畢業(yè)論文（設(shè)計）低品位熱驅(qū)動co2-[emim][tf2n]吸收-噴射冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)性能

1、低品位熱驅(qū)動co2-emimtf2n吸收噴射冷熱 電聯(lián)供系統(tǒng)性能摘 要 h前還很少有關(guān)于低品位熱驅(qū)動co?吸收噴射式冷熱電聯(lián)供(ccpii)系統(tǒng)的研究,本文對co2-emimtf2n 吸收噴射ccph系統(tǒng)建立了熱力學(xué)模型，計算了在不同氣體加熱器熱源溫度、冷卻水入口溫度、余熱回收器入口溫 度及噴射器背壓下，循環(huán)的制冷量、膨脹機輸出功、供熱量、制冷系數(shù)、熱效率及炯效率的變化趨勢。結(jié)果表明： 隨著氣體加熱器熱源溫度的升高，qe、nthm> ilcxg均升高；低冷卻水溫度及低余熱回收器入口溫度均有利于系統(tǒng)性能 的提升；噴射器背壓升高，qe wcxp、qc均升高。關(guān)鍵詞co2-emimtf2n：噴

2、射吸收冷熱電聯(lián)供系統(tǒng)；熱效率；炯效率；循環(huán)性能0引言吸收式制冷系統(tǒng)可利用低品位熱源驅(qū)動，獲収高品位能源。近年來，與其他制冷工質(zhì)相比， co2以其環(huán)保、無毒、不可燃且單位容積制冷量大等優(yōu)勢逐漸被重視。sen m等卩以co2-bmimpf6作為制冷工對吸收式制冷系統(tǒng)性能進行研究，研究表明當(dāng)其他溫 度不變，發(fā)生溫度在350390k時，系統(tǒng)的最高制冷系數(shù)僅為o.llo 2010年martin a等對以多種 co? 離子液體作為工質(zhì)對的吸收式制冷循環(huán)進行熱力學(xué)性能的分析,結(jié)果表明：以co2-bmpyrrtf2n 為制冷工質(zhì)對的制冷系統(tǒng)cop僅有0.21。針對上述離子液體溶解度較低的問題。scovazzo

3、 p等呦 研究了 co2氣體在陰離子為ten-、dcacf3so3-、町、no、bf4、pfj的離子液體中 的溶解度，結(jié)果表明相比其他的離子液體，咪卩坐型離子液體emimtf2n對co2的溶解性最佳，為 0.1mol/lo故本文選用具有極好潛力的co2-cmimtf2n為新ccph系統(tǒng)的制冷工質(zhì)對。在上述co2離子液體吸收式制冷系統(tǒng)中，高溫高壓的co2氣體在氣體冷卻器中放熱過程沒有相 變，并且具有較大的溫度滑移，用于熱回收有較高的放熱效率。因此基于這一特性，2015年徐肖肖 等提岀了一種使用超臨界co?的新型壓縮式ccph系統(tǒng)，研究表明引入抽汽式膨脹機后炯效率市 原來的10.4%增至22.5%

4、。而上述ccph系統(tǒng)雖實現(xiàn)了能源的多元化利用，但仍存在高品位能源的 浪費及膨脹損失大的缺陷。而國內(nèi)外利用低品位熱源驅(qū)動co?吸收式ccph系統(tǒng)卻乂鮮有研究。針對上述ccph系統(tǒng)存在的缺陷，本文結(jié)合熱轉(zhuǎn)換系統(tǒng)原理，提出一種以低品位熱驅(qū)動 co2-emimtf2njnit收噴射ccph系統(tǒng)，該系統(tǒng)中引入噴射器，噴射器不直接消耗機械能或電能而 提高流體的壓力、溫度等參數(shù)，且具有維護簡單方便、維護費用低、壽命長的優(yōu)勢。噴射器可降低 膨脹損失以氣體冷卻器出來的氣體作為工作氣體引射蒸發(fā)器岀口的低壓蒸氣，從而提高吸收器的工 作壓力來提高系統(tǒng)的效率。1 ccph系統(tǒng)工作原理低品位熱驅(qū)動新型coremimtf2

