杜江凌 南曉紅 王贊社 寧旭昊

(1 西安建筑科技大學建筑設備科學與工程學院 西安 710055；2 西安交通大學人居環(huán)境與建筑工程學院 西安 710049；3 浙江西安交通大學研究院 杭州 311200)

我國是世界上最早發(fā)現(xiàn)、栽培、利用茶葉的國家。涇陽茯磚茶因能長出有利于人體健康的“金花菌”，深受人們喜愛。[1]“金花菌”生產的關鍵在于茯磚茶的發(fā)酵工藝。目前研究表明，溫度、濕度是控制發(fā)酵的最主要因素。經過發(fā)酵工藝的茯磚茶，在去除多余水分的同時，需形成茶葉的不同感官品質[2]，所以要在保證“金花菌”不被破壞的前提下，為茯磚茶提供一個高溫低濕的環(huán)境，對茯磚茶進行干燥。

近年來，隨著消費者健康意識的增加，茶葉加工技術向綠色環(huán)保、低耗節(jié)能發(fā)展。利用煤炭、木材等傳統(tǒng)能源加工已經不能滿足茯磚茶工藝清潔化、標準化、連續(xù)化乃至智能化的發(fā)展要求[2]?？諝庠礋岜靡蚬?jié)能環(huán)保、熱效率高的特性而備受重視。在空氣源熱泵的能耗研究領域中，曲明璐等[3]對復疊式空氣源熱泵在相變蓄能除霜的過程中的能耗進行了實驗研究，可采取優(yōu)化室外機結構、減小室外換熱器體積及使融化水盡快從室外換熱器壁面排走等措施來提高除霜效率；Jin Baohong等[4]對不同室外氣象參數(shù)下茯磚茶烘房的節(jié)能運行策略進行研究，分析得到半封閉式熱泵系統(tǒng)比封閉式熱泵系統(tǒng)的能量效率高30.8%～55.8%。Duan Quancheng等[5]對隧道式食品烘房熱泵干燥系統(tǒng)與熱風干燥系統(tǒng)的能耗進行對比分析，結果表明，與熱風干燥系統(tǒng)相比，熱泵干燥系統(tǒng)的能耗降低32.55%，節(jié)能作用顯著。靳成成等[6]對采用變回水溫度控制策略的空氣源熱泵機組的能耗進行了實驗研究，結果表明，變回水溫度工況與傳統(tǒng)采用定12 ℃回水溫度的空氣源熱泵空調系統(tǒng)相比，COP由3.99提高至4.39。

日漸上升的銷量對茶葉的品質有了更高的要求。研究不同的茯磚茶發(fā)酵、干燥生產工藝系統(tǒng)，對實際工程應用中系統(tǒng)的適用性與節(jié)能減排特性具有一定的指導意義。本文從咸陽某茯磚茶廠實際使用的空氣源熱泵系統(tǒng)出發(fā)，建立了對應的數(shù)學模型以及TRNSYS仿真模型，研究了全年各典型工況下茯磚茶烘房溫濕度穩(wěn)定性，確定現(xiàn)有空氣源熱泵系統(tǒng)對不同季節(jié)茯磚茶發(fā)酵、干燥工藝的適用性；在空氣源熱泵系統(tǒng)的適用季節(jié)，對照該生產廠房早期使用的燃氣鍋爐系統(tǒng)全年運行特性，對空氣源熱泵系統(tǒng)的節(jié)能環(huán)保特性進行研究。

1 系統(tǒng)構造與工作模式

某茯磚茶烘房位于陜西咸陽，為研究能夠產業(yè)化的標準型茯磚茶生產烘房，該烘房位于兩層生產廠房二樓內，廠房二層建筑面積為1 908.5 m2，烘房全年無太陽輻射，尺寸為11.35 m×3.85 m×3.50 m(長×寬×高)，且四面無窗。烘房的建筑模型如圖1所示。

