機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)性能研究

戴翼瑤 朱雪瑩 余延順

南京理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院

0 引言

隨著社會(huì)經(jīng)濟(jì)發(fā)展與進(jìn)步，人們對(duì)制冷的需求越來(lái)越大。目前常用的蒸氣壓縮式制冷系統(tǒng)采用的氟利昂類制冷劑會(huì)對(duì)臭氧層造成破壞，使對(duì)環(huán)境友好的吸收式制冷廣受關(guān)注。但常規(guī)吸收式制冷系統(tǒng)熱力系數(shù)較低，針對(duì)以上問(wèn)題提出了一種機(jī)械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統(tǒng)。

Osenbrü ck[1]將壓縮式和吸收式系統(tǒng)結(jié)合構(gòu)成壓縮-吸收式復(fù)合循環(huán)方案，Altenkirch[2-3]對(duì)該復(fù)合循環(huán)系統(tǒng)進(jìn)行了理論研究。陳光明[4]等人研究的混合制冷循環(huán)將MVR 技術(shù)與吸收式制冷相結(jié)合，在發(fā)生器和冷凝器間支管上串聯(lián)壓縮機(jī)，系統(tǒng)效率明顯高于傳統(tǒng)吸收式循環(huán)，能提高近30%。同時(shí)減少了冷卻水消耗，降低了運(yùn)行成本。曹毅然[5]等人對(duì)陳光明等人[4]研究的系統(tǒng)進(jìn)行了改良，添加了一條支路，通過(guò)閥門轉(zhuǎn)換使系統(tǒng)在太陽(yáng)能不充足的情況下是單純的壓縮循環(huán)，而在太陽(yáng)能充足時(shí)則是與陳光明等人提出的系統(tǒng)相同。Riffat[6]等人提出在發(fā)生器和冷凝器間增加壓縮機(jī)的吸收式制冷系統(tǒng)，并進(jìn)行了初步熱力計(jì)算發(fā)現(xiàn)隨發(fā)生溫度的提高，系統(tǒng)性能呈下降趨勢(shì)，同時(shí)存在系統(tǒng)壓縮機(jī)排氣溫度過(guò)高的問(wèn)題。Razmi[7]等人對(duì)該系統(tǒng)[6]進(jìn)行了能量和火用分析，并將其與單效吸收循環(huán)進(jìn)行比較，發(fā)現(xiàn)該系統(tǒng)不需要冷凝器且系統(tǒng)性能是傳統(tǒng)吸收式制冷系統(tǒng)的4 倍。

研究表明將MVR 技術(shù)與吸收式制冷技術(shù)相結(jié)合可有效提高吸收式制冷系統(tǒng)的性能，但同時(shí)存在壓縮機(jī)排氣溫度過(guò)高、系統(tǒng)能耗高等問(wèn)題。鑒于此，本文提出機(jī)械再壓縮（MVR）-吸收式復(fù)合制冷系統(tǒng)，利用MVR 壓縮排氣作為發(fā)生器的驅(qū)動(dòng)熱源，以期降低吸收式制冷系統(tǒng)能耗，提高系統(tǒng)的熱力性能。

1 機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)

機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)將機(jī)械再壓縮（MVR）技術(shù)與吸收式制冷相結(jié)合，回收發(fā)生器閃發(fā)蒸汽潛熱，將其壓縮，升壓升溫提高蒸汽品位后為發(fā)生器提供熱源，系統(tǒng)原理如圖1 所示。該系統(tǒng)主要由吸收器、發(fā)生器、壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、溶液熱交換器、節(jié)流閥、溶液泵等組成。

圖1 機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)原理圖

稀溶液1 從吸收器經(jīng)溶液泵、溶液熱交換器進(jìn)入發(fā)生器，在發(fā)生器中受熱產(chǎn)生冷劑水蒸汽7，溶液變?yōu)闈馊芤? 經(jīng)溶液熱交換器與稀溶液2 換熱、節(jié)流后進(jìn)入吸收器，吸收蒸發(fā)器低壓冷劑水蒸氣13 形成稀溶液1。發(fā)生器閃發(fā)冷劑水蒸汽7 經(jīng)壓縮機(jī)壓縮，升壓后的過(guò)熱蒸汽8 進(jìn)入發(fā)生器作為發(fā)生器驅(qū)動(dòng)熱源，冷凝后的液態(tài)冷劑9 經(jīng)節(jié)流進(jìn)入蒸發(fā)器吸熱氣化成為低壓蒸汽13，實(shí)現(xiàn)制冷。

