李星，徐士鳴，李見(jiàn)波

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基于R124-DMAC為工質(zhì)對(duì)的余熱吸收式制冷

李星1，徐士鳴1，李見(jiàn)波2

（1大連理工大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院，遼寧大連 116024；2山東科技大學(xué)機(jī)械電子工程學(xué)院，山東青島 266590）

設(shè)計(jì)并搭建了制冷量為3 kW、以R124-DMAC為工質(zhì)、采用電熱高溫空氣模擬發(fā)動(dòng)機(jī)排氣廢熱的空冷鼓泡吸收制冷實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，通過(guò)改變熱空氣進(jìn)口溫度、冷凍水溫度和濃溶泵流率測(cè)試系統(tǒng)工作參數(shù)的變化趨勢(shì)。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，當(dāng)發(fā)生器稀溶液出口溫度約為100℃時(shí)，蒸發(fā)溫度為-4℃，系統(tǒng)COP值最大可達(dá)到約0.54，而且實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)穩(wěn)定性較好；影響系統(tǒng)制冷量和COP值的主要參數(shù)是熱空氣進(jìn)口溫度和冷凍水溫度；當(dāng)蒸發(fā)溫度低于5℃時(shí)，為了提高制冷效果需考慮設(shè)置精餾裝置。

汽車空調(diào)；實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證；廢熱；傳熱；鼓泡吸收；多頭螺旋盤管發(fā)生器；汽液平衡；熱力學(xué)

引 言

據(jù)統(tǒng)計(jì)，2009年我國(guó)已經(jīng)成為世界第一大汽車生產(chǎn)國(guó)和消費(fèi)國(guó)[1]，而且近年來(lái)的發(fā)展態(tài)勢(shì)有增無(wú)減。汽車消耗的石化燃料逐年增加，車輛的節(jié)能減排隨之成了當(dāng)前研究的重要課題之一。

目前，汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)還是傳統(tǒng)蒸氣壓縮式制冷，需要消耗汽車發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率的8%～12%[2]。這不僅使汽車平均里程耗油增加16%～20%，也使有害廢氣排放增加。然而，汽車發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)化為輸出軸功的熱效率為30%～40%，剩余的燃料燃燒熱量都以廢熱形式排出車外[3]。利用汽車發(fā)動(dòng)機(jī)排出的廢熱驅(qū)動(dòng)制冷系統(tǒng)給汽車提供冷量，是汽車節(jié)能減排的一個(gè)很好的發(fā)展方向。

可以利用汽車廢熱驅(qū)動(dòng)制冷的方式主要有噴射式、吸附式和溶液吸收式等。噴射式制冷效率偏低，工作性能受冷卻介質(zhì)溫度和廢熱排放特性影響較大[4]；吸附式制冷中吸附劑為多微孔介質(zhì)，導(dǎo)熱性能低，制冷性能系數(shù)不夠高[5]；溶液吸收式制冷因其對(duì)流換熱效果好，COP相對(duì)高，工況適應(yīng)性強(qiáng)，經(jīng)特殊設(shè)計(jì)后可在震動(dòng)、搖晃下工作，已成為汽車廢熱制冷研究的主要方向之一[6-7]。目前用于吸收式制冷的工質(zhì)（氨水和溴化鋰水溶液）均存在一些缺陷。氨有毒性，空冷條件下氨水系統(tǒng)工作壓力高，安全性差，而且對(duì)有色金屬有腐蝕性，系統(tǒng)需要用碳鋼制成，使得制冷系統(tǒng)的重量和體積均較大；溴化鋰水溶液制冷系統(tǒng)在高真空度下工作，車用條件下難以保障真空度，也難以采用適合車用的空冷翅片管內(nèi)鼓泡吸收方式[8]。

針對(duì)汽車尾氣廢熱制冷所涉及的問(wèn)題，文獻(xiàn)[9-12]中提出了汽車發(fā)動(dòng)機(jī)廢熱與動(dòng)力聯(lián)合驅(qū)動(dòng)的吸收/壓縮混合制冷系統(tǒng)，并以R124-DMAC作為工質(zhì)，對(duì)汽車廢熱制冷循環(huán)特性進(jìn)行了一系列理論研究，得到了空調(diào)大客發(fā)動(dòng)機(jī)排氣廢熱以及環(huán)境溫度變化對(duì)吸收/壓縮混合制冷系統(tǒng)工作特性的影響規(guī)律。為了證實(shí)理論采用R124-DMAC為工質(zhì)的全空冷吸收/壓縮混合制冷系統(tǒng)的計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確性以及實(shí)際系統(tǒng)運(yùn)行的可靠性，設(shè)計(jì)并制造了該制冷系統(tǒng)的工作原理驗(yàn)證樣機(jī)及其實(shí)驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)。本實(shí)驗(yàn)僅對(duì)吸收/壓縮混合制冷中吸收制冷子循環(huán)進(jìn)行研究。

