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        無霜式溶液除濕溫濕度分控空調(diào)系統(tǒng)性能研究

        2021-03-29 00:05:12鐘佳伶劉雄楊明佳
        關(guān)鍵詞:系統(tǒng)

        鐘佳伶 劉雄楊 明佳

        西安建筑科技大學(xué)建筑設(shè)備科學(xué)與工程學(xué)院

        0 引言

        傳統(tǒng)的蒸汽壓縮系統(tǒng)雖然技術(shù)成熟,但在處理潛熱時依賴于低溫,效果并不卓越,且增加不必要的能耗[1-2]。溶液除濕有利于處理潛熱,將二者結(jié)合起來,組成復(fù)合系統(tǒng)可提高節(jié)能效果[3-6]。

        現(xiàn)有溶液除濕復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)研究工作尚未成熟,對于系統(tǒng)整體性能的綜合研究較少。通過總結(jié)前人的研究經(jīng)驗,本文提出了一種無霜空氣源熱泵驅(qū)動的溶液除濕溫濕度分控空調(diào)系統(tǒng)(如圖1 所示)。室內(nèi)濕度、溫度分別由溶液除濕系統(tǒng)、室內(nèi)顯熱末端控制。溶液除濕的再生過程利用熱泵系統(tǒng)的冷凝熱作為熱能,在實現(xiàn)建筑節(jié)能的同時避免對室外環(huán)境的熱污染。在冬季工況運行時,使用溶液除濕系統(tǒng)對進(jìn)入室外換熱器的空氣進(jìn)行除濕處理,使其露點溫度低于翅片表面溫度,避免換熱器結(jié)霜。

        圖1 無霜空氣源熱泵驅(qū)動的溶液除濕溫濕度分控空調(diào)系統(tǒng)

        1 系統(tǒng)工作原理

        1.1 夏季工況

        夏季工況運行時,溶液處理器A 作為除濕器,溶液處理器B 作為再生器。溶液加熱器與室外換熱器均作為熱泵的冷凝器。制冷劑經(jīng)壓縮機(jī)出口端排出后,經(jīng)四通閥、單向閥1 進(jìn)入溶液加熱器,放出部分冷凝熱后,經(jīng)電磁閥 1 進(jìn)入室外換熱器,冷凝放出剩余熱量,然后通過單向閥5 進(jìn)入節(jié)流閥絕熱節(jié)流,節(jié)流后進(jìn)入冷水換熱器,在室外換熱器內(nèi)吸熱蒸發(fā)后,從四通閥流出,進(jìn)入壓縮機(jī)吸入口,進(jìn)入下一個循環(huán)。

        室外新風(fēng)經(jīng)除濕器除濕滿足送風(fēng)含濕量要求后送入室內(nèi),處理室內(nèi)潛熱。室內(nèi)顯熱末端與冷凍水進(jìn)行換熱,處理室內(nèi)顯熱。

        經(jīng)儲液器 2 混合后的稀溶液,通過溶液泵 1 加壓后分為兩路,一路進(jìn)入溶液換熱器,冷卻降溫后,進(jìn)入溶液處理器A 中與新風(fēng)進(jìn)行熱濕交換。另一路進(jìn)入溶液熱交換器,與溶液泵2 加壓后的高溫濃溶液進(jìn)行熱交換,再進(jìn)入儲液器3,與經(jīng)再生器再生后的濃溶液混合,混合后的溶液經(jīng)溶液泵2 加壓,加壓后的濃溶液也被分為兩路。一路通過電動三通閥進(jìn)入溶液加熱器,與高溫高壓制冷劑蒸汽進(jìn)行熱交換,被加熱后的溶液經(jīng)電動三通閥3 進(jìn)入溶液處理器B,與再生空氣進(jìn)行熱濕交換被再生。另一路進(jìn)入溶液熱交換器,經(jīng)電動三通閥2 進(jìn)入儲液器2,與溶液處理器 A 除濕后的溶液混合,進(jìn)入下一個循環(huán)。

        1.2 冬季工況

        冬季運行時,切換四通閥轉(zhuǎn)向,溶液處理器 A 作為加濕器,溶液處理器 B 為除濕器。冷熱水換熱器作為熱泵的冷凝器,生產(chǎn)熱水,溶液加熱器依舊作為熱泵冷凝器,加熱溶液,室外換熱器作為熱泵的蒸發(fā)器。室外換熱器處理的空氣,先經(jīng)溶液處理器 B 除濕,降低其露點溫度使之低于翅片表面溫度,再進(jìn)入室外換熱器與低溫氣液兩相混合制冷劑進(jìn)行熱交換。

