風熱機組制熱性能仿真及其影響因素分析

潘 宇,劉春甫,王正之

(南京工程學院 能源與動力工程學院,江蘇 南京 211167)

0 引言

隨著新時代人類經濟科技的快速發展,人們對于能源的供給需求也在日益增長[1]。國家統計局數據顯示,2000—2020年間我國發電量持續增長85.50%,但傳統火力發電在2020年仍然占總發電裝機容量的56.60%。近年來,傳統能源利用產生的大量排放物及能源不可再生等弊端逐漸引人關注,新能源的開發利用成為重中之重。

風能作為一種可再生的清潔能源具有十分廣闊的發展前景,但由于風能能量密度低、來流不穩定、易受天氣影響等問題,如何高效利用風能是人們研究的重要課題。研究發現可以通過風力機和熱泵系統構成風熱機組,將風能直接轉化為熱能從而實現供熱。相比于采用風力發電系統產生電能進而驅動壓縮機供熱工作的傳統供熱方式[2],風熱機組減少了風能轉換成電能這一環節,提高了能源轉換利用效率[3]。并且風熱機組投資運行成本靈活、單位熱價低、能量轉換效率高,具有很強的研究價值[4-5]。

目前,國內外針對風熱機組開展了相關研究。鐘曉暉等[6]通過對兆瓦級風熱機組建模仿真從而獲得風熱機組性能曲線及典型工況下的運行特性。錢婧等[7]根據熱泵和風力機組的運行特點建立一系列風熱機組的組件模型,仿真計算結果對比風熱機組參數實驗值偏小,處于誤差范圍內,證明了該模型的可靠性。Dong等[8]提出一種在旋轉備用需求計算中考慮局部風況的方法,使得風熱機組更具局部適應性。Chen等[9]采用SA算法和CDED方法將風能與現有火力發電系統整合,仿真模擬風力發電對降低總燃料成本方面的效果。張明洋等[10]通過分析調研目前風熱機組各部件的成本函數,與物理仿真模型相耦合,基于粒子群優化算法提出一套用于百千瓦級別風熱機組配置優化的理論方法。王朝正[11]、Tudorache等[12-13]利用有限元分析法對磁渦流制熱法進行大量分析模擬,發現定子中感應能量受磁極數量、磁體張角角度等因素影響。可以看出,已經有眾多針對風熱機組開展的研究,這些研究證明了風熱技術的可行性,但缺少對風熱機組制熱性能仿真及影響因素的研究,缺乏對風熱機組運行特性的了解,需要進一步研究風熱機組的運行特性和系統的熱效率。

本文針對風熱機組進行了建模仿真研究,介紹了風熱機組的原理和組成,構建了一套風熱機組系統仿真模型,研究了各個因素對機組制熱性能系數的影響,獲得了各因素的影響規律,最終使得風熱機組獲得最大制熱效率,優化風熱機組整體性能。

1 風熱機組建模

風熱機組的工作原理是將熱泵系統中的發電機、變流器與電動機設備去除,利用風力機傳動機構中的高速軸與壓縮機直接連接運作,即風力機和齒輪箱轉換機械能后驅動壓縮機運行,從而帶動整個熱泵系統供熱。壓縮機壓縮來自蒸發器的低溫低壓制冷劑蒸汽,使之被壓縮成高溫高壓的過熱蒸汽。氣體輸入冷凝器加熱供暖回水后,經節流降壓進入蒸發器,最后在蒸發氣體流回壓縮機之后完成一個熱泵循環[14]。風熱機組與發電系統的基本熱力過程如圖1所示,本文以火力發電廠為研究對象,利用朗肯循環作為發電系統的基本原理。而風熱機組中風能直接驅動的熱泵系統采用逆卡諾循環表示,需要注意的是為了方便完成傳熱,朗肯循環的冷凝溫度稍高于逆卡諾循環的蒸發溫度。

圖1 風熱機組與發電系統的循環原理

對風熱機組及發電系統進行建模仿真需要根據各個系統結構特點建立相應的數學模型,主要包括發電系統數學模型、風能收集系統數學模型、熱泵系統數學模型,隨后根據數學模型研究風熱機組性能。

1.1 發電系統

以朗肯循環做理論基礎的發電系統設備部件主要由汽輪機、凝汽器和循環水泵等部件構成。圖1中所示的朗肯循環中,7→8→5表示燃料在鍋爐中充分燃燒并放出熱量,水在鍋爐中吸收熱量隨后汽化成飽和蒸汽,飽和蒸汽在蒸汽過熱器中持續吸熱至過熱蒸汽的過程;5→6表示在汽輪機內高溫高壓且較干燥的過熱蒸汽絕熱膨脹做功的過程;6→7表示從汽輪機排出的乏汽在冷凝器內放熱,使之冷凝為飽和水的過程;7→8表示在給水泵內凝結水絕熱壓縮的過程,未飽和水壓力升高再次進入鍋爐繼續完成下一輪循環[15]。

