漁船主機余熱驅動的氨水吸收式制冷裝置制冷循環分析

黃文超，趙新穎，黃溫赟

(1 中國水產科學研究院漁業機械儀器研究所，上海 2000921；2 農業農村部遠洋漁船與裝備重點實驗室，上海 2000921)

截至2019年底，中國機動漁船46.8萬艘，總噸位1 004.8萬t，總功率1 990.5萬kW[1]。一方面，漁船柴油機的尾氣排放溫度可達300 ℃～500 ℃，其中攜帶的熱量占燃油燃燒總熱量的25%～45%[2]。高溫尾氣未經處理就排放到大氣中，不僅造成了能源的極大浪費，還對環境產生干擾和破壞[3]。另一方面，為了給漁獲物保鮮，一般在魚艙內裝載一定數量的冰塊，待漁獲物打撈上船后進行保鮮[4]。

利用主機尾氣余熱驅動氨水吸收式制冷系統對魚艙進行制冷，不僅能夠有效地提高主機燃料利用率，還可以提升漁船的漁獲物保鮮能力。與固體吸附式制冷[5-9]相比，氨水吸收式制冷方式有著較強的吸收與解吸能力，可充分利用地熱能、太陽能、廢熱和主機余熱等低品位熱能[10-14]。楊思文等[15]、武向紅等[16]對氨吸收式制冷流程與設備進行了詳盡的熱力學分析，其制冷模型的建立和研究方法為國內學者的后續研究提供了便利。趙曉男等[17]、沈波等[18]開展了利用船舶主機余熱制冰和空調制冷研究，為主機余熱利用系統在水域風浪環境中的應用研究提供了參考。趙曉男等[19]、卜憲標等[20]、倪錦等[21]開展了利用漁船尾氣余熱制冰的相關研究，為主機余熱利用裝置解決漁船動力系統能量回收利用提供了參考。鹿丁等[22]提出了將氨水吸收式制冷系統用于大溫跨的余熱利用，在充分利用余熱的同時提高了系統的制冷系數，該方法為提升漁船主機余熱利用效率提供了參考。顧驍勇等[23]設計了一套尾氣脫硝與氨水吸收制冷聯合流程，能夠有效減少能耗，但應用于漁船中，還須解決脫硝系統與傳統動力系統集成的問題。孫淑娟等[24-25]研究了氨精餾純度對氨水吸收式制冷系統的影響，為制冷介質對系統制冷效果的影響研究提供了參考。陳亞平等[26]提出的溶液冷卻吸收循環制冷方案，不僅提高了制冷系數，且減小了換熱面積，具有指導意義。主機余熱制冷裝置實際運行工況較為復雜，受尾氣熱量和制冷工質流量變化等因素影響較大。

針對漁船尾氣特點，本研究提出了一種氨水吸收式制冷系統深度建模方法，并對影響制冷效果的各要素進行了系統性的梳理、總結，對各關鍵要素的主要影響進行了詳細的分析和評估。對主機余熱回收裝置目標制冷量為15 kW 、20 kW 和25 kW時的余熱回收制冷循環過程進行了計算模擬，試圖通過計算分析給出在3種目標制冷量下合理的制冷工質流量范圍，并明確制冷工質流量、發生器熱負荷和煙氣流量對制冷量和制冷系數的具體影響。

1 計算模型

氨水吸收式制冷以氨為制冷劑，稀氨水為吸收劑，依靠氨的蒸發制得冷量[27]。濃氨水經加熱解吸后生成純氨，其參與制冷后又借由稀氨水的強吸收能力再次形成濃氨水，實現連續制冷過程。其循環過程如圖1所示[28]。

圖1 余熱利用氨水吸收式制冷循環Fig.1 Aqueous-ammonia absorption refrigeration cycle using waste heat

在研究氨水吸收式制冷過程中，氨水體系的物性計算模型主要有熱力學計算性質模型和傳遞性質模型[29]。熱力學性質包括溫度、壓力、比容、內能、熵、Gibbs自由能、Helmholtz自由能和逸度等。根據氨水的性質與實際應用情況選擇Aspen模型樹中的電解質模型ELECNRTL來進行模擬計算[30-31]。

(1)

對于電解質-分子對參數τij可用下式計算

(2)

(3)

式中：Gij、Gmj、Gkj為偏摩爾自由焓，J/mol；x、y為氨水氣液兩相的摩爾分率；C、D、E為電解質-分子對計算回歸系數；T為溶液溫度，K；Tref為參考溫度 298.15 K。