1送風孔板；2茶磚；3茶磚貨架；4回風風管；5送風風機；6空氣源熱泵機組；7靜壓箱。圖1 烘房模型Fig.1 Drying room model

根據茯磚茶的生產工藝以及相關研究[7]，在茯磚茶發(fā)酵過程中，“金花菌”的生長需要恒溫恒濕的環(huán)境，干燥過程中為防止茯磚茶水分散失過快造成外表面殼化，使茶磚內部水分無法散失而出現(xiàn)“金花菌”霉化現(xiàn)象，工藝上采用梯度升溫的方法來保證茯磚茶的質量。烘房室內溫濕度設定值上下限如圖2所示，其中發(fā)酵期為13 d，干燥期為12 d。

圖2 茶磚生產工藝溫濕度設定值與上下限Fig.2 Setting and upper and lower limits of temperature and humidity in tea brick production process

茯磚茶空氣源熱泵發(fā)酵、干燥系統(tǒng)由空氣源熱泵機組、濕膜加濕器以及茯磚茶烘房三部分組成，如圖3所示。通過獨立的濕度控制過程與制熱過程的相互配合，實現(xiàn)烘房內溫濕度的獨立控制，維持茯磚茶發(fā)酵和干燥兩個階段的環(huán)境需求。濕度控制過程由回風加濕和新風除濕兩個獨立的過程構成，當控制器檢測到(工藝設定值-回風濕度)>10%時，開啟濕膜加濕器，對回風進行加濕處理，反之，當(工藝設定值-回風濕度)<0時，控制器會關閉濕膜加濕器，回風直接進入空氣源熱泵機組，此時回風將分為兩部分，一部分通過板式顯熱交換器，與新風進行顯熱交換后通過排風風機排出熱泵機組；另一部分回風與預熱后的新風混合，由于新風的含濕量較低，與回風混合后可有效降低回風的含濕量，從而達到除濕的目的。制熱過程是通過將經過濕度處理的送風氣流與空氣源熱泵系統(tǒng)的冷凝器接觸，使送風氣流吸熱升溫，達到發(fā)酵、干燥所需要的送風溫度后送至烘房之中。系統(tǒng)主要設備參數(shù)如表1所示。

1送風孔板；2靜壓箱；3回風口；4回風風管；5濕膜加濕器；6板式顯熱交換器；7送風風機；8空氣過濾器；9冷凝器；10蒸發(fā)器；11節(jié)流閥；12壓縮機；13送風風管；14空氣源側風機。圖3 空氣源熱泵系統(tǒng)原理Fig.3 Principle of air-source heat pump system

表1 主要設備參數(shù)Tab.1 Main equipment parameters

2 TRNSYS模型的建立

TRNSYS中搭建的系統(tǒng)是基于各部件的數(shù)學模型進行的仿真模擬計算，通過建立設備模塊之間的邏輯關系，實現(xiàn)信號、能量、物質的傳遞。在仿真計算過程中保證各部件的數(shù)學模型準確至關重要。

1)空氣源熱泵模型

空氣源熱泵在系統(tǒng)中主要功能為加熱送風氣流，在制熱工況時，TRNSYS軟件根據熱泵空氣源側入口空氣溫度、負荷側入口空氣溫度和流量，調用由用戶提供的數(shù)據文件中的制熱量和功率，得出熱泵機組冷凝器側空氣出口溫度，具體計算公式如下。

空氣源熱泵制熱工況下空氣側吸熱量：

Qa=QAHP-Pcom

(1)

空氣源熱泵制熱工況下冷凝器側出口空氣溫度：

(2)

式中：QAHP為空氣源熱泵制熱量，kJ/h；Pcom為空氣源熱泵功耗，kJ/h；Qa為空氣源熱泵蒸發(fā)器從空氣源側提取的熱量，kJ/h；Ta,in、Ta,out分別為冷凝器側進、出口空氣溫度，℃；mair為冷凝器側換熱介質質量流量，kg/h；cp,a為空氣的定壓比熱容, kJ/(kg·K)。

2)顯熱交換器模型

顯熱交換器可將排風中的能量加以回收利用，提高能量利用效率達到節(jié)能目的。該模型通過顯熱換熱效率對能量回收量進行控制。

新風側顯熱換熱量：

Qfr,sens=mfrcp,a(Tfr,out-Tfr,in)

(3)

排風側顯熱換熱量：

Qex,sens=mexcp,a(Tex,in-Tex,out)

(4)

