2. 中国科学院可再生能源重点实验室, 广东 广州 510640;
3. 广东省新能源和可再生能源研究开发与应用重点实验室, 广东 广州 510640;
4. 中国科学院大学, 北京 100049
, WANG Han-zhi1,2,3,4 , WANG Ling-bao1,2,3,4 , WANG Xian-long1,2,3 , BU Xian-biao1,2,3 
2. Key Laboratory of Renewable Energy, Chinese Academy of Sciences, Guangzhou 510640, China;
3. Guangdong Key Laboratory of New and Renewable Energy Research and Development, Guangzhou 510640, China;
4. University of Chinese Academy of Sciences, Beijing 100049, China
吸收式热变换器(absorption heat transformer, AHT, 又称为第二类吸收式热泵)是开发利用低品位热能的有效技术手段[1].在过去的几十年里, 国内外专家围绕AHT开展了大量的研究工作, 取得了丰硕的研究成果[2].目前, 单级吸收式热变换器(single-stage absorption heat transformer, SAHT)技术已较为成熟, 但其温升仅30 ℃左右[3], 只适用于对温升要求不高的工况.为了拓宽AHT的适用范围, 研究人员提出了多种高温升的AHT系统[4-8], 其中, 双吸收式热变换器(double absorption heat transformer, DAHT)不仅可以达到与两级吸收式热变换器(two-stage absorption heat transformer, TAHT)同等程度的温升, 并且其结构相对简单, 制造成本低[9-11], 受到了越来越多的关注.
Ciambelli等[8]研究了以H2O/H2SO4为工质的DAHT的热力性能.Martínez等[12-13]研究了以H2O/LiBr为工质DAHT的热力性能.尹娟等[9, 14]分别研究了以TFE/E181和TFE/NMP为工质的DAHT系统, 并与H2O/LiBr DAHT进行了对比分析.Reyes等[15]对比分析了以H2O/CaCl为工质的DAHT与SAHT的热力性能.Romero等[16-17]对以H2O/LiBr/C2H6O2为工质的DAHT和THAT在工业余热回收领域的应用潜力进行了评价.Rivera等[18]对墨西哥炼油厂采用DAHT回收丁烷和戊烷塔顶热, 并用于塔底加热的方法的可行性进行了分析.Khamooshi等[19]对作为水净化装置热输入端的两种DAHT系统进行了对比分析.Zhao等[20]提出了一种新的DAHT系统, 其特征是：从发生器出来的溶液被分成两部分, 其中一部分进入吸收器, 吸收来自吸收/蒸发器的工质蒸汽, 另一部分进入吸收/蒸发器, 吸收来自蒸发器的工质蒸汽.为了进一步提高这一系统的热力性能, 张晓冬等[10]在发生器和吸收/蒸发器之间增加了第二溶液热交换器, 研究表明, 当热源温度、冷凝温度和吸收温度分别为70、25和150 ℃时, 新系统的效率可以达到69.6%, 较普通循环提高约23.8%；同时, 由于进入吸收/蒸发器的工质溶液直接来自于发生器, 其浓度不受吸收器中溶液浓度的影响, 新系统维持高性能的工况范围也将变得更宽.
溶液热交换器是提升AHT性能的重要辅助设备[13, 21-22], 但目前关于DAHT的研究主要关注的是发生温度、蒸发温度、吸收温度、冷凝温度及吸收/蒸发温度等与系统热力性能之间的关系, 关于溶液热交换器对DAHT系统性能影响的研究却不多, 特别是其对系统整体性能的定量研究的还未见报导.本文以H2O/LiBr为工质, 对文献[10]提出的DAHT系统热力过程进行数值模拟, 研究溶液热交换器效能对DAHT系统性能系数、第二定律效率、总传热面积及技术经济性的影响, 为新型DAHT系统的设计和实践提供理论指导.
