高/低压区氨水吸收/压缩复合制冷循环性能分析

鲍帅阳,杜凯,储云霄,武云龙,鄂文汲

(东南大学能源与环境学院,江苏南京 210096)

高/低压区氨水吸收/压缩复合制冷循环性能分析

鲍帅阳*,杜凯,储云霄,武云龙,鄂文汲

(东南大学能源与环境学院,江苏南京 210096)

针对氨水吸收/压缩复合制冷循环的方式不同,结合Schulz氨水溶液状态方程,分别对压缩机处于系统高压区和低压区两种不同的组合方式进行了理论分析计算。分析了蒸发温度、热源温度、冷却水温度和中间压力对两种组合方式下压缩机当量热耗量和热源耗热量的影响,并与单级氨水吸收制冷循环的性能系数做了比较。结果表明,压缩机当量热耗量对循环性能的影响要低于热源耗热量的影响;压缩机处于系统高压区时循环的一次用能量要明显高于压缩机处于系统的低压区;在中间压力给定时,存在一个最佳热源温度,使得氨水吸收/压缩复合制冷循环的性能系数取得最大值;随任一温度参数变化时,压缩机处于高压区时的性能系数总会出现低于单级氨水吸收循环性能系数的临界点;而压缩机处于系统低压区时循环的性能系数要高于高压区循环和单级氨水吸收循环。

氨水吸收式;压缩式制冷;复合制冷循环;性能系数

0 引言

氨水吸收式制冷循环是一种以热能为补偿过程的循环,具有可综合利用低品位热能、耗电量少、能源适应性强和制冷工质对环境无影响等优点[1]。近年来,出于保护环境和节约能源的需要,氨水吸收式制冷机重新引起了人们的关注。然而,氨水吸收式制冷系统的性能系数较低和体积庞大等缺点制约其应用发展。因此,关于如何提高其性能系数方面,国内外学者做了大量的研究[2-5]。

氨水吸收式制冷循环所能获取的低温与流程的选择、热源温度以及冷却水温度有着密切的关系。在热源温度和冷却水温度一定时,单级氨水吸收式制冷循环所能达到的最低蒸发温度是有限的。随蒸发温度的降低,系统溶液的放气范围变小,机组的性能将急剧恶化,当系统溶液的放气范围小于0时,理论上吸收式制冷循环就无法实现,此时必须提高热源温度。为了能有效地利用工业余热、太阳能和地热能等低品位热能,来获得较低的蒸发温度,吸收/压缩复合制冷循环不失为一种有效的选择。鲍鹤龄等[6]提出了在氨水吸收式制冷循环的高压区(发生器和冷凝器之间)添加压缩机的循环流程,通过理论分析和实验研究发现,该系统兼有吸收式循环和压缩式循环的优点,比较适用于所需制冷温度低而又有低品位余热的场合,热耗量和电耗量都可以降到较低的程度。杜垲等[7]通过在低压区(蒸发器和吸收器之间)增加罗茨鼓风机,与单级氨水吸收式制冷相比,在相同的工况下,增压氨水吸收式制冷循环的热力系数和制冷量均明显增大、所能制取的制冷温度亦有所降低。赵宗昌等[8]在低压区加入压缩机并与单级氨水吸收制冷相比,在同样的蒸发温度下,氨水吸收/压缩复合制冷循环可以显著降低热源温度。蔡星辰等[9]在双效氨水吸收制冷循环的低压区添加压缩机后研究发现,增压双效可降低驱动热源温度,与单级循环相比,在蒸发温度为-20 ℃时,热力系数提高了 20%。RAMESHKUMAR A等[10]在 GAX(generator absorber heat exchange)循环的低压区增加压缩机后提出了一种增压的 GAXAC(generator-absorberexchange absorption compression)循环,该研究表明,在最佳运行工况下,与GAX循环相比,此循环的热力系数可提高30%。