5、n收式ccph系統(tǒng)流程原理圖如圖1所示。基金項h：國家自然科學(xué)基金基金(no. 51106068);國家自然科學(xué)基金(no. 51566014)；內(nèi)蒙古自治區(qū)自然科學(xué)基 金(no, 2015ms0547)1216134-3'港液低品位熱源 熱交換器氣體冷卻器vjhzz 發(fā)電機供 熱122 f y i冷卻水t圖1吸收-噴射ccph系統(tǒng)原理圖制冷劑富液在發(fā)生器屮被加熱為高壓過熱狀態(tài)co2,進入以工業(yè)廢熱為低品位熱源的氣體加熱 器中再加熱至200°c左右，保證膨脹機穩(wěn)定運行，增加膨脹機輸出功。高壓c02氣體在膨脹機中向 外做功消耗自身的能量，膨脹機出口的超臨界狀態(tài)c02溫度與壓力均

6、降低。隨后c02氣體進入余熱 回收器中向外釋放熱量為用戶供熱。作為工作氣體c02進入氣體冷卻器被冷卻水冷卻后分為兩路， 一路經(jīng)節(jié)流閥1降壓降溫后，低溫低壓的制冷劑液體經(jīng)噴淋器均勻噴淋于蒸發(fā)器上，在較低溫度下 蒸發(fā)吸熱為氣態(tài)制冷劑，為用戶提供制冷所需的低溫冷凍水。另一路經(jīng)噴射器噴嘴減壓加速引射來 自蒸發(fā)器的低溫低壓亞臨界狀態(tài)的co2,兩股流體在噴射器混合室混合后進入擴散室加壓減速達到 氣液兩相狀態(tài)10接著進入吸收室，被來自發(fā)生器的制冷劑貧液吸收，成為制冷劑富液，經(jīng)溶液泵加 壓后泵入發(fā)生器。在發(fā)生器中，經(jīng)加熱后的制冷劑富液中的co2由于其沸點低于離子液體從溶液中 分離出，制冷劑貧液則重新返回至吸收

7、器中，之后重復(fù)上述循壞。2 co2-emimtf2n®收噴射ccph系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型2.1系統(tǒng)假設(shè)條件（1）工質(zhì)在管道內(nèi)流動過程絕熱，且忽略在管道和換熱器內(nèi)的流動損失。（2）蒸發(fā)器出口制冷劑蒸汽為飽和蒸汽。（3）換熱器為逆流換熱，發(fā)生器、氣體加熱器、蒸發(fā)器熱端溫差5°c。余熱回收器、氣體冷卻器、 吸收器的冷端溫差為5°co（4）工作流體和引射流體在位于圓柱形混合室某一斷血之前沒有進行混合，在此斷面之后，進行 等壓混合。假設(shè)引射流體在此斷面達到壅塞狀態(tài)。（5）噴射器壁面是絕熱的。2. 2系統(tǒng)主要部件數(shù)學(xué)模型基于能量守恒和質(zhì)量守恒原理，建立低品位驅(qū)動的c02-emim

8、tf2n吸收-噴射ccph系統(tǒng)熱力 學(xué)數(shù)學(xué)模型。各部件的數(shù)學(xué)模型如下：（1）發(fā)生器m 山 i+mi4h4=m3hi3+qg（1）mi3=mi+mi4（2）mi3x|3=ml4xi4+mi（3）（2）氣體加熱器 mih1+qgh=m2h2011=012(5) 膨脹機m2h2=wcxp+m3h3(6)012=013(7)nexp=(h2-h3)/(h2-h3,s)(8)余熱回收器m3h3=m4h4+qhc(9)013=014(10)氣體冷卻器m4h4=m5h5+qgc,(11)1714=1715(12)節(jié)流閥1h6=h7,(13)m6=m7蒸發(fā)器m7h7+qe=m9h9，(15)m7=ni9(16

