太阳能吸收式制冷系统设计
姓 名： huxiangbao 学 号： 学 院：
专 业： 热能与动力工程
设计题目： 太阳能吸收式制冷系统的设计 专 题：
指导教师： 张辉 职 称： 讲师
2015 年 6月 徐州
摘 要
制冷系统是指用人工的方法在一时间内对某物体或者空间进行冷却，降低到低于环境介质的温度，并保持这一低温状态过程的设备。
太阳能吸收式制冷系统的设计主要对太阳能溴化锂吸收式制冷系统的主要换热设备进行热力设计，设计内容包括：
（1）以7kW制冷量作为设计条件，合理选择设计参数，设计太阳能吸收式制冷系统；
（2）在溴化锂溶液循环和水循环计算基础上确定各换热设备的热负荷以及各介质流量；
（3）对制冷系统各环节换热设备进行计算选型，其中发生器选用管壳式换热器，冷凝器选用套管式换热器，蒸发器选用空气冷却器式蒸发器，吸收预冷器与溶液热交换器选用板式换热器；
（4）利用传热学等基本原理，对换热设备的换热系数进行求解，计算出各环节换热设备的换热面积，设计各换热设备的结构、尺寸、介质流速；
（5）配备全玻璃真空管集热器来收集太阳光照所产生的热量，提高了对太阳能的利用效率，更好的提高了加热热源的温度，从而提高吸收式制冷系统的制冷性能，采用蓄热水箱减轻太阳光照强度不稳定性对加热热源温度的影响。
关键词: 太阳能； 吸收式制冷； 热力计算； 换热器设计
ABSTRACT
The Cooling system refers to artificial means during a time of an object or space cooling, reduced to below the ambient temperature of the medium, and maintain the low temperature process equipment.
The Solar absorption refrigeration system designed primarily for the main heat exchanger Solar lithium bromide absorption refrigeration system's thermal design, design elements include:
(1) The Cooling system cooling capacity as a design condition 7kW, reasonable design parameters, design of solar absorption refrigeration systems.
(2) Iithium bromide solution and water cycle calculation to determine the thermal load of each heat transfer equipment, as well as on the basis of media flow.
(3) The refrigeration system to calculate various aspects of heat transfer equipment selection, the choice of which generator shell and tube heat exchangers, condensers selection of tube heat exchangers, air coolers selection evaporator evaporator, absorbing Precooling with the selection of the solution heat exchanger plate heat exchanger.
(4) The use of the basic principles of heat transfer, etc, on the heat transfer coefficient of heat transfer equipment are solved to calculate the various aspects of heat transfer area of heat transfer equipment, design structure, size, media flow rate of each heat transfer equipment.
(5) The cooling system equipped with all-glass vacuum tube collector to collect heat generated by the sun light, improve the efficiency of solar energy utilization, better improve the heating temperature of the heat source, thereby increasing the absorption refrigeration system cooling performance, the use of thermal storage tank to reduce the sun light intensity is not affecting the stability of the temperature of the heating source.
Keywords:Solar energy; Absorption refrigeration; Thermodynamic calculation; Heat exchanger design
目 录
1 绪论 ............................................................................................................................... 1 1.1课题研究背景 ......................................................................................................... 1 1.2太阳能的利用 ......................................................................................................... 2 1.2.1太阳能利用简史 ............................................................................................... 2 1.2.2太阳能利用基本方式 ....................................................................................... 2 1.3太阳能吸收式制冷原理 ......................................................................................... 2 1.4吸收式制冷分类 ..................................................................................................... 3 1.4.1氨-水吸收式制冷 ............................................................................................. 3 1.4.2溴化锂吸收式制冷 ........................................................................................... 3 1.5吸收式制冷发展历史 ............................................................................................. 4 1.6吸收式制冷技术研究现状 ..................................................................................... 4 1.7溴化锂吸收式制冷系统特点 ................................................................................. 5 1.7.1溴化锂吸收式制冷系统的优点 ....................................................................... 5 1.7.2溴化锂吸收式制冷系统的局限性 ................................................................... 6 1.8本文主要研究内容 ................................................................................................. 6 2 热物性参数 ................................................................................................................... 7 2.1溴化锂水溶液浓度 ................................................................................................. 7 2.2溴化锂水溶液密度 ................................................................................................. 7 2.3溴化锂水溶液比焓 ................................................................................................. 8 2.4溴化锂水溶液黏度 ................................................................................................. 8 2.5溴化锂水溶液导热系数 ......................................................................................... 