高 森 趙兆瑞 陳 曦 張 華

(上海理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院 上海 200093)

空氣源熱泵作為一種高效、節(jié)能、環(huán)保的供暖方法，可以為我國長江以南區(qū)域提供靈活的冬季供暖，同時減少能源損耗[1]。但空氣源熱泵系統(tǒng)在冬季低溫高濕環(huán)境下(-12.8 ℃≤環(huán)境溫度≤5.8 ℃、相對濕度≥67%)[2]運行時，室外換熱器表面會產(chǎn)生霜層，導(dǎo)致管間空氣流動減少，換熱性能削弱，系統(tǒng)的性能系數(shù)和制熱量減少。因此，有效的除霜/無霜技術(shù)能夠促進(jìn)熱泵系統(tǒng)的推廣。

為解決上述問題，通常采用如電除霜[3]、逆循環(huán)除霜[4]、熱氣旁通除霜[5]和超聲波除霜等[6]方法對室外換熱器表面進(jìn)行除霜，但在熱泵系統(tǒng)運行過程中，結(jié)霜時間占總時長的80%以上，導(dǎo)致系統(tǒng)能耗增加，并且普遍存在除霜不均勻等現(xiàn)象[7]。為防止上述現(xiàn)象發(fā)生，近年來大量學(xué)者進(jìn)行了無霜空氣源熱泵系統(tǒng)研究，從而徹底避免室外換熱器結(jié)霜。Zhang Li等[8]提出一種使用除濕換熱器的無霜空氣源熱泵熱水器系統(tǒng)，防止蒸發(fā)器結(jié)霜，系統(tǒng)性能提高5%～30%。李瑋豪等[9]設(shè)計了帶熱源塔的無霜空氣源熱泵系統(tǒng)，利用液體吸附劑對空氣進(jìn)行除濕，該系統(tǒng)在冬夏兩季都能高效運行，并且在冬季運行時COP達(dá)到2.10～2.47。

無霜空氣源熱泵系統(tǒng)相對于使用除霜技術(shù)的空氣源熱泵，具有高效、節(jié)能等特點，但無霜空氣源熱泵技術(shù)在進(jìn)行吸附劑解吸時需要大量熱量從而影響系統(tǒng)的性能和穩(wěn)定性。Wang Zhihua等[10]利用蓄熱裝置將多余的熱量作為吸附劑解吸時的低品位熱能，使吸附劑在再生循環(huán)時解吸充分，并增加系統(tǒng)的能效比。Su Wei等[11]采用輔助壓縮機(jī)提高稀溶液的再生效率。在目前的研究中，不到30%的廢熱被回收并重新應(yīng)用于工業(yè)[12]。在大容量空氣源熱泵熱水器中，螺桿壓縮機(jī)可滿足其大容量高壓比的需求，應(yīng)用最為廣泛，噴油螺桿壓縮機(jī)的油冷卻器具有大量高溫余熱，通常需要大型油冷卻器進(jìn)行冷卻，余熱一般未被利用。

因此，本文提出一種基于余熱解吸的大容量無霜空氣源螺桿式熱泵系統(tǒng)，相比于現(xiàn)有無霜空氣源熱泵系統(tǒng)，該系統(tǒng)利用螺桿壓縮機(jī)的余熱，輔助除濕換熱器解吸以實現(xiàn)無霜連續(xù)穩(wěn)定運行，并能夠利用低品位熱能提高系統(tǒng)能效。針對該系統(tǒng)，建立數(shù)學(xué)模型，對比實驗結(jié)果驗證其準(zhǔn)確性，并用于分析其性能與運行特性隨運行參數(shù)及環(huán)境參數(shù)的變化關(guān)系，得到余熱回收式無霜空氣源熱泵的設(shè)計與優(yōu)化方法。

1 工作原理

圖1所示為采用新型無霜空氣源螺桿式熱泵的熱水器系統(tǒng)，包括熱泵循環(huán)、潤滑油循環(huán)和空氣循環(huán)三部分。該系統(tǒng)在運行過程中根據(jù)閥門的開啟情況可以分為三種模式，如表1所示，無特殊說明，其余電磁閥和風(fēng)閥處于關(guān)閉狀態(tài)。

