新型低品位热驱动吸收式高效空调系统 [PDF全文]
陈博闻1殷勇高1,2,3张 凡1,3程小松1,3
(1东南大学能源与环境学院, 南京 210096)

针对常规热驱动制冷除湿技术在热源温度低于80 ℃时能效较低,甚至不能正常工作的问题,通过溶液除湿系统和吸收式制冷系统的有机耦合,提出了一种由低品位热驱动的高效空调系统.通过对比本系统和常规系统内部的热力过程,指出了本系统能效较高的主要原因在于节省了再生空气温升造成的热损失,以及通过热湿独立处理技术提升了蒸发温度.对比结果表明,本系统性能的主要影响因素及变化规律为,热源温度越高,冷却水温度越低,蒸发温度越高,除湿器出口空气含湿量越高,系统能效越高; 除湿侧和制冷侧能效不同时,显热负荷占比也对系统性能有影响.当热源温度为75 ℃、除湿器出口空气含湿量为9.5 g/kg、蒸发温度为14 ℃时,本系统性能系数可达0.87,比常规系统高出40%.

New type of energy efficient absorption air conditioning system driven by low-grade heat
Chen Bowen1,Yin Yonggao1,2,3,Zhang Fan1,3,Cheng Xiaosong1,3
(1School of Energy and Environment, Southeast University, Nanjing 210096, China)(2Jiangsu Provincial Key Laboratory of Solar Energy Science and Technology, Southeast University, Nanjing 210096, China)(3 Engineering Research Center for Building Energy Environment and Equipments, Ministry of Education, Southeast University, Nanjing 210096, China)

To solve the problem that conventional heat driven refrigeration and dehumidification technologies have relatively low energy efficiency or even not work normally when the heat source temperature is lower than 80 ℃, an energy efficient air conditioning system driven by low-grade heat was proposed through the integration of the liquid desiccant dehumidification system and the absorption refrigeration system. By comparing the internal thermodynamic process of the system with that of the conventional system, it was pointed out that the main reason for the high energy efficiency of the system was to save the heat loss caused by the temperature rise of the regeneration air, and to increase the evaporation temperature through the independent heat and humidity treatment technology. The results show that the main influencing factors and changing rules of the system performance are as follows: the higher the heat source temperature, the lower the cooling water temperature, the higher the evaporation temperature, the higher the air humidity ratio at the dehumidifier outlet, and the higher the system energy efficiency. When the energy efficiency of the dehumidification side and the refrigeration side is different, the proportion of sensible heat load also affects the system performance. The coefficient of the system performance can reach 0.87, when the heat source temperature is 75 ℃, the humidity ratio of the outlet air of dehumidifier is 9.5 g/kg, and the evaporation temperature is 14 ℃, which is 40% higher than that of the conventional systems.

引言

工业生产活动中会产生大量的余热废热,其中低于80 ℃的余热难以利用[1-3],热驱动制冷和除湿技术是低品位工业余热利用的一种方式.常见的热驱动制冷和除湿技术包括吸收式制冷、吸附式制冷、蒸汽喷射制冷、溶液除湿和固体除湿等,实际应用最多的是吸收式制冷系统,同时溶液除湿技术也是近几十年来研究的热点.

单效吸收式制冷系统的性能系数(COP)通常为0.7左右.吸收式制冷系统的COP与热源温度高度相关,当热源温度低于80 ℃时,吸收式制冷系统COP将严重下降,甚至无法工作.在过去的几十年中,多数研究集中在较高热源温度(85~150 ℃)下的高效新型工质对[4-8]和制冷循环[9-15].当热源温度低于80 ℃时,若希望吸收式制冷系统能够正常运行,则需要采用两级吸收式制冷技术[16].然而,该技术的性能表现并不理想(COP<0.5).溶液除湿技术由于实现了温湿度独立处理,可以使用更高温度的冷冻水处理显热负荷,从而提升制冷系统能效.常规溶液除湿系统能效较低,一般不超过0.7.有很多研究通过将溶液除湿系统与其他热力系统(热泵系统、压缩制冷系统、热电系统)有机结合[17-22],充分发挥各自的优势,从而获得更高的收益.但是,再生除湿后稀溶液的方式还是停留在利用再生空气和溶液的热质交换上.这一方式存在一个固有的缺点:再生空气会不可避免地带走很大一部分热量,导致溶液除湿系统能效较低.因此,为了解决低品位热源条件(温度小于80 ℃)下吸收式制冷系统与溶液除湿系统能效低的问题,本文通过将吸收式制冷系统和溶液除湿系统有机耦合,提出了一种新型低品位热驱动的空调系统[23].通过对系统的热力分析和计算,探究了此系统的能效水平和性能影响因素.本研究可作为设计热驱动空调系统时的参考.