8 2.6溴化锂水溶液定压热容 ......................................................................................... 8 3 热力计算 ....................................................................................................................... 9 3.1太阳能溴化锂吸收式制冷系统组成 ..................................................................... 9 3.2各状态点参数选择与计算 ................................................................................... 10 3.2.1给定参数选择 ................................................................................................. 10 3.2.2选取参数确定 ................................................................................................. 10 3.2.3各状态点数值计算 ......................................................................................... 13 3.3各设备单位热负荷计算 ....................................................................................... 14
3.4热平衡相对误差计算 ........................................................................................... 18 3.5性能指标计算 ....................................................................................................... 18 3.5.1热力系数 ......................................................................................................... 18 3.5.2热力完善度 ..................................................................................................... 19 3.5.3热源单耗 ......................................................................................................... 19 3.6各换热设备总热负荷计算 ................................................................................... 19 3.7各工作介质流量计算 ........................................................................................... 20 3.8传热面积计算 ....................................................................................................... 21 4 机组各主要部件的设计 ............................................................................................. 22 4.1太阳能集热器及蓄热水箱的设计 ....................................................................... 22 4.2发生器的设计 ....................................................................................................... 24 4.3冷凝器的设计 ....................................................................................................... 27 4.4蒸发器的设计 ....................................................................................................... 29 4.5吸收器的设计 ....................................................................................................... 33 4.6溶液热交换器的设计 ........................................................................................... 36 4.7连接管道的选型 ................................................................................................... 38 4.8系统用泵的选型 ................................................................................................... 39 5 总结 ............................................................................................................................. 39 参考文献 ......................................................................................................................... 41 翻译部分
英文原文 ..................................................................................................................... 43 中文译文 ..................................................................................................................... 52 致 谢 ............................................................................................................................. 59
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1 绪论
1.1课题研究背景
当今社会经济一直都处在高速发展中，世界人口数量急剧增加，人类对煤炭、石油等化石燃料的依赖性巨大，环境污染与能源危机日益严峻，能源与环境问题一直制约着国民经济的发展，中国乃至全世界已经把开发新能源与可再生能源作为国家可持续发展能源基本战略的重要组成部分。特别是发展中国家，越来越注重节能减排、开发环保清洁能源、推广可再生能源。而且将其作为能源战略计划的重中之重。
节能与环保是我国经济可持续发展的关键所在，“十一五”期间，我国出台的能源政策规定，我国将全面推行可持续发展的能源战略，要求年平均节能率达到4.4%，主要污染物排放总量减少10%，可再生能源占一次性能源消费总量的比重增量达0.4%，并推行节能和可再生能源的税收优惠政策。为了应对全球气候变暖，2005年2月28日，国家主席胡锦涛宣布了《中华人民共和国可再生能源法（草案）》于2006年1月1日起正式实施。2009年11月25日，国务院总理温家宝召开国家会议决定，到2020年我国单位国内生产总值CO2排放量比2005年降低40%-45%；会议上还决定，我国要对可再生资源大力开发，积极推进对核电的发展，至2020年，我国的非化石能源占一次能源消费的比重达15%左右[1]。目的在于合理改善中国现在的能源消费结构，减轻急剧增长的能源需求与环境污染和能源大量消耗之间的矛盾。太阳能作为一种既清洁又环保的可再生能源，具有取之不尽、用之不竭、清洁无污染、安全性能良好等特点。我国太阳能资源储备丰富，太阳光辐射到地面的光照强度最高可达800MW/s，如果将0.1%辐射到地面的太阳能按5%的转换效率转换为电能，我国每年的发电标煤耗将降低17000亿吨。这对于我国来说，既是机遇也是挑战，如何合理最大化的利用太阳能资源这已成为我国能源战略的关键所在。
随着人们生活水平的提高，夏天对空调等制冷产品的依赖性较大，传统的制冷空调一般以氟类制冷剂为主，使用这类制冷剂易对臭氧层造成破坏，不利于环境保护。传统空调又以电能提供动力，这使化石燃料等传统能源使用进一步增加，既浪费了大量资源，又对环境造成了污染。因此，使用新型制冷剂和使用非常规
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能源提供动力已成为空调制冷系统节能减排工作的关键。
1.2太阳能的利用
1.2.1太阳能利用简史
人类利用太阳能历史悠久，中华民族的祖先是人类利用太阳能最早、最杰出的先驱。早在西周时期，就有“阳燧取火”一说，由于当时生产力与科学技术发展水平低下，太阳能利用始终处于自然利用的初级阶段，主要用于晾晒等[2]。20世纪，随着现代工业的迅速发展，化石燃料的大量燃用使得生态环境日益破坏，人们才开始对太阳能利用逐步重视，进入应用现代科学技术利用太阳能的阶段。1997年，美国宣布称，至2000年以太阳能为主的可再生能源要发展到占全国能源构成的20%；日本制定“阳光计划”，加大对太阳能利用技术的研发；欧洲某些国家建成了许多太阳能利用研究实验基地，发展太阳能工业；1970年，我国开始对太阳能利用器件研究，将太阳能利用列入国家计划行列。经过30多年的研究开发，取得众多成果，使现代太阳能技术飞速发展，为21世纪更好地利用太阳能奠定了技术基础。
