黃文超，趙新穎，黃溫赟

(1 中國水產(chǎn)科學研究院漁業(yè)機械儀器研究所，上海 2000921；2 農(nóng)業(yè)農(nóng)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(jīng)處理就排放到大氣中，不僅造成了能源的極大浪費，還對環(huán)境產(chǎn)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(nèi)裝載一定數(shù)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(qū)動氨水吸收式制冷系統(tǒng)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(shè)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(nèi)學者的后續(xù)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(diào)制冷研究，為主機余熱利用系統(tǒng)在水域風浪環(huán)境中的應(yīng)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(guān)研究，為主機余熱利用裝置解決漁船動力系統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)的制冷系數(shù)，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(shè)計了一套尾氣脫硝與氨水吸收制冷聯(lián)合流程，能夠有效減少能耗，但應(yīng)用于漁船中，還須解決脫硝系統(tǒng)與傳統(tǒng)動力系統(tǒng)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(tǒng)的影響，為制冷介質(zhì)對系統(tǒng)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(huán)制冷方案，不僅提高了制冷系數(shù)，且減小了換熱面積，具有指導(dǎo)意義。主機余熱制冷裝置實際運行工況較為復(fù)雜，受尾氣熱量和制冷工質(zhì)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(tǒng)深度建模方法，并對影響制冷效果的各要素進行了系統(tǒng)性的梳理、總結(jié)，對各關(guān)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(huán)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(zhì)流量范圍，并明確制冷工質(zhì)流量、發(fā)生器熱負荷和煙氣流量對制冷量和制冷系數(shù)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(fā)制得冷量[27]。濃氨水經(jīng)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(xiàn)連續(xù)制冷過程。其循環(huán)過程如圖1所示[28]。

圖1 余熱利用氨水吸收式制冷循環(huán)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(zhì)模型和傳遞性質(zhì)模型[29]。熱力學性質(zhì)包括溫度、壓力、比容、內(nèi)能、熵、Gibbs自由能、Helmholtz自由能和逸度等。根據(jù)氨水的性質(zhì)與實際應(yīng)用情況選擇Aspen模型樹中的電解質(zhì)模型ELECNRTL來進行模擬計算[30-31]。

(1)

對于電解質(zhì)-分子對參數(shù)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(zhì)-分子對計算回歸系數(shù)；T為溶液溫度，K；Tref為參考溫度 298.15 K。

氨水傳遞性質(zhì)模型中需要考慮氨水溶液黏度、液導(dǎo)熱系數(shù)和氨水擴散系數(shù)等的計算方法。一般當氨的質(zhì)量濃度較高時，采用以下Hbd K?ltetechnik模型[36]能夠有效地預(yù)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(zhì)量分數(shù)。

氨水溶液導(dǎo)熱系數(shù)可用下式[29]進行計算：

(5)

式中：λ為對應(yīng)介質(zhì)或溶液的導(dǎo)熱系數(shù)，W/m·K；ρ為對應(yīng)介質(zhì)或溶液的密度函數(shù)，kg/m3；T為對應(yīng)介質(zhì)或溶液的相對溫度，K。且有

(6)

物性模型中對應(yīng)介質(zhì)(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(shù)，x為組分。

擴散系數(shù)受溶液濃度影響較大，采用Wilk-Chang模型預(yù)測如下[29]：

(9)

式中：DM表示氨在溶劑水中的擴散系數(shù)，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(zhì)量，g/mol。

尾氣作為熱源對發(fā)生器中的氨水加熱，濃氨水質(zhì)量分數(shù)降低轉(zhuǎn)變?yōu)橄“彼?，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(fā)生器中產(chǎn)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(jīng)過節(jié)流閥變?yōu)闈裾羝麪顟B(tài)，進而在蒸發(fā)器中完成制冷過程。隨后，蒸發(fā)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(jīng)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(huán)。在化工過程模擬軟件Aspen plusV8.4中建立上述制冷循環(huán)的模型，如圖2。

