基于有機朗肯循環的鋁電解槽側壁余熱發電實驗研究

明 勇,蘇 文,周乃君

(1.常德學院 智能制造學院,湖南 常德 415000;2中南大學 能源科學與工程學院,湖南 長沙 410083)

電解鋁行業作為耗電大戶,年耗電量約占我國年發電量的8%。鋁電解槽的熱效率通常低于50%,有超過一半的能量以熱能的形式散失,回收利用這部分能量是電解鋁行業實現節能的一個重要舉措。有機朗肯循環是低品位余熱利用的首選技術,針對該技術進行系統、深入的研究,對電解鋁行業的節能降耗有重要現實意義。國內外學者對ORC系統的實驗研究主要集中在熱源、工質、系統組件等方面展開。

Lombardo等[1]提出了以太陽能為熱源的冷-熱-電聯產的ORC系統并開展了實驗研究。實驗結果表明:由于此系統受太陽輻射和天氣的影響較大,年平均運行時間約為2 400小時,系統效率為32%～42%,平均成本回收周期約為6年。Sorgulu等[2]以發酵的雞糞為熱源搭建了一個集燃燒和干燥一體的ORC實驗裝置。實驗結果顯示:4百萬只雞每天400噸雞糞燃燒提供的熱量可以產生2.3 MW的電量,系統的熱效率和效率分別為29.45%和28.05%。Cairano等[3]以乘用車輛的余熱回收為研究對象對不同氣候區域車輛的燃油經濟性開展ORC實驗研究。實驗結果表明:在溫帶和寒冷地區的燃油經濟性達到最大。在冷啟動的條件下巴黎的燃油經濟性為1.2%,在熱啟動的條件下莫斯科的燃油經濟性為2.2%。Araya等[4]通過實驗的方式綜合比較了R245fa和其替代物R1233zd(E)的性質。結果表明:由于R1233zd(E)較低的飽和壓力影響了系統的運行,使其工質流量下降了3%～21%,減少了蒸發器和冷凝器的換熱量。但是,系統熱效率的極值R1233zd(E)高0.4%。Wang等[5]研究了R245fa、R141b及其混合物對系統傳熱效率的影響。結果表明:當混和工質的組成為R245fa/R141b(0.5/0.5),油濃度為4%時,相比于無油狀態系統換熱效率下降了20%。Gao等[6]設計了以液氮為冷源、循環水為低溫熱源的回熱和基本ORC系統。研究發現:系統最大輸出功為673.59 kW,相應的熱效率和冷能利用率分別為6.78%和12.32%。Wang等[7]通過實驗的方法研究了混合工質和純工質的性能。結果表明:相比于純工質(R245fa),混合工質R245fa/R141b(0.5/0.5)的輸出功和熱效率分別提高了9.9%和13%。Zakeralhoseini等[8]設計了一種用于回收卡車發動機廢熱的小型渦輪泵,并對其開展了實驗研究。結果表明:隨著單級渦輪泵的葉尖間隙從100微米增加到400微米,ORC系統的熱效率略微下降,而系統輸出功將增加1%。Couvreur等[9]研究了膨脹機的膨脹比對系統性能的影響。研究結果發現:在不同邊界條件下,系統的熱效率、輸出功以及膨脹機的等熵效率均反生一定范圍的變化(3.1%～6.7%、4.0～8.1 kW、40%～58%)。Naseri等[10]對改進的渦旋式膨脹機進行了實驗研究,實驗過程中系統的壓力、溫度和膨脹機轉速的上限分別為13 bar、63℃和1 850 rpm。實驗結果顯示:在系統參數變化時,膨脹機的等熵效率和輸出軸功的極值分別是42.5%和134 W。Kaczmarczyk等[11]討論了在1 kWORC系統中微型透平發電機組在額定工況下的運行情況。實驗過程中工質流量的變化范圍為30～60 g/s,透平機械的轉速變化區間10 000～75 000 rpm,熱源的功率范圍12～20 kW。實驗確定了在不同負載情況下透平發電機組的欠補償和過補償區域,以及負載電流的最佳值。

基于鋁電解槽側壁的結構特點,本文首先提出了熱媒式有機朗肯循環發電系統,并對主要設備進行了設計計算。分階段搭建了側壁余熱發電現場實驗系統,對側壁換熱性能和系統發電性能進行了實驗研究。

1 系統的組成

實驗系統由熱源部分、工質循環回路、冷源部分以及潤滑油循環回路等四個部分組成。實驗系統組成原理如圖1所示。圖2和圖3分別給出了實驗系統的三維布局和現場安裝圖片。

1.1 熱源部分

系統利用鋁電解槽側壁散熱作為熱源,用來加熱導熱油(T55)。通過控制導熱油流量的大小,導熱油出口溫度在120～160℃之間調節。導熱油經有機工質降溫后,重新進入電解槽側壁換熱單元完成循環。