理論最大顯熱交換量：

Qsens,max=cmin(Tex,in-Tfr,in)

(5)

顯熱換熱效率：

(6)

式中：mex、mfr分別為顯熱交換器中排風和新風的質量流量，kg/h；cmin為最小熱容，kJ/(h·K)；Tfr,in、Tfr,out分別為顯熱交換器中新風進出口空氣溫度，℃；Tex,in、Tex,out分別為顯熱交換器中排風進出口空氣溫度，℃；Qfr,sens為送風側顯熱換熱量，kJ/h；Qex,sens為排風側顯熱換熱量，kJ/h；Qsens,max為理論最大顯熱交換量，kJ/h；εsens為顯熱換熱效率，[0,1]。

3)加濕器模型

加濕器的出口空氣狀態(tài)由能量平衡方程確定，在加濕過程中，其熱損失忽略不計，控制器可將相對濕度自動控制在設定范圍內。

加濕器出口空氣焓值：

(7)

式中：hair,out為加濕器出口空氣焓值，kJ/kg；hair,in為加濕器入口空氣焓值，kJ/kg；hH2O,in為循環(huán)水進口焓值，kJ/kg；hH2O,out為循環(huán)水出口焓值，kJ/kg；mH2O為循環(huán)水質量流量，kg/h；mair為加濕空氣質量流量，kg/h。

仿真模型中所使用的TRNSYS模塊編號如表2所示。

表2 仿真模型中使用的模塊Tab.2 Module used in the simulation model

2.1 系統(tǒng)模型的搭建

確定選取的模塊后，依據系統(tǒng)流程連接各模塊，完成各模塊的參數(shù)設定與外部文件的導入。根據廠家數(shù)據，溫度控制器的反應精度約為20 s，故將模擬時間步長設定為20 s，每30 min讀取一次溫濕度數(shù)據。模擬起止時間對應茯磚茶發(fā)酵、干燥工藝的起止時間。

在系統(tǒng)建模時進行如下假設：1)循環(huán)空氣狀態(tài)參數(shù)發(fā)生改變，各部件均不存在傳熱；2)空氣定壓比熱為常數(shù)，不隨溫度發(fā)生變化；3)忽略空氣輸送設備和管道的散熱影響[8]。

圖4為茯磚茶發(fā)酵、干燥空氣源熱泵系統(tǒng)TRNSYS仿真流程圖。

圖4 空氣源熱泵烘房TRNSYS仿真模型Fig.4 TRNSYS simulation model of air-source heat pump oven

2.2 TRNSYS模型的驗證

為驗證TRNSYS模型建立的正確性，本文從烘房溫濕度與能耗兩方面對系統(tǒng)進行監(jiān)測。于2021年1月28至2月7日在某陜西咸陽茯磚茶生產廠房進行測試，測試茯磚茶經定型工藝后入烘房在發(fā)酵期期間的各項參數(shù)。其中入烘房茶磚為已定型符合生產要求的茶磚，分別為單塊1.40 kg，尺寸為235 mm×135 mm×45 mm，烘房滿貨架狀態(tài)下可容納4 320塊。烘房內發(fā)酵初始設定溫度為13 ℃，相對濕度為55.4%。實測過程從1月28日19∶00開始記錄至2月7日07∶00結束，共10 d，儀器每30 min讀取一次數(shù)據。

溫濕度測點布置如圖5所示，測點分別按照烘房長度與高度方向布置。由于烘房內的貨架沿長度方向對稱擺放，且烘房內的送風風管與回風風管也沿長度方向對稱布置，所以溫濕度記錄儀器在烘房一側的貨架進行布置擺放。烘房內共擺放5個溫濕度測點，沿長度方向布置3個測點，如圖5(a)所示，按照烘房的前(x=1.7 m)、中(x=6.8 m)、后(x=10.2 m)方位進行布置，3個測點均布置在貨架中層(z=1.6 m)；在2號測點所處的貨架上，沿高度方向布置3個測點，如圖5(b)所示，沿中間貨架(x=6.8 m)下側(z=0.6 m)、中層(z=1.6 m)與上層(z=2.6 m)進行布置。此外，烘房門口的溫濕度記錄儀用于記錄烘房外環(huán)境溫濕度。