圖1 新型無霜空氣源螺桿式熱泵熱水器系統(tǒng)

表1 閥門開啟情況

系統(tǒng)開始運行時為模式一狀態(tài)，無霜運行，低溫高濕的室外空氣A1通過除濕換熱器(11)表面進(jìn)行除濕，變?yōu)榈蜏氐蜐竦目諝釧3，再流經(jīng)蒸發(fā)器(3)變?yōu)榭諝釧4排出室外。由于熱泵的蒸發(fā)溫度高于空氣A3的露點溫度，故不會有水分析出，系統(tǒng)實現(xiàn)無霜運行。

當(dāng)除濕換熱器(11)上的吸附劑達(dá)到飽和，切換為模式二，解吸運行。飽和的解吸循環(huán)空氣，即用于解吸的空氣A5流經(jīng)除濕換熱器(11)對其進(jìn)行解吸，變?yōu)楦邷馗邼竦目諝釧6，之后與預(yù)熱裝置(14)中的水進(jìn)行換熱成為低溫飽和的空氣A8，最后通過降溫裝置(13)成為空氣A5，形成閉式的循環(huán)。空氣A2則經(jīng)過除濕換熱器(12)除濕后為蒸發(fā)器提供熱量。當(dāng)除濕換熱器(12)解吸完成，關(guān)閉EV1、EV4、AV3和AV4。

由于吸附時間大于解吸時間，除濕換熱器(12)表面吸附劑飽和時，切換到模式三運行。除濕換熱器(11)對空氣A1進(jìn)行除濕，空氣A5對除濕換熱器(12)表面的吸附劑進(jìn)行解吸，吸附飽和后，模式二和模式三交替運行，空氣處理過程的溫濕圖如圖2所示。

圖2 空氣處理過程溫濕圖

除濕換熱器表面吸附劑需要解吸時，首先使用高溫潤滑油對其進(jìn)行解吸，該系統(tǒng)使用低溫儲油罐(9)和保溫的高溫儲油罐(10)對潤滑油進(jìn)行儲存，當(dāng)需要大量解吸熱時，增大潤滑油的流量用以解吸，之后進(jìn)入低溫儲油罐(9)進(jìn)行儲存，其中少量的潤滑油噴入壓縮機(jī)，最后進(jìn)入高溫儲油罐(10)完成潤滑油循環(huán)。

當(dāng)潤滑油的熱量不能保證吸附劑解吸時，調(diào)節(jié)電磁三通閥(7)，使用熱泵循環(huán)中的制冷劑對其進(jìn)行解吸。

解吸過程中，通過除濕換熱器的濕空氣仍具有較高的比焓，對空氣采用閉式循環(huán)，將熱量提供給預(yù)熱裝置，能有效利用其中的潛熱。

2 仿真模型

本文提出的系統(tǒng)由熱泵循環(huán)、潤滑油循環(huán)和空氣循環(huán)三部分組成，通過耦合三個流路循環(huán)，建立整個系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，研究系統(tǒng)的性能。本文建立的數(shù)學(xué)模型基于以下假設(shè)：

1)系統(tǒng)運行在穩(wěn)定狀態(tài)下；

2)忽略制冷劑和潤滑油的漏熱損失；

3)忽略換熱器與管路中的壓降損失；

4)忽略泵功與風(fēng)扇功耗。

2.1 壓縮機(jī)模型

壓縮機(jī)采用螺桿壓縮機(jī)，實際功耗為：

(1)

式中：Wcomp為壓縮機(jī)的實際功耗，kJ；Wth為壓縮機(jī)的理論功耗，kJ；ηα為壓縮機(jī)等熵效率，取0.7。

壓縮機(jī)可以利用的余熱為：

Qoil=ηβmref(hcomp-hth)

(2)

式中：Qoil為壓縮機(jī)中潤滑油獲得的熱量，kJ；mref為制冷劑的質(zhì)量，kg；hcomp為壓縮機(jī)出口實際焓值，kJ/kg；hth為壓縮機(jī)出口理論焓值，kJ/kg；ηβ為潤滑油熱量回收率，取0.7[13]。

2.2 蒸發(fā)器和冷凝器

換熱器的換熱能力取決于傳熱系數(shù)、流體的質(zhì)量流量和傳熱面積，制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)為[14]：

