閆曉娜 陳光明 唐黎明 閆繼位 陳 琪

(1浙江大學(xué)能源清潔利用國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室制冷與低溫研究所 杭州 310027)

(2河南科技大學(xué)土木工程學(xué)院 洛陽(yáng) 471023)

1 引言

在能源危機(jī)和環(huán)境污染日益嚴(yán)重的情況下，建筑節(jié)能的重點(diǎn)應(yīng)放在采暖和空調(diào)能耗的減少上。在電力緊張的情況下，以熱能為驅(qū)動(dòng)力的吸收式熱泵是回收利用低溫位熱能的有效裝置，具有節(jié)約能源、保護(hù)環(huán)境的雙重作用［1］。太陽(yáng)能由于清潔、可再生且容易獲得等優(yōu)點(diǎn)被越來(lái)越多地應(yīng)用于吸收式系統(tǒng)中。研究結(jié)果表明，傳統(tǒng)單效吸收式系統(tǒng)需要熱源溫度90℃以上，因此低品位的太陽(yáng)能熱不能用于驅(qū)動(dòng)單效吸收式系統(tǒng)。由于傳統(tǒng)的兩級(jí)吸收式系統(tǒng)效率太低使得低品位太陽(yáng)能熱在吸收式中的應(yīng)用受到限制。一些改進(jìn)的吸收式制冷系統(tǒng)相繼被提出以提高其效率［2-5］。比如雙效循環(huán)、吸收-噴射復(fù)合循環(huán)、GAX循環(huán)和三效循環(huán)以及四效循環(huán)等，但這些循環(huán)對(duì)驅(qū)動(dòng)熱源的要求也更高，并且GAX、三效和四效等系統(tǒng)結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。為降低熱源溫度，2011年陳光明提出1.x效吸收噴射復(fù)合吸收式制冷循環(huán)［6］。這些循環(huán)的共同特點(diǎn)是采用單一熱源，會(huì)受到熱源數(shù)量和場(chǎng)地的限制。隨著太陽(yáng)能集熱技術(shù)以及地?zé)崮荛_采技術(shù)的發(fā)展，在全球“低碳”的呼聲下，將工業(yè)動(dòng)力余熱、低溫太陽(yáng)能和地?zé)崮苓@幾種低品位熱源應(yīng)用于吸收式系統(tǒng)對(duì)建筑節(jié)能具有重大意義。Giovanni A.Long等人提出一種單雙效耦合系統(tǒng)［7］，該系統(tǒng)由引擎排氣和引擎冷卻水驅(qū)動(dòng)，但是該系統(tǒng)針對(duì)的主要是較高溫度的廢熱。如何降低對(duì)熱源溫度的需求，并充分利用低品位熱源來(lái)制冷或制熱，就顯得尤為重要。本文提出一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的新型動(dòng)力余熱、低溫太陽(yáng)能熱和地?zé)崮苈?lián)合驅(qū)動(dòng)吸收式熱泵系統(tǒng)。將傳統(tǒng)單效系統(tǒng)無(wú)法利用的低品位太陽(yáng)能熱作為聯(lián)合驅(qū)動(dòng)熱源，由低品位的地?zé)崮芴峁崃拷o蒸發(fā)器，從而在減少了高溫?zé)嵩聪牡耐瑫r(shí)使得系統(tǒng)具有較高的效率。

2 循環(huán)介紹

本文研究一種三熱源互補(bǔ)吸收式熱泵循環(huán)，如圖1所示，工作流程如下:

圖1 三熱源互補(bǔ)吸收式熱泵循環(huán)Fig.1 Triple heat sources-driven absorption heat pump

高壓發(fā)生器采用動(dòng)力余熱作為熱源，圖中(33)點(diǎn)和(34)點(diǎn)分別表示高壓發(fā)生器動(dòng)力余熱入口與出口;部分高壓發(fā)生器產(chǎn)生的過(guò)熱冷劑蒸氣釋放出潛熱和顯熱作為低壓發(fā)生器1的熱源，見圖中(2)點(diǎn)和(3)點(diǎn);低溫太陽(yáng)能熱水作為低壓發(fā)生器2的熱源，見圖中(35)點(diǎn)和(36)點(diǎn);地埋管水向蒸發(fā)器提供熱量，見圖中(41)點(diǎn)和(42)點(diǎn)。冷凝器與吸收器排放的熱量提供給空調(diào)末端熱水，空調(diào)末端熱水采用并聯(lián)的方式進(jìn)入冷凝器和吸收器，圖中(37)點(diǎn)和(38)點(diǎn)分別表示吸收器空調(diào)末端熱水入口和出口，(39)點(diǎn)和(40)點(diǎn)分別表示冷凝器空調(diào)末端熱水入口和出口。

冷劑工作過(guò)程:從高壓發(fā)生器產(chǎn)生出來(lái)的冷劑蒸氣(1)分為兩股，其中一股高壓蒸氣(2)作為低壓發(fā)生器1的熱源釋放出潛熱和顯熱后(3)經(jīng)節(jié)流閥V2節(jié)流后進(jìn)入冷凝器進(jìn)行冷凝。另一股高壓蒸氣(5)作為引射器的工作流體將由低壓發(fā)生器1與低壓發(fā)生器2產(chǎn)生的冷劑蒸氣混合的低壓蒸氣(9)引射至冷凝壓力下的制冷劑蒸氣，接著引射器出口的蒸氣(10)進(jìn)入冷凝器進(jìn)行冷凝。冷凝過(guò)程放出的熱量提供給空調(diào)末端熱水，以達(dá)到制熱效果。從冷凝器出來(lái)的制冷劑液體(11)經(jīng)節(jié)流閥V3節(jié)流至蒸發(fā)壓力(12)并進(jìn)入蒸發(fā)器吸收來(lái)自地埋管水的熱量進(jìn)行蒸發(fā)，蒸發(fā)器出口冷劑蒸氣(32)進(jìn)入吸收器被溶液吸收，吸收過(guò)程放出的熱量提供給空調(diào)末端熱水，制冷劑工作過(guò)程結(jié)束。

溶液循環(huán)回路:在吸收器中吸收冷劑蒸氣后的溶液(14)經(jīng)溶液泵升壓后(15)，分為兩路(17)和(22)分別輸送至高溫溶液換熱器和低溫溶液換熱器，由調(diào)節(jié)閥V4控制流量。流經(jīng)高溫溶液換熱器的溶液被從高壓發(fā)生器流出的高溫溶液預(yù)熱至(18)然后流進(jìn)高壓發(fā)生器，高壓發(fā)生器出口的溶液(19)經(jīng)高溫溶液換熱器預(yù)冷后至(20)被節(jié)流至吸收壓力(21)，接著流進(jìn)吸收器。進(jìn)入低溫溶液換熱器的溶液(22)被從低壓發(fā)生器1和低壓發(fā)生器2流出的溶液預(yù)熱至(23)，然后分為兩路(25)和(28)分別流進(jìn)低壓發(fā)生器1和低壓發(fā)生器2，由調(diào)節(jié)閥V6和V7控制流量。低壓發(fā)生器1的出口溶液(26)和低壓發(fā)生器2的出口溶液(29)混合后至(30)流經(jīng)低溫溶液換熱器并預(yù)冷，預(yù)冷后的溶液(31)被節(jié)流至吸收壓力(32)，接著流進(jìn)吸收器，溶液環(huán)路結(jié)束。

3 循環(huán)模擬計(jì)算

建立系統(tǒng)各組成部件數(shù)學(xué)模型，各個(gè)部件均可看作一個(gè)控制容積，由控制方程描述，為簡(jiǎn)化模型，本文做出如下假設(shè):

