油田采出水驅(qū)動帶經(jīng)濟器的高溫壓縮式熱泵分析

劉 偉，牛栓文，徐 濤，王照亮

(1.中石化勝利油田分公司，山東 東營 257000；2.中國石油大學(xué)(華東)，山東 青島 266580)

勝利油田目前油井開井總數(shù)為2.4萬口，日采出液90萬方，日注水84.1萬方，油水分離后的采出水溫度為33～80 ℃，可利用熱能潛力巨大。根據(jù)溫度水平將油田采出水分為三個溫度區(qū)間：低溫區(qū)(t<45 ℃)、中溫區(qū)(45 ℃65 ℃)。若為了滿足原油加熱需求，需要提供高于80 ℃的熱量。對于單井或聯(lián)合站等生產(chǎn)用熱點，若電力充足、無氣源或氣源不足，優(yōu)先選用高溫壓縮式熱泵[1-5]。因此，高溫?zé)岜糜酂峄厥帐墙鉀Q石油化工行業(yè)能源和環(huán)境問題的有效技術(shù)，該技術(shù)目前已在歐美國家的石油化工行業(yè)大量應(yīng)用，在國內(nèi)應(yīng)用也逐漸增多，該技術(shù)可以從采出水中回收大量余熱，輸出90 ℃左右的熱水用于油田生產(chǎn)加熱。

高溫?zé)岜玫摹案邷亍笔窍鄬τ谀壳皯?yīng)用較廣的出水溫度在80 ℃以下的中溫?zé)岜枚?，高溫?zé)岜贸鏊疁囟瓤蛇_80～90 ℃以上，溫度跨度超過50 ℃。國內(nèi)傾向于把制熱溫度60 ℃以上的熱泵稱為高溫?zé)岜?，國際上界定制熱溫度80～100 ℃、熱源溫度40 ℃以上的區(qū)間為高溫?zé)岜酶鼮楹侠韀2]。壓縮式高溫?zé)岜脵C組的熱力循環(huán)和循環(huán)工質(zhì)等必須進行針對性選擇。工質(zhì)優(yōu)選和循環(huán)性能對比研究結(jié)果表明R245fa工質(zhì)性能優(yōu)良，各種兩級壓縮循環(huán)方式下的性能指數(shù)或制熱系數(shù)(COP)均較單級循環(huán)單級壓縮方式明顯提高，其中兩級壓縮循環(huán)兩級節(jié)流中間不完全冷卻方式給出的COP最高[6-10]。相對于單級壓縮式熱泵，帶經(jīng)濟器的兩級壓縮式高溫?zé)岜玫墓?熱轉(zhuǎn)換和溫差驅(qū)動環(huán)節(jié)呈現(xiàn)出經(jīng)濟器中間壓比的紐帶作用、前后兩次節(jié)流的配合、蒸發(fā)-冷凝之間的溫差高效利用等新的能流特征。作為基于熱力學(xué)第二定律的重要能流分析評價手段，分析[11]可以深入揭示油田采出水驅(qū)動的高溫壓縮式熱泵功-熱轉(zhuǎn)換和溫差驅(qū)動等諸環(huán)節(jié)熱力過程的不可逆影響規(guī)律，進而找出特定溫度范圍內(nèi)油田采出水驅(qū)動的高溫?zé)岜镁S持較高制熱溫度的制約因素和改進措施。

1 熱力循環(huán)

為了解決高溫?zé)岜孟到y(tǒng)在油田中低溫采出水熱源溫度過低工況下制熱能力不足和壓縮機排氣溫度過高等問題，通常采用帶經(jīng)濟器的兩級壓縮-兩次節(jié)流高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，其工作原理如圖1(a)所示。閃發(fā)器可以看作一次節(jié)流后的氣液分離器。以閃發(fā)器作為經(jīng)濟器，閃發(fā)器出來的飽和氣體與一級壓縮后的過熱工質(zhì)蒸氣混合進行補氣，在混合換熱過程中實現(xiàn)了對一級壓縮的過熱蒸氣的不完全冷卻。二級壓縮機的排氣(過熱蒸氣)進入冷凝器，在冷凝器中放出熱量，冷卻至飽和液進而達到過冷狀態(tài)。從冷凝器出來的具有一定過冷度的液態(tài)工質(zhì)經(jīng)過膨脹閥1膨脹成溫度及壓力適中的兩相流體。在閃發(fā)器中氣液分離，飽和蒸氣進行補氣。閃發(fā)器的飽和液經(jīng)過膨脹閥2進行二次膨脹，得到溫度及壓力較低的兩相流體并進入蒸發(fā)器進行吸熱，而后工質(zhì)以具有一定過熱度的過熱蒸氣狀態(tài)進入一級壓縮機。來自蒸發(fā)器的工質(zhì)經(jīng)一級壓縮后與來自閃發(fā)器的飽和蒸氣補氣混合后繼續(xù)被壓縮，被壓縮到冷凝壓力的過熱蒸氣進入冷凝器進行下一個循環(huán)。上述熱力過程對應(yīng)的熱力循環(huán)過程曲線如圖1(b)所示。

