李學(xué)瑞，王德昌

（青島大學(xué)能源工程研究所，山東青島 266071）

0 引言

中高溫?zé)岜孟到y(tǒng)廣泛應(yīng)用于干燥、化工、采暖等行業(yè)[1-5]。隨著研究的深入和技術(shù)的發(fā)展，國內(nèi)外對中高溫?zé)岜孟到y(tǒng)的研究主要集中在新型制冷劑的開發(fā)、新型高壓制冷壓縮機(jī)的性能優(yōu)化、復(fù)合型熱泵系統(tǒng)的研發(fā)這3 個方面。天津大學(xué)[6]開發(fā)的中高溫?zé)岜霉べ|(zhì)BY5，在冷凝器側(cè)出水溫度和蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)水溫度差小于35 ℃時，性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）大于3.5；舒建國等[7]提出了基于冷凝熱回收的氨高溫?zé)岜孟到y(tǒng)，此系統(tǒng)可滿足40 ℃～80 ℃熱水需求。壓縮機(jī)性能優(yōu)化方面，在降低能耗的同時進(jìn)一步提高冷凝溫度[8]，新型壓縮機(jī)循環(huán)方案的開發(fā)[9-10]；太陽能[11-12]、微波[13]以及紅外線[14]與熱泵系統(tǒng)相結(jié)合的復(fù)合型熱泵系統(tǒng)，提高了系統(tǒng)的能量利用率、系統(tǒng)運行穩(wěn)定性和經(jīng)濟(jì)性。在熱力學(xué)分析方面，對熱泵系統(tǒng)組件的?分析，能夠發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)運行過程中的可用能損失情況，以便于提出熱泵干燥系統(tǒng)的改進(jìn)措施，提高系統(tǒng)的整體性能[15]，ERBAY 等[16]使用先進(jìn)的?經(jīng)濟(jì)性分析方法評定了地源熱泵食品干燥系統(tǒng)的成本來源和改進(jìn)潛力。分析結(jié)果表明，為了降低成本，最重要的系統(tǒng)部件是干燥風(fēng)道和冷凝器。CATTON 等[17]對一種板接觸型等溫?zé)岜酶稍餀C(jī)進(jìn)行了數(shù)值模擬，通過模擬研究了等溫?zé)岜酶稍锵到y(tǒng)比傳統(tǒng)熱泵干燥系統(tǒng)能量效率更高。GUNGOR 等[18]用燃?xì)怛?qū)動熱泵干燥裝置干燥了3 種芳香族植物（茴香、錦葵和百里香），使用?方法對干燥機(jī)及主要部件的性能進(jìn)行評價，提高系統(tǒng)性能最重要的部件是燃?xì)獍l(fā)動機(jī)，其次是干燥系統(tǒng)的排氣空氣熱交換器。馬一太等[19]對熱泵干燥系統(tǒng)進(jìn)行了有效能分析，給出了熱泵干燥系統(tǒng)各部分的?損系數(shù)，結(jié)果表明，系統(tǒng)的主要?損失來自于壓縮機(jī)、冷凝器和蒸發(fā)器，熱泵干燥系統(tǒng)存在一個最佳的蒸發(fā)溫度，此時干燥系統(tǒng)的?效率較高，除濕效果較好。

為了提高熱泵烘干的適用范圍和系統(tǒng)性能，設(shè)計了一套5 臺機(jī)組并聯(lián)、各級冷凝器梯級加熱和各級蒸發(fā)器梯級冷卻空氣余能全熱回收的熱泵系統(tǒng)。采用了5 個并聯(lián)（制冷劑側(cè)）的熱泵機(jī)組對干燥用循環(huán)空氣進(jìn)行處理，其供風(fēng)溫度可以達(dá)到64 ℃以上，以滿足中高溫工藝的生產(chǎn)要求。采用Aspen Plus軟件[20]，對所設(shè)計的5 臺機(jī)組并聯(lián)熱泵干燥系統(tǒng)的動態(tài)運行過程進(jìn)行了模擬，在此基礎(chǔ)上，對制冷劑在各熱泵單元中和空氣在熱泵干燥系統(tǒng)中的?變化進(jìn)行了分析。