        經(jīng)儲液器3 混合后的稀溶液,通過溶液泵2 加壓后分為兩路,一路經(jīng)電動三通閥4 進(jìn)入溶液處理器B,與室外空氣進(jìn)行傳熱傳質(zhì)交換,溫度、濃度降低。另一路進(jìn)入溶液熱交換器,經(jīng)電動三通閥 2 進(jìn)入溶液加熱器,被加熱后的溶液經(jīng)電動三通閥3 進(jìn)入儲液器 2,與溶液處理器A 再生后的濃溶液混合,混合后的溶液經(jīng)溶液泵1 加壓,加壓后的濃溶液一路進(jìn)入溶液換熱器,與高溫?zé)崴M(jìn)行熱交換,被加熱后進(jìn)入溶液處理器A中,與室外新風(fēng)進(jìn)行熱濕交換被再生。另一路溶液進(jìn)入溶液熱交換器,進(jìn)入儲液器3,進(jìn)入下一個循環(huán)。

        高溫高壓制冷劑蒸汽從壓縮機(jī)出口端排出后,經(jīng)四通閥,進(jìn)入熱水換熱器,在熱水換熱器中放出大部分冷凝熱后,經(jīng)單向閥2 進(jìn)入溶液加熱器,冷凝放出剩余熱量后,通過電磁閥2 進(jìn)入節(jié)流閥絕熱節(jié)流,節(jié)流后的制冷劑進(jìn)入室外換熱器,在室外換熱器內(nèi)吸熱蒸發(fā)后,回到壓縮機(jī),進(jìn)入下一個循環(huán)。

        2 計算模型及性能評價指標(biāo)

        2.1 計算模型

        除濕/再生器采用填料結(jié)構(gòu),空氣與溶液間的流型為逆流,由溶液與空氣質(zhì)量與能量守恒關(guān)系式,氣液界面上的傳熱傳質(zhì)守恒過程,建立微分?jǐn)?shù)學(xué)模型[7]。

        除濕系統(tǒng)的除濕劑為LiCl 溶液,其物性參數(shù)的計算采用 Manuel R.Conde[8]提出的經(jīng)驗公式。制冷劑為R410A,通過REFPROP9.0 調(diào)用其物性參數(shù)。

        壓縮機(jī)的機(jī)械效率取0.9,指示效率取0.8。溶液熱交換器效率取0.8。風(fēng)機(jī)與泵的效率取0.6。

        2.2 性能評價指標(biāo)

        1)夏季系統(tǒng)總循環(huán)性能系數(shù)COP

        式中:Qc1為除濕系統(tǒng)制冷量,kW;Qc2為室內(nèi)顯熱末端制冷量,kW;W com為壓縮機(jī)耗功,kW;W f為風(fēng)機(jī)軸功,kW;W w為循環(huán)水泵軸功,kW;W s為溶液泵軸功,kW。

        2)冬季熱泵循環(huán)性能系數(shù)HCOP

        式中:Qk1為熱水換熱器制熱量,kW;Qk2為溶液加熱器制熱量,kW。

        3)冬季系統(tǒng)總循環(huán)性能系數(shù)COPd

        式中:Qr1為加濕系統(tǒng)制熱量,kW;Qr2為室內(nèi)顯熱末端制熱量,kW 。

        3 夏季工況系統(tǒng)性能分析與比較

        在本文系統(tǒng)的計算中,室內(nèi)外設(shè)計空氣參數(shù)均以西安地區(qū)為例。室外干球溫度 35 ℃,含濕量17.52 g/kg。室內(nèi)干球溫度為 26 ℃,相對濕度為 50%。系統(tǒng)設(shè)計室內(nèi)顯熱負(fù)荷為8 kW,濕負(fù)荷為0.8 g/s。

