一种无循环泵式蒸气增压系统的控制方法.pdf

本发明公开了一种无循环泵式蒸气增压系统的控制方法，系统运行时根据蒸气发生室提供的高温高压蒸气的温度即出气温度和外部提供的低温低压液体的温度即进液温度预设初始增压比，所述初始增压比为加压子过程开始时，液体加压室中工作流体气体与工作流体液体的体积比；根据所述预设初始增压比计算并控制出气阶段的时长，使液体加压室在加压子过程开始时具有预设的初始增压比即最佳初始增压比。最佳初始增压比只由系统的蒸发温度、进液温度、工作流体种类决定。当工作流体种类、出气温度、进液温度、出气质量流量和液体加压室体积确定时，通过本发明控制方法仅需调整出气阶段时长就可以取得最佳初始增压比。

权利要求书
1.  一种无循环泵式蒸气增压系统的控制方法，所述蒸气增压系统中 至少包括有一套用于气化工作流体的蒸气发生室以及与蒸气发生室相连 的液体加压室，系统运行包括出气阶段和增压阶段；所述增压阶段包括依 次进行的加压，回液和冷却三个子过程；其特征在于，系统运行时根据蒸 气发生室提供的高温高压蒸气的温度即出气温度和外部提供的低温低压 液体的温度即进液温度预设初始增压比，所述初始增压比为加压子过程开 始时，液体加压室中工作流体气体与工作流体液体的体积比；根据所述预 设初始增压比计算并控制出气阶段的时长，使液体加压室在加压子过程开 始时具有预设的初始增压比即最佳初始增压比。

2.  如权利要求1所述的无循环泵式蒸气增压系统的控制方法，其特 征在于，根据如下公式确定初始增压比：
( h bg - h siiL ) v siiL = γ × ( h bg - h sig ) ( 1 + γ ) × v sig + h bg - h siL ( 1 + γ ) × v siL ]]>
式中：
γ为初始增压比；
vsig为加压子过程开始时工作流体的饱和气体比体积；
vsiL为加压子过程开始时工作流体的饱和液体比体积；
hbg为蒸气发生室向液体加压室输出的饱和气体工作流体的焓值；
hsig、hsiL分别为加压子过程开始时即进液温度下的液体加压室中饱和 气体工作流体和饱和液体工作流体的焓值；
vsiiL为加压子过程结束时即出气温度下的液体加压室中饱和气体工作 流体的比体积；
hsiiL为加压子过程结束时即出气温度下的液体加压室中饱和气体工 作流体的焓值。

3.  如权利要求2所述的无循环泵式蒸气增压系统的控制方法，其特 征在于，根据如下公式由初始增压比计算出气阶段的时长：
γ ( 1 + γ ) × v sig + 1 1 + γ × v siL = c × t 1 V + 1 v g 3 ]]>
c为出气质量流量；
V为液体加压室体积；
t1为出气阶段的时长；
vg3为回液子过程中，即出气温度下，蒸气发生室需要向液体加压室 提供的高温高压蒸气的比体积。

4.  如权利要求1～3任一项所述的无循环泵式蒸气增压系统的控制方 法，其特征在于，出气阶段的时长的调整通过控制位于蒸气发生室出气管 道上的切换阀、及位于外部向蒸气增压系统提供低温低压液体的进液管道 上的切换阀实现。