1 多機(jī)組并聯(lián)熱泵干燥系統(tǒng)及空氣處理過程仿真模型立

1.1 多機(jī)組并聯(lián)熱泵干燥系統(tǒng)

所設(shè)計的多機(jī)組并聯(lián)熱泵干燥系統(tǒng)的原理圖如圖1所示，由5 套獨立的熱泵機(jī)組和1 臺循環(huán)風(fēng)機(jī)組成，每套熱泵機(jī)組均由1 臺壓縮機(jī)、1 臺安裝于風(fēng)道內(nèi)的蒸發(fā)器、1 臺安裝于風(fēng)道內(nèi)的冷凝器、1個儲液器、1 個干燥過濾器和1 個節(jié)流閥組成。熱泵機(jī)組蒸發(fā)器和冷凝器并聯(lián)安裝在同一風(fēng)道內(nèi)，循環(huán)風(fēng)機(jī)安裝在蒸發(fā)器與冷凝器之間的風(fēng)道內(nèi)，使循環(huán)空氣能夠依次經(jīng)過各熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器和冷凝器。五套熱泵機(jī)組按照循環(huán)空氣流經(jīng)蒸發(fā)器的順序，分別定義為#5 熱泵機(jī)組、#4 熱泵機(jī)組、#3 熱泵機(jī)組、#2 熱泵機(jī)組、#1 熱泵機(jī)組。

圖1 多機(jī)組并聯(lián)熱泵干燥系統(tǒng)原理圖

1.2 多機(jī)組并聯(lián)熱泵干燥系統(tǒng)熱泵機(jī)組流程

采用的單工質(zhì)制冷劑循環(huán)，空氣側(cè)與制冷劑側(cè)存在能量交換過程，在Aspen Plus 中選取對應(yīng)的模塊與流程，對不同環(huán)境溫度下的熱泵機(jī)組空氣處理過程進(jìn)行模擬，得到熱泵系統(tǒng)各設(shè)備進(jìn)出口制冷劑溫度變化、空氣進(jìn)出換熱器的溫度變化和各換熱器換熱量等相關(guān)參數(shù)。

建立的多機(jī)組并聯(lián)熱泵系統(tǒng)流程圖如圖2所示。在該流程圖中所使用的單元操作模塊有混合器模塊、換熱器模塊、壓縮機(jī)模塊和閥門模塊。圖2中編號COM1～COM5分別表示#1～#5 熱泵機(jī)組的壓縮機(jī)，為壓縮機(jī)模塊；V1～V5分別表示五套機(jī)組的節(jié)流閥，為閥門模塊；C1～C5分別表示#1～#5 熱泵機(jī)組的冷凝器，為換熱器模塊；E1～E5分別表示#1～#5熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器，為換熱器模塊。制冷劑的順序號為R1～R20，A1～A14分別代表流經(jīng)不同位置處的空氣流股信息。B1混合器模塊將干燥室A、干燥室B回風(fēng)A2、A3 和新風(fēng)A1 混合成混合空氣A，W1～W5為冷凝水。

在Aspen Plus 中通過序貫?zāi)K法進(jìn)行計算，前一個模塊的出口參數(shù)值可以作為后一個模塊的入口參數(shù)值，并通過調(diào)節(jié)模型的操作條件和初始物流的參數(shù)值使流程收斂。序貫?zāi)K法屬于穩(wěn)態(tài)模擬的一種計算方法，是一種開發(fā)最早、應(yīng)用最為廣泛的過程系統(tǒng)模擬方法[8]。

圖2 多機(jī)組并聯(lián)熱泵干燥系統(tǒng)模擬流程圖

1.3 模擬條件與物性方法選擇

模擬的工況條件為：

1）熱泵干燥系統(tǒng)的干燥室A 回風(fēng)溫度為45 ℃，相對濕度為45%，干燥室B 的回風(fēng)溫度為45 ℃，相對濕度為55%；

2）#1、#2、#3、#4 使用的制冷劑為R22，#5使用的制冷劑為R134a。#1、#2、#3、#4、#5 機(jī)組的高低壓分別為 1.5/0.5 MPa、1.75/0.55 MPa、2.3/0.6 MPa、2.6/0.7 MPa、2.2/0.5 MPa；

