基于R124/DMAC為工質(zhì)的壓縮吸收式制冷系統(tǒng)的性能分析

賈炯，王輝濤，劉泛函，葛眾

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基于R124/DMAC為工質(zhì)的壓縮吸收式制冷系統(tǒng)的性能分析

賈炯1，王輝濤1，劉泛函1，葛眾2

（1昆明理工大學(xué)冶金與能源工程學(xué)院，云南昆明 650032；2清華大學(xué)熱科學(xué)與動力工程教育部重點實驗室，北京100084）

吸收式制冷能夠利用工業(yè)余熱進行制冷，但存在不能高效利用100℃以下廢熱的問題。本文以壓縮吸收式制冷系統(tǒng)為研究對象，采用新型制冷工質(zhì)對R124/DMAC，對不同發(fā)生壓力、發(fā)生溫度和冷凝溫度下系統(tǒng)性能的變化規(guī)律進行研究，并與傳統(tǒng)氨/水制冷系統(tǒng)的性能進行比較。結(jié)果表明影響系統(tǒng)制冷系數(shù)（COP）、?損和?效率的主要因素是發(fā)生溫度和發(fā)生壓力，在相同冷凝溫度下，R124/DMAC制冷系統(tǒng)的最佳發(fā)生壓力為600kPa，最佳發(fā)生溫度為75℃；而氨/水制冷系統(tǒng)的最佳發(fā)生壓力為1100kPa，最佳發(fā)生溫度為100℃，采用新型制冷工質(zhì)對能夠有效地利用更低品位的熱源進行制冷，同時系統(tǒng)的安全性更高。

壓縮吸收式制冷；?；熱力學(xué)；仿真；模型

吸收式制冷因可直接利用低溫?zé)嵩催M行制冷，其研究越來越受到國內(nèi)外研究人員的青睞。單效吸收式制冷系統(tǒng)在國內(nèi)外已經(jīng)有了廣泛的研究，其中溴化鋰吸收式制冷和氨吸收式制冷是最常用的吸收式制冷系統(tǒng)，溴化鋰吸收式制冷常用于空調(diào)系統(tǒng)中，制冷溫度一般在5℃以上，工業(yè)制冷中常用的是氨吸收式制冷，制冷溫度范圍較大，一般 為+10℃～–60℃，可用于制冷溫度為0℃以下的場合[1-2]。為提高系統(tǒng)制冷性能，國內(nèi)外學(xué)者對單效吸收式制冷系統(tǒng)進行了大量的改良研究：KANG等[3-4]分析了改變系統(tǒng)中間壓力對系統(tǒng)性能的影響，將壓縮機置于蒸發(fā)器和吸收器之間，可以降低蒸發(fā)器發(fā)生壓力，提高系統(tǒng)性能；將壓縮機置于冷凝器和發(fā)生器之間，當冷凝器壓力一定時，發(fā)生溫度可以得到降低，從而降低熱源溫度；JELINEK等[5]研究了氨水中氨濃度的變化對吸收式制冷系統(tǒng)的性能影響；BOR等[6]對氨水吸收式制冷GAX循環(huán)進行了理論分析，闡述了熱交換器（GAX）可以提高系統(tǒng)制冷系數(shù)（COP）的原因以及循環(huán)存在臨界熱源溫度的原因，以上為以氨水和溴化鋰作為制冷劑的吸收式制冷系統(tǒng)的研究。

