平板型集熱器驅(qū)動(dòng)的小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)運(yùn)行分析與優(yōu)化研究

程友良，劉 萌，劉志東，占成林

（華北電力大學(xué) 能源動(dòng)力與機(jī)械工程學(xué)院，河北 保定 071003）

0 引言

太陽(yáng)能熱驅(qū)動(dòng)制冷系統(tǒng)的熱源為太陽(yáng)能集熱器，太陽(yáng)能集熱器包括平板型集熱器、真空管型集熱器、復(fù)合拋物面集熱器（Compound Parabolic Collector，CPC）、槽 形 拋 物 面 集 熱 器（Parabolic Trough Collector，PTC）和線性菲涅爾集熱器等。不同集熱器的工作溫度不同，平板型集熱器的工作溫度為100℃，真空管型集熱器的工作溫度為100～200℃，CPC和PTC的工作溫度可達(dá)到200℃以上[1]，[2]。由于吸收式制冷機(jī)的制冷效率不會(huì)隨著熱源溫度的升高而增大，因此，工作溫度較高的集熱器制冷系統(tǒng)須要配置熱交換器，用于降低熱源溫度，但這樣會(huì)對(duì)能源品位造成一定的浪費(fèi)，同時(shí)，工作溫度較高的集熱器價(jià)格較高，增加了系統(tǒng)的初投資成本。綜上可知，選擇與小型吸收式制冷機(jī)工作溫度匹配性較好的太陽(yáng)能平板集熱器，在提高能源利用和經(jīng)濟(jì)性方面都具有積極作用。韓延民以上海某工程中制冷功率為150 kW的太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)為例，基于TRNSYS軟件對(duì)太陽(yáng)能平板集熱器和水箱設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化[3]。王如竹和徐震原對(duì)太陽(yáng)能變效溴化鋰吸收式制冷機(jī)進(jìn)行了研究，研究成果拓寬了吸收式制冷機(jī)的運(yùn)行適用范圍[4]～[6]。Tao He利用TRNSYS軟件，以北京地區(qū)某辦公建筑為用冷對(duì)象，搭建了一套以生物質(zhì)鍋爐作為輔助熱源的太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)分析，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，該系統(tǒng)的制冷功率可達(dá)到175 kW[7]。Arnas Lubis基于亞熱帶氣候條件，建立了以太陽(yáng)能為輔助熱源的單雙效吸收式制冷系統(tǒng)，并對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行了性能分析，分析結(jié)果表明，該系統(tǒng)的制冷功率可達(dá)到239 kW[8]。

在太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)的相關(guān)研究中，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在理論分析與實(shí)驗(yàn)?zāi)M方面均有較大的突破，但關(guān)于熱驅(qū)動(dòng)制冷系統(tǒng)在小型建筑中高效應(yīng)用的研究相對(duì)較少。

本文采用溴化鋰溶液作為循環(huán)工質(zhì)，以太陽(yáng)能保證率、一次能源節(jié)約系數(shù)作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，基于溫度對(duì)口、梯級(jí)利用的思想，建立了小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng) （Solar Absorption Refrigeration System，SARS），并針對(duì)不同的集熱配置對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化分析。

1 小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)

小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)主要由平板型集熱 器 （Flat Thermal Collector，F(xiàn)TC）、貯 熱 裝 置（Storage Tank，ST）和吸收式制冷機(jī)構(gòu)成。其中，吸收式制冷機(jī)（以單效吸收式制冷機(jī)為例）由發(fā)生器、冷凝器、蒸發(fā)器、吸收器和換熱器等部件組成[9]。小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。

圖1 小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Schematic diagram of small solar absorption refrigeration system

由圖1可知，小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)主要由3個(gè)環(huán)路組成。這3個(gè)環(huán)路分別為太陽(yáng)能集熱環(huán)路、蓄熱水箱放熱環(huán)路和吸收式制冷環(huán)路。

