吳學(xué)強(qiáng)

目前,關(guān)于溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)大多是針對(duì)夏季除濕過(guò)程的計(jì)算模型及實(shí)驗(yàn)的研究,但對(duì)冬季工況下空調(diào)運(yùn)行模式的研究卻較少。江億提出了一種通過(guò)噴水對(duì)排風(fēng)熱回收的新風(fēng)機(jī)組,并對(duì)夏、冬季工況下機(jī)組性能進(jìn)行了測(cè)試[1]。劉雄等人提出了一種可全年運(yùn)行的熱回收式溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng),通過(guò)計(jì)算和分析表明:蒸發(fā)式冷卻器是影響冬季熱回收量的主要因素[2]。本文提出了一種利用回風(fēng)全熱回收型的溶液新風(fēng)機(jī)組和空氣源熱泵的組合新系統(tǒng),并對(duì)其進(jìn)行了理論計(jì)算和分析。

1 系統(tǒng)組成和工作原理

新風(fēng)機(jī)組工作原理如圖1所示。在溶液循環(huán)子系統(tǒng)中,上層溶液和濕熱的回風(fēng)接觸進(jìn)行熱質(zhì)交換,濃度較稀,溫度較高;下層溶液和干冷的新風(fēng)接觸進(jìn)行熱質(zhì)交換,濃度較大,溫度較低。下層溶液通過(guò)泵5輸送到上層溶液槽中,與除濕后稀溶液混合后,進(jìn)入板式換熱器降溫,通過(guò)泵 4、泵3噴淋至填料 D,C,吸收回風(fēng)熱濕量。上層溶液槽有一個(gè)溢流口,流量由泵5控制。上層溶液溢流回下層溶液槽,混合后通過(guò)泵 1、泵 2進(jìn)入板式換熱器,通過(guò)板換被加熱后,在填料A,B中向新風(fēng)傳遞能量和水蒸氣。這樣以溶液為媒介,使得能量和水蒸氣從濕熱的回風(fēng)側(cè)轉(zhuǎn)移到干冷的新風(fēng)側(cè),完成對(duì)回風(fēng)的全熱回收。

熱泵子系統(tǒng)工作時(shí),將四通閥70切換至冬季工況,電子膨脹閥4全開,電子膨脹閥5正常工作。制冷劑流程如圖2所示,低溫低壓制冷劑蒸氣①進(jìn)入壓縮機(jī)1后,被壓縮成高溫高壓制冷劑過(guò)熱蒸氣②,經(jīng)過(guò)四通閥70的通道74后進(jìn)入新風(fēng)換熱器 3,在其中通過(guò)間接熱交換放出熱量,將新風(fēng)加熱至送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)0后,制冷劑變成高溫高壓液體③,再經(jīng)過(guò)電子膨脹閥4,單向閥80的通道83進(jìn)入室外第一換熱器2,在其中與室外空氣和室內(nèi)回風(fēng)的混合物進(jìn)行間接熱交換,放出熱量后被過(guò)冷,過(guò)冷后的制冷劑液體④被電子膨脹閥5節(jié)流,制冷劑變成低溫低壓氣液兩相混合物⑤,進(jìn)入室外第二換熱器6,在其中通過(guò)間接熱交換吸收室外回風(fēng)的熱量,變成低溫低壓制冷劑蒸氣①,再經(jīng)過(guò)單向閥80的通道81、四通閥70的通道 72進(jìn)入壓縮機(jī)1被壓縮。

2 計(jì)算模型及性能指標(biāo)

新風(fēng)機(jī)組中溶液與空氣的接觸方式為叉流式,故本文在除濕器和加熱加濕器傳熱傳質(zhì)過(guò)程計(jì)算中,采用文獻(xiàn)[3]中提出的計(jì)算模型。通過(guò)對(duì)傳熱傳質(zhì)控制方程及邊界條件進(jìn)行有限差分離散化后,利用MAT LAB語(yǔ)言進(jìn)行編程模擬計(jì)算和分析。本文在計(jì)算和分析新風(fēng)機(jī)組性能系數(shù)COP,TCOP和COPh值時(shí),與文獻(xiàn)[2]取相同的性能指標(biāo)。

