渔船主机余热驱动的氨水吸收式制冷装置制冷循环分析

黄文超，赵新颖，黄温赟

(1 中国水产科学研究院渔业机械仪器研究所，上海 2000921；2 农业农村部远洋渔船与装备重点实验室，上海 2000921)

截至2019年底，中国机动渔船46.8万艘，总吨位1 004.8万t，总功率1 990.5万kW[1]。一方面，渔船柴油机的尾气排放温度可达300 ℃～500 ℃，其中携带的热量占燃油燃烧总热量的25%～45%[2]。高温尾气未经处理就排放到大气中，不仅造成了能源的极大浪费，还对环境产生干扰和破坏[3]。另一方面，为了给渔获物保鲜，一般在鱼舱内装载一定数量的冰块，待渔获物打捞上船后进行保鲜[4]。

利用主机尾气余热驱动氨水吸收式制冷系统对鱼舱进行制冷，不仅能够有效地提高主机燃料利用率，还可以提升渔船的渔获物保鲜能力。与固体吸附式制冷[5-9]相比，氨水吸收式制冷方式有着较强的吸收与解吸能力，可充分利用地热能、太阳能、废热和主机余热等低品位热能[10-14]。杨思文等[15]、武向红等[16]对氨吸收式制冷流程与设备进行了详尽的热力学分析，其制冷模型的建立和研究方法为国内学者的后续研究提供了便利。赵晓男等[17]、沈波等[18]开展了利用船舶主机余热制冰和空调制冷研究，为主机余热利用系统在水域风浪环境中的应用研究提供了参考。赵晓男等[19]、卜宪标等[20]、倪锦等[21]开展了利用渔船尾气余热制冰的相关研究，为主机余热利用装置解决渔船动力系统能量回收利用提供了参考。鹿丁等[22]提出了将氨水吸收式制冷系统用于大温跨的余热利用，在充分利用余热的同时提高了系统的制冷系数，该方法为提升渔船主机余热利用效率提供了参考。顾骁勇等[23]设计了一套尾气脱硝与氨水吸收制冷联合流程，能够有效减少能耗，但应用于渔船中，还须解决脱硝系统与传统动力系统集成的问题。孙淑娟等[24-25]研究了氨精馏纯度对氨水吸收式制冷系统的影响，为制冷介质对系统制冷效果的影响研究提供了参考。陈亚平等[26]提出的溶液冷却吸收循环制冷方案，不仅提高了制冷系数，且减小了换热面积，具有指导意义。主机余热制冷装置实际运行工况较为复杂，受尾气热量和制冷工质流量变化等因素影响较大。

针对渔船尾气特点，本研究提出了一种氨水吸收式制冷系统深度建模方法，并对影响制冷效果的各要素进行了系统性的梳理、总结，对各关键要素的主要影响进行了详细的分析和评估。对主机余热回收装置目标制冷量为15 kW 、20 kW 和25 kW时的余热回收制冷循环过程进行了计算模拟，试图通过计算分析给出在3种目标制冷量下合理的制冷工质流量范围，并明确制冷工质流量、发生器热负荷和烟气流量对制冷量和制冷系数的具体影响。

1 计算模型

氨水吸收式制冷以氨为制冷剂，稀氨水为吸收剂，依靠氨的蒸发制得冷量[27]。浓氨水经加热解吸后生成纯氨，其参与制冷后又借由稀氨水的强吸收能力再次形成浓氨水，实现连续制冷过程。其循环过程如图1所示[28]。

图1 余热利用氨水吸收式制冷循环Fig.1 Aqueous-ammonia absorption refrigeration cycle using waste heat

在研究氨水吸收式制冷过程中，氨水体系的物性计算模型主要有热力学计算性质模型和传递性质模型[29]。热力学性质包括温度、压力、比容、内能、熵、Gibbs自由能、Helmholtz自由能和逸度等。根据氨水的性质与实际应用情况选择Aspen模型树中的电解质模型ELECNRTL来进行模拟计算[30-31]。

(1)

对于电解质-分子对参数τij可用下式计算

(2)

(3)

式中：Gij、Gmj、Gkj为偏摩尔自由焓，J/mol；x、y为氨水气液两相的摩尔分率；C、D、E为电解质-分子对计算回归系数；T为溶液温度，K；Tref为参考温度 298.15 K。

