2019, Vol. 51
2. 寒地城乡人居环境科学与技术工业和信息化部重点实验室(哈尔滨工业大学)，哈尔滨 150009
2. Key Laboratory of Cold Region Urban and Rural Human Settlement Environment Science and Technology, Ministry of Industry and Information Technology (Harbin Institute of Technology), Harbin 150009, China
2001—2013年，北方城镇建筑供暖面积从50亿m2增长到120亿m2，增加了1.5倍[1]，负荷的增加使供热面临挑战.为解决供热管网输送能力不足的问题，付林等[2-5]提出了吸收式换热的概念，并在此基础上构建了吸收式换热机组.陈鹏飞[6]在仅考虑技术可行性情况下，对比研究了一段半吸收式换热机组与常规单段吸收式换热机组的适用性，得出在常见的一次水出口温度为110℃，二次水进、出口温度为45/60 ℃的条件下，一段半吸收式换热机组适用性更广.山西大同吸收式换热技术改造项目[7]，一次水流量按100 t/h，采暖综合热指标按50 W/m2计算，采用一段半吸收式换热机组可供采暖面积19.3万m2，较常规110/60 ℃水-水板式换热器增大了7.7万m2，增幅为55%.赵玺灵等[8]针对在热力站处设置补燃型吸收式换热机组和常规燃气锅炉两种调峰供热系统进行了对比分析，发现补燃型吸收式换热机组在增加管网供热能力方面具有优势.但是补燃型吸收式换热机组增加管网供热能力的程度尚无研究报道.本文针对串联补燃型吸收式换热机组增加管网供热能力的程度，研究加入燃气直燃型吸收式热泵后整个机组能够达到的最大供热能力，研究成果可为当供热需求超过常规单段吸收式换热机组供热能力时，选用补燃型吸收式换热机组提供理论依据.
1 补燃型吸收式换热机组原理由于流经补燃型吸收式换热机组的一次水的顺序是一定的，根据流经机组换热器二次水顺序的差异性，可以构建的机组结构形式有8种.综合考虑机组构型的复杂程度及在之后分析过程中建模的可行性等因素，本文针对最为常见的串联补燃型吸收式换热机组进行研究，其系统原理如图 1所示.
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图 1 补燃型吸收式换热机组示意 Fig. 1 Schematic diagram of supplementary absorption heat exchanger unit |
串联补燃型吸收式换热机组(本文简称补燃型换热机组)由直燃型机组和热水型机组组成，由一次侧热水和燃气分别向发生器G1和发生器G2提供热源.作为驱动热源，一次侧的高温热水首先进入发生器G1，降温之后流经水-水换热器X，进一步降温后依次流经蒸发器E1和E2，最终返回集中热网；二次侧回水一路进入水-水换热器X，另一路依次流经吸收器A1、A2和冷凝器C1和C2后，两路热水混合后送出.
2 补燃型吸收式换热机组热力模型 2.1 数学模型在模型建立的过程中作出的合理假设如下：
1) 溴化锂溶液在吸收器和发生器出口为饱和溶液；冷剂蒸汽在蒸发器出口为饱和蒸汽，冷剂水在冷凝器出口为饱和水；
2) 忽略工质在设备和管道流动过程中产生的阻力；假定节流过程是等焓的.
根据质量及能量的守恒方程、溶液热物性及状态方程[9-13]，建立在系统循环过程中，各个主要部件的平衡方程如下：
| $ \begin{array}{*{20}{c}} {{Q_{{\rm{e, g, sx}}}} + \sum {{{(\dot mh)}_{{\rm{in}}}}} = \sum {{{(\dot mh)}_{{\rm{out}}}}} }\\ {({G_{\rm{a}}} - D){\xi _{\rm{n}}} = {G_{\rm{a}}}{\xi _{\rm{x}}}, }\\ {{Q_{{\rm{e, g, x}}}} = {G_{\rm{h}}}{c_{\rm{p}}}({t_{{\rm{he, g, xi}}}} - {t_{{\rm{he, g, xo}}}}), } \end{array} $ |
| $ \begin{array}{*{20}{c}} {{Q_{{\rm{c, a, sx}}}} + \sum {{{(\dot mh)}_{{\rm{out}}}}} = \sum {{{(\dot mh)}_{{\rm{out}}}}, } }\\ {{Q_{{\rm{c, a}}}} = {G_{{\rm{yah}}}}{c_{\rm{p}}}({t_{{\rm{yc, ao}}}} - {t_{{\rm{yc, ai}}}}), }\\ {{Q_{\rm{x}}} = {G_{{\rm{yx}}}}{c_{\rm{p}}}({t_{{\rm{yxo}}}} - {t_{{\rm{yxi}}}}).} \end{array} $ |
式中:Qe, g, sx为蒸发器、发生器、溶液热交换器浓溶液侧的热负荷，kW；Qc, a, sx为冷凝器、吸收器、溶液热交换器稀溶液侧的热负荷，kW；Qe, g, x为一次水在蒸发器、发生器、水-水换热器高温水侧释放的热量，kW；Qc, a为二次水流经冷凝器和吸收器过程中吸收的热量，kW；Qx为二次水在水-水换热器低温水侧吸收的热量，kW；
机组最大供热能力是在忽略经济制约前提下，仅考虑技术制约即取换热器的技术可行性最小传热端差，以机组正常运行为判定依据，计算在满足设计要求的一次侧供水温度和二次侧供、回水温度条件下，一次侧回水温度最低值和机组能提供的最大耗热量.因此，换热器最小传热端差的取值大小对求解机组最大供热能力起着决定性的作用.文献[6]提出了不同类型换热器技术可行性最小传热端差的求解方法，在求解补燃型换热机组的换热器技术可行最小传热端差时需额外考虑热水型机组和直燃型机组的耦合关系，技术可行性最小传热端差和机组内部热力参数的取值见表 1.