虽然己有研究[1-10]表明,增压吸收可以显著的增大系统溶液的放气范围、减少循环倍率、提高氨水吸收式制冷循环的性能系数。但基于吸收/压缩复合制冷循环本身,在高压区增压与在低压区增压两种循环相比,哪种循环具有更好的热力学性能,目前还尚未有相关的报道。由于复合方式的不同,使得两种循环的参数发生相应的变化,为了能了解两种循环的热力学性能,本文借助于理论计算,分别对压缩机处于系统高压区和低压区两种不同的复合方式进行了理论计算分析。

1 氨水吸收/压缩复合制冷循环的构成及特点

吸收/压缩式流程是一种在单级氨水吸收式制冷机中增装压缩机或升压器等增压装置的系统,实质上是一种双级流程,其中一级为吸收式,另一级为压缩式,简称吸收/压缩流程。根据氨压缩机所处的位置不同,可分为低压压缩高压吸收流程(简称低压压缩流程)和高压压缩低压吸收流程(简称高压压缩流程)[11]。

如图1所示,在低压压缩流程中,由于压缩机的增压作用,提高了吸收器的吸收压力。在冷却水温度不变的情况下,吸收终了的溶液浓度有所增加,溶液循环的放气范围增大,使得吸收制冷循环的热耗量有所降低。另外,由于压缩机处于低压区,压缩机进口气体的比容较大,所以压缩机的体积相应增大,且随着制冷温度的降低,压比增大,耗功增加。在高压压缩流程中,由于压缩机的作用,降低了发生器的发生压力。在热源温度不变的情况下,发生终了的溶液浓度有所降低,溶液循环的放气范围增大,使得吸收制冷循环热耗量有所降低。另外,由于压缩机设置在高压区,压缩机进口气体的比容较小,因此压缩机的体积相应小些,同时,当蒸发温度的下降,不会直接影响压缩机功耗。从以上特点构成来看,两种复合方式均具有其共性,即:由于压缩复合的作用,使吸收循环溶液的放气范围增大,从而改善了吸收循环的性能。考虑到氨水吸收/压缩复合制冷循环同时消耗电能和热能,哪个流程具有更好的热力学性能,是本文理论分析与对比研究的关键所在。

图1 氨水吸收/压缩复合制冷循环流程图

2 高、低压压缩流程的热力过程计算

氨水吸收/压缩复合工艺热力过程计算采用了CHUATZ S C G[12]提出的氨水溶液状态方程以及质量守恒和能量守恒方程。为了简化计算,假设:

1) 高、低压压缩流程都处于热平衡和稳定流动状态;

2) 离开发生器和吸收器的溶液为饱和溶液,离开冷凝器和蒸发器的工质处于饱和状态;

3) 忽略管路和设备内流体的压降;

4) 各换热设备的传热温差取5 ℃;

5) 溶液热交换器的换热效率取0.95;

6) 精馏效率λ取0.8,出发生器氨气状态5为纯氨;

7) 压缩机压缩过程效率取0.7;

8) 热电转换效率η=0.35[13]。

为了方便计算,取精馏塔每产生1 kg/s的制冷剂蒸气作为计算基准,通过建立系统各个设备的物料平衡、能量平衡和相平衡方程,可以获得图1所示各个状态点温度、压力和烙值,在此基础上得到各设备的单位热负荷和压缩机单位耗功,计算如下所示。

1)蒸发器单位热负荷:

式中:

qE——蒸发器单位热负荷,W;

h8a——状态点8a的烙值,kJ/kg;

h6——状态点6的烙值,kJ/kg。

2)回流冷凝器单位热负荷:

式中:

qRC——回流冷凝器单位热负荷,W;

h1′——状态点1的液相烙值,kJ/kg;

h1″——状态点1的汽相烙值,kJ/kg;

h5″——状态点5的汽相烙值,kJ/kg;

R——实际回流比。

3)发生器单位热负荷:

式中:

qG——发生器单位热负荷,W;

h2′——状态点2的液相烙值,kJ/kg;

h1a′ ——状态点1a的液相烙值,kJ/kg;

f ——循环倍率。

4)压缩机单位耗功:

式中:

w——压缩机单位耗功,W;

Pin——压缩机进口压力,Pa;

Pout——压缩机出口压力,Pa;

vin——压缩机进口气体比体积m3/kg,Pa;

k ——压缩指数。

为了更合理的评价压缩机耗功,引入热电转换效率,从一次用能消耗角度,将压缩机单位耗功转换为单位当量热耗量:

式中:

qCW——压缩机单位当量热耗量,W;

η ——热电转换效率。

因此氨水吸收/压缩复合制冷循环单位一次用能总量为:

式中:

qTo——单位一次用能总量,w。

在求得各设备的单位热负荷之后,氨水吸收/压缩式复合制冷循环的性能系数可定义如下:

式中:

COP——氨水吸收/压缩式复合制冷循环的性能系数。

3 结果与讨论

3.1 变工况条件下两种流程的一次用能计算分析

在忽略管路和设备内流体的压降后,氨水吸收/压缩复合制冷循环中仅存在三个压力等级,即冷凝压力Pc、中间压力Pm和蒸发压力Pe。冷凝压力Pc和蒸发压力Pe是由运行工况条件决定的,而中间压力 Pm则与双级压缩制冷系统一样,是运行中可控制调整的运行参数。为了后续分析方便起见,中间压力Pm参考双级压缩制冷系统的方法来确定,即高压级压比等于低压级压比:

式中:

β ——压比。

因此,本文中间压力的确定按如下公式:

在低压压缩流程中,Pm是压缩机出口压力,即吸收压力,在高压压缩流程中,Pm是压缩机进口压力,即发生压力。高、低压压缩流程与单级氨水吸收式制冷循环相比,溶液的放气范围增大,循环倍率降低,加热量减小;但同时由于系统增设了压缩机,系统的耗功亦有所增加,而且随着中间压力的变化,高、低压压缩流程中的压缩机耗功是不同的,同时吸收循环耗热量也是不同的。因此,在评价吸收/压缩复合制冷循环性能时,为了能将压缩机耗功与吸收循环所耗热能从能量品味上统一起来,本文将压缩机耗电折算成当量热耗量,从系统一次用能消耗角度对其进行了性能分析。

3.1.1 蒸发温度对一次用能的影响

图2表示在Th=140 ℃,Tw=32 ℃时,两种流程压缩机当量热耗量、热源耗热量和一次用能量随蒸发温度的变化情况。从图中可以看出,随着蒸发温度的降低,两流程中压缩机当量热耗量,吸收循环热源耗热量都不断增大。因此,导致两流程中一次用能总量随着蒸发温度的降低而增大。此外,高压压缩流程中仅吸收循环热源耗热量比低压流程中一次用能总量还要大。这是由于在相同的运行工况下,两流程具有相同的压比,因此两流程压缩机当量热耗量相差很小;而在吸收循环中,如图3所示,高压压缩流程的循环倍率和精馏热负荷要始终高于低压压缩流程。因此,由式(3)计算可得,低压压缩流程吸收循环热源耗热量明显低于高压压缩流程。在蒸发温度为-20 ℃时,高压流程中仅吸收循环热源耗热量就达到 2,182.33 kJ/kg,而低压压缩流程一次用能总量才为2,155.81 kJ/kg,因此如图2所示,高压压缩流程一次用能量要高于低压压缩流程。

