葉碧翠 楊申音 王 征 陳光明

(1 浙江理工大學(xué) 杭州 310018)

(2 北京航天試驗(yàn)技術(shù)研究所 北京 100074)

(3 浙江大學(xué)制冷及低溫研究所 杭州 310027)

1 引 言

據(jù)2020 年中國(guó)統(tǒng)計(jì)年鑒,中國(guó)年工業(yè)能耗31.1億噸標(biāo)準(zhǔn)煤,其中14% 以上工業(yè)能耗被工業(yè)生產(chǎn)設(shè)備以低品位熱能形式排出,無(wú)法用于工藝生產(chǎn)過(guò)程[1]。低溫?zé)煔馐堑推肺挥酂岬闹匾獊?lái)源之一。低溫?zé)煔庥捎谌剂蠚浠?、生產(chǎn)過(guò)程等帶入的水分具有較高含濕量,水蒸氣相變潛熱能量密度遠(yuǎn)高于顯熱,因此高濕煙氣具有可觀的余熱利用價(jià)值。

與高濕煙氣余熱回收常見(jiàn)的冷卻冷凝相比,開(kāi)式吸收熱泵結(jié)合了閉式吸收熱泵與直接接觸式全熱交換器的優(yōu)點(diǎn)。利用二元溶液的吸濕特性將煙氣中的水蒸氣從氣相轉(zhuǎn)移至液相從而實(shí)現(xiàn)潛熱的深度回收[2]。克服了冷卻冷凝回收熱量溫度低的缺點(diǎn),同時(shí)利用熱泵原理滿足從低溫?zé)嵩慈?形成高品位熱能輸出的需求。而與閉式熱泵回收相比,溶液與煙氣直接接觸換熱端溫差更小,且直接接觸過(guò)程為變水蒸氣分壓力吸收,使得其平均水蒸氣分壓力更高,吸收溫度更高,因?yàn)橛欣谠龃鬁厣Ｇ议_(kāi)式吸收系統(tǒng)冷劑回路不閉合,省去了蒸發(fā)器,部分設(shè)備工作在大氣壓下,減少了有氣密性要求的設(shè)備數(shù)量。因此,開(kāi)式吸收熱泵在低品位含濕煙氣余熱回收領(lǐng)域在機(jī)組效率、溫升能力及成本等方面具有優(yōu)勢(shì),因而得到了研究人員的關(guān)注。

Lazzarin 等[3]提出利用單效開(kāi)式吸收熱泵處理建筑室內(nèi)濕負(fù)荷,研究發(fā)現(xiàn)其一次能源利用效率(PER=1.4—1.54)接近機(jī)械壓縮熱泵,高于傳統(tǒng)吸收熱泵(PER=1.2—1.3)與天然氣鍋爐本身(PER=0.85)。Westerlund 等[4-5]針對(duì)公共泳池濕排氣熱回收節(jié)能研究結(jié)果表明開(kāi)式吸收熱泵可降低能耗20%,甚至高于機(jī)械壓縮熱泵節(jié)能效果(14%)。然而相比閉式吸收熱泵技術(shù)廣泛深入的研究,開(kāi)式吸收熱泵技術(shù)的研究基礎(chǔ)仍較薄弱。目前中國(guó)閉式吸收熱泵行業(yè)已具備了直燃式、熱水式和蒸氣式機(jī)組的設(shè)計(jì)加工能力,可根據(jù)應(yīng)用場(chǎng)合需求設(shè)計(jì)出兩級(jí)、單效和雙效等不同類型的機(jī)組[6]。然而開(kāi)式吸收熱泵循環(huán)的研究仍主要集中于單效循環(huán)的研究階段。中國(guó)科學(xué)院魏璠、路源對(duì)第一類、第二類開(kāi)式吸收熱泵,結(jié)合濕空氣透平循環(huán),針對(duì)系統(tǒng)的變工況性能[7]、關(guān)鍵部件吸收器的熱質(zhì)傳遞性能[8]開(kāi)展了一系列理論與實(shí)驗(yàn)研究。清華大學(xué)付林團(tuán)隊(duì)開(kāi)展了開(kāi)式吸收熱泵流程優(yōu)化[9]、熱質(zhì)傳遞強(qiáng)化[10]等理論與實(shí)驗(yàn)研究,回收鍋爐排煙余熱,為區(qū)域供熱管網(wǎng)提供熱量。然而單效開(kāi)式吸收循環(huán)受循環(huán)形式限制,其與外部熱源的熱匹配性與供熱覆蓋能力差。為了解決這一問(wèn)題,浙江大學(xué)陳光明團(tuán)隊(duì)針對(duì)開(kāi)式吸收熱泵循環(huán)構(gòu)建、吸收器熱質(zhì)傳遞特性開(kāi)展了系列研究。提出了可調(diào)多級(jí)開(kāi)式吸收熱泵[11],冷熱聯(lián)供與除濕耦合的開(kāi)式吸收熱力循環(huán)[12]。上述循環(huán)創(chuàng)新僅針對(duì)單效及低于單效循環(huán)所需發(fā)生溫度的低溫余熱利用,因此團(tuán)隊(duì)研究工作的基礎(chǔ)上,進(jìn)一步針對(duì)更高溫度區(qū)間的高濕煙氣余熱提出了新型雙效/兩級(jí)開(kāi)式吸收熱泵循環(huán),提高開(kāi)式吸收熱泵系統(tǒng)在不同溫度、濕度區(qū)間的熱適應(yīng)性,基于新循環(huán)開(kāi)展機(jī)理研究、模擬優(yōu)化與熱力學(xué)特性研究,并與傳統(tǒng)的閉式單雙效,開(kāi)式單雙效吸收循環(huán)進(jìn)行對(duì)比。