氨水傳遞性質模型中需要考慮氨水溶液黏度、液導熱系數和氨水擴散系數等的計算方法。一般當氨的質量濃度較高時，采用以下Hbd K?ltetechnik模型[36]能夠有效地預測氨水的黏度。

(4)

式中：μM表示氨水溶液黏度，mPa·s；TM表示熱力學溫度，K；w表示氨的質量分數。

氨水溶液導熱系數可用下式[29]進行計算：

(5)

式中：λ為對應介質或溶液的導熱系數，W/m·K；ρ為對應介質或溶液的密度函數，kg/m3；T為對應介質或溶液的相對溫度，K。且有

(6)

物性模型中對應介質(NH3，H2O)的相對溫度可由下式進行計算：

(7)

其中，

(8)

式中：a為計算參數，x為組分。

擴散系數受溶液濃度影響較大，采用Wilk-Chang模型預測如下[29]：

(9)

式中：DM表示氨在溶劑水中的擴散系數，cm2/s；Φ表示溶劑的締合因子，對水Φ=2.6；T表示溶液熱力學溫度，K；μ表示黏度，mPa·s；VNH3表示氨在常壓沸點時的分子體積，VNH3=25.8 cm3/mol；MH2O表示溶劑水的摩爾質量，g/mol。

尾氣作為熱源對發生器中的氨水加熱，濃氨水質量分數降低轉變為稀氨水，稀氨水與溶液泵流出的濃氨水在熱交換器中換熱，以較低的溫度和壓力進入吸收器準備吸收純氨；發生器中產生的氨氣在精餾塔中被提純，進入塔頂分凝器后純度進一步提高，使其以極高的純度進入冷凝器中，隨后經過節流閥變為濕蒸汽狀態，進而在蒸發器中完成制冷過程。隨后，蒸發器中流出的氨蒸汽進入吸收器，與低溫低壓的稀氨水混合形成濃氨水，經過溶液泵增壓后進入熱交換器形成高溫高壓的液體，作為進料再一次參與循環。在化工過程模擬軟件Aspen plusV8.4中建立上述制冷循環的模型，如圖2。

圖2 基于Aspen Plus的氨水吸收式制冷循環模型Fig.2 Model of aqueous-ammonia absorption refrigeration cycle based on Aspen Plus

2 結果與討論

2.1 結果可靠性驗證

首先利用上述模型，在文獻[14]的假設條件下進行各設備熱負荷的模擬計算，計算結果與文獻[14]進行比較。如表1所示，可以發現，設備熱負荷的計算誤差均在10%以內，其中蒸發器熱負荷(即制冷量)誤差最小，為2.42%，冷凝器誤差較大，為7.57%。考慮到本研究使用的模型和工況參數與文獻中的微小差異，這種誤差是可以接受的，即可認為本研究所建立的氨水吸收式制冷模型是可靠的。文獻[14]假設進料氨液質量濃度較高，流量較大，而當進料質量濃度較大時，精餾塔塔底釜液質量濃度就越高，將其加熱析出等量氨氣時的熱負荷便相應較小。因此本仿真結果的熱負荷相對較大。

表1 設備熱負荷模擬計算及比較Tab.1 Simulated calculation and comparison of heat loadof the equipment

基于此，在Aspen Plus中對制冷量分別為15 kW、20 kW和25 kW的制冷循環進行仿真計算，對發生器、溶液泵等運行情況與制冷效果之間的關系進行簡要分析。

2.2 進料溫度和回流比對發生器熱負荷的影響

在制冷量15 kW情況下，研究進料溫度以及回流比對發生器熱負荷和制冷系數Q=q/w的影響，其中q為制冷量，w為發生器熱負荷，如圖3所示。

從圖3可以看出，隨著進料溫度從95 ℃增大到115 ℃，發生器熱負荷單調降低，制冷系數單調增加；在回流比增大過程中，發生器負荷持續增大，制冷系數逐漸降低。因此不難理解，在進料溫度過低時可能會使設備運行中的制冷系數過小；而進料溫度過大時，制冷系數雖然增大，但由于進料在溶液熱交換器中完成換熱，會導致溶液熱交換器中的對數平均溫差降低，所需熱交換面積大幅增加[29]，從而使投資成本增大。在保證盡量高的制冷系數的條件下，考慮到設備的經濟性以及器熱實際情況，最終選擇進料溫度110 ℃和回流比0.3作為后續計算分析的工況參數。

