一种新型的太阳能吸附式制冷系统的设计及性能模拟

摘要：为了解决传统的双床连续吸附制冷系统中因在制冷剂环路使用真空挡板阀而存在的制冷剂压降的问题，使吸附式制冷系统更适合于应用太阳能，本文提出了利用硅胶－水作为吸附工质对的新型的太阳能制冷系统。系统热源由40m2的热管式真空管集热器提供，制冷机为特殊设计的吸附制冷系统，在上海典型日照条件下，该系统可以较为稳定的提供5~8kw的制冷量，系统COP达0.2以上。通过对系统的动态模拟和理论分析，证实了以硅胶-水为工质对的吸附式系统更适合利用太阳能，为进一步实验和改进系统性能提供理论指导。

0 引言

作为清洁的可再生能源，太阳能正日益受到重视。作为利用太阳能最成熟的实例，太阳能供热水系统正越来越多的得到应用，而多数集热器仅用于在冬季供暖或提供生活热水，在太阳辐照最强的夏季则闲至不用。太阳能制冷则可以使集热器在夏天亦得到应用，提高系统的利用率，更因其热量的供给和冷量的需求在季节上和数量上的高度匹配而受到普遍的重视[1]。作为一种不采用氟利昂制冷剂的制冷技术，太阳能固体吸附式制冷成为制冷界研究的热门之一，而现有的太阳能吸附式制冷系统采用将太阳能集热器和吸附床相结合的技术[2,7]，多为间歇工作模式，不能连续制冷。实际上，小型太阳能吸附式连续制冷系统（3~10kw）因能够充分利用低品位能源而比太阳能吸收式系统更具潜力。

本文设计并研制了以硅胶-水为吸附工质对的、利用热管式真空管集热器的太阳能吸附式连续制冷系统，其中吸附式制冷机区别于传统的吸附式制冷机，为特殊设计的具有回热、回质作用以更适合太阳能的利用。在利用甲醇和水作为制冷剂的真空吸附式制冷系统中，为了使实际循环更接近于理想循环，需要在制冷剂回路使用四个真空挡板阀，在运行的过程中，除了要频繁的切换阀门之外，还会造成制冷剂流动的压力损失，加大传质阻力，致使解吸或吸附速度降低，不利于实际循环。在该系统中，吸附床、冷凝器和蒸发器同处于一个真空腔中构成一个单床吸附式制冷单元，其间压力相通，不采用任何阀门。两个相同的单元交替工作提高连续的冷量。本文给出了系统的数学模型和理论分析结果，为系统的实际运行提供有益指导。

1 系统设计和工作原理

系统热源由集热器提供，采用一蓄热水箱以稳定热源的温度，在水箱的供热水侧附带一辅助热源AU，与水箱采用并联，在机组切换到辅助热源时，辅助热源只要对管路中的水进行加热即可。

吸附床、冷凝器和蒸发器均采用板翅式换热器以增强换热效果，缩短循环周期。

根据吸附方程 ，吸附量为吸附床温度和压力的函数，吸附床温度或压力的改变都会导致吸附或解吸的发生。系统循环主要包括三个过程：吸附床回热过程、解吸/吸附过程和回质过程（见图1~3）。图中，AU表示辅助热源，BA表示吸附床A，CA表示冷凝器A，EA表示蒸发器Ａ，BB表示吸附床B，CB表示冷凝器B，EB表示蒸发器B。

Fig.1 Heat recovery process

（1）回热过程：在对床A进行加热以前，因床B刚完成解吸过程，将冷却水接入床B而将床B排出的热水接入床A, 实现短暂的热量回收过程（见图1）。对于吸附床来说，此过程为升温升压解吸过程。对于床B，由于床温的降低，吸附过程开始进行，为降温、降压吸附过程。

（2）解吸/吸附过程：见图2，通过阀门切换，将热水接入床A，床A温度升高继续进行解吸而床B继续进行吸附。

Fig.2 Adsorption/desorption process

（3）回质过程：见图3，热水和冷却水的方向不变，两个蒸发器中水的循环发生了变化，即冷冻水直接在两个蒸发器之间循环，使两个蒸发器发生热量交换而温度达到一致。对于床A，由于蒸发器压力的降低（蒸发器温度降低），解吸过程将继续进行，直到达到新的平衡；对于床B，由于蒸发器中压力的升高，吸附过程将继续进行，此过程的最终目的是床A多解吸出制冷剂而床B多吸附制冷剂，类似传统系统中进行的回质过程[8]。