说明书一种无循环泵式蒸气增压系统的控制方法
技术领域
本发明属于蒸气增压领域，尤其是涉及一种无循环泵式蒸气增压系统的控制方法。
背景技术
在空调制冷设备中、在汽轮机发电设备中等工业工艺场合都需要高温高压的蒸气。一般利用消耗电能的机械泵将液体加压，之后将加压后的高压低温液体加热，由此产生所需的高温高压的蒸气。同时，许多工业工艺场合存在无法有效利用低品位热能的问题，即浪费了能量又污染了环境(如加剧温室效应、城市热岛效应等)。在现代社会，随着社会的发展，能源与环境问题日益突出，各国都致力于发展绿色的可再生能源，太阳能包括太阳热能得到了有效规模的发展。所以有了蒸气增压系统的应用。蒸气增压系统直接利用热能通过热平衡原理给低温低压液体加热，可以减少电能的应用，同时也可以利用低品位热能，是响应可持续发展的科技发明。
蒸气增压系统的结构如图1所示，包括至少一个蒸气发生室1、液体加压室2和液体加压室冷却装置3，及相应的管路和切换阀4～9。外部热能输入进蒸气发生室1，蒸气发生室1吸收热能后产生所需的高温高压蒸气；同时，外部提供用以补充蒸气发生室高温高压液体损失的低温低压液体，进入液体加压室2。
蒸气增压系统的运行可以分为出气阶段和增压阶段。在出气阶段，打开切换阀4和切换阀9，关闭切换阀5、切换阀6、切换阀7和切换阀8。蒸气发生室吸收热能，将高温高压的液体气化，由出口a输出高温高压的蒸气。当蒸气增压系统应用于闭系统时，切换阀动作和切换阀1动作一致；当蒸气增压系统应用于开系统时，切换阀3在外部向蒸气增压系统从入口b输入低温低压液体时开启，其他时候处于关闭状态。外部向蒸气增压系统输入低温低压液体的操作要在增压阶段开始前完成，即在出气阶段结束前完成。当蒸气增压室里的液位下降到一定程度时(最低液位要求所剩的高温高压液体产生的高温高压蒸气足够给低温低压蒸气加热加压)，关闭 切换阀4，结束出气阶段，开始增压阶段。增压阶段由三个子过程组成：加压子过程、回液子过程和冷却子过程。打开切换阀5，系统进入加压阶段的加压子过程。蒸气发生室产生的高温高压液体进入液体加压室，将液体加压室中的液体升温升压。当液体加压室中的液体的温度和压强与蒸气发生室中的相同时，打开切换阀7，此时系统由加压阶段的加压子过程进入回液子过程。当液体加压室的布置位置高于蒸气发生室时，液体加压室中的高温高压液体在重力作用下进入蒸气发生室，蒸气发生室中的高温高压蒸气继续进入液体加压室以平衡蒸气发生室和液体加压室的压力；当液体加压室的布置位置不高于蒸气发生室时，在来自蒸气发生室的高温高压蒸气推动下，液体加压室中的高温高压液体进入蒸气发生室。当液体加压室中无液体剩余时，关闭切换阀5和切换阀7，结束回液子过程；打开切换阀8，关闭切换阀6，开始冷却子程序。直至液体加压室的压力降至满足要求，即外部提供低温低压液体结束后，液体加压室内的液体的状态要和低温低压液体刚从b口进入蒸气增压系统时的状态相同，关闭切换阀8，蒸气增压系统的一个工作周期完成。该工作周期切换阀的动作，如表格1所示。
表1.蒸气增压喷射器制冷系统(单液体加压室)一个周期内切换阀动作