1 研究方法1.1 系统流程

图1为本研究提出的新型低品位热驱动吸收式高效空调系统的流程图.该系统的主要部件包括发生器、吸收器、冷凝器、蒸发器、节流装置和除湿器.所使用的溶液工质对为溴化锂水溶液或氯化锂水溶液.该系统包含溶液循环、冷剂水循环和湿循环3个子循环.发生器出口的浓溶液分为2路:一路送往吸收器中,吸收来自蒸发器的水蒸气,变为稀溶液; 另一路送往除湿器对送风进行除湿,变为稀溶液,与来自吸收器的稀溶液混合后,送往发生器浓缩再生,由此完成溶液循环. 冷剂水在发生器中产生后,送往冷凝器冷凝,再经过节流装置送往蒸发器蒸发后变为水蒸气,最后在吸收器中被吸收器中的浓溶液吸收,完成冷剂水循环. 空气中的水蒸气被除湿器的浓溶液吸收后,经过与冷剂水类似的过程,不同点在于为了维持机组内负压部分的质量平衡,这一部分水在冷凝器中被排出,由此完成湿循环.除湿侧由溶液除湿器、溶液-溶液换热器、溶液-水换热器和发生器组成; 制冷侧由发生器、吸收器、冷凝器、蒸发器、节流装置和溶液-溶液换热器组成.系统除湿器部件工作压力为常压,吸收式制冷部件工作压力为负压,所以需要在除湿器和发生器相应的管道上设置密闭的升压溶液泵和阀门.

图1 系统流程

图1 系统流程

溶液循环中溶液的温度-压力-浓度关系如图2(a)所示.图中的状态点与图1相对应.其中,S1-S2表示浓溶液和稀溶液的换热过程; S2-S3表示送往除湿器的浓溶液与冷却水换热的过程; S2-S4表示浓溶液在吸收器中吸收水蒸气的过程; S3-S5表示浓溶液对送风进行除湿的过程; S4、S5-S6表示除湿器出口稀溶液和吸收器出口稀溶液混合的过程; S6-S7表示混合后的稀溶液与浓溶液换热的过程; S7-S1表示稀溶液在发生器中再生的过程.空气处理过程如图2(b)所示,图中,d为湿空气含湿量.室外新风A1经过除湿器除湿后变为D,与室内回风N混合为C,随后经过表冷器降温为A2,达到送风要求,送入待调节区域.当回风比为0时,此系统为全新风系统.

图2 溶液和空气状态的变化过程

图2 溶液和空气状态的变化过程

1.2 系统性能指标

系统整体的性能系数COPsys、除湿侧性能系数COPdeh和制冷侧性能系数COPcoo分别定义为

COPsys=(Qdeh+Qcoo)/(Qgen)(1)

COPdeh=(Qdeh)/(Qgen,deh)(2)

COPcoo=(Qcoo)/(Qgen,coo)(3)

式中,Qdeh为潜热负荷; Qcoo为显热负荷; Qgen为系统的主要耗能部件(发生器)所消耗的热能; Qgen,deh为发生器耗能中除湿侧部分的耗能; Qgen,coo为发生器耗能中制冷侧部分的耗能.由图1可以看出,进入发生器中的总能量为进口热水W1的焓值和进口稀溶液S6的焓值; 流出发生器的总能量为出口热水W2的焓值、出口浓溶液S2的焓值和出口蒸汽V的焓值.则由发生器的能量守恒,有

Qgen=mW1(hW1-hW2)=(mS2hS1-mS6hS7)+mVhV(4)

由溶液各管路的分支关系,可得

mS2hS1-mS6hS7=(mS3hS1-mS5hS7)+

[(mS2-mS3)hS1-mS4hS7](5)

Qgen,deh=(mS3hS1-mS5hS7)+mdehhV(6)

Qgen,coo=[(mS2-mS3)hS1-mS4hS7]+mcoohV(7)

式中,hS1、hS7、hW1、hW2、hV图1对应点的比焓值,kJ/kg; mW1、mS2、mS6、mV、mS3、mS4、mS5分别为图1对应点的质量流量,kg/s; mdeh为除湿量,kg/s; mcoo为制冷侧冷剂水流量,kg/s.

