CN111561792B - 一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法，过程如下：从吸收式制冷机组流出的热水经换热器与工业余热换热后，温度升高，再回流至吸收式制冷机组内用于制冷，热水温度降低后流出吸收式制冷机组，经增压泵升压再流入所需要换热的换热器中，在进入换热器前，经过减压阀调节到对应的压力。建立相关数学模型，以制冷的年费用最小化为目标函数，以换热器、增压泵、换热后热水温度等为变量，用户冷量需求在不同季节内是不同的，建立多周期余热回收模型，运用数学规划法得到余热回收设计及各周期下的运行方式。本发明为利用工业低温余热用于多周期制冷的运用、规划和优化提供了合理的建议。

Description

一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法
技术领域
本发明涉及一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法，属于余热废热回收优化方法。
背景技术
2018年，中国作为工业品生产大国，其社会总能耗约46.4亿吨标准煤，其中工业能耗约占社会总能耗的70％。由于工艺用能需求限制，工业生产工艺存在大量的中低温工业废热，其中北方地区可用于城镇供热的废热总量大约相当于1亿吨标准煤。与此同时，大量化石燃料燃烧产生高品质能源，以满足城市建筑物的能源需求。如果能在城市供热供冷中有效地利用工业低温余热，则可以减少化石燃料的消耗和温室气体的排放量，提高能源的利用效率。当前已有一些研究致力于将低温余热整合到区域供暖系统中，然而，将低温余热回收与区域供冷相结合的研究并不多；其次，大多研究并未考虑用户需求在季节上的波动。
与此同时，我国夏季酷热期空调用电负荷需求较大，部分地区仍然存在拉闸限电现象，供电质量得不到保障。目前，空调用电负荷已成为冬夏电网尖峰负荷及峰谷差持续增大的主要原因之一。在商业建筑中，空调能耗占总能耗的比例高达30％-60％。这种电力消费模式导致电网夏季负荷压力大增、调峰困难，严重威胁了电网运行的安全性和稳定性。近年来，利用能源站集中制冷并将冷量输送至周边用户的区域供冷技术得到了重视和发展。中央冷却设备的制冷方式可分为压缩式制冷和吸收式制冷两种，相比于主要由电驱动的压缩式制冷，吸收式制冷能够利用低温余热资源来驱动制冷循环的运转，从而提高能源的利用效率，这使得吸收式制冷技术在区域供冷中具有较强的吸引力。
本发明旨在通过回收工业低温余热来提供吸收式制冷机所需的热量，从而满足用户的冷量需求。主要工作是建立相关数学模型，以制冷的年成本最小化为目标函数，运用数学规划法来确定在已知冷量需求下的余热回收方案。建筑物对冷量的需求往往随季节变化，因此在模型中加入了多周期的描述，并考虑了不同周期下的系统操作优化。
发明内容
本发明的目的在于克服现有技术中存在的上述不足，而提供一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法。
本发明解决上述问题所采用的技术方案是：一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法，其特征是，过程如下：从吸收式制冷机组流出的热水经换热器与工业余热换热后，温度升高，再回流至吸收式制冷机组内用于制冷，热水温度降低后流出吸收式制冷机组，经增压泵升压再流入所需要换热的换热器中，在进入换热器前，经过减压阀调节到对应的压力。
进一步的，建立相关数学模型，以制冷的年费用最小化为目标函数，以换热器、增压泵、换热后热水温度等为变量，用户冷量需求在不同季节内是不同的，建立多周期余热回收模型，运用数学规划法得到余热回收设计及各周期下的运行方式；
为实现热量的梯级回收，采用分级换热网络超结构来描述余热回收，由于冷阱的供冷负荷随季节变化，因此有关变量需要引入集合S来表示；
Th(i,k,s)为周期s下热物流i在k温区的热端温度，Twin(s)为周期s下热水进行换热的入口温度，Twout(s)为周期s下热水进行换热的出口温度，Tw(k,s)为周期s下热水在k温区的热端温度，mw(s)为周期s下热水的质量流率，q(i,k,s)为周期s下热水在温区k从热物流i回收的热量，qcu(i,s)为周期s下热物流i需要的冷公用工程负荷；热水和余热流股需要满足进出口温度约束；
Th(i,1,s)＝Thin(i) (1)
Tw(1,s)＝Twout(s) (2)
Tw(NT+1,s)＝Twin(s) (3)
