固體吸附式制冷系統制冷劑的解吸特性

劉佳星，季旭，李明，李海麗，范榮康，許強強

（云南師范大學太陽能研究所，云南 昆明 650500）

固體吸附式制冷系統制冷劑的解吸特性

劉佳星，季旭，李明，李海麗，范榮康，許強強

（云南師范大學太陽能研究所，云南 昆明 650500）

搭建了以活性炭-甲醇為工質對的單床吸附式制冷實驗系統，對圓柱形吸附管內的吸附劑在不同解吸溫度和不同解吸時間條件下的解吸量進行實驗研究。解吸溫度分別為84、89、94℃，解吸時間分別為4、5、6、7 h。實驗結果表明，解吸溫度、解吸時間和制冷劑的解吸量對吸附式制冷系統制冷循環性能有著重要影響。在熱源溫度為84℃加熱時間4 h時，系統的制冷性能系數COP最小為0.053。系統在解吸溫度為94℃，解吸時間為6 h時，系統的制冷性能系數COP最大為0.19，此時的解吸溫度和解吸時間為最佳解吸溫度和解吸時間。繼續增加解吸時間，解吸量的增長率小于耗能的增長率，COP減小。

吸附式制冷；活性炭-甲醇；解吸量；COP；吸附；解吸

引 言

吸附式制冷是一種以低品位熱能驅動的節能環保型綠色制冷技術，利用吸附劑與制冷劑之間可逆物理反應的熱效應實現制冷。吸附式制冷技術因能有效利用工業廢熱和太陽能等低品位熱源受到了廣泛關注[1-4]。

固體吸附式制冷系統的工作性能與吸附制冷工質對、吸附床傳熱傳質及系統熱力學循環方式等因素緊密相關[5]。制冷效率低是制約吸附制冷技術發展的一個重要問題，也是限制其走向市場的主要因素。Amir等[6]優化了吸附床翅片管傳熱傳質的結構，以提高制冷性能。Wang等[7]對吸附式制冷也做了大量的研究，研制了將供熱水與制冷結合起來的太陽能熱水器冰箱復合機。Li等[8]對翅片式冷管進行了結構優化和性能分析，新型結構的翅片式吸附床不僅增強了傳熱傳質能力，而且縮小了吸附床各個部分之間的溫差。許多吸附式制冷研究主要集中的區域是開發新型高效吸附工作對[9]。Headley等[10]搭建了一套槽式聚光集熱器提供能量的太陽能吸附式制冷系統，其COP能夠達到0.02。Sumathy等[11-12]設計了一個基于甲醇/活性炭工質對的單一平板集熱器的太陽能吸附式制冰機，可生產4～5 kg冰，系統的COP為0.10～0.12。Boubakri[13]用特定的測試方法對甲醇/活性炭工質對的太陽能吸附式制冰機進行了實驗，得到在解吸階段有一部分冷凝的甲醇蒸氣蒸發很顯著。他給制冰機配備了一個單一的換熱器，既當做冷凝器又當做蒸發器來用，還為集熱器配有通風百葉窗，加強其夜間冷卻的能力。這種新的系統顯著降低了生產成本，并且它的性能比預期提高了 10%，COP可以達到 0.12。Hildbrand等[14]介紹了一種新的太陽能吸附式制冷系統，該系統工質對選用的是硅膠和水，冷凝器采用風冷（自然對流）進行散熱，太陽能集熱器的總面積為2 m2。在瑞士的伊韋爾東進行了68 d的實驗，結果表明周圍環境的條件對系統性能有著重要的影響，其COP可以達到 0.16。Fadar等[15]提出了一種吸附式制冷系統的數值研究，包括雙吸附床和拋物槽式太陽能集熱器（PTC）。選定的活性炭作為吸附劑和氨水作為制冷劑。研究證明這樣的系統可以實現預期的性能并能夠克服太陽能吸附式制冷的間歇性。結果表明系統的制冷循環COP達到0.43，然而其總的太陽能COP可能達到0.18。

