一种适用于回收电厂余热的大温差多级压缩纯质热泵系统的制作方法

本发明属于能源技术领域，具体涉及一种适用于回收电厂余热的大温差多级压缩纯质热泵系统。

背景技术：

电厂在运行中会无可避免地产生较多热损失。这些热损失大部分是低品位的热能，工业生产上难以直接利用。但可以通过热泵装置将这些低品位热能转化为高品位热能以提高能源的利用率，减少一次能源的浪费。例如，汽轮机低压缸里排出的乏汽中的热量，该部分热量在经过凝汽器后传递给凝汽器循环水，由于循环水出口温度较低一般为30~40℃，难以利用。热泵能够把低温的余热废热转化高品位热能，达到工业供热的需求。所以凝汽器循环水中的低品位热能可以通过热泵转化为高品位热量用于供热或其他工业用途。

在回收电厂余热进行供热的热泵系统中热泵蒸发温度为40℃，而供热系统中一回路的给水温度高达90℃。温差为50℃，属于大温差工况。这种大温差工况对于热泵系统而言，循环过程所出现的温升较大，热泵压缩机就需要较大的压比。单级压缩系统具有压缩机工作和排气温度高、等熵效率低的局限性，且会出现常规的压缩机无法承受的过高压比和排气温度以及制热性能系数cop相应减小等问题。所以单级压缩热泵系统并不适合用于大温差工况。

多级压缩热泵系统比单级压缩热泵系统复杂。但在更宽的压力范围和温升范围内具有优越的性能。目前对于较大的温升或压力范围，设计合理的多级热泵系统与干燥通道相结合，选取合适的工质，可在较宽的温度范围内高效、可靠运行。因此，多级压缩热泵非常适合这种大温差的工况。

按照对循环的理论分析，通过增加压缩式热泵系统的级数可以无休止地提高系统的性能系数。然而对于实际情况而言，更多的级数就意味着系统更加复杂，这对于实际运行是极为不利的。所以压缩等级需要根据实际运行情况选取。

热泵中的运行工质对热泵的性能有较大的影响。

技术实现要素：

本发明的目的在于提供一种大温差多级压缩热泵系统，解决电厂废热、余热利用的问题。

本发明采用如下技术方案：

一种适用于回收电厂余热的大温差多级压缩纯质热泵系统，包括高压级压缩机、中压级压缩机、低压级压缩机、气液分离器、蒸发器、低压级节流阀、第一级中间冷却器、中压级节流阀、第二级中间冷却器、高压级节流阀、储液器和冷凝器；

蒸发器的出口与气液分离器的进口连接，气液分离器的出口与低压级压缩机的进口连接，低压级压缩机的出口与第一级中间冷却器的a进口管路连接，第一级中间冷却器的b出口管路与中压级压缩机的进口连接，中压级压缩机的出口与第二级中间冷却器的a进口管路连接，第二级中间冷却器的b出口管路与高压级压缩机的进口连接，高压级压缩机的出口与冷凝器的进口连接，冷凝器的出口与储液器的进口连接，储液器的出口与高压级节流阀的进口连接，高压级节流阀的出口与第二级中间冷却器的c进口管路连接，第二级中间冷却器的d出口管路与中压级节流阀的进口连接，中压级节流阀的出口与第一级中间冷却器的c进口管路连接，第一级中间冷却器的d出口管路与低压级节流阀的进口连接，低压级节流阀的出口与蒸发器的进口连接；

所述大温差多级压缩纯质热泵系统的运行工质为1,1,2,2,3-五氟丙烷（r245ca），运行中间压力范围一级为270~300kpa，二级为353~392kpa。

运行中间压力的选取方法如下：最佳中间压力所对应的饱和温度附近以1℃为步长，左右各取5℃以上作为中间温度变化区间，以每次所取得的温度作为循环的中间温度来进行循环计算，可得到中间压力变化对循环性能cop的影响，由此得到使cop最大的中间压力。

所述大温差多级压缩纯质热泵系统的压缩等级为三级，循环方式为三次节流中间完全冷却。

所述大温差多级压缩纯质热泵系统的蒸发温度为30~50℃，冷凝温度为80~100℃。最大温差可达60℃，最小温差为30℃。

所述大温差多级压缩纯质热泵系统的标准工况如下：蒸发温度40℃，冷凝温度90℃，过热度5℃，过冷度5℃。

目前对于本发明的工况（蒸发温度30℃~50℃，冷凝温度80℃~100℃），高温热泵中常用的人工合成工质为r245fa，自然工质中表现较好的有r600（丁烷）和r600a（异丁烷），但是在该温度区间r245fa的冷凝压力较高，对机组的耐压性有一定的要求。而对于较为易获取的自然工质r600和r600a在该温度区间虽然循环性能良好但是cop较低，且具有可燃性，需要严格的设计来降低风险。

本发明的有益效果如下：

1.本发明采用三次节流中间完全冷却降低了各级的最佳中间压力，提高了供热效率。

2.本发明可以应用于大温差热泵供热系统。

3.本发明更加便于利用电厂蒸汽或烟气的低温余热。

4.本发明的工质odp为0，gwp值小于200，环保性能优异。定工况下工质为r245ca的多级压缩热泵较低的中间压力和较高的cop值，对热泵的要求最低，同时效率最高。