因溶液在發(fā)生器受熱而閃發(fā)的蒸汽具有一定過(guò)熱度，為降低壓縮機(jī)吸氣比容、壓縮機(jī)排氣溫度及蒸汽壓縮過(guò)程的過(guò)熱損失，提高系統(tǒng)性能，對(duì)壓縮機(jī)分別采取吸氣噴液（降低吸氣過(guò)熱度）及壓縮機(jī)中間噴液冷卻相結(jié)合方案，如圖V1、V2 支路，將冷凝出口液體9 一個(gè)支路經(jīng)節(jié)流閥V1 節(jié)流至11 噴射至壓縮機(jī)吸氣管路冷卻壓縮機(jī)吸氣，降低吸氣過(guò)熱度及吸氣比容。另一支路經(jīng)節(jié)流閥V2 節(jié)流后噴入壓縮機(jī)中間噴液口，對(duì)壓縮過(guò)程蒸汽進(jìn)行中間冷卻，以降低壓縮機(jī)排氣溫度，減小壓縮過(guò)程的過(guò)熱損失。

溶液循環(huán)及冷劑循環(huán)過(guò)程如圖2、3 所示。

圖2 溶液循環(huán)過(guò)程

圖3 冷劑循環(huán)過(guò)程

2 機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)熱力分析

為分析機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)的熱力性能，對(duì)系統(tǒng)作如下簡(jiǎn)化：

1）系統(tǒng)處于熱平衡和穩(wěn)定流動(dòng)狀態(tài)。

2）忽略系統(tǒng)中的流動(dòng)阻力、熱損失和溶液泵功耗。

3）蒸發(fā)器、冷凝器出口冷劑為飽和態(tài)，發(fā)生器、吸收器出口溶液為飽和態(tài)。

4）發(fā)生器閃發(fā)蒸汽與溶液達(dá)到熱平衡態(tài)，即閃發(fā)蒸汽溫度為發(fā)生器溶液出口溫度，壓力為發(fā)生器液面壓力。

2.1 系統(tǒng)熱力模型

在上述簡(jiǎn)化條件下，結(jié)合圖1 建立機(jī)械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統(tǒng)的熱力計(jì)算模型。模型中設(shè)定吸收器出口溶液濃度為X1，發(fā)生器出口溶液濃度為X4。

1）發(fā)生器熱力計(jì)算模型

溶液質(zhì)量守恒：

溶質(zhì)質(zhì)量守恒：

式中：msw、ms分別為稀溶液、濃溶液的質(zhì)量流量，kg/s；mr為冷劑蒸發(fā)量，kg/s。

穩(wěn)態(tài)條件下，發(fā)生器溶液及冷劑間的能量平衡關(guān)系為：

式中：h3、h4、h7、h8、h9分別為對(duì)應(yīng)點(diǎn)比焓，kJ/kg。

其中，發(fā)生器溶液表面蒸汽分壓力為發(fā)生器出口溶液狀態(tài)對(duì)應(yīng)的飽和壓力，即：

閃發(fā)蒸汽經(jīng)壓縮為過(guò)熱蒸汽8，在發(fā)生器中冷凝為飽和液態(tài)9。壓縮機(jī)排氣壓力P8為T9對(duì)應(yīng)的飽和壓力，T9為發(fā)生器溶液出口溫度和換熱管兩側(cè)的傳熱溫差ΔT 之和，即：

2）壓縮機(jī)

發(fā)生器閃發(fā)過(guò)熱蒸汽經(jīng)噴液冷卻為狀態(tài)7’進(jìn)入壓縮機(jī)。為進(jìn)一步降低壓縮機(jī)排氣溫度，壓縮機(jī)采用中間噴液冷卻方案，即將9 節(jié)流至中間壓力后噴入壓縮機(jī)噴液口對(duì)壓縮過(guò)程蒸汽進(jìn)行中間冷卻至狀態(tài)點(diǎn)8s，再經(jīng)壓縮排出。

T7’為噴液冷卻后的壓縮機(jī)吸氣溫度，設(shè)定為液面蒸汽壓力對(duì)應(yīng)的飽和溫度和吸氣過(guò)熱度之和（取5 ℃），則壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)點(diǎn)為：

壓縮機(jī)中間補(bǔ)氣壓力：

根據(jù)文獻(xiàn)[8]，壓縮機(jī)等熵效率：

式中：h7d’為壓縮機(jī)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(jī)高壓段吸氣溫度T8s設(shè)定為中間壓力對(duì)應(yīng)的飽和溫度和吸氣過(guò)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(jī)中間噴液量m10：

式中：h8’為壓縮機(jī)等熵壓縮排氣比焓，kJ/kg；η2為高壓段等熵效率。

壓縮機(jī)耗功W 為兩段壓縮耗功之和，即：

式中：m11、m10分別為壓縮機(jī)吸氣噴液量及中間噴液量，kg/s。

壓縮機(jī)壓比：

壓縮機(jī)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(jìn)入吸收器，吸收蒸發(fā)器中出來(lái)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(tài)點(diǎn)1 的焓值h1可由T1和X1確定，蒸發(fā)器出口狀態(tài)點(diǎn)13 的焓值為對(duì)應(yīng)蒸發(fā)壓力的飽和蒸汽焓值。吸收器濃溶液進(jìn)口狀態(tài)點(diǎn)6 點(diǎn)焓值為：

