機械再壓縮-吸收式制冷系統性能研究

戴翼瑤 朱雪瑩 余延順

南京理工大學能源與動力工程學院

0 引言

隨著社會經濟發展與進步，人們對制冷的需求越來越大。目前常用的蒸氣壓縮式制冷系統采用的氟利昂類制冷劑會對臭氧層造成破壞，使對環境友好的吸收式制冷廣受關注。但常規吸收式制冷系統熱力系數較低，針對以上問題提出了一種機械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統。

Osenbrü ck[1]將壓縮式和吸收式系統結合構成壓縮-吸收式復合循環方案，Altenkirch[2-3]對該復合循環系統進行了理論研究。陳光明[4]等人研究的混合制冷循環將MVR 技術與吸收式制冷相結合，在發生器和冷凝器間支管上串聯壓縮機，系統效率明顯高于傳統吸收式循環，能提高近30%。同時減少了冷卻水消耗，降低了運行成本。曹毅然[5]等人對陳光明等人[4]研究的系統進行了改良，添加了一條支路，通過閥門轉換使系統在太陽能不充足的情況下是單純的壓縮循環，而在太陽能充足時則是與陳光明等人提出的系統相同。Riffat[6]等人提出在發生器和冷凝器間增加壓縮機的吸收式制冷系統，并進行了初步熱力計算發現隨發生溫度的提高，系統性能呈下降趨勢，同時存在系統壓縮機排氣溫度過高的問題。Razmi[7]等人對該系統[6]進行了能量和火用分析，并將其與單效吸收循環進行比較，發現該系統不需要冷凝器且系統性能是傳統吸收式制冷系統的4 倍。

研究表明將MVR 技術與吸收式制冷技術相結合可有效提高吸收式制冷系統的性能，但同時存在壓縮機排氣溫度過高、系統能耗高等問題。鑒于此，本文提出機械再壓縮（MVR）-吸收式復合制冷系統，利用MVR 壓縮排氣作為發生器的驅動熱源，以期降低吸收式制冷系統能耗，提高系統的熱力性能。

1 機械再壓縮-吸收式制冷系統

機械再壓縮-吸收式制冷系統將機械再壓縮（MVR）技術與吸收式制冷相結合，回收發生器閃發蒸汽潛熱，將其壓縮，升壓升溫提高蒸汽品位后為發生器提供熱源，系統原理如圖1 所示。該系統主要由吸收器、發生器、壓縮機、蒸發器、溶液熱交換器、節流閥、溶液泵等組成。

圖1 機械再壓縮-吸收式制冷系統原理圖

稀溶液1 從吸收器經溶液泵、溶液熱交換器進入發生器，在發生器中受熱產生冷劑水蒸汽7，溶液變為濃溶液4 經溶液熱交換器與稀溶液2 換熱、節流后進入吸收器，吸收蒸發器低壓冷劑水蒸氣13 形成稀溶液1。發生器閃發冷劑水蒸汽7 經壓縮機壓縮，升壓后的過熱蒸汽8 進入發生器作為發生器驅動熱源，冷凝后的液態冷劑9 經節流進入蒸發器吸熱氣化成為低壓蒸汽13，實現制冷。

因溶液在發生器受熱而閃發的蒸汽具有一定過熱度，為降低壓縮機吸氣比容、壓縮機排氣溫度及蒸汽壓縮過程的過熱損失，提高系統性能，對壓縮機分別采取吸氣噴液（降低吸氣過熱度）及壓縮機中間噴液冷卻相結合方案，如圖V1、V2 支路，將冷凝出口液體9 一個支路經節流閥V1 節流至11 噴射至壓縮機吸氣管路冷卻壓縮機吸氣，降低吸氣過熱度及吸氣比容。另一支路經節流閥V2 節流后噴入壓縮機中間噴液口，對壓縮過程蒸汽進行中間冷卻，以降低壓縮機排氣溫度，減小壓縮過程的過熱損失。