(1)系統(tǒng)運(yùn)行處于穩(wěn)定狀態(tài)，忽略各換熱部件和管道的漏熱損失;

(2)忽略溶液和蒸氣在各換熱器及其連接通道中的壓力降，也即冷凝器及其冷劑蒸氣進(jìn)出口狀態(tài)點(diǎn)壓力等于冷凝壓力，吸收器、蒸發(fā)器部件及其工質(zhì)進(jìn)出口狀態(tài)點(diǎn)壓力都等于蒸發(fā)壓力;

(3)高低壓發(fā)生器和吸收器出口溶液均完全達(dá)到飽和狀態(tài);

(4)節(jié)流過(guò)程為等焓過(guò)程;

(5)冷凝器出口冷劑被冷卻為飽和液體，蒸發(fā)器出口冷劑蒸發(fā)為飽和蒸氣;

(6)低壓發(fā)生器1的熱源出口溫度與溶液出口溫度差為5℃;

(7)高溫溶液熱交換器和低溫溶液熱交換器冷端換熱溫差均為10℃;

(8)忽略溶液循環(huán)泵的耗功。

新循環(huán)中各主要部件平衡方程如下所示:

式中:G為工質(zhì)摩爾流量，mol/s;X表示溴化鋰溶液摩爾分?jǐn)?shù)，mol/mol;h為工質(zhì)摩爾比焓，J/mol;下標(biāo)i和o分別表示部件進(jìn)口狀態(tài)與出口狀態(tài);Q為各部件與外界的換熱量，吸熱為正，放熱為負(fù)，W。

由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，引射器被廣泛應(yīng)用于吸收式制冷系統(tǒng)中［8］，它是三熱源互補(bǔ)吸收式熱泵循環(huán)中的一個(gè)關(guān)鍵部件，高壓工作流體(高壓發(fā)生器產(chǎn)生的冷劑蒸氣)經(jīng)過(guò)噴嘴后變成高速低壓的流體進(jìn)入接受室，再把以較低壓力進(jìn)入接受室的引射流體(低壓發(fā)生器1和低壓發(fā)生器2產(chǎn)生的冷劑蒸氣)從接受室中吸走。之后這兩股流體在混合室中進(jìn)行速度的均衡和壓力提高至冷凝壓力，引射器工作性能的好壞直接影響到整個(gè)系統(tǒng)的制熱性能。一般以引射系數(shù)的大小來(lái)表示引射器工作性能，定義為引射流體流量與工作流體流量之比，用u表示。

通過(guò)合理的假設(shè)，根據(jù)能量守恒、組分守恒和質(zhì)量守恒對(duì)系統(tǒng)各部件建立熱力學(xué)模型，可以計(jì)算出各個(gè)狀態(tài)點(diǎn)的熱力學(xué)參數(shù)。在VB環(huán)境下編寫熱力計(jì)算程序，通過(guò)NIST REFPROP8.0數(shù)據(jù)庫(kù)調(diào)用冷劑水的熱物性子程序，采用文獻(xiàn)［9］Klomfar提供的方法計(jì)算飽和溴化鋰水溶液溫度、壓力及濃度等物性參數(shù)，采用文獻(xiàn)［10］索科洛夫提供的動(dòng)力函數(shù)法計(jì)算引射器最大引射系數(shù)，在給定的外部參數(shù)條件下，進(jìn)行整個(gè)系統(tǒng)的循環(huán)性能分析與比較。

4 循環(huán)熱力性能分析與比較

本系統(tǒng)中動(dòng)力排煙余熱與低溫太陽(yáng)能熱互補(bǔ)，低溫太陽(yáng)能熱不能驅(qū)動(dòng)傳統(tǒng)單效吸收式循環(huán)，耦合循環(huán)中以消耗一定量動(dòng)力排煙余熱為代價(jià)，使得低溫太陽(yáng)能熱能夠驅(qū)動(dòng)低壓發(fā)生器2產(chǎn)生額外制冷劑蒸氣，這樣也就提高了系統(tǒng)整體制熱量的輸出。以1單位余熱負(fù)荷和R單位低溫太陽(yáng)能熱負(fù)荷的輸入所得到的制熱量稱為當(dāng)量制熱性能系數(shù)，以COPh'表示。以當(dāng)量制熱性能系數(shù)最大為目標(biāo)，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行性能分析。