一些研究人員對使用新型制冷劑在吸收式制冷系統(tǒng)中的性能進行了研究，WANG等[7-9]發(fā)現(xiàn)用R23或R134a作為制冷劑，二甲基甲酰胺（DMF）作為吸收劑時在吸收式制冷系統(tǒng)中具有可行性。ROY等[10]研究了使用R134a/DMAC（二甲基乙酰胺）作為制冷工質(zhì)對時吸收式制冷系統(tǒng)的性能，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)可以利用80℃以下的熱源進行制冷；EZZINE等[11]研究了利用太陽能驅(qū)動單效吸收式制冷系統(tǒng)、R124/DMAC作為制冷工質(zhì)對時具有可行性；徐士鳴等[12]搭建了試驗臺測試了R124/DMAC作為制冷劑時系統(tǒng)的影響因素，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)的最大COP可達0.54。這些研究通過改良吸收式制冷系統(tǒng)提高了系統(tǒng)COP，并且發(fā)現(xiàn)一些新型工質(zhì)對可應(yīng)用于吸收式制冷系統(tǒng)，不過具有使用條件的限制。系統(tǒng)中增加壓縮裝置后可以提高系統(tǒng)性能，但消耗了高品位能源（電能）；在單效吸收式制冷系統(tǒng)中使用新型制冷劑時的發(fā)生溫度為90～160℃，但發(fā)生溫度小于100℃時的系統(tǒng)COP較低；傳統(tǒng)氨/水吸收式制冷系統(tǒng)發(fā)生壓力高，并且系統(tǒng)腐蝕性大，系統(tǒng)的使用期限短，所需熱源溫度較高。綜上，無論使用新型制冷劑還是改良傳統(tǒng)氨吸收式制冷系統(tǒng)均不能有效利用100℃以下的工業(yè)余熱。

針對以上問題，本文提出以R124/DMAC為制冷工質(zhì)對、壓縮吸收式制冷系統(tǒng)為研究對象，基于對系統(tǒng)流程的熱力學(xué)分析和?分析，建立了以系統(tǒng)綜合COP、?損和?效率為目標函數(shù)的計算模型，利用Aspen Plus流程模擬軟件和EES計算軟件輔助模擬，并且對系統(tǒng)性能的影響因素進行了分析。

1 壓縮吸收式制冷系統(tǒng)描述

壓縮吸收式制冷系統(tǒng)流程如圖1，系統(tǒng)包括發(fā)生器、精餾塔、水冷冷凝器、再冷回?zé)崞鳌⒐?jié)流閥、蒸發(fā)器、壓縮機、吸收器、溶液泵、熱交換器。制冷劑濃溶液從溶液泵出來后進入熱交換器，濃溶液在熱交換器中和從發(fā)生器出來的稀溶液進行熱交換，換熱后的濃溶液進入發(fā)生器，換熱后的稀溶液進入吸收器，濃溶液在發(fā)生器中受熱，其中制冷劑變?yōu)檎羝麖娜芤褐蟹蛛x出來進入精餾塔，在精餾塔提純后的氣態(tài)制冷劑進入冷凝器中冷凝為液態(tài)，液態(tài)制冷劑進入再冷器進行再冷，再冷后的制冷劑經(jīng)過節(jié)流閥降壓后進入蒸發(fā)器，在蒸發(fā)器中吸熱汽化制冷，氣態(tài)制冷劑經(jīng)再冷器后進入壓縮機進行加壓，加壓后的氣態(tài)制冷劑進入吸收器被稀溶液吸收，稀溶液變?yōu)闈馊芤?，吸收器中的濃溶液進入溶液泵完成一個循環(huán)。

其中再冷回?zé)崞骱蛽Q熱器為逆流換熱，從吸收器出來的濃溶液（圖1中12）為該溫度下的飽和溶液，發(fā)生器出口稀溶液（10）為該溫度下的飽和溶液，精餾塔出口的制冷劑蒸汽（3）濃度為0.998，冷凝器出口制冷劑（4）為飽和液體狀態(tài)，蒸發(fā)器出口制冷劑（7）為飽和氣體狀態(tài)，制冷溫度為–5℃，制冷工質(zhì)對中R124為制冷劑，DMAC為吸收劑。