圖5 實驗溫濕度測點布置(單位：mm)Fig.5 Experimental temperature and relative humidity measuring point layout (unit：mm)

測試與模擬情況下的烘房溫濕度波動情況如圖6(a)所示，其中模擬溫度與測試溫度最大相對誤差為14.00%，平均相對誤差為2.84%；相對濕度最大相對誤差為14.90%，平均相對誤差為6.20%。其中烘房內溫度測試值與模擬值之間相對誤差較小，因為空氣源熱泵機組控制在設定溫度±2 ℃以內啟停運行，故溫度模擬值與測試值較為貼合。烘房相對濕度在設備運行過程中受濕度控制精度、溫度控制以及烘房內茶磚散濕量等多方面因素影響，同時，由濕空氣性質可知，在維持空氣含濕量不變情況下僅改變溫度其相對濕度也會發(fā)生變化，所以烘房相對濕度變化原因較為復雜，但可以看出溫度和相對濕度模擬值與測試值變化趨勢一致，且兩者平均相對誤差均小于15%，可以認為仿真計算與測試中的烘房溫濕度變化趨于一致，即仿真計算中模型對于烘房內部環(huán)境反映精確性得到驗證。

圖6 模擬與測試結果對比Fig.6 Comparison between simulation and test results

同時，關注設備動態(tài)運行能耗，測試與模擬過程中烘房日耗電量的變化如圖6(b)所示，其中模擬與測試烘房日累計耗電量動態(tài)變化中最大相對誤差為35.60%，平均相對誤差為6.52%，總耗電量相對誤差為6.52%。其中部分狀態(tài)模擬與測試值相對誤差較大，原因為實際運行過程中各設備之間的啟?？刂坡?lián)動較復雜，在模擬過程中對設備啟停控制過程做相應簡化，同時模擬采用日平均化茶磚散濕速率，兩種因素共同造成模擬與實際設備運行狀態(tài)存在差異進而造成耗電量誤差。模擬能耗與測試耗電量變化規(guī)律較為吻合，且總耗電量相對誤差小于15%，可以認為仿真計算與測試中的設備用能變化趨勢一致，即仿真計算中模型對于設備運行耗能反應精確性得到驗證。

3 結果與分析

3.1 熱泵烘房全年溫濕度動態(tài)結果分析

工藝性空調系統(tǒng)在運行期間達到節(jié)能環(huán)保效果的前提是保證工藝能夠達到要求，所以應確定系統(tǒng)在全周期運行狀態(tài)是否能達到要求。一批茯磚茶完成發(fā)酵、干燥的工藝時間約為1個月，為確定該熱泵系統(tǒng)在全年不同季節(jié)運行的可行性。在滿庫狀態(tài)下，選擇1、4、7、10月四個月份為不同季節(jié)的典型代表月，分析在典型月期間，烘房內溫濕度的動態(tài)變化狀況。典型月份對應的季節(jié)與工藝日期如表3所示。

表3 TRNSYS全年模擬過程典型月對應時間表Tab.3 Typical month schedule for TRNSYS annual simulation process

茯磚茶烘房在各典型月的溫濕度動態(tài)變化如圖7所示。茯磚茶烘房在1、4、10月的溫度波動均在設定溫度范圍內，但在7月發(fā)酵期期間，溫度狀態(tài)在多數(shù)時間超過溫度設定上限。在夏季，根據TRNSYS負荷模型的計算結果，平均熱負荷為3.5 kW，負荷值較小，由焓濕圖計算可得，7月發(fā)酵期間送風的設計風量為3 161.51 m3/h，而空氣源熱泵系統(tǒng)在定風量運行狀態(tài)下的額定風量為7 400 m3/h。實際風量為熱泵定風量運行工況送風量的42.7%。由式(7)可知[9]，當送風溫差為定值且送風的質量流量過大時，會造成烘房得熱量過高，升溫速度上升，從而導致烘房內溫度超過設定上限。同時，出現(xiàn)溫度升高的狀況時，烘房無法及時排出余熱，也是導致烘房溫度持續(xù)升高的原因。

(8)