1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)及測(cè)試設(shè)備

1.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

圖1為以R124-DMAC為工質(zhì)的空冷型吸收制冷系統(tǒng)流程（包括溫度、壓力和流率測(cè)點(diǎn)），圖2為其原理驗(yàn)證機(jī)及測(cè)試系統(tǒng)照片。系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)見(jiàn)表1，其中稀、濃溶液設(shè)計(jì)濃度差為0.08。

圖1 空冷型R124-DMAC鼓泡吸收制冷實(shí)驗(yàn)裝置流程

圖2 空冷型R124-DMAC鼓泡吸收制冷實(shí)驗(yàn)裝置照片

表1 以R124-DMAC為工質(zhì)的空冷型吸收制冷系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)

空冷型R124-DMAC吸收制冷原理驗(yàn)證樣機(jī)設(shè)計(jì)制冷負(fù)荷為3 kW，采用功率可調(diào)（最大加熱功率為9 kW）電加熱高溫空氣發(fā)生器模擬汽車發(fā)動(dòng)機(jī)排氣。為了正確測(cè)定制冷系統(tǒng)的冷負(fù)荷，測(cè)試用蒸發(fā)器采用套管式蒸發(fā)器，冷凍水通過(guò)蒸發(fā)器。制冷負(fù)荷由兩種方法同時(shí)測(cè)定：一種是測(cè)定進(jìn)、出冷凍水箱的冷凍水溫度和流率，通過(guò)計(jì)算得到；另一種是測(cè)定為平衡制冷負(fù)荷而向冷凍水箱進(jìn)行加熱保持恒溫所消耗的電量。

1.2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)工作流程描述

圖1所示的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)排氣廢熱制冷模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)是利用熱空氣模擬發(fā)動(dòng)機(jī)排氣。出空氣加熱器的高溫空氣流經(jīng)多頭螺旋盤管發(fā)生器[13]加熱盤管內(nèi)工作溶液，使部分制冷劑蒸氣從溶液中分離，從而在管內(nèi)形成氣液兩相流。降溫后的熱空氣經(jīng)高溫風(fēng)機(jī)抽引，再次進(jìn)入空氣加熱器。出發(fā)生器螺旋盤管的工質(zhì)流入氣液分離器，分離出的稀溶液經(jīng)溶液換熱器降溫并通過(guò)調(diào)節(jié)閥后進(jìn)入空冷翅片管鼓泡吸收器，吸收來(lái)自蒸發(fā)器的制冷劑蒸氣。分離出的高溫制冷劑蒸氣進(jìn)入空冷冷凝器被冷凝成液體，并經(jīng)過(guò)冷器進(jìn)一步降溫后由毛細(xì)管節(jié)流進(jìn)入套管式蒸發(fā)器蒸發(fā)產(chǎn)生冷量。蒸發(fā)后的制冷劑蒸氣進(jìn)入空冷翅片管鼓泡吸收器，被稀溶液吸收。出吸收器的濃溶液流入溶液儲(chǔ)液罐。濃溶液經(jīng)變頻電機(jī)驅(qū)動(dòng)的溶液泵加壓并經(jīng)溶液換熱器升溫后再次進(jìn)入發(fā)生器螺旋盤管，完成吸收制冷一個(gè)工作循環(huán)。

1.3 測(cè)試儀器、儀表及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

實(shí)驗(yàn)中采用線性度好、靈敏度高、穩(wěn)定性較強(qiáng)的K型熱電偶測(cè)量12個(gè)狀態(tài)點(diǎn)處的溫度，產(chǎn)生的電壓信號(hào)被HR2300數(shù)據(jù)采集儀（日本橫河）獲取，其溫度補(bǔ)償形式采用儀器內(nèi)部補(bǔ)償。壓力測(cè)量采用精確度為0.25、型號(hào)為YK3051的電容式壓力傳感/變送器（大連優(yōu)科儀表）。流率測(cè)量選用精度等級(jí)為1級(jí)、型號(hào)為L(zhǎng)DG-15S的智能電磁流量計(jì)（大連優(yōu)科儀表）。測(cè)量不受流體密度、黏度、溫度、壓力影響，而且測(cè)量管內(nèi)無(wú)阻流部件，全數(shù)字處理，測(cè)量可靠。