2 熱力學(xué)計算模型

由能量守恒和質(zhì)量守恒定律可知，系統(tǒng)各部件能量和質(zhì)量守恒。

為了簡化計算，進行以下假設(shè)：①系統(tǒng)處于穩(wěn)定工況；②管路壓力損失和漏熱量忽略不計；③根據(jù)我國大部分地區(qū)的氣候特點，環(huán)境溫度取25℃，大氣壓力為0.1MPa；④工質(zhì)在壓縮機和溶液泵中的加壓是等熵過程。

A—吸收器；G—發(fā)生器；REC—精餾塔；C—冷凝器； LVX—再冷回?zé)崞?；V—節(jié)流閥；E—蒸發(fā)器；GAX—熱交換器

發(fā)生器中，濃溶液（14）受熱后因為制冷劑和吸收劑沸點不同，濃溶液中的制冷劑變?yōu)橹评鋭┱魵猓?）分離出來進入精餾塔，分離出制冷劑的溶液變?yōu)橄∪芤海?0）從發(fā)生器出來，發(fā)生器質(zhì)量守恒，制冷劑質(zhì)量守恒，如式(1)、式(2)。

(2)

發(fā)生器中能量守恒如式(3)。

精餾塔中，制冷劑蒸汽進入精餾塔進行提純，提純后的制冷劑蒸汽濃度達到0.998，精餾塔中能量守恒如式(4)。

(4)

冷凝器能量守恒如式(5)。

再冷回?zé)崞髦?，冷凝器出來的液態(tài)制冷劑被從蒸發(fā)器出來的制冷劑蒸汽進一步冷卻，過程換熱量如式(6)，蒸發(fā)器制冷量如式(7)。

(7)

吸收器吸收過程為放熱過程，因此需要對吸收器進行冷卻，才能保證吸收器穩(wěn)定工作，吸收過程的放熱量如式(8)。

換熱器換熱過程符合能量守恒定律，高溫流體放熱量等于低溫流體吸熱量，換熱量如式(9)。

(9)

壓縮機和溶液泵電機轉(zhuǎn)換效率[13]如式(10)，壓比如式(11)，壓縮機耗功量如式(12)，溶液泵耗功如式(13)，循環(huán)倍率定義如式(14)，系統(tǒng)綜合能效系數(shù)如式(15)。

(11)

(12)

(14)

(15)

充分考慮了壓縮機和溶液泵消耗的電能，因為電為高品位能量，需考慮熱電轉(zhuǎn)換效率，按超臨界熱電效率hc=0.45。

3 ?計算模型

吸收式制冷系統(tǒng)驅(qū)動熱源溫度的高低能夠制取一定溫度下的冷量不同，當驅(qū)動熱源溫度相同時制取不同溫度下的冷量也有差異，系統(tǒng)涉及耗熱和供冷，能量的品位不同，但都需要消耗高品位能量，系統(tǒng)存在很大的不可逆損失。?分析可以定量描述出系統(tǒng)各環(huán)節(jié)能量利用的不可逆性，從而為提高系統(tǒng)能量利用效率提供指導(dǎo)，而且?分析也是一種評價系統(tǒng)性能的有效途徑。

穩(wěn)定開口系統(tǒng)的?損計算如式(16)，熱量?如式(17)。

(17)

式中，0為外界環(huán)境溫度；為熱源溫度。

穩(wěn)定流體的焓?如式(18)。

由開口系統(tǒng)的?損分布情況可知，壓縮吸收式制冷系統(tǒng)的?損主要發(fā)生在發(fā)生器、精餾塔、冷凝器、再冷器、吸收器、換熱器、工質(zhì)加壓過程中。其中在發(fā)生器、精餾塔、冷凝器、再冷器、吸收器、換熱器中的?損為有限溫差傳熱?損，而發(fā)生在壓縮機和溶液泵中的?損主要包括流道損失、內(nèi)部損失。

發(fā)生器?損如式(19)，精餾塔?損如式(20)，冷凝器?損如式(21)，再冷回?zé)崞?損如式(22)。

(20)

(21)

蒸發(fā)器?損如式(23)，壓縮機?損如式(24)，吸收器?損如式(25)。

(23)

