冬夏季工况MCCHP系统性能对比及变工况分析

渠 颖， 魏 璠， 汪小明

(1.中交煤气热力研究设计院有限公司，辽宁沈阳110000；2.天津城建大学能源与安全工程学院，天津300384；3.天津明珠启悦科技有限公司，天津300350)

1 概述

在楼宇冷热电联供系统中，额定发电功率低于100 kW的联供系统属于微型冷热电联供(Micro Combined Cooling Heating and Power System，以下简称MCCHP)系统[1-2]，与常规系统相比，MCCHP系统不但具有中、大型分布式系统节能环保的特点，同时还具有独特的优势，如系统流程简单、设备紧凑，投资和运行费用低，靠近用户端调节灵活，因此更加适用于分散型用户和小型商业场所[3-4]。

国内外学者对MCCHP系统进行了相关的研究[5-11]，但多集中于方案设计、经济性评价和运行策略研究。MCCHP系统应用对象的负荷需求小，受条件变化的影响较大，因此，作为一个多能源、多设备的综合系统，如何解决逐时负荷变化条件下的能源供应问题，需要在对设备单元和综合系统充分认知的基础上，分析系统的工况特性和参数影响特征。本文以MCCHP系统性能特性为研究对象，搭建基于燃气内燃机、双效溴化锂吸收式热泵(以下简称吸收式热泵)、换热器、冷热源的分布式系统，建立分析模型，通过数学仿真揭示冬、夏季工况下系统性能及负荷影响下的变化规律，为进一步揭示系统的全工况特性和调控规律提供参考。

2 系统流程

基于燃气内燃机和吸收式热泵的MCCHP系统流程见图1。

天然气与空气进入燃气内燃发电机组燃烧发电，排烟进入吸收式热泵的高压发生器，加热溶液后排出系统。高压发生器产生的水蒸气作为低压发生器加热源，降温降压后，与低压发生器再生的水蒸气混合进入冷凝器，放热后成为凝结液。凝结液进一步降压，进入蒸发器，吸收冷水回水热量后蒸发。水蒸气进入吸收器，被来自膨胀阀1的溴化锂浓溶液吸收，完成制冷剂循环。高压发生器底部出口的溴化锂溶液经高温换热器、膨胀阀2降温降压后，进入低压发生器二次蒸发，后经低温换热器、膨胀阀1二次降温降压后进入吸收器。在吸收器内，水蒸气被溴化锂浓溶液吸收，稀溶液依次经过低压溶液泵、低温换热器、高压溶液泵、高温换热器进行升压和升温

图1 MCCHP系统流程

后，回到高压发生器，完成溶液循环。

本系统使用燃气内燃机作为发电机组，与其他发电主机相比，燃气内燃机技术成熟、性能稳定，负荷适应性好，发电功率调节范围广、效率较高，在小微型分布式系统中应用最为普遍[12]。系统使用吸收式热泵回收烟气余热，高温烟气作为高压发生器产生的驱动热源，高压发生器的水蒸气作为低压发生器的驱动热源，通过蒸发器、冷凝器和吸收器不同的流程配置提供冷、热负荷。燃气内燃机缸套水的热量通过缸套水换热器引出，夏季可以提供生活热水，冬季可同时提供生活热水和供暖热水。

3 系统模型

① 燃气内燃机

根据文献[13]，选用M-4Y型燃气内燃机，额定发电功率为30 kW，通过实测数据拟合得到燃气内燃机性能特性曲线。

P=-16.15-2.618φ-0.610 5φ2+

0.520 8φ3+0.027 36nge+0.001 794ngeφ-

(1)

Φin=-56.85-11.31φ+1.712φ2-2.995φ3+

0.097 4nge+0.065 15ngeφ-0.004 158ngeφ2-

(2)

式中P——燃气内燃机实际发电功率，kW

φ——燃气内燃机负载率，为实际发电功率与额定发电功率的比值，%

nge——燃气内燃机转速，r/min

Φin——燃气内燃机的燃气消耗热负荷，kW

将式(1)、(2)计算结果与实测数据进行对比，实测值和模拟值相对误差大部分在5%以内，拟合公式基本符合实际情况。

燃气内燃机额定工况如下：额定发电功率30 kW，转速为2 200 r/min，燃气低热值为34 000 kJ/m3，燃气耗量10.3 m3/h，过剩空气系数1.3，空燃比为9.52，压比11，排烟温度530 ℃；额定工况缸套水流量6.6 m3/h，缸套水进口温度80 ℃。本文中的压力均为绝对压力，气体体积流量均为标准状态下的流量，即温度为25 ℃，压力为101 325 Pa。