氨水传递性质模型中需要考虑氨水溶液黏度、液导热系数和氨水扩散系数等的计算方法。一般当氨的质量浓度较高时，采用以下Hbd Kältetechnik模型[36]能够有效地预测氨水的黏度。

(4)

式中：μM表示氨水溶液黏度，mPa·s；TM表示热力学温度，K；w表示氨的质量分数。

氨水溶液导热系数可用下式[29]进行计算：

(5)

式中：λ为对应介质或溶液的导热系数，W/m·K；ρ为对应介质或溶液的密度函数，kg/m3；T为对应介质或溶液的相对温度，K。且有

(6)

物性模型中对应介质(NH3，H2O)的相对温度可由下式进行计算：

(7)

其中，

(8)

式中：a为计算参数，x为组分。

扩散系数受溶液浓度影响较大，采用Wilk-Chang模型预测如下[29]：

(9)

式中：DM表示氨在溶剂水中的扩散系数，cm2/s；Φ表示溶剂的缔合因子，对水Φ=2.6；T表示溶液热力学温度，K；μ表示黏度，mPa·s；VNH3表示氨在常压沸点时的分子体积，VNH3=25.8 cm3/mol；MH2O表示溶剂水的摩尔质量，g/mol。

尾气作为热源对发生器中的氨水加热，浓氨水质量分数降低转变为稀氨水，稀氨水与溶液泵流出的浓氨水在热交换器中换热，以较低的温度和压力进入吸收器准备吸收纯氨；发生器中产生的氨气在精馏塔中被提纯，进入塔顶分凝器后纯度进一步提高，使其以极高的纯度进入冷凝器中，随后经过节流阀变为湿蒸汽状态，进而在蒸发器中完成制冷过程。随后，蒸发器中流出的氨蒸汽进入吸收器，与低温低压的稀氨水混合形成浓氨水，经过溶液泵增压后进入热交换器形成高温高压的液体，作为进料再一次参与循环。在化工过程模拟软件Aspen plusV8.4中建立上述制冷循环的模型，如图2。

图2 基于Aspen Plus的氨水吸收式制冷循环模型Fig.2 Model of aqueous-ammonia absorption refrigeration cycle based on Aspen Plus

2 结果与讨论

2.1 结果可靠性验证

首先利用上述模型，在文献[14]的假设条件下进行各设备热负荷的模拟计算，计算结果与文献[14]进行比较。如表1所示，可以发现，设备热负荷的计算误差均在10%以内，其中蒸发器热负荷(即制冷量)误差最小，为2.42%，冷凝器误差较大，为7.57%。考虑到本研究使用的模型和工况参数与文献中的微小差异，这种误差是可以接受的，即可认为本研究所建立的氨水吸收式制冷模型是可靠的。文献[14]假设进料氨液质量浓度较高，流量较大，而当进料质量浓度较大时，精馏塔塔底釜液质量浓度就越高，将其加热析出等量氨气时的热负荷便相应较小。因此本仿真结果的热负荷相对较大。

表1 设备热负荷模拟计算及比较Tab.1 Simulated calculation and comparison of heat loadof the equipment

基于此，在Aspen Plus中对制冷量分别为15 kW、20 kW和25 kW的制冷循环进行仿真计算，对发生器、溶液泵等运行情况与制冷效果之间的关系进行简要分析。

2.2 进料温度和回流比对发生器热负荷的影响

在制冷量15 kW情况下，研究进料温度以及回流比对发生器热负荷和制冷系数Q=q/w的影响，其中q为制冷量，w为发生器热负荷，如图3所示。

从图3可以看出，随着进料温度从95 ℃增大到115 ℃，发生器热负荷单调降低，制冷系数单调增加；在回流比增大过程中，发生器负荷持续增大，制冷系数逐渐降低。因此不难理解，在进料温度过低时可能会使设备运行中的制冷系数过小；而进料温度过大时，制冷系数虽然增大，但由于进料在溶液热交换器中完成换热，会导致溶液热交换器中的对数平均温差降低，所需热交换面积大幅增加[29]，从而使投资成本增大。在保证尽量高的制冷系数的条件下，考虑到设备的经济性以及器热实际情况，最终选择进料温度110 ℃和回流比0.3作为后续计算分析的工况参数。