圖3 發生器熱負荷與進料溫度與回流比的 關系曲線Fig.3 Relation curves of the generator heat loadvs.inlet temperature and reflux ratio

2.3 溶液泵流量對制冷效果的影響

吸收器中流出的濃氨水經溶液泵加壓后進入溶液熱交換器中，對于同樣的尾氣流量而言，較小的氨水流量能夠析出較多的氨氣，因此溶液泵流量影響著發生器熱負荷大小與氨水析出純氨的能力。在對3種制冷量的循環分別進行計算時，取相同的尾氣流量1 200 m3/h，尾氣入口溫度為500 ℃，出口溫度150 ℃，因此尾氣能夠提供的最大熱量為固定值。分別以15 kW、20 kW和25 kW為控制目標，保持蒸發器中純氨一定的情況下改變溶液泵流量[32-33]，并考慮10%的熱損失，得到發生器熱負荷、實際制冷量、放氣范圍以及制冷系數的變化規律如圖4所示。

從圖4a中可以看出，目標制冷量為15 kW的循環中，隨著溶液泵流量的增加，發生器熱負荷首先呈線性增加。這一過程中吸收器稀溶液溫度不斷升高，制冷循環過程中氨的冷凝熱與蒸發熱趨于相等，當泵流量超過臨界值(496 kg/h)，發生器氨水析出所需熱量顯著降低，發生器熱負荷和吸收器冷卻功率陡降，最終發生器熱負荷的變化趨于平穩；而制冷系數呈現出與發生器熱負荷近乎相反的趨勢，最終穩定在0.35左右(從圖4a中看出大于0.39)；在這一過程中，制冷量保持15 kW不變。

圖4 溶液泵流量對制冷效果的影響Fig.4 Effect of pump flow rate on refrigeration performance

圖4b、4c展示了目標制冷量為20 kW和25 kW的循環中，溶液泵流量對制冷效果的影響。不難看出，其整體變化趨勢與圖4a相似，不同的是當溶液泵流量在一定范圍內變化時，發生器熱負荷保持不變，曲線呈現出明顯的平穩段，對于20 kW工況，這一范圍為540～668 kg/h，對于25 kW工況為485～850 kg/h。這是由于當溶液泵流量增大到一定值時，尾氣能夠產生的最大熱量無法使氨水析出足量的純氨，因此在發生器熱負荷曲線的平直階段，實際制冷量低于目標制冷量，制冷系數也較為平穩。而在15 kW制冷量的循環中，溶液泵流量的增大時，實現目標制冷量所需的熱負荷并未超過尾氣能夠提供熱量的上限，因此曲線未出現平穩段。

在平穩段結束之后，隨著溶液泵流量進一步增大，氨水析出比降低，所需要的熱量也有所降低，兩個循環的發生器熱負荷都開始降低，不同的是20 kW的循環發生陡降，而25 kW的循環發生器熱負荷降低趨勢相對平緩。當個循環的溶液泵流量分別達到715 kg/h和880 kg/h后，熱負荷變化較為平穩。在整個過程中，兩個循環的制冷量整體穩定在目標制冷量，只有當發生器熱負荷進入平直段時制冷量有小幅降低，最低分別為17.19 kW和17.68 kW，放氣范圍幾乎呈單調遞減的趨勢。

綜合圖4可以看出，對于20 kW制冷量的循環，當溶液泵流量在715 ～800 kg/h變化時有較好的制冷效果，流量小于715 kg/h時發生器熱負荷會陡增，且這一范圍內放氣范圍在0.08～0.06之間，循環的經濟性和有效性表現較好；對于25 kW制冷量的循環，溶液泵流量在880 kg/h～950 kg/h范圍內時較優，若繼續增大流量則氨氣析出比過低，造成資源浪費。比較3種目標制冷量的循環，在尾氣流量、進出口溫度均為假定情況下，15 kW制冷量的循環沒有出現“平直段”，微小的泵流量改變會引起發生器熱負荷的劇烈變化，因此難以控制氨液流量來實現目標制冷效果；相較而言，20 kW和25 kW制冷量的兩種循環容易控制，在相同的尾氣物性條件下，后者的發生器熱負荷在較大范圍內(485 ～850 kg/h)保持不變(即平直段)，此時實際制冷量小于目標制冷量，因此在對溶液泵流量進行調節時，要盡量避開平直段溶液泵流量的范圍，且在同樣的最大換熱量下，較高制冷量的循環易于調節。