1.1 末端用戶

系統(tǒng)末端用戶為保定地區(qū)（N38.85°，E115.56°）一套面積為120 m2的別墅，該建筑以混凝土磚墻結(jié)構(gòu)為主。根據(jù)暖通空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)手冊(cè)，選取建筑的冷負(fù)荷指標(biāo)為115 W/m2。通過Meteonorm軟件得到保定地區(qū)的年氣象資料，其中，水平面太陽(yáng)能年平均輻射強(qiáng)度為148.6 W/m2；6-8月，太陽(yáng)能月平均輻射強(qiáng)度為201.04 W/m2[10]。

1.2 平板型集熱器

小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)主要依靠太陽(yáng)能集熱環(huán)路輸出的熱量作為驅(qū)動(dòng)能源，因此，集熱裝置的性能直接決定了系統(tǒng)的運(yùn)行效率和穩(wěn)定性。本文探究了作為系統(tǒng)熱源的平板型集熱器輸出裝置。按照系統(tǒng)的太陽(yáng)能保證率為100%的情況，對(duì)系統(tǒng)裝置的各項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行選擇，平板型集熱器的面積為206 m2，安裝傾角為10.3°[11]。平板型集熱器的性能參數(shù)如表1所示[12]。平板型集熱器的入射角修正值如表2所示[12]。

表1 平板型集熱器的性能參數(shù)Table 1 Performance parameters of flat thermal collector

表2 平板型集熱器的入射角修正值Table 2 Flat thermal collector incident angle correction

1.3 溴化鋰吸收式熱泵

根據(jù)用戶的實(shí)際冷負(fù)荷，設(shè)計(jì)溴化鋰吸收式熱泵的額定功率為17.6 kW，在冷卻溫度為31℃，發(fā)生器所需熱水溫度為88℃的條件下，可將12.5℃的水冷卻到7℃，此時(shí)發(fā)生器的輸入熱功率為25 kW，冷凍水流量為2 772 L/h，冷卻水流量為9 180 L/h，熱水流量為4 320 L/h，單效吸收式制冷機(jī)的COP可達(dá)到0.704。系統(tǒng)所采用的水箱是分層水箱。模擬過程中采用設(shè)備的額定性能參數(shù)見表3。

表3 主要設(shè)備額定性能參數(shù)Table 3 Main equipment rated performance parameters

續(xù)表3

1.4 蓄熱裝置

由于太陽(yáng)能具有不連續(xù)性和波動(dòng)性的特點(diǎn)，因此，在平板型集熱器和單效吸收式制冷機(jī)之間須要設(shè)置蓄熱水箱，從而將不穩(wěn)定的熱量貯存于蓄熱水箱內(nèi)，然后將穩(wěn)定的熱量通過蓄熱水箱內(nèi)的傳熱介質(zhì)，輸送至單效吸收式制冷機(jī)內(nèi)。依據(jù)太陽(yáng)能供熱采暖工程技術(shù)規(guī)范中對(duì)短期貯熱裝置容積選取范圍的建議（蓄熱水箱的選取標(biāo)準(zhǔn)為50 L/m2），本文設(shè)定蓄熱水箱的總?cè)莘e為10.3 m3[11]。蓄熱水箱的直徑為3.34 m，高度為4.37 m，工作時(shí)有8個(gè)溫度分層節(jié)點(diǎn)，每個(gè)溫度層的高度為0.55 m，且無輔助加熱器。