图3 发生器热负荷与进料温度与回流比的 关系曲线Fig.3 Relation curves of the generator heat loadvs.inlet temperature and reflux ratio

2.3 溶液泵流量对制冷效果的影响

吸收器中流出的浓氨水经溶液泵加压后进入溶液热交换器中，对于同样的尾气流量而言，较小的氨水流量能够析出较多的氨气，因此溶液泵流量影响着发生器热负荷大小与氨水析出纯氨的能力。在对3种制冷量的循环分别进行计算时，取相同的尾气流量1 200 m3/h，尾气入口温度为500 ℃，出口温度150 ℃，因此尾气能够提供的最大热量为固定值。分别以15 kW、20 kW和25 kW为控制目标，保持蒸发器中纯氨一定的情况下改变溶液泵流量[32-33]，并考虑10%的热损失，得到发生器热负荷、实际制冷量、放气范围以及制冷系数的变化规律如图4所示。

从图4a中可以看出，目标制冷量为15 kW的循环中，随着溶液泵流量的增加，发生器热负荷首先呈线性增加。这一过程中吸收器稀溶液温度不断升高，制冷循环过程中氨的冷凝热与蒸发热趋于相等，当泵流量超过临界值(496 kg/h)，发生器氨水析出所需热量显著降低，发生器热负荷和吸收器冷却功率陡降，最终发生器热负荷的变化趋于平稳；而制冷系数呈现出与发生器热负荷近乎相反的趋势，最终稳定在0.35左右(从图4a中看出大于0.39)；在这一过程中，制冷量保持15 kW不变。

图4 溶液泵流量对制冷效果的影响Fig.4 Effect of pump flow rate on refrigeration performance

图4b、4c展示了目标制冷量为20 kW和25 kW的循环中，溶液泵流量对制冷效果的影响。不难看出，其整体变化趋势与图4a相似，不同的是当溶液泵流量在一定范围内变化时，发生器热负荷保持不变，曲线呈现出明显的平稳段，对于20 kW工况，这一范围为540～668 kg/h，对于25 kW工况为485～850 kg/h。这是由于当溶液泵流量增大到一定值时，尾气能够产生的最大热量无法使氨水析出足量的纯氨，因此在发生器热负荷曲线的平直阶段，实际制冷量低于目标制冷量，制冷系数也较为平稳。而在15 kW制冷量的循环中，溶液泵流量的增大时，实现目标制冷量所需的热负荷并未超过尾气能够提供热量的上限，因此曲线未出现平稳段。

在平稳段结束之后，随着溶液泵流量进一步增大，氨水析出比降低，所需要的热量也有所降低，两个循环的发生器热负荷都开始降低，不同的是20 kW的循环发生陡降，而25 kW的循环发生器热负荷降低趋势相对平缓。当个循环的溶液泵流量分别达到715 kg/h和880 kg/h后，热负荷变化较为平稳。在整个过程中，两个循环的制冷量整体稳定在目标制冷量，只有当发生器热负荷进入平直段时制冷量有小幅降低，最低分别为17.19 kW和17.68 kW，放气范围几乎呈单调递减的趋势。

综合图4可以看出，对于20 kW制冷量的循环，当溶液泵流量在715 ～800 kg/h变化时有较好的制冷效果，流量小于715 kg/h时发生器热负荷会陡增，且这一范围内放气范围在0.08～0.06之间，循环的经济性和有效性表现较好；对于25 kW制冷量的循环，溶液泵流量在880 kg/h～950 kg/h范围内时较优，若继续增大流量则氨气析出比过低，造成资源浪费。比较3种目标制冷量的循环，在尾气流量、进出口温度均为假定情况下，15 kW制冷量的循环没有出现“平直段”，微小的泵流量改变会引起发生器热负荷的剧烈变化，因此难以控制氨液流量来实现目标制冷效果；相较而言，20 kW和25 kW制冷量的两种循环容易控制，在相同的尾气物性条件下，后者的发生器热负荷在较大范围内(485 ～850 kg/h)保持不变(即平直段)，此时实际制冷量小于目标制冷量，因此在对溶液泵流量进行调节时，要尽量避开平直段溶液泵流量的范围，且在同样的最大换热量下，较高制冷量的循环易于调节。