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表 1 技术可行性最小传热端差及内部热力参数取值 Tab. 1 Technically feasible minimum temperature difference and internal thermal parameters |
补燃型换热机组正常运行与否受热源侧供水温度以及用户侧供、回水温度的影响，同时也会受到溶液浓度、温度和放气范围的限制.为避免溶液发生结晶，其浓度需介于40%~65%之间；同时从防腐的角度考虑，其温度不宜高于160 ℃.考虑机组的安全运行，本文取发生器G2出口溶液温度限值为155 ℃，浓溶液浓度上、下限分别为62%和43%.
放气范围Δξ指溴化锂浓溶液与稀溶液浓度的差值，Δξ的取值与机组热效率的高低息息相关.Δξ的取值大，则溶液的循环量小，从而导致热效率高.然而溶液循环量小，换热器的传热能力下降，使溶液有结晶的可能.Δξ的取值小，溶液循环量大，机组热效率低.因此，Δξ的值在一定程度上能够衡量机组设计的合理性.在工程上，Δξ的取值介于3%~7%之间，经研究发现Δξ值越小，机组的最大供热能力越强，这是因为溴化锂溶液的循环量随着放气范围的减小而增大，而溶液的循环量大，吸收式热泵的制冷量增大[14]，因此在一次水进口温度和流量不变的情况下，一次水出口温度降低.
因此，在仅考虑技术条件制约的前提下，本文在机组最大供热能力的求解过程中，取发生器G1和G2的Δξ值均为3%.
3 模型求解系统的复杂性导致直接进行模型求解难度大，因此本文采取迭代的方法进行求解，模型求解的框架如图 2所示.
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图 2 模型求解框架 Fig. 2 Model solution framework |
已知一次网供水温度thgi，二次网供、回水温度tyo、tyi，二次水流出冷凝器C2的温度tyc2o，溴化锂浓溶液流出补燃发生器G2的温度tsg2o，放气范围Δξ，冷凝器与发生器、吸收器与蒸发器之间阻力的损失ΔPgc和ΔPea，技术可行性最小传热端差Δt，将机组能否正常运行作为判断的依据，迭代参数为冷凝温度tc1和溴化锂稀溶液流出吸收器A2的温度tsa2o，结束迭代的判断条件为溴化锂浓溶液浓度在43%~62%之间，溴化锂稀溶液流出吸收器A2的温度tsa2o的迭代残差Δtsa2o以及冷凝温度tc1的迭代残差Δtc1是否小于0.001 ℃.迭代计算完成后，即可求解机组各节点的热力状态以及最大供热能力.
4 结果与分析 4.1 一、二次水温对热泵制热量的限制在研究的过程中可以发现：1)当一次侧的供水温度较低时，根据文献[9]中关于单段式换热机组运行特性的相关研究可知，流出蒸发器E1的一次水温度the1o随一次侧供水温度的降低而升高，而蒸发器E1进口一次水温度the1i随着二次水进口温度的升高而升高，直至the1o=the1i，此时热水型热泵的冷剂蒸汽量D1为0 kg/s，即出现了热泵的制热量QB1的值为0 kW的情形，此时二次侧的供水温度达到极大值.2)当一次侧的供水温度较高时，随着一次水进口温度的升高，蒸发器E1的一次水出口温度the1o随之降低，此时一次水的供热量已经满足二次水的需求，导致蒸发器E2的一次水进、出口温差为0℃，此时补燃型热泵的冷剂蒸汽量D2为0 kg/s，则热泵制热量QB2为0 kW，此时二次侧的供水温度达到极小值.