發電系統的輸入熱量Qu表示為:

Qu=Qcol=(h5-h8)mlk

(1)

式(1)中:h5為汽輪機入口工質的焓值;h8為換熱器入口工質的焓值;mlk為汽輪機中工質的質量流量。

汽輪機的軸功Wt公式為:

Wt=(h5-h6)mlkηt

(2)

式(2)中:h6為絕熱條件下汽輪機出口的理論焓值;ηt為汽輪機的熱效率。

汽輪機的熱效率ηt為1 kW·h電需要消耗的熱量,作為蒸汽實際焓變與理論焓變之比,是評價汽輪機性能的重要指標,ηt表示為:

(3)

式(3)中:h6act為發電系統正常工作過程中汽輪機出口的實際焓值。為便于計算,本文將汽輪機的熱效率設定為90%。

循環水泵消耗功Wp表示為:

Wp=(h8-h7)mlk

(4)

式(4)中,h7為循環水泵入口工質的焓值。

發電熱效率ηlk作為發電機組的發電量折算成熱量與輸入熱量之比,是評價發電系統性能的主要指標,公式為:

(5)

式(5)中:E為發電系統中的最終輸出功;Qu為發電系統的輸入熱量;Wt為汽輪機的軸功;Wp為循環水泵消耗功。

1.2 風能轉換系統

風熱機組中的風力機和齒輪箱共同構成風能轉換系統,風力機將風能直接轉化為機械能,通過在齒輪箱中的運作轉換,將低轉速的機械能轉換成高轉速的軸功,最后驅動壓縮機做功。

風力機的輸出功率Pw可以表示為:

(6)

式(6)中:ρ為環境中的空氣平均密度;A為風力機風輪與風的掃掠面積;v為瞬時環境風速;Cp為風能利用系數。

風能利用系數是評定風輪氣動特性優劣的主要參數,表示風力發電機將風能轉化成電能的轉化效率,是與風輪葉片的葉尖速度比和槳距角有關的函數,用公式表示為:

0.001 84(λ-3)β

(7)

式(7)中:β為槳距角;λ為葉尖速度比。

由于齒輪箱的加工精度不同、內部設備互相摩擦等問題,一部分能量會在低轉速的軸功轉換成符合壓縮機轉速的高轉速軸功過程中被消耗掉,所以齒輪箱的輸入功略大于齒輪箱的輸出功。本文中設定齒輪箱用機械效率表示傳動效率,且設機械效率為90%,則齒輪箱的輸出功率Pg最終表示為:

Pg=0.9Pw

(8)

1.3 熱泵系統

熱泵系統主要設備由壓縮機、冷凝器、膨脹閥和蒸發器共同構成[16],圖1所示的熱泵系統采用了逆卡諾循環。其中:4→1表示蒸發器內的定溫吸熱過程,熱泵系統中的工質吸收了來自發電系統凝汽器的冷凝熱,由不飽和液體蒸發成飽和蒸汽;1→2表示壓縮機內不可逆的絕熱壓縮過程,壓縮機吸收通過風力機轉化的機械能,工質由低溫低壓的飽和蒸汽變成了中溫中壓蒸汽;2→3表示冷凝器的放熱過程,工質由中溫中壓蒸汽冷凝成飽和液體,放出大量冷凝熱;3→4表示膨脹閥內的節流膨脹過程,工質由常溫高壓飽和液態變成低溫低壓濕蒸汽,節流前后焓值不變。

熱泵系統從朗肯循環中汽輪機出口乏汽這一低溫熱源吸收的熱量Qe表示為:

(9)

由于有風力機的齒輪箱驅動熱泵系統中的壓縮機,所以將壓縮機的輸出功率P近似等于齒輪箱的輸出功率Pg,表示為:

P=Pg

(10)

熱泵系統的供熱量Qc表示為:

(11)

Qc=Qe+P

(12)

熱泵系統的制熱性能指標用制熱性能系數COP表示:

(13)

2 風熱機組制熱性能計算

基于建立的風熱機組仿真模型,本文首先分析了風熱機組制熱性能。選取某2 MW風力發電機組,選擇R134a作為風熱機組熱泵系統中的制冷劑,水蒸氣作為朗肯循環中發電系統的循環工質。設計發電系統凝汽器的壓力參數為0.007 79 MPa,汽輪機入口的蒸汽溫度為375 ℃,入口壓力為2.35 MPa,過熱器出口的蒸汽溫度為380 ℃,出口壓力為3.2 MPa,發電機的發電效率為0.9。設定風力機組的額定輸出功率為1 500 kW,齒輪箱的傳動比為1∶80,機械效率為0.9,蒸發溫度參數設計為42 ℃,冷凝溫度參數為78 ℃。設立風熱機組與發電系統處于穩定環境及設備均正常運行時,風速保持為4 m/s,室外溫度為15 ℃。