在系統循環吸附/解吸的運行過程中，冷凝溫度和吸附床的加熱溫度對系統有影響，尤其是加熱吸附床的熱源提供的解吸溫度對系統性能有著顯著的影響。Hong等[16]對吸附式制冷機翅片管的傳熱傳質機制性能進行了數值分析。熱水的溫度和翅片的厚度是影響制冷性能系數（COP）和比制冷功率（SCP）的主要參數。Mitsuhiro等[17]的研究表明系統性能隨著吸附式制冷機的熱水溫度的升高略有增強。Li等[18]對吸附式制冷系統進行石英燈模擬太陽輻射實驗，實驗表明各個子系統的溫度和壓力是模擬系統的重要參數。Li等[19]提出了一種由氯化鋇和膨脹石墨制成的新型復合吸附劑，用于太陽能熱化學吸附制冷系統，對復合吸附劑材料的傳熱與吸附特性進行了研究，實驗結果表明，該化學復合吸附劑可以有效地利用太陽能或低品位的廢熱源，溫度范圍75～90℃，溫度的變化強烈影響系統的性能。Wang等[7]提出了一個太陽能熱水和吸附式制冷的混合系統，用2 m2的太陽能集熱器收集太陽能，產生84～100℃的熱水作為活性炭/甲醇吸附式制冷機的熱源溫度，每天晚上吸附制冷可以生產出 3.0～8.7 kg的冰，該系統的太陽能制冷 COP可以達到0.04，并且系統的熱效率η為0.35～0.38。Khattab[20]描述了一個結構簡單、低成本的太陽能吸附式制冷模塊，其吸附質對采用國產活性炭和甲醇，冬天時吸附床的溫度在100℃以上加熱5 h，最高溫度可以達到120℃，夏天時吸附床在加熱溫度為133℃下加熱6 h，每天的冰產量為6.9和9.4 kg·m?2，凈太陽能 COP在冬天和夏天時分別為 0.136和 0.159。Kiplagat等[21]提出了用于太陽能吸附式制冰機的膨脹石墨粉和氯化鋰鹽制成的強化復合材料，在不同的溫度條件下測試吸附劑吸附和解吸的性能，在吸附階段，在蒸發溫度為?5～?10℃和吸附溫度為25～35℃條件下，30 min內將有超過75%氯化鋰和氨水吸附合成在一起，在解吸階段，在熱源溫度在75～80℃和冷凝溫度在25～35℃的條件下，將可能有80%氨水解吸出來，在不同的循環條件下，計算理論性能系數（COP）近似于 0.47。Wang等[22]提出了一種結合加熱和吸附式制冷的循環，該系統由電加熱進行測試，把120 kg的水從22℃加熱到92℃，可以制出9 kg的?1.5℃的冰，計算得到系統的COP為0.0591，制冷循環的的COP為0.4。Wang等[23]研究了一個兩級吸附式冷凍機，其熱源溫度低于100℃，COP和SCP隨熱源溫度的增加而增大。Khattab[24]建立了一個數學模型用于模擬和優化太陽能吸附式制冷模塊的性能，該模塊的固體吸附質對為國產的活性炭和甲醇，這個模型說明了該模塊吸附床內傳熱傳質的原因，研究了在吸附床內使用鋼添加劑和在吸附床上使用玻璃殼的影響，研究發現當鋼添加劑的質量與活性炭的質量比為33%時，甲醇的解吸量的變化范圍從最熱月份時的 3%到最冷月份的19%，這種改善在寒冷月份比熱的月份更明顯，結果顯示年平均制冰量從每天0.23 kg增加到0.25 kg，吸附床的年平均效率從 55.2%增長到58.5%，并且年平均凈COP從0.146增加到0.1558。Khairul等[25]研究發現COP和制冷機效率的增長需要很長的吸附/解吸循環周期，然而一段時間后，COP和制冷機效率已經增長到臨界值。可以認為制冷劑被解吸到最大量，解吸時間的增加不能使解吸量增加。

從大量的研究結果來看，雖然許多先進的吸附式制冷循環具有良好的特性，但基于這些循環的吸附式制冷系統的性能并未達到實際應用的要求，有些循環到目前為止尚未在實際系統中得到應用。分析這些研究工作發現，絕大多數工作從熱力分析的角度對吸附式制冷循環的特性進行分析，而忽略了實現這些循環所必需的理論條件，以及這些條件對實際系統的要求，從而導致系統設計過程中的盲目性。因此，根據吸附式制冷系統中各部件的一些結構參數對系統性能的影響關系，分析提高吸附式制冷系統設計和運行性能的正確途徑，探索吸附式制冷系統的操作調節方法，是很有必要的。因此，本文將在這種思想指導下，研究得到吸附式制冷系統中制冷劑的解吸量、速度與系統的傳熱傳質特性等的關系。對于吸附式制冷系統的研究，主要從實驗所得數據上對各種循環進行了研究和分析，著重研究了各種循環參數對循環特性的影響。

本文研究了不同的解吸溫度和解吸時間對系統循環制冷劑解吸量和系統制冷性能的影響，為了達到熱源溫度的控制，建成了一套新型的水浴固體吸附式制冷系統，對其傳熱性能進行了實驗，吸附床在解吸階段被熱水加熱，水浴加熱具有能量儲存和穩定能量輸出的作用[26]。水的熱能來源于電加熱，熱源溫度最大只能達到水的沸點。

