高/低壓區氨水吸收/壓縮復合制冷循環性能分析

鮑帥陽,杜凱,儲云霄,武云龍,鄂文汲

(東南大學能源與環境學院,江蘇南京 210096)

高/低壓區氨水吸收/壓縮復合制冷循環性能分析

鮑帥陽*,杜凱,儲云霄,武云龍,鄂文汲

(東南大學能源與環境學院,江蘇南京 210096)

針對氨水吸收/壓縮復合制冷循環的方式不同,結合Schulz氨水溶液狀態方程,分別對壓縮機處于系統高壓區和低壓區兩種不同的組合方式進行了理論分析計算。分析了蒸發溫度、熱源溫度、冷卻水溫度和中間壓力對兩種組合方式下壓縮機當量熱耗量和熱源耗熱量的影響,并與單級氨水吸收制冷循環的性能系數做了比較。結果表明,壓縮機當量熱耗量對循環性能的影響要低于熱源耗熱量的影響;壓縮機處于系統高壓區時循環的一次用能量要明顯高于壓縮機處于系統的低壓區;在中間壓力給定時,存在一個最佳熱源溫度,使得氨水吸收/壓縮復合制冷循環的性能系數取得最大值;隨任一溫度參數變化時,壓縮機處于高壓區時的性能系數總會出現低于單級氨水吸收循環性能系數的臨界點;而壓縮機處于系統低壓區時循環的性能系數要高于高壓區循環和單級氨水吸收循環。

氨水吸收式;壓縮式制冷;復合制冷循環;性能系數

0 引言

氨水吸收式制冷循環是一種以熱能為補償過程的循環,具有可綜合利用低品位熱能、耗電量少、能源適應性強和制冷工質對環境無影響等優點[1]。近年來,出于保護環境和節約能源的需要,氨水吸收式制冷機重新引起了人們的關注。然而,氨水吸收式制冷系統的性能系數較低和體積龐大等缺點制約其應用發展。因此,關于如何提高其性能系數方面,國內外學者做了大量的研究[2-5]。

氨水吸收式制冷循環所能獲取的低溫與流程的選擇、熱源溫度以及冷卻水溫度有著密切的關系。在熱源溫度和冷卻水溫度一定時,單級氨水吸收式制冷循環所能達到的最低蒸發溫度是有限的。隨蒸發溫度的降低,系統溶液的放氣范圍變小,機組的性能將急劇惡化,當系統溶液的放氣范圍小于0時,理論上吸收式制冷循環就無法實現,此時必須提高熱源溫度。為了能有效地利用工業余熱、太陽能和地熱能等低品位熱能,來獲得較低的蒸發溫度,吸收/壓縮復合制冷循環不失為一種有效的選擇。鮑鶴齡等[6]提出了在氨水吸收式制冷循環的高壓區(發生器和冷凝器之間)添加壓縮機的循環流程,通過理論分析和實驗研究發現,該系統兼有吸收式循環和壓縮式循環的優點,比較適用于所需制冷溫度低而又有低品位余熱的場合,熱耗量和電耗量都可以降到較低的程度。杜塏等[7]通過在低壓區(蒸發器和吸收器之間)增加羅茨鼓風機,與單級氨水吸收式制冷相比,在相同的工況下,增壓氨水吸收式制冷循環的熱力系數和制冷量均明顯增大、所能制取的制冷溫度亦有所降低。趙宗昌等[8]在低壓區加入壓縮機并與單級氨水吸收制冷相比,在同樣的蒸發溫度下,氨水吸收/壓縮復合制冷循環可以顯著降低熱源溫度。蔡星辰等[9]在雙效氨水吸收制冷循環的低壓區添加壓縮機后研究發現,增壓雙效可降低驅動熱源溫度,與單級循環相比,在蒸發溫度為-20 ℃時,熱力系數提高了 20%。RAMESHKUMAR A等[10]在 GAX(generator absorber heat exchange)循環的低壓區增加壓縮機后提出了一種增壓的 GAXAC(generator-absorberexchange absorption compression)循環,該研究表明,在最佳運行工況下,與GAX循環相比,此循環的熱力系數可提高30%。

雖然己有研究[1-10]表明,增壓吸收可以顯著的增大系統溶液的放氣范圍、減少循環倍率、提高氨水吸收式制冷循環的性能系數。但基于吸收/壓縮復合制冷循環本身,在高壓區增壓與在低壓區增壓兩種循環相比,哪種循環具有更好的熱力學性能,目前還尚未有相關的報道。由于復合方式的不同,使得兩種循環的參數發生相應的變化,為了能了解兩種循環的熱力學性能,本文借助于理論計算,分別對壓縮機處于系統高壓區和低壓區兩種不同的復合方式進行了理論計算分析。

