余熱驅動的吸收-壓縮復疊制冷循環性能及經濟性分析

2021-12-16 07:27:04韓小龍李見波孔祥強王志浩

制冷學報 2021年6期

韓小龍李見波孔祥強張琛尹力王志浩

(山東科技大學機械電子工程學院青島 266590)

低品位廢熱的利用可有效緩解對傳統能源的過度依賴與消耗，減輕溫室效應與大氣污染，是一種重要的節能方法，符合國家的“雙碳”目標。內燃機燃料燃燒釋放的熱量約30%～45%可以轉化為有用功，剩余的熱量主要由發動機冷卻液和排氣帶走，最后排向大氣[1-3]。利用該部分廢熱驅動吸收制冷是一種很好的節能方案[4-5]。

相比壓縮復疊制冷循環，吸收-壓縮復疊制冷循環能夠利用低品位的廢熱，從而獲得較高的COP，NH3-H2O可作為復疊制冷中吸收制冷的工質對，但氨存在弱可燃性與高慢性毒性，且存在系統工作壓力高，安全性差等問題。因此，在吸收-壓縮復疊系統的吸收循環中，開始研究使用R134a和R124等壓力相對低的制冷劑。由于DMAC(二甲基乙酰胺)具有很好的吸收性能[20]，很多學者將DMAC作為吸收循環的吸收劑使用。S.Arivazhagan等[13]以R134a-DMAC作為工質對，對半效蒸氣吸收制冷循環進行了模擬研究。V.Muthu等[14]研究了溫度參數對R134a-DMAC系統性能的影響，并揭示了在使用低品位熱源的吸收制冷機中應用R134a-DMAC作為工質對的可行性。李星等[15]開展了以R124-DMAC為工質對、制冷量為3 kW的吸收制冷實驗研究，發現實驗系統穩定性較好。賈炯等[16]研究了R124-DMAC在壓縮吸收式制冷系統中的表現，發現該工質對具有很好的安全性，且能較好地利用低品位熱源制冷。

本文提出了雙熱源驅動的復合吸收-壓縮復疊制冷循環，該循環可以梯級利用內燃機廢氣和冷卻液廢熱，實現內燃機廢熱高效利用；并充分利用CO2亞臨界循環低溫工況下的優異性能，從而保證以較低能耗為冷藏/冷凍車和船舶提供制冷量。分析了關鍵溫度參數對該循環性能的影響，并對比兩種高溫級工質對R134a-DMAC和R124-DMAC的性能，最后對R124-DMAC/CO2復疊制冷循環進行成本分析。

1 循環系統

1.1 工作原理

圖1所示為吸收-壓縮復疊制冷循環工作原理。該循環(absorption-compression cascade refrigeration cycle,ACR)是由高溫級復合吸收-壓縮制冷循環(absorption-compression combined refrigeration cycle,AR)和低溫級CO2亞臨界壓縮制冷循環(compression refrigeration cycle,CR)復疊構成。高溫級復合吸收-壓縮制冷溶液循環工質對可采用HFCs或HCFCs與有機工質(DMAC、NMP、DMF等)構成的混合物。

圖1 新型吸收-壓縮復疊制冷循環原理Fig.1 Principle of a new absorption-compression cascade refrigeration cycle

在高溫級循環中，從吸收器出來的濃溶液在高壓發生器內與來自發動機的高溫排氣廢熱進行熱交換，濃溶液被升溫，產生制冷劑蒸氣。在低壓發生器中，發動機的冷卻液與稀溶液進行熱交換，稀溶液升溫，再次產生蒸氣。低壓發生器產生的蒸氣在換熱器內被消除過熱后，經低壓壓縮機壓縮，并與來自高壓發生器的蒸氣混合，后進入高溫級冷凝器，被冷凝成液體后進入冷凝蒸發器蒸發，為低溫級循環提供冷量；另一方面，內燃機動力驅動高壓壓縮機，壓縮低溫級制冷劑，低溫級制冷劑進入低溫級冷凝器冷凝，制冷劑節流后進入低溫級蒸發器蒸發制冷。

1.2 控制策略

在ACR中存在三級壓力，因此，選擇電子膨脹閥作為節流裝置，以滿足裝置的動態調節，該系統由循環I、循環II和循環Ⅲ組成。

循環I的熱力過程為1-2-3(4)-5-6-7-8-9-9a-10-1。循環II的熱力過程為3-4-5-6-7-8-9-9b-3。循環Ⅲ的熱力過程由循環I、循環II共同形成。若廢氣足以驅動高壓發動機產生足夠的蒸氣，循環I運行，而循環II和循環III停止工作，在該策略下，AR相當于單效吸收式制冷循環。相反，當廢氣不足以驅動高壓發生器產生蒸氣，循環II運行，循環I停止，在該策略下，AR相當于一個聯合制冷循環。當廢氣和冷卻液的余熱不夠，循環III運行，在該策略下，低壓發生器中產生的蒸氣被低壓壓縮機壓縮后與高壓發生器中的蒸氣一起進入冷凝器被冷凝，因此AR相當于一個兩級吸收聯合制冷循環。在這3種控制策略下，AR與CR復疊，滿足不同需求的冷量要求。

