溶液换热器传热效率对高温吸收式热泵性能的影响

　文章编号: ISSN 100529180 (2001) 0220010206Ξ 溶液换热器传热效率对高温吸收式热泵性能的影响 钟　理1, 赵 文 英2, 谭 盈 科1 ( 1. 华南理工大学 化工学院, 广东 广州 510641; 2. 广州石化厂, 广东 广州 510700 ) [摘要 ] 溶液换热器是吸收式热泵的重要部件之一, 它的传热效率与强化对提高热泵系统性能, 降低热泵循环系 统的设备费和操作费非常重要。本文分析计算了不同传热效率对水ö乙二醇高温吸收式热泵系统性能的影响, 并 分析了换热器传热温差和火用损与传热效率的关系, 通过回归分析得出评价热泵系统性能的关联式。 [关键词 ] 热泵; 吸收; 水; 乙二醇; 传热强化 [中图分类号 ] TB 61+ 1; TB 61+ 6　　　　　　　 [文献标识码 ] A Inf luence of Solution Heat Exchanger Effectiveness on Performance of H igh Tem pera ture Absorption Heat Pum ps Zhong　L i, Zhao W en2ying, T an Y ing2ke (Co llege of Chem ical Engineering, Sou th Ch ina U niversity of T echno logy, Guangzhou, Ch ina, 510641) Abstract: T he so lu tion heat exchanger is one of the m ain componen ts of h igh temperatu re abso rp tion heat pump s. Its heat transfer effectiveness and enhancem ent are very impo rtan t to the imp rovem ent of heat pump perfo rm ance and the decrease of equ ipm ent size and operating expense. T he effect of differen t heat transfer effectiveness on perfo rm ance of heat pump system fo r w ateröglyco l w as analyzed and discussed, the rela t ionsh ip of heat transfer temperatu re difference and exergetic lo ss w ith heat transfer effectiveness and the co rrela t ion to evaluate heat pump perfo rm ance w ere developed in th is paper. Keywords: H eat pump s; A bso rp tion; W ater; Glyco l; H eat transfer enhancem ent 1　引 言 　　自从近 20 年来提出采用高温吸收式热泵技术 以来, 其应用不断地得到开发[1- 3 ]。因为热泵给世界 普遍存在的低品位热能、太阳能、地热能的利用问 的解决带来了希望, 尤其是在目前能源及环境问题 (温室效应) 日益严重情况下, 研究开发高温吸收式 热泵将有十分重要的意义。 吸收式热泵通常由发生器、冷凝器、蒸发器、吸 收器和溶液换热器等组成。换热器的作用是使进入 吸收器前的浓溶液温度提高, 进入发生器前的稀溶 液温度降低, 降低发生器与吸收器因不同温度的溶 液混合而引起的热火用损, 回收稀溶液的显热, 增加吸 收器的热输出, 以提高系统的性能。为此, 本文研究 分析了水ö乙二醇高温吸收式热泵系统的溶液换热 器传热效率对系统性能的影响。通过对系统模拟计 算, 得出了热泵性能与发生器温度、吸收器温度、冷 凝器温度及换热器传热效率的关系, 分析了换热器 传热温差与传热效率及热火用损的关系, 对计算结果 回归分析, 建立了评价热泵性能的关联式。 2　热力学及数学分析 高温吸收式热泵是通过对发生器供入废热, 利 用制冷剂和吸收剂不同沸点从而使之分离。