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

2 結(jié)果與討論

2.1 結(jié)果可靠性驗證

首先利用上述模型，在文獻[14]的假設(shè)條件下進行各設(shè)備熱負荷的模擬計算，計算結(jié)果與文獻[14]進行比較。如表1所示，可以發(fā)現(xiàn)，設(shè)備熱負荷的計算誤差均在10%以內(nèi)，其中蒸發(fā)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%?？紤]到本研究使用的模型和工況參數(shù)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(shè)進料氨液質(zhì)量濃度較高，流量較大，而當進料質(zhì)量濃度較大時，精餾塔塔底釜液質(zhì)量濃度就越高，將其加熱析出等量氨氣時的熱負荷便相應(yīng)較小。因此本仿真結(jié)果的熱負荷相對較大。

表1 設(shè)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(huán)進行仿真計算，對發(fā)生器、溶液泵等運行情況與制冷效果之間的關(guān)系進行簡要分析。

2.2 進料溫度和回流比對發(fā)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(fā)生器熱負荷和制冷系數(shù)Q=q/w的影響，其中q為制冷量，w為發(fā)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(fā)生器熱負荷單調(diào)降低，制冷系數(shù)單調(diào)增加；在回流比增大過程中，發(fā)生器負荷持續(xù)增大，制冷系數(shù)逐漸降低。因此不難理解，在進料溫度過低時可能會使設(shè)備運行中的制冷系數(shù)過??；而進料溫度過大時，制冷系數(shù)雖然增大，但由于進料在溶液熱交換器中完成換熱，會導(dǎo)致溶液熱交換器中的對數(shù)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(shù)的條件下，考慮到設(shè)備的經(jīng)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(xù)計算分析的工況參數(shù)。

圖3 發(fā)生器熱負荷與進料溫度與回流比的 關(guān)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(jīng)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(fā)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(huán)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(fā)器中純氨一定的情況下改變?nèi)芤罕昧髁縖32-33]，并考慮10%的熱損失，得到發(fā)生器熱負荷、實際制冷量、放氣范圍以及制冷系數(shù)的變化規(guī)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(huán)中，隨著溶液泵流量的增加，發(fā)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(huán)過程中氨的冷凝熱與蒸發(fā)熱趨于相等，當泵流量超過臨界值(496 kg/h)，發(fā)生器氨水析出所需熱量顯著降低，發(fā)生器熱負荷和吸收器冷卻功率陡降，最終發(fā)生器熱負荷的變化趨于平穩(wěn)；而制冷系數(shù)呈現(xiàn)出與發(fā)生器熱負荷近乎相反的趨勢，最終穩(wěn)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(huán)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(nèi)變化時，發(fā)生器熱負荷保持不變，曲線呈現(xiàn)出明顯的平穩(wěn)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(chǎn)生的最大熱量無法使氨水析出足量的純氨，因此在發(fā)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(shù)也較為平穩(wěn)。而在15 kW制冷量的循環(huán)中，溶液泵流量的增大時，實現(xiàn)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(xiàn)平穩(wěn)段。

在平穩(wěn)段結(jié)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(huán)的發(fā)生器熱負荷都開始降低，不同的是20 kW的循環(huán)發(fā)生陡降，而25 kW的循環(huán)發(fā)生器熱負荷降低趨勢相對平緩。當個循環(huán)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(wěn)。在整個過程中，兩個循環(huán)的制冷量整體穩(wěn)定在目標制冷量，只有當發(fā)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(diào)遞減的趨勢。