2 新循環(huán)工作原理

傳統(tǒng)吸收循環(huán)中,當(dāng)發(fā)生溫度遠(yuǎn)高于單效吸收循環(huán)所需的發(fā)生溫度時(shí),利用雙效發(fā)生可提高熱源利用效率,如圖1a 所示。然而當(dāng)余熱溫度介于單、雙效吸收循環(huán)驅(qū)動(dòng)熱源溫度之間時(shí)(定義為中間溫度段熱源,仍屬于低于200 ℃的低品位余熱),無(wú)法驅(qū)動(dòng)雙效吸收循環(huán),導(dǎo)致熱利用效率下降。

圖1 溶液并聯(lián)式雙效開(kāi)式吸收系統(tǒng)溶液狀態(tài)圖Fig.1 Phase diagram of parallel-flow double-effect open absorption cycle

為了提高該溫度區(qū)間的余熱利用效率,本研究結(jié)合雙效發(fā)生與梯級(jí)除濕的優(yōu)點(diǎn),構(gòu)建了新型雙效/兩級(jí)開(kāi)式吸收循環(huán),流程如圖2 所示。

圖2 雙效/兩級(jí)開(kāi)式吸收系統(tǒng)流程圖Fig.2 Schematic diagram of double-effect/two-stage open absorption cycle

新循環(huán)的雙效發(fā)生可在中間溫度段余熱驅(qū)動(dòng)下運(yùn)行,這主要是因?yàn)樾卵h(huán)采用了濕度對(duì)口、梯級(jí)除濕的原理。在傳統(tǒng)雙效吸收循環(huán)中,單級(jí)吸收過(guò)程隨著吸收的持續(xù)進(jìn)行,含濕煙氣水蒸氣分壓力逐漸降低,而受到循環(huán)倍率的限制,吸濕劑水蒸氣分壓力變化較小,導(dǎo)致吸收器空氣出口端傳質(zhì)壓差大,傳質(zhì)系數(shù)小,除濕效率下降,如圖3a 所示。而新循環(huán)采用梯級(jí)除濕,高水蒸氣分壓力的吸濕劑對(duì)煙氣預(yù)除濕,低水蒸氣分壓力的吸濕劑對(duì)煙氣深度除濕,有效利用了氣液間水蒸氣分壓力驅(qū)動(dòng)勢(shì),使得在相同發(fā)生溫度下,除濕效率提高(即含濕煙氣出口水蒸氣分壓力由pa2降低至p′a2),如圖3b 所示。由此可知,梯級(jí)除濕在滿足相同除濕率工況下,可降低循環(huán)驅(qū)動(dòng)溫度(對(duì)應(yīng)吸濕劑水蒸氣分壓力p6)。