溶液循環及冷劑循環過程如圖2、3 所示。

圖2 溶液循環過程

圖3 冷劑循環過程

2 機械再壓縮-吸收式制冷系統熱力分析

為分析機械再壓縮-吸收式制冷系統的熱力性能，對系統作如下簡化：

1）系統處于熱平衡和穩定流動狀態。

2）忽略系統中的流動阻力、熱損失和溶液泵功耗。

3）蒸發器、冷凝器出口冷劑為飽和態，發生器、吸收器出口溶液為飽和態。

4）發生器閃發蒸汽與溶液達到熱平衡態，即閃發蒸汽溫度為發生器溶液出口溫度，壓力為發生器液面壓力。

2.1 系統熱力模型

在上述簡化條件下，結合圖1 建立機械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統的熱力計算模型。模型中設定吸收器出口溶液濃度為X1，發生器出口溶液濃度為X4。

1）發生器熱力計算模型

溶液質量守恒：

溶質質量守恒：

式中：msw、ms分別為稀溶液、濃溶液的質量流量，kg/s；mr為冷劑蒸發量，kg/s。

穩態條件下，發生器溶液及冷劑間的能量平衡關系為：

式中：h3、h4、h7、h8、h9分別為對應點比焓，kJ/kg。

其中，發生器溶液表面蒸汽分壓力為發生器出口溶液狀態對應的飽和壓力，即：

閃發蒸汽經壓縮為過熱蒸汽8，在發生器中冷凝為飽和液態9。壓縮機排氣壓力P8為T9對應的飽和壓力，T9為發生器溶液出口溫度和換熱管兩側的傳熱溫差ΔT 之和，即：

2）壓縮機

發生器閃發過熱蒸汽經噴液冷卻為狀態7’進入壓縮機。為進一步降低壓縮機排氣溫度，壓縮機采用中間噴液冷卻方案，即將9 節流至中間壓力后噴入壓縮機噴液口對壓縮過程蒸汽進行中間冷卻至狀態點8s，再經壓縮排出。

T7’為噴液冷卻后的壓縮機吸氣溫度，設定為液面蒸汽壓力對應的飽和溫度和吸氣過熱度之和（取5 ℃），則壓縮機吸氣狀態點為：

壓縮機中間補氣壓力：

根據文獻[8]，壓縮機等熵效率：

式中：h7d’為壓縮機等熵壓縮排氣比焓，kJ/kg；η1為低壓段等熵效率。

中間噴液冷卻后壓縮機高壓段吸氣溫度T8s設定為中間壓力對應的飽和溫度和吸氣過熱度ΔTsr之和（ΔTsr取3 ℃），即：

故由高壓段能量平衡方程求出壓縮機中間噴液量m10：

式中：h8’為壓縮機等熵壓縮排氣比焓，kJ/kg；η2為高壓段等熵效率。

壓縮機耗功W 為兩段壓縮耗功之和，即：

式中：m11、m10分別為壓縮機吸氣噴液量及中間噴液量，kg/s。

壓縮機壓比：

壓縮機吸氣噴液量由能量平衡方程求得：

式中：h9=h10=h11

3）吸收器

濃溶液進入吸收器，吸收蒸發器中出來的低壓制冷劑蒸汽m13后成為稀溶液，釋放吸收熱Qa為：

吸收器稀溶液出口狀態點1 的焓值h1可由T1和X1確定，蒸發器出口狀態點13 的焓值為對應蒸發壓力的飽和蒸汽焓值。吸收器濃溶液進口狀態點6 點焓值為：

4）蒸發器

液態冷劑進入蒸發器，吸熱氣化成低壓制冷劑蒸汽，制冷量為Qe。

蒸發壓力Pe取蒸發溫度下的飽和壓力，即：

5）溶液熱交換器

發生終了高溫濃溶液和吸收終了低溫稀溶液進行熱交換，設溶液熱交換器效率為Φ。其能量平衡方程為：

由T4、X4確定發生器溶液出口狀態點4 點焓值，吸收器出口溶液濃度X1由吸收器出口溶液溫度T1及蒸發壓力Pe確定，發生器溶液進口狀態點3 的焓值可由溫度T3和溶液濃度X3確定，最后由能量平衡方程（27）求出h5：