        3.1 除濕器溶液進(jìn)口濃度對系統(tǒng)性能的影響

        溶液濃度的大小對溶液再生溫度影響較大,考慮到再生溫度對冷凝溫度的影響,本文研究選用濃度低于常規(guī)區(qū)間的低濃度溶液。

        圖2 所示為除濕器溶液進(jìn)口濃度為 25%、26%、28%、30%、32%時,COP 隨室外空氣含濕量的變化。從圖中可看出,當(dāng)室外空氣含濕量一定時,溶液濃度由32%減小到 25%,COP 值不斷增大,增大幅度為 12%~40%。其主要原因是:在相同條件下,隨著除濕溶液濃度的減小,再生溶液溫度減小,導(dǎo)致冷凝溫度也隨之減?。ㄈ鐖D3 所示冷凝溫度隨溶液濃度減小而減小),從而導(dǎo)致壓縮機(jī)功率減小??梢娫诒鞠到y(tǒng)中溶液濃度越低,系統(tǒng)性能越高,但溶液濃度不能無限制的降低,溶液濃度降低,溶液表面水蒸汽分壓力增加,溶液吸濕能力減弱,除濕過程的平均傳質(zhì)勢差減小,除濕效果就會減弱,當(dāng)室內(nèi)濕負(fù)荷較大,所需的送風(fēng)含濕量較大時,溶液濃度過低達(dá)不到送風(fēng)含濕量要求。

        圖2 不同溶液濃度下室外空氣含濕量對COP 的影響

        圖3 不同溶液濃度下室外空氣含濕量對冷凝溫度的影響

        3.2 再生流量比例變化對系統(tǒng)性能的影響

        再生流量比例是指進(jìn)入溶液熱交換器的溶液與溶液泵1 加壓后的總?cè)芤毫髁康谋戎怠D4 所示為不同再生流量比例下室外空氣含濕量變化對 COP 的影響。從圖中可知:當(dāng)再生流量比例由 0.08 增加到0.20時,COP 值增大,但當(dāng)外循環(huán)流量增大到 0.23 時,在空氣含濕量大于 14 g/kg 時,COP 值小于再生流量比例為0.20 時的COP 值。其原因是:當(dāng)再生流量比增大時,再生溫度降低以至冷凝溫度降低。但同時再生溶液流量增加,流體輸配系統(tǒng)的功率隨之加大,溶液冷卻器入口溶液溫度也在逐漸增大,熱泵的制冷量增加,壓縮機(jī)的軸功也在增加,當(dāng)再生流量比例大于0.2 時,流體輸配系統(tǒng)的功率與壓縮機(jī)軸功提高幅度大于冷凝溫度的降低幅度,COP 值降低。可見,溶液再生比例的加大對系統(tǒng)性能有一定提升,但再生比例過大時,系統(tǒng)性能會降低,因此,針對本系統(tǒng)的研究計算中,再生流量比例可取0.2。

        圖4 不同再生流量比例下室外空氣含濕量對COP 的影響

        3.3 冷凝熱比變化對系統(tǒng)性能的影響

        冷凝熱比是指溶液加熱器使用的冷凝熱與熱泵的總冷凝熱之比。熱泵系統(tǒng)的冷凝熱一部分用于加熱再生溶液,另一部分加熱再生空氣,因此冷凝熱比的大小影響著再生過程溶液與空氣的入口狀態(tài)。

        圖5 所示為不同冷凝熱比下,室外空氣含濕量變化對系統(tǒng)性能的影響。在冷凝熱比為 0.4~0.6 時 COP的值變化較小,當(dāng)溶液加熱器冷凝熱利用比由 0.4 減小到0.3、0.6 增加到0.9 時,COP 值均減小,減小的幅度分別為3%~24%、0.06%~22%。其原因是:隨著冷凝熱比的增大,室外換熱器利用冷凝熱占比減小,再生空氣溫升固定為10 ℃,于是再生空氣流量隨之減少,再生空氣流量的減小會使得再生器中空氣與溶液傳質(zhì)壓差降低,傳質(zhì)推動力變小,空氣吸收溶液中水蒸汽的阻力增大,以至再生溫度加大。但同時隨著冷凝熱比的增大,再生溶液流量也增大,且再生溶液流量的增加將降低溶液的再生溫度。

        圖5 不同冷凝熱比下室外空氣含濕量對系統(tǒng)性能的影響

        3.4 系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計

        通過以上對系統(tǒng)各影響因素的分析,選擇一種最優(yōu)的匹配(溶液濃度取 0.25,再生流量比例取 0.20,冷凝熱之比取0.5)對系統(tǒng)性能進(jìn)行計算。