注:标记“√”和“×”分别表示状态“开”和“关”。
发明内容
本发明提供一种无循环泵式蒸压增压系统的控制方法，本发明在现有的蒸气增压装置的基础实现上，仅需要调整外部提供的出气阶段的时长，即可达到优化系统性能的目的。
一种无循环泵式蒸气增压系统的控制方法，所述蒸气增压系统中至少包括有一套用于气化工作流体的蒸气发生室以及与蒸气发生室相连的液体加压室，系统运行包括出气阶段和增压阶段；所述增压阶段包括依次进行的加压，回液和冷却三个子过程；系统运行时根据蒸气发生室提供的高温高压蒸气的温度即出气温度和外部提供的低温低压液体的温度即进液温度预设初始增压比，所述初始增压比为加压子过程开始时，液体加压室中工作流体气体与工作流体液体的体积比；根据所述预设初始增压比计算并控制出气阶段的时长，使液体加压室在加压子过程开始时具有预设的初始增压比即最佳初始增压比。
初始增压比γ定义为加压子过程刚开始时，液体加压室中工作流体气体与工作流体液体的体积比。在蒸气增压系统中，在其他参数不变时，存在最佳初始增压比，以使输入的热能的利用率最高，且液体加压室在冷却子过程冷却水量最小。预设初始增压比即最佳初始增压比由出气温度、进液温度和工作流体种类决定。
具体可以根据如下公式确定初始增压比：
( h bg - h siiL ) v siiL = γ × ( h bg - h sig ) ( 1 + γ ) × v sig + h bg - h siL ( 1 + γ ) × v siL ]]>
式中：
γ为初始增压比；
vsig为加压子过程开始时工作流体的饱和气体比体积；
vsiL为加压子过程开始时工作流体的饱和液体比体积；
hbg为蒸气发生室向液体加压室输出的饱和气体工作流体的焓值；
hsig、hsiL分别为加压子过程开始时即进液温度下的液体加压室中饱和气体工作流体和饱和液体工作流体的焓值；
vsiiL为加压子过程结束时即出气温度下的液体加压室中饱和气体工作流体的比体积；
hsiiL为加压子过程结束时即出气温度下的液体加压室中饱和气体工作流体的焓值。
而调整出气质量流量、出气温度、进液温度、液体加压室体积、工作流体种类和出气阶段时长可以改变初始增压比。在蒸气增压系统的应用中，出气质量流量、出气温度、进液温度、液体加压室体积和工作流体种类按照一定的要求确定。所以，最佳初始增压比可以仅通过调整出气阶段的时长t1实现；出气阶段的时长t1的调整可以通过控制位于蒸气发生室出气管道上的切换阀、及位于外部向蒸气增压系统提供低温低压液体的进液管道上的切换阀实现。
根据如下公式由初始增压比计算出气阶段的时长：
γ ( 1 + γ ) × v sig + 1 1 + γ × v siL = c × t 1 V + 1 V g 3 ]]>
c为出气质量流量；
V为液体加压室体积；
t1为出气阶段的时长；
vg3为回液子过程中，即出气温度下，蒸气发生室需要向液体加压室提供的高温高压蒸气的比体积。
低温低压的液体加压室在加压子过程中，密度随着温度和压强(在气液两相平衡状态时，温度和压强一一对应)的升高而变小，如图2所示，为常用工作流体R134a、R142b、R123、R717和水的饱和液态的密度随着温度的变化(数据来自软件Engineering Equation Solver)。在加压子过程结束时，原先的液体体积膨胀。而由蒸气发生室传递给液体加压室用来加压的高温高压蒸气经过热平衡过程也冷却成液体。所以加压子过程结束后，液体加压室中的液态工作流体体积增加。如果初始增压比过小，即初始增压时，液体加压室中液体体积过大，则加压子过程结束时，甚至在加压过程中，因液体体积增加过度而有压力未达到回液要求的液体溢出液体加压室，扰乱蒸气发生室的正常工作，从而使得整个制冷系统无法正常运行。如果初始增压比过大，即初始增压时，液体加压室中液体体积过小，意味着液体加压室体积相对增大，则在回液子过程结束时，液体加压室中剩余的高温高压蒸气越多。这部分高温高压蒸气不但无法被利用，而且需要消耗冷却水。所以，当初始增压比过大时，被浪费的热量和冷却水量增大，系统性能下降。为了使得系统稳定运行且同时具备最佳性能(最大COP 和最少冷却水量)，所以初始增压比不宜不大，亦不宜过小。当取得一个的初始增压比，使得增压过程结束时，液体加压室中原先的低温低压的液体正好充满整个液体加压室，没有空隙，也就没有多余的体积来浪费热量，这样的预设初始增压比即为最佳初始增压比。
本发明主要算法原理如下：
在增压阶段加压子过程刚开始时，液体加压室中气体的体积为Volsig，液体的体积为VolsiL，则初始增压气液比γ的数学表达式为：
γ = Vol sig Vol siL - - - ( 1 ) ]]>
在增压阶段加压子过程中，蒸气发生室为了将液体加压室中的液体增压到回液要求，需向液体加压室中输入气体质量为Mg2。则根据质量守恒定律，在加压子过程结束时，即在回液子过程开始时，液体加压室中的液体的质量Msii为，
Msi+Mg2＝Msii   (2)
其中Msi为加压子过程开始时的液体加压室中的液体的质量，包括气体质量Msig和液体质量MsiL，即，
Msig+MsiL＝Msi   (3)
其中，
Msig＝Volsig*vsig   (4) 
MsiL＝VolsiL*vsiL   (5) 
其中vsig、vsiL为加压子过程开始时工作流体的饱和气体比体积和饱和液体比体积，由工作流体种类、所处的状态(饱和气体或者饱和液态)和温度决定。
所以，
vsig＝volume(工作流体种类，T＝Tsi，X＝1)   (6)
vsiL＝volume(工作流体种类，T＝Tsi，X＝0)   (7)
其中T表示温度，Tsi表示加压子过程开始时液体加压室的温度。X表示干度，“X＝1”表示饱和气体，“X＝0”表示饱和液体。
加压子过程刚开始，液体加压室的温度和外部提供的低温低压液体的温度Tin相同，即，
Tsi＝Tin   (8)
工作流体气体所占体积和液体所占体积之和即为整个液体加压室体积V，则
Volsig+VolsiL＝V   (9)
加压子过程结束时(即回液子过程开始时)液体加压室中的质量Msii包括气体质量Msiig和液体质量MsiiL，即，
Msiig+MsiiL＝Msii   (10) 
Msiig＝Volsiig*vsiig   (11) 
MsiiL＝VolsiiL*vsiiL   (12) 
vsiig＝volume(工作流体种类，T＝Tsii，X＝1)   (13)
vsiiL＝volume(工作流体种类，T＝Tsii，X＝0)   (14)
Volsiig+VolsiiL＝V
其中，Tsii表示加压子过程结束时液体加压室的温度。此时液体加压室的温度和蒸气发生室的温度即出气温度Tout相同，即，
Tsii＝Tout   (15) 
整个加压子过程，能量守恒，则，
Mg2×hbg+Msig×hsig+MsiL×hsiL＝Msiig×hsiig+MsiiL×hsiiL   (16) 
其中hbg为蒸气发生室向液体加压室输出的饱和气体工作流体的焓，hsig、hsiL分别为加压子过程开始时液体加压室中饱和气体工作流体和饱和液体工作流体的焓值，hsiig、hsiiL分别为加压子过程结束时液体加压室中饱和气体工作流体和饱和液体工作流体的焓值。饱和工作流体的焓值由工作流体的种类，饱和状态(饱和气态或饱和液态)和所处的温度决定，所以
hbg＝enthalpy(工作流体种类，T＝Tout，X＝1)   (17)
hsig＝enthalpy(工作流体种类，T＝Tsi，X＝1)   (18)
hsiL＝enthalpy(工作流体种类，T＝Tsi，X＝0)   (19)
hsiig＝enthalpy(工作流体种类，T＝Tsii，X＝1)   (20)
hsiiL＝enthalpy(工作流体种类，T＝Tsii，X＝0)   (21)
在回液过程中，蒸气发生室需要向液体加压室提供的高温高压蒸气的质量为Mg3，则
Mg3＝Volg3*vg3   (22) 
其中，
vg3＝volume(工作流体种类，T＝Tout，X＝1)   (23)
这部分高温高压的蒸气填充了回液刚开始时，即加压子过程刚结束时，液体加压室中工作流体液体所占的体积，所以，
Volg3＝VolsiiL   (24) 
液体加压室给蒸气发生室回液的液体工作流体弥补了蒸气发生室产生蒸气损失的液体工作流体，所以
MsiiL＝Mg1+Mg2+Mg3   (25) 
其中，Mg1为蒸气发生室在出气阶段提供的高温高压的蒸气。
Mg1＝c*t1   (26) 
其中c为出气质量流量，t1为出气阶段的时长。
当选取最佳气液比时，液体加压室的液态工作流体经加压子过程，体积增加到正好占满整个液体加压室，即
Volsiig＝0   (27)
所以，
VolsiiL＝V   (28)
由式(1)-(28)，可得，
( h bg - h siiL ) v siiL = γ × ( h bg - h sig ) ( 1 + γ ) × v sig + h bg - h siL ( 1 + γ ) × v siL - - - ( 29 ) ]]>
以上式子中，焓值和比体积可以利用物性软件查询，如EES、REFPROP。而焓值和比体积只由工作流体的种类和工作流体所处的状态(饱和状态下，指气态或者液态，及温度)决定。
根据式(29)可知最佳初始增压比只由工作流体种类，出气温度，进 液温度决定。对于实际应用中的蒸气增压系统，进液温度由外界提供的低温低压液体源控制，工作流体种类根据一旦选定就不变更换；出气温度可以在热源的温度允许的范围内来优化选取。
在整个周期内，根据质量守恒定律，可知加压子过程开始进行时，液体加压室中工作流体的质量为上个周期冷却子过程结束后液体加压室中剩余的工作流体的质量和外部提供的低温低压液体的质量之合。对蒸气增压系统，应用质量守恒定律，外部向液体加压室提供的低温低压液体的质量和蒸气发生室出气阶段输出的高温高压的蒸气质量相同，即
Msig+MsiL＝Mg1+Mg3+Msiig   (30) 
所以，
γ ( 1 + γ ) × v sig + 1 1 + γ × v siL = c × t 1 V + 1 V g 3 - - - ( 31 ) ]]>
当工作流体种类，出气温度，进液温度确定时，最佳初始增压比γ确定，进一步确定出气质量流量后，(根据设计要求)为了取得最佳初始增压比，系统的自由度为2，即出气阶段的时长t1和液体加压室体积V。对现有的系统，液体加压室的体积V已经确定，则只需要根据式(29)和式(31)调整相应的出气阶段时长t1，即可取得最佳初始增压比，使得系统的热源利用率最高，冷却子过程所需冷却水负荷最小。针对现存系统(液体加压室体积已定)优化出气温度时，则可根据出气温度确定出气阶段的时长，以取得最佳初始增压比。
蒸气增压系统的热源利用率定义为蒸气增压系统吸收的热源热量与蒸气增压系统冷却子过程所需的冷却水负荷的差值和蒸气增压系统吸收的热源热量的比值。
根据能量守恒定律，可得，
Qb+Mg1×hsiL＝Qc+Mg1×hsiig   (32) 
其中，Qb为蒸气增压系统吸收的热源热量，Qc为蒸气增压系统冷却子过程所需的冷却水负荷。
所以，蒸气增压系统的热源利用率

