效率，%。

聯立式(1)—(11)，可得引射率計算式如下：

式中hp1,is為噴管中等熵膨脹時降壓管的出口比焓，kJ/kg。

2 噴射式冷電聯合循環熱力學分析

2.1 循環描述

噴射式冷電聯合循環示意圖如圖1所示，圖2為噴射式冷電聯合循環的溫熵(T-s)圖。循環系統工作流程如下：在蒸汽發生器內，一側通入工業廢熱，作為整個循環系統的熱源，另一側為工質流體，在蒸汽發生器內被加熱到一定溫度后排出，進入膨脹機做功，膨脹機另一側連接發電機，將膨脹機做的功以電力形式輸出。從膨脹機出來的尾氣進入噴射器，在噴管中降壓加速，在喉管位置形成低壓環境，引射從制冷蒸發器內出來的低溫制冷劑，在混合室內混合后經過擴壓管將動能轉化為壓力能，形成具有一定壓力的制冷劑蒸氣，從噴射器流出進入冷凝器。冷凝器以環境大氣為冷源，工質在其中冷凝為液體后分成2股，一股工質流體通過工質泵送至蒸汽發生器中，另一股流體通過節流閥節流降壓，形成低溫低壓的制冷劑，在制冷蒸發器內吸熱氣化，在噴射器的引射作用下作為二次流體和一次流體混合，至此完成整個循環過程。

1—蒸汽發生器入口；2—蒸汽發生器出口(膨脹機入口)；3—膨脹機出口(噴射器入口)；4—噴射器出口(冷凝器入口)；5—冷凝器出口；6—工質泵入口；7—節流閥入口；8—節流閥出口(制冷蒸發器入口)；9—制冷蒸發器出口(噴射器入口)。

圖2 噴射式冷電聯合循環T-s圖Fig.2 T-s diagram of combined ejector-cooling and power cycle

2.2 熱效率分析

在循環中，一次流體和二次流體的質量流量分別表示如下：

膨脹機做功可表示為

式中：Wtur為膨脹機做的功，kW；h2和h3分別為膨脹機的實際入口比焓和實際出口比焓，kJ/kg。

泵消耗的能量可表示為

式中：Wpum為泵消耗的功，kW；h1和h6分別為工質泵的實際出口比焓和實際入口比焓，kJ/kg。

工質熱源吸收的熱量可表示為

式中：Qr為工質吸熱量，kW；h'2和h'1分別為蒸汽發生器的實際出口比焓和實際入口比焓，kJ/kg。

制冷蒸發器內的制冷量可以表示為

式中：Qc為制冷蒸發器的制冷量，kW；h9和h8分別為制冷蒸發器的實際出口比焓和實際入口比焓，kJ/kg。

系統的收益為膨脹機做的功和制冷蒸發器的制冷量，代價為工質泵的功耗和蒸汽發生器內的熱耗，因此熱效率可以表示為

式中：mi為各狀態點流量，kg/s；hi為各狀態點比焓，kJ/kg；si為各狀態點比熵，kJ/(kg·K)；h0為工質在環境狀態下的比焓，kJ/kg；s0為工質在環境狀態下的比熵，kJ/(kg·K)。

式中：∑Ei,in為所有進入該部件流體帶入的，kW；∑Ei,out為所有流出該部件流體帶出的，kW。

式中Eh,in和Eh,out分別為熱源入口和熱源出口，kW。

在冷凝器中，考慮到進入和流出的空氣均不具有做功能力，故而其損表示為

式中Ee,in和Ee,out分別為冷凍水入口和冷凍水出口，kW。

循環計算流程如圖3所示。

圖3 循環計算流程圖Fig.3 Flow chart of calculation

2.4 假設及參數設定

為了便于計算，該研究進行如下假設：系統運行在穩定的狀態；在換熱器和管道中的壓力損失忽略不計；膨脹機膨脹過程是絕熱的，但不是等熵的；冷凝器出口工質為飽和液，制冷蒸發器出口工質為飽和氣；噴射器的入口和出口速度忽略不計。

