風(fēng)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(xué)院 能源與動力工程學(xué)院,江蘇 南京 211167)

0 引言

隨著新時代人類經(jīng)濟科技的快速發(fā)展,人們對于能源的供給需求也在日益增長[1]。國家統(tǒng)計局?jǐn)?shù)據(jù)顯示,2000—2020年間我國發(fā)電量持續(xù)增長85.50%,但傳統(tǒng)火力發(fā)電在2020年仍然占總發(fā)電裝機容量的56.60%。近年來,傳統(tǒng)能源利用產(chǎn)生的大量排放物及能源不可再生等弊端逐漸引人關(guān)注,新能源的開發(fā)利用成為重中之重。

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

目前,國內(nèi)外針對風(fēng)熱機組開展了相關(guān)研究。鐘曉暉等[6]通過對兆瓦級風(fēng)熱機組建模仿真從而獲得風(fēng)熱機組性能曲線及典型工況下的運行特性。錢婧等[7]根據(jù)熱泵和風(fēng)力機組的運行特點建立一系列風(fēng)熱機組的組件模型,仿真計算結(jié)果對比風(fēng)熱機組參數(shù)實驗值偏小,處于誤差范圍內(nèi),證明了該模型的可靠性。Dong等[8]提出一種在旋轉(zhuǎn)備用需求計算中考慮局部風(fēng)況的方法,使得風(fēng)熱機組更具局部適應(yīng)性。Chen等[9]采用SA算法和CDED方法將風(fēng)能與現(xiàn)有火力發(fā)電系統(tǒng)整合,仿真模擬風(fēng)力發(fā)電對降低總?cè)剂铣杀痉矫娴男Ч?。張明洋等[10]通過分析調(diào)研目前風(fēng)熱機組各部件的成本函數(shù),與物理仿真模型相耦合,基于粒子群優(yōu)化算法提出一套用于百千瓦級別風(fēng)熱機組配置優(yōu)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(fā)現(xiàn)定子中感應(yīng)能量受磁極數(shù)量、磁體張角角度等因素影響?？梢钥闯?已經(jīng)有眾多針對風(fēng)熱機組開展的研究,這些研究證明了風(fēng)熱技術(shù)的可行性,但缺少對風(fēng)熱機組制熱性能仿真及影響因素的研究,缺乏對風(fēng)熱機組運行特性的了解,需要進一步研究風(fēng)熱機組的運行特性和系統(tǒng)的熱效率。

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

1 風(fēng)熱機組建模

風(fēng)熱機組的工作原理是將熱泵系統(tǒng)中的發(fā)電機、變流器與電動機設(shè)備去除,利用風(fēng)力機傳動機構(gòu)中的高速軸與壓縮機直接連接運作,即風(fēng)力機和齒輪箱轉(zhuǎn)換機械能后驅(qū)動壓縮機運行,從而帶動整個熱泵系統(tǒng)供熱。壓縮機壓縮來自蒸發(fā)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(jīng)節(jié)流降壓進入蒸發(fā)器,最后在蒸發(fā)氣體流回壓縮機之后完成一個熱泵循環(huán)[14]。風(fēng)熱機組與發(fā)電系統(tǒng)的基本熱力過程如圖1所示,本文以火力發(fā)電廠為研究對象,利用朗肯循環(huán)作為發(fā)電系統(tǒng)的基本原理。而風(fēng)熱機組中風(fēng)能直接驅(qū)動的熱泵系統(tǒng)采用逆卡諾循環(huán)表示,需要注意的是為了方便完成傳熱,朗肯循環(huán)的冷凝溫度稍高于逆卡諾循環(huán)的蒸發(fā)溫度。

圖1 風(fēng)熱機組與發(fā)電系統(tǒng)的循環(huán)原理

對風(fēng)熱機組及發(fā)電系統(tǒng)進行建模仿真需要根據(jù)各個系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特點建立相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型,主要包括發(fā)電系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型、風(fēng)能收集系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型、熱泵系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型,隨后根據(jù)數(shù)學(xué)模型研究風(fēng)熱機組性能。

1.1 發(fā)電系統(tǒng)

以朗肯循環(huán)做理論基礎(chǔ)的發(fā)電系統(tǒng)設(shè)備部件主要由汽輪機、凝汽器和循環(huán)水泵等部件構(gòu)成。圖1中所示的朗肯循環(huán)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(xù)吸熱至過熱蒸汽的過程;5→6表示在汽輪機內(nèi)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(nèi)放熱,使之冷凝為飽和水的過程;7→8表示在給水泵內(nèi)凝結(jié)水絕熱壓縮的過程,未飽和水壓力升高再次進入鍋爐繼續(xù)完成下一輪循環(huán)[15]。