蒸气增压系统，包括单液体加压室蒸气增压系统，并联式多液体加压 室蒸气增压系统，多套并联的蒸气增压系统(可以连续提供高温高压蒸气)等，都存在最佳初始增压比；不仅如此，对于以常用的工作流体为工质的蒸气增压系统，包括R134a，R142b，R123，R717，水等工作流体的饱和液态密度随着温度的增大而减少，也都存在最佳初始增压比。
通过本发明的研究表明当初始增压比过小时，系统的稳定运行会受到干扰。当初始增压比过大时，系统的热能利用效率降低，冷却子过程中冷却水负荷增大。取得最佳初始增压比，系统的热能利用效率最大，冷却子过程中冷却水负荷最小。
最佳初始增压比只由系统的蒸发温度、进液温度、工作流体种类决定。当工作流体种类、出气温度、进液温度、出气质量流量和液体加压室体积确定时，通过本发明控制方法仅需调整出气阶段时长就可以取得最佳初始增压比。
附图说明
图1为无循环泵式蒸气增压系统流程图；
图2为工作流体液体密度随温度变化图。
具体实施方式
实施例1～15
以图1所示系统为例，以R134a为工作流体，出气质量流量为0.0.5kg/s，进液温度为30℃，液体加压室体积为0.013m3。R134a的饱和液态和饱和气态的密度随温度的变化如图2所示。
根据式(29)可知，在确定了工作流体种类和进液温度下，最佳初始增压比仅由出气温度决定。表2中实施例1～15中给出了在80-94℃的出气温度下，对应的最佳初始增压比的值。
因为出气质量流量、进液温度、工作流体种类和液体加压室体积都已确定，所以根据式(31)可知，最佳初始增压比可以仅通过根据出气温度调整出气阶段的时长t1实现。80-94℃的出气温度对应的出气阶段的时长t1的控制值如表2所示。出气阶段的时长t1可以通过控制图1中切换阀4和切换阀6的开关频率进行。
在80-94℃的出气温度下，通过控制图1中的切换阀4和切换阀6使得系统运行在最佳初始增压比，对应的热能利用效率和冷却子过程冷却水 负荷Qcool如表2所示。
表2.不同出气温度下取最佳初始增压最佳比的系统参数