圖3 單級(jí)除濕與梯級(jí)除濕溶液和含濕煙氣水蒸氣分壓力隨吸收器高度方向變化Fig.3 Water vapor partial pressures of the solution and moisture flue gas vary with height direction of absorber

如圖2 所示,9-2-4-8 為高溫溶液循環(huán)。9-2 為開(kāi)式吸收器I 內(nèi)常壓除濕過(guò)程;2-4 為開(kāi)式吸收器出口稀溶液等濃度升溫過(guò)程;4-8 為高壓發(fā)生器內(nèi)溶液等壓再生過(guò)程;8-9 為發(fā)生器出口濃溶液等濃度降溫過(guò)程。高壓發(fā)生器產(chǎn)生的制冷劑蒸氣進(jìn)入低壓發(fā)生器熱源側(cè)驅(qū)動(dòng)低壓發(fā)生,低發(fā)工作壓力取決于冷凝壓力。7-3-5-6 為低溫溶液循環(huán)。5-6 為低壓發(fā)生器內(nèi)溶液再生過(guò)程;6-7 為低壓發(fā)生器出口濃溶液等濃度降溫過(guò)程;7-3 為開(kāi)式吸收過(guò)程II 內(nèi)常壓除濕過(guò)程;3-5 為開(kāi)式吸收器出口稀溶液等濃度升溫過(guò)程。低壓發(fā)生器中產(chǎn)生的低壓制冷劑蒸氣進(jìn)入冷凝器,釋放冷凝熱加熱冷卻水。開(kāi)式吸收器I、II 內(nèi)除濕過(guò)程釋放吸收熱預(yù)熱冷卻水。冷卻水經(jīng)三級(jí)加熱,為用戶提供生活熱水。

根據(jù)濕度對(duì)口,梯級(jí)除濕的原理,煙氣流向與開(kāi)式吸收器I、II 中吸收側(cè)水蒸氣分壓力pa1、pa2相關(guān)。當(dāng)pa2＜pa1時(shí),煙氣先后經(jīng)過(guò)開(kāi)式吸收器I、II。此時(shí),pa2＜pa1且ta2＜ta1,根據(jù)吸濕溶液物性,xa1＞xa2,因此循環(huán)p-x如圖4a 所示。當(dāng)pa1＜pa2時(shí),煙氣先后經(jīng)過(guò)開(kāi)式吸收器II、I,如圖4b 所示。而開(kāi)式吸收器I、II 吸收側(cè)水蒸氣分壓力pa1、pa2由發(fā)生溫度及高壓發(fā)生器工作壓力決定,因此下文將通過(guò)數(shù)值模擬,優(yōu)化不同輸入?yún)?shù)下,新循環(huán)的操作參數(shù)與性能。

圖4 雙效/兩級(jí)開(kāi)式吸收系統(tǒng)p-x 圖與吸收過(guò)程示意圖Fig.4 Phase diagram of double-effect/two-stage open absorption cycle

3 模型建立

為簡(jiǎn)化計(jì)算,對(duì)模型做如下假設(shè):

(1)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)運(yùn)行,各部件平衡方程不考慮質(zhì)量、組分及能量累積;

(2)開(kāi)式吸收器I、II 均為等溫吸收;高、低壓發(fā)生器均為等壓發(fā)生;

(3)發(fā)生器、吸收器出口溶液均為飽和態(tài);

(4)不考慮溶液和制冷劑蒸氣在聯(lián)通管道間壓降;不考慮各部件及管道漏熱損失。

3.1 開(kāi)式吸收器熱質(zhì)傳遞模型

開(kāi)式吸收器I、II 均采用逆流填料塔,即吸濕劑從填料塔頂端向下流動(dòng),煙氣從吸收器底端向上流動(dòng),如圖5a 所示。微元控制體的質(zhì)量守恒包括溶質(zhì)與水蒸氣質(zhì)量守恒:

式中:mG,mL為煙氣、吸濕劑質(zhì)量流量,kg/s;w為煙氣含濕量,kg/kg;δ為吸濕劑濃度,%。

氣液分界面?zhèn)髻|(zhì)方程如下:

式中:NV為氣側(cè)水蒸氣比摩爾通量,kmol/(m2·s);MV為水蒸氣摩爾質(zhì)量,kg/kmol;ae為有效傳質(zhì)面積,m2/m3。

式中:yi,y為氣液相界面、氣相主體水蒸氣摩爾含量,kmol/kmol;k″G為氣側(cè)傳質(zhì)系數(shù),m/s。

微元控制體內(nèi)氣側(cè)傳熱方程如下:

式中:cp,a,cp,v為空氣、水蒸氣比熱容,kJ/(kg·K);hca為傳熱系數(shù),kW/(m2·K),由傳質(zhì)與傳熱類比計(jì)算得到:

開(kāi)式吸收器內(nèi)傳熱、傳質(zhì)驅(qū)動(dòng)勢(shì)用傳熱不均勻系數(shù)δt、傳質(zhì)不均勻性系數(shù)δt表征:

傳熱、傳質(zhì)不均勻性是引起開(kāi)式吸收器內(nèi)熵增的重要因素,Δs(T,w)=傳熱、傳質(zhì)引起的熵增表示為:

式中:Q為傳熱量;分別為液側(cè)、氣側(cè)平均溫度;M為傳質(zhì)量;分別為液側(cè)、氣側(cè)平均含濕量。開(kāi)式吸收過(guò)程總熵增為傳熱、傳質(zhì)引起的熵增之和:

對(duì)上述有限差分模型進(jìn)行數(shù)值求解,求解過(guò)程沿填料塔高度方向,從填料塔底部開(kāi)始,每一微元段出口為下一微元段進(jìn)口,直至填料塔頂部,獲得填料塔內(nèi)沿程氣液相參數(shù)分布,計(jì)算流程如圖5b所示。

圖5 逆流開(kāi)式吸收器氣液熱質(zhì)傳遞示意圖及計(jì)算流程Fig.5 Schematic of diagram counter-flow heat and mass transfer in open absorber and calculation flow chart

3.2 系統(tǒng)熱力學(xué)模型

系統(tǒng)控制方程包括3 個(gè)研究對(duì)象,分別是含濕煙氣,吸濕劑及制冷劑,控制方程包括循環(huán)中各部件組分、能量和質(zhì)量平衡方程:

式中:mi,xi,hi分別為各流體質(zhì)量流量,濃度與焓值。通過(guò)控制方程的求解得到新循環(huán)在給定工況下各狀態(tài)點(diǎn)的參數(shù)和性能評(píng)價(jià)參數(shù)。具體模型建立及求解過(guò)程如文獻(xiàn)[12]所示。利用Matlab 軟件編寫(xiě)程序,求解上述控制方程,控制方程中含濕煙氣與溶液吸收劑H2O/LiBr 的熱物性參數(shù)來(lái)源于Refprop。

本研究采用的性能評(píng)價(jià)參數(shù)包括余熱回收效率,熱泵性能系數(shù)、及傳熱、傳質(zhì)不均勻性系數(shù)。余熱回收率γ 定義為系統(tǒng)從含濕煙氣中回收的熱量與煙氣總焓值的比值為:

熱泵性能參數(shù)COP定義為開(kāi)式吸收器I、II、冷凝器輸出總能量與高壓發(fā)生器消耗能量的比值。其中,泵消耗的功量與系統(tǒng)輸入/輸出的能量相比太小而忽略不計(jì)為:

4 結(jié)果與討論

首先開(kāi)展基本工況下操作參數(shù)優(yōu)化與性能分析?；诓僮鲄?shù)優(yōu)化,分析梯級(jí)除濕工況下,吸濕劑與含濕煙氣間的熱質(zhì)傳遞特性,及新循環(huán)驅(qū)動(dòng)溫度與煙氣含濕量工作區(qū)間。在此基礎(chǔ)上,研究輸入?yún)?shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響,并與單、雙效閉式與開(kāi)式吸收系統(tǒng)對(duì)比。分析過(guò)程中一個(gè)物理參數(shù)變化時(shí),其它參數(shù)保持不變。

