戴翼瑤 朱雪瑩 余延順

南京理工大學能源與動力工程學院

0 引言

隨著社會經(jīng)濟發(fā)展與進步，人們對制冷的需求越來越大。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對臭氧層造成破壞，使對環(huán)境友好的吸收式制冷廣受關注。但常規(guī)吸收式制冷系統(tǒng)熱力系數(shù)較低，針對以上問題提出了一種機械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統(tǒng)。

Osenbrü ck[1]將壓縮式和吸收式系統(tǒng)結合構成壓縮-吸收式復合循環(huán)方案，Altenkirch[2-3]對該復合循環(huán)系統(tǒng)進行了理論研究。陳光明[4]等人研究的混合制冷循環(huán)將MVR 技術與吸收式制冷相結合，在發(fā)生器和冷凝器間支管上串聯(lián)壓縮機，系統(tǒng)效率明顯高于傳統(tǒng)吸收式循環(huán)，能提高近30%。同時減少了冷卻水消耗，降低了運行成本。曹毅然[5]等人對陳光明等人[4]研究的系統(tǒng)進行了改良，添加了一條支路，通過閥門轉換使系統(tǒng)在太陽能不充足的情況下是單純的壓縮循環(huán)，而在太陽能充足時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的吸收式制冷系統(tǒng)，并進行了初步熱力計算發(fā)現(xiàn)隨發(fā)生溫度的提高，系統(tǒng)性能呈下降趨勢，同時存在系統(tǒng)壓縮機排氣溫度過高的問題。Razmi[7]等人對該系統(tǒng)[6]進行了能量和火用分析，并將其與單效吸收循環(huán)進行比較，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 技術與吸收式制冷技術相結合可有效提高吸收式制冷系統(tǒng)的性能，但同時存在壓縮機排氣溫度過高、系統(tǒng)能耗高等問題。鑒于此，本文提出機械再壓縮（MVR）-吸收式復合制冷系統(tǒng)，利用MVR 壓縮排氣作為發(fā)生器的驅動熱源，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 機械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)

機械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)將機械再壓縮（MVR）技術與吸收式制冷相結合，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、蒸發(fā)器、溶液熱交換器、節(jié)流閥、溶液泵等組成。

圖1 機械再壓縮-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)壓縮機壓縮，升壓后的過熱蒸汽8 進入發(fā)生器作為發(fā)生器驅動熱源，冷凝后的液態(tài)冷劑9 經(jīng)節(jié)流進入蒸發(fā)器吸熱氣化成為低壓蒸汽13，實現(xiàn)制冷。

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

溶液循環(huán)及冷劑循環(huán)過程如圖2、3 所示。

圖2 溶液循環(huán)過程

圖3 冷劑循環(huán)過程

2 機械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)熱力分析

為分析機械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)的熱力性能，對系統(tǒng)作如下簡化：

1）系統(tǒng)處于熱平衡和穩(wěn)定流動狀態(tài)。

2）忽略系統(tǒng)中的流動阻力、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

在上述簡化條件下，結合圖1 建立機械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統(tǒng)的熱力計算模型。模型中設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)生器熱力計算模型

溶液質量守恒：

溶質質量守恒：

式中：msw、ms分別為稀溶液、濃溶液的質量流量，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系為：

式中：h3、h4、h7、h8、h9分別為對應點比焓，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)對應的飽和壓力，即：

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

2）壓縮機

發(fā)生器閃發(fā)過熱蒸汽經(jīng)噴液冷卻為狀態(tài)7’進入壓縮機。為進一步降低壓縮機排氣溫度，壓縮機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噴液口對壓縮過程蒸汽進行中間冷卻至狀態(tài)點8s，再經(jīng)壓縮排出。

T7’為噴液冷卻后的壓縮機吸氣溫度，設定為液面蒸汽壓力對應的飽和溫度和吸氣過熱度之和（取5 ℃），則壓縮機吸氣狀態(tài)點為：

壓縮機中間補氣壓力：

根據(jù)文獻[8]，壓縮機等熵效率：

式中：h7d’為壓縮機等熵壓縮排氣比焓，kJ/kg；η1為低壓段等熵效率。

中間噴液冷卻后壓縮機高壓段吸氣溫度T8s設定為中間壓力對應的飽和溫度和吸氣過熱度ΔTsr之和（ΔTsr取3 ℃），即：

故由高壓段能量平衡方程求出壓縮機中間噴液量m10：

式中：h8’為壓縮機等熵壓縮排氣比焓，kJ/kg；η2為高壓段等熵效率。

壓縮機耗功W 為兩段壓縮耗功之和，即：

式中：m11、m10分別為壓縮機吸氣噴液量及中間噴液量，kg/s。

壓縮機壓比：

壓縮機吸氣噴液量由能量平衡方程求得：

式中：h9=h10=h11

3）吸收器

濃溶液進入吸收器，吸收蒸發(fā)器中出來的低壓制冷劑蒸汽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1 的焓值h1可由T1和X1確定，蒸發(fā)器出口狀態(tài)點13 的焓值為對應蒸發(fā)壓力的飽和蒸汽焓值。吸收器濃溶液進口狀態(tài)點6 點焓值為：