式中，Th(i,1,s)为周期s下热物流i在第一个温区热端的温度，Tw(1,s)为周期s下热水在第一个温区热端的温度，Tw(NT+1,s)为周期s下热水在最后一个温区冷端的温度。
驱动吸收式制冷机组循环的热水进出口温度有较明显的线性关系，通过线性拟合可得到式(4)；
Twin(s)＝0.426·Twout(s)+52.8 (4)
热水和余热流股满足热量平衡方程(5)～(7)；
Figure BDA0002377037060000021
Fh(i)·(Th(i,k,s)-Th(i,k+1,s))＝q(i,k,s) (6)
Figure BDA0002377037060000022
式中，Cpw是水的比热容；
换热器的存在与否可以由热负荷逻辑约束和传热温差逻辑约束来确定；
q(i,k,s)≤zs(i,k,s)·Qh(i) (8)
dt(i,k,s)≤Th(i,k,s)-Tw(k,s)+[1-zs(i,k,s)]·Γ (9)
dt(i,k+1,s)≤Th(i,k+1,s)-Tw(k+1,s)+[1-zs(i,k,s)]·Γ (10)
dt(i,k)≥ΔTmin (11)
式中，zs(i,k,s)为决定周期s下热水在温区k与热物流i之间的换热器是否存在的二元变量，dt(i,k,s)和dt(i,k+1,s)分别为该换热器热端和冷端的传热温差，Γ为传热温差上限，取250℃，ΔTmin为最小传热温差，取ΔTmin＝10℃；
周期s下热物流i的冷却器的负荷由式(12)计算；
qcu(i,s)＝Fh(i)·[Th(i,NT+1,s)-Thout(i)] (12)
对于热水在温区k与热物流i之间的换热器来说，若至少有一个周期下该换热器存在，则该换热器就应存在；
z(i,k)≥zs(i,k,s) (13)
式中，z(i,k)为确定热水在温区k与热物流i之间的换热器是否存在的二元变量；
周期s下热水在温区k回收热物流i的热量所需要的换热面积Aes(i,k,s)由式(14)和(15)计算。
Aes(i,k,s)＝q(i,k,s)·[hw -1+hh(i)-1]/LMTD(i,k,s) (14)
LMTD(i,k,s)＝[dt(i,k,s)·dt(i,k+1,s)·(dt(i,k,s)+dt(i,k+1,s))/2]1/3 (15)
式中，LMTD(i,k,s)为该换热器的对数平均传热温差，为降低求解难度，其计算采用Chen近似式；hw为热水的传热系数，hh(i)为热物流i的传热系数；
对于多周期换热网络，换热器的面积Ae(i,k)应取各周期下面积的最大值，这里采用不等式约束来表示，其上限值将由目标函数来限制；
Ae(i,k)≥Aes(i,k,s) (16)
对于LiBr单效吸收式制冷机，在可以忽略机组消耗的电能的情况下，各周期下制冷负荷与输入的热量之间的关系由式(17)计算；
Qcd(s)＝COP(s)·[Cp·mw(s)·(Twout(s)-Twin(s))] (17)
式中，COP(s)为周期s下吸收式制冷机组的性能系数(Coefficient OfPerformance)，它与进入吸收式制冷机组的热水温度(即Twout(s))有关；COP(s)与Twout(s)并非呈线性关系，其分段线性拟合结果如下式(18)所示；
Figure BDA0002377037060000041
进一步的，热水在第k个温区分流成多股来与多条余热流股进行换热，则在稳定流动的状态下每条热水支路的压降均相等；然而，各余热流股i到吸收式制冷机组的距离不相等，使得单独输送时距离造成的压头损失Hf,branch(i)不相等，因此第k温区的总压头损失Hf,total(k,s)应为各支路的Hf,branch(i)的最大值，这里采用不等式约束来表示，其上限值由目标函数来限制，如式(19)所示；
Hf,total(k,s)≥zs(i,k,s)·Hf,branch(i) (19)
对于Hf,branch(i)较小的支路，为保证该支路的热水流量不发生改变，应通过减压阀增加额外的压头损失Hf,valve(i,k,s)，从而使该支路的压头损失等于Hf,total(k,s)；
Hf,valve(i,k,s)＝Hf,total(k,s)-Hf,branch(i) (20)
本发明与现有技术相比，具有以下优点和效果：通过回收工业低温余热来驱动吸收式制冷机组制冷，在发展区域供冷的大环境下具有可观的应用前景。通过对MINLP模型的求解，得到各周期下的余热回收方案。当制冷量减小时，参与热量回收的流股数减少，某些换热器可关停。在满足热量需求的前提下，热水优先回收距吸收式制冷机组较近的余热流股的热量，从而减少泵的费用，使工厂的年费用最小。因此，本发明在节能的同时，可以使项目运营费用和总投资最小。
