魯宇星，穆永超，張 杰，劉 偉，王偉玉

(1.河北工程大學(xué)能源與環(huán)境工程學(xué)院,河北 邯鄲 056038;2.河北省科學(xué)院能源研究所,河北 石家莊 050221)

0 引言

空氣源熱泵干燥技術(shù)因其高效節(jié)能、安全環(huán)保且能保證干燥產(chǎn)品的品質(zhì)等特點(diǎn),被廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)、食品加工業(yè)和醫(yī)藥制造等行業(yè)[1-3]。

目前熱泵干燥技術(shù)還在不斷地發(fā)展中,許多專家學(xué)者也通過實(shí)驗(yàn)或者模擬對(duì)其性能進(jìn)行了研究。韓琭叢等[4]為了提高火龍果干燥品質(zhì),建立了其傳熱傳質(zhì)模型,并通過實(shí)驗(yàn)研究了其溫度與含水率的變化。于賢龍等[5]研究了在一定送風(fēng)溫度和濕度下物料的脫水特性、介質(zhì)溫濕度變化和系統(tǒng)能耗情況。孟照峰等[6]通過實(shí)驗(yàn)研究了閉式熱泵干燥系統(tǒng)的性能,分析了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速、膨脹閥開度及干燥溫度對(duì)系統(tǒng)性能參數(shù)的影響。王詩(shī)雨等[7]對(duì)閉式與開式熱泵烤房的供熱性能進(jìn)行了研究,并比較了二者的環(huán)保性和效率。楊文潔等[8]建立了不同形式的太陽(yáng)能熱泵干燥系統(tǒng),構(gòu)建了單級(jí)壓縮熱泵和雙級(jí)壓縮熱泵的熱力學(xué)模型并分析其熱力學(xué)性能。康宏彬等[9]通過實(shí)驗(yàn)研究了陳皮在不同溫度、風(fēng)速和形狀下的干燥特性,并對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行模型擬合,為陳皮干燥動(dòng)力學(xué)建模提供依據(jù)。李大慶等[10]設(shè)計(jì)并搭建了太陽(yáng)能熱泵聯(lián)合干燥系統(tǒng),使用熱水與冷凝器共同作為熱源干燥煙葉,與單獨(dú)熱泵系統(tǒng)相比更加節(jié)能且經(jīng)濟(jì)。Ren等[11]研究了干燥系統(tǒng)循環(huán)風(fēng)量對(duì)循環(huán)空氣溫度、性能參數(shù)(COP)、除濕率(MER)、除濕能效比(SMER)的影響。Yang等[12]研究了閉式熱泵干燥系統(tǒng)自身的特點(diǎn),設(shè)計(jì)了一種控制策略來提高過熱度和干燥溫度的精度。Romildo等[13]研究了對(duì)流干燥熱力學(xué)模型,測(cè)定了柿果的有效質(zhì)量擴(kuò)散系數(shù),對(duì)其在不同溫度下進(jìn)行干燥,對(duì)幾種不同的薄層干燥數(shù)學(xué)模型進(jìn)行驗(yàn)證,根據(jù)最佳相關(guān)系數(shù)與最小二乘法分析得出了最佳模型。

雖然熱泵干燥技術(shù)已經(jīng)有了很大的發(fā)展,但這些研究大多是針對(duì)單級(jí)熱泵干燥系統(tǒng)和干燥產(chǎn)品品質(zhì)進(jìn)行,沒有對(duì)更多的系統(tǒng)形式進(jìn)行研究。故本文對(duì)不同形式的熱泵干燥系統(tǒng)進(jìn)行建模與理論分析,對(duì)比了在不同冷凝溫度和蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)的能耗、除濕量、COP和除濕能效比(SMER),為熱泵干燥系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)

物料干燥是一個(gè)能耗較大的過程,為了提高干燥效率,減少干燥過程的能耗,設(shè)計(jì)了4種不同形式的熱泵干燥系統(tǒng)并對(duì)其性能進(jìn)行對(duì)比。圖1為單級(jí)壓縮熱泵干燥系統(tǒng)原理圖及熱泵循環(huán)p-h圖。圖2為準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵干燥系統(tǒng)原理圖與熱泵循環(huán)p-h圖。冷凝器出口設(shè)置換熱器,即經(jīng)濟(jì)器。冷凝器出口制冷劑分為2路,其中輔路制冷劑經(jīng)過節(jié)流降溫之后與主路制冷劑在經(jīng)濟(jì)器內(nèi)進(jìn)行熱交換后變成中溫中壓的蒸汽進(jìn)入壓縮機(jī),增大了制冷劑的流量,主路制冷劑在經(jīng)過換熱之后溫度降低,從而增大了蒸發(fā)器進(jìn)口工質(zhì)的過冷度,有助于增大系統(tǒng)除濕能力。單級(jí)壓縮熱泵干燥系統(tǒng)與準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵干燥系統(tǒng)的空氣循環(huán)過程如圖3(a)所示,點(diǎn)1為干燥箱進(jìn)口空氣狀態(tài)點(diǎn),循環(huán)空氣進(jìn)入干燥箱與物料進(jìn)行熱濕交換到2點(diǎn)進(jìn)入蒸發(fā)器,被冷卻到露點(diǎn)溫度以下并析出水分(點(diǎn)3),后進(jìn)入冷凝器被加熱到1點(diǎn)進(jìn)入干燥箱完成循環(huán)。