1.2.2太阳能利用基本方式
（1）光热利用
将太阳能辐射能收集起来，通过与物质的相互作用转换成热量加以利用。目前使用最广泛的太阳能收集装置主要有聚焦集热器、平板集热器、真空管集热器。
（2）太阳能发电
未来太阳能大规模利用主要用来发电，包括光-热-电转换和光-电转换两种，前者一般利用太阳能集热器吸收热量再加热水形成蒸汽推动汽轮发电机发电。后者利用具有光生伏打效应的太阳能电池将太阳能直接转变为电能。
（3）光化利用
利用太阳能直接分解水制氢的化学转换方式。
1.3太阳能吸收式制冷原理
吸收式制冷是利用两种物质所组成的二次元溶液作为工质来运行的。这两种物质在同一压力下有不同的沸点，其中沸点较高的为吸收剂，沸点较低的为制冷剂。吸收式制冷就是利用溶液的浓度随其温度和压力的变化而变化这一物理性质，
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将制冷剂与溶液分离，通过制冷剂的蒸发而制冷，又通过溶液实现对制冷剂的吸收，这种制冷方式利用吸收剂的浓度变化来完成制冷剂的循环。在工业生产和生活中，常用的吸收式制冷机有氨水吸收式与溴化锂吸收式两种。氨水吸收式以氨为制冷剂，水为吸收剂，可用来制取0℃以下的低温。但氨有刺激性臭味，对人体有害，而且系统热力系数较低，装置复杂，体积庞大，金属和冷却水的消耗量较大，除工艺过程之外，一般很少应用，主要应用于化工行业。目前，应用最为广泛的是以水为制冷剂、溴化锂溶液为吸收剂，以制取0℃以上冷媒水为目的的溴化锂吸收式冷水机组。而所谓的太阳能吸收式制冷，就是利用太阳能集热器将水加热，为吸收式制冷机的发生器提供其所需的热媒水，从而使吸收式制冷机正常运行，达到制冷的目的。在多种太阳能制冷方式中，太阳能溴化锂吸收式制冷是目前最成熟的方式[3]。
1.4吸收式制冷分类
1.4.1氨-水吸收式制冷
氨-水吸收式制冷利用热能作为补偿并利用溶液的特性来完成制冷循环。在氨-水吸收式制冷中，氨作为制冷剂，水作为吸收剂，在相同压力下，水与氨的汽化温度比较接近，在发生器中蒸发出来的氨蒸汽会携带较多水蒸汽，为提高机组经济性就必须采用分凝和精馏设备。在氨-水吸收式制冷机运行过程中，当氨水溶液在发生器内受到热媒水的加热后，溶液中的氨不断汽化；随着氨不断汽化，发生器内的氨水溶液浓度不断降低，进入吸收器；氨蒸汽进入冷凝器后被冷却水降温冷凝，变成高压低温的液态氨；当冷凝器内的液态氨通过节流阀进入蒸发器时，急速膨胀而汽化，并在汽化过程中大量吸收蒸发器内冷媒水的热量，从而达到降温制冷的目的。在此过程中，低温氨蒸汽进入吸收器后被稀氨水溶液吸收，稀溶液变成浓溶液之后由循环泵送回发生器完成整个制冷循环。 1.4.2溴化锂吸收式制冷
在溴化锂吸收式制冷中，水作为制冷剂，溴化锂作为吸收剂。溴化锂水溶液是由溴化锂和水这两种成分组成，溴化锂水溶液的沸点不仅与压力有关，而且与溶液的浓度有关。在溴化锂吸收式制冷机运行过程中，当溴化锂水溶液在发生器内收到热媒水的加热后，溶液中的水不断汽化；随着水的不断汽化，发生器内的
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溴化锂水溶液浓度不断上升，进入吸收器；水蒸汽进入冷凝器，被冷凝器内的冷却水凝结降温，变成高压低温的液态水；当冷凝器内的水通过节流阀进入蒸发器时，急剧膨胀汽化并吸收蒸发器内的冷媒水的热量，从而达到降温制冷的目的；低温水蒸汽进入吸收器，被吸收器内的溴化锂溶液吸收，循环泵将浓度逐步降低的溶液送回发生器完成整个循环，如此循环不息连续制取冷量。由于溴化锂稀溶液在吸收器内已被冷却，温度较低，为了节省加热稀溶液的热量，提高装置热效率，系统中往往会添加一个换热器，让发生器流出的高温浓溶液与吸收器流出的低温稀溶液进行热交换，提高稀溶液进入发生器的温度[4]。
1.5吸收式制冷发展历史
吸收式制冷技术的发展已有200多年历史，早在18世纪，人类就开始利用吸收式制冷来获取冰块。1859年，法国Ferdinand Carre就发明了氨-水工质对吸收式制冷机，用于制冰和食物冷藏。19世纪初德国Borsig研制出制冷温度可达零下50℃的双级氨水吸收式制冷机。1925年瑞典科学家开发出直燃型吸收式制冷机并应用于冷库中。1935年，美国推出单元空调机，实现了吸收式制冷机小型化与家庭化。1945年，美国Carrier公司研制出制冷量523kW的溴化锂水溶液单效吸收式制冷机，1961年美国又研制出双效制冷机。溴化锂吸收式制冷机的问世为其在世界范围内的推广利用奠定了基础。1950年之后，日本从美国引进技术，并加以改造，于1962年研制出单效机和双效机，日本在相关领域一直处于世界领先。20世纪60年代，我国也开始致力于吸收式制冷技术研究，经过将近半个世纪的努力，我国在这方面技术水平也处于世界前列，并成为溴化锂中央空调产量最大的国家。
1.6吸收式制冷技术研究现状
单效溴化锂吸收式制冷是最简单的太阳能制冷方式，驱动热源可采用0.03-0.15 MPa的蒸汽或85-150℃的热水，但几乎所有的太阳能单效溴化锂制冷机组是采用热水驱动。单效溴化锂制冷机组的COP并不高，但其可充分利用低品位的热能，如废热，余热、太阳能等，故从能源利用的角度来说，太阳能单效溴化锂制冷机组是节能的。
太阳能吸收式制冷系统的试验和测试研究绝大多数是在一些可获得财力支持的大学或相关的研究机构进行。O. Marc和Jean Philippe Praene等先后报道了一个
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安装在南半球热带留尼汪岛上圣皮埃尔大学里的30kW的太阳能单效溴化锂吸收式制冷机[5]。该套系统共有4个阵列布置的集热器，但没有辅助热源，当制冷系统不能提供足量的制冷量时，采用吊扇辅助降温。工作时集热器进出口温差约为10℃，平均出口温度为70℃，从上午8时至11时教室平均温度为26℃，从11时至16时，温度低于25℃。但热水温度达75℃时，制冷剂未达到额定制冷量，其最大制冷量只达到60%。2008年的测试试验中因为三月份的太阳辐射较强，COP近0.4。这套系统主要用来确定一种收集数据和评估SHC系统性能的方法。
Francis Agyenim等测试了一个安装在英国卡迪夫大学里的家用规模的4.5kW的太阳能单效吸收式制冷系统，该系统采用真空管集热器，集热流体是Tyfocor，在太阳能辐射平均峰值800kW/m2时COP为0.58，冷水温度达到7℃，该测试证明了家用规模的太阳能制冷系统是可行的[6]。Ahmed Hamza H.Ali介绍了安装于德国奥博豪森市的带有冷却塔的35.17kW的太阳能单效溴化锂吸收式制冷系统，也由真空管集热器构成，在运行期间，制冷机的COP为0.37-0.81[7]。S.Rosiek设计并安装了位于西班牙南部的阿尔梅里亚大学太阳能研究中心的太阳能辅助空调系统,其太阳能集热器是并联安装的平板型集热器，在蓄热水箱和制冷机之间串联安装了100kW的辅助加热器，该制冷机额定制冷量为70kW，该制冷机COP超过0.4。在夏季COP达到0.6，月平均制冷量在40kW左右[8]。
王如竹研究了安装在中国济南的一座绿色建筑物里的带有复合抛物面型集热器的溴化锂吸收式制冷机，该制冷机集热面积为105m2，集热温度可达到130℃，当热水温度为125℃时集热效率为50%，该制冷机组能提供15℃的冷水，其太阳能利用率为19%[9]。汤勇等研究了超声波对吸收式制冷系统溴化锂溶液中冷剂水的沸腾传质过程的影响。发现使用超声强化可有效提高太阳能驱动的溴化锂吸收式制冷机的制冷效率，降低制冷系统所需最低驱动热源温度，且不会影响系统的稳定运行[10]。
1.7溴化锂吸收式制冷系统特点
1.7.1溴化锂吸收式制冷系统的优点
第一，以热能为动力，无需耗用大量电能，而且对热能的要求不高。能利用各种低品位热能和废气、废热，如高于20kPa的饱和蒸汽、各种排气、高于75℃
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的热水、地热、太阳能等，有利于热源的综合利用，因此运转费用低。若利用各种废气、废热来在制冷，则几乎不需要花费运转费用，便能获得大量的冷源，具有很好的节电效果，经济性高。
第二，整个制冷机组除功率较小的屏蔽泵外，没有其他运动部件，振动小、噪声低，运行比较安静，特别适用于医院、办公大楼、家庭等场合。
第三，以溴化锂溶液为工质，制冷系统又在真空下运行，无臭、无毒、无爆炸危险，安全可靠，被认为是环境友好的制冷设备。
第四，安装方便，对安装基础的要求低，因为机组运行时振动小，所以无需特殊的基座。可安装在室内、室外、屋顶。安装时只需作一般校平，接上汽、水管道和电源便可。
第五，制造简单，操作、维护保养方便，机组中几乎都是热交换设备，制造比较容易。由于机组性能稳定，对外界条件变化的适应性强，因而操作比较简单。机组的维修保养工作主要在保持所需的气密性。 1.7.2溴化锂吸收式制冷系统的局限性
第一，在有空气的情况下，溴化锂溶液对普通碳钢有较强的腐蚀性，这不仅影响机组的寿命，并影响机组的性能和正常运行。
第二，制冷机组在真空下运行，空气容易漏入。实践证明，即使漏入少量的空气，也会影响机组的性能。为此，制冷机组要严格密封。
第三，由于直接利用热能，机组的排热负荷较大，对冷却水的水质要求也较高。
1.8本文主要研究内容
考虑到国内外吸收式制冷技术已经日趋成熟，但都局限在大型化，尚未对家庭用户进行推广与应用，而本文旨在将吸收式制冷系统小型化，将太阳能热利用技术与吸收式制冷技术相结合，设计出小型化的太阳能吸收式制冷系统。本文主要对7kW太阳能溴化锂吸收式制冷系统进行热力设计，内容包括：
1、在给定7kW制冷量的条件下，合理选择设计参数。
2、在溴化锂溶液循环和水循环计算基础上对制冷系统各个环节的主要换热设备的热负荷、流量进行热力计算，并对系统的热平衡误差进行校验。
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3、利用热力学基本原理对系统的性能指标：热力系数、热力完善度、热源单耗进行分析计算。
4、对系统中主要换热设备如发生器、冷凝器、蒸发器、吸收器、溶液热交换器以及太阳能集热器进行设计与选型，计算各个换热设备的传热面积，设计各换热设备的结构、尺寸、介质流速。
5、根据计算结果绘制出相关设计图纸。
2 热物性参数
溴化锂为离子化合物，是一种无毒、无色、有苦咸味的粒状晶体，在空气中不会发生变质、挥发以及分解。溴化锂晶体极易溶于水，因为水沸点与溴化锂晶体沸点相差很大，所以溴化锂水溶液在沸腾时产生的蒸汽均为水蒸汽。
溴化锂水溶液的热物理性质是进行制冷系统设计的重要参数，只有知道各状态点热物性参数之后，才能进行太阳能吸收式制冷循环的热力计算、传热计算以及制冷系统各个环节的主要部件设计。
2.1溴化锂水溶液浓度
式中 ：溶液的浓度
：溶液的温度， ：溶液的密度，
2.2溴化锂水溶液密度
：溶液的温度，
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式中 ：溶液的密度，
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： 溶液中含有溴化锂的千克数