9、)噴射器m8h8+m9h9=miohiomio=m8+m9=m8 (1+u)(18)吸收器miohio+mi6hi6=miihn+qabmii=m】o+mi6mnxn=mio+m|6xi6溶液泵mhi=mi2h2溶液熱交換器mi2hi2+m】4hi4=m3h3+mi5hi5m12=mi3mi4=mi5節(jié)流閥2hi5=hi6(27)mi5=mi6(28)其中，c02-emimtf2n二元混合體系的混合焙可由文獻8計算得到。噴射器噴射系數(shù)由等壓法計 算得到，根據(jù)nist refprop9.0數(shù)據(jù)庫查得co2的熱物性參數(shù)進行熱力循環(huán)特性計算。2. 3系統(tǒng)性能為了全而地評價系統(tǒng)的性能，利用制冷量q、供

10、熱量qhc、膨脹機輸出功wcxp、制冷系數(shù)cop、 熱效率nthm和煙效率q噸對系統(tǒng)性能評估。(1) 系統(tǒng)的cop：cop=qe/(qg+qgh)(29)(2) 熱效率ghni：“thm=(wcxp+qc+qhc)/(qg+qgh)(30)(3) 畑效率xg：%xg=(wexp+ee+ehe)/(eg+egh)(31)式(1)(31)屮m質(zhì)量流量，kg/s;h-比焙值，kj/kg； x溶液濃度；q各部件負荷，kw； w功，kw； u噴射系數(shù)；kj。下腳標，g發(fā)生器；gh氣體加熱器；exp膨脹機；he余熱回 收器；氣體冷卻器；e蒸發(fā)器；ab吸收器；、2 3 4 1、216狀態(tài)點。3循環(huán)的熱力學(xué)計

11、算結(jié)果和討論相同模擬條件為：系統(tǒng)溶液中離子液體的循壞量。在定流量情況下編制計算程序，分析氣體加 熱器熱源溫度、冷卻水入口溫度、余熱回收器入口溫度、噴射器背壓等對系統(tǒng)性能的影響。3. 1氣體加熱器熱源入口溫度對系統(tǒng)性能的影響當(dāng)驅(qū)動熱源溫度為90°c,膨脹機出口壓力8.2mpa,余熱回收器水側(cè)入口溫度70°c,氣體冷卻 器及吸收器的水側(cè)入口溫度為32°c,蒸發(fā)溫度為5°c時，高壓側(cè)壓力為9mpa,氣體加熱器熱源溫度 在120220°c變化時，循環(huán)性能隨氣體加熱器熱源溫度的變化規(guī)律如圖2所示。隨著氣體加熱器熱 源溫度的升高，系統(tǒng)的q兒乎不變化，且由于

12、氣體加熱器熱源溫度升高，氣體加熱器換熱量增加， 因此cop降低。隨著氣體加熱器熱源溫度升高，膨脹機入口溫度升高，膨脹機進出口焙差增加， wexp增大。同吋膨脹機出口溫度也隨膨脹機入口溫度升高而升高，系統(tǒng)的qhe增大。綜上h沁、hexg 均上升。圖2氣體加熱器熱源溫度對系統(tǒng)性能的影響3.2氣體冷卻器入口水溫對系統(tǒng)性能的影響當(dāng)高壓側(cè)壓力12mpa,熱源溫度90°c,氣體加熱器入口煙氣溫度220°c,膨脹機出口壓力8.2mpa,余熱回收器水側(cè)入口水溫70°c,蒸發(fā)溫度為5°c時，氣體冷卻器入口水溫在3238°c范圍內(nèi)變化時, 循環(huán)性能隨冷卻水入口溫度