綜合圖4可以看出，對于20 kW制冷量的循環(huán)，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(fā)生器熱負荷會陡增，且這一范圍內(nèi)放氣范圍在0.08～0.06之間，循環(huán)的經(jīng)濟性和有效性表現(xiàn)較好；對于25 kW制冷量的循環(huán)，溶液泵流量在880 kg/h～950 kg/h范圍內(nèi)時較優(yōu)，若繼續(xù)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(huán)，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(huán)沒有出現(xiàn)“平直段”，微小的泵流量改變會引起發(fā)生器熱負荷的劇烈變化，因此難以控制氨液流量來實現(xiàn)目標制冷效果；相較而言，20 kW和25 kW制冷量的兩種循環(huán)容易控制，在相同的尾氣物性條件下，后者的發(fā)生器熱負荷在較大范圍內(nèi)(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(diào)節(jié)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(huán)易于調(diào)節(jié)。

2.4 發(fā)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(chǔ)上，在溶液泵流量保持不變的情況下，進一步計算了發(fā)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(chǔ)上，針對目標制冷量為15 kW的循環(huán)，泵流量取535 kg/h；對制冷量為20 kW的循環(huán)，泵流量取715 kg/h；對制冷量為25 kW的循環(huán)，泵流量取880 kg/h，分別進行計算研究，結(jié)果如圖5所示。

圖5 發(fā)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(huán)的曲線展現(xiàn)出相似的趨勢。隨著發(fā)生器熱負荷的增大，吸收器冷卻功率和實際制冷量都呈現(xiàn)單調(diào)遞增的趨勢，在發(fā)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(fā)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(huán)實際制冷量變化曲線較為平坦；在這一過程中，盡管發(fā)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(shù)持續(xù)降低。

漁船尾氣在循環(huán)中向發(fā)生器提供熱量以加熱氨水生成純氨。在規(guī)定尾氣入口溫度后，進一步研究入口尾氣流量對制冷循環(huán)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(shù)隨尾氣流量變化的曲線走勢與上段描述發(fā)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(huán)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(xù)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(shù)先增大到峰值，分別為0.394、0.395和0.395，隨后持續(xù)降低。純氨析出量的大小與尾氣所提供的熱負荷直接相關(guān)，在純氨的析出過程中，制冷量持續(xù)增大，但氨溶液中氨的質(zhì)量分數(shù)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(zhì)量的氨氣，使得制冷系數(shù)不斷降低。在目標制冷量為15 kW和20 kW的2個循環(huán)中，制冷系數(shù)和實際制冷量在尾氣流量較大時出現(xiàn)陡增趨勢，但出口溫度已經(jīng)明顯低于實際值，過高的發(fā)生器熱負荷值也使得整個系統(tǒng)成本過高。此外，尾氣流量的變化對發(fā)生器熱負荷產(chǎn)生的影響可能會進一步改變流出的氨液溫度以及氨質(zhì)量濃度[29]，從而對主機運行工況產(chǎn)生不同程度的影響，研究這一復(fù)雜情況，需要后續(xù)開展更多的計算和試驗工作。

3 結(jié)論

提出了一種氨水吸收式制冷系統(tǒng)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(huán)過程開展研究，確定了110 ℃和0.3為最經(jīng)濟有效的進料溫度和回流比，并以此為基礎(chǔ)討論了溶液泵流量、發(fā)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(huán)過程中能夠獲得較高制冷系數(shù)的制冷工質(zhì)流量范圍，以及滿足目標制冷量要求所需的發(fā)生器熱負荷、尾氣流量等參數(shù)值。研究還發(fā)現(xiàn)，在20 kW和25 kW工況中，當制冷工質(zhì)流量增至某一范圍內(nèi)時，發(fā)生器熱負荷出現(xiàn)平直段，說明尾氣所能提供的熱量無法使制冷工質(zhì)析出足量的純氨以滿足制冷要求，此時制冷系數(shù)曲線處于“低洼”階段，對于整個制冷系統(tǒng)而言其經(jīng)濟性、熱效率均處于不利階段，在實際運行中應(yīng)當予以回避。在目標制冷量為15 kW和20 kW的2個循環(huán)中，制冷系數(shù)和實際制冷量在尾氣量較大時出現(xiàn)陡增，不利于系統(tǒng)的可靠性和經(jīng)濟性，在實際運行中應(yīng)進行適當控制。

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