2.3溴化锂水溶液比焓
式中 ：溶液的比焓， ：溶液的温度，
： 溶液中含有溴化锂的千克数
2.4溴化锂水溶液黏度
式中 ：溶液的动力黏度， ：溶液温度， ：溶液浓度，
2.5溴化锂水溶液导热系数
式中 ：溶液的导热系数， ：溶液温度， ：溶液浓度，
2.6溴化锂水溶液定压热容
式中 ：溶液定压热容， ：溶液温度， ：溶液浓度，
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3 热力计算
3.1太阳能溴化锂吸收式制冷系统组成
图3.1 太阳能溴化锂吸收式制冷系统图
如图3.1所示，该制冷系统可分为热源循环回路、溴化锂水溶液循环回路、冷却水循环回路、制冷剂循环回路以及冷风循环回路。工作时：
热源循环回路由发生器、蓄热水箱、太阳能集热器、热水泵等组成； 冷风循环回路由蒸发器、风扇等组成；
冷却水循环回路由吸收器、冷凝器、冷却塔和冷却水泵等组成；
溴化锂水溶液循环回路由发生器、吸收器、溶液热交换器、发生泵、吸收泵等组成；
制冷剂循环回路由发生器、冷凝器、节流阀、蒸发器、吸收器和溶液热交换器等组成。
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3.2各状态点参数选择与计算
3.2.1给定参数选择
表3.1 常见给定参数与确定原则
参数 制冷量 冷却水进口温度 确定原则 根据用户需求设定所需制冷量 通常设置为32℃，也可根据特殊要求设定 对于单效溴化锂吸收式制冷系统通常选用表压为0.03-0.15MPa的饱和蒸汽或温度高于85℃的热水 加热热源参数 （1）系统制冷量Q
系统设定制冷量Q=7kW （2）蒸发器出口冷风温度
出口冷风温度根据用户要求选定，本设计综合考虑用户要求以及制冷温度富裕量，选取冷间空气温度为 ℃。
（3）加热热源温度
本课题设计为单效吸收式制冷机组，依据表3.1规定 ，取热源温度 ℃，在太阳光照良好情况下使用真空管太阳能集热器水温可达 ℃以上。
（4）冷凝器冷却水和吸收器冷却水入口温度
取 ℃（冷凝器和吸收器冷却水采用并联联结方式） 3.2.2选取参数确定
表3.2 常见选取参数与确定原则
参数 蒸发温度 确定原则 蒸发器温度通常较冷间空气的出口温度低 蒸发压力是和蒸发温度所对应的饱和水蒸汽压力，可蒸发压力 由相应的计算公式计算，也可由相对应的物性参数图表查得 吸收器压力 通常为较蒸发压力低 （ ） 10
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对于单效吸收式制冷机组而言，冷却水总温升通常为吸收器中冷却水与冷凝器中冷却水出口温度 ； 吸收器和冷凝器的热负荷之比，单效机组通常为 ，当采用并联冷却方式运行时，吸收器中的冷却水与冷凝器中的冷却水温升大致相同 冷凝温度 通常较冷凝器中的冷却水出口温度高 为冷凝器中的冷凝温度所对应的饱和水蒸汽压力，可冷凝压力 由相应的计算公式计算，也可由相应的物性参数图表查得 发生压力 近似为冷凝压力 由吸收器内的压力和溴化锂稀溶液的出口温度所共同吸收器出口溴化锂稀溶液浓度 确定，溴化锂稀溶液的出口温度通常比吸收器中冷却水的出口温度高 ，通常的浓度范围为 由发生器内的压力和溴化锂浓溶液的出口温度所共同发生器出口溴化锂浓溶液浓度 确定，溴化锂浓溶液的出口温度通常比热源温度低 ，也可根据吸收器出口稀溶液浓度和循环系统的放汽范围确定 单效制冷机组的溶液热交换器温度 （1）蒸发温度
取 ℃， 为冷间空气温度和制冷剂的蒸发温度之差，一般为 ℃
通常比吸收器中溴化锂稀溶液出口温度高 查饱和水和饱和水蒸汽图，可知 （2）吸收器压力
取 ， 为蒸发压力和吸收器压力之差
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（3）冷凝器中冷却水的出口温度
取 ， 为冷凝器中冷却水总温升
（4）吸收器中冷却水的出口温度
吸收器中冷却水出口与冷凝器中冷却水出口并联
（5）冷凝温度
取 ， 为冷凝温度和冷凝器中冷却水出口温度差
（6）发生压力
查饱和水和饱和水蒸汽图，可知
（7）发生器中浓溶液的出口温度
取 ， 为加热热源温度和发生器中浓溶液出口温差 ℃
查溴化锂水溶液物性参数图，可知 （8）吸收器中稀溶液的出口温度
取 ， 为吸收器出口稀溶液的温度与吸收器中的冷却水出口温度之差
查溴化锂水溶液物性参数图，可知 （9）放汽范围( )
（10）溶液热交换器中浓溶液的出口温度t8
取 ， 为溶液热交换器中出口浓溶液温度与吸收器出口的稀溶液温度之差
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（11）溶液循环倍率a
：去发生器的稀溶液量 ：发生器中蒸发出来的水蒸汽量
(12)喷嘴雾化喷淋的溴化锂溶液焓值 及浓度
f：吸收器中再循环倍率，通常为 ，本设计中取 。
根据溶液热交换器换热过程的热量平衡关系： 3.2.3各状态点数值计算
表3.3 选取的参数值
序 号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 类别 吸收器中冷却水出口温度 冷凝器中冷却水出口温度 冷凝温度 冷凝压力 蒸发温度 蒸发压力 吸收压力 吸收器中稀溶液出口温度 发生器中浓溶液出口温度 符号 tw3 tw2 tc PC te PE PA 单位 ℃ ℃ ℃ Pa ℃ Pa Pa ℃ ℃ % 公式 +8 +8 tw2+3 查表 te′-10 查表 PE-80 +3 -10 查表 计算值 40 40 43 8639 14 1597 2902 43 75 48.3 13
稀溶液浓度 2015届本科生毕业设计
11 12 浓溶液浓度 溶液热交换器中浓溶液出口温度
% ℃ 查表 +15 54.1 58 表3.4 各状态点参数表
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 名称 蒸发器中冷剂水 蒸发器中冷剂蒸汽 吸收器出口稀溶液 冷凝器中冷剂水 冷凝器中冷剂蒸汽 发生器出口浓溶液 吸收器进口浓溶液 溶液热交换器出口状态点 1 1 2 3 3 4 6 7 温度 ℃ 14 14 43 43 43 75 / 57 压力 Pa 1597 1597 / 8639 8639 / / / 浓度 % 0 0 48.3 0 0 54.1 54.1 48.3 焓值 kJ/kg 58.74 2527.23 87.01 179.99 2579.73 164.06 / 118.81 稀溶液 溶液热交换器出口9 浓溶液 8 5 9 58 / 46 / / / 54.1 48.3 49.4 128.43 / 94.95 10 发生器内沸腾溶液 11 吸收器中喷淋溶液 3.3各设备单位热负荷计算
（1）蒸发器单位热负荷
如图3.2所示，状态为3的冷剂水由冷凝器出来流进蒸发器，冷剂水量为D，
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蒸发器内的冷剂水被载冷剂加热蒸发，状态为3 ，在稳定运行的情况下，蒸发的冷剂水量应与进入的冷剂水量相等为D。
图3.2 蒸发器热量平衡图
根据热平衡方程：
kJ/kg
（2）冷凝器单位热负荷
如图3.3所示，发生器内发生状态为 的冷剂蒸汽量D，比焓 ，经过冷凝器
内的冷却水冷却后凝结为冷剂水，冷却所带走的热量 。
图3.3 冷凝器热量平衡图
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根据热平衡方程：
（3）发生器单位热负荷
如图3.4所示，进入发生器中的溴化锂稀溶液流量 ，浓度 ，比焓 ，加
热热源的加热量 ，发生器中蒸发的冷剂蒸汽量D，比焓 。发生器出口的溴化
锂浓溶液的量为 ,浓度 ，比焓 。
图3.4 发生器热量平衡图
根据热平衡方程：
=2579.73+(9.3-1)×164.06-9.3×118.81 =2836.50kJ/kg
（4）吸收器单位热负荷
如图3.5所示，虽然吸收器使用雾化效果良好的喷嘴喷淋，但是在一般工作情况下，来自发生器溴化锂浓溶液与来自吸收器中的溴化锂稀溶液的相混的过程以及混合溶液出现的闪蒸情况、喷嘴的雾化喷淋都为吸收器中内部变化，对设备的
热平衡不造成影响，状态点1 所对应的冷剂蒸汽流量为D，比焓为 ，流入到吸
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收器，来自发生器经溶液热交换器冷却后的浓溶液在吸收器中被吸收，浓溶液流量 ,比焓 ，吸收过程中放出的热量 被冷却水带走，溴化锂浓溶液吸收了D的冷剂水后变为的稀溶液量为 ，比焓为 ，从吸收器中流出并流进溶液热交换器中经过加热作用后再流进发生器。
图3.5 吸收器热量平衡图
根据热平衡方程：
（5）溶液热交换器单位热负荷
图3.6 溶液热交换器热量平衡图
172015届本科生毕业设计
如图3.6所示，忽略溶液热交换器换热过程中存在的热量损耗，依据热量平衡关系式：
溶液热交换器的热负荷为 ，则热负荷为：
3.4热平衡相对误差计算
若忽略机组泵消耗功率的影响，以及机组与外界环境热损失的影响，将整个机组视为一个热力系统，则发生器和蒸发器是从外界吸收热量分别为 和 ，冷凝器与吸收器中冷却水所吸收的热量分别为 和 。 根据系统平衡方程：
kJ/kg kJ/kg
相对误差计算 ：
按照规定，机组运行时热负荷相对误差应小于7.5%，满足设计规定要求。
3.5性能指标计算
3.5.1热力系数
溴化锂吸收式制冷循环系统工作时，系统向环境释放的冷量与系统所需要吸收的热量之比，称之为热力系数，即性能系数COP。对于单效吸收式制冷系统而言，即蒸发器中产生的制冷量与发生器中驱动热源热水所加入的热量之比。
在一定条件下，热力系数值越大，则表明该制冷循环系统的经济性越高。
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3.5.2热力完善度
热力完善度 是性能系数COP与同样的热源所驱动、相同的环境与低温热源的温度逆向卡诺循环制冷性能系数COP的比值，反映了制冷循环不可逆程度的大小，是衡量制冷机组的重要技术经济指标。
对于溴化锂吸收式制冷循环系统，在理想状态下，即理论循环，忽略了制冷机组制冷工质对在状态变化过程中产生的摩擦，散热及过程进行不彻底等损失，但工质对在节流、绝热吸收、闪发过程都是不可逆的，存在不可逆损失；在发生器、吸收器等内部，溶液温度上升或者下降过程存在着不同程度的传热温差，存在传热过程的不可逆，所以溴化锂吸收式制冷循环是不可逆的，机组的热力系数
小于卡诺循环热力系数。热力完善度小于1。
：高温热源温度， ：环境介质温度，
：冷风平均温度， 热力完善度:
3.5.3热源单耗
对于用热水热量来作为热源的溴化锂吸收式制冷系统，经常用热水单耗 来衡
量制冷系统运行的性能指标。它表示制取单位冷量(1kW)所消耗的驱动热源的能量。
溴化锂机组的热源单耗越低，说明机组运行时所需的热水越少，机组的经济性越好。
3.6各换热设备总热负荷计算
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（1）蒸发器热负荷
kW （2）冷凝器热负荷
kW （3）发生器热负荷