系統能量平衡方程:W=Qa-Qe

2.2 系統性能評價

將系統熱力系數COP 作為系統性能評價指標。系統COP 定義為系統制冷量與壓縮機耗功之比：

式中：Qe為制冷量，kW；W 為壓縮機功耗，kW。

2.3 模型驗證

為驗證所建模型的可靠性，采用文獻[6]數據對計算結果進行驗證。文獻[6]對以LiBr-H2O 為工質對的機械再壓縮-吸收式制冷系統進行了理論計算。該系統在吸收循環的發生器和冷凝器之間加入壓縮機，以提高系統效率，且去除了冷凝器，如圖4 所示。制冷劑水在點3 處于低壓和高溫狀態下進入蒸發器被蒸發。吸收器中排出的蒸汽制冷劑通過點4 被液態吸收劑吸收并產生熱量。從吸收器中排出的稀溶液在低壓下通過點5 進入熱泵，并在溶液壓力增加后，在點7 被輸送到發生器。然后，制冷劑蒸氣在點1 進入壓縮機，經過壓縮機后進入冷凝器盤管，放出冷凝熱為發生器供熱，濃溶液通過點8 返回吸收器。該系統與本文系統類似，因此本文引用其數據對系統熱力模型進行驗證。在驗證過程中，各狀態點參數均依照文獻進行設定。本文對比了T4=60 ℃和T4=90 ℃時的兩組數據，對比結果如表1、表2。

圖4 單效壓縮-吸收式制冷系統

表1 T4=60 ℃T1=35 ℃Te=5 ℃Libr-H2O 機械再壓縮-吸收式制冷系統熱力計算結果對比

表2 T4=90 ℃T1=35 ℃Te=5 ℃Libr-H2O 機械再壓縮-吸收式制冷系統熱力計算結果對比

結果表明，本文結果與Riffat[6]等人的研究結果非常接近。通過驗證表明，本文模型與對比文獻數據吻合性好，即本文模型計算具有可靠性。但Riffat[6]等人的研究中并沒有考慮發生器中蒸發側和冷凝側的完全傳熱（即Qg=Qc）。本文通過改變壓縮機壓比以解決這個問題。同時，文獻分析了發生溫度對系統熱力系數的影響，本文驗證文獻的影響趨勢的同時探討了冷卻水溫、蒸發溫度對系統熱力性能的影響。

3 結果及分析

發生溫度，冷卻水溫以及蒸發溫度與閃發蒸汽狀態，溶液濃度以及循環量均密切相關，進而影響系統壓縮機功耗，制冷量及系統的制冷性能。為探究系統運行參數對系統性能的影響，本文基于LiBr/H2O 工質，主要探討了發生器出口溫度T4、吸收器出口溫度T1以及蒸發溫度Te對系統制冷性能的影響。LiBr/H2O 工質對物性參數由Engineering Equation Solver 軟件查得。

3.1 T4 對系統性能的影響

為分析T4對系統性能的影響，在Te=5 ℃，T1=33 ℃條件下，對系統進行了計算，結果具體如圖5～圖8 所示。

圖5 發生器溶液出口溫度T4 對COP 的影響

圖6 不同發生器溶液出口溫度T4 下的壓比

圖7 不同發生器溶液出口溫度T4 下的排氣溫度

圖8 不同發生器溶液出口溫度T4 下的X4

圖5～圖8 分別為發生器出口溫度T4對系統COP、β、排氣溫度以及X4的影響。由圖可見，隨著發生器出口溶液溫度T4升高，濃度升高，溶液表面蒸汽壓力、冷凝側溫度升高，因此冷凝側壓力隨之升高，使壓縮機壓比增加但增幅較小，如在T4為45 ℃時，壓比為8.72，當T4升高至70 ℃，壓比增加至10.71，增加了1.99，增幅為22.82%，如圖6。同時T9隨T4增大，蒸發溫度不變，制冷量降低，因此系統COP 隨T4升高而降低。T4由45 ℃升至70 ℃之間，系統COP 由5.31 降至4.24。