制冷剂 进入冷凝器冷凝, 然后经冷剂泵升压进入蒸发器汽 化, 冷剂汽体进入吸收器被来自发生器经溶液泵升 压后的浓溶液 (含较多吸收剂) 所吸收, 吸收过程放 出吸收热对外输出。吸收完毕出来的稀溶液经节流 01　　　　　　　　　　　　REFR IGERA TION 　　　　　　　　　　　 N o. 2, 2001, JuneV o l. 20 (To tal N o. 75) Ξ 广东省自然科学基金资助项目 (B6- 113- 049) 　　　收稿日期: 2000212213 阀进入发生器完成一个循环。因热泵系统是在两种 不同压力和三种不同温度水平下工作, 从吸收器出 来的稀溶液比从发生器出来的浓溶液温度高, 为减 少溶液因不同温度混合引起的热火用损, 以利于系统 性能的提高, 在发生器和吸收器之间设置一溶液换 热器如图 1。 图 1　热泵 　　为简化分析过程, 假设: (1) 吸收剂在所研究温度范围不蒸发。 (2) 从发生器出来的浓溶液是饱和的。 (3) 从吸收器出来的稀溶液是饱和的。 (4) 从冷凝器和蒸发器出来的冷剂液和冷剂汽 体是饱和的。 (5) 发生器和蒸发器用同一热源供热, 设两者的 温度相等, tg = te 。 (6) 忽略热损失及阻力损失。根据图 1, 发生器 出口溶液浓度与温度及压强关系为: 　　　 x 11 = x 11 (p g , t11) (1) 吸收器溶液出口浓度与温度及压强的关系为: 　　　 x 7 = x 7 (p a , t7) (2) 由图有: x 7 = x 9 = x g = x 10 (3) 　　　 x 11 = x 12 = x 13 = x 14 (4) 　　　 P g = P c (5) 　　　 P a = P e (6) 溶液换热器传热效率定义为: 　　 E h = m sC s ( t13 - t12) ö[m sC s ( t8 - t12) ] (7) 又　 t8 = t7 及 t13 = t14 (8) 所以　 E h = ( t14 - t12) ö( t7 - t12) 对发生器质量平衡有 　　　m c + m s = m w (9) 　　　m sx 11 = m w x 10 (10) 发生器热平衡: 　　　Q g = m ch 1 + m sh 11 - m w h 10 (11) 冷凝器热平衡: 　　　Q c = m c (h 2 - h 3) (12) 蒸发器热平衡: 　　　Q e = m c (h 5 - h 4) (13) 吸收器热平衡: 　　　Q a = m ch 6 + m sh 14 - m w h 7 (14) 溶液循环比: 　　　 FR = m w öm c = x 11ö(x 11 - x 7) (15) 热泵循环过程的性能系数: 　　　CO P= Q aö(Q g + Q e + W P 1 + W P 2) (16) 其中　W P 1 = V C△P = V C (P e - P c) (17) 　　　W P 2 = V s△P = V s (P a - P g ) (18) 火用效率: Γ= Q a (1 - T cöT a) ö[W P 1 + W P 2 + (Q g + Q e) (1 - T cöT g ) ] (19) 其中 T c 为参考温度取它等于热阱温度 (冷凝器 温度)。 3　计算结果和讨论 计算时各操作参数变化范围列于 1。 计算结果示于下列各图。图 2 和图 3 分别为冷 凝器温度 tc = 40℃, 吸收器温度 ta = 130℃, 不同传 热效率 E h 和发生器温度 tg 对溶液循环比 FR , 性能 系数CO P、火用效率 Γ的影响。 11 2 0 0 1 年 6 月 第 20 卷第 2 期 (总 75 期) 　　　　　　　　　　　制　　冷　　　　　　　　　　　　　　　　　 表 1　操作参数变化范围 操作参数 吸收器温度 ta 冷凝器温度 tc 蒸发器温度 te 发生器温度 tg 换热器效率 E h 制冷剂流率m c 变化范围 100～ 160℃ 40～ 46℃ 80～ 100℃ 80～ 100℃ 013～ 019 1 kgös 图 2　CO P, FR 与 tg 、E h 关系　　　　　　　　　　图 3　Γ与 tg 、E h 关系 图 4　 T g 变化时 l n P 与 T 关系 　　从图 2、3 可见, E h 一定, tg 增加, FR 减小, 这 可用图 4 加以说明。