1 實驗系統

1.1 系統組成

如圖1所示，實驗系統包括以下部分：吸附床、保溫水箱、壓力表、真空閥、冷凝器、水閥、儲液瓶（2.5 L）、蒸發器、冷水槽和保溫箱。系統中不銹鋼保溫水箱長寬高分別為 1.3、0.4、0.65 m，水箱壁夾層保溫材料為聚氨酯，外部再覆蓋保溫棉，進行雙層保溫。吸附床置于保溫水箱水浴中，由多組圓柱吸附管組成，具有良好的傳熱傳質性能[7]。保溫水箱的水量為 117.26 kg。吸附管外表面的底端、中心及上端位置各均勻布置了PT100鉑電阻溫度計。冷凝器、蒸發器和環境溫度也由PT100電阻溫度探頭測量，其精度在±0.2℃。溫度探頭測量的數據由TRM-2型太陽能熱水測試儀采集，每1 min自動記錄一次。玻璃儲液瓶安裝于冷凝器和蒸發器之間，通過真空閥控制使解吸出的制冷劑先存儲于瓶中。瓶外壁刻有標度，精度為0.005 L，用于讀出解吸出的制冷劑量。

圖1 固體吸附式制冷系統Fig. 1 Solid adsorption refrigeration system

1.2 系統描述

系統工作循環由解吸和吸附兩種過程組成。

解吸過程：在保溫水箱和冷凝器中注入定量冷水，關閉儲液瓶和蒸發器間的真空閥，打開電加熱器加熱保溫水箱里的冷水。吸附床從水浴中吸熱升溫，達到解吸起始溫度后開始解吸。吸附床中解吸出的甲醇蒸氣在冷凝器中換熱而被冷凝成液態甲醇。冷凝的甲醇流入用于度量的儲液瓶。解吸完成后打開儲液罐和蒸發器間的真空閥，甲醇全部流入蒸發器。

吸附過程：放掉保溫水箱里的熱水和冷凝器里的冷卻水，將保溫水箱注入冷水。吸附床冷卻降溫。吸附床內壓力達到蒸發壓力后，甲醇蒸發并被吸附床里的活性炭吸附。甲醇蒸發過程吸熱，帶走水槽中冷水的熱量。

實驗開始前，將系統抽真空至?0.085 MPa，打開吸附床與冷凝器間的真空閥和儲液瓶與蒸發器間的真空閥，使吸附床和甲醇容器等互相連通，關閉其他的真空閥門。若真空度能保持24 h以上不變,可確信系統密封良好。

打開電加熱器使吸附床升溫至所要測試的不同的加熱溫度，吸附床中甲醇隨著吸附床溫度的升高逐漸開始解吸，真空表的壓力也逐步上升。記錄不同解吸溫度和解吸時間下甲醇的解吸量。實驗工況為：冷卻水平均溫度為 20℃；熱水平均溫度 T2為84、89、94℃；解吸時間t2為維持平均溫度的時間分別為7、6、5和4 h。

2 基本理論

判定系統性能的好壞是用制冷系數COP，一般用系統的制冷量 Qref與系統解吸時吸收的熱量 Qh之比來表示

2.1 系統吸收的熱量

系統吸收的熱量Qh由以下幾部分組成：系統整個過程的散熱量 Q,加熱吸附床的熱水所消耗的熱量Q3，整個過程加熱所消耗的熱量Q4

2.2 系統散熱量

系統在加熱解吸過程中，系統散熱量為吸附床外保溫水箱向外界所散發的熱量 Q。系統的散熱量由兩部分組成，水從初始溫度加熱到指定解吸溫度階段系統保溫水箱的散熱量Q1，水加熱到指定解吸溫度后持續加熱時間內系統保溫水箱的散熱量Q2

式中，L、W、H分別為保溫水箱的長、寬、高，1.3、0.4、0.65 m；ΔT為水從初始溫度加熱到指定解吸溫度，此階段的平均溫度，℃；T1為水從初始溫度加熱到指定解吸溫度，此階段室外的平均氣溫，℃；T2為指定的解吸溫度，℃；T3為水的初始溫度，℃；T4為加熱到指定解吸溫度后持續加熱時間內室外的平均溫度，℃；δ1、δ2、δ3、δ4分別為保溫水箱箱體鋼板的厚度、保溫水箱四周兩層鋼板間聚氨酯保溫材料的厚度、保溫水箱外面包裹的保溫棉的厚度、保溫水箱頂層兩層鋼板間聚氨酯保溫材料的厚度，0.002、0.05、0.025、0.08 m；λ1、λ2、λ3分別為鋼板、聚氨酯、保溫棉的熱導率，73.3、0.024、0.022 W·(m·K)?1；t1為水從初始溫度加熱到指定解吸溫度的時間，s；t2為加熱到指定解吸溫度后持續加熱的時間，s；q1為水從初始溫度加熱到指定解吸溫度保溫水箱四周表面的熱通量，J·m?2·s?1；q2為水從初始溫度加熱到指定解吸溫度保溫水箱上表面的熱通量，J·m?2·s?1；q3為水加熱到指定解吸溫度后持續加熱時間內保溫水箱四周表面的熱通量，J·m?2·s?1；q4為水加熱到指定解吸溫度后持續加熱時間內保溫水箱上表面的熱通量，J·m?2·s?1；φ1為水從初始溫度加熱到指定解吸溫度保溫水箱的熱流量，J·s?1；φ2為水加熱到指定解吸溫度后持續加熱時間內保溫水箱的熱流量，J·s?1。