同時，隨著發生溫度的升高，壓縮機排氣溫度也隨之升高。圖7 表明，排氣溫度T8由143.5 ℃升至182 ℃。由此可知T4升高對系統性能削減較大，即發生溫度升高對系統不利。

3.2 T1 對系統性能的影響

為探究T1對系統性能的影響，計算分析了T1在33～37 ℃下系統性能。圖9-12 反映了在Te=5 ℃，T4=50 ℃工況下，不同T1下系統性能的變化趨勢。T1升高時，圖12 可見溶液濃度提高，溶液表面蒸汽壓力減小，而由于T4不變因此T9 不變，所以冷凝側壓力不變，壓比增大，圖10 可以看出，由9.15 增加到10.95，壓縮機耗功增大。從圖11 可知隨著T1升高，壓比增大，壓縮機排氣溫度也由151.5 ℃升至160.5 ℃。而由于其他工況不變，制冷量不變，因此系統COP 降低，變化趨勢如圖9 所示。T1在33～37 ℃之間變化時，COP 由33 ℃時的5.05 降至37 ℃時的4.6。上述結果表明，T1升高（即冷卻水溫升高）不利于系統優化。

圖9 吸收器溶液出口溫度T1 對COP 的影響

圖10 不同吸收器溶液出口溫度T1 下的壓比

圖11 不同吸收器溶液出口溫度T1 下的排氣溫度

圖12 不同吸收器溶液出口溫度T1 下的X4

3.3 Te 對系統性能的影響

蒸發溫度對系統制冷量的影響較大，因此對其對系統性能的影響進行了計算分析。系統COP、β、排氣溫度以及濃度X4隨Te的變化見圖13-16。圖13 可知，系統COP 隨蒸發溫度的升高而升高。固定工況T1=33 ℃，T4=50 ℃下，系統COP 由Te=5 ℃時的5.05 增至Te=10 ℃時的6.21。

圖13 蒸發溫度Te 對COP 的影響

其他工況不變，提高蒸發溫度，系統制冷量提高；Pe隨Te升高而升高，溶液濃度降低（如圖16 所示），溶液表面蒸汽壓力升高，而發生溫度不變，冷凝側壓力不變，故壓縮機壓比降低，如圖14 所示。在蒸發溫度由5 ℃升高至10 ℃時，壓比由9.15 降至6.41；制冷量提高，耗功減小，系統制冷系數由5.05 提高至6.21，，系統排氣溫度由151.5 ℃降至134.4 ℃，如圖15。

圖14 不同蒸發溫度Te 下的壓比

圖15 不同蒸發溫度Te 下的排氣溫度

圖16 不同蒸發溫度Te 下的X4

由此可見，提高蒸發溫度可較大幅度改善系統制冷性能，并降低壓縮機排氣溫度。

4 結論

本文從熱力學角度對機械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統進行了對比分析，以溴化鋰溶液為工質對考察了發生溫度、冷卻水溫以及蒸發溫度對系統COP 的影響，得出如下結論：

1）系統制冷性能隨發生溫度的升高而降低，在發生溫度T4由45 ℃升高至70 ℃時，系統COP 降低了20.15%，壓縮機排氣溫度升高了26.83%。

2）系統制冷性能隨冷卻水溫的升高而降低，在T1由33 ℃升高至37 ℃時，系統COP 降低了8.91%，壓縮機排氣溫度升高了5.94%。

3）系統制冷性能隨蒸發溫度的升高而升高，在蒸發溫度Te由5 ℃升高至10 ℃時，系統COP 升高了22.97%，壓縮機排氣溫度降低了11.29%。

綜上，在合適范圍內降低冷卻水溫、發生溫度及提高蒸發溫度有利于改善系統的制冷性能，其中蒸發溫度對系統性能影響較大。