3）為了保證整個干燥系統(tǒng)的能量平衡，設(shè)定的新風(fēng)空氣質(zhì)量流量為1.47 kg/s，干燥室A、B 的空氣的質(zhì)量流量為1.95 kg/s。

模擬過程的假設(shè)條件為：

1）系統(tǒng)在穩(wěn)定條件下運行，為測定不同溫度下系統(tǒng)的運行性能，將新回風(fēng)比設(shè)定為1∶2.65。假設(shè)新風(fēng)入口溫度分別為15 ℃、20 ℃、25 ℃、30 ℃，相對濕度均為50%；

2）不考慮系統(tǒng)的管路能量損失，不考慮管路的液相積存；

3）節(jié)流滯止焓相等，即流經(jīng)節(jié)流閥前后的焓值相等；

4）壓縮機(jī)的等熵效率為0.9，機(jī)械效率為0.95。

本次模擬所選用的物性方法是根據(jù)Aspentech公司出版的《Aspen Plus 11.1 物性方法和模型說明書》中介紹的RK-SOAVE 方法，該物性方法適用于各溫度階段下混合物的模擬過程。

2 熱泵系統(tǒng)?計算模型

利用Aspen plus 軟件對熱泵機(jī)組的制冷劑和空氣流股進(jìn)行模擬仿真，得到制冷劑和干燥用循環(huán)空氣的溫度變化，并對熱泵各單元組件能量和能流進(jìn)行分析，獲得熱泵機(jī)組中能量損失情況。制冷劑和空氣的?流和比?的關(guān)系可以表示為[20]：

空氣側(cè)比?和空氣的平均比熱的計算分別如公式(2)和(3)所示[20]：

式中：

——空氣的平均比熱，kJ/(kg·K)；

Cpa——干空氣在常溫下比熱，kJ/(kg·K)；

ωia——空氣的含水量，g/kg；

Cpv——水蒸氣的比熱，kJ/(kg·K)。

制冷劑側(cè)比?的計算如公式(4)所示[20]：

式中：

er——制冷劑側(cè)比?，kJ/kg；

hr、h0,r——制冷劑進(jìn)出口焓值，kJ/kg；

T0——環(huán)境溫度，K；

Sr、S0,r——制冷劑側(cè)進(jìn)出口比熵，kJ/(kg·K)。

熱泵機(jī)組各部件的?損失的計算公式為[20]：

式中：

Ex,loss,com、Ex,loss,cond、Ex,loss,evap和Ex,loss,exp——壓縮機(jī)、冷凝器、蒸發(fā)器和節(jié)流閥的?損失；

exr,in、exr,out——制冷劑進(jìn)出口比?，kJ/kg；

exa,in、exa,out——空氣進(jìn)出口側(cè)的比?，kJ/kg。

3 模擬計算結(jié)果及討論

3.1 室外空氣干球溫度對熱泵系統(tǒng)性能影響

新風(fēng)回風(fēng)比例為定值時，溫度為15 ℃、20 ℃、25 ℃、30 ℃條件下的熱泵機(jī)組各部件的制冷劑出口溫度如圖3～7 所示。從圖中看出，#1～#5 熱泵機(jī)組的壓縮機(jī)制冷劑出口溫度范圍為84 ℃～103 ℃，冷凝器制冷劑出口溫度范圍為31 ℃～65 ℃，節(jié)流閥制冷劑出口溫度范圍為0 ℃～15 ℃，蒸發(fā)器制冷劑出口溫度在21 ℃～28 ℃之間。#1～#5 熱泵機(jī)組在不同新風(fēng)溫度時都能夠?qū)崿F(xiàn)平穩(wěn)的運行，壓縮機(jī)、冷凝器、膨脹閥、蒸發(fā)器的出口制冷劑溫度變化較小。#1 熱泵機(jī)組的冷凝溫度最低，#5 熱泵機(jī)組冷凝溫度最高，這與熱泵機(jī)組的布置位置有關(guān)。流經(jīng)#1 熱泵機(jī)組冷凝器的循環(huán)空氣溫度最低，同時，#1 熱泵機(jī)組的冷凝器中的制冷劑溫度最低；而#5 熱泵機(jī)組正好相反，流經(jīng)#5 熱泵機(jī)組循環(huán)空氣溫度最高，#5熱泵機(jī)組的冷凝器制冷劑溫度最高。