(3)

蒸發(fā)器翅片側(cè)的傳熱系數(shù)為[15]：

(4)

式中λl和λa分別為制冷劑和空氣導(dǎo)熱系數(shù)，kW/(m·K)；de為水力直徑，m；w為翅片寬，m；x為干度；psat為工質(zhì)冷凝壓力，Pa；pcr為工質(zhì)臨界壓力，Pa；Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特數(shù)。

2.3 除濕換熱器

除濕換熱器吸附過程通過傳質(zhì)效率計算空氣出口含濕量[8]：

(5)

(6)

λ6ln(Td))

(7)

式中：ηx為傳質(zhì)效率，取0.8；Xa,o為出口空氣含濕量，g/(kg干空氣)；Xa,i為進(jìn)口空氣含濕量，g/(kg干空氣)；Rp為吸附劑相對壓力，即吸附劑表面的蒸汽壓與飽和蒸氣壓之比；ps為飽和蒸汽壓力，Pa；Td為吸附劑溫度，K；Xeq為與吸附劑平衡的空氣含濕量，g/(kg干空氣);λ1～λ6為常數(shù)，具體數(shù)值參考文獻(xiàn)[8]。

除濕換熱器解吸求解過程中，換熱器表面的傳質(zhì)系數(shù)計算式為[15]：

(8)

Da=4.556 478×10-11Ta2.334

(9)

式中：Ktot為吸附劑與空氣交界面處的平均總傳質(zhì)系數(shù)，kg/(m2·s)；ρa為空氣密度，kg/m3；Da為空氣中的水分?jǐn)U散，m2/s；Ta為空氣溫度，K；n0和n1為與干燥劑含濕量和溫度相關(guān)的擬合函數(shù)，具體公式見文獻(xiàn)[15]。

除濕換熱器的載荷受空氣與吸附劑之間的換熱和水分相變引起的潛熱影響，定義如下：

(10)

式中：ptot為除濕換熱器載荷，kW；Aout為空氣側(cè)表面面積，m2;qst為水的汽化潛熱，kJ/kg；Mv為吸附劑解吸量，kg/s；αtot為總表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，kW/(m2·K)；αa為空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，kW/(m2·K)；Ta,o和Ta,i分別為空氣的出口和進(jìn)口溫度，K。

式(11)～式(13)可以計算空氣出口含濕量，并通過式(8)～式(10)計算空氣出口溫度和換熱器載荷：

(11)

Mv=Ma|Xa,o-Xa,i|

(12)

Cnew=Cweak-∑Mv/md,dry

(13)

式中：Ma為空氣的質(zhì)量流量，kg/s；md,dry為吸附劑質(zhì)量，kg；Cweak為初始吸附劑含濕量，kg/(kg吸附劑)；Cnew為解吸后吸附劑含濕量，kg/(kg吸附劑)。

本文定義潛熱占比LHF，即解吸過程中吸附劑中的水分汽化吸收的熱量與總換熱量的比值，表示解吸過程中，有效用于解吸的能量比例：

(14)

2.4 系統(tǒng)性能評估

系統(tǒng)的性能包括COP和余熱占比WHS。前者由熱水器供熱量與壓縮機(jī)功耗的比值表示，后者通過在解吸過程中壓縮機(jī)余熱利用量與總解吸熱量消耗的比值表示：

(15)

(16)

式中：Qw為熱水器供熱量，kJ。

3 結(jié)果與分析

本研究利用REFPROP9.1計算R134a、水和空氣的物性參數(shù)，利用經(jīng)驗公式計算潤滑油的物性參數(shù)[16]。以冷凝溫度60 ℃、制熱量135 kW為條件，通過MATLAB編程設(shè)計大容量無霜空氣源熱泵系統(tǒng)，計算系統(tǒng)的COP、潛熱占比和余熱占比。討論運行參數(shù)和環(huán)境參數(shù)對上述結(jié)果的影響。