圖1 電解槽側壁余熱發電系統組成原理圖

1.2 循環回路

循環回路包括導熱油循環回路和工質循環回路。工質在蒸發器內與導熱油換熱,吸熱后成為高溫高壓蒸氣,隨后進入渦旋膨脹機做功,降溫減壓后的乏氣進入冷凝器,冷凝后的低沸點工質,通過干燥過濾器和濾網以便吸收工質中的水分和雜質,再由工質泵加壓后進入蒸發器開始下一輪循環,整個循環中工質損失由儲液罐自動補充。為了能夠直觀地觀察到工質的狀態,在膨脹機和蒸發器之間安裝了視鏡。

1.3 冷源部分

冷凝器采用水冷的方式。冷卻水由兩部分組成,一部分來自于鋁電解廠的風機冷卻水,這部分冷卻水的溫度較高(30℃)。為了保證冷凝效果,另外鋪設了一路溫度較低的凈化水作為冷源。

1.4 實驗設備匯總

組成實驗系統的設備主要包括:側壁換熱器、蒸發器、冷凝器、膨脹機、工質泵等,設備的參數如表1所示。

實驗中測量的參數主要包括鋁電解槽側壁溫度,導熱油壓力、流量以及溫度,有機工質壓力、流量以及溫度,循環水溫度和流量,具體測點布置見圖1,測試儀表的基本特性見表2。

2 余熱發電系統的實驗結果與分析

考慮到現場實驗的可靠性,實驗分兩步進行,第一步以導熱油為工質來確定側壁余熱的獲取量。第二步根據第一步的實驗結果設計蒸發器和冷凝器,選擇合適的工質進行ORC余熱發電實驗研究。

圖3 實驗系統現場安裝照片

表1 鋁電解槽側壁余熱發電系統設備匯總

表2 現場試驗主要用到的測量儀器

2.1 側壁換熱量實驗結果及分析

現場實驗第一步是以導熱油T55為工質來確定側壁換熱量,第二步以R123為工質進行熱電轉換實驗。下面首先對第一步實驗的結果進行分析。以下數據的分析都是基于單槽側壁換熱單元安裝16組。

2.1.1 導熱油流量對油溫的影響

導熱油流量變化時,出口油溫的變化情況如圖4和圖5所示(取兩組代表性數據)。

圖4 流量500L/h時油溫隨時間的變化

從圖4和5可以看出,導熱油泵打開后油溫較高,這是因為開泵前,換熱單元內導熱油蓄存了熱量;循環開始后導熱油蓄存的熱值被板式換熱單元逐漸冷卻,故油溫逐漸下降,最后趨于穩定;導熱油流量小時,油溫較低,而流量大時,油溫較高。這與預期結果不一致。其原因可能有二:一是系統散熱較大,流量小時散熱量相對較大,而流量大時散熱量相對較小;二是流量大時,換熱單元對壁面的冷卻能力加大,可以攜帶出更多熱量;對壁面換熱元件實施保溫后,同樣流量下油溫升高,且換熱量也隨之增大。在大流量下,油溫可穩定達到120℃以上,溫升達到90℃,在實際16組換熱單元正常工作時,換熱量可達到22 kW以上。

壁面換熱元件保溫前后測試數據的對比如表3所示。從表中可以看出,同樣流量下,保溫后導熱油溫差和換熱量都有明顯增大。另外,在保溫前后,供回油溫差和換熱量都隨流量的增大而增大。

圖5 流量300L/h時油溫隨時間的變化

表3 主管路和壁面換熱元件保溫前后測試數據對比

續表3

2.1.2 導熱油流量對換熱量及溫差的影響

加保溫后,導熱油流量對供回油溫差及換熱量的影響如圖6和圖7。

圖6 導熱油流量對供回油溫差的影響

圖7 導熱油流量對換熱量的影響

從圖6可知,隨著導熱油流量的增加,供回油溫差整體呈下降趨勢,受現場條件的影響,變化波動較大;最大溫差為94℃,對應的流量為150 L/h,最小的溫差為66℃,對應的流量為540 L/h。在換熱量相同的情況下,根據所選工質的物性,選擇合適的進出口溫差。

圖7表明,隨著流量的增加,導熱油換熱量也隨之增加,最大換熱量為22 kW,對應流量為543 L/h,最小換熱量為2 kW,對應流量為150 L/h。相比于理論計算結果,實驗所得換熱量比計算值減少近60%(計算值是16組換熱單元56 kW)。主要原因包括:一是實際加工的換熱單元面積減少了65.7%,理論計算的換熱量為36.8 kW;二是側壁換熱單元在電解槽停槽時安裝,電解生產過程中側壁升溫、變形,使得換熱單元和側壁之間的局部縫隙增大,傳熱受到較大影響。

2.2 循環系統實驗結果及分析

經過第一步現場實驗得到了側壁換熱量,并以此為依據完成了整個系統的設備設計及選型,并搭建完成完整的實驗系統,開展聯合實驗。

本文以膨脹機輸出功、熱效率、效率以及熱回收率作為系統的評價指標。熱源溫度、蒸發壓力和工質的過熱度作為考慮的主要參數,參數間的計算關系見文獻[12]。

本實驗對系統進行熱效率及效率分析時,直接采用無紙記錄儀采集的電功率進行計算。在計算系統的熱回收率時,假定導熱油的最低溫度為蒸發器進口處的工質溫度,即認定的蒸發器內的最小傳熱溫差為零。