1.3 与常规系统的对比1.3.1 与常规溶液除湿系统的对比

常规溶液系统与本系统相比,主要区别在于常规溶液系统使用开式再生器(简称再生器),通过空气和溶液的热湿交换对稀溶液进行再生(见图3).

图3 再生器内的热质交换过程

图3 再生器内的热质交换过程

对常规溶液系统进行热力分析可知,进入再生器的总能量为进口热水焓值、进口稀溶液焓值、进口再生空气焓值; 流出再生器的总能量为出口热水焓值、出口浓溶液焓值和出口空气焓值.由再生器的能量守恒可得

Qreg=mW3(hW3-hW4)=

(mS9hS9-mS8hS8)+mA3(hA4-hA3)(8)

式中,mW3、mS9、mS8、mA3分别为图3对应点的质量流量,kg/s; hW3、hW4、hS9、hS8、hA4、hA3分别为图3对应点的比焓值,kJ/kg.式(8)中的mA3(hA4-hA3)项可由下式计算:

mA3(hA4-hA3)=mA3[Cp,aTA4+

0+Cp,vTA4)dA4-Cp,aTA3-(λ0+Cp,vTA3)dA3](9)

式中,λ0为水在0 ℃时的汽化潜热,kJ/kg; Cp,a为空气的比定压热容; Cp,v为水蒸气的比定压热容,kJ/(kg·℃); TA4、TA3分别为图3对应点的温度,℃; dA4、dA3分别为图3对应点的湿空气含湿量,kg/kg.当本系统和常规溶液除湿系统的除湿器工况完全相同时,有

0+Cp,vTA4)dA4-(λ0+Cp,vTA3)dA3≈mdehhV(10)

mS9=mS3(11)

mS8=mS5(12)

根据式(10)~(12),由式(8)-式(6)得

Qreg-Qgen,deh=mS9(hS9-hS1)-

mS8(hS8-hS7)+mA3(Cp,aTA4-Cp,aTA3)(13)

假设图1中溶液-溶液换热器全热交换效率为ε,不难发现

mS9(hS9-hS1)-mS8(hS8-hS7)=

mS9(hS9-hS1)(1-ε)(14)

Qreg-Qgen,deh=mA3Cp,a(TA4-TA3)-

mS9(hS1-hS9)(1-ε)(15)

可见,当本系统和常规溶液除湿系统的除湿器工况完全相同时,在ε=1的理想情况下,常规溶液除湿系统的再生器比本系统除湿侧多消耗mA3Cp,a(TA4-TA3)的热量,即再生空气因温度升高导致焓增.一般这部分热量占再生器全部耗热量的20%~50%,即理想情况下本系统除湿侧能效可比常规溶液除湿能效高20%~50%.

1.3.2 与常规单效吸收式制冷系统的对比

常规单效吸收式制冷系统产生的冷冻水由于需要承担湿负荷,其温度一般为7 ℃,蒸发温度为5 ℃.由溶液的性质可知,冷却条件一定时,蒸发温度越低,吸收器出口的稀溶液浓度越高; 热源温度越低,发生器出口的浓溶液浓度越低.当热源温度很低时(例如低于80 ℃),浓溶液和稀溶液的浓度差很小,放气范围很小,循环倍率很大,造成能效很低,甚至不能正常运行.当湿负荷由溶液除湿器承担后,蒸发温度可升高至14 ℃,减小了循环倍率,提高了能效.

1.4 计算方法1.4.1 系统性能计算方法

当给定热源温度、冷却水温度、蒸发温度、除湿器出口空气含湿量、溶液-溶液换热器效率和显热负荷占总负荷比例后,可以按图4步骤计算系统整

图4 系统能效计算流程图

图4 系统能效计算流程图

体能效、除湿侧能效和制冷侧能效.图中,除湿器出口参数由NTU-Le[24]模型计算,Th为热源温度,Tc为冷却水温度,TS5、TS3、TA1图1对应点的温度,℃; XS4、XS1、XS5图1对应点的浓度; dD为除湿器出口空气含湿量.该模型经文献[24]验证,误差在8.5%以内.

1.4.2 常规溶液除湿系统计算方法

利用除湿器-再生器计算模型,可以计算除湿器工况完全相同时常规溶液除湿系统的性能系数COPcon,deh.常规溶液除湿系统计算流程如图5所示,图中,NTU为传质单元数; XS8、XS9图3中对应点的溶液浓度; r为再生器液气比; mreg为再生量; msrin为进入再生器的总溶液流量,kg/s.