kW （4）吸收器热负荷
kW （5）溶液热交换器热负荷
0.88kW
3.7各工作介质流量计算
（1）加热热水的流量
热水进口温度 ℃，热水出口温度 ℃，
定性温度 ，
物性参数 kg/m3, kJ/(kg·℃)， 为存在热量损失的修正系数，
冷风进口温度 ，冷风出口温度 ，定性温度 ，
物性参数 1.167kg/m3, kJ/(kg·℃)
（2）蒸发器出口冷风流量
（3）冷却水流量
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，定性温度
冷却水进水温度
，出水温度
，物性参数为
994.04kg/m3, kJ/(kg·℃)
= =2.63 m3/h
其中吸收器冷却水流量 1.39 m3/h
冷凝器冷却水流量 1.24 m3/h （4）发生泵流量
发生泵的流量为溴化锂稀溶液的循环量，根据 ， ℃，查得 kg/m3
（5）吸收泵流量
制冷系统为了强化内部吸收作用使用吸收泵加压经喷嘴雾化喷淋，吸收泵的流量受再循环量影响。根据 , ℃，查得 kg/m3
3.8传热面积计算
溴化锂吸收式制冷系统中绝大部分由换热器构成，所以可以使用经简化之后的传热计算公式[11]：
式中： 为换热面积， 为换热器对的热负荷，
为传热系数，
为换热器的最大温差，即冷热流体进口温度之差，
、 为常数，与换热器中流体流动方式有关 为流体 在换热器中的温度变化量， 为流体 在换热器中的温度变化量，
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表3.5 热交换流体采用不同的布置方式a、b取值
流体布置方式 逆流 顺流 a 0.35 0.65 0.425 b 0.65 0.65 0.65 0.65 应用范围 / / 两流体都为交叉流动 一流体为交叉流动
叉流 0.50
4 机组各主要部件的设计
4.1太阳能集热器及蓄热水箱的设计
（1）太阳能集热器
太阳能集热器一般选用全玻璃真空管集热器或者平板集热器。平板集热器吸热板上一般覆盖有深色的选择性吸收涂层；一般使用平板玻璃作为透明盖板覆盖吸热板，从而保护吸热板以及阻止吸热板温度升高后向周围环境散热。
全玻璃真空管集热器通常选择硼硅玻璃作为真空管材料，其太阳透射率较高、热波动性较小、膨胀系数较低、耐热冲击性能好、机械强度高、抗化学侵蚀性好、易于加工等特点。但是其管内走水，在运行过程中一只管破损将使整个系统停止工作。为了弥补这一缺陷，采用改进的全玻璃真空管U形管集热器。这种改进形式的太阳能集热器，管内不再走水，不会发生因一只管破损而影响整个系统运行的情况，运行可靠性大大提高。
在安装太阳能集热器时通常会要求其在使用周期内收集到的太阳辐射量最多，所以应该将太阳能集热器的采光面在正午时分垂直于阳光，一般取集热器的倾角为当地的纬度。徐州地区纬度为34.27°，安装角度取30°。取徐州地区夏季的平均太阳辐射强度 ，考虑到管道热损失的影响，取富裕量 ℎ ℃，即平均加热水温 90℃，环境温度 ℃。
太阳能集热器的集热性能通常用瞬时效率表示，本设计选用四季沐歌集团制
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造的全玻璃真空管U形管太阳能集热器，其瞬时效率为:
式中 ：太阳能集热器的瞬时效率 ：太阳能集热器的平均水温 ：环境温度 ：太阳辐射强度
以发生器的计算热负荷作为太阳能集热器吸收热量的净收益，太阳能集热器的净收益为:
式中 ：太阳能集热器的有用能量 ：太阳能集热器面积
选用四季沐歌制造的型号为SLU-1500/16的全玻璃真空管U形管太阳能集热
器，该集热器具有集热效率高、保温性能好、承压能力高等特点，该种型号的集热器具体参数为：内管径为 ,外管径为 ，管间距为 ，长度为 ，集热器的有效集热面积为 ，按照计算所需的集热面积，需要16根该型号的全玻璃U形管真空管组成的联集管式太阳能集热器，其总的集热面积为24 。
（2）蓄热水箱
为保证太阳能吸收式制冷系统工作时的稳定性，让机组因太阳辐射强度的瞬时变化影响更小，本设计在太阳能集热器与发生器之间添加一个蓄热水箱。太阳能集热器产生的热水将流进蓄热水箱，再经过蓄热水箱将热水供给发生器。为保证机组在太阳辐射强度较弱甚至无太阳光照的情况下能持续工作4小时以上，设计水箱为常压保温水箱，水箱容量为7 。选用盐城新奥源不锈钢水箱厂生产的型号为OL-7的不锈钢保温水箱，具体参数为：容积7T，内径2m，外径2.2m，高度2.4m。该保温水箱是以不锈钢板等材料作为外表层，聚氨酯发泡的保温材料作
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为内部保温层，常温下使用聚氨酯整体发泡的保温材料24小时降温在4℃以内。
4.2发生器的设计
换热量 , 热水的进口温度 ℃，热水的出口温度 ℃，
发生器中浓溶液的出口温度 ℃，稀溶液的进口温度 ℃，加热热水的流量
平均温差
℃
温差修正系数 的值取决于两个无量纲参数P及R，可定义为：
， 〞
〞〞式中下标1、2表示壳侧和管侧，上标“ 〞 ”和“ ”表示进口和出口。
经计算：
拟设计1-1型管壳式换热器，查《传热学》图10-23，得 修正后平均温差 ℃
拟选用 的铜管，管子采用三角形排列方式，假设管数 根,则
(1)管内侧换热系数计算：
由定性温度 查表知
水的导热系数
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水的运动黏度 普朗特数
属于紊流区，换热管内热水侧的换热系数可采用笛贝斯-倍耳特公式：
(2)管外侧换热系数计算：
由定性温度 查表知
溶液动力黏度 溶液比热容 溶液密度 汽化潜热 溶液导热系数 饱和温度 ℃
按大容器沸腾考虑，根据《传热学》中相变换热经验公式(7-21)计算：
（3）水的污垢热阻计算：
查《传热学》表10-1中对应的净化之后水的污垢热阻为
（4）铜管的热阻计算： 壁厚
铜管导热系数 ,查《传热学》附录2可得 （5）总换热系数（以管外的换热面积作为基准）计算：
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（6）换热面积计算：
考虑到计算中只计及了污垢热阻（占所有热阻的1/4以上），所以实际换热面积预留10%的冗余面积，用以照顾某些未涉及因素（如获得传热系数时可能出现的误差），则换热器面积的实际取值 。
铜管总长：
发生器设计为固定管板式管壳式换热器，铜管与管板的连接选用贴胀加密封焊技术，使用这种工艺可以有效的保证其密封性能。管子布局采用三角形（30°）排列，此种排列方法结构紧凑，易于清洗[12]。采用 的铜管，管心距设置为 15mm，单根铜管长度设置为0.5m。
所需管数 根，（与最初假设管数一致）
壳体内径
式中：壳体内壁至最外层管中心距离 管心距
沿六边形对角线上的管数 考虑到溴化锂溶液走壳程，溶液在加热过程中会汽化出大量水蒸汽，所以实际壳体内径预留20%的冗余长度。实际壳体内径 ，GB151-89对于公称直径小于等于400mm的换热器壳体可使用无缝钢管，本设计使用 的无缝钢管作为壳体[13]。管壳式换热器设计规范还指出，单根管道长度与壳体直径之比要在3-20之间，该设计满足设计规范要求。
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壳侧用折流板来支撑换热铜管，并保持换热铜管之间的距离，对壳侧流体按照指定的模式横流以及沿着管束流动起到导向作用。本设计选用弓形折流板，设计规范中指明弓形切口最佳大小一般为20%，弓形切口过大或者过小都会降低管束的换热性能；实际工程应用中折流板之间的距离为40%-50%的壳体内径最优；各弓形折流板相互呈180°交替布置[14]。本设计中弓形切口率选20%，对应的弧度为 ；折流板之间的距离为50%壳体内径，即0.065m；根据GB151-1999中规定，折流板厚度选3mm。
4.3冷凝器的设计
换热量 , 冷却水的入口温度 ℃，冷却水的出口温度
℃，冷却水的流量 ，冷剂蒸汽的温度 ℃，饱和冷
剂水的温度 ℃。
平均温差
℃
考虑到套管式换热器结构紧凑，制造简单，价格便宜，本设计选用套管式换
热器作为冷凝器，内管为 32×0.8mm的铜管，外管为 38×2mm的无缝钢管，内管走冷却水，外管走制冷剂。
（1）内管管内侧换热系数计算：
管内水的流速
由定性温度 ℃，查表可知：
水的运动黏度
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由经验公式（旺盛湍流传热系数），可有：
（2）内管管外侧换热系数计算：
由定性温度 ℃，查饱和水物性参数图表得： 液膜密度
液膜的动力黏度 液膜导热系数 汽化潜热 铜管与无缝钢管之间的当量直径
考虑到不凝性气体以及液膜增厚使传热恶化，按膜状凝结考虑，使用《传热学》中经过修正的相变换热经验公式（7-4）：
（3）冷凝器中污垢热阻计算：
查《传热学》表10-1中净化水污垢热阻 （4）铜管的热阻计算：
导热系数 ,查《传热学》附录2可得
（5）总换热系数（以铜管外表面换热面积为基准）计算：
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（6）换热面积计算：
实际换热面积预留10%的冗余面积，用以照顾某些未涉及因素，则换热器面积的实际取值 。
管道总长：
盘管一圈周长约为1.1m，管子约盘绕8圈
4.4蒸发器的设计
换热量 , 冷风进口的温度 ℃，冷风出口温度 ℃，
冷风流量 ,水的蒸发温度 ℃，变为14℃的饱和水蒸汽。
平均温差
℃
本设计选用空气冷却器式的蒸发器，由于空气冷却器直接靠制冷剂水的汽化来冷却空气，不使用中间冷却介质，因而冷量损耗小，且空气降温速度较快。其结构紧凑，使用与维护都比较方便。
该蒸发器内部为连续整体式铝套片，选用的 铜管以正三角形的
方式排列，管间距 ，排间距 ，铝片厚 ，片距 ，铝片导热系数 ,
选用型号为CBF-400的轴流风机，风量 ,风压为215Pa，相应的电机功率 。
预选迎面风速 [15]，则迎风面积：
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取沿蒸发器高度方向为20根管子，则蒸发器高 ，单管有效长度：
考虑到适当裕度，单根管长取0.85m，则实际迎面风速：
表4.1 空气冷却器几何和结构参数计算值表[16]：
名称 套片后管外径 管内径 当量直径 公式 单位 m m 结果 0.0103 0.009 2.967 mm 单位管长翅片表面积 0.509 单位管长翅片间基管外表面积 0.030 0.539 0.03236 0.02827 0.03032 19.06 21.56 0.88 0.89 0.55 3.45 单位管长总外表面积 单位管长外表面积 单位管长内表面积 平均直径单位管长处表面积 肋化系数 肋通系数 肋效率 肋面总效率 净面比 最小截面流速 （1）空气侧换热系数计算：
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由定性温度
℃查表可知： 密度
定压比热容 普朗特数
运动黏度
导热系数
忽略空气析湿的影响，根据《制冷原理及设备》第三版中正方形肋片管束用