如圖1所示，熱泵冷凝器的放熱量為QC，壓縮機耗功W，則制熱系數(shù)COP為

COP=QC/W

(1)

若蒸發(fā)器的蒸發(fā)溫度為TE，冷凝器的冷凝溫度為TC，根據(jù)逆向卡諾循環(huán)和卡諾定理[11]，壓縮式熱泵最大可能的制熱系數(shù)COPT為

COPT=TC/(TC-TE)

(2)

考慮熱泵系統(tǒng)的不可逆損失，定義熱泵系統(tǒng)的制熱效率為制熱系數(shù)COP與最大可能的制熱系數(shù)之比，反映了壓縮式熱泵系統(tǒng)的不可逆程度，則制熱效率γ可表示為

(3)

2 熱泵換熱系統(tǒng)分析

兩級壓縮-兩次節(jié)流高溫壓縮式熱泵主要包括蒸發(fā)器、冷凝器、壓縮機、經(jīng)濟器和節(jié)流閥。為分析壓縮式熱泵內(nèi)部各主要部件的損情況，需首先對其主要的五個主要部件分別進行分析。壓縮式熱泵供熱系統(tǒng)的效率同時考慮了熱泵內(nèi)部和外部的不可逆，熱泵本體的效率僅考慮熱泵內(nèi)部的不可逆。由于高溫壓縮式熱泵供熱系統(tǒng)低溫?zé)嵩床沙鏊臏囟雀哂诃h(huán)境溫度，將高溫壓縮式熱泵供熱系統(tǒng)的效率重新定義為

(4)

2.1 壓縮機分析

e1+w=e2+Δe12

(5)

式中:e1=h1-T0s1，e2=h2-T0s2，w=h2-h1，h1、h2分別為進出口單位質(zhì)量工質(zhì)的焓,kJ/kg;s1、s2分別為進出口單位質(zhì)量工質(zhì)的熵,kJ/(kg·K)。

2.2 冷凝器分析

冷凝器的換熱過程可視為工質(zhì)冷凝放熱和高溫水吸熱兩個過程。設(shè)單位質(zhì)量工質(zhì)帶入冷凝器的值為e4，帶出冷凝器的值為e7，單位質(zhì)量高溫水帶入冷凝器的比值為e16，帶出冷凝器的值為e17，設(shè)冷凝器損為Δe23，冷凝器沒有的積累，平衡方程為

e4+e16=e7+e17+Δe23

(6)

2.3 膨脹閥分析

e3=e4+Δe34

(7)

2.4 蒸發(fā)器分析

e11+e14=e12+e15+Δe41

(8)

2.5 經(jīng)濟器分析

e8=x8e9+(1-x8)e10+Δe8

(9)

(10)

式中：pm為中間壓力，kPa；pe為蒸發(fā)壓力，kPa；pc為冷凝壓力，kPa。由式(1)和式(10)可知，高低熱源溫度和經(jīng)濟器中間壓比是系統(tǒng)制熱效率和效率的主要調(diào)控參數(shù)。

3 結(jié)果與討論

3.1 節(jié)點能流參數(shù)計算

表2 壓縮式熱泵制熱系統(tǒng)外部節(jié)點參數(shù)計算結(jié)果

表3 熱泵系統(tǒng)各部分損失計算結(jié)果

表3 熱泵系統(tǒng)各部分損失計算結(jié)果

設(shè)備平衡方程損失/kW效率占比蒸發(fā)器E11+E14=E1+E15+ΔE12.969 50.961 20.221 6一級壓縮機E1+W1=E2+ΔE11.055 50.944 30.238 3二級壓縮機E2+W2=E4+ΔE13.946 80.803 30.188 9冷凝器E16+W4=E17+E7+ΔE10.209 80.980.174 4一次膨脹閥E7=E8+ΔE3.031 60.948 40.051 7經(jīng)濟器E8=E9+E10+ΔE0.054 40.9990.000 9二次膨脹閥E10=E11+ΔE9.266 90.758 60.157 9

壓縮機：

(11)

其他設(shè)備：

(12)