4）蒸發(fā)器

液態(tài)冷劑進(jìn)入蒸發(fā)器，吸熱氣化成低壓制冷劑蒸汽，制冷量為Qe。

蒸發(fā)壓力Pe取蒸發(fā)溫度下的飽和壓力，即：

5）溶液熱交換器

發(fā)生終了高溫濃溶液和吸收終了低溫稀溶液進(jìn)行熱交換，設(shè)溶液熱交換器效率為Φ。其能量平衡方程為：

由T4、X4確定發(fā)生器溶液出口狀態(tài)點(diǎn)4 點(diǎn)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(fā)壓力Pe確定，發(fā)生器溶液進(jìn)口狀態(tài)點(diǎn)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(tǒng)能量平衡方程:W=Qa-Qe

2.2 系統(tǒng)性能評(píng)價(jià)

將系統(tǒng)熱力系數(shù)COP 作為系統(tǒng)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)。系統(tǒng)COP 定義為系統(tǒng)制冷量與壓縮機(jī)耗功之比：

式中：Qe為制冷量，kW；W 為壓縮機(jī)功耗，kW。

2.3 模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證所建模型的可靠性，采用文獻(xiàn)[6]數(shù)據(jù)對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。文獻(xiàn)[6]對(duì)以LiBr-H2O 為工質(zhì)對(duì)的機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)進(jìn)行了理論計(jì)算。該系統(tǒng)在吸收循環(huán)的發(fā)生器和冷凝器之間加入壓縮機(jī)，以提高系統(tǒng)效率，且去除了冷凝器，如圖4 所示。制冷劑水在點(diǎn)3 處于低壓和高溫狀態(tài)下進(jìn)入蒸發(fā)器被蒸發(fā)。吸收器中排出的蒸汽制冷劑通過(guò)點(diǎn)4 被液態(tài)吸收劑吸收并產(chǎn)生熱量。從吸收器中排出的稀溶液在低壓下通過(guò)點(diǎn)5 進(jìn)入熱泵，并在溶液壓力增加后，在點(diǎn)7 被輸送到發(fā)生器。然后，制冷劑蒸氣在點(diǎn)1 進(jìn)入壓縮機(jī)，經(jīng)過(guò)壓縮機(jī)后進(jìn)入冷凝器盤(pán)管，放出冷凝熱為發(fā)生器供熱，濃溶液通過(guò)點(diǎn)8 返回吸收器。該系統(tǒng)與本文系統(tǒng)類似，因此本文引用其數(shù)據(jù)對(duì)系統(tǒng)熱力模型進(jìn)行驗(yàn)證。在驗(yàn)證過(guò)程中，各狀態(tài)點(diǎn)參數(shù)均依照文獻(xiàn)進(jìn)行設(shè)定。本文對(duì)比了T4=60 ℃和T4=90 ℃時(shí)的兩組數(shù)據(jù)，對(duì)比結(jié)果如表1、表2。

圖4 單效壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)

表1 T4=60 ℃T1=35 ℃Te=5 ℃Libr-H2O 機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)熱力計(jì)算結(jié)果對(duì)比

表2 T4=90 ℃T1=35 ℃Te=5 ℃Libr-H2O 機(jī)械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)熱力計(jì)算結(jié)果對(duì)比

結(jié)果表明，本文結(jié)果與Riffat[6]等人的研究結(jié)果非常接近。通過(guò)驗(yàn)證表明，本文模型與對(duì)比文獻(xiàn)數(shù)據(jù)吻合性好，即本文模型計(jì)算具有可靠性。但Riffat[6]等人的研究中并沒(méi)有考慮發(fā)生器中蒸發(fā)側(cè)和冷凝側(cè)的完全傳熱（即Qg=Qc）。本文通過(guò)改變壓縮機(jī)壓比以解決這個(gè)問(wèn)題。同時(shí)，文獻(xiàn)分析了發(fā)生溫度對(duì)系統(tǒng)熱力系數(shù)的影響，本文驗(yàn)證文獻(xiàn)的影響趨勢(shì)的同時(shí)探討了冷卻水溫、蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)熱力性能的影響。

3 結(jié)果及分析

發(fā)生溫度，冷卻水溫以及蒸發(fā)溫度與閃發(fā)蒸汽狀態(tài)，溶液濃度以及循環(huán)量均密切相關(guān)，進(jìn)而影響系統(tǒng)壓縮機(jī)功耗，制冷量及系統(tǒng)的制冷性能。為探究系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響，本文基于LiBr/H2O 工質(zhì)，主要探討了發(fā)生器出口溫度T4、吸收器出口溫度T1以及蒸發(fā)溫度Te對(duì)系統(tǒng)制冷性能的影響。LiBr/H2O 工質(zhì)對(duì)物性參數(shù)由Engineering Equation Solver 軟件查得。