在上述两种极端情况下，直燃型机组和热水型机组的换热面积将会相差很大，从而导致补燃型换热机组的严重畸形，因此在实际应用过程中是不予采用的.表 2显示了在不同一次侧供水温度thgi和二次侧供、回水温差Δty已知的条件下，直燃型机组和热水型机组的制热量分别为0 kW时，二次侧供水的极限温度.
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表 2 二次水出口的极限温度 Tab. 2 Extreme temperature of secondary water outlet ℃ |
以一次侧供水温度为110 ℃，二次水的温升为15 ℃为例，见表 2，在二次水供水温度高于94℃的设计条件下，QB1的值为0 kW；在二次水供水温度低于45℃的设计条件下，QB2的值为0 kW.因此，为了避免补燃型换热机组的换热面积分配出现严重畸形，可以要求QB1/(QB1+QB2)的值在合理的范围之内，本文推荐30%~70%.
近年来，因有助于降低能耗和提高供暖的舒适性，适当降低建筑供暖热媒参数，保持低温连续供暖被提倡. GB50736—2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》规定，集中供暖系统中散热器的供、回水温度宜按75℃/50℃设计，本文在研究过程中考虑二次侧供水温度的变化，将其范围限制在50℃~80℃之间.
图 3显示了二次侧供水温度在QB1/(QB1+QB2)的值合理的前提下，当一次侧供水温度变化时必须满足的范围.例如在二次侧供、回水温差为15 ℃和一次侧供水温度为110 ℃的设计条件下，能够满足用户侧需求的供水温度范围为58 ℃~78 ℃.由图 3可知：1)在一次侧供水温度和二次侧供、回水温差不变的条件下，随着二次侧供水温度的升高，QB1/(QB1+QB2)的值随之减小; 2)在二次水温升和二次侧供水温度不变的情况下，随着一次侧供水温度的降低，QB1/(QB1+QB2)的值随之减小.上述规律使直燃型热泵制热量QB2和热水型热泵制热量QB1会出现0 kW这两种极端情况的观点得到了验证.
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图 3 二次水出口温度的合理范围 Fig. 3 Reasonable range of secondary water outlet |
直燃型机组中的发生器G2是由燃气驱动的，补燃量Q补是指发生器G2的换热量，Q总为机组的总换热量.在一定范围内，Q补/Q总的值越大，说明在补燃型换热机组中直燃型机组的贡献越大，机组的性价比越高.
图 4为补燃量占总换热量的比值与二次水出口温度的关系曲线，由图 4可知：1)在二次水温升和二次侧供水温度不变的情况下，随着一次侧供水温度的升高，Q补与Q总的比值随之减小.例如当二次侧供水温度为66 ℃时，一次侧供水温度分别为100、110、120 ℃时，与之对应的Q补/Q总值为0.255、0.175、0.113.这是由于二次侧供、回水温度在不变的情况下，一次水流经的换热器换热随一次水供水温度的升高而增强；2)在一次侧供水温度和二次侧供、回水温差不变的情况下，随着二次侧供水温度的升高，Q补与Q总的比值随之增大.特别地，Q补与Q总的比值在一次侧供水温度110 ℃和二次侧供水温度78 ℃时达最大为0.29.这是由于Q补的值随二次侧供水温度的升高而增大，一次水流经各换热器的热量Qh与Q补的总和即机组总换热量增大，而增大的幅度小于，因此Q补/Q总的值随之增大.
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图 4 补燃量占总换热量比值(Δty=15 ℃) Fig. 4 Ratio of recharge amount to total heat exchange(Δty=15 ℃) |
一般认为，当水-水板式换热器的换热量Qx占总换热量Q总的比值越大，说明投入的直燃型热泵和热水型热泵收益越小，因此Qx/Q总的值也是衡量机组性价比的重要参数.图 5显示了Qx/Q总的比值与二次水供水温度的关系曲线.
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图 5 水-水板式换热器换热量比值(Δty=15 ℃) Fig. 5 Heat transfer ratio of water-to-water heat exchanger(Δty=15 ℃) |
在二次侧出口温度和温升不变的条件下，随着一次侧供水温度的升高，Qx/Q总的值随之增大.例如当二次侧供水温度为66 ℃时，一次侧供水温度分别为100、110、120 ℃时，与之对应的Qx/Q总值为0.310、0.348、0.392.这是由于一次水流出发生器G1的出口温度随一次侧供水温度的升高而升高，水-水换热器的传热温差随之增大，而一、二次水的流量之比和二次侧的供、回水温差几乎不变，因此Qx/Q总的值增大.在二次水温升和一次侧供水温度不变的情况下，随着二次侧供水温度的不断升高，Qx/Q总的值随之减小.这是因为一次水流经各换热器的热量Qh变化较小，而补燃量Q补随着二次水温度的升高而增大，因此Qx/Q总的值随之减小.
