带喷射器的溴化锂第二类吸收式热泵循环热力分析

林顺荣 陈光明 洪大良 闫晓娜 林 玮

(浙江大学制冷与低温研究所 杭州 310027)

带喷射器的溴化锂第二类吸收式热泵循环热力分析

林顺荣 陈光明 洪大良 闫晓娜 林 玮

(浙江大学制冷与低温研究所 杭州 310027)

对带喷射器的溴化锂吸收式第二类热泵循环进行热力计算和性能分析。带喷射器循环的最大特点是在溴化锂吸收式第二类热泵基本循环的基础上加上喷射器，将发生器出口的蒸汽引射到冷凝压力，因此新循环的发生压力可以较传统循环的压力低得多，从而使得新循环所需要的驱动热源温度要比传统循环低。此外，在相同的热源温度和其他外界条件下，新循环能够产出更高温度下的热量。理论研究结果显示，新循环在热源温度80℃和冷凝温度20℃的条件下，比单效第二类热泵循环吸收温度要高4℃以上。

第二类热泵 吸收式 溴化锂 喷射

1 引言

吸收式循环制冷制热技术是一种对环境没有污染的环保技术，使用的工质是一般为溴化锂溶液和氨水溶液，对环境是友好的;而且是吸收式循环是热驱动的，可以利用余热废热、太阳能热、地热能等较低品位热能，能提高能源的利用效率。在全球能源危机和环境问题日益严重的今天，吸收式制冷制热技术有很大的发展前景和研究意义。

传统的单效吸收式制冷制热循环的驱动温度一般要求不低于90℃，两级循环、0.x效循环等能利用较低温度热源的吸收式循环的驱动温度一般也需要在70℃以上。常规的余热废热的温度一般较低，为了能有效使用余热废热，可以使用第二类吸收式热泵将热源温度提高。

第二类吸收式热泵(Absorption Heat Transformer)，简称AHT，是中温热能驱动系统运行，将输入能量中的一部分提高温度供用户使用，而将另一部分能量排放到温度更低的环境中去。第二类吸收式热泵是吸收式循环制热技术的一种。第二类热泵的性能系数不高，一般为0.4—0.5［1］。日本有几十套AHT系统被用于回收石化企业蒸馏塔顶有机蒸气的热量［2］。

图1所示是传统的第二类溴化锂吸收式热泵循环。蒸发器和发生器由热源加热，冷凝器由外界冷源冷却，在吸收器能得到温度比热源高的热量。

当热源温度较低时，要求冷凝器的冷却温度要相对更低，以保证吸收式循环的循环倍率不会太高，维持循环正常工作。一般情况下，冷却水的温度越低，第二类吸收式热泵循环的性能越好。当热源温度比较低时，比如70℃左右，那么系统能正常运行需要10℃左右的冷却水［3］;除了冬天有天然的温度较低的冷却水，一般情况下，温度较低的冷却水需要较高的成本。

清华大学的Lin Shi提出过一个带喷射器的吸收式第二类热泵循环，提高了系统的热力性能［4］;Adinan Sozen等提出一个太阳能集热系统配套在Lin Shi的循环上，并进行了性能分析［5］;天津大学的刘国强对溴化锂第二类吸收式热泵进行了理论计算和分析［6］;W.Rivera等对图1的吸收式第二类热泵循环系统进行了实验研究和分析［7］。但是这些研究并没有关注在热源温度较低和冷却水温度较高的恶劣工况上。

本文提出将带喷射器的吸收式溴化锂循环应用在第二类热泵上，使在热源温度较低、冷凝温度较高的工况下能有比单效第二类热泵循环更好的制热性能，并对该第二类热泵循环进行了热力分析。

图1 传统的第二类热泵单效循环流程图A.吸收器;E.蒸发器;G.发生器;C.冷凝器;SHX.溶液换热器;QA.发生过程放出的热量;Qs.外部热源的热量。Fig.1 System schematic of conventional single-effect absorption heat transformer