2.3 加熱吸附床的熱水所消耗的熱量

加熱吸附床的熱水所消耗的熱量由兩部分組成，一部分為水的顯熱消耗的熱量，一部分是加熱導致水蒸發所消耗的潛熱

式中，c1為水的比熱容，4.2×103J·(kg·℃)?1；m1為保溫水箱最終剩余水的質量，kg；T2為指定的加熱溫度，℃；T3為水的初始溫度，℃；m2為保溫水箱的水在加熱過程中變成水蒸氣的質量，kg；r為水的汽化潛熱，2273.6 kJ·kg?1。

2.4 整個過程加熱所消耗的熱量Q4

式中，P為加熱器的功率，W；t為加熱器加熱的時間，s。

2.5 系統的制冷量

本系統運行中，通過對甲醇解吸量的分析來計算系統的制冷量

式中，m4為解吸的甲醇的質量，kg；ρ為甲醇的密度，0.7934 kg·L?1；V為甲醇的解吸量，L；Qeva為甲醇的蒸發熱，1168.56 kJ·kg?1。

3 實驗結果與討論

3.1 解吸溫度在相同解吸時間內對系統性能的影響

3.1.1 解吸溫度對甲醇解吸量的影響 圖2是解吸溫度分別為84、89和94℃時，吸附床溫度和解吸量隨時間的變化。解吸時間指從初始溫度加熱到相應換熱流體溫度后維持此換熱流體溫度的時間。圖2(a)～(d)對應的解吸時間分別為7、6、5和4 h。圖中，加熱開始時溫度一般在30℃左右。加熱初始階段，無制冷劑被解吸，解吸熱為零，輸入的熱量全部用于吸附床的升溫，因此吸附床的溫度上升較快。解吸過程一般在換熱流體溫度加熱到69℃左右開始。此時，吸附床開始解吸，由于解吸需要熱，吸附床的升溫變慢，甲醇解吸量不斷增加。

相同解吸時間內的甲醇解吸量隨解吸溫度增加而增大。吸附床內甲醇的解吸量在相同的解吸時間內隨解吸時間先緩慢增大，然后迅速增大，最后又緩慢增大逐漸趨于一個定值。開始緩慢增大是由于解吸溫度太低導致解吸量增加太少，然后迅速增大是由于解吸溫度升高足以提供吸附床解吸所需要的能量，吸附床大量解吸，最后解吸量又緩慢增加是由于圓柱形吸附床外圍的制冷劑基本被解吸完，而吸附床中心部分的制冷劑由于傳熱傳質的影響解吸量很少，因此解吸量增加緩慢。在解吸溫度為94℃時，解吸量隨解吸時間達到最大值3.875 L。在解吸溫度為 89℃時，解吸量隨解吸時間達到最大值3.25 L。在解吸溫度為84℃時，解吸量隨解吸時間達到最大值3.025 L。隨著解吸的繼續進行，在3種解吸溫度下，系統制冷劑的解吸量基本保持不變。3種溫度曲線在設定的解吸溫度94、89和84℃下有輕微的波動，是因為加熱器的間歇加熱造成的，加熱器間歇加熱是為了控制解吸溫度。當解吸溫度達到94、89和84℃時，關閉電加熱器。由于保溫水箱的散熱和吸附床解吸時消耗熱量，導致吸附床的溫度在逐漸降低，當吸附床的溫度低于相應設定的解吸溫度時，再次打開電加熱器。

圖2 不同解吸溫度下解吸量隨時間的變化Fig.2 Variation of desorption volume with time under different desorption temperatures

在完成對應的解吸時間后停止加熱，解吸過程也相應進行停止，立即將熱水從保溫水箱送入儲熱水箱，然后給保溫水箱內灌入冷水直到淹沒吸附床，冷水用來冷卻吸附床。3種換熱流體溫度會迅速下降，由于冷水與吸附床進行換熱來冷卻吸附床，所以吸附床的溫度不會降到與18℃的冷水相同，一般保持在22℃左右。吸附床開始吸附解吸出來的甲醇，蒸發器里的甲醇蒸發與蒸發器進行換熱來制冷。

圖3顯示了在蒸發吸附階段，蒸發器在7 h的解吸時間內解吸的甲醇在蒸發時溫度隨時間的變化。從3種蒸發溫度曲線上可以看出蒸發器的溫度會迅速下降到 5℃左右，然后會迅速反彈到 0℃以上，這是由于過冷度的影響。當溫度反彈到 0℃以上后，吸附繼續進行，蒸發器的溫度繼續逐漸降低，當蒸發器的溫度降低到最低點時也就是吸附制冷量等于吸附熱，然后蒸發器的溫度會隨時間逐漸緩慢增大。當蒸發器里的制冷劑被充分吸附完后，吸附過程結束。