4.3 供热能力对比分析在一定条件下，一次侧回水温度越低，换热机组供热量越大，供热能力也越大.图 6显示了二次水温升为15 ℃，一次侧供水温度分别为100、110、120 ℃时，一次侧回水的最低温度与二次侧供水温度的关系曲线.
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图 6 一次水出口最低水温的对比(Δty=15 ℃) Fig. 6 Comparison of the minimum water temperature of a water outlet(Δty=15 ℃) |
由图 6中可以发现：1)与单段吸收式换热机组相比，在相同的设计条件下，补燃型吸收式换热机组所能达到的一次侧回水最低温度值更小.然而由于直燃型机组和热水型机组换热面积匹配问题，补燃型吸收式换热机组的应用范围比单段吸收式换热机组小；2)补燃型吸收式机组随着二次侧供水温度的升高优势更加突出，例如在一次侧供水温度为110 ℃，二次侧供、回水温度为63 ℃/78 ℃时，补燃型机组一次侧回水温度最低值为34 ℃，单段式机组一次侧回水温度最低值为60 ℃，二者相差了26 ℃.这是因为随着二次水出口温度的升高，补燃量Q补的值增大，机组一次水出口温度随之降低；3)在二次侧供、回水温度相同的条件下，随着一次侧供水温度的升高，补燃型机组一次侧回水温度的最低值随之增大.这是由于随着一次侧供水温度的升高，Q补的值随之减小，机组一次侧出口温度随之升高.由此可见，二次水采用串联的形式限制了直燃型热泵的制热量.
相比于传统水-水换热器，常规单段式换热机组和补燃型换热机组增加了供热量.本文主要考虑用户侧供热量的增大情况，因此定义扩大系数φ为单段式机组(或补燃型机组)的供热量在相同一次水流量的前提下和水-水换热器供热量的比值.当二次侧供、回水温差为15/20 ℃，一次侧供水温度分别为100、110、120 ℃时，φ的值与二次侧供水温度的关系曲线如图 7、8所示.
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图 7 扩大系数φ与二次水出口温度关系(Δty=15 ℃) Fig. 7 Relationship between expansion factor φ and secondary water outlet temperature(Δty=15 ℃) |
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图 8 扩大系数φ与二次水出口温度关系(Δty=20 ℃) Fig. 8 Relationship between expansion factor φ and secondary water outlet temperature(Δty=20 ℃) |
从图 7、8中可以看出：1)对于单段式换热机组而言，一次水供水温度和二次水供水温度对其φ的值基本没有影响，φ的值约为1.5，这是由于单段式机组和水-水换热机组的传热温差之比随一次水供水温度和二次水供、回水温度的变化几乎没有改变.2)在二次水供、回水温差不变的条件下，随着一次水供水温度的升高，补燃型换热机组的φ逐渐减小.这是由于补燃型换热机组一次水与二次水的流量之比和水-水换热器的传热温差随一次水供水温度的升高而增大，从而导致φ减小.3)在一次水供水温度和二次水供、回水温度不变的前提下，补燃型换热机组的φ随二次水供水温度的升高而增大.这是由于一次水与二次水的流量之比和水-水换热器的传热温差随二次水供水温度的升高而减小，从而导致φ增大.4)在一次水和二次水的供水温度不变的前提下，随着二次水供、回水温差的增大，一次水与二次水的流量之比和水-水换热器的传热温差逐渐增大，从而导致补燃型换热机组的φ随之减小.
此外，在一次水供水温度为100 ℃，二次水供、回水温度为69/54 ℃时，补燃型换热机组的φ达到最大为3.3左右.
5 结论1) 补燃型换热机组由于更低的一次侧回水温度，提高了供热管网的输送能力，增加了供热量，在一次侧供水温度为110 ℃，二次侧供、回水温度为60/45℃时，补燃型吸收式换热机组一次侧回水温度的最低值达最小约为22 ℃，供热量是常规单段吸收式换热机组的2倍.
2) 作为衡量机组性价比的重要参数，Q补与Q总的比值随着一次侧供水温度的升高而减小，随着二次侧供水温度的升高而增大，且在一次侧供水温度为110 ℃，二次侧供水温度为78 ℃时达到最大值约为0.29.
3) 一次侧供水温度和二次侧供水温度对单段吸收式换热机组的扩大系数φ基本没有影响，其值在1.5左右，而补燃型吸收式换热机组的扩大系数φ较单段式机组有较大的提升，且在一次侧供水温度为100 ℃，二次侧供、回水温度为69/54 ℃时达最大约为3.3.
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