图5 常规溶液除湿系统能效的计算流程

图5 常规溶液除湿系统能效的计算流程

1.4.3 计算使用参数

由于本系统的驱动热源温度较低,发生器和吸收器采用逆流垂直管内、管外降膜式换热器形式,有利于低位热源的充分利用.与上文采用数值方法计算除湿器进出口参数类似,发生器和吸收器进出口参数也采用数值方法进行计算[25].但为了使计算简便,可以根据工程经验或文献[26-27]的实验数据选取合适的发生器和吸收器的传热温差.如无特殊说明,本文计算中采用的参数如表1所示.表中,传热温差指该部件出口溶液和进口冷却水(或热水)之间的温差.计算中采用的工质为LiCl水溶液[28-29],水蒸气性质由IAPWS-IF97公式[30]计算.

表1 计算使用参数

表1 计算使用参数

2 结果与讨论2.1 热源温度对系统性能的影响

图6为其他参数不变时,热源温度的变化对系统整体性能COPsys、除湿侧性能COPdeh、制冷侧性能COPcoo和常规溶液除湿系统性能COPcon,deh的影响.可以看出,当热源温度较低时,随着热源温度的升高,COPsys、COPdeh和COPcoo先有较快速的增长,随后增长速度减慢,逐渐趋于稳定.这是因为,热源温度较低时,发生器出口浓溶液浓度较低,需要较大的循环溶液流量(mS6、mS2),这就导致对循环溶液加热的再热损失较大.热源温度很低时,这部分热损失是主要的热损失; 而当热源温度足够高时,循环溶液的再热损失占比已经很小,导致再热损失即使进一步减小也对整体性能影响不大.由图还可以看出,本系统在计算工况下整体系统COP可达0.85左右,当热源温度为75 ℃时系统COP为0.87.除湿侧性能系数比常规溶液除湿系统性能系数高50%.但是,常规溶液除湿系统对热源温度的鲁棒性更强.

图6 热源温度对系统性能的影响

图6 热源温度对系统性能的影响

2.2 冷却水温度对系统性能的影响

图7为其他参数不变时,冷却水温度的变化对COPsys、COPdeh、COPcoo和COPcon,deh的影响.可以看出,随着冷却水温度的升高,COPsys、COPdeh和COPcoo先较缓慢地下降,随后剧烈下降.这是因为,冷却水温度较低时,吸收器出口稀溶液浓度较低,发生器出口浓溶液浓度较高,只需要很小的循环溶液流量,因而对循环溶液加热的再热损失较小.随着冷却水温度的升高,加热循环溶液的热损失逐渐增大,COPsys逐渐减小.与热源温度相比,热源温度直接影响发生器出口溶液浓度,而冷却水通过影响吸收温度、冷凝温度和除湿器进口溶液温度来影响除湿器出口溶液浓度、发生器出口溶液浓度和除湿器出口溶液浓度,因此其对系统性能的影响程度高于热源温度.由图还可以看出,常规溶液除湿系统对冷却水温度的鲁棒性更强.

图7 冷却水温度对系统性能的影响

图7 冷却水温度对系统性能的影响

2.3 除湿器出口空气含湿量对系统性能的影响

图8为其他参数不变时,除湿器出口空气含湿量的变化对COPsys、COPdeh、COPcoo和COPcon,deh的影响.可以看出,随着除湿器出口空气含湿量的升高,COPcoo不变,COPsys、COPdeh逐渐升高.这是因为,随着除湿器出口空气含湿量的升高,除湿器所需进口溶液浓度下降,发生器和除湿器之间的循环溶液流量减小,导致COPdeh升高,COPsys也随之升高.由图还可以看出,对于常规溶液除湿系统,其COP变化趋势与本系统相同,随着除湿器出口空气含湿量的升高而升高,这也是由再生器和除湿器之间的循环溶液流量变小所导致的.

图8 除湿器出口空气含湿量对系统性能的影响

图8 除湿器出口空气含湿量对系统性能的影响

2.4 蒸发温度和显热负荷占比对系统性能的影响

图9为其他参数不变时,蒸发温度和显热负荷占比的变化对系统整体COP的影响.可以看出,蒸发温度T0越高,显热负荷占比越低,COPsys越高.这是因为,蒸发温度越高,吸收器出口溶液浓度越低,mS4越小,制冷侧能效越高; 但是在当前工况下,制冷侧能效低于除湿侧,就导致显热负荷占比越高,COPsys越低.随着蒸发温度的升高,或除湿器出口空气含湿量的降低,COPsys随显热负荷占比的变化将表现出相反的趋势.若对除湿器出口空气含湿量和潜热负荷占比进行分析,则可以发现当除湿侧COP高于制冷侧COP时,潜热负荷占比越高,系统COP越高; 反之系统COP越低.