4.1 基本工況下操作參數(shù)優(yōu)化

如前所述,高壓發(fā)生器工作壓力對(duì)煙氣流向及系統(tǒng)性能有重要影響,因此需對(duì)其優(yōu)化以獲得系統(tǒng)最優(yōu)性能。基本工況如表1 所示。

表1 系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)工況Table 1 Designed working conditions for new system

優(yōu)化結(jié)果如圖6a 所示,基本工況下,隨高壓發(fā)生器工作壓力的增大,存在兩種煙氣流向。這主要是由于高發(fā)工作壓力變化所導(dǎo)致的開(kāi)式吸收器I、II 中吸收側(cè)水蒸氣分壓力Pa1,Pa2發(fā)生了如圖6b 所示的變化,吸收側(cè)水蒸氣分壓力變化曲線的交叉點(diǎn)即煙氣流向發(fā)生變化的狀態(tài)點(diǎn)。

圖6 高壓發(fā)生器工作壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.6 Effect of HPG pressure on system performance

兩種煙氣流向工況下,COP均呈先增大后下降的趨勢(shì),即存在最優(yōu)性能系數(shù)。兩種最優(yōu)COP工況下各部件熱量如表2 所示。這是因?yàn)槲諅?cè)水蒸氣分壓力的變化引起了開(kāi)式吸收器I,II 內(nèi)除濕量mw1,mw2的變化,如圖6b 所示。根據(jù)質(zhì)量守恒,開(kāi)式吸收器I,II 內(nèi)除濕量分別等于高、低壓發(fā)生器的蒸氣發(fā)生量,因此當(dāng)高壓發(fā)生器的蒸氣發(fā)生量釋放的冷凝熱大于低壓發(fā)生器蒸氣發(fā)生所需的驅(qū)動(dòng)熱時(shí),即高發(fā)中有多余的蒸氣直接進(jìn)入冷凝器,這部分熱量未得到充分利用,使得熱泵性能COP仍有上升空間。那么可通過(guò)增大高發(fā)工作壓力,獲得最優(yōu)COP。然而高發(fā)壓力繼續(xù)增大,則導(dǎo)致高發(fā)的蒸氣發(fā)生量繼續(xù)下降,對(duì)應(yīng)的熱量不足以驅(qū)動(dòng)低壓發(fā)生器,低發(fā)蒸氣發(fā)生量也下降,COP隨之下降。

表2 系統(tǒng)在不同高壓發(fā)生器工作壓力下的性能比較Table 2 Performance comparison of new system under different working pressures of HG

除濕率的變化在兩種煙氣流向工況下不同,這是因?yàn)楫?dāng)煙氣流向?yàn)橄群罅魅腴_(kāi)式吸收器II,I 時(shí),高壓發(fā)生器工作壓力的增大直接導(dǎo)致開(kāi)式吸收器I 中吸收側(cè)水蒸氣分壓力下降,因而除濕率始終隨高發(fā)壓力的增大而下降。而當(dāng)煙氣流向?yàn)橄群罅魅腴_(kāi)式吸收器I,II 時(shí),高發(fā)工作壓力的增大反而增大了低發(fā)驅(qū)動(dòng)溫度,導(dǎo)致開(kāi)式吸收器II 中吸收側(cè)水蒸氣分壓力上升,因而除濕率隨高發(fā)壓力的增大先增大。然而進(jìn)一步增大高發(fā)壓力時(shí),高發(fā)蒸氣在低發(fā)熱源側(cè)釋放的熱量不足以驅(qū)動(dòng)低發(fā)時(shí),低發(fā)發(fā)生率下降,除濕率開(kāi)始下降。

