双级离心式高温水源热泵设计应用分析

双级离心式高温水源热泵设计应用分析

诸 琛

(江森自控楼宇设备科技（无锡）有限公司，无锡 214028)

摘 要 本文介绍了双级离心式高温热泵的设计过程和应用优势。通过理论计算及系统流程分析，推导出可实现77℃高温出水的大容量双级离心系统。并结合实际工程案例对双级离心高温热泵方案做经济性评估。指出在应用双级离心式高温热泵制冷供热时，不仅节约能源，降低运行费用，对环境保护也有着积极的推动作用。 关键词 高温热泵 双级压缩 废热回收 节能减排 热电联产

COMPOUND CENTRIFUGAL HEAT PUMP CHILLER

Zhu Chen

(Johnson Controls Build Efficiency Technology (Wuxi) Co.,Ltd., Wuxi 214028)

Abstract In this paper, the design principles and the application of compound centrifugal heat pump chiller are introduced. A large compound centrifugal system can be realized for 77℃ maximum temperature water with calculation and process designing. By case studying, ROI can be calculated from economic analysis report. Great benefit will be gained from this application, not only on energy saving & cost down, but also on environmental protection.

Keywords Heat pump Compound Heat Recovery Energy saving & Ejection-Decreasing CHP

℃、制热量大于1000kW的高温水（地）源热泵的研日常的生产生活中，我们常需要大量75℃左右

究还是空白。本研究通过理论计算并结合系统设计甚至更高温度如85℃的热水，如：暖气片供暖，医

及实例分析，提出了双级离心式高温热泵解决方院医用热水，工业废水余热回收，石油工业中对油

案，该方案实现了机组的最大制热量约为13000kW，气的加温降粘等。一直以来，我们主要是通过锅炉

最高出水温度达到77℃的目的。 来获得高温热水。随着人们对能源供应和环境保护

问题的日益关注，研发更高效节能并符合可持续发

展的供热技术得到国内外的关注。高温水源热泵技1 双级系统设计的理论计算 术是近十几年来国外大力推广的节能环保技术，近1.1 双级系统概念提出 几年在国内也得到了广泛重视。它可以在城市供热离心压缩机是一种定压头，变流量的速度型压管网中部分替代电热或燃煤锅炉；可以用于电厂废缩机，靠电机带动叶轮高速旋转，其旋转产生的离水，城市污水，石油化工等场合的余热回收；可以心力提升制冷剂气体速度，通过扩压室，在其中完直接用江水源，海水源及土壤源做制热或热回收。成动能向压能的转化。提供的压头是由离心机叶轮用高温水（地）源热泵提供热水，一方面可以缓解的转速来决定的。把气体运动时的圆周速度Vt，径我国过于依赖煤炭的能源形式；另一方面可以解决向速度Vr，绝对速度V绘制成一个速度三角形，当地热尾水、工业废水直接排放所造成的环境热污染气体从径向进气时，由欧拉方程得出： 等问题；并可取得显著的环保效应和经济效应；可

hth=Vvt*Vt=φ*Vt2 （2-1）

避免燃煤、燃油锅炉产生的废气、废渣对周边环境

式中：φ——压头系数； 的污染；

Vvt——绝对速度切向投影； 目前国内外针对55℃及以下的水源热泵技术

Vt——圆周速度 已很成熟，有多类产品可以选择；但对水温大于75

压头系数是衡量压缩机能量头达到最大值V2

t的程度，φ=VvtVt；由能量头公式可以得出结论，离心压缩机能提供的压头与叶轮转速的平方成正比。但是，随着转速的提高，叶轮的强度及叶轮直径设计无法匹配过高的转速。目前，采用普通合金钢制造的闭式叶轮，其圆周转速一般小于300m/s。其提供的最大能量头通常不大于39℃温差。

一旦外界系统的压头大于压缩机本身能提供的最大压头，离心压缩机就会发生喘振现象。此时压缩机的气体无法被压出，在叶轮内造成涡流，此时冷凝器中的高压气体会倒流进叶轮，使压缩机内的气体在瞬间增加，气体被排出，待压缩机内部压力下降后气体又会倒流进叶轮，如此往复循环。喘振会对离心压缩机造成极大的危害。这也是单级压缩离心机组无法提供39℃以上压头的原因。