3.1 模型驗證

除濕換熱器是該無霜空氣源熱泵系統(tǒng)的核心組件，其計算模型精度直接影響熱泵系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性。本文與Zhang Li等[15]給出的實驗結(jié)果進(jìn)行對比，圖3(a)所示為空氣出口含濕量瞬時模擬值與實驗值的偏差情況，虛線代表相對誤差范圍，可以發(fā)現(xiàn)模擬值與實驗值的相對誤差均小于10%；圖3(b)所示為除濕換熱器載荷瞬時模擬值與實驗值的偏差情況，最大相對誤差為3.5%。并且吸附時間和解吸時間的實驗值和模擬值之間的相對誤差均小于10%(表2)，模擬值均在可接受的誤差范圍內(nèi)，因此仿真結(jié)果可以準(zhǔn)確預(yù)測無霜熱泵系統(tǒng)的運行特性。

圖3 準(zhǔn)確度分析

表2 吸附和解吸時間的模擬和實驗對比

3.2 工況對系統(tǒng)吸附和解吸時間的影響

圖4所示為吸附和解吸時間隨工況的變化。由圖4可知，吸附時間均大于4 min，解吸時間處于2.2～2.8 min，吸附時間明顯大于解吸時間，表明該系統(tǒng)可以實現(xiàn)連續(xù)的無霜運行。

圖4 吸附和解吸時間隨工況的變化

由圖4(a)可知，在溫度相同的工況下，解吸時間隨解吸循環(huán)空氣質(zhì)量流量的增加先減小后增大；相同的空氣質(zhì)量流量下，解吸時間隨空氣溫度的上升而上升。在空氣質(zhì)量流量為2 kg/s，溫度為15 ℃時，解吸所需時間最短，為2.21 min。其原因在于，傳熱效率隨空氣質(zhì)量流量的增加而上升，使解吸時間縮短；但在較大空氣質(zhì)量流量的工況下，引起吸附劑溫度降低、解吸效率下降，反而增加解吸時間。此外，空氣溫度升高會提高飽和的解吸循環(huán)空氣含濕量，使解吸時間延長。

由圖4(b)可知，在環(huán)境溫度為-7 ℃，相對濕度為70%的工況下，吸附劑的吸附時間達(dá)到最大值；在環(huán)境溫度為7 ℃，相對濕度為80%的工況下，吸附時間降至最大值的1/5。

3.3 運行參數(shù)對系統(tǒng)的影響

基于工況參數(shù)對吸附解吸過程的影響，運行參數(shù)對系統(tǒng)性能也有影響。解吸循環(huán)空氣溫度和質(zhì)量流量的影響如圖5所示。

圖5 解吸循環(huán)空氣溫度和質(zhì)量流量的影響

由圖5(a)可知，解吸循環(huán)空氣溫度為25 ℃時，隨著空氣質(zhì)量流量由1 kg/s升至4 kg/s，COP由2.5降至2.41，高于15 ℃時的COP。解吸用空氣溫度為15 ℃時，除濕換熱器的載荷隨空氣質(zhì)量流量的增大從77 kW升至135 kW。對比可知，系統(tǒng)COP與除濕換熱器載荷呈反比。原因是解吸的空氣質(zhì)量流量越大或空氣溫度越低，解吸消耗能量增加，換熱器載荷上升，系統(tǒng)COP降低。

圖5(b)所示為不同的解吸循環(huán)空氣溫度下，潛熱占比隨空氣質(zhì)量流量的變化。在解吸過程中，溫度為15 ℃，當(dāng)空氣質(zhì)量流量由1 kg/s增至4 kg/s，潛熱占比由0.69降至0.4；當(dāng)溫度升至25 ℃，潛熱占比上升約7%。原因為隨空氣質(zhì)量流量增大或溫度減小，吸附劑溫度降低，解吸率減小，潛熱占比減小。

3.4 環(huán)境參數(shù)對系統(tǒng)的影響

圖6所示為不同相對濕度下環(huán)境溫度對熱泵性能及除濕換熱器載荷的影響。圖6(a)所示為除濕換熱器載荷隨環(huán)境溫度的變化。在相對濕度為70%的工況下，隨著環(huán)境溫度從-7 ℃升至7 ℃，除濕換熱器的載荷由23 kW增至47 kW。除濕換熱器在較高的相對濕度下載荷較大，其上升趨勢隨著相對濕度的增大而升高。如前文所述，隨環(huán)境溫度升高，系統(tǒng)的吸附時間下降，解吸所需的總能量不變，故換熱器載荷上升。對比相對濕度可知，相對濕度較大時，載荷變化幅度更顯著。說明除濕換熱器載荷在相對濕度更大的環(huán)境下隨環(huán)境工況的變化顯著。導(dǎo)致其換熱器設(shè)計難度較大，需要在后續(xù)研究中進(jìn)一步解決。