于蒸发器，表面换热系数公式（9-51），
式中：套片后管外径
片距
肋片高度
(2)管内侧换热系数计算：
汽化潜热
a.由定性温度 ℃所对应的饱和水，查表知 干度
溶液动力黏度 溶液定压比热容 溶液密度
溶液导热系数
b.由定性温度 ℃所对应的干饱和蒸汽，查表知 干度
蒸汽动力黏度 蒸汽定压比热容
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蒸汽密度 蒸汽导热系数
制冷剂总质量流量为：
实际流速为：
液相弗劳德数：
液相雷诺数：
液相普朗特数：
水流过管内表面换热系数：
假设热流密度 ,则沸腾特征数：
对流特征数：
当 时, ， ， ， ， 管内沸腾时汽液相表面换热系数[17]：
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（3）管内污垢热阻忽略，依据相关文献[18]取管壁热阻以及其他热阻之和为 。
（4）总传热系数计算：
（5）以外表面积为基准所对应的热流密度为：
（6）以内管面积为基准所对应的热流密度为：
与假设的 误差较小，假设成立。 （7）蒸发器所需内部换热面积为：
蒸发器所需外部换热面积为：
蒸发器所需管长为：
取空气的流动方向所对应的管排数为2排，则换热总管长为： 实际管内的传热面积为：
所以，该蒸发器沿空气流动方向所对应的管排数为2排，竖直方向上为20根串联蛇形管子。
4.5吸收器的设计
本设计为使吸收器的吸收性能性能更明显，吸收器上部采用雾化效果良好的喷嘴喷淋[19] 。从发生器流过来的溴化锂浓溶液首先进入吸收器中的吸收预冷器，经过冷却水冷却降温之后再与吸收泵加压的溴化锂稀溶液相混合经喷嘴雾化喷淋到吸收器中。
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换热量 , 冷却水的入口温度 ℃，冷却水的出口温度 ℃，冷却水的流量 。溶液热交换器出口浓溶液 ℃，稀溶液进口温度 ℃，吸收器中经过喷嘴喷淋的溶液温度为 ℃，浓度 ，吸收泵流量（喷淋溶液量） m3/h。
吸收预冷器选用江苏宝得换热设备有限公司制造的 BL-14型钎焊式板式换热器。具体的规格参数为：换热面积为 ,换热片厚度为0.32mm，换热片包厚度为 mm,单通道截面积为0.000175 ，当量直径4.6mm，流道的计算宽度 71mm。（N为换热器片数），材质为316L不锈钢，流动方式为逆流。 （1）冷却水侧传热系数计算：
管内冷却水平均温度
冷却水流速
由定性温度 ℃，查表知 水的运动黏度
由经验公式（旺盛湍流传热系数），可有：
（2）溶液侧传热系数计算：
由定性温度 ℃ 浓度 ，查表知
溶液运动黏度
溶液导热系数 溶液动力黏度 溶液比热容 普朗特数
溶液流速
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根据齐德-泰特公式：（忽略不均匀物性场对换热系数造成的影响）
（3）吸收器中污垢热阻计算：
查《传热学》表10-1中净化水污垢热阻为 （4）板片的热阻计算：
壁厚
导热系数 ,查《传热学》附录2可得
（5）总换热系数（以管外侧的换热面积作为基准）计算：
（6）换热面积计算：
片
当换热器片数取35片时，总换热面积为0.462 ，正好预留将近10%的冗余面积。所以该型号的钎焊式板式换热器片数选35片装。
吸收预冷器出口的溴化锂浓溶液经过喷嘴雾化喷淋到吸收器内，完成整个传热传质过程[20]。
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4.6溶液热交换器的设计
机组运行时，发生器中的溴化锂浓溶液与吸收器中的溴化锂稀溶液在溶液热交换器中进行换热过程，吸收了热量的溴化锂稀溶液温度升高，并流入到发生器内，与发生器内的浓溶液相混合，溶液热交换器降低了制冷系统对加热热源热负荷的压力，提高了机组的性能。
选用江苏宝得换热设备有限公司制造的 BL-14型钎焊式板式换热器，具体规格参数为：换热面积为 ,换热片厚度为0.32mm，换热片包厚度为 mm,单通道截面积为0.000175 ，当量直径4.6mm，流道的计算宽度 71mm。（N为换热器片数），材质为316L不锈钢，流动方式为逆流。
溴化锂稀溶液进口温度 ℃，出口温度 ℃， 溴化锂浓溶液进口温度 ℃，出口温度 ℃， 传热温差：
℃
（1）低温侧传热系数计算：
流速
由定性温度 ，
溶液浓度为 ，可查出下面参数值：
溶液导热系数 溶液比热容 溶液的动力黏度 普朗特数 溶液密度
溶液运动黏度
，属于层流
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根据齐德-泰特公式：
忽略不均匀物性场对传热过程造成的影响，
（2）高温侧传热系数计算：
由定性温度
溶液浓度为54.1%，可查出下面参数值：
溶液导热系数 溶液比热容 溶液的动力黏度 普朗特数 溶液密度
溶液运动黏度
流速
根据齐德-泰特公式：
忽略不均匀物性场对传热过程造成的影响，
（3）换热器中污垢热阻计算：
查《传热学》表10-2中腐蚀性溶液污垢热阻 （4）板片的热阻计算：
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壁厚
导热系数 ,查《传热学》附录2可得 （5）总换热系数计算：
:
（6）换热面积计算：
片
当换热器片数取11片时，总换热面积为0.126 ，正好预留将近10%的冗余面积。所以该型号的钎焊式板式换热器片数选11片装。
4.7连接管道的选型
（1）热水管径
选用DN32的镀锌钢管（ 42.3×5.15 ），
热水流速
（2）冷却水管径
选用DN32的镀锌钢管（ 42.3×5.15 ），
热水流速
（3）发生器至冷凝器段管径
43℃下蒸汽比容为16.81 ，蒸汽流量为10.72 。选用 80×5.0 的冷轧无缝钢管，
蒸汽流速
（4）蒸发器至吸收器段管径
14℃下蒸汽比容为82 ，蒸汽流量为10.72 。 选用 的冷轧无缝钢管，
蒸汽流速
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（5）吸收器至发生器段管径
稀浓溶液侧统一选用 10×1.0 的冷轧无缝钢管，
溶液流速
4.8系统用泵的选型
磁力泵结构紧凑、体积小、噪声低、泵体的过流部件完全密封、运行可靠，广泛应用于腐蚀、易漏液体的输送。
（1）加热热水流量为1.64 ，选用型号为16CQ-8的磁力驱动泵，流量 ，扬程8m，电机功率180W。
（2）冷却水流量为2.63 ，选用型号为20CQ-12的磁力驱动泵，流量 ，扬程12m，电机功率370W。
（3）发生泵流量为0.07m3/h，选用型号为MP-6R的磁力驱动泵，流量 ，扬程0.8m，电机功率3W。
（4）吸收泵流量为0.31m3/h，选用型号为MP-15R的磁力驱动泵，流量 ，扬程1.5m，电机功率10W。
5 总结
太阳能溴化锂吸收式制冷系统利用太阳能集热器收集热量并加热热水，以热水作为热源，对发生器中的溴化锂溶液进行加热，从而改变溴化锂溶液的浓度，利用发生器和吸收器中的产生的溶液浓度差来制冷。系统中绝大部分为换热设备，整个系统运动部件较少，只有溶液泵和风机消耗少量电能，有较好的环境效益。
目前国内外吸收式制冷技术已经日趋成熟，但都局限在大型化。本设计给定7kW的制冷量，旨在通过热力循环分析以及热力设计使吸收式制冷系统小型化。本设计将太阳能热利用技术与吸收式制冷技术结合，通过合理选择设计参数，对制冷系统的各个环节的主要设备的热负荷、流量进行了热力计算，并对制冷系统的热平衡误差进行了计算校验。利用热力学基本原理对系统的性能指标：性能系数COP、热力完善度以及热源单耗进行分析计算。最后利用传热学相关知识对系统中主要的换热设备进行了设计与选型，发生器选用管壳式换热器；冷凝器选用套管式换热器；蒸发器选用空气冷却器式蒸发器；吸收预冷器与溶液热交换器选
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用板式换热器；计算出各个换热设备所需的面积，合理选择换热设备的结构、尺寸以及流速。该制冷系统配备全玻璃真空管U形管集热器来收集太阳光照所产生的热量，更好的提高了加热热源的温度，大大提高了吸收式制冷系统的制冷性能，采用蓄热水箱减轻太阳光照强度不稳定性对加热热源温度造成的影响。由于该套制冷系统的主要设备为换热器，动力源为太阳能集热器所加热的热水，系统中只有溶液泵以及强制对流风机消耗电能，系统运行时能耗很小，符合国家节能减排的相关政策。
本设计也存在部分不足之处，本设计只停留在理论计算部分，本设计中涉及大量的传热计算，而采用的传热系数关联式部分来自于纯理论分析，很多计算理念趋于理想过程，计算结果比较粗略，可能会与实际情况有一定的差距，具体细节内容还需经过大量实验验证进行优化调整。
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英文原文
Solar Thermal Based Power and Vapor Absorption Refrigeration
System
R.Shankara,T.Srinivasb
a
VIT University,Vellore-632014,Tamil Nadu,lndia VIT University,Vellore-632014,Tamil Nadu,lndia
Abstract
b
The system combines the refrigeration cycle and power generation cycle using solar thermal as source. The current dual effect VAR system has two generators, to meet the choice of only power/only cooling/both power and cooling.The strong refrigerant solution (aqua ammonia) from the absorber is divided in to two streams and one flows to the first generator and heats by solar thermal heat, then turbine. This produces the maximum power to the maximum vapour aqua ammonia as inlet to the turbine and these changes with temperature and pressure and made the cooler effect at exit of turbine. The balance mass goes to the second generator for refrigeration and it is single effect refrigeration. Thus the system cooling and power have been integrated to get two benefits from a single system.
