平板型集熱器驅動的小型太陽能吸收式制冷系統運行分析與優化研究

程友良，劉 萌，劉志東，占成林

（華北電力大學 能源動力與機械工程學院，河北 保定 071003）

0 引言

太陽能熱驅動制冷系統的熱源為太陽能集熱器，太陽能集熱器包括平板型集熱器、真空管型集熱器、復合拋物面集熱器（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的工作溫度可達到200℃以上[1]，[2]。由于吸收式制冷機的制冷效率不會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須要配置熱交換器，用于降低熱源溫度，但這樣會對能源品位造成一定的浪費，同時，工作溫度較高的集熱器價格較高，增加了系統的初投資成本。綜上可知，選擇與小型吸收式制冷機工作溫度匹配性較好的太陽能平板集熱器，在提高能源利用和經濟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的太陽能吸收式制冷系統為例，基于TRNSYS軟件對太陽能平板集熱器和水箱設計參數進行了優化[3]。王如竹和徐震原對太陽能變效溴化鋰吸收式制冷機進行了研究，研究成果拓寬了吸收式制冷機的運行適用范圍[4]～[6]。Tao He利用TRNSYS軟件，以北京地區某辦公建筑為用冷對象，搭建了一套以生物質鍋爐作為輔助熱源的太陽能吸收式制冷系統，并進行了實驗分析，實驗結果表明，該系統的制冷功率可達到175 kW[7]。Arnas Lubis基于亞熱帶氣候條件，建立了以太陽能為輔助熱源的單雙效吸收式制冷系統，并對該系統進行了性能分析，分析結果表明，該系統的制冷功率可達到239 kW[8]。

在太陽能吸收式制冷系統的相關研究中，國內外學者在理論分析與實驗模擬方面均有較大的突破，但關于熱驅動制冷系統在小型建筑中高效應用的研究相對較少。

本文采用溴化鋰溶液作為循環工質，以太陽能保證率、一次能源節約系數作為評價指標，基于溫度對口、梯級利用的思想，建立了小型太陽能吸收式制冷系統 （Solar Absorption Refrigeration System，SARS），并針對不同的集熱配置對該系統進行優化分析。

1 小型太陽能吸收式制冷系統

小型太陽能吸收式制冷系統主要由平板型集熱 器 （Flat Thermal Collector，FTC）、貯 熱 裝 置（Storage Tank，ST）和吸收式制冷機構成。其中，吸收式制冷機（以單效吸收式制冷機為例）由發生器、冷凝器、蒸發器、吸收器和換熱器等部件組成[9]。小型太陽能吸收式制冷系統結構圖如圖1所示。

圖1 小型太陽能吸收式制冷系統結構圖Fig.1 Schematic diagram of small solar absorption refrigeration system

由圖1可知，小型太陽能吸收式制冷系統主要由3個環路組成。這3個環路分別為太陽能集熱環路、蓄熱水箱放熱環路和吸收式制冷環路。

1.1 末端用戶

系統末端用戶為保定地區（N38.85°，E115.56°）一套面積為120 m2的別墅，該建筑以混凝土磚墻結構為主。根據暖通空調系統設計手冊，選取建筑的冷負荷指標為115 W/m2。通過Meteonorm軟件得到保定地區的年氣象資料，其中，水平面太陽能年平均輻射強度為148.6 W/m2；6-8月，太陽能月平均輻射強度為201.04 W/m2[10]。

1.2 平板型集熱器

小型太陽能吸收式制冷系統主要依靠太陽能集熱環路輸出的熱量作為驅動能源，因此，集熱裝置的性能直接決定了系統的運行效率和穩定性。本文探究了作為系統熱源的平板型集熱器輸出裝置。按照系統的太陽能保證率為100%的情況，對系統裝置的各項參數進行選擇，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

根據用戶的實際冷負荷，設計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℃，此時發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，單效吸收式制冷機的COP可達到0.704。系統所采用的水箱是分層水箱。模擬過程中采用設備的額定性能參數見表3。