13、的變化規(guī)律如圖3所示。隨著冷卻水入口溫度的升高，系統(tǒng)的qc、cop、 gm、幾沁均降低。原因在于氣體冷卻器入口水溫升高，提高了冷卻器出口流體的比焙值，因此降 低了單位質(zhì)量的制冷能力。且冷卻水溫度的變化對qhe、qe、wexp影響并不明顯，cop、h thnn 0 exg 均降低。.亠2.1x->-qgqghwexp -o-qheqe -o-qthm -o-qexg -copo0_000_0o31.033.035.037.039.0冷卻水入口溫度/'ccom5 4 3 2 joo.a ci a0.00.0圖3冷卻水入口溫度對系統(tǒng)性能的影響3.3余熱回收器入口水溫對系統(tǒng)性能的影響當(dāng)高

14、壓側(cè)壓力12mpa,發(fā)生溫度90°c,氣體加熱器入口煙氣溫度220°c,冷卻水入口溫度為32°c, 蒸發(fā)溫度5°c時，膨脹機出口壓力為8. 2mpa,余熱回收器入口水溫在4070°c時，循環(huán)性能隨膨脹 機出口壓力的變化規(guī)律如圖4所示。當(dāng)改變余熱冋收器入口水溫時，qz耳嘰、耳血變化最為明顯。 其原因在于余熱回收器入口水溫升高時，余熱回收器制冷劑側(cè)出口 c02溫度升高，這使得余熱回收器 進出口焙值差降低，且c02質(zhì)量流量不變，故余熱回收器換熱量減少，qz 1哪、n血降低。o2.oo o o& &4.o2.60o001050 oc0p

15、3 o o o 4 3 2 53 oo.505565余熱回收器入口水溫/c圖4余熱回收器入口水溫對系統(tǒng)性能的影響3. 4噴射器背壓對系統(tǒng)性能的影響當(dāng)高壓側(cè)壓力12mpa,發(fā)生溫度90°c,氣體加熱器入口煙氣溫度220°c,冷卻水入口溫度為32°c, 蒸發(fā)溫度5°c時，膨脹機出口壓力為8.2mpa,噴射器背壓在5.26.0mpa變化時，循環(huán)性能隨噴射器 背壓的變化規(guī)律如圖5所示。隨著噴射器背壓的升高，qc、qhc、均呈現(xiàn)上升趨勢，原因在于噴射器背壓升高，吸收器出 口混合液中co2質(zhì)量分數(shù)升高，進入系統(tǒng)的co2質(zhì)量流量隨即升高，因此qhe、we©

16、qe均上升。 而與此同時co2質(zhì)量流量的升高，導(dǎo)致qgh升高，且噴射器背壓升高，進入發(fā)生器的溶液焙值降低, 發(fā)生器進出口焰差升高，qg升高。綜上cop、nthnn tlexg均降低。25.00.5020.0iso10.05.00.00.450.400.350.300.250.200.1s0.10o.os0.005.05.2545.65.8&06.2噴射器背壓/mpa圖5噴射器背壓對系統(tǒng)性能的影響4結(jié)論針對壓縮式ccph系統(tǒng)利用高品位能源、c02離子液體吸收式制冷系統(tǒng)中離子液體溶解度低、 膨脹損失大的問題，本文提出一種低品位驅(qū)動的co2-emimtf2njnk收噴射ccph系統(tǒng)。研究表明

17、：(1) 氣體加熱器熱源溫度的升高有利于系統(tǒng)性能的提升。(2) 氣體冷卻器入口水溫的升高不利于系統(tǒng)性能的提升。(3) 余熱回收器入口水溫的升高有利于系統(tǒng)性能的提升。(4) 噴射器背壓升高,qhe、qe、wexp均升高。參考文獻1王建召，鄭丹星以tfe-bmimbr為工質(zhì)對的吸收式制冷循環(huán)性能分析j.工程熱物理學(xué)報，2008,29 (11): 1813-1816.wang jianzhao,zheng danxing,perfonnance analysis of absorption cooling cycle utilizing tfe-bmimbr as working fluidjjou

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