1 氨水吸收/壓縮復合制冷循環的構成及特點

吸收/壓縮式流程是一種在單級氨水吸收式制冷機中增裝壓縮機或升壓器等增壓裝置的系統,實質上是一種雙級流程,其中一級為吸收式,另一級為壓縮式,簡稱吸收/壓縮流程。根據氨壓縮機所處的位置不同,可分為低壓壓縮高壓吸收流程(簡稱低壓壓縮流程)和高壓壓縮低壓吸收流程(簡稱高壓壓縮流程)[11]。

如圖1所示,在低壓壓縮流程中,由于壓縮機的增壓作用,提高了吸收器的吸收壓力。在冷卻水溫度不變的情況下,吸收終了的溶液濃度有所增加,溶液循環的放氣范圍增大,使得吸收制冷循環的熱耗量有所降低。另外,由于壓縮機處于低壓區,壓縮機進口氣體的比容較大,所以壓縮機的體積相應增大,且隨著制冷溫度的降低,壓比增大,耗功增加。在高壓壓縮流程中,由于壓縮機的作用,降低了發生器的發生壓力。在熱源溫度不變的情況下,發生終了的溶液濃度有所降低,溶液循環的放氣范圍增大,使得吸收制冷循環熱耗量有所降低。另外,由于壓縮機設置在高壓區,壓縮機進口氣體的比容較小,因此壓縮機的體積相應小些,同時,當蒸發溫度的下降,不會直接影響壓縮機功耗。從以上特點構成來看,兩種復合方式均具有其共性,即:由于壓縮復合的作用,使吸收循環溶液的放氣范圍增大,從而改善了吸收循環的性能。考慮到氨水吸收/壓縮復合制冷循環同時消耗電能和熱能,哪個流程具有更好的熱力學性能,是本文理論分析與對比研究的關鍵所在。

圖1 氨水吸收/壓縮復合制冷循環流程圖

2 高、低壓壓縮流程的熱力過程計算

氨水吸收/壓縮復合工藝熱力過程計算采用了CHUATZ S C G[12]提出的氨水溶液狀態方程以及質量守恒和能量守恒方程。為了簡化計算,假設:

1) 高、低壓壓縮流程都處于熱平衡和穩定流動狀態;

2) 離開發生器和吸收器的溶液為飽和溶液,離開冷凝器和蒸發器的工質處于飽和狀態;

3) 忽略管路和設備內流體的壓降;

4) 各換熱設備的傳熱溫差取5 ℃;

5) 溶液熱交換器的換熱效率取0.95;

6) 精餾效率λ取0.8,出發生器氨氣狀態5為純氨;

7) 壓縮機壓縮過程效率取0.7;

8) 熱電轉換效率η=0.35[13]。

為了方便計算,取精餾塔每產生1 kg/s的制冷劑蒸氣作為計算基準,通過建立系統各個設備的物料平衡、能量平衡和相平衡方程,可以獲得圖1所示各個狀態點溫度、壓力和烙值,在此基礎上得到各設備的單位熱負荷和壓縮機單位耗功,計算如下所示。

1)蒸發器單位熱負荷:

式中:

qE——蒸發器單位熱負荷,W;

h8a——狀態點8a的烙值,kJ/kg;

h6——狀態點6的烙值,kJ/kg。

2)回流冷凝器單位熱負荷:

式中:

qRC——回流冷凝器單位熱負荷,W;

h1′——狀態點1的液相烙值,kJ/kg;

h1″——狀態點1的汽相烙值,kJ/kg;

h5″——狀態點5的汽相烙值,kJ/kg;

R——實際回流比。

3)發生器單位熱負荷:

式中:

qG——發生器單位熱負荷,W;

h2′——狀態點2的液相烙值,kJ/kg;

h1a′ ——狀態點1a的液相烙值,kJ/kg;

f ——循環倍率。

4)壓縮機單位耗功:

式中:

w——壓縮機單位耗功,W;

Pin——壓縮機進口壓力,Pa;

Pout——壓縮機出口壓力,Pa;

vin——壓縮機進口氣體比體積m3/kg,Pa;

k ——壓縮指數。

為了更合理的評價壓縮機耗功,引入熱電轉換效率,從一次用能消耗角度,將壓縮機單位耗功轉換為單位當量熱耗量:

式中:

qCW——壓縮機單位當量熱耗量,W;

η ——熱電轉換效率。

因此氨水吸收/壓縮復合制冷循環單位一次用能總量為:

式中:

qTo——單位一次用能總量,w。

在求得各設備的單位熱負荷之后,氨水吸收/壓縮式復合制冷循環的性能系數可定義如下:

式中:

COP——氨水吸收/壓縮式復合制冷循環的性能系數。

3 結果與討論

3.1 變工況條件下兩種流程的一次用能計算分析

在忽略管路和設備內流體的壓降后,氨水吸收/壓縮復合制冷循環中僅存在三個壓力等級,即冷凝壓力Pc、中間壓力Pm和蒸發壓力Pe。冷凝壓力Pc和蒸發壓力Pe是由運行工況條件決定的,而中間壓力 Pm則與雙級壓縮制冷系統一樣,是運行中可控制調整的運行參數。為了后續分析方便起見,中間壓力Pm參考雙級壓縮制冷系統的方法來確定,即高壓級壓比等于低壓級壓比:

式中:

β ——壓比。

因此,本文中間壓力的確定按如下公式:

在低壓壓縮流程中,Pm是壓縮機出口壓力,即吸收壓力,在高壓壓縮流程中,Pm是壓縮機進口壓力,即發生壓力。高、低壓壓縮流程與單級氨水吸收式制冷循環相比,溶液的放氣范圍增大,循環倍率降低,加熱量減小;但同時由于系統增設了壓縮機,系統的耗功亦有所增加,而且隨著中間壓力的變化,高、低壓壓縮流程中的壓縮機耗功是不同的,同時吸收循環耗熱量也是不同的。因此,在評價吸收/壓縮復合制冷循環性能時,為了能將壓縮機耗功與吸收循環所耗熱能從能量品味上統一起來,本文將壓縮機耗電折算成當量熱耗量,從系統一次用能消耗角度對其進行了性能分析。

3.1.1 蒸發溫度對一次用能的影響

圖2表示在Th=140 ℃,Tw=32 ℃時,兩種流程壓縮機當量熱耗量、熱源耗熱量和一次用能量隨蒸發溫度的變化情況。從圖中可以看出,隨著蒸發溫度的降低,兩流程中壓縮機當量熱耗量,吸收循環熱源耗熱量都不斷增大。因此,導致兩流程中一次用能總量隨著蒸發溫度的降低而增大。此外,高壓壓縮流程中僅吸收循環熱源耗熱量比低壓流程中一次用能總量還要大。這是由于在相同的運行工況下,兩流程具有相同的壓比,因此兩流程壓縮機當量熱耗量相差很小;而在吸收循環中,如圖3所示,高壓壓縮流程的循環倍率和精餾熱負荷要始終高于低壓壓縮流程。因此,由式(3)計算可得,低壓壓縮流程吸收循環熱源耗熱量明顯低于高壓壓縮流程。在蒸發溫度為-20 ℃時,高壓流程中僅吸收循環熱源耗熱量就達到 2,182.33 kJ/kg,而低壓壓縮流程一次用能總量才為2,155.81 kJ/kg,因此如圖2所示,高壓壓縮流程一次用能量要高于低壓壓縮流程。

3.1.2 熱源溫度對一次用能的影響

在Te=-20 ℃,Tw=32 ℃時,由式(9)計算所得的中間壓力Pm=0.52 MPa。圖4表示在上述設計工況下,熱源溫度變化對兩種流程的壓縮機當量熱耗量、熱源耗熱量和一次用能量的影響。從圖中可以看出,當中間壓力不變時,熱源溫度的變化對壓縮機當量熱耗量幾乎沒有影響,這是因為熱源溫度的變化只會影響到吸收循環中發生終了溶液的濃度,對壓縮機進出口參數幾乎沒有影響。當熱源溫度低于110 ℃時,隨著熱源溫度的降低,兩種流程中吸收循環的耗熱量將逐漸增加,且當熱源溫度低于某一值時,耗熱量將急劇增大。若再降低熱源溫度,兩流程種吸收循環溶液的放氣范圍將減小至0,此時理論上氨水吸收/壓縮復合制冷循環己無法正常工作。故在圖示工況下,低壓壓縮流程的最低驅動熱源溫度不能低于90 ℃,而高壓壓縮流程不能低于95 ℃。當熱源溫度高于 110 ℃后,隨著熱源溫度的升高,兩種流程吸收循環熱源耗熱量基本保持不變,并略有增大的趨勢。這是由于隨著熱源溫度的提高,從溶液中發生出來的氣體中水蒸氣的含量增加,導致精餾負荷緩慢增加。因此,在給定工況下,存在一個最佳熱源溫度,使得兩流程的一次用能最少。

圖2 q隨蒸發溫度Te的變化 (Th=140 ℃,Tw=32 ℃)