1.5 控制策略

太陽(yáng)能集熱環(huán)路主要由平板型集熱器、集熱水泵P1和蓄熱水箱組成。其中，集熱水泵P1由集熱控制器控制。為了保證太陽(yáng)能集熱環(huán)路的有效蓄熱，當(dāng)平板型集熱器出口溫度與進(jìn)口溫度的差值大于5℃時(shí)，集熱水泵P1開始運(yùn)行，蓄熱水箱開始蓄熱；當(dāng)平板型集熱器出口溫度與進(jìn)口溫度的差值小于0℃時(shí)，集熱水泵P1關(guān)閉，蓄熱水箱停止蓄熱[13]。蓄熱水箱放熱環(huán)路主要由蓄熱水箱、循環(huán)水泵P2、輔助加熱鍋爐和單效吸收式制冷機(jī)的發(fā)生器組成。在蓄熱水箱放熱環(huán)路中，通過熱水控制器控制輔助熱源(鍋爐)的啟停。當(dāng)來自蓄熱水箱頂部的流體溫度不能滿足單效吸收式制冷機(jī)的最低運(yùn)行溫度（72.5℃）時(shí)，熱水控制器輸出啟動(dòng)信號(hào)，輔助熱源開始運(yùn)行[14]；反之，當(dāng)來自蓄熱水箱頂部的流體溫度能夠滿足單效吸收式制冷機(jī)的運(yùn)行要求時(shí)，輔助熱源停止運(yùn)行，此時(shí)，制冷系統(tǒng)只依靠平板型集熱器獲得的熱量進(jìn)行制冷。吸收式制冷環(huán)路由冷凝水環(huán)路和冷媒水環(huán)路組成，其中，冷凝水環(huán)路由冷凝水泵P3、冷卻塔和單效吸收式制冷機(jī)的冷凝器組成；冷媒水環(huán)路由冷媒水循環(huán)泵P4、用戶負(fù)荷端和單效吸收式制冷機(jī)的蒸發(fā)器端組成。制冷控制器控制循環(huán)水泵P3，P4的啟停。當(dāng)來自蓄熱水箱頂部的流體溫度達(dá)到單效吸收式制冷機(jī)的運(yùn)行溫度（72.5℃）時(shí)，制冷控制器輸出運(yùn)行信號(hào)，循環(huán)水泵P3，P4開始運(yùn)行。

2 數(shù)學(xué)模型

本文基于TRNSYS（version 17）軟件，建立了小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)模型，并對(duì)該模型進(jìn)行了仿真模擬。

本文主要研究了系統(tǒng)配置對(duì)小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)熱性能的影響，因此，在建模和仿真時(shí)進(jìn)行了以下簡(jiǎn)化和假設(shè)：不考慮流體凍結(jié)和沸騰對(duì)系統(tǒng)的影響；系統(tǒng)管路和閥門的熱損失是恒定的；不考慮系統(tǒng)中流體的損耗；末端用戶冷媒水的進(jìn)水溫度為定值（12℃）。

2.1 平板型集熱器數(shù)學(xué)模型

選擇TRNSYS軟件中的Type1b作為模擬平板型集熱器的模型[15]。式（1）～（2）為平板型集熱器的控制方程，通過控制方程和相應(yīng)的參數(shù)設(shè)定，如平板型集熱器的入射角修正值（Incidence Angle Modifier，IAM），準(zhǔn)確模擬平板型集熱器的運(yùn)行情況。

平板型集熱器集熱效率η的計(jì)算式為

式中：Qu為平板型集熱器輸出的有用能，kJ；A為平板型集熱器的孔徑面積，m2；IT為平板型集熱器接收的總輻射量，kJ/（h·m2）。

Qu的計(jì)算式為

式中：Cp為平板型集熱器內(nèi)傳熱工質(zhì)的定壓比熱容，kJ/（kg·K）；m為平板型集熱器內(nèi)傳熱工質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；To，Ti分別為流出、流入平板型集熱器的工質(zhì)溫度，℃。

2.2 單效吸收式制冷機(jī)數(shù)學(xué)模型

TRNSYS軟件中的模型Type107可以模擬單效吸收式制冷機(jī)，但該模型只能模擬熱水溫度為108～116℃、最小額定制冷功率為150 kW的單效吸收式制冷機(jī)。而本文系統(tǒng)中單效吸收式制冷機(jī)的額定制冷功率為17.6 kW，熱源溫度為72.5～95℃，繼續(xù)選用原來的模型勢(shì)必會(huì)增大模擬誤差。本文以YAZAKI（WFC-SC5）型號(hào)的單效吸收式制冷機(jī)的性能參數(shù)為依據(jù)，建立了小型單效吸收式制冷機(jī)模型[16]。該模型的控制表達(dá)式分別為