4.1 循環(huán)熱力性能分析

圖2表示高壓發(fā)生器發(fā)生溫度為130℃，低壓發(fā)生器2發(fā)生溫度為75℃，冷凝溫度和吸收溫度均為47℃，蒸發(fā)溫度為12℃，消耗一個(gè)單位動(dòng)力余熱負(fù)荷和1/5單位太陽(yáng)能負(fù)荷的條件下高發(fā)壓力與低發(fā)壓力對(duì)當(dāng)量制熱性能系數(shù)的影響曲線。

圖2 壓力對(duì)COPh'的影響Fig2 Effect of pressure values on COPh'

從圖中可以看出，在低發(fā)壓力一定的條件下，隨著高發(fā)壓力的增加當(dāng)量制熱性能系數(shù)先增加后迅速降低。隨著高發(fā)壓力的增加，系統(tǒng)的引射系數(shù)和低壓發(fā)生器1的熱源溫度增加，使得系統(tǒng)性能得以提升。但是高發(fā)壓力的增加也會(huì)導(dǎo)致高壓發(fā)生器出口溶液濃度降低，引起高壓溶液循環(huán)倍率增加，這將降低系統(tǒng)的性能，也就是說(shuō)，系統(tǒng)運(yùn)行在最佳工況需要對(duì)高發(fā)壓力進(jìn)行優(yōu)化。另外，當(dāng)高發(fā)壓力一定時(shí)，隨著低壓發(fā)生壓力的增加，引射器的壓比降低從而增強(qiáng)引射器的工作性能，這對(duì)增強(qiáng)系統(tǒng)性能是有利的。但是，低壓發(fā)生壓力的增加又會(huì)降低低壓發(fā)生器1出口溶液濃度，增加其溶液循環(huán)倍率，從而使系統(tǒng)性能向下降的趨勢(shì)發(fā)展。同樣，系統(tǒng)也存在最優(yōu)的低壓發(fā)生壓力，以下提到的參數(shù)均指優(yōu)化值。

圖3表示吸收溫度與冷凝溫度均為47℃，低壓發(fā)生器2發(fā)生溫度75℃，蒸發(fā)溫度為12℃，消耗一個(gè)單位動(dòng)力余熱負(fù)荷和1/5單位太陽(yáng)能負(fù)荷的條件下高壓發(fā)生器發(fā)生溫度TGH變化對(duì)優(yōu)化的當(dāng)量制熱性能系數(shù)以及引射系數(shù)的影響。圖4表示此條件下TGH變化對(duì)優(yōu)化的高壓和低壓的影響。

圖3 高壓發(fā)生溫度對(duì)性能參數(shù)的影響Fig.3 Effect of high pressure generation temperature values on performance parameters

從圖中可以看出，隨著高壓發(fā)生器發(fā)生溫度的增加，當(dāng)量制熱性能系數(shù)和引射系數(shù)以及優(yōu)化的高壓和低壓都成增加趨勢(shì)。這是因?yàn)椋S著高壓發(fā)生器發(fā)生溫度的升高，高壓發(fā)生器能夠在較高的壓力下更好地工作，使得低壓發(fā)生器1產(chǎn)生的冷劑蒸氣溫度升高，從而引射流體溫度升高，這樣引射器工作性能也得以提升，因此低壓發(fā)生器的最優(yōu)發(fā)生壓力隨之升高。