1 双吸收式热变换器系统 1.1 工作原理本文所研究的DAHT系统如图 1所示, 主要由发生器、冷凝器、蒸发器、吸收/蒸发器、吸收器、溶液热交换器、泵以及节流元件等组成.工作流程如下：在中温热源的加热下, 进入发生器的H2O/LiBr稀溶液中的部分水分蒸发出来, 产生冷剂蒸汽, 冷剂蒸汽进入冷凝器, 在其中被冷凝成液态.冷凝后的工质分成两部分：一部分经泵升压后进入蒸发器, 在其中被中温热源加热产生中压蒸气, 并进入吸收器/蒸发器；另一部分被泵升压后进入吸收/蒸发器中, 在其中被吸收过程释放的热量加热成高压蒸气, 并进入吸收器.发生终了的H2O/LiBr浓溶液也分为两部分：一部分被泵升压后经第二溶液热交换器换热后进入吸收/蒸发器, 吸收来自蒸发器的中压蒸汽, 释放出次高温热, 吸收终了的稀溶液流经第二溶液热交换器及节流元件后返回到发生器中；另一部分被泵升压后经第一溶液热交换器换热后进入吸收器, 吸收来自吸收/蒸发器的高压蒸汽, 释放出高温热, 吸收终了的稀溶液流经第一溶液热交换器及节流元件后返回到发生器中.
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A-冷凝器; B-冷剂泵1;C-蒸发器；D-冷剂泵2；E-吸收/蒸发器；F-吸收器；G-第一溶液热交换器；H-节流阀1；I-发生器；J-溶液泵；K-第二溶液热交换器；L-节流阀2；M-节流阀3；数字1~18-状态点 图 1 双吸收式热变换器(DAHT)系统流程图 Fig. 1 Flow chart of double absorption heat transformer (DAHT) system |
为了简化计算, 进行如下假设：1) 系统处于热平衡和稳定流动状态；2) 忽略系统散热损失和流动阻力损失；3) 冷凝器、蒸发器以及吸收/蒸发器出口的制冷剂均处于饱和状态；4) 发生器出口的浓溶液、吸收器出口稀溶液以及吸收/蒸发器出口稀溶液均处于饱和状态；5) 将系统各换热器的综合传热系数视为常数；6) 流体经过节流阀是等焓过程；7) 不计泵功影响.
DAHT系统各个部件的质量平衡与能量平衡方程为
| $\left. {\begin{array}{*{20}{l}} {\sum {{q_{{\rm{m}},{\rm{in}}}} - } \sum {{q_{{\rm{m}},{\rm{out}}}} = 0,} }\\ {\sum {{q_{{\rm{m}},{\rm{in}}}}{x_{{\rm{in}}}} - } \sum {{q_{{\rm{m}},{\rm{out}}}}{x_{{\rm{out}}}} = 0.} }\\ {\left( {\sum {{Q_{{\rm{in}}}} - } \sum {{Q_{{\rm{out}}}}} } \right) + \left[ {\sum {\left( {{q_{{\rm{m}},{\rm{in}}}}{h_{{\rm{in}}}}} \right) - } } \right.}\\ {\quad \quad \sum {\left( {{q_{{\rm{m}},{\rm{out}}}}{h_{{\rm{out}}}}} \right)} + W{\rm{ = 0}}.} \end{array}} \right\}$ | (1) |
式中：qm为质量流量；x为H2O/LiBr溶液中LiBr的质量分数；h为比焓值；Q为控制体的交换热量；W为控制体所做的功；下标“in”和“out”分别表示进入和流出控制体.
换热器效能表示实际换热量与最大可能换热量之比.第一、第二溶液热交换器效能εSHE1和εSHE2[7]分别定义为
| ${\varepsilon _{{\rm{SHE1}}}} = \frac{{{m_{13}}{{\rm{C}}_{p,\;{\rm{13}}}}\left( {{t_{13}} - {t_{14}}} \right)}}{{{m_{11}}{{\rm{C}}_{p,\;{\rm{11}}}}\left( {{t_{13}} - {t_{11}}} \right)}},{\varepsilon _{{\rm{SHE2}}}} = \frac{{{m_7}{{\rm{C}}_{p,7}}\left( {{t_7} - {t_8}} \right)}}{{{m_{16}}{{\rm{C}}_p}_{,\;{\rm{16}}}\left( {{t_7} - {t_{16}}} \right)}}.$ | (2) |
式中：cp为定压比热容；t为温度；下标“7”、“8”、“11”、“13”、“14”及“16”对应图 1中的状态点.