式中：Qremove為從冷凍水獲得的熱量，kJ/h；mchw為冷凍水的質(zhì)量流量，kg/s；Tchw，in，Tchw，set分別為蒸發(fā)器內(nèi)進(jìn)、出口處冷凍水的溫度，℃；Qcw為冷卻水的得熱量，kJ/h；Qchw為冷凍水的放熱量，kJ/h；Qhw為熱源水提供的熱量，kJ/h；Qaux為輔助熱源的熱量。

式中：COP為單效吸收式制冷機(jī)的制冷性能系數(shù)。

3 性能指標(biāo)與模型驗(yàn)證

3.1 太陽(yáng)能保證率

太陽(yáng)能保證率Sf為太陽(yáng)能提供的熱量與系統(tǒng)總的熱輸入量的比值。

Sf的表達(dá)式為

式中：Qsolar為從平板型集熱器獲得的熱量，kJ。

3.2 一次能源節(jié)約

參考電壓縮制冷機(jī)系統(tǒng)，得到一次能源節(jié)約系數(shù)fsav的計(jì)算式為[17]

式中：Qboiler為鍋爐提供的輔助熱量，kJ；εheat為輔助熱源制熱效率（鍋爐效率與燃燒效率之積），取值為0.66；Qcooling，ref為電壓縮制冷機(jī)系統(tǒng)的制冷量，kJ；COPref為電壓縮制冷機(jī)的制冷效率，根據(jù)現(xiàn)有制冷機(jī)的性能，本文取值為2.8；εelec為熱電廠的發(fā)電效率，取值為0.4。

4 模擬結(jié)果與分析

基于本文各裝置的性能參數(shù)，構(gòu)建小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)（圖1）。該制冷系統(tǒng)的模擬期時(shí)間為6月15日-9月15日（時(shí)段為3 960～6 168 h）。選取8月7日-8月16日（時(shí)段為5 232～5 472 h）作為典型模擬時(shí)段?；谛⌒吞?yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)，基于不同的太陽(yáng)能保證率（10%～100%），將集熱配置方式分為10種情況（Case1～Case10）。表4為不同集熱配置方式下，太陽(yáng)能集熱環(huán)路的各項(xiàng)參數(shù)。

表4 太陽(yáng)能集熱環(huán)路的各項(xiàng)參數(shù)Table 4 Parameters of the collector loop

圖3為不同集熱配置方式下，輔助熱源的耗能、平板型集熱器的有效得熱量、制冷量和一次能源節(jié)約系數(shù)。由圖可知，隨著平板型集熱器面積的增大，輔助熱源能耗整體呈下降的趨勢(shì)，而平板型集熱器的有效得熱量明顯增大。平板型集熱器獲得的熱量，以熱能的形式儲(chǔ)存于蓄熱水箱中，減少了輔助熱源的能耗，同時(shí)平板型集熱器增加的熱量為單效吸收式制冷機(jī)提供更多的熱能，并增加了系統(tǒng)的制冷量。由圖3可以看出，當(dāng)集熱配置方式由Case1逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)镃ase10時(shí)，制冷量由9 000 kW逐漸升高至12 000 kW。同時(shí)，一次能源節(jié)約系數(shù)由-0.45逐漸升高到0.44，一次能源節(jié)約系數(shù)的最大值為0.44。

圖3 不同集熱環(huán)路配置方式下，輔助熱源耗能、平板型集熱器的有效得熱量、制冷量和一次能源節(jié)約系數(shù)Fig.3 The energy consumption of the auxiliary heat source，the heat gain of the solar flat plate collector，the cooling capacity and the primary energy saving coefficient under different heat collection configurations