根據(jù)表1所示的模擬結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，室外氣溫降低，送風(fēng)溫度會相應(yīng)降低，在環(huán)境溫度為15 ℃時送風(fēng)溫度能夠達(dá)到64.79 ℃，而室外氣溫為30 ℃時，送風(fēng)溫度為66.97 ℃。4 種工況下送風(fēng)的溫度都在64 ℃以上，且相對濕度低于10%，環(huán)境溫度對機(jī)組的影響較小，滿足機(jī)組穩(wěn)定運行的要求。

圖3 #1熱泵機(jī)組各部件出口溫度隨室外氣溫變化

圖4 #2熱泵機(jī)組各部件出口溫度隨室外氣溫變化

圖5 #3熱泵機(jī)組各部件出口溫度隨室外氣溫變化

圖6 #4熱泵機(jī)組各部件出口溫度隨室外氣溫變化

圖7 #5熱泵機(jī)組各部件出口溫度隨室外氣溫變化

3.2 室外空氣干球溫度變化時熱泵機(jī)組的?變化

根據(jù)循環(huán)空氣經(jīng)過熱泵機(jī)組的狀態(tài)參數(shù)變化和熱泵各部件的出口制冷劑溫度變化，對熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器、冷凝器、節(jié)流閥和壓縮機(jī)進(jìn)行熱力學(xué)第二定律的?分析。?損失可以分為壓縮機(jī)?損失、傳熱?損失和節(jié)流?損失。熱泵機(jī)組各部件的?損失計算結(jié)果如圖8～11所示。圖8所示為壓縮機(jī)的?損失，從圖中可以看出，在不同的室外空氣干球溫度下，壓縮機(jī)的?損失較小，最大變化率為1.3%。

蒸發(fā)器和冷凝器?損失是熱泵機(jī)組中占比最大的傳熱?損失。熱泵機(jī)組的冷凝器和蒸發(fā)器?損失隨室外氣溫變化分別如圖9、10 所示。從圖9、10 中可以看出，#5 熱泵機(jī)組的冷凝器?損失最大，且隨著環(huán)境溫度的升高，冷凝器?損失降低；#1 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器?損失最大，隨著環(huán)境溫度的升高，#1～#3 熱泵機(jī)組蒸發(fā)器傳熱?損失增加，#4 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器傳熱?損失在20 ℃時達(dá)到最低，#5 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器?損失在25 ℃時達(dá)到最低。

式中：

δΠ/δQ——單位熱量的傳熱?損失；

tA——熱流體溫度，℃；

tB——冷流體溫度，℃；

Δt——冷熱流體之間的溫差，℃。

圖8 各種熱泵機(jī)組壓縮機(jī)?損失隨室外氣溫變化情況

圖9 各種熱泵機(jī)組冷凝器?損失隨室外氣溫變化情況

圖10 各種熱泵機(jī)組蒸發(fā)器?損失隨室外氣溫變化情況

表1 模擬所得空氣的狀態(tài)參數(shù)變化

根據(jù)公式(10)對蒸發(fā)器和冷凝器進(jìn)行?分析，在環(huán)境溫度T0為定值時，傳熱引起的?損失與ΔT和TA有關(guān)。參考制冷劑和循環(huán)空氣溫度的模擬結(jié)果，計算得出，在相同環(huán)境溫度條件下，從#1 熱泵機(jī)組到#5 熱泵機(jī)組的冷凝器的冷熱流體溫差逐漸增大，因此#5 熱泵機(jī)組的冷凝器傳熱?損失最大；對于相同熱泵機(jī)組來說，隨著環(huán)境溫度升高，冷凝器中冷流體空氣與熱流體制冷劑之間的溫差逐漸減小，因此冷凝器?損失降低。對于蒸發(fā)器?損失，在相同環(huán)境溫度條件下，從#1 熱泵機(jī)組到#3 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器的冷熱流體溫差逐漸減小，#1 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器冷熱流體溫差最大，因此，#1 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器的傳熱?損失最大；隨著環(huán)境溫度的升高，蒸發(fā)器中冷流體制冷劑與熱流體空氣之間的溫差增大，因此蒸發(fā)器?損失增加。對于#4、#5 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器?損失分別在20℃、25℃時達(dá)到最小值，主要由于在該條件下，蒸發(fā)器產(chǎn)生的冷量?為負(fù)值。