DAHT系统性能系数ηCOP与第二定律效率ηⅡ定义如下：
| $\left. {\begin{array}{*{20}{l}} {{\eta _{\;{\rm{COP}}}} = \frac{{{Q_{{\rm{abs}}}}}}{{{Q_{{\rm{gen}}}} + {Q_{{\rm{evp}}}}}},}\\ {{\eta _{\;{\rm{II}}}} = \frac{{{Q_{{\rm{abs}}}}\left( {1 - {T_{{\rm{amb}}}}/{T_{{\rm{abs}}}}} \right)}}{{{Q_{{\rm{gen}}}}\left( {1 - {T_{{\rm{amb}}}}/{T_{{\rm{gen}}}}} \right) + {Q_{{\rm{evp}}}}\left( {1 - {T_{{\rm{amb}}}}/{T_{{\rm{evp}}}}} \right)}}.} \end{array}} \right\}$ | (3) |
式中：T为温度；下标“abs”、“gen”、“evp”及“amb”分别表示吸收器、发生器、蒸发器与系统周围环境.
DAHT系统各设备的传热面积A由下式计算：
| $A{\rm{ = }}\frac{Q}{{K\Delta t}}.$ | (4) |
式中：K为传热系数；Δt为传热温差.其中Δt按索柯洛夫公式[23]计算如下：
| $\Delta \;t = \Delta \;{t_{\max }} - a\;{\delta _{\rm{s}}} - b\;{\delta _1}.$ | (5) |
如果换热设备中有一流体发生相变, 则δs=0, 式(5) 可简化为：
| $\Delta t = \Delta {t_{\max }} - a{\delta _{\rm{s}}} - b{\delta _1}.$ | (6) |
式中：Δtmax为加热与被加热流体间的最大温差；δ为流体在换热设备中的温度变化；下标“l”表示温度变化较大的流体, “s”表示温度变化较小的流体；a、b为与换热设备中流动状态有关的常数.
根据文献[23], 本文中DAHT系统各换热器的流体流动状态与常数a、b取值如表 1所示.
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表 1 DAHT系统各换热器的流体流动状态与相关常数 Table 1 Fluid flow states and related constants for heat exchangers of DAHT system |
系统总传热面积为
| ${A_{{\rm{tot}}}} = {A_{{\rm{gen}}}} + {A_{{\rm{evp}}}} + {A_{{\rm{con}}}}{\rm{ + }}{A_{{\rm{abs}}}}{\rm{ + }}{A_{{\rm{A/E}}}}{\rm{ + }}{A_{{\rm{SHE1}}}}{\rm{ + }}{A_{{\rm{SHE2}}}}.$ | (7) |
式中：下标“con”、“A/E”、“SHE1”及“SHE2”分别表示冷凝器、吸收/蒸发器、第一溶液热交换器与第二溶液热交换器.
基于热力学第一定律的DAHT系统技术经济性参数PⅠ定义为
| ${P_{\rm{I}}} = {\eta _{\;{\rm{COP}}}}/{A_{{\rm{tot}}}}.$ | (8) |
该参数能够近似地反映系统热力性能与制造成本的比值[24], PⅠ值越大, 系统的技术经济性越好.
类似地, 基于热力学第二定律的DAHT系统技术经济性参数PⅡ定义为
| ${P_{{\rm{II}}}} = {\eta _{{\rm{II}}\;}}/{A_{{\rm{tot}}}}$ | (9) |
根据所建立的数学模型, 利用EES软件对DAHT系统的热力过程进行模拟, 计算流程如图 2所示, 其中H2O/LiBr溶液的物性利用Patek和Klomfar公式[25]计算.