式中：MS為送入房間的風量，kg/s；QC為房間的全熱負荷，kW；hR、hs分別為室內空氣和送風狀態(tài)的比焓，kJ/kg。

由圖7還可知，茯磚茶烘房在1、4、10月的相對濕度波動均在設定溫度范圍內，但在7月干燥期期間，相對濕度在部分時間超過設定上限。這是由于咸陽地區(qū)夏季室外空氣的含濕量較高，而茯磚茶干燥工藝期間需要提供一個高溫低濕的環(huán)境，引入新風已經無法起到除濕效果。所以，該空氣源熱泵系統(tǒng)在夏季運行狀態(tài)較差，不適用于茯磚茶在夏季的工藝過程。

圖7 典型月全周期烘房溫度、相對濕度的變化Fig.7 Variations of oven temperature and relative humidity in typical months

3.2 茯磚茶發(fā)酵、干燥能源系統(tǒng)節(jié)能與環(huán)境效益指標對比

早期茯磚茶發(fā)酵、干燥過程中，能源系統(tǒng)多以燃氣鍋爐為熱源。寧旭昊[10]對該生產廠房內早期使用的顯熱回收一次回風燃氣鍋爐發(fā)酵、干燥系統(tǒng)的全年運行特性進行了研究。由3.1節(jié)熱泵系統(tǒng)全年運行可行性分析結果可知，7月熱泵系統(tǒng)烘房溫濕度波動不滿足工藝要求。因此，本文通過對比優(yōu)化后的熱泵系統(tǒng)與優(yōu)化前的燃氣鍋爐系統(tǒng)在1、4、10月的發(fā)酵、干燥全周期仿真結果，對節(jié)能環(huán)保效果進行評價。

1)烘房系統(tǒng)能耗節(jié)能評價指標

采用一次能源消耗量和一次能源利用率對兩系統(tǒng)進行節(jié)能評價。一次能源消耗量Q指各系統(tǒng)中消耗燃氣熱量與電量總和轉換為一次能耗的能量，一次能源利用率PER[11]指系統(tǒng)輸出能量與一次能耗的比值。一次能源利用率越高，表示系統(tǒng)節(jié)能性越好。

一次能源消耗量：

(9)

(10)

(11)

一次能源利用率：

(12)

式中：Q1、Q2分別為熱泵系統(tǒng)和鍋爐系統(tǒng)冷、熱源一次能源消耗量，kW；QHi為烘房負荷，kW；Bb為標煤消耗量，kg；Qb為標煤收到基低位發(fā)熱量，取29 308 kJ/kg[12]；ηt，i為燃氣爐熱效率；ηe為大型燃煤電站供電效率，0.38～0.40[13]，取0.39；ηp為輸配電效率，0.93～0.94[13]，取0.94；WASHP,i為空氣源熱泵系統(tǒng)冷熱源功耗，kW·h；WB,i為鍋爐系統(tǒng)冷熱源功耗，kW·h；QB,i為鍋爐系統(tǒng)燃氣耗熱量，kW。

2)烘房系統(tǒng)能耗節(jié)能評價指標對比分析

根據式(9)～式(11)進行計算，兩系統(tǒng)典型月標煤消耗量及一次能源利用率的計算結果如圖8所示。

圖8 兩系統(tǒng)典型月標煤消耗量及一次能源利用率Fig.8 Converted standard coal quantity and primary energy utilization rate of the two systems in typical months

熱泵系統(tǒng)在1、4、10月的Bb分別為890.93、759.18、764.32 kg，PER分別為0.72、0.53、0.67；鍋爐系統(tǒng)在1、4、10月的Bb分別為1 875.43、1 703.49、1 856.37 kg，PER分別為0.34、0.23、0.27。熱泵系統(tǒng)的平均Bb是鍋爐系統(tǒng)的44.42%，平均PER是鍋爐系統(tǒng)的2.29倍。在茯磚茶發(fā)酵、干燥生產過程中，相比于熱泵系統(tǒng)，鍋爐系統(tǒng)的一次能源消耗量大，且PER小，在節(jié)能方面熱泵系統(tǒng)優(yōu)于鍋爐系統(tǒng)。