下文所討論的系統(tǒng)工況,均基于最優(yōu)熱泵性能系數(shù)COP下的高壓發(fā)生器工作壓力。

4.2 梯級(jí)除濕對(duì)極限工況的影響

如前所述,梯級(jí)除濕有利于提高含濕煙氣的余熱回收效率或在相同除濕率下可降低系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)熱源溫度,模擬結(jié)果如圖7b)示,新循環(huán)高、低壓發(fā)生器的驅(qū)動(dòng)溫度均低于傳統(tǒng)雙效吸收循環(huán)的高、低壓發(fā)生器驅(qū)動(dòng)溫度(在80% 除濕率下,新循環(huán)高發(fā)驅(qū)動(dòng)溫度由194.9 ℃降低至169.2 ℃,低發(fā)驅(qū)動(dòng)溫度由126.3 ℃降低至103.9 ℃;而在161 ℃驅(qū)動(dòng)溫度下,新循環(huán)除濕率由59.9%提高至75.5%)。這主要是梯級(jí)除濕相比單級(jí)除濕,其氣液水蒸氣分壓力差下降,即傳質(zhì)不均勻性下降,如圖7c 所示,使得系統(tǒng)可在低壓發(fā)生器出口溶液濃度較高的工況下滿足除濕要求,從而降低了低壓發(fā)生器的驅(qū)動(dòng)溫度,低壓發(fā)生器由高壓發(fā)生器產(chǎn)生的蒸氣驅(qū)動(dòng),因而高壓發(fā)生器的發(fā)生壓力與驅(qū)動(dòng)溫度較低。另一方面,由于新循環(huán)的高壓、低壓發(fā)生器的發(fā)生溫度較低,因此兩發(fā)生器內(nèi)溶液加熱損失較小。如圖7a 所示,高壓發(fā)生器的發(fā)生率高于低壓發(fā)生器發(fā)生率的蒸氣潛熱量即低壓發(fā)生器的溶液加熱損失,顯然,新循環(huán)的溶液加熱損失更小,因此新循環(huán)在相同除濕率工況下,熱泵性能系數(shù)COP更高。

圖7 不同除濕率下發(fā)生器的最低發(fā)生溫度Fig.7 Minimum driving temperatures of generators

除濕率與COP呈相反變化趨勢(shì),如圖7a,除濕率的下降需增大溶液濃度,降低溶液水蒸氣分壓力,吸收過(guò)程平均溶液水蒸氣分壓力的下降,即循環(huán)等效蒸發(fā)溫度下降,導(dǎo)致COP下降。

4.3 輸入?yún)?shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響

如圖8 所示為發(fā)生溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響,及其與單、雙效閉式、開(kāi)式吸收循環(huán)的對(duì)比。由于除濕率與COP呈相反變化趨勢(shì),因此為方便比較,COP的比較基于相同回收率。

圖8 發(fā)生溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.8 Effect of generation temperature on system performance

如圖8 所示,不同系統(tǒng)的有效工作溫度區(qū)間不同。計(jì)算工況下單效開(kāi)式、閉式吸收系統(tǒng)的有效溫度區(qū)間均為＞106 ℃,雙效開(kāi)式、閉式吸收系統(tǒng)有效溫度區(qū)間分別為＞134 ℃、＞144 ℃。新系統(tǒng)在120—142 ℃溫度區(qū)間內(nèi)COP顯著高于其他系統(tǒng)(比單效開(kāi)式吸收系統(tǒng)高22%—32%,比雙效開(kāi)式吸收系統(tǒng)高0—25%)。當(dāng)發(fā)生溫度高于142 ℃時(shí),新循環(huán)COP降低至低于雙效開(kāi)式吸收循環(huán)。值得注意的是,在整個(gè)計(jì)算工作溫度區(qū)間內(nèi),開(kāi)式吸收系統(tǒng)的COP比閉式吸收系統(tǒng)高8%—30%,這是因?yàn)殚_(kāi)式吸收過(guò)程為變壓吸收過(guò)程,在相同除濕率工況下,其等效蒸發(fā)溫度高于閉式吸收系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度,因此COP高于閉式吸收系統(tǒng)。

從圖8 還可看出,新系統(tǒng)COP隨發(fā)生溫度增大呈先增大后略微下降趨勢(shì),這主要是因?yàn)榘l(fā)生溫度增大引起高低壓發(fā)生器出口溶液濃度增大,導(dǎo)致高低溫溶液循環(huán)的溶液放氣范圍均增大,可降低高低溫溶液循環(huán)倍率,溶液加熱損失減小,且低壓發(fā)生器溶液加熱損失的減小可進(jìn)一步降低高壓發(fā)生器的除濕負(fù)荷,因此COP增大,當(dāng)發(fā)生溫度增大到一定值時(shí),循環(huán)倍率受到氣液傳質(zhì)阻力的限制,無(wú)法繼續(xù)下降,反而造成熱源在較高溫度下的消耗,導(dǎo)致COP略微下降。