1.4 實(shí)驗(yàn)結(jié)果測(cè)量與誤差分析

在該實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，制冷量的測(cè)量方法是通過(guò)調(diào)節(jié)水箱內(nèi)加熱器功率維持水箱溫度不變，定時(shí)讀取電度表讀數(shù)而得；其他換熱器熱負(fù)荷是通過(guò)測(cè)量進(jìn)出口溫度和流率計(jì)算得到；系統(tǒng)COP是通過(guò)制冷量與消耗能量的比值得到，而系統(tǒng)所消耗能量包括發(fā)生器熱負(fù)荷、冷凝器和吸收器冷卻風(fēng)扇功率與濃溶泵功率，這些功率值通過(guò)實(shí)驗(yàn)臺(tái)總電度表測(cè)得。

對(duì)于實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)傳遞誤差的分析需求出各變量的傳遞誤差系數(shù)，系統(tǒng)主要儀器的測(cè)量誤差見(jiàn)表2。若變量為12、y的函數(shù)，則的絕對(duì)誤差和相對(duì)誤差分別為

表2 主要儀器及測(cè)量誤差

表3 換熱器熱負(fù)荷測(cè)量誤差計(jì)算結(jié)果

1.5 實(shí)驗(yàn)過(guò)程描述

實(shí)驗(yàn)樣機(jī)啟動(dòng)前，關(guān)閉冷凝器和蒸發(fā)器之間以及氣液分離器和吸收器之間的閥門，以使系統(tǒng)高壓側(cè)的壓力能在較短的時(shí)間內(nèi)升高。然后開(kāi)啟電加熱器和高溫風(fēng)機(jī)，使熱空氣在加熱器和發(fā)生器之間進(jìn)行循環(huán)。當(dāng)加熱器出口溫度升高到200℃左右時(shí)，開(kāi)啟冷凝器風(fēng)扇，啟動(dòng)溶液泵，調(diào)節(jié)閥門開(kāi)度，控制流率，同時(shí)打開(kāi)稀溶液側(cè)的閥，使溶液能夠循環(huán)。當(dāng)發(fā)生器壓力升高到0.3 MPa（表壓）時(shí)，打開(kāi)制冷劑側(cè)閥，使制冷劑能進(jìn)入蒸發(fā)器蒸發(fā)。開(kāi)啟冷凍水水箱循環(huán)水泵及水箱中加熱器為制冷劑蒸發(fā)吸熱提供熱量，同時(shí)開(kāi)啟吸收器冷卻風(fēng)機(jī)進(jìn)行散熱。至此制冷系統(tǒng)開(kāi)始工作，通過(guò)調(diào)節(jié)稀溶液進(jìn)入吸收器閥門開(kāi)度和水箱加熱器功率分別維持溶液循環(huán)量和冷凍水溫度（以下冷凍水溫度均指冷凍水箱內(nèi)的冷凍水溫度）恒定，直到系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中室內(nèi)環(huán)境溫度（冷卻空氣進(jìn)口溫度）維持在25℃±2℃范圍內(nèi)。