續(xù)表

3.2 熱源溫度影響

根據(jù)表3所示，閃發(fā)前和閃發(fā)后兩次節(jié)流的不可逆損失，特別是二次節(jié)流的效率是最低的環(huán)節(jié)。因此，這里主要對后節(jié)流系統(tǒng)性能探究并在相同運行條件時對兩系統(tǒng)進行性能比較。對后節(jié)流系統(tǒng)系統(tǒng)性能隨冷凝溫度的變化進行了探究，并在熱力模擬基礎(chǔ)上與前節(jié)流系統(tǒng)和單級壓縮系統(tǒng)性能進行比較。所得結(jié)果如圖2所示。圖2反映了系統(tǒng)COP隨冷凝溫度的變化關(guān)系。隨冷凝溫度升高閃發(fā)型后節(jié)流系統(tǒng)和其他系統(tǒng)COP值均下降，根據(jù)相同運行條件下各系統(tǒng)COP的關(guān)系可見，閃發(fā)型前節(jié)流系統(tǒng)COP值最大，單級壓縮式系統(tǒng)COP值最小，閃發(fā)型后節(jié)流系統(tǒng)介于二者之間。所以，閃發(fā)型后節(jié)流系統(tǒng)可以改善單級壓縮式系統(tǒng)性能，但改善能力不及閃發(fā)型前節(jié)流系統(tǒng)。另一方面，雖然帶經(jīng)濟器的兩級壓縮式熱泵系統(tǒng)能改善單級系統(tǒng)在用熱溫度增高時性能不佳的問題，但其本身也受限于這一問題。

顯然，壓縮式熱泵的冷凝器和蒸發(fā)器中不可避免存在著溫差傳熱的不可逆損失，同時低溫?zé)嵩磁c高溫?zé)嵩吹臒崛萘慷疾皇菬o窮大，不能視作恒溫?zé)嵩矗M、出口之間存在較大的溫差。此時，對于變溫?zé)嵩磥碚f可逆的理想循環(huán)就不是逆卡諾循環(huán)，而是由兩個與熱源做無溫差傳熱的多變過程及兩個等熵過程組成的洛倫茲循環(huán)，這是變溫條件下制熱系數(shù)最大的循環(huán)。這就意味著在理論上，變溫循環(huán)可利用較少的升溫級數(shù)滿足同樣的系統(tǒng)性能要求。大型壓縮式熱泵的兩端熱源均是溫度變化較大的變溫?zé)嵩?，而在兩個熱源之間的溫度跨度通常也比普通熱泵或制冷機要大，如采用常規(guī)循環(huán)不可避免的會導(dǎo)致性能下降且級數(shù)較多。因此變溫循環(huán)就成為該種熱泵系統(tǒng)研究的一個重要方向。綜上所述，根據(jù)壓縮式熱泵系統(tǒng)的分析，蒸發(fā)器是提高熱泵綜合性能的主要環(huán)節(jié)，需要對蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)、最小換熱溫差進行優(yōu)化設(shè)計。

3.3 中間壓比影響

綜上所述，采出水驅(qū)動的高溫壓縮式熱泵制熱系統(tǒng)不同的功-熱轉(zhuǎn)換環(huán)節(jié)各自的不可逆特性對系統(tǒng)制熱效率和效率的影響規(guī)律極其復(fù)雜。根據(jù)表3可知，壓縮機的損所占比例最大，其次是蒸發(fā)器和冷凝器，故為提高壓縮式熱泵的熱力完善度，應(yīng)著重減少壓縮機、蒸發(fā)器的損；二次膨脹閥效率最低，并且制熱溫度越高損失越大。對于壓縮機，其損與摩擦、漏流、混合冷卻、散熱等有關(guān)，一旦壓縮機結(jié)構(gòu)確定，通過操作參數(shù)調(diào)節(jié)這些不可逆因素的不可逆程度比較難。對于蒸發(fā)器，可適當(dāng)提高蒸發(fā)溫度，同時盡可能降低蒸發(fā)器的最大換熱溫差和最小換熱溫差，從而減少蒸發(fā)器損，且提高蒸發(fā)溫度可使蒸發(fā)壓力隨之提高，對減少壓縮過程和節(jié)流過程的損有利。對于經(jīng)濟器，雖然其本身損最低，但是中間壓比的選擇影響壓縮過程耗功，間接影響壓縮過程損。對于膨脹閥，實際的節(jié)流過程也不可能是等焓過程，應(yīng)盡量減少進、出節(jié)流閥的壓差，通過降低冷凝溫度，提高蒸發(fā)溫度，使冷凝壓力降低，蒸發(fā)壓力提高，壓縮比減小。此外，由于蒸發(fā)溫度和冷凝溫度分別與水源溫度和供水溫度相關(guān)，所以選用較高的采出水溫度、設(shè)定較低的制熱溫度對于提高熱泵系統(tǒng)的效率十分重要。因此，從整個熱泵供熱系統(tǒng)看，提高蒸發(fā)溫度、增大蒸發(fā)器出口工質(zhì)過熱度、選擇合理中間壓比和增大冷凝器出口過冷度都可以提高系統(tǒng)和局部的熱力學(xué)完善程度，這些因素互相關(guān)聯(lián)，優(yōu)化協(xié)調(diào)各環(huán)節(jié)溫差是調(diào)控系統(tǒng)整體性能的關(guān)鍵。

4 結(jié) 論

(1)針對油田采出水驅(qū)動帶經(jīng)濟器的高溫壓縮式熱泵，建立了熱泵本體和熱泵供熱系統(tǒng)的平衡方程，進行了分析，得到各部分的損失和效率。

(4)中間壓比是調(diào)控高溫壓縮式熱泵制熱系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)。