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图 2 DAHT系统模拟计算流程图 Fig. 2 Flow chart of simulated calculation for DAHTsystem |
当发生温度为70 ℃, 蒸发温度为70 ℃, 冷凝温度为30 ℃, 吸收温度为150 ℃, 溶液热交换器最小传热端差为5 ℃时, 对DAHT系统热力性能ηCOP与ηⅡ随吸收/蒸发温度的变化进行模拟, 并与文献[10]的计算结果进行对比, 如图 3所示.从图中可以看出本文计算得到的系统性能系数和第二定律效率与文献[10]的计算结果吻合得非常好, 验证了计算模型的有效性.图中, ηCOP与ηⅡ的最大相对误差均出现在较小或较大吸收/蒸发温度时, 分别为2.5%和4.2%, 主要由对文献[10]数据的反演重构引起.
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图 3 本文计算结果与文献[10]的对比图：DAHT系统性能系数与第二定律效率随吸收/蒸发温度的变化 Fig. 3 Calculation results comparison between our work and Reference [10] of coefficient of performance and second law efficiency of DAHT system versus absorption/evaporation temperature |
本文在给定的工况下对DAHT系统进行计算分析, 考察溶液热交换器效能对系统性能系数ηCOP、第二定律效率ηⅡ、总传热面积Atot及技术经济性参数PⅠ与PⅡ的影响.计算过程中保证溶液热交换器最小端差≥5 ℃, 所选用的输入参数如下：
1) 制热功率：20 kW；
2) 发生器：发生温度为70 ℃, 热水进口温度为80 ℃, 温降5 ℃, 传热系数为1.2 kW/(m2·℃)；
3) 蒸发器：蒸发温度70 ℃, 热水进口温度80 ℃, 温降5 ℃, 传热系数2.3 kW/(m2·℃)；
4) 冷凝器：冷凝温度30 ℃, 冷却水进口温度22 ℃, 温升3 ℃, 传热系数4.5 kW/(m2·℃)；
5) 吸收器：吸收温度135 ℃, 载热介质进口温度120 ℃, 温升10 ℃, 传热系数1.2 kW/(m2·℃)；
6) 吸收/蒸发器：吸收/蒸发温度104 ℃, 传热系数1.2 kW/(m2·℃)；
7) 溶液热交换器：传热系数0.4 kW/(m2·℃)；
8) 环境温度：298.15 K.
文献[19]表明, DAHT系统的发生温度与蒸发温度一般介于70~90 ℃, 为了使DAHT系统能够与太阳能低温热转换设备如平板集热器、真空管集热器等高效结合, 本文中DAHT系统的发生温度和蒸发温度均取70 ℃；此外, 系统各换热器的传热系数根据文献[23]的推荐值选取.
如图 4所示为DAHT系统的ηCOP随溶液热交换器效能的变化规律.从图中可以看出, 在给定工况下, 无溶液热交换器的DAHT系统的ηCOP仅为0.222, 引入溶液热交换器可以有效地提高DAHT系统的ηCOP, 且随着溶液热交换器效能的增大, DAHT系统的ηCOP几乎呈线性升高.当2个溶液热交换器均在最小约束温差工况下运行时, 单独配置第一溶液热交换器和单独配置第二溶液热交换器的DAHT系统ηCOP分别达到了0.282和0.247, 相对无溶液热交换器系统分别提高约27.0%和11.3%.当第二溶液热交换效能εSHE2=0.75时, 随着第一溶液热交换器效能的增加, DAHT系统的ηCOP从0.245升至0.308, 增幅达25.7%；当第一溶液热交换效能εSHE1=0.75时, 随着第二溶液热交换器效能的增加, DAHT系统的ηCOP仅从0.271升至0.299, 增幅10.3%左右.这一事实说明第一溶液热交换器对DAHT系统的ηCOP的提升较第二溶液热交换器更为显著.