3.1.2 热源温度对一次用能的影响

在Te=-20 ℃,Tw=32 ℃时,由式(9)计算所得的中间压力Pm=0.52 MPa。图4表示在上述设计工况下,热源温度变化对两种流程的压缩机当量热耗量、热源耗热量和一次用能量的影响。从图中可以看出,当中间压力不变时,热源温度的变化对压缩机当量热耗量几乎没有影响,这是因为热源温度的变化只会影响到吸收循环中发生终了溶液的浓度,对压缩机进出口参数几乎没有影响。当热源温度低于110 ℃时,随着热源温度的降低,两种流程中吸收循环的耗热量将逐渐增加,且当热源温度低于某一值时,耗热量将急剧增大。若再降低热源温度,两流程种吸收循环溶液的放气范围将减小至0,此时理论上氨水吸收/压缩复合制冷循环己无法正常工作。故在图示工况下,低压压缩流程的最低驱动热源温度不能低于90 ℃,而高压压缩流程不能低于95 ℃。当热源温度高于 110 ℃后,随着热源温度的升高,两种流程吸收循环热源耗热量基本保持不变,并略有增大的趋势。这是由于随着热源温度的提高,从溶液中发生出来的气体中水蒸气的含量增加,导致精馏负荷缓慢增加。因此,在给定工况下,存在一个最佳热源温度,使得两流程的一次用能最少。

图2 q随蒸发温度Te的变化 (Th=140 ℃,Tw=32 ℃)

图3 qRC和f随蒸发温度Te的变化 (Th=140 ℃,Tw=32 ℃)

图4 q随热源温度Th的变化(Te=-20 ℃,Tw=32 ℃,Pm=0.52 MPa)

3.1.3 冷却水温度对一次用能的影响

图5表示在Th=140 ℃,Te=-20 ℃时,冷却水温度变化对两种流程压缩机当量热耗量、热源耗热量和一次用能的影响。从图中可以看出,两流程中一次用能总量随着冷却水温度的升高而增大,且高压压缩流程的一次用能总量始终高于低压压缩流程。这是由于冷却水温度的升高会直接引起冷凝压力增大和吸收循环中吸收终了溶液浓度的降低。由式(8)和(9)可知,当蒸发温度一定时,冷凝压力的增大会引起系统压比的升高和中间压力的增大,因此两流程中吸收循环发生终了溶液浓度随冷却水温度的升高而间接增大。结果使得两流程中溶液的放气范围减小,循环倍率不断增加,热源耗热量增大;而系统压比的增大,使得两流程中压缩机当量热耗量有所增加。此外,当冷却水温度为 32 ℃时,低压压缩流程热源耗热量是压缩机当量热耗量的 3.9倍左右;而在高压压缩流程,热源耗热量是压缩机当量热耗量的4.9倍左右。因此,吸收循环热源耗热量对系统性能的影响要大于压缩机当量热耗量的影响。

图5 q随冷却水温度Tw的变化 (Th=140 ℃,Te=-20 ℃)

3.2 变工况条件下两种流程与单级氨水吸收流程的性能系数比较

与单级氨水吸收流程相比,吸收/压缩流程可以显著增大系统溶液的放气范围、减少循环倍率、提高氨水吸收式制冷循环的性能系数。但在相同的设计工况下,高低压压缩流程能否都取得高于单级氨水吸收流程的性能系数,高低压压缩流程和单级吸收流程分别更适合于哪种设计工况,本文对此做了研究。

3.2.1 蒸发温度对性能系数的影响

图6表示在Th=140 ℃,Tw=32 ℃时,单级氨水吸收流程的性能系数与中间压力按式(9)计算时高低压压缩流程的性能系数随蒸发温度的变化规律。如图8可以看出,三种流程的性能系数随着蒸发温度的升高而不断增大,低压压缩流程的性能系数始终高于高压压缩流程和单级氨水吸收流程。在相同的设计工况下,当蒸发温度低于-25 ℃时,单级氨水吸收流程己经无法实现,而高低压压缩流程仍可以正常工作,且能保持较高的性能系数。当蒸发温度大于-15 ℃时,高压压缩流程的性能系数己经明显低于单级氨水吸收流程的性能系数。这是因为与单级氨水吸收流程相比,压缩机的加入使得高压压缩流程吸收循环热源耗热量减小的量小于压缩机当量热耗量。因此与单级氨水吸收流程相比,高压压缩流程的优势只有在蒸发温度较低的时候才能发挥出来。

