2.3.7　热泵的设计

(1)热泵的理论计算

利用热压缩技术即热泵抽吸二次蒸汽提高其温度及压力作为一部分加热热源可起到节能降耗的作用,属于热力压缩。因此,这种蒸发器又称为TVR蒸发器。热力蒸汽再压缩加热蒸发器的热流图如图2⁃21所示。

图2⁃21　热力蒸汽再压缩加热蒸发器的热流图

A-产品;B-蒸汽;B₁-残余蒸汽;C-浓缩液;D-动力蒸汽;E-加热蒸汽冷凝水;V-热损失

蒸汽热泵主要由喷嘴、混合室、扩散管、保温层及外包皮等组成。其理论计算包括喷射系数的计算和热泵结构尺寸计算两部分。喷射系数为吸入蒸汽量G₁与工作蒸汽量G₀之比,用μ表示,即μ=G₁/G₀,它表示耗用1kg的高压蒸汽能抽取多少千克二次蒸汽进行再压缩。μ值越大越节能。若计算选取上不合理,如喷射系数过小则蒸汽耗量加大,可能会导致蒸发系统热不平衡,如喷射系数过大则蒸汽耗量变小,可能导致生产能力不足。

热泵喷射系数的大小直接关系到耗用蒸汽量的大小及设备的使用效果。热泵喷射系数是热力蒸汽再压缩加热蒸发器的一个主要设计参数。热泵喷射系数确定方法有两种:一种是利用图线法(图2⁃22)直接确定;另一种是采用差值的方法确定(表2⁃4)。前者误差较大,后者误差较小,因此,一般多采用后者确定热泵喷射系数。无论哪种方法都要根据压缩比与膨胀比两个参数确定喷射系数。热泵排出蒸汽压力p₄与吸入蒸汽压力p₁的比值称为压缩比,即σ=p₄/p₁,热泵的工作蒸汽压力p₀与吸入蒸汽压力p₁之比称为膨胀比,即β=p₀/p₁。

图2⁃22　根据膨胀比β与压缩比σ求喷射系数

表2⁃4　热泵的喷射系数

(2)热泵的几何尺寸计算

热泵的结构简图如图2⁃23所示。

图2⁃23　热泵的结构简图

① 喷嘴喉部直径计算

d₀=1.3

式中　d₀——喷嘴喉部直径,m;

G₀——工作蒸汽量,kg/h;

p₀——工作蒸汽压力,kgf/cm2;

V₀——工作蒸汽在压力p₀下的比体积,m3/kg。

对饱和蒸汽:

d₀=1.35

对饱和蒸汽其喷嘴喉部直径按下式计算实际应用表明效果已经很好:

d₀=1.6

② 喷嘴出口直径　喷嘴出口压力按与工作压力相等来考虑。

对饱和蒸汽:

当β<500时　　　　　　　　d₁=0.61×2.52lgβd₀

当β>500时 　　　　　　　　d₁=0.61×2.65lgβd₀

对过热蒸汽:

当β<100时 　　　　　　　　d₁=0.67×2.17lgβd₀

当β>100时　　　　　　　　 d₁=0.56×2.36lgβd₀

③ 扩散管喉部直径

d₃=1.6

式中　d₃——扩散管喉部直径,mm;

G₁——被抽混合物中空气量,kg/h;

G₂——被抽混合物中水蒸气量,kg/h;

G₃——从泵外漏入的空气量,kg/h;

G₄——混合式冷凝器冷却水析出的空气量,kg/h。

校核最大的反压力:

p_fm≈(d₀/d₃)2(1+μ)p₀

校核的结果必须使最大反压力p_fm=p₄,若p_fm<p₄,则可适当增大d₀。

④ 热泵其他有关尺寸　按表2⁃5计算。

为了确定喷嘴出口端部至扩散管入口端部的距离A,必须计算出自由喷射流长度和自由喷射流在距离喷嘴出口截面I_c处的直径d_c两个尺寸。

a.自由喷射流长度I_c的计算

当喷射系数μ≥0.5时:

I_c=(0.37+μ)d₁/4.42

当喷射系数μ≤0.5时:

I_c=(0.083+0.76μ-0.29)d₁/(2α)

式中　I_c——喷射流长度,mm;

α——实践常数,对弹性介质,α在0.01~0.09之间选取,μ值较大时取较高值。

表2⁃5　热泵的尺寸数据

b.在I_c处扩散管直径D_c的计算

D_c=d₃+0.1×(L₄-I_c)

c.自由喷射流在距离喷嘴出口截面积I_c处d_c的计算

当喷射系数μ≥0.5时:

d_c=1.55d₁(1+μ)

如果D_c>d_c,则A=0[图2⁃24(a)]。

当喷射系数μ≤0.5时:

d_c=3.4d₁

喷嘴出口与扩散管入口在同一断面上。如果D_c<d_c,则A>0[图2⁃24(b)],喷嘴离开扩散管距离为A值。这里D_c=d₃+0.1×[L₄-(I_c-A)]≥d_c令D_c=d_c得A值。一般A值在0~36范围内变化。

图2⁃24　A值的两种情况

【例2⁃8】　以RNJM02⁃1200型双效降膜式蒸发器(图2⁃25)在奶粉生产中的应用为例阐述热压缩技术在降膜式蒸发器中的设计过程。

图2⁃25　RNJM02⁃1200型双效降膜式蒸发器流程

1-保持管;2-杀菌器;3-一效蒸发器;4-热泵;5-分离器;6-二效蒸发器;7-冷凝器;8-物料泵;9-真空泵

(1)结构特点及主要技术参数

① 结构特点　本热泵抽吸一效二次蒸汽作为一效一部分加热热源。与蒸汽接触的部位全部采用304或40Cr不锈钢制造;采用100mm厚的岩棉进行绝热保温处理。

② 主要技术参数

物料介质:牛奶　　　　　　　出料质量分数:38%~40%

生产能力:W=1200kg/h　　　　 使用蒸汽压力:0.7MPa

进料质量分数:11.5%　　　　　物料比热容:3.894kJ/(kg·℃)

进料温度:5℃　　　　　　　　 蒸汽状态参数:见表2⁃6

表2⁃6　蒸汽状态参数

(2)热泵的设计

现以二次差值计算方法根据表2⁃6各蒸汽状态参数介绍热泵的设计计算过程。

① 热泵喷射系数的计算　压缩比σ=p₄/p₁,由表2⁃6查得p₄=0.07149MPa;p₁=0.03463MPa,则σ=0.07149/0.03463=2.06。膨胀比β=p₀/p₁,由表2⁃6查得p₀=0.6302MPa,p₁=0.03463MPa,则β=0.6302/0.03463=18.20。

由压缩比及膨胀比根据表2⁃4及差值公式进行二次差值计算。

即当σ=2.06,β=15时:

μ₁=0.76+[(0.6-0.76)/(2.2-2.0)]×(2.06-2.0)=0.712

当σ=2.06,β=20时:

μ₂=0.87+[(0.71-0.87)/(2.2-2.0)]×(2.06-2.0)=0.822

当σ=2.06,β=18.20时:

μ=0.712+[(0.822-0.712)/(20-15)]×(18.2-15)=0.78

② 热泵的几何尺寸计算　热泵结构如图2⁃23所示。

用于一效加热的蒸汽总量可按热量衡算原理求出,由一效加热蒸汽量算出饱和生蒸汽耗量:

G₀+μG₀=D

G₀=D/(1+μ)

式中,G₀为饱和生蒸汽量,kg/h;D为一效蒸发器加热蒸汽总量,这里D=850kg/h;μ为喷射系数,这里μ=0.78。则G₀=850/(1+0.78)=477.53(kg/h)。

喷嘴喉部直径计算:

d₀=1.6

式中,d₀为喷嘴喉部直径,mm;p₀为饱和生蒸汽压力,这里p₀=0.6302MPa。则

d₀=1.6×=13.93(mm)

喷嘴出口直径计算:

喷嘴出口压力按与工作压力相等考虑,对饱和蒸汽β<500时,

d₁=0.61×2.52lgβd₀

则d₁=0.61×2.52lg18.2×13.93=27.17(mm)。

扩散管喉部直径计算:

d₃=1.6

式中,d₃为扩散管喉部直径,mm;G₁为被抽混合物中空气量,这里G₁=1kg/h;G₂为被抽混合物中水蒸气量,G₂=D-G₀=850-477.53=372.47kg/h;G₃为从泵外漏入的空气量,这里G₃=1kg/h;G₄为混合式冷凝器冷却水析出的空气量,这里G₄=0kg/h。则　

d₃=1.6×=55.21(mm)

校核最大的反压力:

p_fm≈(d₀/d₃)2(1+μ)p₀

校核的结果必须使最大反压力p_fm=p₄,若p_fm小于p₄,则可适当增大d₀值。则

p_fm≈(13.93/55.21)2×(1+0.78)×6.302=0.714(kgf/cm2)

p_fm≈p₄=0.7149kgf/cm2,因此可行。

热泵其他有关尺寸按表2⁃5计算。

d₅=(3~4)d₀=3×13.93=41.79(mm),取d₅=42mm。

L₀=(0.5~2.0)d₀=1.5×13.93=20.9(mm),取L₀=21mm。

d₂=1.5d₃=1.5×55.21=82.8(mm),取d₂=83mm。

L₃=(2~4)d₃=3×55.21=165.63(mm),取L₃=166mm。

d₄=1.8d₃=1.8×55.21=99.38(mm),取d₄=99.4mm。

L₁=(d₅-d₀)/k₄=(42-13.93)/(1/1.2)=33.68(mm),取L₁=3.4mm。

L₂=(d₁-d₀)/k₁=(27.17-13.93)/(1/4)=52.96(mm),取L₂=53mm。

L₄=(d₂-d₃)/k₂=(83-55.21)/(1/10)=277.9(mm),取L₄=278mm。

L₅=(d₄-d₃)/k₃=(99.4-55.21)/(1/8)=353.52(mm),取L₅=354mm。

二次蒸汽入口直径计算:

d₆=4.6(G₀/p₁)0.48

则d₆=4.6×(477.53/0.3463)0.48=147.8(mm),取d₆=148mm。

混合室直径d₇一般为扩散管喉部直径的2.3~5倍选取,即

d₇=(2.3~5)d₃

则d₇=(2.3~5)d₃=4×55.21=220.84(mm),取d₇=221mm。

混合室长度一般按d₇的1~1.15倍选取,即

L₇=(1~1.15)d₇

即L₇=1.15×221=254.15(mm),取254mm。

自由喷射流长度I_c的计算:

当喷射系数μ≥0.5时,

I_c=(0.37+μ)d₁/(4.4α)

当喷射系数μ≤0.5时,

I_c=(0.083+0.76μ-0.29)d₁/(2α)

本例μ=0.78>0.5,所以:I_c=×27.71=90.53(mm)。

在I_c处扩散管的直径计算:

D_c=d₃+0.1×(L₄-I_c)

则D_c=55.21+0.1×(278-90.53)=73.96(mm)。

自由喷射流在距离喷嘴出口截面积I_c距离处d_c计算:

当喷射系数μ>0.5时,

d_c=1.55d₁(1+μ)