2.4 發生器熱負荷與尾氣流量對制冷效果的影響

在對溶液泵流量研究的基礎上，在溶液泵流量保持不變的情況下，進一步計算了發生器熱負荷與尾氣流量對制冷效果的影響[34-35]。在上述溶液泵流量對制冷效果的影響研究的基礎上，針對目標制冷量為15 kW的循環，泵流量取535 kg/h；對制冷量為20 kW的循環，泵流量取715 kg/h；對制冷量為25 kW的循環，泵流量取880 kg/h，分別進行計算研究，結果如圖5所示。

圖5 發生器熱負荷對制冷效果的影響Fig.5 Effect of thermal load on refrigeration performance

從圖5中可以看出，3種目標制冷量循環的曲線展現出相似的趨勢。隨著發生器熱負荷的增大，吸收器冷卻功率和實際制冷量都呈現單調遞增的趨勢，在發生器熱負荷分別達到46.52 kW、61.84 kW和78.47 kW時，實際制冷量滿足目標制冷量要求，但直到發生器熱負荷分別增大到78.54 kW、105.33 kW和110.73 kW后，實際制冷量才開始有較為明顯的增幅，但目標制冷量25 kW的循環實際制冷量變化曲線較為平坦；在這一過程中，盡管發生器熱負荷有著明顯的增幅，但實際制冷量變化微小，制冷系數持續降低。

漁船尾氣在循環中向發生器提供熱量以加熱氨水生成純氨。在規定尾氣入口溫度后，進一步研究入口尾氣流量對制冷循環的影響，如圖6所示。

圖6 尾氣流量對制冷效果的影響Fig.6 Effect of exhaust gas flow rate on refrigerationperformance

從圖6中可以看出，實際制冷量和制冷系數隨尾氣流量變化的曲線走勢與上段描述發生器熱負荷影響相近，制冷量首先隨尾氣流量的增大迅速增大，當3個循環的尾氣流量分別達到676.9 m3/h、1 147.7 m3/h和1 141.8 m3/h時，實際制冷量滿足目標制冷量要求，繼續增大尾氣流量時實際制冷量僅有少許增加；在這一過程中制冷系數先增大到峰值，分別為0.394、0.395和0.395，隨后持續降低。純氨析出量的大小與尾氣所提供的熱負荷直接相關，在純氨的析出過程中，制冷量持續增大，但氨溶液中氨的質量分數不斷減小，需要更大的尾氣流量或換熱溫差才能使同流量的氨水析出相同質量的氨氣，使得制冷系數不斷降低。在目標制冷量為15 kW和20 kW的2個循環中，制冷系數和實際制冷量在尾氣流量較大時出現陡增趨勢，但出口溫度已經明顯低于實際值，過高的發生器熱負荷值也使得整個系統成本過高。此外，尾氣流量的變化對發生器熱負荷產生的影響可能會進一步改變流出的氨液溫度以及氨質量濃度[29]，從而對主機運行工況產生不同程度的影響，研究這一復雜情況，需要后續開展更多的計算和試驗工作。

3 結論

提出了一種氨水吸收式制冷系統建模和分析方法，針對15、20、25 kW 3種目標制冷量下的氨水吸收式漁船主機余熱回收制冷循環過程開展研究，確定了110 ℃和0.3為最經濟有效的進料溫度和回流比，并以此為基礎討論了溶液泵流量、發生器熱負荷和尾氣流量對制冷效果的影響。明確了3種目標制冷量下的制冷循環過程中能夠獲得較高制冷系數的制冷工質流量范圍，以及滿足目標制冷量要求所需的發生器熱負荷、尾氣流量等參數值。研究還發現，在20 kW和25 kW工況中，當制冷工質流量增至某一范圍內時，發生器熱負荷出現平直段，說明尾氣所能提供的熱量無法使制冷工質析出足量的純氨以滿足制冷要求，此時制冷系數曲線處于“低洼”階段，對于整個制冷系統而言其經濟性、熱效率均處于不利階段，在實際運行中應當予以回避。在目標制冷量為15 kW和20 kW的2個循環中，制冷系數和實際制冷量在尾氣量較大時出現陡增，不利于系統的可靠性和經濟性，在實際運行中應進行適當控制。

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