根據(jù)分析，可以從以下幾個方面減少蒸發(fā)器和冷凝器的傳熱?損失。

1）換熱器換熱系數(shù)不變時，可以通過增加換熱器的換熱面積來減少溫差TΔ ，進(jìn)而減小換熱器的傳熱?損失，但會增加換熱器的投資成本，同時，還要考慮壓縮機(jī)回氣溫度不能過高。

2）為減少冷熱流體溫差TΔ ，通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥開度等方式提高蒸發(fā)壓力從而來提高蒸發(fā)溫度，進(jìn)而減少蒸發(fā)器的傳熱?損失；對于冷凝器來說，在放熱溫度滿足干燥要求的前提下可以通過降低冷凝壓力或壓縮機(jī)排氣過熱度的方法來降低冷凝溫度，進(jìn)而減少冷凝器的傳熱?損失。

3）采用非共沸混合工質(zhì)來代替原純工質(zhì)。利用非共沸混合工質(zhì)在相變時的溫度滑移溫來降低平均傳熱溫差TΔ ，減小傳熱?損失。

各熱泵機(jī)組節(jié)流閥的?損失隨室外氣溫變化情況如圖11所示。盡管節(jié)流閥在整個熱泵系統(tǒng)當(dāng)中屬于較小的組成部件，但是對整個熱泵循環(huán)來說起到了非常大的作用。從圖11中可以看出，節(jié)流閥的?損失值較小，隨著室外氣溫的增加，從0.5 kW 增大到2.3 kW，這主要是由于節(jié)流閥前后的焓值基本不變，節(jié)流閥的絕熱節(jié)流過程中，其節(jié)流?損失主要是流體絕熱流動過程中摩擦引起的?損失。室外環(huán)境溫度變化對節(jié)流閥?損失影響較小，但#5 熱泵機(jī)組的節(jié)流?損失最大，與節(jié)流壓差最大有關(guān)，如公式(11)所示。

此外，從公式(11)中可以看出，在環(huán)境溫度T0一定時，節(jié)流?損失與制冷劑壓降溫度比dp/T有關(guān)，壓差越大節(jié)流?損失越大，因此可以通過減小壓差的方式來減少節(jié)流?損失，也就是增加并聯(lián)機(jī)組的個數(shù)，從而減小各機(jī)組的壓比。

圖11 熱泵機(jī)組節(jié)流閥?損失隨室外氣溫變化情況

4 結(jié)論

本文利用Aspen Plus 軟件建立了多機(jī)組并聯(lián)的熱泵系統(tǒng)仿真模型，并進(jìn)行了?分析，根據(jù)模擬結(jié)果分析，獲得的主要結(jié)論包括：

1）對于各熱泵機(jī)組的冷凝器來說，#1 熱泵機(jī)組的冷凝器中的制冷劑溫度最低；#5 熱泵機(jī)組的冷凝器冷凝溫度最高；

2）熱泵換熱器?分析結(jié)果得出，在室外環(huán)境溫度在15 ℃～30 ℃時，#5 熱泵機(jī)組的冷凝器傳熱?損失最大，#1 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器的傳熱?損失最大；壓縮機(jī)、節(jié)流閥的?損失均隨著室外環(huán)境溫度升高而增大，冷凝器?損失隨室外環(huán)境溫度升高而降低；隨著環(huán)境溫度的升高，#1～#3 熱泵機(jī)組蒸發(fā)器傳熱?損失增加，#4 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器傳熱?損失在20 ℃時達(dá)到最低，#5 熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器?損失在25 ℃時達(dá)到最低；

3）在保證壓縮機(jī)回氣溫度安全、冷凝器放熱溫度滿足干燥要求的前提下，可以采取適當(dāng)增大換熱的換熱面積、增加并聯(lián)機(jī)組的個數(shù)、采用混合制冷劑等措施來降低傳熱引起的?損失。