图1 双级压缩示意图

对于诸如高温热泵这类高压头的场合，需要采用双级或多级压缩来保证压缩机提供更高的压头，双级压缩示意图如图1所示。双级压缩实际上是分两次来完成制冷剂提速再升压的接力过程。双级压缩可以在压缩机内通过多级叶轮实现，也可以利用两个单级叶轮压缩机串联实现；两种方案各有优劣，比较见表1。由于单级压缩机结构简单，属于成熟设计，现在大多是选用单级压缩机组合成双级压缩制冷机，而不针对双级压缩制冷的要求设计和生产多级压缩机。

表1 多级叶轮与串联压缩对比表

多级叶轮压缩机 单级压缩机串联 实现变速控制 无变速控制 多级叶轮须同时工作 可关闭一个压缩机 变工况效率较差 变工况效率较高 成本较高 成本适中 机组外形大

机组外形紧凑

双级串联系统利用离心压缩机纵向的叠加，实现了离心机最高出水77℃左右的应用，大大扩展了离心机应用范围。由于系统容量与单级系统基本一致，可通过串联两个3000TR的单级离心压缩机来实

现最大13000kw左右的制热量。系统中主要部件大部分可以利用单级系统现有的设计，如压缩机、电机、容器等。双级系统设计主要集中在：中间温度的确定；高低压段压缩机、电机容量的选择等。

1.2 双级系统压缩机的选择及中间温度的确定

对双级系统来讲，压缩机和中间温度直接决定了整个系统运行过程中的效率。对已给定的工质和制冷量，已知的蒸发温度和冷凝温度,可以计算出压缩机的吸排气量及所需压头。为了简化计算模型，需要做出一些假设：压缩过程为多变压缩过程；且多变压缩指数保持不变；吸排气口不存在管路压降；润滑油和制冷剂特性对整个系统不产生影响。双级压缩循环P-H图如图2所示。

图2 双级压缩循环 P-H图

首先得到高低压段的压缩比， π1=P3/P2 πh=P4/P3

式中：P2,3,4 ——P-H图中对应点的压力；

进入低压段压缩机的工质质量流量M2为，

M2=Q(h2−h1) （2-2）

式中：Q——系统制冷量；

h1,2——PH图中对应点的焓值；

由能量守恒关系，低压段压缩机排气口焓值为hh2

3=2+Wpηp−(C2−C21)×0.5（2-3）

Wp=hthηhyd （2-4）

式中：Wp——低压段压缩机绝热压缩功；

C2,C1 ——低压段压缩机出口及入口速度； ηp ——低压段压缩机绝热压缩效率； ηhyd——低压段压缩机水力效率； hth——理论能量头；

由于理想压缩过程中不存在工质损失，即吸气口质量流量与排气口质量流量相等，则低压段压缩需要耗功：

P3=M3×(h3-h2) （2-5）

进一步求出低压段压缩机的叶轮转速来寻找相匹配的压缩机和电机：

Nω*M2ρ2ls=

(h0.75

（2-6）

3−h2)

式中：ω ——压缩机叶轮角速度；

根据计算得到的功率，转速，排气量确定 低压段压缩机及电机；

同理，根据压焓图，为了求出高压段压缩机的质量流量，需要先得出中冷补气口流量。由热平衡关系，求出图中点6的干度X6：

X7)

6=

(h6−h(h （2-7）

8−h7)