圖3 qRC和f隨蒸發溫度Te的變化 (Th=140 ℃,Tw=32 ℃)

圖4 q隨熱源溫度Th的變化(Te=-20 ℃,Tw=32 ℃,Pm=0.52 MPa)

3.1.3 冷卻水溫度對一次用能的影響

圖5表示在Th=140 ℃,Te=-20 ℃時,冷卻水溫度變化對兩種流程壓縮機當量熱耗量、熱源耗熱量和一次用能的影響。從圖中可以看出,兩流程中一次用能總量隨著冷卻水溫度的升高而增大,且高壓壓縮流程的一次用能總量始終高于低壓壓縮流程。這是由于冷卻水溫度的升高會直接引起冷凝壓力增大和吸收循環中吸收終了溶液濃度的降低。由式(8)和(9)可知,當蒸發溫度一定時,冷凝壓力的增大會引起系統壓比的升高和中間壓力的增大,因此兩流程中吸收循環發生終了溶液濃度隨冷卻水溫度的升高而間接增大。結果使得兩流程中溶液的放氣范圍減小,循環倍率不斷增加,熱源耗熱量增大;而系統壓比的增大,使得兩流程中壓縮機當量熱耗量有所增加。此外,當冷卻水溫度為 32 ℃時,低壓壓縮流程熱源耗熱量是壓縮機當量熱耗量的 3.9倍左右;而在高壓壓縮流程,熱源耗熱量是壓縮機當量熱耗量的4.9倍左右。因此,吸收循環熱源耗熱量對系統性能的影響要大于壓縮機當量熱耗量的影響。

圖5 q隨冷卻水溫度Tw的變化 (Th=140 ℃,Te=-20 ℃)

3.2 變工況條件下兩種流程與單級氨水吸收流程的性能系數比較

與單級氨水吸收流程相比,吸收/壓縮流程可以顯著增大系統溶液的放氣范圍、減少循環倍率、提高氨水吸收式制冷循環的性能系數。但在相同的設計工況下,高低壓壓縮流程能否都取得高于單級氨水吸收流程的性能系數,高低壓壓縮流程和單級吸收流程分別更適合于哪種設計工況,本文對此做了研究。

3.2.1 蒸發溫度對性能系數的影響

圖6表示在Th=140 ℃,Tw=32 ℃時,單級氨水吸收流程的性能系數與中間壓力按式(9)計算時高低壓壓縮流程的性能系數隨蒸發溫度的變化規律。如圖8可以看出,三種流程的性能系數隨著蒸發溫度的升高而不斷增大,低壓壓縮流程的性能系數始終高于高壓壓縮流程和單級氨水吸收流程。在相同的設計工況下,當蒸發溫度低于-25 ℃時,單級氨水吸收流程己經無法實現,而高低壓壓縮流程仍可以正常工作,且能保持較高的性能系數。當蒸發溫度大于-15 ℃時,高壓壓縮流程的性能系數己經明顯低于單級氨水吸收流程的性能系數。這是因為與單級氨水吸收流程相比,壓縮機的加入使得高壓壓縮流程吸收循環熱源耗熱量減小的量小于壓縮機當量熱耗量。因此與單級氨水吸收流程相比,高壓壓縮流程的優勢只有在蒸發溫度較低的時候才能發揮出來。

圖6 COP隨蒸發溫度Te的變化 (Th=140 ℃,Tw=32 ℃)

3.2.2 熱源溫度對性能系數的影響

圖7表示在Te=-20 ℃,Tw=32 ℃時,單級氨水吸收流程的性能系數與高低壓壓縮流程的中間壓力Pm=0.52 MPa時的性能系數隨熱源溫度的變化規律。如 4.1.2節討論的那樣,高低壓壓縮流程的性能系數隨著熱源溫度的升高,均呈現出先增大到某一值后又開始緩慢減小。因此,存在一個最佳熱源溫度使得吸收/壓縮流程的性能系數取得最大值。此外,從圖中還可以看出,當熱源溫度低于135 ℃時,單級氨水吸收流程己無法實現,而吸收/壓縮流程仍可保持較高的性能系數;當熱源溫度高于150 ℃,高壓壓縮流程的性能系數己明顯低于單級氨水吸收流程的性能系數。因此,與單級氨水吸收流程相比,氨水吸收/壓縮復合制冷循環能顯著降低驅動熱源的溫度。

圖7 COP隨熱源溫度Th的變化(Te=-20 ℃,Tw=32 ℃,Pm=0.52 MPa)