圖4為不同集熱配置方式下，實(shí)際太陽(yáng)能保證率與設(shè)計(jì)的太陽(yáng)能保證率的對(duì)比圖。由圖可知，兩種太陽(yáng)能保證率在10%～40%的重合度較好。當(dāng)設(shè)計(jì)的太陽(yáng)能保證率分別為50%和60%，對(duì)應(yīng)的實(shí)際太陽(yáng)能保證率分別為46.1%和52.7%時(shí)，平板型集熱器得到充分利用。當(dāng)設(shè)計(jì)的太陽(yáng)能保證率達(dá)到70%以上時(shí)，實(shí)際太陽(yáng)能保證率增長(zhǎng)得趨于平緩，在Case10情況下，實(shí)際太陽(yáng)能保證率僅為70%，此時(shí)平板型集熱器未得到充分利用。因此，基于對(duì)平板型集熱器面積充分利用的考慮，本文以Case7中的集熱配置數(shù)據(jù)作為系統(tǒng)模擬的參數(shù)。

圖4 不同集熱配置情況下，實(shí)際太陽(yáng)能保證率與設(shè)計(jì)的太陽(yáng)能保證率的對(duì)比圖Fig.4 Comparison of actual solar energy fraction rate and designed solar energy fraction rate under different collector configurations

圖5為不同貯熱體積下，輔助熱源耗能、平板型集熱器有效得熱量、制冷量和一次能源節(jié)約系數(shù)。

圖5 不同貯熱體積下，輔助熱源耗能、平板型集熱器有效得熱量、制冷量和一次能源節(jié)約系數(shù)Fig.5 The energy consumption of the auxiliary heat source，the heat gain of the solar flat plate collector，the cooling capacity and the primary energy saving coefficient under different heat storage volumes

由圖5可知，隨著單位面積上貯熱體積的增加，平板型集熱器收集的熱量相應(yīng)增加。這是由于隨著蓄熱水箱體積逐漸增大，蓄熱水箱的貯熱能力逐漸增強(qiáng)，同時(shí)平板型集熱器的運(yùn)行時(shí)長(zhǎng)逐漸增加，因此，平板型集熱器獲得的熱量更多地貯存于蓄熱水箱中，導(dǎo)致收集的熱量相應(yīng)增加；由于平板型集熱器的面積恒定，因此，隨著單位面積上貯熱體積逐漸增大，平板型集熱器的集熱量逐漸趨于穩(wěn)定，輔助熱源的能耗逐漸減少，但當(dāng)單位面積上貯熱體積大于60 L/m2時(shí)，平板型集熱器集熱量的增加無法提供給蓄熱水箱足夠的熱量，此時(shí)輔助熱源開始運(yùn)行并向蓄熱水箱提供熱量，從而導(dǎo)致輔助熱源的能耗隨之增加。

基于制冷量和一次能源節(jié)約系數(shù)最大化的原則，本文選取面積為144.5 m2的平板型集熱器和體積為4.34 m3（30 L/m2）的蓄熱水箱進(jìn)行仿真模擬。通過計(jì)算得知，平板型集熱器的集熱總功率達(dá)到10 287.18 kW，太陽(yáng)能保證率達(dá)到57.5%。由此說明本文系統(tǒng)可以充分利用太陽(yáng)能進(jìn)行制冷。

本文基于以上數(shù)據(jù)，對(duì)5 232～5 472 h小型太陽(yáng)能吸收式制冷系統(tǒng)的各項(xiàng)性能進(jìn)行模擬。圖6為系統(tǒng)運(yùn)行過程中，系統(tǒng)各項(xiàng)參數(shù)隨時(shí)間的變化情況。

圖6 系統(tǒng)運(yùn)行過程中，系統(tǒng)參數(shù)隨時(shí)間的變化Fig.6 Changes of system parameters with time during operation