则中冷器的质量流量为：

M8=X6×M2/(1-X6) （2-8） 高压段压缩机吸排气质量流量为： M9=M3+M8 （2-9） 同低压段压缩机计算方式，求出高压段排气口焓值：

h4=h9+Whp/ηhp-(C2

2

2−C1)×0.5 （2-10）

式中：Whp——高压段压缩机绝热压缩功；

C2,C1 ——高压段压缩机出口及入口速度； ηhp——高压段压缩机绝热压缩效率 至此确定高压段压缩机耗功，

P4=M9×(h4-h9) （2-11）

同理可按（2-5）计算高压级叶轮转速； 系统总效率

ξ=Q(P3+P4) （2-12）

联合式2，4，6，7，8，10，削去Q及M，得

ξ=

h2−h7

h(h （2-13）

8−h7)×(h4−h9)3−h2+

h8−h6

图3 中间温度/转速与效率对应关系图（R134a）

由以上推算过程可以看出，在蒸发压力和冷凝压力已给定的情况下，系统循环效率不仅与所选压缩机的水力效率、转速有关，而中间温度的选取也在一定程度上影响的最终结果，图3给出了某个应用实例中使用R134a工质时在不同的压缩比（即中间温度）和转速下效率的变化图，这种非线性的变化率决定了在双级系统中需要反复计算来确定最优方案。因而合理地确定中间压力（中间温度）是压缩机计算过程中的一个重要环节。在没有ξ=f(Tm)函数曲线情况下，最优中间温度通过反复估算来确定。双级系统为了两级的匹配和平衡，一般高低压级压缩机的压缩比相近。我们可以通过蒸发冷凝压力的比例中项原则先选取一个中间压力（温度），并根据最优制冷系数的原则去选取。首先根据确定的蒸发压力Pe和冷凝压力Pc，按Pm=PePc取一个中间压力近似值；之后在该中间压力所对应的温度区间附近选取若干各中间温度Tm；

对应每一个Tm，

求得该 中间温度Tm下所对应的系统能效比ξ；绘制ξ=f(Tm)函数曲线，在曲线上找到ξmax值，由该点所对应的中间温度即为最优。最后将该点对应的中间压力，再通过上述步骤推算确定整个系统的循环参数并确定压缩机和电机的选型。

2 双级离心热泵系统分析

2.1 系统流程及控制

为了简化控制，双级系统的运行遵循低压级优先的原则，高压级压缩机的开关逻辑将以系统压头作为触发。见图4，在夏季制冷或蓄冰工况，通常外界的压头都在39℃以内，此时系统运行状况及控制模式可与单级制冷系统完全相同，制冷剂经过低压级压缩机压缩后经冷凝器冷凝，节流阀节流降压，进入蒸发器与载冷剂换热后回到压缩机吸气口；而高压段压缩机及电机处于关闭状态；在制热工况，外界压头大于系统预设的压头时，高压级压缩机将开始运行，此时气态制冷剂从蒸发器中被

吸入到低压段压缩机中，叶轮将其加速，制冷剂气体的温度与压力相应提高；从低压段压缩机出来的气态制冷剂和来自中间冷却器闪发的气态制冷剂相混合后进入到高压段压缩机中。系统容量的控制主要通过压缩机入口处导流叶片来实现。导流叶片与出水温度目标值实现连锁。当两级压缩机同时运行，高压段导叶可按照设定值保持与低压段导叶存在一定的开度差，从而实现高低压级压缩机导流叶片的联动。

图4 双级系统流程图

由于系统在高低压级压缩机间设计了一个闪发式中冷器，利用制冷剂自身节流蒸发吸收热量从而使进入蒸发器的制冷剂得到更低的温度，同时起到了冷却低压级压缩机排气温度的作用，防止低压级排气到高压级吸气时有过高的温度和过热度。从中冷器出来的饱和液体经过二次节流降压，进入蒸发器换热蒸发并回到低压段压缩机吸气口。双级系统设计，相对于单级，中冷器的设计计算成为系统设计的要点之一。

2.2 中冷器计算

中间冷却器是提升双级系统效率必不可少的部件。从1.2章节的计算可以看出，系统中设置了中间冷却器，单位质量工质的制冷量将增加（h6−h7）。而闪发式中间冷却器，其实质是一个气液分离的容器。无论是卧式还是立式，在设计时需要考虑有足够的气液分离的空间，对分离精度要求较高的，可在气液分离区安置挡液滤网。 中冷器大小的设计原则有两个：一是要保证液体所需要的体积；二是气体的允许速度。体积要满足蒸发器液体量的波动和系统负荷变化时造成的回气管的多余量。它也要保证能够包容储液器由于温度或压力下降造成的液体溢出和泡沫。同时，系统要提供一个足够的分离空间，使得气体的速度下降到在吸气出口处没有液滴为止。空间限制和设计有多种的结构变化，如图5所示，以立式中冷为例。