圖6(b)所示為不同相對濕度下系統(tǒng)COP隨環(huán)境空氣溫度的變化。當(dāng)相對濕度為70%時，系統(tǒng)COP隨溫度升高，由2.17升至2.52。隨環(huán)境溫度上升，雖然含濕量增加使單位時間內(nèi)解吸能耗增加，但壓縮功的降幅更大，使整體COP上升。同樣地，相同環(huán)境溫度下，相對濕度更高時，系統(tǒng)COP也更低，且隨著溫度上升，COP隨相對濕度變化的幅度更大。在環(huán)境溫度為7 ℃時，相對濕度由80%降至70%，系統(tǒng)COP由2.41提高至2.52。

圖6 環(huán)境溫度和濕度的影響

在環(huán)境溫度為-7 ℃，相對濕度為70%的工況下，余熱占比為0.61，隨著環(huán)境溫度逐漸上升，余熱占比逐漸下降，且曲線斜率逐漸平緩，當(dāng)環(huán)境溫度增至7 ℃時，余熱占比降至0.19，如圖6(c)所示。在相對濕度較大時，系統(tǒng)余熱占比較低，變化趨勢小，在環(huán)境溫度為-7 ℃時，余熱占比變化最顯著，隨著相對濕度的上升，余熱占比減少為0.30。隨環(huán)境溫度升高或相對濕度增大，吸附時間減少。在一個吸附周期中，壓縮機(jī)產(chǎn)生余熱熱量減少，故解吸過程中余熱占比減小。

3.5 不同系統(tǒng)COP對比

圖7所示為該系統(tǒng)與不同空氣源熱泵系統(tǒng)的性能對比。由圖7可知，使用余熱解吸的無霜空氣源熱泵COP比無余熱解吸的無霜空氣源熱泵COP提高9.5%～10.8%，無余熱解吸的無霜空氣源熱泵系統(tǒng)COP計算方法參考文獻(xiàn)[8]。傳統(tǒng)空氣源熱泵在冬季運行時的綜合COP為熱泵系統(tǒng)正常運行時的90%[17]，使用余熱解吸的無霜空氣源熱泵的COP比其綜合COP提升了11%～19%。由于環(huán)境溫度增加，余熱解吸的無霜空氣源熱泵中解吸能量損耗增加的幅度逐漸大于傳統(tǒng)熱泵除霜時能量損失的幅度，二者的COP差值逐漸減小。

圖7 無霜空氣源熱泵與傳統(tǒng)空氣源熱泵的性能對比

4 結(jié)論

本文提出一種利用余熱解吸的大容量無霜空氣源螺桿式熱泵系統(tǒng)，建立數(shù)學(xué)模型模擬系統(tǒng)運行特性，實驗檢驗?zāi)M合理性，分析性能變化趨勢及其影響因素，得到如下結(jié)論：

1)對比模擬值與實驗值，空氣出口含濕量和除濕換熱器載荷誤差控制在±5%范圍內(nèi)，模擬結(jié)果可以準(zhǔn)確預(yù)測系統(tǒng)運行特性。

2)環(huán)境參數(shù)對新型無霜空氣源熱泵系統(tǒng)性能有重要影響，在工況為-7～7 ℃和70%～80%相對濕度的環(huán)境下，系統(tǒng)COP和余熱占比分別在2.13～2.52和0.10～0.61范圍內(nèi)隨溫濕度變化影響較大。

3)在解吸過程中，運行參數(shù)對系統(tǒng)性能有一定影響，為獲得更好的能效，需要考慮運行參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響。

4)與無余熱解吸的無霜空氣源熱泵系統(tǒng)相比，該系統(tǒng)COP增加9.5%～10.8%，同時吸附時間大于解吸時間，表明利用壓縮機(jī)中的余熱輔助吸附劑再生可以提高無霜空氣源熱泵性能和穩(wěn)定性。