当发生器温度由 tg 1 增大到 tg 2 , 蒸发器压力由 P e1 增大到P e2 , 放气范围△x = x 11 - x 7 由△x 1 增大到△x 2 。当△x 增加, 循环过程所需 溶液流率减少, FR 也就减少。从图 3 可见, 火用效率 随 tg 增加先增大, 达到一极值后下降。这可由式 (19) 说明, 当 tg 增加, FR 下降, 泵的功耗W P 2 减 少, 而 1 - T cöT g 增加, 开始时因泵的功耗减少速率 比 1 - T cöT g 增加速率快, 故 Γ增加; 当 tg 增大到一 定值, 1 - T cöT g 增加速率比W P2减少速率快, 这时 tg 增加, Γ下降。tg 一定, E h 增加, 吸收器对外输出热 Q a 增加, 故CO P 和 Γ均随 E h 增加而增加, 而溶液 循环比 FR 与 E h 无关。 图 5　CO P, FR 与 ta 、E h 关系　　　　　　　　图 6　Γ与 ta 、E h 关系 21　　　　　　　　　　　　REFR IGERA TION 　　　　　　　　　　　 N o. 2, 2001, JuneV o l. 20 (To tal N o. 75) 图 7　CO P, Γ与 tg 、E h 关系　　　　　　　　图 8　CO P, Γ与 ta 、E h 关系 　　图 5 和图 6 给出一定 tc 、tg 时, CO P、FR 和 Γ与 ta 、E h 关系。当 ta 增加, 稀溶液出口浓度 x 7 增加, 由 式 (15) 可知, FR 增加, 泵功耗增大, 因此系统性 能系数CO P 随 ta 增大而下降。Γ出现极值是由于最 初 ta 增加, 1- T cöT a 增加速率比泵的功耗增加速率 快, 由式 (19) 可知, Γ增加, 达到极值后, ta 增加, 泵功耗增加速率快于 1- T cöT a 增加速率, 所以这时Γ随 ta 增加反而下降。从图还可见, 传热效率 E h 增 加, CO P、Γ均增大, 因此高的传热效率有利于系统 性能的提高。 图 7、8 为 tc = 46℃, 性能系数CO P 和火用效率 Γ 与 E h 、tg 、ta 的关系。与图 2、3、5、6 相比, 相同 E h 、tg 、ta 时, tc 低的性能系数CO P 和火用效率较大。 4　换热器传热过程及其强化的探讨 上面的计算表明, 溶液换热器传热效率大小对 系统性能产生不同影响, E h 越大, CO P、Γ越高。根 据传热效率的定义, E h 是与冷热流体传热温差有 关, 此外, 传热温差大小对传热过程的火用损影响颇 大[4, 5 ]。下面通过对换热器传热过程的分析, 导出火用 损与冷热流体温度及传热系数的关系。 对图 9 长为 dx 微元区间, 热流体温度为 T h (x ) , 焓降为- m d h , 冷流体温度为 T c (x ) , 单位长度 热流体放热量为 q , 不考虑热损失, 热流体在此微元 区间的焓降应等于冷流体吸收的热。 　　 - m d h = qd x (20) 对该区间火用衡算: 　　 ∆Ρ = - m d e - ∆E q (21) 图 9　管内传热过程　　其中　 ∆Ρ 是火用损, e 是单位质量热流体火用, E q是冷流体得到的火用。又因　 d e = d h - T od s (22)及　　 ∆E q = [ 1 - T oöT c (x ) ]qd x (23)所以　 ∆Ρ= - m d h + T m d s - qd x [ 1 - T oöT c (x ) ](24)由热力学微分式: d h = dU + d (PV ) (25)及　 dU = T dS - P dV (26)有　 d h = T dS + V d P (27)所以火用损　　 ∆Ρ = - m T oV d P öT h (x ) + T oqd x {[T h (x ) -T c (x ) ]ö[T h (x ) T c (x ) ]} (28)上式中右边第一项是对流传热过程由于摩擦引起的流动火用损, 第二项是因为冷热流体之间存在传热温差引起的火用损。