图5 中冷器示意图

首先需要确定中冷器流量，由1.2节中可以得到中冷器补气口流量。为了达到较好的气液分离效果，挡液滤网中得流速不宜过高，其最大流速Vmesh可按，

V8(ρ7−ρ8)mesh=

Cρρ （3-1）

8

式中：ρ——在P-H图中对应点的比重

C ——分离速度；

其中C值可以通过竖直分离距离和饱和液体的表面张力查出，见图6 ；

[4]

图6 气液分离速度系数取值图

有了流量和流速要求，则最小分离高度H2可以按下式求出，

H2=(183V8)Vmesh （3-2） 式中：V8 ——点8处体积流量；

中冷器分离空间的最小滤网面积Smin通过流量和最大允许流速的对应关系求出，

Smin=V8(Vmeshk) （3-3）

式中： k ——滤网有效系数；

其中k通常取在80%左右。

有了最小滤网面积，就可以进一步求出中冷器的最小筒径IDSmin：

IDSmin=(4Smin)π＋2R （3-4）

式中：R——滤网末端与中冷筒壁间距；

其中R为挡液滤网末端离中冷筒壁间距离。 立式中冷器应能够容纳至少20 秒的蒸发器供液量，根据先前的到的最小截面积和筒径，就可以得到容积内液位，即操作液位。报警液位在操作液位的基础上加1分钟的供液量，停机液位在报警液位的基础上在加上1分钟供液量；那么中冷器总高度为：

Hoverall=Hs+H2+2Hc （3-5）

式中：Hs——停机液位高度；

Hc——封头高度； 对中冷器进出口管径的计算，可以通过先假设一个管径，然后根据流量求出管内流速，用校核流速的方式来校核之前假设的管径是否负荷要求。 V2x=Mx(ρxRxπ) （3-6）

式中：Mx——对应点的质量流量；

Vx ——对应点的管内流速；

P-h图中点6中冷器进液口，点7中冷器出液口及

点8吸气口需要校核管径Rx。

2.3 冷凝温度对双级系统的影响

高温热泵在制热工况必定伴随着较高的冷凝温度及较大的系统压差。为了保证双级系统在较高的冷凝温度下平稳运行，宜选择工作压力较低的工质，如R134a，压缩机和冷凝器在设计时需要考虑较高的承压。为了顺利实现单级双级运行的切换，需要在高低压级排气口各设置一个单向阀。系统在制热状态运行由于存在较大的压差，同时离心压缩

机具有喘振的固有特性，需要在冷凝器和蒸发器间

设置一路热气旁通来避免喘振，见图7。由逆卡诺

循环的原理可知，在热源温度不变的条件下，冷凝

温度的提高不可避免地带来系统效率地衰减。（基

于热源为6℃）。但在同等工况下双级离心水源热

泵的效率优于气源热泵，锅炉等。

图7 双级离心热泵系统设计图

3 应用案例分析

以50万KW发电能力的中型电厂为例，在冬季，汽轮机组每小时通过从中压侧抽出约50吨的中压蒸汽，与市政供热管网的回水进行换热，通过释放蒸汽潜热，将10000 立方米65℃回水加热至85℃，

供给约500万平米建筑面积的供热，实现热电联产。

见图8，其中驱动汽轮机之后的乏汽通过凝汽器（汽水换热器），中压蒸汽在经过换热器与供热管网回水热交换后成为冷凝水，一起进入锅炉加热实现整个循环。其中冷却塔带走了大量低品位热能，造成了巨大的热能浪费。

图8 电厂热电联产示意图（改造前） 改造方案如下： a)在系统中增加双级离心式高温水（地）源热泵，将冷却塔20℃的低品位热能，用于提升供暖管网中热水温度； b)将水源热泵热源测（即蒸发器侧）作为原冷却塔进出水侧，利用热源测吸收凝汽器中