② 吸收式热泵

根据燃气内燃机排烟选择烟气余热型吸收式热泵，根据以下条件确定设计工况：

a.高压发生器压力根据燃气内燃机排烟余热确定，余热量和溴化锂溶液再生量相匹配。

b.低压发生器压力等于冷凝器压力，冬季工况下冷凝器压力根据供热水温度确定。

c.吸收器压力等于蒸发器压力，夏季工况下蒸发器压力根据冷水温度确定。

d.根据压力、换热温差确定溴化锂溶液浓度，并保证在整个工作过程中远离结晶线。

e.溶液在高压发生器和低压发生器出口处均为饱和态；循环工质在冷凝器和蒸发器出口均为饱和态。

f.吸收器出口溶液质量流量360 kg/h，溴化锂溶液质量分数54%。

综合以上条件，确定吸收式热泵的设定值见表1。

表1 吸收式热泵设定值

冷凝器、蒸发器、高温换热器、低温换热器换热效率设定为80%，节点温差约束性条件设定为5 ℃。吸收器出口溶液设定为饱和态，气体被液体吸收后会有一定的热量释放，该热量可通过能量平衡方程求得，如果通过外部换热将该部分热量引出，则换热过程要满足节点温差5 ℃的要求。

泵效率设定为90%，泵耗功量通过能量平衡方程求解。膨胀阀设置在溶液换热器之后，泵、膨胀阀均设定为绝热。

根据GB 50736—2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》，本系统冬季供回水温度设定为45 ℃和40 ℃，夏季供回水温度设定为7 ℃和12 ℃。

4 数学仿真模拟结果与讨论

4.1 MCCHP系统性能参数及模拟结果

① 性能系数及一次能源利用率

系统性能系数及一次能源利用率的定义如下：

(3)

(4)

(5)

(6)

式中ICOP，s——夏季工况系统性能系数

Φeva——夏季工况蒸发器冷负荷，kW

Φhgen——高压发生器热负荷，kW

ICOP，w——冬季工况系统性能系数

Φcon——冬季工况冷凝器热负荷，kW

βPER，s——夏季工况系统一次能源利用率

Φg——缸套水热负荷，kW

βPER，w——冬季工况系统一次能源利用率

② MCCHP系统流程仿真模型及条件设定

采用ASPEN PLUS软件平台对系统流程进行模拟，软件具有完备的物性数据库，计算功能强大。本文中LiBr溶液为电解质溶液，选择ELECNTRL方法进行计算，适用于对包含有电解质溶液的物性计算，在溶液计算方面采用活度系数法，气相计算采用RK方程。天然气采用纯甲烷。

MCCHP系统流程仿真模型软件截图见图2。图2中MCCHP系统流程仿真模型包含燃气内燃机模块、吸收式制冷机模块、用户负荷模块3个模块，模块之间通过热流连接。燃气内燃机组烟气换热器B21放出热量与吸收式制冷机组的高压发生器B5连接；吸收式制冷机组的吸收器B12和冷凝器B9放热量分别与用户负荷的换热器B15、B16相连，蒸发器B11放热量与换热器B17相连；吸收式制冷机组内部高压水蒸气冷凝器B6的放热量与低压发生器B8相连。各模块包含的仿真模型模块及设定条件见表2(注：表2是夏季工况设定条件，冬季工况下低压溶液泵B1、低压发生器B8、高压膨胀阀B7、冷凝器B9、溶液高压膨胀阀B13的出口压力均为12.34 kPa，其他参数均与夏季工况一致)。

③ 各物流点的模拟结果及分析

冬季工况、夏季工况各物流点的模拟结果分别见表3、4，冬夏季工况对比见表5。对于冬季工况，冷凝器放热用于加热供热回水，吸收器放热排出系统。

由表5可见，冬季、夏季两种工况的不同主要集中在冷凝器热负荷、蒸发器冷负荷、系统性能系数、系统一次能源利用率部分。在冬季供水温度为45 ℃时，为保证最低5 ℃的换热温差，设定冷凝温度为50 ℃，此时对应冷凝器压力为12.34 kPa，高于夏季工况的4.72 kPa，因此冬季工况下冷凝器热负荷小于夏季工况下蒸发器冷负荷，受此影响，夏季工况系统性能系数为冬季的2.2倍，一次能源利用率也较冬季上升14.78%。

图2 MCCHP系统流程仿真模型(夏季工况)软件截图

表2 仿真模型模块及设定条件

表3 冬季工况各物流点的模拟结果

表4 夏季工况各物流点的模拟结果

续表4

表5 系统冬夏季工况对比

4.2 参数变化影响分析

① 回水温度变化影响分析

a.夏季工况

燃气内燃机的转速为2 200 r/min,负载率为100%时，夏季工况保持冷水供水温度7 ℃不变，回水温度从10 ℃上升到12 ℃，夏季工况系统参数随冷水回水温度的变化见图3。图3中Φlgen为低压发生器热负荷。

图3 夏季工况系统参数随冷水回水温度的变化

由图3可以看出，由于燃气内燃机侧参数未发生变化，因此高、低压发生器热负荷均不变。而随着冷水回水温度的上升，蒸发器冷负荷上升。为满足这一要求，在其他条件不变的情况下，需要通过降低低压发生器的压力增加循环工质质量流量，但此压力受蒸发器压力限制，在本文所示系统和流程之下，冷水回水温度变化上限定为12 ℃，低压发生器压力为4.277 kPa。当冷水回水温度为11.52 ℃时，蒸发器冷负荷超过高压发生器热负荷，系统性能系数将大于1，系统一次能源利用率也上升。分析表明，夏季工况蒸发器冷负荷适度降低即用户侧冷负荷降低将降低系统性能。

b.冬季工况

燃气内燃机的转速为2 200 r/min,负载率为100%时，保持供热供水温度45 ℃不变，供热回水温度从40 ℃上升到42 ℃，冬季工况系统参数随供热回水温度的变化见图4。