(25)

溶液泵?損如式(26)，換熱器?損如式(27)，系統(tǒng)總?損為系統(tǒng)各部件?損的和，如式(28)，?效率如式(29)。

(27)

(28)

4 結(jié)果與討論

使用Aspen Plus流程分析軟件進行系統(tǒng)仿真模擬，其擁有廣泛的物性數(shù)據(jù)庫，基于有序單元操作模塊進行計算，計算時可以自動從數(shù)據(jù)庫中調(diào)用基礎(chǔ)物性進行傳遞性質(zhì)和熱力學(xué)性質(zhì)的計算。采用ELECNRTL-RK模型來描述氨/水二元氣液相平衡性質(zhì)；R124/DMAC選擇基于Gibbs自由能和氣液相平衡的VanLaar模型來描述其二元氣液平衡性質(zhì)[14]。

圖2給出在不同壓力下熱源溫度對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)COP的影響。此時冷凝溫度為40℃，蒸發(fā)溫度為–5℃。由圖2可見，使用不同工質(zhì)作為制冷劑時，在同一發(fā)生壓力下，隨著熱源溫度的升高，系統(tǒng)COP增大，中間出現(xiàn)最大值，隨后系統(tǒng)COP隨著熱源溫度的升高逐漸變??；同種工質(zhì)在不同的發(fā)生壓力下，系統(tǒng)的最大COP不同，并且對應(yīng)的熱源溫度也有差別；通過對比發(fā)現(xiàn)，使用R124/DMAC作為制冷工質(zhì)對和傳統(tǒng)氨/水制冷工質(zhì)對時系統(tǒng)最大COP相同，最大COP為65%，其中新型制冷工質(zhì)對對應(yīng)的發(fā)生壓力為600kPa、熱源溫度為75℃，氨/水系統(tǒng)對應(yīng)的發(fā)生壓力為1000kPa、熱源溫度為100℃；可以發(fā)現(xiàn)在系統(tǒng)最大COP相同的情況下，使用新型制冷劑時的發(fā)生壓力和熱源溫度都較傳統(tǒng)氨/水工質(zhì)對低。

圖3給出在發(fā)生壓力對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)COP的影響。此時冷凝溫度為40℃，蒸發(fā)溫度 為–5℃，R124/DMAC系統(tǒng)熱源溫度為75℃，氨/水系統(tǒng)熱源溫度為100℃。由圖3可見，使用不同工質(zhì)作為制冷劑時，隨著發(fā)生壓力的提高，系統(tǒng)COP增大，中間出現(xiàn)最大值，隨后系統(tǒng)COP受發(fā)生壓力升高的影響較小。由圖3可以看出發(fā)生壓力對系統(tǒng)COP有較大影響。

圖4給出在不同冷凝溫度下熱源溫度對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)COP的影響。此時蒸發(fā)溫度為–5℃，發(fā)生壓力為550kPa，制冷工質(zhì)對為R124/DMAC。由圖4可見，隨著熱源溫度的升高，系統(tǒng)COP增大，中間出現(xiàn)最大值，隨后系統(tǒng)COP隨著熱源溫度的升高逐漸變??；不同冷凝溫度下，系統(tǒng)的最大COP不同，并且對應(yīng)的熱源溫度也有差別；冷凝溫度越低，系統(tǒng)最大COP越高，并且最大COP對應(yīng)的最佳熱源溫度越低。由圖4可以看出發(fā)生溫度和冷凝溫度對系統(tǒng)COP有一定影響。