乏汽的热量；

c)供暖管网进入双级离心式热泵加热至75℃后在进入汽水换热器与汽轮机侧的中压蒸汽换热，加热至85℃出水；

d)通过供热量计算，需选取10台供热量在12000 kW左右的热泵，其制热性能系数保守估为3.6；

10000×100×10×4.2/3600=11667 改造后的系统流程见图9，

图9 电厂热电联产示意图（改造后）

系统经改造后，在汽轮机输出蒸汽量不变的前提下，理论上可将原供暖面积提升一倍。具体经济性分析及其环境评估如下：

初期需要投资10台双级离心式水源机组及若干改造工程，评估如下：

表2 初投资表

项目名称

数量 单价（万元） 总价（万元）

双级水源热泵

10 500.00 5000.00 机房及管路改造 10

10.00 100.00 结构施工以及配电 10

20.00 200.00 水管及阀门等

10 20.00 200.00 ISN群控系统

1 15.00 15.00 安装调试费

10 30.00 300.00 总 计

5815.00 由于增设了水源热泵机组，整个冬季系统运行

额外增加的费用为：

表3 热泵运行费用表

投入运行设备 用电量（kW/h）

水源热泵机组

3147 水泵 150 其他 50 合计

3347

采暖季按120天，用电单价按0.5元/千瓦时计算，则总运行费用将为

3,347×10×120×24×0.5=48,196,800元

冬季额外增加500万平米的供暖区域，按20元/平米的供暖费用计算，供暖可增加额外收益

20×5,000,000=1000,000,000元

由于关闭了冷却塔（此处节省的费用忽略不计），原冷却水系统由开式循环变更为闭式循环，杜绝了冷却水蒸发而流失；每天可以减少近20000立方米水的蒸发流失；整个采暖季节按120天，工业用水按4.6元/吨计算：

20,000×120×4.6=11,040,000元

而如此重大的节水工程给在诸多缺水的北方城市带来的意义远不止一千万；

综合上述计算结果，基本可以看出通过改造方案以后一年内可以实现的经济利益约为：

+100000000+11040000-48196800=62843200 结合初期投资计算结果，仅第一年运行就能完全收回初期投入成本并实现盈利；

水源热泵机组还可以在夏季提供供冷，实现热电冷三联产，可节省约24元/平米的制冷投资；此处不再计算夏季供冷收益；

如将每小时水源热泵产热量折算成燃煤，燃煤燃烧值按29400kJ/kg、锅炉效率按70％计算，则可折合燃煤

10000000×10×4.2

(29400×0.7)

=20408公斤/小时

20,408×24×120=58,775吨/年

基于以上计算的耗煤总量，标准煤的含碳量为84％，那么燃烧这些煤将排放的二氧化碳总量达： 58,775×0.84×44/12=181,027吨 可以看出，通过双级离心式高温水源方案的改造，不仅带来直接经济利益，每年还将减少近20万吨的温室气体排放。另外，其他的一些污染物，如二氧化硫、氮氧化物、固体飞尘、煤渣的排放也将

因此减少。此处不再考虑由环境污染带来的一些附

加成本及隐性投资。

通过上述案例，双级离心式高温水（地）源热

泵作为一种该电厂冷却水余热回收的方案，带来的

效益可归结如下：

表4 电厂改造收益表

50万kW电厂改造效益

具体指标 供暖收益 10000万元/年 节水 240万吨/年 减排二氧化碳 18万吨/年 提高燃料利用率 ≥70% 实现热电冷三联产，节

24元/平米 省供冷投资

4 结论

通过单级离心压缩机的串联，可以实现压头的纵向叠加来实现70℃以上的高温热水，扩展离心机的应用范围，并填补大容量高温水源热泵领域的空白。

双级高温离心热泵设计应注意合适的中间温度选取，根据系统负荷及压头计算压缩机输气量选择合适的高低压段压缩机，中冷器选型的关键是气液分离高度及滤网面积的计算；

双级离心高温水热泵对目前国家推广的热电联产战略是一个积极的推进和有益的补充，通过增加

热泵，可大大提高电厂转换效率，缓解城市供暖压力，节约水资源并实现热电冷三联产；

参考文献

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two-stage centrifugal compressor and a flash intercooler. International journal of Refrigeration(2009) I-10

[2] 董天禄,华小龙,姚国琦等 离心式/螺杆式制冷机组及

应用. 机械工业出版社 2001

[3] 陈权, 邵双全,张小亮等.双级离心式冷水机组的数学

模型及其应用. 北京：制冷学报，2008

[4] 郑晖 气液分离器的设计. 无锡：江森自控楼宇设备科

技（无锡）有限公司，2008