为讨论方便, 忽略流动火用,(28) 式化简为:　　 ∆Ρöd x = T oq{[T h (x ) - T c (x ) ]ö[T h (x ) T c (x ) ]} (29)又由传热速率公式, 单位长度流体放出热量为: 31 2 0 0 1 年 6 月 第 20 卷第 2 期 (总 75 期) 　　　　　　　　　　　制　　冷　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　 q = K [T h (x ) - T c (x ) ]L (30) 式中L 为传热周边, 故有 　　 ∆Ρöd x = T oKL {[T h (x ) - T c (x ) ]2ö [T h (x ) T c (x ) ]} (31) 由上式可见, 若冷热流体传热温差 T h (x ) - T c (x ) 减小, 则单位管长火用损减小, 传热效率 E h 提 高。为了减少 ∆Ρöd x , 必须使冷热流体传热温差减 小, 然而, 对一定传热量由传热速率方程Q = KA △t 可知, △t 越小, 传热面积则越大, 从而使设备费增 加, 若能提高传热系数 K, 则可在A 不变时采用较 小的传热温差。根据 (31) 式可知, ∆Ρöd x 与 K 的一 次方和 [T h (x ) - T c (x ) ]2 成正比, 传热温差若减少 到原来的 1ö2, K 增加一倍, 虽然传热量与传热面积 均不变, 但火用损 ∆Ρöd x 降到原来的 1ö2。因此, 为了 提高传热效率和减少火用损, 可采用强化传热表面, 这 样既可减小传热温差, 又能不增加传热面积, 如采用 螺旋槽管, 管内插入物以及双面强化表面[6 ] , 同时强 化冷热两侧流体的传热以提高传热系数。 5　关联式的建立 为了更方便评价热泵性能以供理论研究与设计 参考, 对图 2- 8 的结果回归分析, 建立系统性能系 数CO P, 循环比 FR 及火用效率 Γ与吸收器温度 ta 、冷 凝器温度 tc 、发生器温度 tg 和传热效率 E h 的关系如 下: 　　CO P = A 1 + B 1 ta + C 1öta + D 1 tg + E 1ötg + F 1 tc + G 1ötc + H 1E h + I 1öE h (32) 　　 ln (FR ) 1ö2 = A 2 + B 2 ta + C 2öta + D 2 tg + E 2ötg + F 2 tc + G 2ötc + H 2E h + I 2öE h (33) 　　 1öΓ= A 3 + B 3 ta + C 3öta + D 3 tg + E 3ötg + F 3 tc + G 3ötc + H 3E h + I 3öE h (34) 式 (32) - (34) 的各系数列于表 2。 表 2　 (32) - (34) 式回归分析的系数 A 121186E201 B 122139E207 C127164E201 D 125193E205 E 123172E203 F 121110E205 G10 H 125183E208 I12187E201 A 2 2190 B 21191E206 C27167E201 D 25191E205 E 225198E204 F 20 G224156E204 H 20 I221102 A 323129E201 B 326176E207 C34101E+ 01 D 33111E203 E 326199E204 F 32111E205 G321152E202 H 30 I36196E201 6　结 论 (1) 通过对水ö乙二醇高温吸收式热泵的热力学 和数学分析, 得出系统性能系数、循环比和火用效率与 不同操作参数的变化关系。 (2) 通过对溶液换热器传热过程分析, 得到传热 过程火用损与冷热流体传热温差及传热系数的关系, 传热温差越小, 火用损越小, 传热效率越高, 为减少火用 损及提高传热效率, 应采用强化传热表面以减少传 热温差而又不必增加传热面积。 (3) 通过对计算结果分析, 建立了评价热泵性能 的关联式。 　　