發(fā)電系統(tǒng)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(zhì)的焓值;h8為換熱器入口工質(zhì)的焓值;mlk為汽輪機中工質(zhì)的質(zhì)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(biāo),ηt表示為:

(3)

式(3)中:h6act為發(fā)電系統(tǒng)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(shè)定為90%。

循環(huán)水泵消耗功Wp表示為:

Wp=(h8-h7)mlk

(4)

式(4)中,h7為循環(huán)水泵入口工質(zhì)的焓值。

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

(5)

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

1.2 風(fēng)能轉(zhuǎn)換系統(tǒng)

風(fēng)熱機組中的風(fēng)力機和齒輪箱共同構(gòu)成風(fēng)能轉(zhuǎn)換系統(tǒng),風(fēng)力機將風(fēng)能直接轉(zhuǎn)化為機械能,通過在齒輪箱中的運作轉(zhuǎn)換,將低轉(zhuǎn)速的機械能轉(zhuǎn)換成高轉(zhuǎn)速的軸功,最后驅(qū)動壓縮機做功。

風(fēng)力機的輸出功率Pw可以表示為:

(6)

式(6)中:ρ為環(huán)境中的空氣平均密度;A為風(fēng)力機風(fēng)輪與風(fēng)的掃掠面積;v為瞬時環(huán)境風(fēng)速;Cp為風(fēng)能利用系數(shù)。

風(fēng)能利用系數(shù)是評定風(fēng)輪氣動特性優(yōu)劣的主要參數(shù),表示風(fēng)力發(fā)電機將風(fēng)能轉(zhuǎn)化成電能的轉(zhuǎn)化效率,是與風(fēng)輪葉片的葉尖速度比和槳距角有關(guān)的函數(shù),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(nèi)部設(shè)備互相摩擦等問題,一部分能量會在低轉(zhuǎn)速的軸功轉(zhuǎn)換成符合壓縮機轉(zhuǎn)速的高轉(zhuǎn)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(shè)定齒輪箱用機械效率表示傳動效率,且設(shè)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(tǒng)

熱泵系統(tǒng)主要設(shè)備由壓縮機、冷凝器、膨脹閥和蒸發(fā)器共同構(gòu)成[16],圖1所示的熱泵系統(tǒng)采用了逆卡諾循環(huán)。其中:4→1表示蒸發(fā)器內(nèi)的定溫吸熱過程,熱泵系統(tǒng)中的工質(zhì)吸收了來自發(fā)電系統(tǒng)凝汽器的冷凝熱,由不飽和液體蒸發(fā)成飽和蒸汽;1→2表示壓縮機內(nèi)不可逆的絕熱壓縮過程,壓縮機吸收通過風(fēng)力機轉(zhuǎn)化的機械能,工質(zhì)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(zhì)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(nèi)的節(jié)流膨脹過程,工質(zhì)由常溫高壓飽和液態(tài)變成低溫低壓濕蒸汽,節(jié)流前后焓值不變。

熱泵系統(tǒng)從朗肯循環(huán)中汽輪機出口乏汽這一低溫?zé)嵩次盏臒崃縌e表示為:

(9)

由于有風(fēng)力機的齒輪箱驅(qū)動熱泵系統(tǒng)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(tǒng)的供熱量Qc表示為:

(11)

Qc=Qe+P

(12)

熱泵系統(tǒng)的制熱性能指標(biāo)用制熱性能系數(shù)COP表示:

(13)

2 風(fēng)熱機組制熱性能計算

基于建立的風(fēng)熱機組仿真模型,本文首先分析了風(fēng)熱機組制熱性能。選取某2 MW風(fēng)力發(fā)電機組,選擇R134a作為風(fēng)熱機組熱泵系統(tǒng)中的制冷劑,水蒸氣作為朗肯循環(huán)中發(fā)電系統(tǒng)的循環(huán)工質(zhì)。設(shè)計發(fā)電系統(tǒng)凝汽器的壓力參數(shù)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(fā)電機的發(fā)電效率為0.9。設(shè)定風(fēng)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(fā)溫度參數(shù)設(shè)計為42 ℃,冷凝溫度參數(shù)為78 ℃。設(shè)立風(fēng)熱機組與發(fā)電系統(tǒng)處于穩(wěn)定環(huán)境及設(shè)備均正常運行時,風(fēng)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(zhì)質(zhì)量流量為11.037 kg/s,發(fā)電系統(tǒng)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(gòu)的阻力損失和排汽管中的排汽阻力損失,熱泵系統(tǒng)從發(fā)電系統(tǒng)汽輪機中吸收乏汽余熱熱量為323.81 kJ,熱泵系統(tǒng)工質(zhì)流量為3.34 kg/s,風(fēng)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(tǒng)的總供熱量為381.18 kJ,計算獲得風(fēng)熱機組的制熱系數(shù)為6.64。