如圖9 所示為含濕煙氣進(jìn)口含濕量對(duì)系統(tǒng)性能的影響。如圖9 所示,不同系統(tǒng)的有效工作濕度區(qū)間不同。當(dāng)含濕煙氣進(jìn)口含濕量低于0.11 kg/kg 時(shí),為獲得相同除濕率(75%),高壓發(fā)生器的工作壓力較低,導(dǎo)致給定驅(qū)動(dòng)溫度下(150 ℃)產(chǎn)生的高壓蒸氣不足以驅(qū)動(dòng)低壓發(fā)生器。當(dāng)含濕煙氣進(jìn)口含濕量大于0.175 kg/kg 時(shí),新循環(huán)COP低于雙效開(kāi)式吸收循環(huán)。在0.11—0.175 kg/kg 工作濕度區(qū)間時(shí),新循環(huán)COP 比單效吸收系統(tǒng)高19%—26%,而雙效開(kāi)式吸收循環(huán)無(wú)法工作。即新循環(huán)在中間含濕量段,COP高于其他循環(huán)。從圖9 中還可看出各系統(tǒng)COP均隨煙氣進(jìn)口含濕量增大而增大。這是因?yàn)楫?dāng)含濕煙氣進(jìn)口含濕量增大時(shí),對(duì)應(yīng)煙氣水蒸氣分壓力增大,則吸收終了溶液水蒸氣分壓力隨之增大,而吸收溫度未發(fā)生改變,因此吸收終了溶液濃度下降,導(dǎo)致溶液放氣范圍增大,溶液循環(huán)量與溶液加熱損失減小,循環(huán)COP增大。

圖9 含濕氣體進(jìn)口含濕量對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.9 Effect of inlet gas humidity on system performance

5 結(jié) 論

本研究提出了一種新型雙效/兩級(jí)開(kāi)式吸收熱泵循環(huán),通過(guò)MATLAB 軟件分別建立了開(kāi)式吸收過(guò)程熱質(zhì)傳遞和整體循環(huán)熱力學(xué)模型,分析比較了新循環(huán)與單、雙效閉式與開(kāi)式吸收循環(huán)在基本工況下的運(yùn)行性能,分析了輸入?yún)?shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響,研究結(jié)果如下:

(1)新循環(huán)基于濕度對(duì)口,梯級(jí)除濕的原理,可降低一級(jí)與二級(jí)吸收過(guò)程的傳質(zhì)不均勻性系數(shù),相比雙效吸收循環(huán)的單級(jí)吸收過(guò)程,一級(jí)、二級(jí)吸收傳質(zhì)不均勻性系數(shù)分別可降低4.5%—9.2%,12.5%—15.3%。相同發(fā)生溫度下(160 ℃) 除濕率可由59.9%提高至75.5%,而相同除濕率工況(80%)下,新循環(huán)發(fā)生溫度由194.9 ℃降低至169.2 ℃。

(2)相比傳統(tǒng)單、雙效閉式與開(kāi)式吸收循環(huán),在介于單、雙效吸收循環(huán)所需的最低發(fā)生溫度、含濕量的中間溫度與中間濕度區(qū)間,新循環(huán)性能系數(shù)可分別提高0—32%、19%—26%。

(3)在計(jì)算溫濕度區(qū)間,單、雙效開(kāi)式吸收循環(huán)及新循環(huán)的性能系數(shù)比傳統(tǒng)閉式吸收循環(huán)高8%—32%。研究結(jié)果顯示出開(kāi)式吸收循環(huán)在含濕煙氣余熱利用領(lǐng)域的巨大潛力。為充分利用開(kāi)式吸收的優(yōu)勢(shì),新循環(huán)可通過(guò)閥門(mén)切換實(shí)現(xiàn)3 種模式(單效開(kāi)式、雙效開(kāi)式、雙效/兩級(jí)開(kāi)式吸收循環(huán))的運(yùn)行,實(shí)現(xiàn)新循環(huán)在較大溫度和濕度區(qū)間的余熱利用效率的提高。