4）蒸發(fā)器

液態(tài)冷劑進入蒸發(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行熱交換，設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4 點焓值，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)生器溶液進口狀態(tài)點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)性能評價

將系統(tǒng)熱力系數(shù)COP 作為系統(tǒng)性能評價指標。系統(tǒng)COP 定義為系統(tǒng)制冷量與壓縮機耗功之比：

式中：Qe為制冷量，kW；W 為壓縮機功耗，kW。

2.3 模型驗證

為驗證所建模型的可靠性，采用文獻[6]數(shù)據(jù)對計算結果進行驗證。文獻[6]對以LiBr-H2O 為工質對的機械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)進行了理論計算。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，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3 處于低壓和高溫狀態(tài)下進入蒸發(fā)器被蒸發(fā)。吸收器中排出的蒸汽制冷劑通過點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點5 進入熱泵，并在溶液壓力增加后，在點7 被輸送到發(fā)生器。然后，制冷劑蒸氣在點1 進入壓縮機，經(jīng)過壓縮機后進入冷凝器盤管，放出冷凝熱為發(fā)生器供熱，濃溶液通過點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)對系統(tǒng)熱力模型進行驗證。在驗證過程中，各狀態(tài)點參數(shù)均依照文獻進行設定。本文對比了T4=60 ℃和T4=90 ℃時的兩組數(shù)據(jù)，對比結果如表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 機械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)熱力計算結果對比

表2 T4=90 ℃T1=35 ℃Te=5 ℃Libr-H2O 機械再壓縮-吸收式制冷系統(tǒng)熱力計算結果對比

結果表明，本文結果與Riffat[6]等人的研究結果非常接近。通過驗證表明，本文模型與對比文獻數(shù)據(jù)吻合性好，即本文模型計算具有可靠性。但Riffat[6]等人的研究中并沒有考慮發(fā)生器中蒸發(fā)側和冷凝側的完全傳熱（即Qg=Qc）。本文通過改變壓縮機壓比以解決這個問題。同時，文獻分析了發(fā)生溫度對系統(tǒng)熱力系數(shù)的影響，本文驗證文獻的影響趨勢的同時探討了冷卻水溫、蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)熱力性能的影響。

3 結果及分析

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，進而影響系統(tǒng)壓縮機功耗，制冷量及系統(tǒng)的制冷性能。為探究系統(tǒng)運行參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響，本文基于LiBr/H2O 工質，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對系統(tǒng)制冷性能的影響。LiBr/H2O 工質對物性參數(shù)由Engineering Equation Solver 軟件查得。

3.1 T4 對系統(tǒng)性能的影響

為分析T4對系統(tǒng)性能的影響，在Te=5 ℃，T1=33 ℃條件下，對系統(tǒng)進行了計算，結果具體如圖5～圖8 所示。

圖5 發(fā)生器溶液出口溫度T4 對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對系統(tǒng)COP、β、排氣溫度以及X4的影響。由圖可見，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、冷凝側溫度升高，因此冷凝側壓力隨之升高，使壓縮機壓比增加但增幅較小，如在T4為45 ℃時，壓比為8.72，當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，隨著發(fā)生溫度的升高，壓縮機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升高對系統(tǒng)性能削減較大，即發(fā)生溫度升高對系統(tǒng)不利。

3.2 T1 對系統(tǒng)性能的影響

為探究T1對系統(tǒng)性能的影響，計算分析了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。T1升高時，圖12 可見溶液濃度提高，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，壓縮機耗功增大。從圖11 可知隨著T1升高，壓比增大，壓縮機排氣溫度也由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，變化趨勢如圖9 所示。T1在33～37 ℃之間變化時，COP 由33 ℃時的5.05 降至37 ℃時的4.6。上述結果表明，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 對系統(tǒng)性能的影響

蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)制冷量的影響較大，因此對其對系統(tǒng)性能的影響進行了計算分析。系統(tǒng)COP、β、排氣溫度以及濃度X4隨Te的變化見圖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 ℃時的5.05 增至Te=10 ℃時的6.21。

圖13 蒸發(fā)溫度Te 對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，冷凝側壓力不變，故壓縮機壓比降低，如圖14 所示。在蒸發(fā)溫度由5 ℃升高至10 ℃時，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，提高蒸發(fā)溫度可較大幅度改善系統(tǒng)制冷性能，并降低壓縮機排氣溫度。

4 結論

本文從熱力學角度對機械再壓縮（MVR）-吸收式制冷系統(tǒng)進行了對比分析，以溴化鋰溶液為工質對考察了發(fā)生溫度、冷卻水溫以及蒸發(fā)溫度對系統(tǒng)COP 的影響，得出如下結論：

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，系統(tǒng)COP 降低了20.15%，壓縮機排氣溫度升高了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，系統(tǒng)COP 降低了8.91%，壓縮機排氣溫度升高了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，系統(tǒng)COP 升高了22.97%，壓縮機排氣溫度降低了11.29%。

綜上，在合適范圍內降低冷卻水溫、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)溫度對系統(tǒng)性能影響較大。