图6 COP随蒸发温度Te的变化 (Th=140 ℃,Tw=32 ℃)

3.2.2 热源温度对性能系数的影响

图7表示在Te=-20 ℃,Tw=32 ℃时,单级氨水吸收流程的性能系数与高低压压缩流程的中间压力Pm=0.52 MPa时的性能系数随热源温度的变化规律。如 4.1.2节讨论的那样,高低压压缩流程的性能系数随着热源温度的升高,均呈现出先增大到某一值后又开始缓慢减小。因此,存在一个最佳热源温度使得吸收/压缩流程的性能系数取得最大值。此外,从图中还可以看出,当热源温度低于135 ℃时,单级氨水吸收流程己无法实现,而吸收/压缩流程仍可保持较高的性能系数;当热源温度高于150 ℃,高压压缩流程的性能系数己明显低于单级氨水吸收流程的性能系数。因此,与单级氨水吸收流程相比,氨水吸收/压缩复合制冷循环能显著降低驱动热源的温度。

图7 COP随热源温度Th的变化(Te=-20 ℃,Tw=32 ℃,Pm=0.52 MPa)

3.2.3 冷却水温度对性能系数的影响

图8表示在Th=140 ℃,Te=-20 ℃时,单级氨水吸收流程的性能系数与中间压力按式(9)计算时高低压压缩流程的性能系数随冷却水温度的变化规律。从图中可以看出,在给定工况下,随着冷却水温度的升高,高低压压缩流程和单级氨水吸收流程的性能系数都不断减小;单级氨水吸收流程性能系数的下降速率要快于吸收/压缩流程。这是由于在相同的设计工况下,随着冷却水温度的升高,冷凝压力不断增大,致使单级流程放气范围迅速减小,耗热量急剧增加;冷却水温度超过 32 ℃时,单级氨水吸收流程己经无法实现。当冷却水温度低于27 ℃后,高压压缩流程的热力系数己经明显低于单级氨水吸收流程,而低压压缩流程仍保持较高的热力系数。因此,吸收/压缩流程可适用于冷却水温稍高的场合,且低压压缩流程的热力学性能始终要优于高压压缩流程。

图8 COP随冷却水温度Tw的变化 (Th=140 ℃,Te=-20 ℃)

4 结论

通过以上分析和比较,得出以下四点结论。

1) 在给定工况下,氨水吸收/压缩复合制冷循环中压缩机当量热耗量对循环热力性能的影响要比热源耗热量对循环的影响小;高、低压压缩流程中压缩机当量热耗量两者相差不大,而高压压缩流程一次用能量要高于低压压缩流程的一次用能量。

2) 在给定中间压力时,氨水吸收/压缩复合制冷循环的性能系数,随着蒸发温度的升高而增大,随着冷却水温度的升高而减小,而热源温度对性能系数的影响存在一个最佳值,当热源温度高于此值时,性能系数略有下降的趋势。

3) 在相同的设计工况下,低压压缩流程的性能系数要高于高压压缩流程和单级氨水吸收流程;而对于高压流程而言,总存在一个临界状态点,当蒸发温度和热源温度低于其相应的临界点,冷却水温度高于相应的临界点时,高压压缩流程才能体现出比单级氨水吸收流程更好的热力学性能。

4) 与高压压缩流程和单级氨水吸收流程相比,低压压缩流程更适用于所需制冷温度较低、冷却水温度稍高且有大量低品位余热的场合,拓宽了氨水吸收式制冷的应用范围。

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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

*鲍帅阳(1990-),男,助理工程师,硕士。研究方向:氨水吸收式制冷机、纳米流体等。联系地址:江苏省南京市四牌楼2号东南大学能源与环境学院动力楼405室,邮编:210096。联系电话:15150566770。E-mail:bao1990yang@163.com。

国家自然科学基金(51176029)

本论文选自2013中国制冷学会学术年会论文。