Fig.3 The mass recovery process

2 系统模拟

系统模型的建立主要围绕系统的主要部件分为三个部分，即太阳能集热器、热水箱和吸附式制冷机。

2.1 集热器循环

系统使用热管式真空管集热器，利用Hottel 和 Whillier [9]所建立的集热器模型，基本方程为：

（1）

集热器循环水泵采用启停控制，这种控制方式采用在集热水箱底部和靠近集热器出口的地方设置两个温度传感器。当循环泵运行时，集热水箱最底部温度为水泵的进口（即集热器进口）温度( )；当水泵停止运行时，集热器出口温度可以代表集热板温度( )。当集热板温度与集热器进口温度的差值大于设定的启动温差 时，集热器循环水泵开启；当集热板温度与集热器进口温度的差值小于设定的停止温差 时，循环水泵停止循环，直到温差满足启动温差才再次启动。根据文献[10 ]，循环水泵停止温差 应满足下列关系，否则，将会因泵的频繁启停而使系统不稳定：

（2）

2.2 水箱模型

水箱中的水存在明显的分层现象，水箱上部的水温总是比下部的水温高。根据文献[13]，可以把水箱由上至下分为 层，写出每层的能量平衡方程，通过求解一系列的差分方程即可以得到水箱中的温度分布情况。

水箱中 层水的能量平衡方程可以表示为：

(3)

方程右边第一项为 层水箱与环境的换热项；第二项为来自集热器的水如果进入 层，与 层水的换热项，函数 用来描述水箱的哪层接受集热器的出水；第三项为来自制冷机的回水如果进入 层，与 层水的换热项，函数 来描述水箱的哪层接受制冷机的回水；最后一项为 层与 层的对流水量引起的能量交换。

从 层至 层的对流水量主要由水箱中集热器的出水函数 和制冷机的回水函数 决定：

(4)

2.3 制冷机模型

针对该吸附式制冷机组，建立制冷机组的数学模型，因篇幅关系，此处不再赘述。表1给出了机组性能模拟的结果。由表1可以看出，机组的性能与冷却水的进口温度有很大关系，当冷却水温度为30 oC时，热水温度低于70 oC时机组的性能就会很差；当冷却水温度为25 oC时，热水温度低至60 oC时仍然有4.7kW的制冷量。为了使机组在一天当中能够提供较为稳定的制冷量，热水的温度定为75 oC左右。

4 模拟结果与讨论

一套用于粮仓保粮的太阳能吸附式空调系统正在上海交通大学制冷与低温工程研究所进行研制。该系统使用40m2的热管式真空管集热器，蓄热水箱的体积为1.8m3，系统设计制冷量为5kW。辅助热源的温度设为75 oC，与水箱并联。

模拟过程建立在气象数据的基础上，通过求解所建立的数学模型，可得到一整天（6：00~18：00）中，系统运行的状况，循环迭代步长以秒为单位。图4给出了一天中制冷机的输入能量和制冷量的变化曲线。开始由于使用辅助热源，所以能量输入和制冷量的输出均为一定值。由于太阳能热水的接入，使制冷量和加热量均增大，其变化趋势太阳辐射强度的变化相一致。可以看出，制冷量的输出在早、晚较小，中午最大，其变化趋势符合制冷负荷的变化趋势，在一天中可以较为稳定的提供5~8kW的冷量。图5给出了集热效率、制冷机效率和系统总效率随时间的变化曲线。三条曲线的起止时间不同，早上，在集热器循环启动一段时间后，水箱才开始启动向制冷机供水；下午，集热器停止工作后，水箱由于有蓄热，仍然可以向制冷机供水，当温度降至72 oC以下才使用辅助热源。其中，机组的COP曲线在两个切换点处均有突降点，前一个突降点是因为在使用太阳能时，加入量和制冷量均突然增加，而前者比后者增加的幅度大（见图4）；后一个突降点是因为热源温度在没有集热器集热的情况下，持续降低，导致COP一直减小。从图中可以看出，系统总的COP在0.2以上。