2 循环介绍

图2所示为带喷射器的吸收式第二类循环单效流程图;图3是该循环的p-T图。赵宗昌等曾经将该吸收式循环应用在第一类热泵上，并作了理论计算和分析［8］。本文将该循环用于第二类热泵上。

图2 带喷射器的吸收式第二类循环流程图A.吸收器;E.蒸发器;G.发生器;C.冷凝器;SHX.溶液热交换器;TV.节流阀;P.泵;QS.外界热源的热量;QA.吸收过程放出的热量;Qc.冷凝过程放出的热量。Fig.2 System schematic of ejection absorption heat transformer

图3 带喷射器的第二类吸收式热泵循环p-T图A.吸收器;E.蒸发器;G.发生器;C.冷凝器;SHX.溶液热交换器;TV.节流器;P.泵。Fig.3 p-T diagram of ejection absorption heat transformer

低温热源同时加热蒸发器和发生器。发生器被加热产生水蒸气，水蒸气作为引射流体流向喷射器的引射入口;发生器的浓溶液有泵2加压，流过溶液换热器后，进入吸收器开始吸收从蒸发器过来的水蒸气。吸收器的浓溶液通过溶液换热器后节流进入发生器。蒸发器被加热，蒸发过程产生的蒸气分为两股，一股进入吸收器，另一股作为工作流体进入喷射器。喷射器出口的混合流体进入冷凝器被冷却进行冷凝过程。冷凝器的冷凝水通过泵1加压流往蒸发器进行蒸发过程。

吸收过程产生的热量就是该热泵循环向外输出的高品味热量，而冷凝器冷凝过程排出的热量需要外部冷源来冷却。节流阀TV1可以调节工作流体的流量和工作流体的压力。该吸收式第二类热泵循环在热源温度较高时，可关闭节流阀TV1，循环变成了图1的传统循环;当热源温度较低时，适当调节TV1，使循环能在最佳工况下运行。

该带喷射器的吸收式循环作为第二类热泵，特点是通过喷射器提高冷凝器的压力，从而提高冷凝器的冷凝温度，降低对冷却水温度的要求。

3 热力计算模型

在计算循环的热力性能时，为了简化计算，作了一些假设:

(1)系统稳定运行;

(2)管道压力阻力忽略不计，忽略泵功;

(3)冷凝器出口溶液为饱和液体，蒸发器出口流体为饱和蒸气;发生器出口溶液、吸收器出口溶液均为饱和液体;

(4)溶液换热器的热端温差为10℃;

(5)热源跟发生器出口溶液、蒸发器出口蒸气的温差均为10℃。

下面介绍喷射器计算方法和其它重要部件的平衡方程。

3.1 喷射器计算模型

喷射器是该循环中的一个关键部件，计算喷射系数μ的方法参看文献［9］里面的计算方法。水的物性参考REFPROP8.0［10］，溴化锂溶液的物性按Patek和Klomfar的计算模型来计算［11］。

如图4所示，压力比较高的工作流体在喷嘴里提高速度，带动压力较低的引射流体进入混合室，经过扩散室之后混合流体流出喷射器。混合流体的压力介于工作流体和引射流体之间，f为截面积。下面列出计算其喷射系数的主要公式。

图4 喷射器模型图Fig.4 Schematic of ejector

动量方程如下:

φ2(mpup2+mhuh2)-(mp+mh)u3=(p3-pp2)f2(1)

式中:mP为工作流体的质量流量;mh为引射流体的质量流量;uP2为在圆柱形混合室入口截面上工作流体的速度;uh2为在混合室入口截面上引射流体的速度;u3为在混合室出口截面上混合流体的速度;pP2为在混合室入口截面上工作流体的静压力;ph2为在混合室入口截面上引射流体的静压力;p3为在混合室出口截面上混合流体的静压力;f2为引射流体在混合室入口截面面积;φ2为混合室的速度系数;下标中:2表示2-2截面;3表示3-3截面;p表示工作流体;h表示引射流体;c表示喷射器出口混合流体。

混合室的进出口流体速度计算式如下:

式(2)-(4)中:φ1为工作喷嘴的速度系数;φ3为扩压室的速度系数;φ4为混合室入口段的速度系数;λP2为在2-2截面上工作流体的折算等熵速度;λH2为在2-2截面上引射流体的折算等熵速度;λC3为在3-3截面上混合流体的折算等熵速度;ap*为工作流体的临界速度;ah*为引射流体的临界速度;ac*为喷射器出口流体的临界速度;下标中:*表示临界状态。

喷射器进出口流体的临界速度计算式如下:

式(5)-(7)中:k为绝热指数。

图4中，2-2截面工作流体和引射流体的流动截面面积分别为:

图4中3-3截面积为:

质量守恒公式如下:

式中:μ为喷射系数。

喷射器中，引射流体的速度不会比混合室任意截面的临界速度要高。因此，在任何工况下，喷射系数都有一个最高值。喷射系数最高值的计算式

如下:

式中:μlim为理论最大喷射系数;ePS为截面上工作流体的折算质量速度。

因为喷射器工作流体和引射流体都是水蒸气，假定均为过热水蒸气，给定一些参数的值。φ1=0.95，φ2=0.975，φ3=0.9，φ4=0.925;kp=1.3，kh=1.3，kc=1.3。

3.2 其它重要部件的平衡方程

表1列出了一些重要部件的平衡方程。

表1 重要部件的平衡方程Table 1 Balance equations of important components

4 结果与讨论

图5 tS=70℃时随pG变化的COP图Fig.5 Effect of pGon COP when tSequals to 70℃

图5是在热源温度tS=70℃，吸收温度tA分别为105、110和115℃的条件下，带喷射器的溴化锂吸收式第二类热泵循环的COP随发生压力pG的变化而变化的趋势图。

如图所示，COP值有一个最高值，即每个热源温度和吸收温度下，系统有一个最佳工况。COP先是随着pG的提高而变大，当pG到达一定值后，COP便开始下降，下降的速度比上升的速度要大。当pG较小时，COP值跟tA的值关系不大;当pG较大时，tA越小，COP值越大，COP的最大值越大，pG的工况范围就越大。

在下面的图中，给定tA、tS和tC的情况下，COP值都是最佳工况下的最高值。图6和图7是图2中的循环和图1中传统第二类热泵单效循环在tA分别为80℃和90℃时COP随冷凝温度tC变化而变化的趋势图。

图6 tA=80℃时COP值的变化图Fig.6 Effect of tSon COP as tAequals to 80℃

图7 tA=90℃时COP值的变化图Fig.7 Effect of tSon COP as tAequals to 90℃

从图6和图7可以看出，带喷射器的第二类热泵循环在冷凝温度tC比较高、热源温度tS比较低的时候COP更高，即带喷射器的第二类热泵循环比传统的第二类热泵循环更适合在恶劣的工况下运行。

在tC比较低时，随着tC的增大，带喷射器的第二类热泵循环和单效循环的COP值均缓慢下降，单效循环的COP值比带喷射器的第二类热泵循环大;当tC超过一定值后，单效循环的COP值随着tC的增大急剧下降，而带喷射器的第二类循环的COP的下降幅度比较缓慢。当tC超过一定值时，带喷射器的第二类热泵循环的COP比单效循环大，虽然COP值较低，但是仍可以正常工作。热源温度tS越大，COP值越大，冷凝温度tC的工况范围也越大。

图8、图9是在tS分别为70℃和80℃的情况下，图2中带喷射器的第二类热泵循环和图1中传统单效第二类热泵循环的COP值随tA变化而变化的趋势图。

图8 tS=70℃时COP的变化图Fig.8 Effect of tCon COP as tSequals to 70℃

图9 tS=80℃时COP的变化图Fig.9 Effect of tCon COP as tSequals to 80℃

从图8、图9可以看出，在tA较低的情况下，带喷射器的第二类热泵循环的COP值比单效第二类热泵循环要低;当tA大于一定值后，带喷射器的第二类热泵循环的COP值比单效第二类热泵循环要高。