©2012 Published by Elsevier Ltd. Selection and/or peer-review under responsibility of Noorul Islam Centre for Higher Education open access under CC BY-NC-ND license.
Keywords: Solar thermal powers; double generator; mass separation and aqua ammonia. 1. Introduction
In the present world the need of power is increased day by day which gives the usage of solar thermal power, simultaneously the refrigeration for both industrial and domestic. The combined power and cooling is proposed in the literature [1一11] by the various heat sources. In this proposed model, double generator is provided to increase the efficiency of power and cooling. It helps to operate both power and refrigeration or
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single cycle at a time (depending on the purpose). The proposed model is used to choose the cycle by using the simple valve (mass separator).The main objective of the current model is to increase the performance of combined power and cooling by the use of solar thermal by varying the pressure and mass separation with respect to solar thermal temperature. By using ammonia with waste heat as source, the power is produced and first proposed by Kalina[6-8]. In combined power and refrigeration, proposed by Goswami[1-4] the ammonia is vapour after turbine and produces cooling athigh generator pressure. This model is designed and developed by using the thermodynamic properties of aqua-ammonia system developed by Ziegler and Trepp [14].The proposed model gives separate cooling and power at low pressure and double cooling (after turbine) with power at high pressure.
Nomenclature
W Power
QE Evaporator cooling QT Cooling made by turbine x Concentration
2. Combined Power and Cooling system
The solar thermal based combined power and cooling is shown in the Fig.l.The aqua ammonia mixture is used as source for power and cooling. In this cycle ammonia is the refrigerant and water as is the absorbent due to the high difference in their boiling point and high enthalpy. It has double generator with array of solar thermal collectors, one for refrigeration cycle and other for power cycle respectively. This cycle helps to meet the need of only power/ only cooling /both power and cooling. 2.1. Assumptions
· Effectiveness of heat exchanger is considered as 85%. · The refrigerant at evaporator exit is 5℃.
· The isentropic efficiency of the pump and turbine is 75%.
· The global solar radiation is considered as 900W/mz with a beam component of
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680W/m2.
· The concentration difference between the dephlegmator inlet and outlet is 8%. · The degree of superheat 10 ℃.
The aqua-ammonia mixture from the absorber is separated by two equal mass for power and refrigeration with concentration of 40-55%.The ammonia is converted as vapour in generator for its low boiling point with solar thermal as heat source. The rich ammonia vapour is moving to the dephlegmator (reflux condenser) with some amount of water vapour, the heat rejection takes place in the dephlegmator results in pure ammonia vapour. The rich ammonia vapour is fed to super heater before the inlet of turbine provided by solar thermal. The power is produced by the turbine and expansion process of ammonia takes place and still vapours in phase [1-2, 4]. The balance mass is fed to the second generator and the rich ammonia vapour is again divided in to two, with one half mass is fed to the inlet of the dephlegmator connected to the first generator. The remaining mass is goes to the dephlegmator, which gives pure ammonia by heat rejection process. The ammonia vapour is condensed in the condenser and the ammonia vapour is converted as saturated liquid. The expansion process takes place by throttle valveand the pressure is reduced and the temperature. By the heat absorption in the evaporator the ammonia vapour occurs at the exit. 2.2. Mass separation
To meet the need of only power/only cooling/both power and cooling the double generator takes place, separated by mass separated valve 1 .To get only power, the port (point 12) is closed and mass flows through point 3 and power generation takes place. If the port (point 3) is close, only cooling is produced. Both power and cooling is obtained when both point 3 and point 12 port is open. The valve 2 is used when there is a need of high power and limited cooling, (port of point 17 and point 23 are open).
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Fig .1. Diagram of proposed model
3. Results and Discussions
The power produced, depends on the concentration of aqua-ammonia and it gives performance at the range of 0.45.-0.6%It has two working pressure because of variation in the turbine exit temperature. The Fig.2 is drawn between the temperature, power output(W)，and cooling load(QE)at various concentration. It clearly shows that the power is maximum at the certain pressure depends on the concentration and then decreases. It shows the output is depending on the solar thermal temperature for maximum power and cooling. Concentration limits to 0.43-0.58 and temperature range of 353.16-413.16K the system will operate and by maintaining the turbine inlet concentration of 0.99.The maximum power of 58.751 kW are get at 383.16 K at x=0.58 strong solution concentration. The power (W) and QT are increasing at certain temperature concentration. The QT various with and then power gets decreasing at constant turbine inlet concentration and temperature and start the room temperature when sink temperature and concentration. The need of cooling evaporator and turbine exit, the working pressure is high. strong solution decreasing from is high in both evaporator and turbine exit, the working pressure is high.
Fig. 2. Power and cooling performance variation with source temperature and turbine concentration of 0.99Fig. 2. Power and cooling performance variation with
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source temperature and turbine concentration of 0.99
Fig. 2. Power and cooling performance variation with source temperature and turbine concentration of 0.99
Table .l. Output at various mass ratio at constant temperature and concentration
The solar thermal cylindrically parabolic focussing collectors helps to get temperature up to 573.16 K and more, that the system can be easily run at high temperature to get maximum power only. Table .l. shows various mass ratio for both power and cooling and it helps to choose the perating conditions. For getting both cooling and power with high efficiency, we were choosing the operating temperature of 383.16 K with 0.58 concentration and analyses are done using MATLAB, results shown in the Table.2. By considering the absorber exit mass of 1 kg/s, it gives the maximum
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power of 58.75 kW and 91.57 kW of cooling with turbine exit temperature of 267.58
Table.2. Material flow details of 0.5 mass ratios for both power and cooling at a collector temperature of 383.16 K, 0.45 strong solution concentrations, 1 kg/s of strong solution flow rate.
If the operating pressure is high, the turbine exit temperature is low (cooling) and cooling by evaporator is increased at the low pressure. But at the certain pressure we can get both double cooling and the power (optimum pressure). The proposed combined solar thermal power and cooling can be worked at various ranges of temperature depends on the need of cooling, power or both. The table clearly shows the optimum working concentration and temperature. The turbine exit cooling is obtained at 383.16 K, 12.5 bar, because it depends on the pressure. The turbine exit temperature reduces more up to 259.36 K (x=0.58) whereas the evaporator temperature is 261.31 at 0.45 concentration. At concentration 0.58 and temperature of 353.16 K, the system unable to work because of the source pressure is less compared to the sink pressure given in the Table.3.