由圖6可知，在5 232～5 256 h，平板型集熱器的集熱量主要用于提高水箱溫度。5 249 h時(shí)，蓄熱水箱中工質(zhì)的平均溫度Tst達(dá)到75℃，經(jīng)過1 d的蓄熱可以使單效吸收式制冷機(jī)基本達(dá)到運(yùn)行溫度，此時(shí)整個(gè)系統(tǒng)開始運(yùn)行。當(dāng)平板型集熱器的流量為825 kg/h時(shí)，出水溫度均在72.5℃以上。當(dāng)太陽(yáng)輻射強(qiáng)度充足時(shí)，平板型集熱器的出水溫度Tc可達(dá)到120℃。然而，在5 328～5 352 h，太陽(yáng)輻射強(qiáng)度減弱，平板型集熱器的最高出水溫度僅可達(dá)到75℃。綜上可知，太陽(yáng)能不穩(wěn)定性的特點(diǎn)對(duì)平板型集熱器集熱溫度的影響較大。在5 232～5 256 h，由于蓄熱水箱溫度較低，太陽(yáng)能集熱環(huán)路持續(xù)向蓄熱水箱提供熱量，平板型集熱器的集熱效率隨著太陽(yáng)輻射強(qiáng)度的增大而增大，當(dāng)太陽(yáng)輻射強(qiáng)度為700 W/m2時(shí)，平板型集熱器的制熱效率η為0.71。在5 280～5 304 h，太陽(yáng)輻射能流密度達(dá)到830 W/m2，但平板型集熱器的制熱效率僅為0.32。這是由于經(jīng)過2 d的蓄熱，蓄熱水箱底部的出水溫度逐漸升高，導(dǎo)致進(jìn)入平板型集熱器的工質(zhì)溫度隨之升高，從而導(dǎo)致平板型集熱器的制熱效率逐漸降低。由圖6還可以看出，蓄熱水箱的平均溫度穩(wěn)定在80℃左右，這說明平板型集熱器與小型單效式吸收式制冷機(jī)組的能源匹配度較高，這在一定程度上減少了能源浪費(fèi)。

5 結(jié)論

本文基于理論模型與樣本數(shù)據(jù)，通過TRNSYS模擬軟件，建立了額定制冷功率為17.6 kW的小型平板型集熱器驅(qū)動(dòng)的吸收式制冷系統(tǒng)模型。通過分析不同運(yùn)行條件下制冷系統(tǒng)的運(yùn)行參數(shù)，確定了最優(yōu)的平板型集熱器面積、蓄熱水箱體積和分層高度，取值分別為144.5 m2，4.34 m3和0.23 m。模擬結(jié)果表明：

①在系統(tǒng)運(yùn)行過程中，單效吸收式制冷機(jī)的驅(qū)動(dòng)溫度為72.5～95℃，制冷效率為0.6～0.85，同時(shí)，進(jìn)入單效吸收式制冷機(jī)的熱源溫度約為80℃，熱源溫度與該制冷機(jī)的驅(qū)動(dòng)溫度匹配度較好；

②隨著太陽(yáng)能保證率逐漸增加，所需的平板型集熱器面積逐漸增加，同時(shí)系統(tǒng)制冷量也相應(yīng)增加。當(dāng)設(shè)計(jì)太陽(yáng)能保證率超過60%時(shí)，平板型集熱器面積無法得到充分的利用；

③集熱配置方式對(duì)系統(tǒng)的一次能源節(jié)約系數(shù)有很大影響。當(dāng)集熱器面積為20.6 m2、蓄熱水箱體積為1.03 m3時(shí)，一次能源節(jié)約系數(shù)為-0.45；當(dāng)集熱器面積為206.4 m2、蓄熱水箱體積為10.32 m3時(shí)，一次能源節(jié)約系數(shù)為0.44。因此，選擇合理的集熱配置方式有利于提高一次能源利用系數(shù)。