分析冷凝溫度、蒸發溫度、蒸汽發生器出口溫度和膨脹機排氣壓力變化對循環性能的影響，循環模擬參數輸入如表1所示。

表1 循環模擬參數輸入Tab.1 Cycle simulation parameter input

3 結果討論

3.1 冷凝溫度對循環的影響

設置冷凝溫度的變化范圍是25~32℃，其他參數設定為固定值，主要分析當冷凝溫度變化時循環的熱效率和效率變化趨勢。

圖4 冷凝溫度對循環性能的影響Fig.4 Effect of condensation temperature on cycle performance

熱效率顯著下降的原因是：隨著冷凝溫度的上升，噴射器的引射率迅速下降，從0.175 0降到0.008 3。圖5為冷凝溫度對一次流體和二次流體的影響，可以看出，在整個工質循環中，一次流體的質量流量比二次流體質量流量大得多，因此制冷量對循環的影響要遠大于膨脹功的影響，且隨著冷凝溫度的上升，一次流體質量流量略有上升，而二次流體質量流量大幅度下降。在冷凝溫度變化的過程中，Qr、Wpum、Wtur這3個值變化均不大，而Qc隨著引射率的急劇下降而迅速降低，導致了系統熱效率的下降。

圖5 冷凝溫度對一次流體和二次流體質量流量的影響Fig.5 Effect of condensation temperature on the mass flow rate of primary and secondary fluids

圖6 各部件損失隨冷凝溫度的變化Fig.6 Change of condensation temperature with exergy destruction for each component

3.2 蒸發溫度對循環的影響

圖7 熱效率和效率隨蒸發溫度的變化Fig.7 Change of evaporation temperature with thermal efficiency and exergy efficiency

圖8 各部件損失隨蒸發溫度的變化Fig.8 Change of evaporation temperature with exergy destruction for each component

3.3 蒸汽發生器出口溫度對循環的影響

從仿真運行結果可以看出，隨著蒸汽發生器出口溫度從200℃增加到280℃，引射率略有上升，從0.175增加到0.187；一次流體流量從0.736 kg/s下降到0.576 kg/s。但引射率的上升并不能彌補一次流體的下降程度，致使二次流體流量從0.129 kg/s下降到0.108 kg/s。制冷量、膨脹功和泵耗功量都有所降低，但制冷量和膨脹功的下降程度之和比泵耗功量要小，從而導致了系統熱效率的降低，如圖9所示。

圖9 熱效率和效率隨蒸汽發生器出口溫度的變化Fig.9 Change of generator outlet temperature with thermal efficiency and exergy efficiency

圖10 各部件損隨蒸汽發生器出口溫度的變化Fig.10 Change of generator outlet temperature with exergy destruction for each component

3.4 膨脹機排氣壓力對循環的影響

當膨脹機排氣壓力從1.50 MPa增加到1.60 MPa時，循環熱效率和效率的變化情況如圖11所示。可以看出，隨著膨脹機排氣壓力的升高，循環的熱效率隨之增加，而效率表現出相反的趨勢。當膨脹機排氣壓力升高時，噴射器入口壓力升高，從而使引射率增加。由前述分析可知，制冷量對循環效率的影響要遠大于功量對系統的影響，因此隨著引射率的增加，循環熱效率增加。

圖11 熱效率和效率隨排氣壓力的變化Fig.11 Change of discharge pressure with thermal efficiency and exergy efficiency

圖12各部件損失隨排氣壓力的變化Fig.12 Change of discharge pressure with exergy destruction for each component

4 結論

應用一維等壓混合模型對噴射式冷電聯合循環內的噴射器進行了建模，對循環進行了熱效率和效率分析，并探究了冷凝溫度、蒸發溫度、蒸汽發生器出口溫度、排氣壓力對循環性能的影響，得到如下結論：