表3 主要設備額定性能參數Table 3 Main equipment rated performance parameters

續表3

1.4 蓄熱裝置

由于太陽能具有不連續性和波動性的特點，因此，在平板型集熱器和單效吸收式制冷機之間須要設置蓄熱水箱，從而將不穩定的熱量貯存于蓄熱水箱內，然后將穩定的熱量通過蓄熱水箱內的傳熱介質，輸送至單效吸收式制冷機內。依據太陽能供熱采暖工程技術規范中對短期貯熱裝置容積選取范圍的建議（蓄熱水箱的選取標準為50 L/m2），本文設定蓄熱水箱的總容積為10.3 m3[11]。蓄熱水箱的直徑為3.34 m，高度為4.37 m，工作時有8個溫度分層節點，每個溫度層的高度為0.55 m，且無輔助加熱器。

1.5 控制策略

太陽能集熱環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。為了保證太陽能集熱環路的有效蓄熱，當平板型集熱器出口溫度與進口溫度的差值大于5℃時，集熱水泵P1開始運行，蓄熱水箱開始蓄熱；當平板型集熱器出口溫度與進口溫度的差值小于0℃時，集熱水泵P1關閉，蓄熱水箱停止蓄熱[13]。蓄熱水箱放熱環路主要由蓄熱水箱、循環水泵P2、輔助加熱鍋爐和單效吸收式制冷機的發生器組成。在蓄熱水箱放熱環路中，通過熱水控制器控制輔助熱源(鍋爐)的啟停。當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的最低運行溫度（72.5℃）時，熱水控制器輸出啟動信號，輔助熱源開始運行[14]；反之，當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的運行要求時，輔助熱源停止運行，此時，制冷系統只依靠平板型集熱器獲得的熱量進行制冷。吸收式制冷環路由冷凝水環路和冷媒水環路組成，其中，冷凝水環路由冷凝水泵P3、冷卻塔和單效吸收式制冷機的冷凝器組成；冷媒水環路由冷媒水循環泵P4、用戶負荷端和單效吸收式制冷機的蒸發器端組成。制冷控制器控制循環水泵P3，P4的啟停。當來自蓄熱水箱頂部的流體溫度達到單效吸收式制冷機的運行溫度（72.5℃）時，制冷控制器輸出運行信號，循環水泵P3，P4開始運行。

2 數學模型

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

本文主要研究了系統配置對小型太陽能吸收式制冷系統熱性能的影響，因此，在建模和仿真時進行了以下簡化和假設：不考慮流體凍結和沸騰對系統的影響；系統管路和閥門的熱損失是恒定的；不考慮系統中流體的損耗；末端用戶冷媒水的進水溫度為定值（12℃）。

2.1 平板型集熱器數學模型

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的參數設定，如平板型集熱器的入射角修正值（Incidence Angle Modifier，IAM），準確模擬平板型集熱器的運行情況。

平板型集熱器集熱效率η的計算式為

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的計算式為

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

2.2 單效吸收式制冷機數學模型

TRNSYS軟件中的模型Type107可以模擬單效吸收式制冷機，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。而本文系統中單效吸收式制冷機的額定制冷功率為17.6 kW，熱源溫度為72.5～95℃，繼續選用原來的模型勢必會增大模擬誤差。本文以YAZAKI（WFC-SC5）型號的單效吸收式制冷機的性能參數為依據，建立了小型單效吸收式制冷機模型[16]。該模型的控制表達式分別為

式中：Qremove為從冷凍水獲得的熱量，kJ/h；mchw為冷凍水的質量流量，kg/s；Tchw，in，Tchw，set分別為蒸發器內進、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的制冷性能系數。

3 性能指標與模型驗證

3.1 太陽能保證率

太陽能保證率Sf為太陽能提供的熱量與系統總的熱輸入量的比值。

Sf的表達式為

式中：Qsolar為從平板型集熱器獲得的熱量，kJ。

3.2 一次能源節約

參考電壓縮制冷機系統，得到一次能源節約系數fsav的計算式為[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為電壓縮制冷機系統的制冷量，kJ；COPref為電壓縮制冷機的制冷效率，根據現有制冷機的性能，本文取值為2.8；εelec為熱電廠的發電效率，取值為0.4。

4 模擬結果與分析

基于本文各裝置的性能參數，構建小型太陽能吸收式制冷系統（圖1）。該制冷系統的模擬期時間為6月15日-9月15日（時段為3 960～6 168 h）。選取8月7日-8月16日（時段為5 232～5 472 h）作為典型模擬時段。基于小型太陽能吸收式制冷系統，基于不同的太陽能保證率（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，太陽能集熱環路的各項參數。