圖3 蒸發器的溫度隨時間的變化Fig.3 Variation of evaporator temperature with time

蒸發器達到的最低溫度是在 94℃的解吸溫度并且解吸時間為7 h時可以達到?5.4℃。溫度達到冰點以下這么多是由于在解吸階段解吸的制冷劑的量很充足。此階段制冷劑的解吸量最大可以達到3.875 L，但是在解吸時間為6 h時制冷劑的解吸量都可以達到 3.775 L，由此可以看出在解吸溫度為94℃并且解吸時間為6 h時，系統制冷劑的解吸量基本達到最大量，隨著加熱繼續，制冷劑解吸量增加很少，從圖3解吸量曲線上可以看出解吸量逐漸趨于平緩。

圖4顯示了解吸時間為7 h時，在蒸發吸附階段，浸泡蒸發器的冷水槽中冷水的溫度隨時間的變化。從3種蒸發溫度曲線上可以看出冷水槽中水的溫度會迅速下降到0℃以下，再迅速反彈到0℃或者0℃以上，這是由于過冷度對系統的影響，由于剛開始吸附比較快，降溫太快，來不及形成晶核，會使水在 0℃以下仍不結冰，真正的相轉變溫度發生在理論相轉變溫度之下，這才使得水溫會到 0℃以下，這時水才開始結冰，結冰時溫度會回到0℃，然后下降到一個最低的溫度維持一段時間后，在解吸溫度為94℃并且解吸時間為7 h時，最低溫度為?6.9℃。由于散熱損失，水的溫度繼續隨時間逐漸升高。

圖4 冷水的溫度隨時間的變化Fig.4 Variation of cold water temperature with time

3.1.2 解吸溫度對系統COP的影響 由圖5可以看出在解吸溫度為 94℃并且解吸時間為 6 h系統的COP最大為0.19。在相同的解吸時間不同的解吸溫度時，隨著解吸溫度的增大，系統COP也在不斷增大。但是在解吸時間為7 h時，解吸溫度為94℃的系統COP最小，是由于實驗這天外界環境溫度太低并且解吸溫度已經達到水的沸點，水的蒸發量增大以及保溫水箱的散熱，導致散熱量過大，使得不能間歇控制加熱器加熱，而是要一直打開加熱器加熱，這樣系統整個過程加熱水所消耗的熱量Q5就很大，導致系統COP最小。在系統的解吸時間為6 h，各種解吸溫度的系統COP都分別最大，繼續加熱解吸到解吸時間為7 h，系統在各種解吸溫度的COP都減小。由于系統吸附床的解吸量在解吸時間為 6 h后繼續加熱，系統的解吸量增加很小而系統吸收的熱量Qh的增量基本不變，所以導致系統的COP繼續隨著解吸時間的增加反而減小。因此系統的COP在解吸時間為6 h時為最佳解吸溫度，由于是水浴加熱溫度不能大于94℃，則系統在解吸溫度為94℃時為最佳解吸溫度。

圖5 系統COP隨解吸時間的變化Fig.5 Variation of system COP with desorption time

3.2 解吸時間對系統性能的影響

3.2.1 解吸時間對甲醇解吸量的影響 從圖2中4種解吸時間的解吸量變化可以看出在94、89和84℃3種解吸溫度下，其解吸量分別隨解吸時間逐漸增大，當解吸時間到6 h后解吸量的增量急劇減小，圖2(a)中3種解吸量曲線顯示了解吸量從解吸時間4 h到解吸時間6 h都是近似呈線性增大，而在解吸時間6 h到解吸時間7 h，3種解吸量曲線都趨于平緩。說明解吸量已經達到臨界值，繼續加熱不能提高系統性能，只能繼續耗能。解吸量在開始加熱時都為零，由于開始加熱的熱量都用于吸附床自身溫度的升高，在解吸溫度為69℃左右解吸開始，解吸量增長緩慢，因為解吸溫度未達到所要控制的解吸溫度，解吸制冷劑得到的熱量太少。而在解吸開始后（約3 h后），吸附床逐漸達到控制的解吸溫度，解吸制冷劑的熱量足以大量解吸甲醇，在解吸時間內解吸量隨時間近似呈線性急劇增加。

3.2.2 解吸時間對系統COP的影響 表1顯示了在解吸溫度為94℃，不同的解吸時間條件下，系統吸收的熱量和解吸的甲醇的制冷量以及系統制冷系數（COP）的變化。從表1和圖5可以看出在3種相同解吸溫度的情況下，系統COP都隨解吸時間先增大然后減小。3種解吸溫度都是在解吸時間為6 h時，系統COP達到最大值。解吸時間繼續增加到7 h，系統的COP反而減小。由于在3種可控的解吸溫度下，溫度基本維持不變，則吸附床由于傳熱傳質性能的影響，外層制冷劑受到足夠的熱量解吸出來，內層的制冷劑由于解吸溫度的影響無法大量解吸出來，因此解吸后期（解吸時間 6 h后）解吸量逐漸減小。在相同解吸溫度的條件下，系統COP的增長率隨解吸時間而增大。