1.6 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)穩(wěn)定性

圖3給出了實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)從啟動(dòng)到平穩(wěn)運(yùn)行期間各測(cè)點(diǎn)溫度隨時(shí)間的變化規(guī)律。由圖可以看出，在冷凍水溫為20℃、濃溶液流率為170 L·h-1的工況下，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)開(kāi)機(jī)后，氣液分離器出口稀溶液溫度（1）、氣液分離器出口氣體溫度（6）、進(jìn)發(fā)生器濃溶液溫度（5）均隨時(shí)間逐漸升高并趨于平穩(wěn)，而且始終保持1＞6＞5的特點(diǎn)。鼓泡吸收器出口濃溶液溫度（3）一直大于冷凝器出口液體溫度（7），說(shuō)明吸收器熱負(fù)荷高于冷凝器熱負(fù)荷。而蒸發(fā)器出口溫度（9）和吸收器入口制冷劑蒸氣溫度（10）隨時(shí)間延長(zhǎng)逐漸減小，顯示實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)產(chǎn)生制冷效果。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)從啟動(dòng)到平穩(wěn)約需要0.5 h。在10:49時(shí)，改變工況（升高冷凍水溫度，減小濃溶液流率），各點(diǎn)溫度參數(shù)發(fā)生突變，約30 min后系統(tǒng)重新穩(wěn)定。而文獻(xiàn)[14]提到，由Muthu等設(shè)計(jì)的R134a/DMAC制冷系統(tǒng)穩(wěn)定時(shí)間至少需要2 h。Manzela等[15]利用發(fā)動(dòng)機(jī)廢熱設(shè)計(jì)的氨水吸收制冷系統(tǒng)經(jīng)過(guò)3 h后 才能達(dá)到穩(wěn)態(tài)。由此可見(jiàn)，本研究設(shè)計(jì)的采用R124/DMAC為工質(zhì)的空冷吸收式制冷系統(tǒng)穩(wěn)定性更優(yōu)。

圖3 各測(cè)點(diǎn)溫度隨時(shí)間的變化關(guān)系

2 實(shí)驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)與結(jié)果分析

實(shí)驗(yàn)過(guò)程測(cè)得的數(shù)據(jù)經(jīng)整理、歸納后，其結(jié)果如圖4～圖8所示。

圖4 冷凍水溫度、熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵出口流率變化對(duì)T1的影響

圖5 熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵出口流率對(duì)蒸發(fā)和冷凝壓力的影響

圖6 熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵流率對(duì)循環(huán)放氣范圍的影響

圖7 冷凍水溫度和熱空氣進(jìn)口溫度變化對(duì)蒸發(fā)溫度的影響

圖8 冷凍水溫度和濃溶泵流率變化對(duì)蒸發(fā)溫度的影響

2.1 熱空氣進(jìn)口溫度、冷凍水溫度和濃溶泵出口流率變化對(duì)發(fā)生器出口稀溶液溫度的影響

圖4顯示了冷凍水溫度為20℃和25℃兩種條件下發(fā)生器出口稀溶液溫度（1）與濃溶泵出口流率和熱空氣進(jìn)口溫度之間的變化關(guān)系。由圖可見(jiàn)，隨著熱空氣進(jìn)口溫度的升高，1也隨之升高。而隨著濃溶液流率增大，1減小。冷凍水溫度升高，1有所升高。在冷凝壓力、濃溶液濃度和流率不變的條件下，1升高意味著溶液循環(huán)放氣范圍增大，發(fā)生出的制冷劑量增加，系統(tǒng)制冷負(fù)荷增大。

2.2 熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵出口流率變化對(duì)蒸發(fā)和冷凝壓力的影響

圖5給出了在冷凍水溫度為20℃條件下熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵出口流率對(duì)蒸發(fā)和冷凝壓力的影響關(guān)系，該壓力均為表壓。由圖可知，在冷凍水溫度一定的條件下，蒸發(fā)壓力和冷凝壓力大小受濃溶泵流率影響很小，主要受熱空氣進(jìn)口溫度影響。對(duì)于結(jié)構(gòu)尺寸確定的多頭螺旋盤管發(fā)生器而言，隨著熱空氣進(jìn)口溫度增加，發(fā)生器換熱溫差加大，換熱負(fù)荷增加，發(fā)生出的制冷劑量提高，從而導(dǎo)致冷凝器和蒸發(fā)器換熱負(fù)荷增加，換熱溫差有所增加，使得冷凝和蒸發(fā)壓力均隨熱空氣進(jìn)口溫度升高有所增加。但因所設(shè)計(jì)的制冷系統(tǒng)中未設(shè)置精餾器，使得出發(fā)生器的混合蒸氣中吸收劑的含量會(huì)隨熱空氣進(jìn)口溫度升高有所增大，這會(huì)導(dǎo)致冷凝和蒸發(fā)壓力降低，最終出現(xiàn)壓力增加率減緩的趨勢(shì)。由于R124/DMAC的標(biāo)準(zhǔn)沸點(diǎn)差為165℃，僅比氨水的標(biāo)準(zhǔn)沸點(diǎn)差高32℃，為了提高系統(tǒng)的COP值，對(duì)于采用R124/DMAC的吸收式制冷系統(tǒng)最好也設(shè)置精餾裝置。

2.3 熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵出口流率變化對(duì)溶液循環(huán)放氣范圍的影響