3.2.3 冷卻水溫度對性能系數的影響

圖8表示在Th=140 ℃,Te=-20 ℃時,單級氨水吸收流程的性能系數與中間壓力按式(9)計算時高低壓壓縮流程的性能系數隨冷卻水溫度的變化規律。從圖中可以看出,在給定工況下,隨著冷卻水溫度的升高,高低壓壓縮流程和單級氨水吸收流程的性能系數都不斷減小;單級氨水吸收流程性能系數的下降速率要快于吸收/壓縮流程。這是由于在相同的設計工況下,隨著冷卻水溫度的升高,冷凝壓力不斷增大,致使單級流程放氣范圍迅速減小,耗熱量急劇增加;冷卻水溫度超過 32 ℃時,單級氨水吸收流程己經無法實現。當冷卻水溫度低于27 ℃后,高壓壓縮流程的熱力系數己經明顯低于單級氨水吸收流程,而低壓壓縮流程仍保持較高的熱力系數。因此,吸收/壓縮流程可適用于冷卻水溫稍高的場合,且低壓壓縮流程的熱力學性能始終要優于高壓壓縮流程。

圖8 COP隨冷卻水溫度Tw的變化 (Th=140 ℃,Te=-20 ℃)

4 結論

通過以上分析和比較,得出以下四點結論。

1) 在給定工況下,氨水吸收/壓縮復合制冷循環中壓縮機當量熱耗量對循環熱力性能的影響要比熱源耗熱量對循環的影響小;高、低壓壓縮流程中壓縮機當量熱耗量兩者相差不大,而高壓壓縮流程一次用能量要高于低壓壓縮流程的一次用能量。

2) 在給定中間壓力時,氨水吸收/壓縮復合制冷循環的性能系數,隨著蒸發溫度的升高而增大,隨著冷卻水溫度的升高而減小,而熱源溫度對性能系數的影響存在一個最佳值,當熱源溫度高于此值時,性能系數略有下降的趨勢。

3) 在相同的設計工況下,低壓壓縮流程的性能系數要高于高壓壓縮流程和單級氨水吸收流程;而對于高壓流程而言,總存在一個臨界狀態點,當蒸發溫度和熱源溫度低于其相應的臨界點,冷卻水溫度高于相應的臨界點時,高壓壓縮流程才能體現出比單級氨水吸收流程更好的熱力學性能。

4) 與高壓壓縮流程和單級氨水吸收流程相比,低壓壓縮流程更適用于所需制冷溫度較低、冷卻水溫度稍高且有大量低品位余熱的場合,拓寬了氨水吸收式制冷的應用范圍。

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Performance Analysis of Ammonia-water Absorption/Compression Combined Refrigeration Cycle with Compressor Set on High/Low Pressure Areas

BAO Shuai-yang*, DU Kai, CHU Yun-xiao, WU Yun-long, E Wen-ji
(School of energy and environment, Southeast University, Nanjing, Jiangsu 210096, China)

In view of the different ways in the ammonia-water absorption/compression combined refrigeration (AWA/CCR) cycle, combining the Schulz state equation of the ammonia-water solution, the theoretical analysis and calculations on two combination ways, by adding the compressor in the high-pressure area and in the low-pressure area, are conducted, respectively. The effects of several factors, including the evaporation temperature Te, heat-source temperature Th, the cooling water temperature Twand intermediate pressure, on the equivalent heat consumption in compression qCWand heat consumption in heat-source qG, are analyzed under the two combined configurations , and compared with the the single-stage ammonia-water absorption cycle on coefficient of performance (COP).The results show that the effect of the equivalent heat consumption in compression on COP is less than that of the heat consumption in heat-source. Besides, the compressor set in the high-pressure area uses more energy than that in the low-pressure area. Under the given intermediate pressure, there is an optimum heat-source temperature corresponding to the maximum COP of the AWA/CCR cycle. With any temperature parameter changes, it always exits a critical point in which the COP of the combined refrigeration cycle with the compressor set in high-pressure area lower than that of the single-stage ammonia-water absorption cycle. Moreover, the compressor in the low-pressure area is superior to that in the high-pressure area and that in the single-stage ammonia-water absorption cycle with respect to the COP.

Ammonia-water absorption; Compression refrigeration; Combined refrigeration cycle; COP

10.3969/j.issn.2095-4468.2014.03.205

*鮑帥陽(1990-),男,助理工程師,碩士。研究方向:氨水吸收式制冷機、納米流體等。聯系地址:江蘇省南京市四牌樓2號東南大學能源與環境學院動力樓405室,郵編:210096。聯系電話:15150566770。E-mail:bao1990yang@163.com。

國家自然科學基金(51176029)

本論文選自2013中國制冷學會學術年會論文。