附图说明
图1是本发明实施例中工业低温余热回收用于供冷的流程示意图。
图2是本发明实施例中多周期余热回收框架图。
图3是本发明实施例中换热网络分级超结构示意图。
图4是本发明实施例中春/秋季余热回收方案图。
图5是本发明实施例中夏季余热回收方案图。
图6是本发明实施例中冬季余热回收方案图。
图中：换热器1、增压泵2、吸收式制冷机组3、工业余热4、减压阀5。
具体实施方式
下面结合附图并通过实施例对本发明作进一步的详细说明，以下实施例是对本发明的解释而本发明并不局限于以下实施例。
如图1所示，本实施例中，一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法，过程如下：从吸收式制冷机组3流出的热水经换热器1与工业余热4换热后，温度升高，再回流至吸收式制冷机组3内用于制冷，热水温度降低后流出吸收式制冷机组3，经增压泵2升压再流入所需要换热的换热器1中，在进入换热器1前，经过减压阀5调节到对应的压力。
建立相关数学模型，以制冷的年费用最小化为目标函数，以换热器1、增压泵2、换热后热水温度等为变量，用户冷量需求在不同季节内是不同的，建立多周期余热回收模型，运用数学规划法得到余热回收设计及各周期下的运行方式；
为实现热量的梯级回收，采用分级换热网络超结构来描述余热回收，由于冷阱的供冷负荷随季节变化，因此有关变量需要引入集合S来表示；
Th(i,k,s)为周期s下热物流i在k温区的热端温度，Twin(s)为周期s下热水进行换热的入口温度，Twout(s)为周期s下热水进行换热的出口温度，Tw(k,s)为周期s下热水在k温区的热端温度，mw(s)为周期s下热水的质量流率，q(i,k,s)为周期s下热水在温区k从热物流i回收的热量，qcu(i,s)为周期s下热物流i需要的冷公用工程负荷；热水和余热流股需要满足进出口温度约束；
Th(i,1,s)＝Thin(i) (1)
Tw(1,s)＝Twout(s) (2)
Tw(NT+1,s)＝Twin(s) (3)
式中，Th(i,1,s)为周期s下热物流i在第一个温区热端的温度，Tw(1,s)为周期s下热水在第一个温区热端的温度，Tw(NT+1,s)为周期s下热水在最后一个温区冷端的温度。
驱动吸收式制冷机组3循环的热水进出口温度有较明显的线性关系，通过线性拟合可得到式(4)；
Twin(s)＝0.426·Twout(s)+52.8 (4)
热水和余热流股满足热量平衡方程(5)～(7)；
Figure BDA0002377037060000061
Fh(i)·(Th(i,k,s)-Th(i,k+1,s))＝q(i,k,s) (6)
Figure BDA0002377037060000062
式中，Cpw是水的比热容；
换热器1的存在与否可以由热负荷逻辑约束和传热温差逻辑约束来确定；
q(i,k,s)≤zs(i,k,s)·Qh(i) (8)
dt(i,k,s)≤Th(i,k,s)-Tw(k,s)+[1-zs(i,k,s)]·Γ (9)
dt(i,k+1,s)≤Th(i,k+1,s)-Tw(k+1,s)+[1-zs(i,k,s)]·Γ (10)
dt(i,k)≥ΔTmin (11)
式中，zs(i,k,s)为决定周期s下热水在温区k与热物流i之间的换热器1是否存在的二元变量，dt(i,k,s)和dt(i,k+1,s)分别为该换热器1热端和冷端的传热温差，Γ为传热温差上限，取250℃，ΔTmin为最小传热温差，取ΔTmin＝10℃；
周期s下热物流i的冷却器的负荷由式(12)计算；
qcu(i,s)＝Fh(i)·[Th(i,NT+1,s)-Thout(i)] (12)
对于热水在温区k与热物流i之间的换热器1来说，若至少有一个周期下该换热器1存在，则该换热器1就应存在；
z(i,k)≥zs(i,k,s) (13)
式中，z(i,k)为确定热水在温区k与热物流i之间的换热器1是否存在的二元变量；
周期s下热水在温区k回收热物流i的热量所需要的换热面积Aes(i,k,s)由式(14)和(15)计算。
Aes(i,k,s)＝q(i,k,s)·[hw -1+hh(i)-1]/LMTD(i,k,s) (14)
LMTD(i,k,s)＝[dt(i,k,s)·dt(i,k+1,s)·(dt(i,k,s)+dt(i,k+1,s))/2]1/3 (15)
式中，LMTD(i,k,s)为该换热器1的对数平均传热温差，为降低求解难度，其计算采用Chen近似式；hw为热水的传热系数，hh(i)为热物流i的传热系数；