表4 太陽能集熱環路的各項參數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約系數。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，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，以熱能的形式儲存于蓄熱水箱中，減少了輔助熱源的能耗，同時平板型集熱器增加的熱量為單效吸收式制冷機提供更多的熱能，并增加了系統的制冷量。由圖3可以看出，當集熱配置方式由Case1逐漸轉變為Case10時，制冷量由9 000 kW逐漸升高至12 000 kW。同時，一次能源節約系數由-0.45逐漸升高到0.44，一次能源節約系數的最大值為0.44。

圖3 不同集熱環路配置方式下，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約系數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，實際太陽能保證率與設計的太陽能保證率的對比圖。由圖可知，兩種太陽能保證率在10%～40%的重合度較好。當設計的太陽能保證率分別為50%和60%，對應的實際太陽能保證率分別為46.1%和52.7%時，平板型集熱器得到充分利用。當設計的太陽能保證率達到70%以上時，實際太陽能保證率增長得趨于平緩，在Case10情況下，實際太陽能保證率僅為70%，此時平板型集熱器未得到充分利用。因此，基于對平板型集熱器面積充分利用的考慮，本文以Case7中的集熱配置數據作為系統模擬的參數。

圖4 不同集熱配置情況下，實際太陽能保證率與設計的太陽能保證率的對比圖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約系數。

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約系數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，同時平板型集熱器的運行時長逐漸增加，因此，平板型集熱器獲得的熱量更多地貯存于蓄熱水箱中，導致收集的熱量相應增加；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定，輔助熱源的能耗逐漸減少，但當單位面積上貯熱體積大于60 L/m2時，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，此時輔助熱源開始運行并向蓄熱水箱提供熱量，從而導致輔助熱源的能耗隨之增加。

基于制冷量和一次能源節約系數最大化的原則，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）的蓄熱水箱進行仿真模擬。通過計算得知，平板型集熱器的集熱總功率達到10 287.18 kW，太陽能保證率達到57.5%。由此說明本文系統可以充分利用太陽能進行制冷。

本文基于以上數據，對5 232～5 472 h小型太陽能吸收式制冷系統的各項性能進行模擬。圖6為系統運行過程中，系統各項參數隨時間的變化情況。

圖6 系統運行過程中，系統參數隨時間的變化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，蓄熱水箱中工質的平均溫度Tst達到75℃，經過1 d的蓄熱可以使單效吸收式制冷機基本達到運行溫度，此時整個系統開始運行。當平板型集熱器的流量為825 kg/h時，出水溫度均在72.5℃以上。當太陽輻射強度充足時，平板型集熱器的出水溫度Tc可達到120℃。然而，在5 328～5 352 h，太陽輻射強度減弱，平板型集熱器的最高出水溫度僅可達到75℃。綜上可知，太陽能不穩定性的特點對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，太陽能集熱環路持續向蓄熱水箱提供熱量，平板型集熱器的集熱效率隨著太陽輻射強度的增大而增大，當太陽輻射強度為700 W/m2時，平板型集熱器的制熱效率η為0.71。在5 280～5 304 h，太陽輻射能流密度達到830 W/m2，但平板型集熱器的制熱效率僅為0.32。這是由于經過2 d的蓄熱，蓄熱水箱底部的出水溫度逐漸升高，導致進入平板型集熱器的工質溫度隨之升高，從而導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組的能源匹配度較高，這在一定程度上減少了能源浪費。

5 結論

本文基于理論模型與樣本數據，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動的吸收式制冷系統模型。通過分析不同運行條件下制冷系統的運行參數，確定了最優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。模擬結果表明：

①在系統運行過程中，單效吸收式制冷機的驅動溫度為72.5～95℃，制冷效率為0.6～0.85，同時，進入單效吸收式制冷機的熱源溫度約為80℃，熱源溫度與該制冷機的驅動溫度匹配度較好；

②隨著太陽能保證率逐漸增加，所需的平板型集熱器面積逐漸增加，同時系統制冷量也相應增加。當設計太陽能保證率超過60%時，平板型集熱器面積無法得到充分的利用；

③集熱配置方式對系統的一次能源節約系數有很大影響。當集熱器面積為20.6 m2、蓄熱水箱體積為1.03 m3時，一次能源節約系數為-0.45；當集熱器面積為206.4 m2、蓄熱水箱體積為10.32 m3時，一次能源節約系數為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。