2 數學模型

模型假設：整個系統處于穩定狀態，忽略所有部件和管道壓力損失和熱損失，制冷劑在蒸發器和冷凝器出口狀態均為飽和狀態。

2.1 能量平衡方程

質量平衡方程如下：

(1)

(2)

壓縮機等熵效率[11]：

ηs=1-0.04rp

(3)

各部件的質量和能量方程如表1所示。

表1 復疊循環的能量方程Tab.1 Energy equations of the cascade cycle

新型吸收-壓縮復疊系統COP：

COP=QEC/(WHC+WLC+WPump)

(4)

2.2 經濟性方程

為得出溫度對復疊系統經濟性能的影響，需對其進行經濟性分析。復疊系統的總成本包括設備年總成本、運行成本和CO2排放產生的環境成本，關系如下：

(5)

1)設備資本成本

各設備的資本成本如表2所示：

Ztotal=ZHPG+ZLPG+ZHSHX+ZLSHX+ZEC+

Zcas+ZCA+ZAbs+ZVHX+ZHC+ZLC+

ZPump

(6)

設備年總成本可以通過資本回收系數(capital recovery factor,CRF)計算[17]：

(7)

(8)

2)運行成本

系統的運行成本包括供應給系統的燃料成本與復疊系統的壓縮機和泵等的總電能輸入成本：

(9)

3)環境成本

環境排放成本[12]：

(10)

(11)

根據能量平衡方程，系統經濟性方程和環境分析方程對吸收-壓縮復疊系統進行數學建模，關鍵建模參數如表3所示。

表3 恒定建模參數的輸入值Tab.3 Input values of the constant modeling parameters

3 結果和討論

3.1 吸收-壓縮復疊循環與兩級壓縮復疊循環理論性能對比

為驗證吸收-壓縮復疊循環性能，將其與兩級壓縮復疊循環進行了對比。高溫級均以R124作為制冷劑，低溫級為CO2。

圖2所示為兩級壓縮復疊循環與吸收-壓縮復疊循環COP對比情況，由圖2可知，當低溫級蒸發溫度由-44 ℃增至-26 ℃，相同工況條件下，循環的性能系數均呈上升趨勢。循環Ⅰ模式下COP最大，其次是循環Ⅱ模式，循環Ⅲ模式和R124/CO2壓縮復疊循環下的COP最小。循環Ⅲ模式和R124/CO2壓縮復疊循環模式下的COP非常接近，上升幅度幾乎相同。雖然循環Ⅲ模式相比壓縮復疊循環系統性能提升較小，但循環Ⅲ模式能較好地利用內燃機廢熱。

圖2 不同循環模式下COP隨蒸發溫度的變化Fig.2 Variation of COP with evaporation temperature under different circulation modes

相同運行參數下，吸收-壓縮復疊制冷的3種循環方式與兩級壓縮復疊制冷循環的具體功耗和性能系數如表4所示。由表4可知，兩級壓縮復疊制冷循環的COP為1.465，復合吸收-壓縮復疊制冷系統的循環Ⅰ模式COP為2.864，循環Ⅱ的COP為2.357，循環Ⅲ的COP為1.481。可見本文提出的復合吸收-壓縮復疊制冷循環相比兩級壓縮復疊循環，性能系數均有所提高。

表4 復疊循環驗證Tab.4 Verification on the cascade cycle

3.2 兩種工質對在復疊循環中的性能分析

由于在循環Ⅲ模式下能夠最大程度的利用內燃機余熱，因此主要分析吸收-壓縮復疊循環Ⅲ工作模式下性能。

蒸發溫度tEC、冷凝溫度tCA、高壓發生器出口溫度t1以及低壓發生器出口溫度t4對系統性能有很大的影響。因此，需要分析這些關鍵溫度參數對復疊制冷循環的性能影響，并在分析中對R134a-DMAC和R124-DMAC兩種工質對進行了對比。

當低溫級冷凝溫度tCC為-5 ℃、冷凝蒸發器復疊傳熱溫差Δtcas為5 ℃，蒸發溫度tEC為-35 ℃、吸收器溫度tAbs為45 ℃時，復合吸收-壓縮復疊循環的COP隨tCA變化如圖3(a)所示。由圖3(a)可知，隨著tCA由35 ℃升至45 ℃，兩種制冷劑工質對的性能系數均呈下降趨勢。因為當tCA升高時，冷凝器出口焓增大，而蒸發器出口焓不變，制冷量降低，高溫級的冷凝壓力升高，總的功率消耗呈上升趨勢，導致性能系數的下降。圖3(b)所示為復疊制冷循環的COP隨tEC的變化。由圖3(b)可知，當tEC由-44 ℃增至-26 ℃，COP均呈上升趨勢。隨著tEC的升高，高壓壓縮機的功率均下降，低壓壓縮機和溶液泵的功率均隨tEC的升高而下降，總功率消耗均下降，因此復疊制冷循環中的COP均呈上升趨勢。由圖3(b)也可知，在相同工況下(冷凝溫度為40 ℃、蒸發溫度為-35 ℃)，R124-DMAC/CO2復疊循環的COP為1.481，R134a-DMAC/CO2的COP為1.226，相比于R134a-DMAC/CO2，R124-DMAC/CO2的性能更優。