对于多周期换热网络，换热器1的面积Ae(i,k)应取各周期下面积的最大值，这里采用不等式约束来表示，其上限值将由目标函数来限制；
Ae(i,k)≥Aes(i,k,s) (16)
对于LiBr单效吸收式制冷机，在可以忽略机组消耗的电能的情况下，各周期下制冷负荷与输入的热量之间的关系由式(17)计算；
Qcd(s)＝COP(s)·[Cp·mw(s)·(Twout(s)-Twin(s))] (17)
式中，COP(s)为周期s下吸收式制冷机组3的性能系数(Coefficient OfPerformance)，它与进入吸收式制冷机组3的热水温度(即Twout(s))有关；COP(s)与Twout(s)并非呈线性关系，其分段线性拟合结果如下式(18)所示；
Figure BDA0002377037060000071
热水在第k个温区分流成多股来与多条余热流股进行换热，则在稳定流动的状态下每条热水支路的压降均相等；然而，各余热流股i到吸收式制冷机组3的距离不相等，使得单独输送时距离造成的压头损失Hf,branch(i)不相等，因此第k温区的总压头损失Hf,total(k,s)应为各支路的Hf,branch(i)的最大值，这里采用不等式约束来表示，其上限值由目标函数来限制，如式(19)所示；
Hf,total(k,s)≥zs(i,k,s)·Hf,branch(i) (19)
对于Hf,branch(i)较小的支路，为保证该支路的热水流量不发生改变，应通过减压阀5增加额外的压头损失Hf,valve(i,k,s)，从而使该支路的压头损失等于Hf,total(k,s)；
Hf,valve(i,k,s)＝Hf,total(k,s)-Hf,branch(i) (20)
基于上述混合整数非线性规划(MINLP)模型，已知某医院各周期下所需的冷量需求如表2。工厂的余热流股的有关数据见表1。
表1余热流股数据
Figure BDA0002377037060000072
表2制冷量数据表
Figure BDA0002377037060000073
Figure BDA0002377037060000081
各方程中涉及的有关参数取值如下：Cpw＝4.2kJ·kg-1·℃-1，hw＝1.8kW·m-2·℃-1，hh(i)＝2.0kW·m-2·℃-1，g＝9.81N/kg，Af＝0.264，α＝11000$，β＝150$·m-2，γ＝1。a＝8600，b＝7310，c＝0.2，uce＝0.1$·kWh-1，η＝0.7。
最终得到的TAC’和各项费用见表3，各周期下的余热回收方案如图4～6所示。
表3求解结果数据表
Figure BDA0002377037060000082
由以上可知，在满足热量需求的前提下，热水应优先回收距制冷机组较近的余热流股的热量，从而减少泵的费用，使能源站的年费用最小。经济性评估的结果表明，因能源站承担了医院的供冷任务，虽然需要投入制冷机、换热器、泵等成本，但同时，出售冷量也为能源站带来了一定的收入。因此，回收工业低温余热用于吸收式制冷，不仅可以节能环保，还为能源站带来了一定的经济效益。
本说明书中未作详细描述的内容均属于本领域专业技术人员公知的现有技术。
虽然本发明已以实施例公开如上，但其并非用以限定本发明的保护范围，任何熟悉该项技术的技术人员，在不脱离本发明的构思和范围内所作的更动与润饰，均应属于本发明的保护范围。

Claims (2)

1.一种工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法，其特征是，过程如下：从吸收式制冷机组流出的热水经换热器与工业余热换热后，温度升高，再回流至吸收式制冷机组内用于制冷，热水温度降低后流出吸收式制冷机组，经增压泵升压再流入所需要换热的换热器中，在进入换热器前，经过减压阀调节到对应的压力；
建立相关数学模型，以制冷的年费用最小化为目标函数，以换热器、增压泵、换热后热水温度为变量，用户冷量需求在不同季节内是不同的，建立多周期余热回收模型，运用数学规划法得到余热回收设计及各周期下的运行方式；
为实现热量的梯级回收，采用分级换热网络超结构来描述余热回收，由于冷阱的供冷负荷随季节变化，因此有关变量引入集合S来表示；
Th(i,k,s)为周期s下热物流i在k温区的热端温度，Twin(s)为周期s下热水进行换热的入口温度，Twout(s)为周期s下热水进行换热的出口温度，Tw(k,s)为周期s下热水在k温区的热端温度，mw(s)为周期s下热水的质量流率，q(i,k,s)为周期s下热水在温区k从热物流i回收的热量，qcu(i,s)为周期s下热物流i需要的冷公用工程负荷；热水和余热流股满足进出口温度约束；