2.4 发生器热负荷与尾气流量对制冷效果的影响

在对溶液泵流量研究的基础上，在溶液泵流量保持不变的情况下，进一步计算了发生器热负荷与尾气流量对制冷效果的影响[34-35]。在上述溶液泵流量对制冷效果的影响研究的基础上，针对目标制冷量为15 kW的循环，泵流量取535 kg/h；对制冷量为20 kW的循环，泵流量取715 kg/h；对制冷量为25 kW的循环，泵流量取880 kg/h，分别进行计算研究，结果如图5所示。

图5 发生器热负荷对制冷效果的影响Fig.5 Effect of thermal load on refrigeration performance

从图5中可以看出，3种目标制冷量循环的曲线展现出相似的趋势。随着发生器热负荷的增大，吸收器冷却功率和实际制冷量都呈现单调递增的趋势，在发生器热负荷分别达到46.52 kW、61.84 kW和78.47 kW时，实际制冷量满足目标制冷量要求，但直到发生器热负荷分别增大到78.54 kW、105.33 kW和110.73 kW后，实际制冷量才开始有较为明显的增幅，但目标制冷量25 kW的循环实际制冷量变化曲线较为平坦；在这一过程中，尽管发生器热负荷有着明显的增幅，但实际制冷量变化微小，制冷系数持续降低。

渔船尾气在循环中向发生器提供热量以加热氨水生成纯氨。在规定尾气入口温度后，进一步研究入口尾气流量对制冷循环的影响，如图6所示。

图6 尾气流量对制冷效果的影响Fig.6 Effect of exhaust gas flow rate on refrigerationperformance

从图6中可以看出，实际制冷量和制冷系数随尾气流量变化的曲线走势与上段描述发生器热负荷影响相近，制冷量首先随尾气流量的增大迅速增大，当3个循环的尾气流量分别达到676.9 m3/h、1 147.7 m3/h和1 141.8 m3/h时，实际制冷量满足目标制冷量要求，继续增大尾气流量时实际制冷量仅有少许增加；在这一过程中制冷系数先增大到峰值，分别为0.394、0.395和0.395，随后持续降低。纯氨析出量的大小与尾气所提供的热负荷直接相关，在纯氨的析出过程中，制冷量持续增大，但氨溶液中氨的质量分数不断减小，需要更大的尾气流量或换热温差才能使同流量的氨水析出相同质量的氨气，使得制冷系数不断降低。在目标制冷量为15 kW和20 kW的2个循环中，制冷系数和实际制冷量在尾气流量较大时出现陡增趋势，但出口温度已经明显低于实际值，过高的发生器热负荷值也使得整个系统成本过高。此外，尾气流量的变化对发生器热负荷产生的影响可能会进一步改变流出的氨液温度以及氨质量浓度[29]，从而对主机运行工况产生不同程度的影响，研究这一复杂情况，需要后续开展更多的计算和试验工作。

3 结论

提出了一种氨水吸收式制冷系统建模和分析方法，针对15、20、25 kW 3种目标制冷量下的氨水吸收式渔船主机余热回收制冷循环过程开展研究，确定了110 ℃和0.3为最经济有效的进料温度和回流比，并以此为基础讨论了溶液泵流量、发生器热负荷和尾气流量对制冷效果的影响。明确了3种目标制冷量下的制冷循环过程中能够获得较高制冷系数的制冷工质流量范围，以及满足目标制冷量要求所需的发生器热负荷、尾气流量等参数值。研究还发现，在20 kW和25 kW工况中，当制冷工质流量增至某一范围内时，发生器热负荷出现平直段，说明尾气所能提供的热量无法使制冷工质析出足量的纯氨以满足制冷要求，此时制冷系数曲线处于“低洼”阶段，对于整个制冷系统而言其经济性、热效率均处于不利阶段，在实际运行中应当予以回避。在目标制冷量为15 kW和20 kW的2个循环中，制冷系数和实际制冷量在尾气量较大时出现陡增，不利于系统的可靠性和经济性，在实际运行中应进行适当控制。

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