附图说明

图1为本发明的大温差三级压缩纯质热泵系统图；

其中：1-高压级压缩机；2-中压级压缩机；3-低压级压缩机；4-气液分离器；5-蒸发器；6-低压级节流阀；7-第一级中间冷却器；8-中压级节流阀；9-第二级中间冷却器；10-高压级节流阀；11-储液器；12-冷凝器。

图2为蒸发温度对多级压缩热泵cop的影响图，其中，a为二级，b为三级。

图3为冷凝温度对多级压缩热泵cop的影响图，其中，a为二级，b为三级。

图4为三级压缩热泵的中间压力对cop的影响图。

具体实施方式

下面将结合本发明实施方法和附图，对本发明实施中的技术方案进行清楚、完整地描述。所描述的实施方法是本发明一部分实施方法，而不是全部的实施方法。基于本发明的实施方法，本领域的技术人员在没有创作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施方法，都属于本发明保护的范围。

本发明提供了一种适用于大温差、中高温工况的多级压缩纯质热泵系统。通过对循环的理论分析和建立相关理论模型，通过实验和软件来确定此多级压缩式热泵系统最佳的运行工况、中间压力、最适宜的循环工质以及具体采用几级压缩式热泵系统。

本发明实施方法中根据实际生产情况将标准工况设定为：多级热泵的蒸发温度为40℃，冷凝温度为90℃。过冷度和过热度为5℃，并以5℃为步长，总共取20℃作为温度变化区间。确定出该标准工况下多级热泵的压缩等级，节流级数，中间冷却方式，最佳运行工质，最佳中间压力范围。

经过现有的理论进行分析，单级压缩热泵并不适合本发明所述工况。四级及以上压缩热泵由于系统太过复杂，成本较高实际应用经济性低因此也不适合本发明所述工况。因此本发明仅讨论二级和三级压缩式热泵。

对二级压缩式热泵系统本发明选用二次节流中间完全冷却的循环方式，三级压缩式热泵系统选用三次节流中间完全冷却的循环方式。

根据选定的标准情况，选取工质为r245ca。

在上述基础上设定蒸发温度为40℃，冷凝温度为90℃。过冷度和过热度为5℃，并以5℃为步长，总共取20℃作为温度变化区间。实施方法如下：

蒸发温度为30℃，冷凝温度为90℃；

蒸发温度为35℃，冷凝温度为90℃；

蒸发温度为40℃，冷凝温度为90℃；

蒸发温度为45℃，冷凝温度为90℃；

蒸发温度为50℃，冷凝温度为90℃；

蒸发温度为40℃，冷凝温度为80℃；

蒸发温度为40℃，冷凝温度为85℃；

蒸发温度为40℃，冷凝温度为95℃；

蒸发温度为40℃，冷凝温度为100℃。

根据上述工况对二级、三级压缩热泵进行相关计算，对于二级压缩循环和三级压缩循环的cop与运行工况的关系如图2、图3所示。

由图2和图3可以看出，蒸发温度越高冷凝温度越低，系统的cop越高，同工况下三级压缩热泵比二级压缩热泵的性能更好。

根据三级压缩系统中间压力的选取原则，满足压缩机总耗功最小的中间压力所对应的饱和温度附近，以1℃为步长，总共取15℃作为中间温度变化区间，以每次所取得的温度作为循环的中间温度来进行循环计算，可得到中间压力变化对循环性能cop的影响，由此得到使cop最大的中间压力。具体实施方法：

对于本发明的三级压缩热泵确定压缩机总功耗最小的一级中间压力对应的饱和温度为55℃。以1℃为步长前后各取7个温度点，取48℃、49℃、50℃、51℃、52℃、53℃、54℃、55℃、56℃、57℃、58℃、59℃、60℃、61℃、62℃共15个温度点作为中间温度变化区间，对此计算求得中间压力变化对性能cop的影响。

根据上述实施方法确定r245ca工质在三级压缩热泵中运行的最佳中间压力，结果如图4所示。

由上述实施方法可以看出运行工质为r245ca三级压缩热泵的cop高于二级压缩热泵，标准情况下三级热泵的cop可达6.68，且最佳中间压力范围较低，一级仅为270~300kpa、二级仅为353~392kpa。相比于运行工质为r245fa的三级压缩热泵cop约高10%，最佳中间压力约低了25%。虽然r245ca对于大温差工况具有较高的cop和较低的中间压力，但是r245ca有毒性和可燃性，实际应用时应注意系统的密闭性，做好相应的安全措施。

通过上述所述，可以确定一种适用于回收电厂余热用于供暖的三级压缩热泵系统。其运行工质为r245ca，采用三次节流中间完全冷却的循环方式。该热泵系统在蒸发温度30℃~40℃，冷凝温度80℃~90℃的工作区间内具有较高的cop值和较低的最佳中间压力。

以上所述仅为本发明的较佳实施例，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围。