圖3 COP隨冷凝、蒸發溫度的變化Fig.3 Variation of COP with evaporation temperature and condensation temperature

復合吸收-壓縮復疊循環的COP隨高壓發生器出口溫度t1的變化如圖4(a)所示。由圖4(a)可知，當t1由110 ℃升至130 ℃，復疊制冷循環的COP均呈上升趨勢，但增幅逐漸減小。在一定的冷凝和發生壓力下，隨著t1的升高，壓縮機功率均增加，但制冷量的增幅大于總的功率增幅，導致復疊制冷循環COP的上升。圖4(b)所示為復疊循環的COP隨低壓發生器出口溫度t4的變化。由圖4(b)可知，當t4由75 ℃升至85 ℃，復疊制冷循環的COP均呈上升趨勢。因為隨著t4的升高，低壓發生器出口稀溶液制冷劑質量分數升高，稀溶液質量流量升高，溶液泵功率不變，高壓壓縮機和低壓壓縮機功率均減小，從而引起復疊制冷循環性能系數升高。但R134a-DMAC/CO2復疊制冷循環的COP增長緩慢，且一直低于R124-DMAC/CO2復疊制冷循環。

圖4 COP隨發生器出口溫度的變化Fig.4 Variation of COP with generator outlet temperature

3.3 系統經濟性分析

通過研究得出新型吸收-壓縮復疊制冷系統在性能方面較優，但設備增多，成本有所增加。因此對該系統進行成本分析。成本分析中以R124-DMAC作為高溫級制冷工質對，CO2作為低溫級制冷劑。

圖5所示為年總成本隨tEC和tCA的變化。由圖5可知，在制冷量為15 kW時，tCA保持不變的工況下，隨著tEC由-48 ℃增至-32 ℃，年總成本呈逐漸降低的趨勢。原因是：隨著蒸發溫度的升高，低溫級壓比降低，循環系統的總功耗降低，運行成本和環境成本下降，但設備成本上升，且兩者總的降幅大于設備成本增幅，導致年總成本隨著蒸發溫度的升高而降低。當tEC保持不變時，年總成本與tCA成正比。因此，較高的tEC和較低的tCA有利于降低復疊循環系統的年總成本。

圖5 年總成本隨tEC和tCA變化Fig.5 Variation of annual total cost with tEC and tCA

圖6所示為年總成本隨tcc和Δtcas的變化。由圖6可知，在制冷量為15 kW，Δtcas保持不變的工況下，隨著tCC由-10 ℃增至-2 ℃，年總成本呈先降低后升高的趨勢，存在一個最低年總成本。當Δtcas為5 ℃，tCC為-6 ℃時，年總成本最低，為15 150.14 美元。當tCC保持不變時，年總成本與Δtcas成正比。從成本分析的角度Δtcas不宜過大。

圖6 年總成本隨tCC和Δtcas變化Fig.6 Variation of annual total cost with tCC and Δtcas

4 結論

本文提出了一種新型吸收-壓縮復疊制冷循環，可梯級利用內燃機的排氣廢熱與冷卻廢熱，為冷藏/冷凍貨車及漁船提供低溫冷量；并對R134a-DMAC和R124-DMAC工質對在該循環上進行了性能對比，最后對R124-DMAC/CO2復疊制冷循環系統進行了經濟性分析，得到結論如下：

1)在相同的運行條件下，R124-DMAC/CO2復疊制冷循環相比R124/CO2兩級壓縮復疊制冷循環COP更高，可達2.864，且能通過調整不同運行模式來充分利用內燃機排氣廢熱和冷卻液廢熱，達到冷量要求。

2)較高的蒸發溫度、發生器溫度和較低的冷凝溫度有利于COP提升，且高壓發生器溫度對復疊循環的性能影響顯著。

3)在相同工況下(冷凝溫度40 ℃、蒸發溫度-35 ℃)，循環Ⅲ模式R124-DMAC/CO2復疊循環的COP為1.481，R134a-DMAC/CO2的COP為1.226，相比于R134a-DMAC/CO2，R124-DMAC/CO2的性能更優。

4)較高的蒸發溫度和較低的冷凝溫度、復疊溫差有利于降低復疊循環系統的年總成本。年總成本隨低溫級冷凝溫度的升高先下降后上升，存在最小值，當低溫級冷凝溫度為-6 ℃時，年總成本為15 150.14美元。

本文受山東省自然科學基金(ZR2020QE208)和海洋能源利用與節能教育部重點實驗室(大連理工大學)開放基金資助。(The project was supported by Natural Science Foundation of Shandong Province(No.ZR2020QE208)，the Key Laboratory of Ocean Energy Utilization and Energy Conservation (Dalian University of Technology).)

符號說明