Th(i,1,s)＝Thin(i) (1)
Tw(1,s)＝Twout(s) (2)
Tw(NT+1,s)＝Twin(s) (3)
式中，Th(i,1,s)为周期s下热物流i在第一个温区热端的温度，Tw(1,s)为周期s下热水在第一个温区热端的温度，Tw(NT+1,s)为周期s下热水在最后一个温区冷端的温度；
驱动吸收式制冷机组循环的热水进出口温度有较明显的线性关系，通过线性拟合可得到式(4)；
Twin(s)＝0.426·Twout(s)+52.8 (4)
热水和余热流股满足热量平衡方程(5)～(7)；
Figure FDA0003160151690000011
Fh(i)·(Th(i,k,s)-Th(i,k+1,s))＝q(i,k,s) (6)
Figure FDA0003160151690000012
式中，Cpw是水的比热容；
换热器的存在与否由热负荷逻辑约束和传热温差逻辑约束来确定；
q(i,k,s)≤zs(i,k,s)·Qh(i) (8)
dt(i,k,s)≤Th(i,k,s)-Tw(k,s)+[1-zs(i,k,s)]·Γ (9)
dt(i,k+1,s)≤Th(i,k+1,s)-Tw(k+1,s)+[1-zs(i,k,s)]·Γ (10)
dt(i,k)≥ΔTmin (11)
式中，zs(i,k,s)为决定周期s下热水在温区k与热物流i之间的换热器是否存在的二元变量，dt(i,k,s)和dt(i,k+1,s)分别为该换热器热端和冷端的传热温差，Γ为传热温差上限，取250℃，ΔTmin为最小传热温差，取ΔTmin＝10℃；
周期s下热物流i的冷却器的负荷由式(12)计算；
qcu(i,s)＝Fh(i)·[Th(i,NT+1,s)-Thout(i)] (12)
对于热水在温区k与热物流i之间的换热器来说，若至少有一个周期下该换热器存在，则该换热器就应存在；
z(i,k)≥zs(i,k,s) (13)
式中，z(i,k)为确定热水在温区k与热物流i之间的换热器是否存在的二元变量；
周期s下热水在温区k回收热物流i的热量所需要的换热面积Aes(i,k,s)由式(14)和(15)计算；
Aes(i,k,s)＝q(i,k,s)·[hw -1+hh(i)-1]/LMTD(i,k,s) (14)
LMTD(i,k,s)＝[dt(i,k,s)·dt(i,k+1,s)·(dt(i,k,s)+dt(i,k+1,s))/2]1/3 (15)
式中，LMTD(i,k,s)为该换热器的对数平均传热温差，为降低求解难度，其计算采用Chen近似式；hw为热水的传热系数，hh(i)为热物流i的传热系数；
对于多周期换热网络，换热器的面积Ae(i,k)应取各周期下面积的最大值，这里采用不等式约束来表示，其上限值将由目标函数来限制；
Ae(i,k)≥Aes(i,k,s) (16)
对于LiBr单效制冷机，在可以忽略机组消耗的电能的情况下，各周期下制冷负荷与输入的热量之间的关系由式(17)计算；
Qcd(s)＝COP(s)·[Cp·mw(s)·(Twout(s)-Twin(s))] (17)
式中，COP(s)为周期s下吸收式制冷机组的性能系数，它与进入吸收式制冷机组的热水温度有关；COP(s)与Twout(s)并非呈线性关系，其分段线性拟合结果如下式(18)所示；
Figure FDA0003160151690000031
2.根据权利要求1所述的工业低温余热回收用于多周期供冷系统的方法，其特征是，热水在第k个温区分流成多股来与多条余热流股进行换热，则在稳定流动的状态下每条热水支路的压降均相等；然而，各余热流股i到吸收式制冷机组的距离不相等，使得单独输送时距离造成的压头损失Hf,branch(i)不相等，因此第k温区的总压头损失Hf,total(k,s)应为各支路的Hf,branch(i)的最大值，这里采用不等式约束来表示，其上限值由目标函数来限制，如式(19)所示；
Hf,total(k,s)≥zs(i,k,s)·Hf,branch(i) (19)
对于Hf,branch(i)较小的支路，为保证该支路的热水流量不发生改变，应通过减压阀增加额外的压头损失Hf,valve(i,k,s)，从而使该支路的压头损失等于Hf,total(k,s)；
Hf,valve(i,k,s)＝Hf,total(k,s)-Hf,branch(i) (20)。
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