表1 固體吸附式制冷系統吸收的熱量以及COP的變工況參數Table 1 Heat absorbed by solid adsorption refrigeration system and variable working condition parameters of COP

3.3 系統制冷劑理論計算解吸量與實際解吸量的對比

對物理吸附狀態下的平衡吸附而言，單位質量吸附劑對制冷劑的吸附質量x可由建立在吸附理論上的D-A方程來描述[27]

式中，x0為飽和壓力PS（對應制冷劑液體飽和溫度TS）下的最大吸附率，0.238 kg·kg?1；n為工質對的特性參數，1.33；TS為制冷劑液體飽和溫度，298.1 K；T為吸附溫度或者解吸溫度，℃；k為工質對的特性參數，13.30。

式中，ma為吸附劑的質量，16.5 kg；m為吸附制冷循環的制冷劑循環量，kg；x1為制冷循環中與蒸發壓力對應的最大吸附率；x2為制冷循環中與冷凝壓力對應的最大吸附率。

從計算結果和表2可知，當熱源溫度在94℃時，模擬計算的結果能與實驗結果較好地吻合，當熱源溫度為89℃和84℃時，模擬計算的結果與實驗結果的偏差較大，且隨著熱源溫度的降低，偏差逐漸變大。造成這種現象的原因主要在于吸附床在實驗室加熱時，熱源溫度越高越有利于吸附床內部深層的傳熱傳質，因而吸附床溫度在加熱時，熱源溫度越高與按實際工況條件下所擬合出的參數進行理論計算時所得的值越吻合，即實驗工況更具理想狀態，但兩者之間的差值在工程應用的范圍內是可以接受的，故可運用建立模型對實際工況下的太陽能固體吸附式制冷裝置進行動態的模擬分析。影響系統裝置性能的參數很多，且這許多參數又是相互關聯的。

表2 不同熱源溫度下系統解吸量的性能參數Table 2 Performance parameters of system desorption under different heat source temperature

4 結 論

本文分析了固體吸附式制冷系統甲醇解吸量隨加熱解吸溫度、解吸時間的變化情況和基本固體吸附式制冷實驗臺的搭建及其系統運行過程。總結了此吸附式制冷系統實驗樣機的測試結果，為優化吸附式制冷系統提供了參考依據，并得出以下結論。

（1）相同的解吸溫度下，在7、6、5和4 h 4種不同的時間段內進行實驗，得出系統的解吸量總體隨解吸時間的增長呈增長趨勢，在相同的解吸時間內,解吸溫度越高制冷劑的解吸量越大。解吸時間為7 h系統制冷劑解吸量在解吸溫度分別為94、89和84℃時，都是最多的分別為3.875、3.25和3.025 L。但是在6 h時系統的COP在不同的解吸溫度時都是最高的，分別可以達到0.19、0.144、0.124。本系統的最佳解吸時間為6 h。

（2）在相同解吸時間內，在 94、89、84℃ 3種不同的解吸溫度下進行實驗，得到在相同的解吸時間內系統的解吸量總體隨解吸溫度的增加呈增長趨勢，解吸溫度為94℃系統在解吸時間分別為7、6、5和4 h時，都是最大的分別為3.875、3.775、3.375和3.05 L。94℃時系統的COP在不同的解吸時間也基本都是最高的，分別可以達到0.085、0.19、0.12、0.08。本系統的最佳解吸溫度為94℃。本系統采用水浴加熱，在昆明地區水浴加熱的最高溫度只能達到94℃。不同的解吸溫度在解吸時間為6 h后解吸量增加很少，3種解吸溫度的解吸量曲線在解吸時間為7 h時基本趨于平緩。

（3）解吸溫度和解吸時間對甲醇的解吸影響很大，溫度增大加快了甲醇在吸附床中傳熱傳質的速率，有利于甲醇從吸附床中解吸出來?？梢陨钊胙芯肯到y制冷劑（甲醇）的解吸量對制冷量的影響，更好地分析影響制冷量的本質原因，研究活性炭對甲醇吸附解吸的能力。

（4）該固體吸附式制冷系統的蒸發器外圍保溫箱受環境溫度影響很大，尤其是在夜間系統進行吸附制冷時，蒸發器外圍的保溫箱與環境換熱較大，保溫效果不好散熱較大，從而影響了整個系統的制冷效率，因此，在構建固體吸附式制冷系統時要增強各部件之間的協調性，以提高系統的效率。