圖6給出了冷凍水溫度為20℃條件下熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵出口流率變化對(duì)溶液循環(huán)放氣范圍的影響關(guān)系。由圖可見(jiàn)，當(dāng)泵流率一定時(shí)，溶液循環(huán)放氣范圍隨熱空氣進(jìn)口溫度降低而逐漸降低；當(dāng)熱空氣進(jìn)口溫度一定時(shí)，放氣范圍隨流率增加而下降。其原因在于，熱空氣進(jìn)口溫度升高后，發(fā)生器換熱負(fù)荷增大，制冷劑蒸氣產(chǎn)率增加，而濃溶液流率不變，使得溶液放氣范圍增大；當(dāng)泵流率增加時(shí)，會(huì)使發(fā)生器內(nèi)溶液溫度降低，并使單位時(shí)間內(nèi)制冷劑蒸氣產(chǎn)量略有增加，發(fā)生壓力略有升高，而飽和濃度則由飽和溫度和壓力共同決定，則使氣液分離器出口稀溶液濃度升高，而濃溶液濃度不變，使放氣范圍減小。

2.4 冷凍水溫度、熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵流率變化對(duì)蒸發(fā)溫度的影響

圖7和圖8分別給出了冷凍水溫度、熱空氣進(jìn)口溫度及濃溶泵流率變化對(duì)蒸發(fā)溫度的影響關(guān)系。圖7顯示制冷劑蒸發(fā)溫度隨熱空氣進(jìn)口溫度和冷凍水溫度上升均有所增加。按圖4和圖6給出的實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，在冷凍水溫度不變的條件下，熱空氣進(jìn)口溫度上升后，1隨之升高，循環(huán)放氣范圍增加，發(fā)生器負(fù)荷增大，發(fā)生出的制冷劑流率增加，這會(huì)使蒸發(fā)器負(fù)荷增大。從換熱的角度出發(fā)，對(duì)于結(jié)構(gòu)形式和尺寸一定的蒸發(fā)器而言，換熱負(fù)荷增加會(huì)使換熱溫差增大，但在系統(tǒng)試驗(yàn)中反映出的情況卻相反。分析其原因可能是：①當(dāng)環(huán)境溫度變化不大時(shí)，1升高，吸收器的稀溶液溫度升高，使吸收器負(fù)荷增大，吸收壓力升高，相應(yīng)的蒸發(fā)壓力也升高，使得蒸發(fā)溫度升高；②如圖5所示，熱空氣進(jìn)口溫度升高，冷凝壓力隨之升高，對(duì)于采用毛細(xì)管節(jié)流的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，制冷劑流過(guò)毛細(xì)管的壓力降變化不大，這會(huì)使得節(jié)流后的制冷劑蒸發(fā)壓力提高。從圖8看到，當(dāng)冷凍水溫度超過(guò)14℃時(shí)，蒸發(fā)溫度變化不大，基本維持在-2℃左右。

2.51和冷凍水溫度變化對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響

圖9給出了1和冷凍水溫度變化對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響。由圖可見(jiàn)，當(dāng)冷凍水溫度較高（≥15℃）時(shí)，系統(tǒng)制冷量隨1升高而增加。而當(dāng)冷凍水溫度較低時(shí)，系統(tǒng)制冷量卻隨1增加反而減小。分析其原因可能是：①冷凍水溫度降低，制冷系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度隨之降低，吸收壓力降低，在環(huán)境溫度不變的條件下吸收終了溶液濃度會(huì)降低，溶液循環(huán)倍率減小，系統(tǒng)COP值降低，制冷量降低；②吸收終了溶液濃度降低后，隨著1升高，發(fā)生出的混合蒸氣中吸收劑含量增加，吸收劑在蒸發(fā)器內(nèi)不僅不能蒸發(fā)產(chǎn)生冷量，而且還要吸收制冷劑，導(dǎo)致制冷劑也不能蒸發(fā)，兩者均會(huì)使系統(tǒng)制冷量降低。

圖9 T1和冷凍水溫度變化對(duì)系統(tǒng)制冷量的影響

2.6 熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵流率變化對(duì)系統(tǒng)COP值的影響