圖5給出發(fā)生壓力對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)?損的影響。此時冷凝溫度為40℃，蒸發(fā)溫度為–5℃，R124/DMAC發(fā)生溫度為75℃，氨/水發(fā)生溫度為100℃。由圖5可見，使用不同工質(zhì)作為制冷劑時，系統(tǒng)?損隨著發(fā)生壓力的增高逐漸降低，到最低值后開始升高。由熱力學(xué)可知，當發(fā)生壓力增高時，發(fā)生器產(chǎn)出的制冷劑蒸汽純度較高，循環(huán)倍率降低，系統(tǒng)?損隨著發(fā)生壓力的增高而降低，但當發(fā)生壓力超過最佳發(fā)生壓力后，制冷劑從濃溶液中分離出來需要消耗的熱量增加，而且溶液泵加壓消耗的電能增加，從而導(dǎo)致系統(tǒng)?損增加。當發(fā)生壓力為600kPa時R124/DMAC有最小?損為5kW，由圖5可以看出發(fā)生壓力對系統(tǒng)?損有較大影響。

圖6給出發(fā)生壓力對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)?效率的影響。此時冷凝溫度為40℃，蒸發(fā)溫度為–5℃，R124/DMAC發(fā)生溫度為75℃，氨/水發(fā)生溫度為100℃。由圖6可見，使用不同工質(zhì)作為制冷劑時，系統(tǒng)?效率隨著發(fā)生壓力的增加而升高，到最大值后開始降低。由熱力學(xué)可知，當發(fā)生壓力增加時，發(fā)生器產(chǎn)出的制冷劑蒸汽較純，溶液循環(huán)倍率降低，系統(tǒng)?效率隨著發(fā)生壓力的增加而升高，但當發(fā)生壓力超過最佳發(fā)生壓力后，制冷劑從濃溶液中分離出來需要消耗的熱量增加，從而導(dǎo)致系統(tǒng)?損增加。當發(fā)生壓力為600kPa時，R124/DMAC有最大?，由圖6可以看出發(fā)生壓力對系統(tǒng)?效率有較大影響。

圖7給出不同發(fā)生壓力下熱源溫度對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)?損的影響。此時冷凝溫度為40℃，蒸發(fā)溫度為–5℃，制冷工質(zhì)對為R124/DMAC。由圖7可見，在同一發(fā)生壓力下，系統(tǒng)?損隨著熱源溫度的升高而降低，到最小值后開始升高。由熱力學(xué)可知，當熱源溫度升高時，發(fā)生器循環(huán)熱效率也提高，從而使系統(tǒng)?損隨著熱源溫度的升高而降低，但當熱源溫度超過最優(yōu)點后，因熱效率的提高而增加的制冷量低于因溫度升高而使循環(huán)倍率降低帶來的耗能增加量，從而使系統(tǒng)?損率升高。由圖7可以看出，不同壓力作用下系統(tǒng)最小?損對應(yīng)的熱源溫度不同。

圖8給出不同發(fā)生壓力下熱源溫度對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)?效率的影響。此時冷凝溫度為40℃，蒸發(fā)溫度為–5℃，制冷工質(zhì)對為R124/ DMAC。由圖8可見，在同一發(fā)生壓力下，系統(tǒng)?損隨著熱源溫度的升高而降低，到最大值后開始降低。由熱力學(xué)可知，當熱源溫度升高時，發(fā)生器循環(huán)熱效率也提高，從而使系統(tǒng)?效率隨著熱源溫度的升高而升高，但當熱源溫度超過最優(yōu)點后，因熱效率的提高而增加的制冷量低于因溫度升高而使循環(huán)倍率降低帶來的能量增加，從而使系統(tǒng)?效率降低。由圖8可以看出不同壓力作用下系統(tǒng)最佳?效率對應(yīng)的熱源溫度不同，這是因為發(fā)生壓力的不同導(dǎo)致系統(tǒng)循環(huán)倍率不同，循環(huán)倍率不同時對應(yīng)的最佳熱源溫度不同。