则d_c=1.55×27.71×(1+0.78)=76.45(mm)。

若D_c>d_c,则A=0。本例D_c=73.96mm<d_c=76.45mm,所以A>0。

这里,D_c=d₃+0.1(L₄-A)≥d_c,令D_c=d_c,则

55.21+0.1×[278-(90.53-A)]=76.45

A=24.93mm(取A=25mm)。

(3)其他注意事项

热泵除了合理计算达到良好的使用性能外,其噪声不能忽视。目前国内使用的带有热泵的蒸发器,其噪声范围都在85~96dB(A)之间,有的甚至超过100dB(A)。降噪应从以下几个方面考虑:加工制造首先应保证加工精度,即保证热泵中的喷嘴与扩散管同轴度在允许的误差范围内,不得偏斜;扩散管端部不伸入混合室内,蒸汽高速射流,会在扩散管端部产生摩擦,产生振动噪声,收缩管端部与混合室端板内端面齐平焊接,可起到减少噪声的作用;扩散管中的收缩管、喉管、扩压管如果是焊接式结构,必须保证其同轴度,圆度在允许的误差范围内,否则也会使噪声变大;收缩管、扩压管的壁厚不低于3mm,喉管的壁厚不低于7mm。焊接要牢固,不得出现开焊,一经出现开焊或开裂即会产生振动,进而使噪声加大。如果采用一体式的结构效果会更好,但加工比较困难。无论采用哪种结构,制造完毕应对热泵进行水压试验,试验压力不低于0.2MPa,且保持15min不得渗漏。喷嘴内表面粗度不低于Ra1.6μm,喷嘴的进、出口端部应有圆角过渡,不得有尖角或毛刺出现,以防噪声的产生;喷嘴的材质应具有一定硬度,加工成形后或经热处理后应耐磨。降低噪声的另一种方法是在扩散管中设置消声孔。对于大生产能力的热泵也可采用多喷嘴进流的方法。保温层可以防止热量损失并屏蔽一定噪声,因此热泵要进行绝热保温处理。一般保温材料为岩棉,保温层厚度不低于50mm。保温材料要填实,不得出现空洞现象。

蒸汽热压泵作为降膜式蒸发器的给热装置,主要作用是利用一次蒸汽来抽吸二次蒸汽,经过混合热压缩提高二次蒸汽温度、压力,作为蒸发器一部分加热热源,从而可起到节约能源的作用。因此,热泵在降膜式蒸发器中已经得到了广泛的应用,并取得了良好的经济效益及社会效益。

把二次蒸汽经过热压缩后提高其温度及压力达到加热蒸汽的程度加以利用,这样既回收了二次蒸汽的热能又节省了冷却水的消耗,这种方法称为二次蒸汽的再压缩。如果用高压工作蒸汽对二次蒸汽进行压缩则称为热力压缩式,热压缩技术在降膜式蒸发器、混合式蒸发器、升降膜式蒸发器中都得到了成功的应用。此外,还有一种压缩为机械式的再压缩,这种压缩是完全靠外部的机械动力把二次蒸汽或废热蒸汽进行再压缩作为蒸发器的加热热源。

利用高能效蒸气压缩机压缩蒸发系统的二次蒸汽,提高二次蒸汽的焓值,提高热焓的蒸汽进入蒸发系统作加热热源,循环使用,替代绝大多数的生蒸汽,生蒸汽仅用于补充热损失和补充进、出料温差所需热焓,从而大幅度降低蒸发器生蒸汽的消耗,达到节能目的。这属于把电能转化为热能的过程,如图2⁃26所示,即MVR蒸发器。

图2⁃26　机械蒸汽再压缩加热蒸发器的热流图

A-产品;B-蒸汽;B₁-残余蒸汽;C-浓缩液;D-电能;E-加热蒸汽冷凝水;V-热损失

MVR是蒸汽机械再压缩技术的简称。MVR蒸发器是重新利用其自身产生的二次蒸汽的能量,从而减少对外界能源的需求的一项节能技术。早在20世纪60年代,德国和法国就已成功地将该技术用于化工、食品、造纸、医药、海水淡化及污水处理等领域。蒸发器工作过程是将低温位的蒸汽经压缩机压缩,温度、压力提高,热焓增加,然后进入换热器冷凝,以充分利用蒸汽的潜热。除开车启动外,整个蒸发过程中无需生蒸汽。近年来,在国内的玉米深加工、生物化工及污水处理等领域里有应用。也有利用二次蒸汽或废弃二次蒸汽进行机械再压缩用于蒸发上,属于能源的回收再利用,在电价不太高的情况下节能效果显著。不过,在其他领域内尚未得到广泛的应用。