3 風(fēng)熱機組影響因素分析

為了分析不同參數(shù)對風(fēng)熱機組制熱性能的影響,獲得風(fēng)熱機組運行規(guī)律,掌握其性能優(yōu)化方向,本文基于上一節(jié)中的計算狀態(tài),計算了不同風(fēng)速、熱泵系統(tǒng)蒸發(fā)溫度、冷凝溫度下風(fēng)熱機組的制熱性能,并分析了參數(shù)對仿真結(jié)果的影響。

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

表1 不同風(fēng)速下風(fēng)熱機組性能的變化

(14)

制熱性能系數(shù)僅與熱泵系統(tǒng)各處焓值有關(guān),與輸入功無關(guān),熱泵系統(tǒng)在溫度不變的情況下,各設(shè)備的進出口焓值不變。而風(fēng)熱機組的輸入功來自風(fēng)力機輸出功率,因此來流風(fēng)速變化引起的風(fēng)力機輸出功率改變并不影響制熱性能系數(shù)。而來流風(fēng)速的增加導(dǎo)致風(fēng)力機輸出功的增加,熱泵系統(tǒng)工質(zhì)流量逐漸增加,整個熱泵系統(tǒng)供熱量增加。從物理過程來說,風(fēng)速的增加引起風(fēng)力機輸出功的增加,有更多的能量驅(qū)動熱泵系統(tǒng)進行壓縮,因此熱泵系統(tǒng)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(tǒng)的熱力過程。

熱泵系統(tǒng)不同蒸發(fā)溫度情況下風(fēng)熱機組性能變化情況如表2所示。從結(jié)果可以看出,隨著蒸發(fā)溫度的升高,熱泵系統(tǒng)工質(zhì)流量增加,熱泵系統(tǒng)供熱量增加,制熱性能系數(shù)增大。這是由于蒸發(fā)溫度升高導(dǎo)致熱泵系統(tǒng)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(shù)增加。從物理過程分析,在熱泵系統(tǒng)輸入功不變的情況下可以驅(qū)動更多的工質(zhì)參與吸熱,工質(zhì)流量逐漸增加,吸熱量和供熱量也逐漸增加,制熱性能系數(shù)隨著供熱量的增加也逐漸增大。

表2 不同蒸發(fā)溫度下風(fēng)熱機組性能的變化

熱泵系統(tǒng)不同冷凝溫度情況下風(fēng)熱機組性能變化情況如表3所示?？梢钥闯?隨著冷凝溫度的升高,熱泵系統(tǒng)的工質(zhì)流量增加,但風(fēng)熱機組的吸熱量、供熱量和制熱性能系數(shù)均發(fā)生了下降。冷凝溫度上升導(dǎo)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(shù)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(dāng)風(fēng)力機輸出功不變時,供熱量相應(yīng)地減少,機組整體的制熱性能系數(shù)下降。

表3 不同冷凝溫度下風(fēng)熱機組性能的變化

本文同時研究了蒸發(fā)溫度及冷凝溫度同時上升和下降對風(fēng)熱機組性能的影響,考慮蒸發(fā)溫度和冷凝溫度之差保持不變,分析蒸發(fā)溫度和冷凝溫度對結(jié)果的影響程度。從表4的計算結(jié)果可以看出,同時升高蒸發(fā)溫度和冷凝溫度,工質(zhì)流量逐漸增加,風(fēng)熱機組的吸熱量、供熱量和制熱性能系數(shù)均增大。這是由于蒸發(fā)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(shù)影響更大,因此,風(fēng)熱機組的制熱性能受蒸發(fā)溫度影響大于受冷凝溫度的影響。在后續(xù)對風(fēng)熱機組進行優(yōu)化控制時應(yīng)更加關(guān)注蒸發(fā)溫度的影響。

表4 不同蒸發(fā)溫度和冷凝溫度下風(fēng)熱機組性能的變化

4 結(jié)語

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

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

(2)當(dāng)來流風(fēng)速增大時,風(fēng)力機輸出功率增加,工質(zhì)流量和供熱量隨之增加,風(fēng)熱機組的制熱性能系數(shù)不變。

(3)蒸發(fā)溫度升高時,風(fēng)熱機組供熱量和制熱性能系數(shù)隨之增加;當(dāng)冷凝溫度升高時,風(fēng)熱機組的供熱量和制熱性能系數(shù)減小。

(4)當(dāng)蒸發(fā)溫度和冷凝溫度同時增加時,風(fēng)熱機組的供熱量和制熱性能系數(shù)增加,蒸發(fā)溫度相比冷凝溫度對風(fēng)熱機組性能影響更大,可以通過調(diào)節(jié)熱泵系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度和冷凝溫度以提高風(fēng)熱機組的制熱性能。