圖4(a)為單級(jí)熱泵壓縮回?zé)岣稍锵到y(tǒng)原理圖,在干燥箱出口增設(shè)回?zé)崞髋c蒸發(fā)器出口空氣進(jìn)行換熱,使循環(huán)空氣進(jìn)入換熱器之前被預(yù)冷(或預(yù)熱),有助于提高系統(tǒng)效率。圖4(b)為準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵干燥系統(tǒng),同時(shí)增設(shè)經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞?可以增大冷凝器出口制冷劑過冷度,并對(duì)空氣進(jìn)入換熱器前進(jìn)行預(yù)處理,提高系統(tǒng)效率。圖3(b)為空氣回?zé)嵫h(huán)變化過程,處于1點(diǎn)的高溫低濕空氣進(jìn)入干燥箱對(duì)物料進(jìn)行干燥后到達(dá)2點(diǎn),后進(jìn)入回?zé)崞髋c蒸發(fā)器出口空氣進(jìn)行換熱,等濕冷卻到點(diǎn)3進(jìn)入蒸發(fā)器,溫度降到露點(diǎn)以下并析出水分,低溫低濕的空氣(點(diǎn)4)進(jìn)入回?zé)崞髋c干燥箱出口空氣換熱到5點(diǎn),后經(jīng)過冷凝器等濕加熱到點(diǎn)1進(jìn)入干燥箱,進(jìn)行下一循環(huán)。

2 數(shù)學(xué)模型

假定系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行,忽略設(shè)備與環(huán)境之間的換熱,工質(zhì)在冷凝器與蒸發(fā)器內(nèi)換熱均為等壓過程,冷凝器出口空氣溫度與冷凝器的溫差恒為5 K,蒸發(fā)器出口空氣溫度與蒸發(fā)器的溫差恒為5 K,利用EES軟件對(duì)上述4種熱泵干燥系統(tǒng)進(jìn)行建模并對(duì)其性能進(jìn)行分析。

制冷劑質(zhì)量流量為:

(1)

其中,mr為制冷劑的質(zhì)量流量,kg/s;Vt為壓縮機(jī)的體積流量,m3/s;v為壓縮機(jī)吸氣口蒸汽比容,m3/kg,ηv為壓縮機(jī)的容積效率,如式(2)所示:

(2)

其中,Vact為壓縮機(jī)的實(shí)際輸氣量,m3/s;Vth為壓縮機(jī)的理論輸氣量,m3/s。

壓縮機(jī)做功為:

(3)

其中,W1-2為壓縮機(jī)做功,kW;h1為壓縮機(jī)吸氣口制冷劑焓值,kJ/kg;h2為壓縮機(jī)出口制冷劑焓值,kJ/kg;ηi為壓縮機(jī)的等熵效率,如式(4)所示:

(4)

其中,Pi為壓縮機(jī)的理論輸入功率,kW;Pact為壓縮機(jī)的實(shí)際輸入功率,kW。

蒸發(fā)器換熱量為:

Qe=mrΔh=maΔha

(5)

其中,Qe為蒸發(fā)器換熱量,kW;Δh為蒸發(fā)器進(jìn)出口工質(zhì)焓差,kJ/kg;ma為循環(huán)空氣質(zhì)量流量,kg/s;Δha為蒸發(fā)器進(jìn)出口循環(huán)空氣焓差,kJ/kg。

各狀態(tài)點(diǎn)空氣焓值為:

hi=1.01ti+(2 490+1.84ti)di

(6)

其中,hi為空氣焓值,kJ/kg;ti為干球溫度,℃;di為含濕量,g/kg干空氣。

系統(tǒng)COP為:

(7)

系統(tǒng)除濕量G為:

G=ma×Δd

(8)

其中,Δd為蒸發(fā)器進(jìn)出口循環(huán)空氣含濕量差,g/kg干空氣。

系統(tǒng)除濕能效比(SMER)為:

(9)

3 結(jié)果與分析

基于上述理論計(jì)算模型,對(duì)4種熱泵干燥系統(tǒng)的功耗、除濕量、COP和SMER進(jìn)行模擬計(jì)算,并對(duì)不同工況下的性能參數(shù)進(jìn)行對(duì)比。