圖10給出了冷凍水溫度為20℃及不同濃溶泵流率條件下熱空氣進(jìn)口溫度由240℃升高到340℃過(guò)程中實(shí)驗(yàn)制冷系統(tǒng)COP值的變化關(guān)系。由圖可見(jiàn)，濃溶泵流率在150～190 L·h-1情況下，隨著熱空氣進(jìn)口溫度升高，系統(tǒng)COP值均呈現(xiàn)先升高后下降的趨勢(shì)。這一趨勢(shì)與采用常規(guī)工質(zhì)的吸收式制冷COP值的變化規(guī)律不同。分析其原因可能在于：熱空氣進(jìn)口溫度升高，導(dǎo)致出發(fā)生器的工質(zhì)溫度升高，發(fā)生負(fù)荷增大，制冷劑蒸氣產(chǎn)率隨之增加，此時(shí)系統(tǒng)制冷量增量相對(duì)較快，使得COP值有所升高。繼續(xù)增加熱空氣進(jìn)口溫度，因工作溶液中制冷劑和吸收劑沸點(diǎn)差相差不是很大，導(dǎo)致出發(fā)生器的混合氣體中吸收劑含量增加較快。吸收劑氣化不僅會(huì)使發(fā)生器負(fù)荷增加，而且在未設(shè)置精餾裝置情況下冷凝后的液體中吸收劑組分增大對(duì)制冷劑在蒸發(fā)器中的蒸發(fā)過(guò)程不利，吸收劑不僅不會(huì)在蒸發(fā)器內(nèi)氣化，而且還要吸收部分制冷劑使其不參與蒸發(fā)，從而導(dǎo)致系統(tǒng)的制冷能力和COP值均有所下降。當(dāng)熱空氣進(jìn)口溫度低于280℃時(shí)，濃溶泵流率變化對(duì)系統(tǒng)COP值有一定影響，流率小時(shí)系統(tǒng)COP值較高。但當(dāng)熱空氣進(jìn)口溫度高于280℃以后，其溫度繼續(xù)升高，流率對(duì)系統(tǒng)COP值影響較小。

圖10 熱空氣進(jìn)口溫度和濃溶泵流率變化對(duì)系統(tǒng)COP值的影響

2.7 濃溶泵流率和冷凍水溫度變化對(duì)系統(tǒng)COP值的影響

圖11給出了熱空氣進(jìn)口溫度為340℃時(shí)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)COP值與濃溶泵流率和冷凍水溫度之間的變化關(guān)系。由圖可見(jiàn)，冷凍水溫度較低時(shí)，提高濃溶泵流率對(duì)制冷系統(tǒng)COP值有利；冷凍水溫度較高時(shí)，增加濃溶泵流率會(huì)使溶液循環(huán)倍率增大，盡管此時(shí)系統(tǒng)制冷量會(huì)有所增加，但發(fā)生器負(fù)荷升高更快，對(duì)系統(tǒng)COP值反而不利。然而，冷凍水溫度變化對(duì)系統(tǒng)COP值有顯著的影響。從圖11可以看到，隨著冷凍水溫度的降低，系統(tǒng)COP值迅速降低?？梢?jiàn)，在廢熱溫度和工作溶液充注濃度一定的條件下蒸發(fā)溫度降低對(duì)吸收式制冷系統(tǒng)COP值不利。

圖11 冷凍水溫度和濃溶泵流率變化對(duì)系統(tǒng)COP值的影響

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與相關(guān)文獻(xiàn)數(shù)據(jù)比較

文獻(xiàn)[16]給出了采用R124/DMAC與R124/DMETEG兩種有機(jī)工質(zhì)單級(jí)吸收制冷循環(huán)熱力計(jì)算結(jié)果。在蒸發(fā)溫度為-5℃，冷凝溫度為32℃時(shí)采用兩種有機(jī)工質(zhì)的吸收制冷循環(huán)COP值隨出發(fā)生器溶液溫度的變化關(guān)系如圖12中的虛線所示。與文獻(xiàn)[16]給出的循環(huán)熱力計(jì)算結(jié)果對(duì)比，當(dāng)冷凍水溫度為25℃、濃溶泵流率為150 L·h-1和170 L·h-1時(shí)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與文獻(xiàn)計(jì)算結(jié)果（采用R124/DMAC作為工質(zhì)）有較好的吻合，COP值相近，變化趨勢(shì)基本一致。隨著出發(fā)生器溶液溫度升高，循環(huán)COP值均有所降低，只是實(shí)驗(yàn)得到的COP值降低得更快。其原因在于，理論計(jì)算是按出發(fā)生器的制冷劑蒸氣純度為100%，而實(shí)際循環(huán)出發(fā)生器的蒸氣中含有吸收劑，其結(jié)果會(huì)使實(shí)際循環(huán)的COP值降低。