3 性能分析

室外典型工況采用西安地區(qū)冬季空調(diào)室外計(jì)算參數(shù),溫度為-8℃,含濕量為1.3 g/kg;送風(fēng)溫度為26℃,含濕量為5 g/kg;室內(nèi)回風(fēng)溫度為20℃,含濕量為5.8 g/kg?？諝庠礋岜醚h(huán)過(guò)程中,冷凝溫度為30℃。機(jī)組新風(fēng)量為1 680 m3/h,排風(fēng)量為新風(fēng)量的80%,內(nèi)、外循環(huán)溶液流量均為進(jìn)入兩級(jí)除濕器溶液流量之和的8%,板式換熱器效率為80%。在上述參數(shù)條件下,對(duì)本文提出的新風(fēng)機(jī)組的性能進(jìn)行理論計(jì)算和分析,結(jié)果見(jiàn)圖3,圖4。

圖3,圖4為加熱加濕器入口空氣干球溫度為-8℃,含濕量由0.8 g/kg升高至1.8 g/kg時(shí),性能系數(shù)COP,TCOP和COPh的值。由圖可知,三個(gè)性能系數(shù)值均隨空氣含濕量增加而減小,減小幅度分別為26%,24%和10%。

圖5,圖6為除濕器入口空氣含濕量為1.3 g/kg,空氣干球溫度由-12℃升至-4℃時(shí),系統(tǒng)的性能系數(shù)COP,TCOP和COPh的值。由圖可知,三個(gè)性能系數(shù)均隨加熱加濕器進(jìn)口空氣溫度升高而增大,增幅度分別為43%,46%和8%。

由以上分析可知,新風(fēng)機(jī)組性能系數(shù)受室外新風(fēng)溫度變化的影響較大,而 T受濕度變化的影響較小。這主要因?yàn)槎臼彝庑嘛L(fēng)干燥,空氣中含濕量變化較小,故對(duì)新風(fēng)機(jī)組性能的影響亦較小。另一方面,本文所提新風(fēng)機(jī)組運(yùn)行性能較高,這是因?yàn)樵谂棚L(fēng)道中布置了蒸發(fā)器和過(guò)冷器,通過(guò)蒸發(fā)器進(jìn)一步回收室內(nèi)排風(fēng)熱量,通過(guò)引入室外寒冷新風(fēng)使得流經(jīng)過(guò)冷器的制冷劑獲得較大的過(guò)冷度,降低了制冷循環(huán)節(jié)流損失,從而優(yōu)化了系統(tǒng)性能。

4 結(jié)語(yǔ)

1)本文所提出的利用溶液進(jìn)行全熱回收的新風(fēng)機(jī)組和空氣源熱泵的組合系統(tǒng),能多級(jí)回收利用室內(nèi)排風(fēng)熱量,降低新風(fēng)處理能耗,所采用的空氣源熱泵裝置在冬季循環(huán)過(guò)程中,可實(shí)現(xiàn)制冷劑過(guò)冷,從而優(yōu)化系統(tǒng)性能;2)以西安地區(qū)冬季空調(diào)室外計(jì)算參數(shù)為依據(jù),通過(guò)模擬計(jì)算和分析可得,新風(fēng)機(jī)組性能系數(shù)COP,TCOP和COPh分別為0.5,0.65和5.1;3)關(guān)于夏季工況新風(fēng)機(jī)組性能的分析還有待進(jìn)一步研究和探討。

[1]江 億.溫濕度獨(dú)立控制空調(diào)系統(tǒng)[M].北京:中國(guó)建筑工業(yè)出版社,2006.

[2]劉 雄,程麗娜,王春苗.熱回收式溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)制冷系統(tǒng)理論研究[J].流體機(jī)械,2008,36(12):70-74.

[3]劉曉華,江 億,曲凱陽(yáng),等.叉流除濕器中溶液與空氣熱質(zhì)交換模型[J].暖通空調(diào),2005,35(1):115-119.

[4]程立娜,王效民.空調(diào)除濕方式的初步分析[J].山西建筑,2008,34(30):198-199.