Fig.4 Energy input and cooling output

Fig.5 Solar collector efficiency and COP

太阳能集热器的面积是太阳能应用中最为关键的因素，它决定系统初投资的大小以及系统的性能。通常，在能够保证制冷量的前提下，应尽可能减小集热器的面积来降低初投资。

Fig.6 Cooling capacity influenced by collector area

图6给出了集热器面积对制冷量的影响曲线。其中，1表示集热器面积为50m2，相应的水箱容积为2.7m3；2表示集热器面积为40m2，相应的水箱容积为1.8m3；3表示集热器面积为30m2，相应的水箱容积为0.9m3；4表示集热器面积为20m2，相应的水箱容积为0.6m3。由图中可以看出，集热器面积越大，系统利用太阳能的时间就越长，制冷量也越大。过小的集热面积会导致系统频繁的在太阳能和辅助热源之间的切换，使系统不能稳定运行。综合以上分析，需要提供5~8kw的前提下，最佳的集热器面积和水箱容积应分别为40 m2和1.8 m3。

5 结论

本文设计了一种新型的太阳能吸附式连续制冷系统，该系统将用来为一空调负荷为5kw左右的粮仓提供冷量。通过对系统的动态模拟和理论分析，可以得到以下结论：

（1） 该吸附式制冷机可以解决传统的系统中由于在制冷剂管路使用真空挡板阀而导致的压降问题，并可以避免在使用过程中制冷剂阀门的频繁切换，更适合于太阳能的利用。

（2） 本系统采用硅胶－水作为吸附工质对，可以利用75 oC左右的热水。在设定最低驱动温度为72oC的情况下，系统可以较为稳定的输出5~8kw的制冷量，系统COP在0.2以上。

（3） 在系统设计过程中，要尤其注意集热器面积和水箱容积的确定。对于该保粮项目，在制冷量为5kw左右的前提下，系统集热面积和水箱容积应为40m2和1.8m3。

符号说明

&md ash;———为 层水的传热面积，m2

————为集热面积，m2

————为系统工质的定压比热，kJ•(kg℃)-1

————集热器的热转移因子

————集热器循环水的流量，kg•s-1

————为 层水的质量，kg

————为制冷机侧供水的质量流量，kg•s-1

———— 吸附床压力，Pa

————为太阳辐射强度， W(m2℃)-1

————空气温度，℃

———— 吸附床温度，K

————为集热器进口温度，℃

————为总热损失系数

———— 平衡吸附量，kg water (kg silica gel)-1

————为 层水的换热系数，kW•(m2℃)

————关闭水箱的温差，℃

————启动水箱的温差，℃

References

1 Wang Ruzhu (王如竹), Wu Jingyi (吴静怡), et al. Adsorption Refrigeration（吸附式制冷）. Beijing: China Machine Press, 2002. 7.

2 Tchernev D I. Exploration of molecular sieve zeolites for cooling of buildings with solar energy. Final Report, NSF/RA-770017, 1997.

3 Pons M, Guilleminot J J. Design of an experimental solar-powered, solid-adsorption ice maker. ASME Journal of Solar Energy Engineering, 1986,108:332-337

4 Grenier Ph, Guilleminot J J. Design of an experimental solar-powered, solid-adsorption cold store. ASME Solar Energy Engineering, 1988, 110:192-197

5 Tan Yingke (谭盈科), Feng Yi (冯毅), Cui Naiying (崔乃瑛). Study on an adsorption solar ice-maker. ACTA ENERGIAE SOLARIS SINICA(太阳能学报), 1992, 13(3): 255-258

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7 Wang R Z (王如竹), Li M（李明）, Xu Y X (许煜雄), Wu J Y (吴静怡). An energy efficient hybrid system of solar powered water heater and adsorption ice maker. Solar Energy (太阳能学报), 2000, 41:1007-1018

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10 Duffer JA, Beckman WA. Solar Engineering of Thermal Processes. 2nded. New York: Wiley, 1991. 667