符号说明 　A - 传热面积, m 2; 　CO P- 系统性能系数; 　C s - 浓溶液比热, J ö(kgK) ; 　 E h - 换热器传热效率; 　 FR - 循环比; 　 h - 溶液焓, Jökg; 　 K - 总传热系数, W ö(m 2K); 　m c - 制冷剂流率, kgös; 　m s - 浓溶液流率, kgös; 　m w - 稀溶液流率, kgös; 　 P a - 吸收器压力, N öm 2; 　 P c - 冷凝器压力, N öm 2; 　 P e - 蒸发器压力, N öm 2; 　 P g - 发生器压力, N öm 2; 　Q a - 吸收器热负荷, W ; 　Q c - 冷凝器热负荷, W ; 　Q e - 蒸发器热负荷, W ; 41　　　　　　　　　　　　REFR IGERA TION 　　　　　　　　　　　 N o. 2, 2001, JuneV o l. 20 (To tal N o. 75) 　Q g - 发生器热负荷, W ; 　△ t - 传热温差, K; 　 t - 温度, ℃; 　 T - 温度, K; 　 T o - 环境温度, K; 　V c - 制冷剂体积流率, m 3ös; 　V s - 浓溶液体积流率, m 3ös; 　W p 1 - 冷剂泵功耗, W ; 　W p 2 - 溶液泵功耗, W ; 　 Γ - 　火用效率 　　下　标 　 a - 吸收或吸收器; 　 c - 冷凝器或冷流体; 　 e - 蒸发器; 　 h - 热流体; 　 s - 浓溶液; 　1、2⋯⋯14- 图 1 对应的状态点 参 考 文 献 [ 1 ] M artz W L , et a l. , L ocal compo sit ion modelling of the thermodynam ic p ropert ies fo r refrigeran t and o il m ix tu res[J ]1 In t J R efrig, 1996, 19 (1) : 25～ 32 [ 2 ] T yagi K P, et a l. , Cho ice of abso rben t2refrigeran t m ix tu res[J ]1Energy R esearch, 1984, 8: 361～ 368 [3 ] H eppensta ll T. A bso rp tion cycle heat pump s [J ]1H eat R ecovery System s & CH P, 1983, 3 (2) : 115～ 128 [ 4 ] 朱明善 1 能量系统的火用分析 [M ] 1 北京: 清华大学出 版社, 1988 [5 ] 华贲 1 过程用能分析及综合 [M ] 1 北京: 烃加工 出版社, 1989 [ 6 ] 钟理, 谭盈科 1 国外强化传热技术的研究与进展 [J ] 1 化工进展, 1993 (4) : 1～ 5 　　—— 〔国内信息两则〕—— 十个城市 2000 年冰箱空调销售量 由国家信息中心提供的数据, 国内 10 个城市 2000 年度电冰箱、空调器销售量如下: 城市 电冰箱 空调器 销售量 (台) % 销售量 (台) % 城市 电冰箱 空调器 销售量 (台) % 销售量 (台) % 广州 40915 5182 35132 3187 昆明 22318 3118 743 0108 上海 248111 35131 359239 39148 海口 2702 0138 851 0109 北京 201664 28170 317025 34184 武汉 83288 11, 85 99991 10199 郑州 17471 2149 8187 0190 长沙 26172 3172 26460 2191 厦门 7549 1107 6713 0174 济南 52554 7148 55568 6110 合计 702744 100 909909 100 2000 年度空调器冰箱及其压缩机进出口量 据外经贸部发布的统计资料, 我国 2000 年度空调器、电冰箱及其压缩机进出口量如下表。 产品 出口 进口 数量 (万台) 同比 % 金额 (万美元) 同比 % 数量 (万台) 同比 % 金额 (万美元) 同比 % 家用空调器 388113 92 80281 65 5141 - 19 2254 2 空调器用压缩机 334 5 25219 - 10 电冰箱 377161 66 27856 49 1188 - 33 1624 11 冰箱用压缩机 383 11 12073 - 10 —— (特约通讯员王艮报道) 51 2 0 0 1 年 6 月 第 20 卷第 2 期 (总 75 期) 　　　　　　　　　　　制　　冷