2.2.1 蒸發壓力對系統性能的影響

當系統的蒸發壓力發生變化時,系統熱效率的變化情況如圖8所示。當導熱油溫度在160～165℃之間時,蒸發壓力對系統其他性能參數的影響如圖9和圖10所示。

圖8給出了系統電功輸出隨蒸發壓力的變化情況。從圖可知,系統的電功輸出功率隨著蒸發壓力的升高逐漸增加,但在蒸發壓力高于1.0 MPa后,呈緩慢增長趨勢。從前面的分析可知,隨著蒸發壓力的升高,蒸發器的吸熱量降低,但是熱效率增加,且蒸發器吸熱量的降低比例小于熱效率的增加比例。圖中可知,在本次實驗條件下,系統的最大輸出功率為2 200 W。發電量小于理論計算值,主要原因是側壁換熱單元的實際換熱較設計值有顯著減小。如何解決因受熱變形導致換熱量降低的問題,是本課題組今后的研究課題。

圖8 蒸發壓力對系統輸出電功率的影響

圖9 蒸發壓力對系統熱效率的影響

圖9給出了系統熱效率隨蒸發壓力的變化情況。從圖中可以得到,系統的熱效率隨著蒸發壓力的升高而升高,符合理論分析的趨勢。在本次實驗中,當蒸發壓力為1.3 MPa時,循環熱效率達到極大值11.2%。相比于同工況下的理論計算結果,該效率偏低,其主要原因是:理論計算中未考慮管路系統、蒸發器、冷凝器的散熱損失,這在大型發電裝置上是可行的,但在本文的小型實驗裝置上,則可能帶來較大影響。

系統效率與蒸發壓力之間的關系如圖10所示。圖中可見,隨著蒸發壓力的升高,系統的效率逐漸增大。由效率的定義可知,在一個穩態系統中如果熱源的值變化比較小時,膨脹機輸出功率將是影響效率的決定因素。效率表示系統中能量轉化的品質。在本次實驗條件下,系統的最大效率為32.6%,效率比理論計算值低,其主要原因是:選用的膨脹機和泵的功率都偏大,造成了“大馬拉小車”的情況,說明實驗系統還有進一步改進的潛力。

圖10 蒸發壓力對系統效率的影響

2.2.2 工質過熱度對系統性能的影響

系統性能與工質過熱度之間的關系如圖11～圖13所示。工質流量不影響系統性能,但是導熱油流量的變化對系統性能影響較大。以下討論中,取導熱油循環回路中最穩定的溫度區間為160～165℃(導熱油出口溫度)。為了充分展現工質過熱度對系統性能的影響,工質側的蒸發壓力取在1.1～1.2 MPa之間。圖12和圖13則給出了過熱度對系統性能的影響規律。

圖中可見,隨著工質過熱度的增大,系統輸出功率和效率均減小。但從數值上來看,減小的幅度均不大。其主要原因是:工質過熱度增大時,壓力不變則工質進入膨脹機的溫度升高,而膨脹機的輸出主要受進出口壓力的影響較大,對進出口溫度的變化不是太敏感,進口溫度升高,則出口溫度也相應提高,冷凝器的熱負荷相應增大?？傮w來看,工質的過熱度的增加,會對系統的綜合性能產生不利的影響,應當盡量避免。

圖11 過熱度對系統輸出功率的影響

圖12 過熱度對系統熱效率的影響

圖13 過熱度對系統效率的影響

3 結 論

本文首先對鋁電解槽側壁余熱發電實驗系統的設計依據進行了簡要說明,其次對熱媒式有機朗肯循環系統中的主要設備及輔助設備進行了選型和設計,并為系統相關的輔助設備進行了選型,確定了實驗中需要用到的相關儀器儀表及關鍵參數的測量。第三,根據現場實際條件,搭建了鋁電解槽側壁余熱發電實驗系統,并開展了實驗研究?，F場實驗分為兩個階段。第一階段以導熱油為工質來獲取電解槽側壁的換熱量及影響規律。第二階段對整個熱媒式有機朗肯循環發電系統的穩態特性展開研究?？傻靡韵陆Y論:

(1) 隨著導熱油流量的增加,出口油溫下降、系統換熱量增加。實驗中16組換熱單元,在導熱油流量543 L/h時,換熱量達到最大值22 kW,對應導熱油溫升39.2℃。

(2) 蒸發壓力是影響系統性能的主要參數。當導熱油溫度一定時,隨著蒸發壓力的增大,循環熱效率、系統電功輸出和效率均增大。

(3) 工質過熱度對系統性能有負面影響。系統的電功輸出、效率隨著過熱度的增大而略有減小。

(4) 在本次實驗條件下,當熱源溫度為165℃、蒸發壓力在1.3 MPa時,循環的熱效率最高、輸出功率最大。最高熱效率和輸出功率分別為11.2%和200 W。