两个循环COP的变化趋势是一样的，都是随着tA的增大先缓慢变化之后再明显降低。当tA较低时，两个循环的COP值变化都很小;当tA增大到一定之后，单效第二类热泵循环的COP随着tA的增大急剧下降，而带喷射器的第二类热泵循环的COP下降趋势比较缓慢，而且tA的工况范围比单效第二类热泵循环大，即带喷射器的第二类热泵循环能产生更高温度的热量。

从图8、图9中也可以看出，tC越低，COP越高，tA的工况范围也越大，即冷凝温度越低，制热性能更好，能产生温度越高的热量。

5 总结

(1)在其它条件一样的情况下，热源温度越高，冷凝温度越低，COP值越大;热源温度和冷凝温度都是对影响系统COP值的重要因素。

(2)在第二类热泵循环的制热能力范围内，输出温度的变化对COP影响较小。

(3)单效第二类热泵循环输出热源温度过高，COP会急剧下降;而带喷射器的第二类热泵循环在热源温度过高时仍能工作。

(4)带喷射器的第二类热泵循环能扩大单效第二类热泵循环的适用工况范围和制热温度范围，能在更低热源温度、更高冷凝温度的工况下工作。

1 陈芝久，阙雄才，丁国良，著.制冷系统热动力学［M］.北京:机械工业出版社，1998.

2 Mashimo K.Overview of heat transformer in Japan-Prospects in heat pump technology and marketing［C］.Proceedings of the 1987 IEA Heat Pump Conference，1987，271-285.

3 高田秋一，著，耿慧彬，戴永庆，郑玉清，译.吸收式制冷机［M］.北京:机械工业出版社，1987.

4 Shi Lin，Yin Juan，Wang Xin，et al.Study on a new ejection-absorption heat transformer［J］.Applied Energy ，2001，68，161-171.

5 Adnan Sozen，Erol Arcaklioglu，Mehmet Ozalp，et al，Performance parameters of an ejector-absorption heat transformer.Applied Energy，2005，80:273-289.

6 刘国强.溴化锂第二类吸收式热泵的设计与仿真研究［D］.天津:天津大学，2007.

7 Rivera W，Huicochea A，Martinez H，et al.Exergy analysis of an experimental heat transformer for water purification［J］.Energy，2011，36，320-327.

8 赵宗昌，赵建伟.LiBr-H2O喷射-吸收复合热泵装置热力过程分析［J］.大连理工大学学报，2008，48(4):17-22.

9 索科洛夫，律格尔，著，黄秋云，译.喷射器［M］.北京:科学出版社，1977.

10 Lemmon E W，Huber M L，Mclinden M O.NISTStandard Reference-Database23:Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties-REFPROP，Version8.0.National Institute of Standards and Technology，Standard Reference Data Program，Gaithersburg［OL］.http://www.nist.gov/srd/nist23.htm.2007.

11 Patek J，Klomfar J.A computationally effective formulation of the thermodynamic properties of LiBr-H2O solutions from 273 to 500 K over full composition range［J］.International Journal of Refrigeration.2006，29:566-578.

Theoretical analysis of an ejection H2O-LiBr absorption heat transformer

Lin Shunrong Chen Guangming Hong Daliang Yan Xiaona Lin Wei

(Institute of Refrigeration and Cryogenics，Zhejiang University，Hangzhou 310027，China)

A performance calculation of an ejection H2O-LiBr absorption heat transformer system was made.The system was developed from the single-effect absorption heat transformer，and added an ejector to get the pressure in generator lower than that of single-effect absorption.So the system can produce higher temperature energy，and the required temperature of driven heat source can be lower.The calculation results show that when the temperature of heat source is 80℃ and condensing temperature is 20℃，the absorption temperature is at least 4℃higher than the single-effect absorption heat transformer.

absorption heat transformer;absorption;H2O-LiBr;ejection

TB616，TB65

A

1000-6516(2012)01-0019-06

2011-11-04;

2012-01-21

国家自然科学基金(NO.50890184)，国家重点基础研究发展计划项目(NO.2010CB227304)资助。

林顺荣，男，25岁，硕士研究生。