圖12 比較本實(shí)驗(yàn)與文獻(xiàn)[16]發(fā)生器溫度對(duì)COP值的影響

圖13給出了實(shí)驗(yàn)放氣范圍與文獻(xiàn)[9]的模擬結(jié)果的比較。從圖中可見(jiàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬值變化趨勢(shì)基本一致，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)略大于模擬計(jì)算值。

圖13 比較本實(shí)驗(yàn)與文獻(xiàn)[9]放氣范圍對(duì)循環(huán)倍率的影響

4 結(jié) 論

通過(guò)對(duì)采用R124/DMAC為工質(zhì)的空冷型吸收式制冷原理驗(yàn)證機(jī)的實(shí)驗(yàn)研究可以得出如下結(jié)論。

（1）制冷系統(tǒng)在實(shí)驗(yàn)工況下可以正常工作，而且具有較好的穩(wěn)定性。實(shí)驗(yàn)表明，采用翅片管內(nèi)鼓泡吸收器在空冷條件下能夠正常工作，這為空冷型吸收制冷在汽車廢熱制冷中的應(yīng)用奠定基礎(chǔ)。

（2）在一定的蒸發(fā)溫度（或冷凍水溫度）下，制冷系統(tǒng)COP值隨廢熱溫度升高呈現(xiàn)先增后減的現(xiàn)象，有出現(xiàn)極值現(xiàn)象。在COP出現(xiàn)極值前，濃溶泵流率變化對(duì)系統(tǒng)COP值有一定影響。而在極值后，濃溶泵流率變化對(duì)系統(tǒng)COP值幾乎沒(méi)有影響。蒸發(fā)溫度（或冷凍水溫度）對(duì)系統(tǒng)的制冷量和COP值有較大的影響。

（3）制冷系統(tǒng)COP值受電加熱器溫度和冷凍水溫影響，整體受泵流率影響都較小。在加熱溫度280℃左右、冷凍水溫25℃、泵流量150 L·h-1時(shí)，蒸發(fā)溫度為-4℃，冷凝溫度為30.8℃，制冷量為2.06 kW，COP最大值可達(dá)到約0.54。

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Absorption refrigeration cycle driven by waste heat using R124-DMAC as working fluids

LI Xing1, XU Shiming1, LI Jianbo2

(1School of Energy and Power Engineering, Dalian University of Technology, Dalian 116024, Liaoning, China;2School of Mechanical and Electronic Engineering, Shandong University of Science and Technology, Qingdao 266590, Shandong, China)

Energy saving and emission reduction technologies for vehicles have been paid more attention in recent years, and it is necessary to investigate how to efficiently recover and utilize the waste heat from vehicle engines to drive automotive air conditioning system. Based on that, a full air-cooled bubble absorption refrigeration test system with 3 kW cooling capacity driven by waste heat, using R124-DMAC as working fluids was designed and built. In the system, engine exhaust gas was simulated by heated air. Operating parameters were tested through changing heat source temperature, chilled water temperature and pump flow rate. The maximum COP of the system could reach 0.54 under the condition of generator temperature 100℃ and evaporating temperature-4℃. Heat source and chilled water temperatures had an important effect on cooling capacity and COP, and this system had good stability. However when evaporating temperature was below 5℃, a rectification unit should be considered in order to improve cooling effects. Additionally, this experiment proved that the air-cooled bubble absorber worked well, providing theoretical support for the refrigeration system driven by waste heat in vehicle air conditioning.

vehicle air conditioning; experimental validation; waste heat; heat transfer; bubble absorption; multi-thread spiral coil generator; vapor liquid equilibria; thermodynamics

10.11949/j.issn.0438-1157.20141333

TK11+5

A

0438—1157（2015）05—1883—08

2014-09-01收到初稿，2015-01-24收到修改稿。

聯(lián)系人：徐士鳴。第一作者：李星（1988—），男，碩士研究生。

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（61076022）；沈鼓-大工重大科技發(fā)展基金。

2014-09-01.

XU Shiming, xsming@dlut.edu.cn, 785164332@ qq.com

supported by the National Natural Science Foundationof China (61076022) and the National Science and Technology Major Project of Shenyang Blower Works Group Corporation-Dalian University of Technology