        圖6 所示為最優(yōu)參數(shù)匹配下,室外空氣含濕量由14 g/kg 增加到 29 g/kg,室外空氣溫度變化對 COP 值的影響。由圖可知,COP 值隨著室外空氣相對濕度的增加而減小。隨著室外空氣溫度的升高而增大。在低溫高濕,COP 值達(dá)到最小為2.34。在高溫低濕時 COP值最大為5.23。

        圖6 不同室外空氣含濕量下室外空氣溫度變化對COP 的影響

        3.5 與常規(guī)系統(tǒng)性能比較

        為研究系統(tǒng)的設(shè)計在系統(tǒng)性能提升上是否有優(yōu)勢,在相同的室內(nèi)外參數(shù)下,將本文系統(tǒng)與文獻(xiàn)[5]中利用冷凝熱顯熱(系統(tǒng) 1)和未利用冷凝熱(系統(tǒng) 2)的兩種溶液除濕系統(tǒng)相對比,定義本文所研究系統(tǒng)的性能系數(shù)與系統(tǒng)1、2 的性能系數(shù)比值為COPR。

        圖7、圖 8 為COPR 值隨室外空氣溫度、室外空氣含濕量的變化。在同一工況下,與系統(tǒng) 1 的 COPR 值為1.25~2,與系統(tǒng)2 的 COPR 值為1.45~2.2,可見本文研究系統(tǒng)的性能明顯優(yōu)于其他兩種系統(tǒng),且在高溫高濕的條件下系統(tǒng)性能優(yōu)勢更明顯。

        圖7 室外空氣溫度變化對COPR 的影響

        圖8 室外空氣含濕量變化對COPR 值的影響

        4 冬季工況系統(tǒng)性能分析

        冬季高濕低溫條件結(jié)霜問題對熱泵性能影響較大[9]。相關(guān)研究表明,降低室外空氣的露點溫度,使其低于蒸發(fā)器翅片表面溫度可從根本上解決結(jié)霜問題[10]。設(shè)定室內(nèi)干球溫度為20 ℃,相對濕度為50%,系統(tǒng)設(shè)計室內(nèi)顯熱負(fù)荷為6.8kW,濕負(fù)荷為0.68 g/s,對冬季結(jié)霜區(qū)域內(nèi)(室外空氣干球溫度-6~5 ℃之間,相對濕度在65%以上)系統(tǒng)運行狀況進(jìn)行分析。

        圖9 所示為室外空氣露點溫度、除濕后空氣露點溫度、除濕后空氣干球溫度、蒸發(fā)溫度隨室外空氣干球溫度的變化。從圖中可以看出,除濕后空氣干球溫度升高了3 ℃~4 ℃。除濕后空氣的露點溫度比除濕前的露點溫度降低了 4.29 ℃~5.29 ℃,略低于蒸發(fā)溫度,可避免空氣源熱泵室外換熱器結(jié)霜。HCOP 值隨室外空氣溫度值的變化規(guī)律與常規(guī)空氣源熱泵系統(tǒng)正常工作時相同,隨室外空氣干球溫度的增大而增大(如圖10 所示)。COPd 值隨著室外空氣干球溫度的增大先增大后減小,在3 ℃時值最大。

        圖9 露點溫度、干球溫度、蒸發(fā)溫度隨室外空氣干球溫度的變化

        圖10 HCOP、COPd值隨室外空氣干球溫度的變化

        5 結(jié)論

        1)夏季工況下,當(dāng)各影響因素除濕器溶液進(jìn)口濃度、再生流量比例、冷凝熱比分別為0.25、0.20、0.5 時,系統(tǒng)性能可達(dá)最佳,其 COP 值為2.34~5.23。

        2)在同一夏季工況下,本文提出的系統(tǒng)與利用冷凝熱顯熱和未利用冷凝熱的兩種溶液除濕系統(tǒng)的COPR 值均大于1,系統(tǒng)性能優(yōu)勢明顯。

        3)在冬季結(jié)霜區(qū)域內(nèi),HCOP 隨室外空氣干球溫度的增大而增大,COPd 隨室外空氣干球溫度的增大先增大后減小,在 3 ℃時達(dá)到最大值。

        4)在冬季結(jié)霜區(qū)域內(nèi),室外空氣經(jīng)溶液除濕處理后,露點溫度降低了 4.29~5.29 ℃,小于熱泵機(jī)組系統(tǒng)蒸發(fā)溫度,可使機(jī)組實現(xiàn)無霜運行。

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