圖9給出不同冷凝溫度下熱源溫度對壓縮吸收式制冷系統(tǒng)?損的影響。此時發(fā)生壓力為600kPa，蒸發(fā)溫度為–5℃，制冷工質(zhì)對為R124/DMAC。由圖9可見，同一冷凝溫度下系統(tǒng)?損隨著熱源溫度的升高而降低，到最大值后開始降低。同一熱源溫度下冷凝溫度越低，系統(tǒng)?損越小。圖10顯示了不同冷凝溫度下發(fā)生溫度對系統(tǒng)?效率的影響。由圖10可知，系統(tǒng)?效率隨著冷凝溫度的升高而降低，同一冷凝溫度下，系統(tǒng)?效率隨著發(fā)生溫度的升高先增大后減小?？梢娫谙嗤r下為減小系統(tǒng)?損，盡可能使用溫度較低的冷凝溫度。

5 結(jié)論

本文提出將新型制冷工質(zhì)對R124/DMAC應(yīng)用在壓縮吸收式制冷系統(tǒng)中，并基于制冷系統(tǒng)的熱力學(xué)分析和?分析，建立了以系統(tǒng)綜合COP、?損和?效率為目標函數(shù)的理論模型。通過Aspen Plus流程模擬軟件和EES計算軟件對系統(tǒng)性能進行模擬，分析了不同發(fā)生壓力、熱源溫度和冷凝溫度下系統(tǒng)性能的變化規(guī)律，并得到以下結(jié)論。

（1）影響系統(tǒng)COP、?損和?效率的主要因素是發(fā)生溫度和發(fā)生壓力，熱源溫度一定時，發(fā)生壓力升高，系統(tǒng)COP和?效率升高，達到最大值后對其影響變??；?損則隨著發(fā)生壓力的升高而降低，達到最小值后緩慢升高。發(fā)生壓力一定時，熱源溫度對系統(tǒng)的影響和發(fā)生壓力相同。

（2）根據(jù)理論模型計算結(jié)果，新型制冷工質(zhì)對最佳的發(fā)生壓力為600kPa、熱源溫度為75℃，傳統(tǒng)氨/水的最佳發(fā)生壓力為1100kPa、熱源溫度為100℃。使用新型制冷劑時系統(tǒng)發(fā)生壓力低，安全性更高，并且能夠高效利用100℃以下的低溫?zé)嵩催M行制冷。

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Performance study of compressive energy absorption refrigeration system based on R124/DMAC mixture

JIA Jiong1，WANG Huitao1，LIU Fanhan1，GE Zhong2

（1Faculty of Metallurgical and Energy Engineering，Kunming University of science and technology，Kunming 650032，Yunnan，China；2Key Laboratory for Thermal Science and Power Engineering of MOE，Tsinghua University，Beijing 100084，China）

Absorption refrigeration can recover industrial waste heat，but cannot effectively utilize waste heat below 100℃. Aiming at the problems of high pressure and temperature in the traditional ammonia absorption refrigeration system，the performance of compressive absorption refrigeration system was simulated with R124/DMAC as working fluids. Operating parameters were studied by changing operating temperatures，pressures and condensing temperatures. Operating temperature and pressure were the major factors influencing system COP，energy loss and efficiency. Compared with the traditional ammonia absorption refrigeration system，the results showed that at the same condensing temperature，the maximum COP of the two working fluid systems was the same. But the new system had a lower pressure of 600kPa（ammonia system of 1100kPa），a lower temperature of 75℃（ammonia system is 100℃）. The irreversibility using the new refrigerant and the exergy efficiency were in a reasonable range. The main factors influencing the system of COP，exergy loss and exergy efficiency were pressure，temperature and condensing temperature.

absorption/compression refrigerator；exergy；thermodynamics；simulation；model

TK124

A

1000–6613（2017）07–2436–07

10.16085/j.issn.1000-6613.2016-1922

2016-10-20；

2017-02-23。

國家自然科學(xué)基金項目（51366005）。

賈炯（1989—），男，碩士研究生，研究方向為制冷、空調(diào)及節(jié)能。E-mail：67278396@qq.com。

聯(lián)系人：王輝濤，博士，教授，主要從事低溫制冷和新能源方向的研究。E-mail：energywht@sina.com。