3.1 T4 對(duì)系統(tǒng)性能的影響

為分析T4對(duì)系統(tǒng)性能的影響，在Te=5 ℃，T1=33 ℃條件下，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了計(jì)算，結(jié)果具體如圖5～圖8 所示。

圖5 發(fā)生器溶液出口溫度T4 對(duì)COP 的影響

圖6 不同發(fā)生器溶液出口溫度T4 下的壓比

圖7 不同發(fā)生器溶液出口溫度T4 下的排氣溫度

圖8 不同發(fā)生器溶液出口溫度T4 下的X4

圖5～圖8 分別為發(fā)生器出口溫度T4對(duì)系統(tǒng)COP、β、排氣溫度以及X4的影響。由圖可見(jiàn)，隨著發(fā)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(cè)溫度升高，因此冷凝側(cè)壓力隨之升高，使壓縮機(jī)壓比增加但增幅較小，如在T4為45 ℃時(shí)，壓比為8.72，當(dāng)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(shí)T9隨T4增大，蒸發(fā)溫度不變，制冷量降低，因此系統(tǒng)COP 隨T4升高而降低。T4由45 ℃升至70 ℃之間，系統(tǒng)COP 由5.31 降至4.24。

同時(shí)，隨著發(fā)生溫度的升高，壓縮機(jī)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(duì)系統(tǒng)性能削減較大，即發(fā)生溫度升高對(duì)系統(tǒng)不利。

3.2 T1 對(duì)系統(tǒng)性能的影響

為探究T1對(duì)系統(tǒng)性能的影響，計(jì)算分析了T1在33～37 ℃下系統(tǒng)性能。圖9-12 反映了在Te=5 ℃，T4=50 ℃工況下，不同T1下系統(tǒng)性能的變化趨勢(shì)。T1升高時(shí)，圖12 可見(jiàn)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(cè)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(jī)耗功增大。從圖11 可知隨著T1升高，壓比增大，壓縮機(jī)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(tǒng)COP 降低，變化趨勢(shì)如圖9 所示。T1在33～37 ℃之間變化時(shí)，COP 由33 ℃時(shí)的5.05 降至37 ℃時(shí)的4.6。上述結(jié)果表明，T1升高（即冷卻水溫升高）不利于系統(tǒng)優(yōu)化。

圖9 吸收器溶液出口溫度T1 對(duì)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(duì)系統(tǒng)性能的影響

蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響較大，因此對(duì)其對(duì)系統(tǒng)性能的影響進(jìn)行了計(jì)算分析。系統(tǒng)COP、β、排氣溫度以及濃度X4隨Te的變化見(jiàn)圖13-16。圖13 可知，系統(tǒng)COP 隨蒸發(fā)溫度的升高而升高。固定工況T1=33 ℃，T4=50 ℃下，系統(tǒng)COP 由Te=5 ℃時(shí)的5.05 增至Te=10 ℃時(shí)的6.21。

圖13 蒸發(fā)溫度Te 對(duì)COP 的影響

其他工況不變，提高蒸發(fā)溫度，系統(tǒng)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(fā)生溫度不變，冷凝側(cè)壓力不變，故壓縮機(jī)壓比降低，如圖14 所示。在蒸發(fā)溫度由5 ℃升高至10 ℃時(shí)，壓比由9.15 降至6.41；制冷量提高，耗功減小，系統(tǒng)制冷系數(shù)由5.05 提高至6.21，，系統(tǒng)排氣溫度由151.5 ℃降至134.4 ℃，如圖15。

圖14 不同蒸發(fā)溫度Te 下的壓比

圖15 不同蒸發(fā)溫度Te 下的排氣溫度

圖16 不同蒸發(fā)溫度Te 下的X4

由此可見(jiàn)，提高蒸發(fā)溫度可較大幅度改善系統(tǒng)制冷性能，并降低壓縮機(jī)排氣溫度。

4 結(jié)論

本文從熱力學(xué)角度對(duì)機(jī)械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統(tǒng)進(jìn)行了對(duì)比分析，以溴化鋰溶液為工質(zhì)對(duì)考察了發(fā)生溫度、冷卻水溫以及蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)COP 的影響，得出如下結(jié)論：

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

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

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

綜上，在合適范圍內(nèi)降低冷卻水溫、發(fā)生溫度及提高蒸發(fā)溫度有利于改善系統(tǒng)的制冷性能，其中蒸發(fā)溫度對(duì)系統(tǒng)性能影響較大。