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图 4 DAHT系统性能系数随溶液热交换器效能的变化 Fig. 4 Coefficient of performance of DAHT system versus effectiveness of solution heat exchangers |
溶液热交换器对DAHT系统的ηⅡ的影响如图 5所示.从图中可以看出, 溶液热交换器效能的提升对提高DAHT系统的ηⅡ同样是有益的, 其原因在于引入溶液热交换器可以有效地避免温度相对较低的H2O/LiBr浓溶液直接进入吸收器和吸收/蒸发器内, 与温度较高的冷剂蒸汽混合, 在一定程度上减少了系统的有效能损失；另一方面, 溶液热交换器效能的增大, 使传热温差减小, 溶液热交换器的不可逆损失降低.在双重因素的作用下DAHT系统的ηⅡ呈逐步增大趋势.此外, 2个溶液热交换器对DAHT系统的ηⅡ的作用趋势与其对系统的ηⅡ的影响基本一致.
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图 5 DAHT系统第二定律效率随溶液热交换器效能的变化 Fig. 5 Second law efficiency of DAHT system versus effectiveness of solution heat exchangers |
图 6揭示了DAHT系统的Atot随溶液热交换器效能的变化情况.从图中可以看出, DAHT系统的Atot随第一、第二溶液热交换器效能的增加均呈先减小后增大的趋势.主要原因在于, 随着溶液热交换器效能的增加, 虽然系统其他设备的传热面积逐步减小, 但溶液热交换器所需的传热面积逐渐增大, 二者相互作用, 导致系统Atot呈先减小后增加的趋势.与第二溶液热交换器相比, 第一溶液热交换器对减小DAHT系统的Atot至关重要；在给定的工况下, 单独配置第一溶液热交换器时, DAHT系统的最小Atot约12.7 m2, 对应溶液热交换器效能约为0.89(传热温差约8.2 ℃), 相对无溶液热交换器的DAHT系统Atot减少约17.5%, 而单独配置第二溶液热交换器时, DAHT系统的最小Atot约15.3 m2, 对应溶液热交换器效能约为0.30(传热温差约23.7 ℃), 相对无溶液热交换器的DAHT系统Atot仅减少约0.8%.此外, 值得注意的是, 当第二溶液热交换器效能≥0.53时, 其进一步提高将会导致DAHT系统的Atot增大.
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图 6 DAHT系统总传热面积随溶液热交换器效能的变化 Fig. 6 Total heat transfer area of DAHT system versus effectiveness of solution heat exchangers |
DAHT系统的技术经济性参数PⅠ与PⅡ随溶液热交换器效能的变化分别如图 7所示.从图中可以看出, 任一溶液热交换器的引入都可以提高DAHT系统的PⅠ与PⅡ, 同时使用2个溶液热交换器对提高系统技术经济性更加有利.在给定的工况下, 系统的PⅠ与PⅡ随第一溶液热交换器效能的增大逐渐升高, 但当溶液热交换器效能大于0.80以后, 增幅越来越小, 尤其是在溶液热交换器最小传热温差接近5.0 ℃时；系统的PⅠ与PⅡ随第二溶液热交换器效能的增大呈先增大后减小的趋势, 最佳换热器效能约为0.61, 对应的最小传热温差约13.2 ℃.此外, 通过对比发现, 第一溶液热交换器对系统技术经济性的提高比第二溶液热交换器要显著的多.
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图 7 DAHT系统第一、第二定律技术经济性参数随溶液热交换器效能的变化 Fig. 7 First and second law technical economy parameter of DAHT system versus effectiveness of solution heat exchangers |
(1) 溶液热交换器对DAHT系统的性能具有很大的影响, 其中第一溶液热交换器的影响较第二溶液热交换器更为显著；
(2) 随着第一和第二溶液热交换器效能的提高, DAHT系统的热力性能包括性能系数和第二定律效率均逐渐升高；
(3) 随着第一和第二溶液热交换器效能的提高, DAHT系统的总传热面积呈先减小后增加的趋势, 即存在最佳的溶液热交换器效能使得系统总传热面积最小；
(4) DAHT系统的技术经济性随第一溶液热交换器效能的增加而升高, 但随第二溶液热交换器的增加呈先升高后降低的趋势, 即存在最佳的第二溶液热交换器效能使得系统技术经济性最优.
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