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Table.3. Optimum operating for both power and cooling at various concentration and temperature
The only power works in the process of Goswami cycle [1, 2] and we get more power less cooling. The only cooling cycle works under refrigeration cycle and we get more cooling only. Here the integrated of both cycle gives more power and cooling and user friendly in needs. We can choose only power or only cooling or both power and cooling by simply changing the mass flow valve at point 3&12. The combined power and refrigeration cycle works at various ranges of temperature and concentration as shown in the Table.3 and it helps to choose the operating condition for our needs. 4. Conclusions
The proposed model develops the working condition for combined power and cooling at domestic and industry level. The difficulty of only power or only cooling is rectified here and proposed combined cycle is used to choose any degree of power or cooling or both power and cooling simultaneously. By integrating solar thermal based power and cooling cycle the performance of cycle is increased by getting the maximum power and cooling output. For both power and cooling we can choose the temperature of 383.16 K with concentration of 0.58. The mass 1 kg/s at exit of absorber, it gives the maximum power of 58.75 kW and 91.57 kW of cooling with turbine exit temperature of
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267.58 References
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中文译文
太阳能蒸汽吸收制冷系统
香卡a，斯瑞提b
a
VIT 大学，韦洛尔-632014，泰米尔纳德邦，印度 b
VIT大学，韦洛尔-632014，泰米尔纳德邦，印度
摘要
该系统综合利用了太阳能的热量作为动力来实现制冷循环和发电循环。这套具有双重循环效果的VAR系统携带两个发电机，以满足只发电、只制冷、既发电又制冷的多重需要。来自吸收器的强效制冷剂溶液（氨水）被分流到两个支路，一路流至第一发生器并利用太阳能的热量作为热源进行加热，然后流经涡轮机。这将产生大量的电能，大量的氨水蒸汽从入口流至涡轮机，使氨水蒸汽在涡轮机出口的冷却器中温度和压力发生改变。同等质量的氨水溶液流至第二发生器用于制冷，这就是单一的制冷。因此，该系统的制冷和提供动力都由一个单一的系统所提供。
⑥2012下Noorul伊斯兰教艾斯公司摘选出版，通过本行业评议中心的认证并获得CC BY-NC-ND公开许可。
关键词：太阳能热利用;双效发生器;大规模分离；氨水。 1.简介
当今世界电力日益紧缺，这使得太阳能热利用不断增加，同时制冷工业的不断发展以及国家获得独立自主的知识产权。早在文献[1一11]中就提出由各种热源作为动力来实现同时提供动力和制冷。这套系统模型利用发电机以增加发电和制冷的效果，它可以用来改变提供的发电量大小和制冷量或者单效循环的时间（这些取决于用途）。该模型是用来选择循环通过简易阀门（质量隔板）的模型。太阳能热利用系统通过改变溶液压力以及溶液质量分离从而改变其温度。通过使用氨水溶液携带的热量，从而产生动力以加大其联合发电和制冷性能，这套理论最早由卡利纳提出[6-8]。在联合动力和制冷中，哥斯瓦米提出的氨汽蒸汽轮机[1-4]，在压力较高的发生器内产生制冷。这个模型的设计和研究所依据的热力学性质理论由齐格勒和特里普提出的氨水系统的发展[14]提供，该理论提出了在较低的压力
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下单独制冷和生产电力以及在较高压力双重制冷（涡轮之后）和提供动力的模型。
命名法
W 功
QE 蒸发冷却的热量 QT 通过涡轮所散发的热量 X 浓度 2.联合动力和制冷系统
以太阳能热为基础的联合发电和制冷系统图1，氨水混合物作为提供动力和制冷的工作介质，在整个循环中的氨水是作为制冷剂，因为其沸点较低，焓差变化大，具有强吸收性。该系统具有双重发生器，太阳能集热器作为其中一个发生器用于制冷循环。如此循环，有助于满足只发电，只制冷，既发电又制冷的需求。 2.1假设
· 热交换器的效率为85％。
· 蒸发器出口处的制冷剂温度为50℃。 · 泵和涡轮机的等熵效率为75％。
· 全球太阳能辐射强度为900W/ m2，光束分量为680W/ m2。 · 分馏塔入口和出口之间的浓度差为8％。 · 过热度为10℃。
吸收器中的氨水溶液由提供动力和制冷的40-55％的两个同等质量的溶液组成。该氨水溶液的浓度在蒸汽发生器中发生变化，其沸点较低的特点使得太阳能光热可以作为热源。大量的氨水蒸汽流至分馏塔（回流冷凝器），经过水冷作用，氨水蒸汽在分馏塔中放热变成纯氨蒸汽。分馏塔（回流冷凝器）入口之前部分氨蒸气流至由太阳能光热提供热量的过热器，再流经涡轮机。氨蒸汽在涡轮机里发生膨胀过程，使得涡轮机产生动力。流经涡轮机的氨蒸汽相态也发生变化。 [1-2，4]。同等质量的氨水溶液流至第二个发生器和大量的氨蒸气再次被分成两路，其中一半质量的氨水溶液流至所述的分凝器的入口所连接的第一发生器。剩余的氨水流入分馏塔，使纯氨完成散热过程。氨蒸汽在冷凝器中冷凝，氨蒸汽转化为饱和溶液。其通过节流阀发生膨胀过程，溶液的压力和温度都降低。在蒸发器出口处
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的氨水溶液因为吸收了热量变成蒸汽。 2.2质量分离
为了满足只发电/只制冷/同时提供动力并且制冷都要在该双效发生器中进行，就要使溶液在质量分离阀1分离。要使得只发电，端口（12点）关闭，大量的工质溶液通过3点流入从而使得系统生产电力。如果从端口（第3点）旁边流过，只产生制冷效果。发电和制冷时通向3点和12点的端口都是允许流通的。阀2用于当有需要较高的电功率和适量制冷的时候，（端口17点和23点都是开放的）。
图1提出的模型图
3.结果与讨论
发电量的大小，取决于氨水在0.45-0.6％的性能范围内浓度的变化，因为在涡轮出口处的温度受两个工作压力的影响。图2是温度、电力输出（W）以及制冷负荷（Q E）在不同浓度之间的变化情况。它清晰地表明，发电功率的峰值在相同压力下取决于浓度的大小，随着压力的下降而下降。它表明了输出的最大发电功率和制冷取决于太阳能热温度。溶液浓度范围在0.43-0.58和温度范围在353.16-413.16K时系统将工作，直到溶液溶度为0.99。当浓溶液温度为383.16K，浓溶液浓度X =0.58时获得涡轮机最大功率58.751kW。涡轮机功率（W）和QT是
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在一定的温度下随着浓度的增加而增加。 QT以及功率随着涡轮进汽浓度和温度下降而下降，并开始受室温影响。制冷需要蒸发器和涡轮出口处的工作压力高。
图2制冷和发电随温度和涡轮内浓度为0.99的散热性能的变化
表1恒定的温度和浓度下不同质量比的输出
太阳能热利用圆柱抛物面聚焦集热器有助于获得高达573.16K甚至更高的温度，该系统很容易以仅获得最大功率而在高温下运行。表1显示出各种质量比的发电和制冷量的变化，它有助于选择的工作条件。为使得发电和制冷获得高效率，我们选择的工作温度为383.16 K浓度为0.58的溶液和使用MATLAB分析将结果显示在表2中。通过分析吸收器出口处流量为1kg/ s的工质量的变化，它给出了最
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大发电功率58.75千瓦和制冷功率91.57千瓦所对应的涡轮出口温度为267.58k。
表2质量比为0.5时发电和制冷在集热器温度383.16 K，浓度为0.45流量1kg/s的强水溶液的浓溶液
当工作压力高时，在低压力下的涡轮机出口处的蒸发器温度在较低（制冷）和制冷时将会增加。但在一定的压力下，我们可以同时获得双重制冷和发电的最佳压力。建议结合太阳能热发电和制冷的工作温度的范围取决于各种制冷，发电或者两者的需要。该表清楚地显示了最佳工作浓度和温度。，在涡轮出口处温度383.16 K压力12.5 bar的工质获得冷却，因为它依赖于压力。涡轮出口温度降低更可高达259.36 K（X =0.58），当浓度为0.45时而蒸发器温度为261.31K 。在浓度为0.58和温度为353.16 K，则系统无法工作，因为工作压力相比于表3给出的水槽中的压力要小。
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表3 发电和制冷在不同浓度和温度最佳工作
仅仅发电在哥斯瓦米循环的过程中 [1,2]，我们得到更多的发电功率以及更少的制冷。仅仅制冷循环工作下，制冷循环，而我们只得到更多的制冷。这里综合
这两个周期中获得更多的发电和制冷以及很好的满足用户的需求。我们通过简单地改变流量阀3点和12点的质量流量来选择只发电或只制冷或同时进行。综合了发电和制冷循环工作时的温度和浓度范围在表3表示，它有助于选择适合我们的需要的工作条件。 4.结论
该模型在国内发展的工作条件，结合发电和制冷行业层面只发电或只制冷所处的困境在这里纠正并提出联合循环用于选择发电或制冷或二者同时，并同时提高他们的利用程度。由基于太阳能集热通过获得最大的发电和制冷输出来提高发电和制冷循环周期的性能。对于这发电和制冷两者，我们可以选择的温度为383.16 K浓度为0.58。吸收器的出口处的质量流量为1kg / s，它给出的最大功率为58.75千瓦和91.57千瓦与涡轮出口温度制冷温度为267.58K。 参考文献
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致 谢
大学四年基础与专业知识的学习培养了我独立思考和解决问题的能力，本学期四个多月的毕业设计，使我对大学期间所学的知识有了更深层次的了解。
在论文的写作期间，得到了张辉老师的亲切关怀和悉心指导，张老师严谨的态度和踏实的作风给我留下了深刻的印象。张老师对我的严格要求和热诚关怀使我无论在知识的学习上还是在认识的视野上都收获良多。更在这即将过去的与张老师相处的近四年时间里，在与张老师的每每座谈与交流中，张老师强烈的事业心、循循善诱的教诲令我终生难以忘怀，成为我人生成长中永远的财富，激励着我奋发向上。在此，向我的毕业设计指导老师张辉老师致以最崇高的敬意和最衷心的感谢!
其次，感谢每天与我一起奋斗的小伙伴们。感谢你们与我一起探讨、分享专业知识。
最后，感谢大学四年以来所有老师的谆谆教诲，也感谢那个勤劳朴实的自己，为我今后从事热能与动力工程专业相关工作打下坚实的专业知识基础。
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