图4 冬季工况系统参数随供热回水温度的变化

由于燃气内燃机侧参数未发生变化，因此高、低压发生器热负荷均不变，而随供热回水温度的上升，冷凝器热负荷降低。为达到这一要求，需通过增加低压发生器压力减少循环工质质量流量，但此压力受冷凝器出口节点温差限制，因此在本文条件下，供热回水温度不宜低于40 ℃，低压发生器压力为7.52 kPa。随供热回水温度升高，系统性能系数及一次能源利用率均呈降低趋势，且性能系数降低幅度大于一次能源利用率。分析表明，冬季工况冷凝器热负荷减少即用户侧热负荷减少将降低系统性能。

② 燃气内燃机转速变化影响分析

保持吸收式热泵参数不变，燃气内燃机负载率为100%，其他参数保持设计工况不变。根据燃气内燃机实测数据，分别选择转速为1 200、1 400、1 600、1 800、2 000 r/min共5组数据，对系统进行了模拟。改变燃气内燃机转速，冬、夏季工况系统负荷、实际发电功率随燃气内燃机转速的变化见图5，性能系数、一次能源利用率随燃气内燃机转速的变化见图6。

图5 系统负荷、实际发电功率随燃气内燃机转速的变化

图6 性能系数、一次能源利用率随燃气内燃机转速的变化

从图5可以看出，冬夏季工况下Φhgen、Φlgen、Φg及P这4组数据完全重合，仅Φeva和Φcon存在不同。因为，前4组参数仅与内燃机相关，冬、夏季工况条件下，内燃机侧参数完全一致，变工况规律也完全相同，故此数据不随冬夏季工况发生改变。当燃气内燃机转速逐渐增加时，系统的天然气输入量、做功均增加，同时在保证排烟温度不变的条件下，燃气内燃机缸套水热负荷也增加。燃气量的增加导致烟气量上升，Φhgen、Φlgen增加，再生水蒸气量上升，因此夏季工况Φeva及冬季工况Φcon也随之上升。由图6可以看出，系统冬季工况、夏季工况性能系数均随燃气内燃机转速的降低而降低，降低幅度较大。系统冬季工况、夏季工况一次能源利用率均随燃气内燃机转速的降低而微量减小。

③ 燃气内燃机负载率变化影响分析

燃气内燃机转速为2 200 r/min,其他参数保持设计工况不变。改变燃气内燃机负载率，冬、夏季工况系统负荷、实际发电功率随燃气内燃机负载率的变化见图7，性能系数、一次能源利用率随燃气内燃机负载率的变化见图8。

图7 系统负荷、实际发电功率随燃气内燃机负载率的变化

图8 性能系数、一次能源利用率随燃气内燃机负载率的变化

由图7可以看出，与改变转速相似，因为冬夏工况下内燃机侧参数一致，所以Φhgen、Φlgen及P这3组数据完全重合。随负载率降低，燃气耗量逐渐减少，燃气内燃机排烟热量逐渐降低，导致Φhgen及Φlgen依次降低，且两者降低程度接近。热负荷降低导致循环工质量减少，夏季工况Φeva和冬季工况Φcon均降低，且前者降低幅度大于后者。

由图8可以看出，在负载率较低情况下，系统性能系数迅速降低，同样系统一次能源利用率也降低，但冬季工况一次能源利用率变化不明显。可见，燃气内燃机低负载率下运行，系统电、冷、热输出都会受到影响，且系统的性能及热泵余热回收利用的效果都会降低。

5 结论

以微型冷热电联供(MCCHP)系统性能特性为对象，搭建基于燃气内燃机、双效溴化锂吸收式热泵的系统，建立系统模型，通过数学仿真，分析夏季工况冷水回水温度、冬季工况热水回水温度、内燃机转速、内燃机负载率变化时系统性能，结果表明：

① 选用30 kW燃气内燃机，在给定设计条件下，系统夏季运行性能要优于冬季，夏季工况吸收式热泵性能系数为冬季的2.2倍，一次能源利用率比冬季上升14.78%。

② 夏季工况蒸发器冷负荷降低和冬季工况冷凝器热负荷降低均将导致系统性能系数降低，且系统性能系数的降低幅度大于一次能源利用率。

③ 冬、夏工况下燃气内燃机转速增加，做功量上升，系统性能系数和一次能源利用率均上升。

④ 夏季工况下，燃气内燃机负载率增加系统性能上升，系统性能系数上升幅度高于一次能源利用率，此变化在低负载率下更加明显；冬季工况下，负载率增加，系统性能系数上升明显而一次能源利用率几乎不变。