符 號 說 明

A ——保溫水箱的表面積，m2

c1——水的比熱容，4.2×103J·(kg·℃)?1

H ——保溫水箱的高，0.65 m

h ——保溫水箱的表面傳熱系數，25 W·m?2·K?1

k ——工質對的特性參數，13.30

L ——保溫水箱的長，1.3 m

m ——吸附制冷循環的制冷劑循環量，kg

ma——吸附劑的質量，16.5 kg

m1,m2——分別為保溫水箱最終剩余水的質量、保溫水箱的水在加熱過程中變成水蒸氣的質量，kg

m4——解吸的甲醇的質量，kg

n——工質對的特性參數，1.33

P——加熱器的功率，W

Q——系統整個過程的散熱量，MJ

Qeva——甲醇的蒸發熱，1168.56 kJ·kg?1

Qh——系統吸收的熱量，MJ

Qref——系統的制冷量，MJ

Q1,Q2——不同加熱過程中系統的散熱量，MJ

Q3——加熱吸附床的熱水所消耗的熱量，MJ

Q4——整個過程加熱所消耗的熱量，MJ

Q5——加熱過程中水吸收的熱量，MJ

Q6——加熱過程中變成水蒸氣的水的潛熱，MJ

q——保溫水箱表面的熱通量，W·m?2

r——水的汽化潛熱，2273.6 kJ·kg?1

T——吸附溫度或者解吸溫度，℃

TS——制冷劑液體飽和溫度，298.1 K

T1——水從初始溫度加熱到指定解吸溫度，此階段室外的平均氣溫，℃

T2——指定的解吸溫度，℃

T3——水的初始溫度，℃

T4——加熱到指定溫度后持續加熱時間內，此階段室外的平均溫度，℃

ΔT——水從初始溫度加熱到指定解吸溫度，此階段的平均溫度，℃

t——加熱器加熱的時間，s

t1,t2——分別為水從初始溫度加熱到指定解吸溫度的時間、加熱到指定解吸溫度后持續加熱的時間，s

W——保溫水箱的寬，0.4 m

x——單位質量吸附劑對制冷劑的吸附質量，kg·kg?1

x0——飽和壓力PS（對應制冷劑液體飽和溫度TS）下的最大吸附率，0.238 kg·kg?1

x1,x2——分別為制冷循環中與蒸發壓力對應的最大吸附率、制冷循環中與冷凝壓力對應的最大吸附率，kg·kg?1

δ1, δ2——分別為保溫水箱箱體鋼板的厚度、保溫水箱四周兩層鋼板間聚氨酯保溫材料的厚度，0.002 m, 0.05 m

δ3, δ4——分別為保溫水箱外面包裹的保溫棉的厚度、保溫水箱頂層兩層鋼板間聚氨酯保溫材料的厚度，0.025 m，0.08 m

λ1——鋼板的熱導率，73.3 W·(m·K)?1

λ2——聚氨酯的熱導率，0.024 W·(m·K)?1

λ3——保溫棉的熱導率，0.022 W·(m·K)?1

References

[1]WANG D C, ZHANG J P, YANG Q R, et al. Study of adsorption characteristics in silica gel-water adsorption refrigeration[J]. Applied Energy, 2014, 113: 734-741.

[2]CHOUDHURY B, SAHA B B, CHATTERJEE P K, et al. An overview of developments in adsorption refrigeration systems towards a sustainable way of cooling[J]. Applied Energy, 2013, 104: 554-567.

[3]KARAMANIS D, VARDOULAKIS E. Application of zeolitic materials prepared from fly ash to water vapor adsorption for solar cooling[J]. Applied Energy, 2012, 97: 334-339.

[4]VOYIATZIS E, PALYVOS J A, MARKATOS N C, et al. Heat-exchanger design and switching-frequency effects on the performance of a continuous type solar adsorption chiller[J]. Applied Energy, 2008, 85: 1237-1250.

[5]MWUNIER F. Solid sorption heat powered cycles for cooling and heat pumping applications[J]. Applied Thermal Energy, 1998, 18: 715-729.

[6]AMIR S, MAJID B. Assessment of adsorber bed designs in waste heat driven adsorption cooling systems for vehicle air conditioning and refrigeration[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2014, 30: 440-451.

[7]WANG R Z, LI M, XU Y X, et al. An energy efficient hybrid system of solar powered water heater and adsorption ice maker[J]. Solar Energy, 2000, 68(2): 189-195.

[8]JU X, LI M, FAN J Q, et al. Structure optimization and performance experiments of a solar-powered finned-tube adsorption refrigeration system[J]. Applied Energy, 2014, 113: 1293-1300.

[9]WANG L W, METCALF S J, CRITOPH R E, et al. Development of thermal conductive consolidated activated carbon for adsorption refrigeration[J]. Carbon, 2012, 50: 977-986.

[10]HEADLEY O S, KOTHDIWALA A F, MCDOOM I A, et al. Charcoal-methanol adsorption refrigerator powered by a compound parabolic concentrating solar collector[J]. Solar Energy, 1994, 53: 191-197.

[11]SUMATHY K, LI Z F. Experiments with solar-powered adsorption icemaker[J]. Renewable Energy, 1998, 16: 704-707.