对比例1～14
选取一个较低的出气温度，84℃(出气温度越高，选取最佳初始增压比的带来的收益越大)，如果不按照使得系统运行在最佳初始增压比的出气阶段时长来调整图1中切换阀4和切换阀6的切换频率，而按照固定的初始增压比对应的出气阶段时长来调整图1中切换阀4和切换阀6的切换频率，则相应的COP和Qcool的值如表3所示。
表3.初始增压比对系能系统的影响


表3可见，随着初始增压比偏离最佳初始增压比的值的增大，即出气阶段时长的减少，热能利用效率相应地减少。液体加压室体积是固定的，出气温度和进液温度也确定，但是由于出气阶段的时长随着初始增压比的增大而减小，所以冷却子过程结束后的液体加压室的温度可以相应地增加，冷却子过程中所需的冷却水负荷相应地减少。但是随着初始增压比偏离最佳初始增压比的值增大，热能利用效率降低，相对而言，产生单位冷量所需的冷却子过程的冷却水负荷增大。出气阶段时长减少1.5s，热能利用效率大约下降0.1％。系统热能利用效率对于出气阶段时长的敏感性高，所以精确控制出气阶段时长以减少初始增压比偏离最佳初始增压比的值直至取得最佳初始增压比，对提升系统性能的意义重大。