3)烘房系統(tǒng)環(huán)境評價指標對比分析

各系統(tǒng)所消耗能量折合為一次能源包括煤和天然氣，環(huán)境評價指標與消耗標煤量和天然氣量及其氣體污染物排放因子相關。其中標煤的CO2排放因子、SO2排放因子、NOx排放因子分別為2.461、0.024、0.007 6 kg/kg標煤。天然氣的CO2排放因子、SO2排放因子、NOx排放因子分別為1.95、0.000 4和0.001 871 kg/m3[14]。結合圖8兩系統(tǒng)典型月Bb及PER的計算結果，鍋爐系統(tǒng)與熱泵系統(tǒng)的污染氣體排放量如圖9所示。

圖9 兩系統(tǒng)典型月污染物排放量Fig.9 Pollutant emissions of the two systems in typical months

兩種系統(tǒng)中，鍋爐系統(tǒng)的CO2排放量在1、4、10月均大于熱泵系統(tǒng)，熱泵系統(tǒng)在1、4、10月的平均CO2排放量是鍋爐系統(tǒng)的34.13%,差異較大。2020年9月22日，中國在第75屆聯(lián)合國大會上提出將力爭于2030年前實現(xiàn)碳達峰、2060 年前實現(xiàn)碳中和的目標[15]。在茯磚茶發(fā)酵、干燥工藝中，相比于燃氣鍋爐，空氣源熱泵可顯著降低一次能源消耗，提高PER，從而顯著降低碳排放，成為推進實現(xiàn)碳達峰、碳中和目標的有效途徑。

SO2和NOx是形成霧霾的主要原因。在兩種系統(tǒng)中，熱泵系統(tǒng)在1、4、10月的平均SO2排放量是鍋爐系統(tǒng)的44.1%，平均NOx排放量是鍋爐系統(tǒng)的40.6%。綜上所述，在茯磚茶發(fā)酵、干燥過程的節(jié)能環(huán)保方面，熱泵系統(tǒng)優(yōu)于燃氣鍋爐系統(tǒng)。

4 結論

本文應用TRNSYS瞬態(tài)模擬軟件，建立了咸陽某茯磚茶廠烘房實際使用的空氣源熱泵系統(tǒng)的仿真模型，對該系統(tǒng)在全年各季節(jié)典型代表月茯磚茶生產過程中的能耗與烘房溫濕度變化進行了仿真研究?；诜抡娼Y果，對比研究了該系統(tǒng)在可運行季節(jié)與同一生產廠房采用燃氣鍋爐供熱系統(tǒng)的節(jié)能與環(huán)保特性，得到如下結論：

1)夏季空氣源熱泵烘房溫濕度不滿足工藝要求。在夏季發(fā)酵期期間，烘房負荷較小，且此時送風的質量流量過大，烘房無法及時排出余熱，造成烘房升溫速度上升，導致溫度狀態(tài)在多數(shù)時間超過溫度設定上限。同時，由于咸陽地區(qū)夏季室外空氣的含濕量較高，夏季干燥期采用新風除濕方案無法達到除濕效果，造成相對濕度狀態(tài)在部分時間超過相對濕度設定上限。

2)熱泵系統(tǒng)在1、4、10月的平均標煤消耗量是鍋爐系統(tǒng)的44.42%，平均一次能源應用率是鍋爐系統(tǒng)的2.29倍。在茯磚茶發(fā)酵、干燥過程的節(jié)能方面，熱泵系統(tǒng)優(yōu)于燃氣鍋爐系統(tǒng)。

3)熱泵系統(tǒng)在1、4、10月的平均CO2、SO2、NOx排放量分別為鍋爐系統(tǒng)的34.13%，、44.10%、40.60%。在茯磚茶發(fā)酵、干燥過程的環(huán)保方面，熱泵系統(tǒng)優(yōu)于燃氣鍋爐系統(tǒng)。

該研究對茯磚茶烘房生產工藝節(jié)能減排及標準化烘房的推廣和示范具有借鑒和指導意義。

本文受浙江省自然科學基金(LQY19E060001)和西安市科技計劃項目(2020KJRC0061)資助。(The project was supported by the Zhejiang Provincial Natural Science Foundation (No. LQY19E060001) and Xi′an Science and Technology Planning Project (No. 2020KJRC0061).)