图9 蒸发温度和显热负荷占比对系统性能的影响

图9 蒸发温度和显热负荷占比对系统性能的影响

2.5 不凝性气体及溶液泵功耗对系统性能的影响

系统制冷侧的真空度对系统性能有极大的影响.由于除湿侧在常压运行且与制冷侧相连通,可能会有一部分不凝性气体(绝大部分为氧气)溶解在溶液中,随后被带入制冷侧并释放,造成系统性能下降.当前实际应用的吸收式制冷机有成熟的抽气技术,下面近似分析这部分氧气抽出所需要消耗的能量.由于除湿器液囊中的溶液不断循环与空气进行热质交换,液囊内溶液溶解的氧气接近饱和,查询得38 ℃常压下水中饱和含氧量为7.3 mg/L,70 ℃、7.5 kPa下水中饱和含氧量接近0.如果认为相同质量的溶液和水的饱和含氧量相同,则1 kg溶液带入除湿侧的氧气质量为7.3 mg.查询REFPROP软件得到氧气在70 ℃、7.5 kPa下的比焓为312.74 kJ/kg,若在抽气装置中经历一个等熵过程被加压至常压,比焓增加到648.07 kJ/kg,则再生1 kg除湿后溶液需要消耗的抽出氧气的功为0.002 5 kJ.南京地区设计气候条件下,热源温度为75 ℃,除湿器出口空气含湿量为9.5 g/kg,蒸发温度为14 ℃时,发生器中再生1 kg除湿后稀溶液消耗的热量约为348.1 kJ.从能量消耗的角度来说,除湿溶液带入系统内的不凝性气体对系统性能的影响微乎其微.但是氧气会导致部件的腐蚀,后续应结合实验进一步进行深入的研究,减小不凝性气体对系统的影响.

除发生器消耗热能外,各溶液泵也会消耗一定的电能,上述分析并没有考虑溶液泵功耗.溶液泵有发生器自循环泵、吸收器自循环泵、除湿器自循环泵和发生器至除湿器管道上的加压泵共4台.吸收器和发生器自循环泵使用屏蔽泵,其能耗约为0.39 kW·s /L; 除湿器自循环泵使用循环泵,其能耗约为0.14 kW·s /L; 溶液加压泵使用隔膜泵,其能耗约为0.47 kW·s /L.发生器和吸收器的自循环比取95%,除湿器自循环比可由图5流程计算得到.在南京地区设计气候条件下,热源温度为75 ℃,除湿器出口空气含湿量为9.5 g/kg,蒸发温度为14 ℃,显热负荷占比为60%时,发生器每产生1 kg浓溶液所消耗的热能为309 kJ,发生器自循环泵、吸收器自循环泵、除湿器自循环泵、加压泵功耗分别为6.5、4.53、0.71、0.12 kJ.则不考虑溶液泵功耗的COPsys为0.87,考虑溶液泵功耗的COPsys为0.83,性能系数比常规系统高40%,能耗下降约4.5%.

3 结论

1)对本系统和常规系统的热力分析发现,本系统相比常规溶液除湿系统,由于溶液再生的热力过程没有干空气的参与,节省了干空气温升造成的热损失,能效比常规溶液除湿系统高20%~50%; 相比单效吸收式制冷系统,提高蒸发温度,有着更高的能效,且蒸发温度的升高使其他工质对的使用成为可能.

2)系统性能的主要影响因素为热源温度、冷却水温度、蒸发温度、除湿器出口空气含湿量和显热负荷占比.热源温度越高,冷却水温度越低,蒸发温度越高,除湿器出口空气含湿量越高,系统整体能效越高; 除湿侧和制冷侧能效不同时,显热负荷占比也对系统性能有影响.这些因素通过影响各主要部件的出口溶液浓度,进一步影响各部件溶液流量,从而对系统性能产生影响.南京地区设计气候条件下,热源温度为75 ℃,除湿器出口空气含湿量为9.5 g/kg,蒸发温度为14 ℃时本系统性能系数COPsys可达0.87.

参考文献