[12]LI Z F, SUMATHY K. A solar powered ice-maker with the solid adsorption pair of activated carbon and methanol[J]. International Journal of Energy Research, 1999, 23: 517-527.

[13]BOUBAKRI A. A new conception of an adsorptive solar-powered ice maker[J]. Renewable Energy, 2003, 28: 831-842.

[14]HILDBRAND C, DIND P, PONS M, et al. A new solar powered adsorption refrigerator with high performance[J]. Solar Energy, 2004, 77 (3): 311-318.

[15]FADAR A E, MIMET A, PéREZ-GARCíA M, et al. Modelling and performance study of a continuous adsorption refrigeration system driven by parabolic trough solar collector[J]. Solar Energy, 2009, 83: 850-861.

[16]HONG S W, AHN S H, KWON O K, et al. Optimization of a fin-tube type adsorption chiller by design of experiment[J]. International Journal of Refrigeration, 2015, 49: 49-56.

[17]MITSUHIRO K, TAKESHI U, RYO F, et al. Cooling output performance of a prototype adsorption heat pump with fin-type silica gel tube module[J]. Applied Thermal Engineering, 2008, 28: 87-93.

[18]LI M, WANG R Z, XU Y X, et al. Experimental study on dynamic performance analysis of a flat-plate solar solid-adsorption refrigeration for ice maker[J]. Renewable Energy, 2002, 27: 211-221. [19]LI T X, WANG R Z, WANG L W, et al. Study on the heat transfer and sorption characteristics of a consolidated composite sorbent for solar-powered thermos chemical cooling systems[J]. Solar Energy, 2009, 83: 1742-1755.

[20]KHATTAB N M. A novel solar-powered adsorption refrigeration module[J]. Applied Thermal Engineering, 2004, 24: 2747-2760.

[21]KIPLAGAT J K, WANG R Z, OLIVEIRA R G, et al. Lithium chloride-expanded graphite composite sorbent for solar powered ice maker[J]. Solar Energy, 2010, 84: 1587-1594.

[22]WANG R Z, XU Y X, WU J Y, et al. Research on a combined adsorption heating and cooling system[J]. Applied Thermal Engineering, 2002, 22: 603-617.

[23]WANG J, WANG L W, LUO W L, et al. Experimental study of a two-stage adsorption freezing machine driven by low temperature heat source[J]. International Journal of Refrigeration, 2013, 36: 1029-1036.

[24]KHATTAB N M. Simulation and optimization of a novel solar-powered adsorption refrigeration module[J]. Solar Energy, 2006, 80: 823-833.

[25]KHAIRUL H, BIDYUT S B, ANUTOSH C, et al. Performance evaluation of combined adsorption refrigeration cycles[J]. International Journal of Refrigeration, 2011, 34: 129-137.

[26]SONG X B, JI X, LI M, et al. Effect of desorption parameters on performance of solar water-bath solid adsorption ice-making system[J]. Applied Thermal Engineering, 2015, 89: 316-322.

[27]TMAINOT-TELTO Z, CRITOPH R E. Adsorption refrigerator using monolithic carbon-ammonia pair[J]. International Journal of Refrigeration, 1997, 20(2): 146-155.

Refrigerant desorption characteristics in solid adsorption refrigeration system

LIU Jiaxing, JI Xu, LI Ming, LI Haili, FAN Rongkang, XU Qiangqiang
(Solar Energy Research Institute, Yunnan Normal University, Kunming 650500, Yunnan, China)

A single-bed adsorption refrigeration experimental system with the working-pair of activated carbon-methyl alcohol was built. And investigations on the effect of desorption temperature and desorption time on the desorption amount of refrigerant in cylindrical adsorption tube were conducted. The desorption temperature was set at 84, 89 and 94℃, and the desorption was last for 4, 5, 6 and 7 h, respectively. The experimental results indicate that desorption temperature, desorption time and the desorption amount of refrigerant had significant effect on the refrigeration recycling performance of the adsorption refrigeration system. The minimum coefficient of performance (COP) of 0.053 was achieved when the heating resource temperature was maintained at 84℃ and the heating time was 4 h. The maximum COP of 0.19 was achieved when the desorption temperature was maintained at 94℃ and desorption time was 6 h. Consequently, 94℃ and 6 h were recommended as the optimal desorption temperature and desorption time. If the desorption time was continuously increased to be more than 6 h, the increasing rate of desorption amount would be less than that of energy consumption, then COP will consequently decrease.

adsorption refrigeration; activated carbon-methyl alcohol; desorption amount; COP; adsorption; desorption

Prof. JI Xu, jixu@ynnu.edu.cn

TK 511+.3

：A

：0438—1157（2017）01—0336—09

10.11949/j.issn.0438-1157.20160843

2016-06-21收到初稿，2016-08-03收到修改稿。

聯系人：季旭。

：劉佳星（1990—），男，碩士研究生。

國家自然科學基金項目（51366014）。

Received date: 2016-06-21.

Foundation item: supported by the National Natural Science Foundation of China (51366014).