仿真計算得出汽輪中的工質質量流量為11.037 kg/s,發電系統輸入熱量為1 278.7 kJ。由于汽輪機運行中能量存在外部的機械損失、外部漏氣損失、進氣機構的阻力損失和排汽管中的排汽阻力損失,熱泵系統從發電系統汽輪機中吸收乏汽余熱熱量為323.81 kJ,熱泵系統工質流量為3.34 kg/s,風力機的輸出功率為60.38 kW,齒輪箱的輸出功率為57.36 kW。熱泵系統的總供熱量為381.18 kJ,計算獲得風熱機組的制熱系數為6.64。

3 風熱機組影響因素分析

為了分析不同參數對風熱機組制熱性能的影響,獲得風熱機組運行規律,掌握其性能優化方向,本文基于上一節中的計算狀態,計算了不同風速、熱泵系統蒸發溫度、冷凝溫度下風熱機組的制熱性能,并分析了參數對仿真結果的影響。

不同風速情況下風熱機組性能變化如表1所示,可以看出,隨著來流風速的增加,風熱機組的制熱性能系數不變而供熱量逐漸增加。從公式(13)可以推導出制熱性能系數:

表1 不同風速下風熱機組性能的變化

(14)

制熱性能系數僅與熱泵系統各處焓值有關,與輸入功無關,熱泵系統在溫度不變的情況下,各設備的進出口焓值不變。而風熱機組的輸入功來自風力機輸出功率,因此來流風速變化引起的風力機輸出功率改變并不影響制熱性能系數。而來流風速的增加導致風力機輸出功的增加,熱泵系統工質流量逐漸增加,整個熱泵系統供熱量增加。從物理過程來說,風速的增加引起風力機輸出功的增加,有更多的能量驅動熱泵系統進行壓縮,因此熱泵系統的供熱量明顯增加,而輸入功的增加并不會改變整個熱泵系統的熱力過程。

熱泵系統不同蒸發溫度情況下風熱機組性能變化情況如表2所示。從結果可以看出,隨著蒸發溫度的升高,熱泵系統工質流量增加,熱泵系統供熱量增加,制熱性能系數增大。這是由于蒸發溫度升高導致熱泵系統吸熱過程中各處的焓值增加,放熱過程與吸熱過程之間焓的差值逐漸減小,吸熱過程焓值的增加使得制熱性能系數增加。從物理過程分析,在熱泵系統輸入功不變的情況下可以驅動更多的工質參與吸熱,工質流量逐漸增加,吸熱量和供熱量也逐漸增加,制熱性能系數隨著供熱量的增加也逐漸增大。

表2 不同蒸發溫度下風熱機組性能的變化

熱泵系統不同冷凝溫度情況下風熱機組性能變化情況如表3所示。可以看出,隨著冷凝溫度的升高,熱泵系統的工質流量增加,但風熱機組的吸熱量、供熱量和制熱性能系數均發生了下降。冷凝溫度上升導致放熱過程焓值的增加,放熱過程與吸熱過程之間焓的差值增大,制熱性能系數減小。從實際過程來看,冷凝溫度提高使得壓縮機消耗的功增加,當風力機輸出功不變時,供熱量相應地減少,機組整體的制熱性能系數下降。

表3 不同冷凝溫度下風熱機組性能的變化

本文同時研究了蒸發溫度及冷凝溫度同時上升和下降對風熱機組性能的影響,考慮蒸發溫度和冷凝溫度之差保持不變,分析蒸發溫度和冷凝溫度對結果的影響程度。從表4的計算結果可以看出,同時升高蒸發溫度和冷凝溫度,工質流量逐漸增加,風熱機組的吸熱量、供熱量和制熱性能系數均增大。這是由于蒸發溫度變化相較于冷凝溫度變化時所帶動的焓值變化效果更顯著,對于制熱性能系數影響更大,因此,風熱機組的制熱性能受蒸發溫度影響大于受冷凝溫度的影響。在后續對風熱機組進行優化控制時應更加關注蒸發溫度的影響。

表4 不同蒸發溫度和冷凝溫度下風熱機組性能的變化

4 結語

本文針對風能直接制熱問題開展了研究,介紹了風熱機組的基本組成,建立了一種風熱機組數值仿真模型,研究了風熱機組的制熱性能。根據仿真模型計算了不同參數情況下風熱機組的供熱量和制熱性能系數。主要研究結果如下。

(1)利用風能驅動熱泵系統進行供熱原理可行,是一種具有應用前景的新能源利用方式。

(2)當來流風速增大時,風力機輸出功率增加,工質流量和供熱量隨之增加,風熱機組的制熱性能系數不變。

(3)蒸發溫度升高時,風熱機組供熱量和制熱性能系數隨之增加;當冷凝溫度升高時,風熱機組的供熱量和制熱性能系數減小。

(4)當蒸發溫度和冷凝溫度同時增加時,風熱機組的供熱量和制熱性能系數增加,蒸發溫度相比冷凝溫度對風熱機組性能影響更大,可以通過調節熱泵系統的蒸發溫度和冷凝溫度以提高風熱機組的制熱性能。