圖5表示吸收溫度與冷凝溫度均為47℃，高壓發(fā)生器發(fā)生溫度130℃，蒸發(fā)溫度為12℃，消耗一個(gè)單位動(dòng)力余熱負(fù)荷和1/5單位太陽(yáng)能負(fù)荷的條件下低壓發(fā)生器2發(fā)生溫度TGL變化對(duì)優(yōu)化的當(dāng)量制熱性能系數(shù)以及引射系數(shù)的影響。圖6表示此條件下TGL變化對(duì)優(yōu)化的高發(fā)壓力以及低發(fā)壓力的影響。

從圖中可以看出，隨著低壓發(fā)生器2發(fā)生溫度的增加，當(dāng)量制熱性能系數(shù)和引射系數(shù)以及優(yōu)化的高壓和低壓都成增加趨勢(shì)。這是因?yàn)?，隨著低壓發(fā)生器2發(fā)生溫度的升高，低壓發(fā)生器2能夠在較高的壓力下更好地工作，使得引射器工作性能得以提升，因此高壓發(fā)生器的最優(yōu)發(fā)生壓力也隨之升高。

圖5 T GL對(duì)COPh'和u的影響Fig.5 Effect of T GL on COPh'and u

圖6 低發(fā)2發(fā)生溫度對(duì)優(yōu)化壓力的影響Fig.6 Effect of T GL on optimized pressure values

4.2 不同系統(tǒng)制熱量對(duì)比分析

單一的中低溫動(dòng)力余熱熱源在1.x效循環(huán)［6］中能夠以較好的性能得到應(yīng)用。低溫太陽(yáng)能熱可在兩級(jí)吸收循環(huán)中應(yīng)用。在相同熱源條件下，能夠達(dá)到兩套循環(huán)產(chǎn)生的制熱量之和的前提下，采用三熱源熱泵循環(huán)將大大地簡(jiǎn)化設(shè)備，減少初投資，這將具有重要的實(shí)際意義，以下將各系統(tǒng)性能做一比較。

圖7所示為高壓發(fā)生器發(fā)生溫度為130℃，低壓發(fā)生器2發(fā)生溫度為70℃，冷凝溫度和吸收溫度均為47℃，蒸發(fā)溫度為10℃的條件下，熱源負(fù)荷比1/R對(duì)制熱量Qh影響曲線。從圖中可以看出，在輸入1 kW動(dòng)力余熱負(fù)荷和R kW太陽(yáng)能負(fù)荷的條件下，采用耦合循環(huán)得到的制熱量能夠達(dá)到一套1.x效循環(huán)和一套傳統(tǒng)兩級(jí)循環(huán)得到的制熱量之和，并且稍有提高，較低品位的太陽(yáng)能熱越多這種優(yōu)勢(shì)越明顯。

圖7 負(fù)荷比對(duì)制熱量的影響Fig.7 Effect of heat capacity ratio values on heating capacity

5 結(jié)論

(1)提出一種高效利用中低溫動(dòng)力余熱與低溫太陽(yáng)能熱互補(bǔ)、地?zé)崤c太陽(yáng)能熱互補(bǔ)的吸收式熱泵循環(huán)。該循環(huán)能夠利用傳統(tǒng)單效吸收式循環(huán)不能利用的較低品位太陽(yáng)能熱。

(2)消耗相同的熱源，采用耦合循環(huán)所得制熱量能夠達(dá)到一套1.x效循環(huán)和一套傳統(tǒng)兩級(jí)循環(huán)得到的制熱量之和，并且稍有提高，較低品位的太陽(yáng)能熱越多這種優(yōu)勢(shì)越明顯。這大大簡(jiǎn)化了系統(tǒng)結(jié)構(gòu)并降低了初投資。

(3)循環(huán)工作在最佳工況，高發(fā)壓力與低發(fā)壓力均需要優(yōu)化。

(4)高低壓優(yōu)化壓力和引射系數(shù)以及系統(tǒng)制熱性能都隨著高壓或低壓發(fā)生器發(fā)生溫度的升高而上升。

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