圖5分別為在65 ℃和75 ℃冷凝時(shí),不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)功耗的對(duì)比。結(jié)果表明,與常規(guī)系統(tǒng)相比,增加經(jīng)濟(jì)器和回?zé)崞鲿?huì)使系統(tǒng)能耗顯著增加。當(dāng)蒸發(fā)溫度相同時(shí),蒸發(fā)器與循環(huán)空氣換熱量一定,壓縮機(jī)功耗也一定,但是增加經(jīng)濟(jì)器可以增大冷凝器出口工質(zhì)過冷度,使得系統(tǒng)換熱量增大,故循環(huán)空氣的流量增大,風(fēng)機(jī)功耗增加;使用回?zé)崞骺梢詫?duì)蒸發(fā)器進(jìn)口空氣進(jìn)行預(yù)冷,使其焓值降低,進(jìn)出口焓差減小,故循環(huán)空氣的流量也增大,風(fēng)機(jī)功耗增加。蒸發(fā)溫度升高時(shí),壓縮機(jī)吸氣密度增大,工質(zhì)質(zhì)量流量增大,導(dǎo)致壓縮機(jī)能耗增加。

圖6為分別在65 ℃和75 ℃冷凝時(shí),不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)除濕量的對(duì)比。結(jié)果表明,與常規(guī)系統(tǒng)相比,增加經(jīng)濟(jì)器和回?zé)崞髂軌蛴行岣呦到y(tǒng)除濕量。由上可知,使用經(jīng)濟(jì)器和回?zé)崞鲿r(shí),循環(huán)空氣流量增大,因此系統(tǒng)除濕量增大,且同時(shí)使用經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞鲿r(shí),系統(tǒng)的除濕量最大。蒸發(fā)溫度升高時(shí),工質(zhì)流量增大,蒸發(fā)器與循環(huán)空氣換熱量增大,系統(tǒng)除濕能力增強(qiáng)。

圖7為分別在65 ℃和75 ℃冷凝時(shí),不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)COP的對(duì)比。結(jié)果表明,增加經(jīng)濟(jì)器可以有效提高系統(tǒng)COP,增加回?zé)崞鲿?huì)使系統(tǒng)COP降低,這是因?yàn)檎舭l(fā)溫度一定時(shí),使用經(jīng)濟(jì)器可以提高系統(tǒng)換熱量,且換熱量的增大速率大于功耗增大速率,因此系統(tǒng)COP增大;但增加回?zé)崞鞑桓淖兿到y(tǒng)換熱量,反而使循環(huán)空氣流量增大,增加了風(fēng)機(jī)功耗,系統(tǒng)整體能耗增加,因此系統(tǒng)COP減小。當(dāng)冷凝溫度為65 ℃時(shí),同時(shí)增加經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞飨到y(tǒng)COP隨著蒸發(fā)溫度的升高逐漸低于常規(guī)系統(tǒng);當(dāng)冷凝溫度為75 ℃時(shí),同時(shí)增加經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞飨到y(tǒng)COP高于常規(guī)系統(tǒng),但總是低于經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng),且當(dāng)蒸發(fā)溫度為20 ℃時(shí)又低于常規(guī)系統(tǒng)。

圖8為分別在65 ℃和75 ℃冷凝時(shí),不同蒸發(fā)溫度下系統(tǒng)SMER的對(duì)比。結(jié)果表明,增加經(jīng)濟(jì)器和回?zé)崞骶商岣呦到y(tǒng)SMER。蒸發(fā)溫度相同時(shí),由上可知,增加經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞?系統(tǒng)除濕量與能耗均增加,但是除濕量的增大程度大于功耗,因此系統(tǒng)SMER值增大。當(dāng)冷凝溫度為65 ℃,蒸發(fā)溫度升高時(shí),使用回?zé)崞髋c經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)的SMER先增大后減小,且蒸發(fā)溫度20 ℃時(shí),同時(shí)使用經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞飨到y(tǒng)的SMER小于單獨(dú)使用回?zé)崞飨到y(tǒng)。冷凝溫度為75 ℃,蒸發(fā)溫度升高時(shí),4種系統(tǒng)的SMER均升高,且同時(shí)使用回?zé)崞髋c經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)的SMER最大。

4 結(jié)論

針對(duì)不同的熱泵干燥系統(tǒng)分別進(jìn)行數(shù)學(xué)建模與理論分析,得到不同循環(huán)系統(tǒng)的性能對(duì)比情況,結(jié)果表明:

1)蒸發(fā)溫度與系統(tǒng)功耗、除濕量和SMER呈正相關(guān)。

2)在單級(jí)壓縮熱泵干燥系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增設(shè)經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞骶梢蕴岣呦到y(tǒng)除濕量和SMER且同時(shí)增設(shè)經(jīng)濟(jì)器與回?zé)崞飨到y(tǒng)的SMER最大,但功耗也隨之增加。

3)在單級(jí)壓縮熱泵干燥系統(tǒng)的基礎(chǔ)上單獨(dú)增設(shè)經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)的COP最大,單獨(dú)增設(shè)回?zé)崞骰蛲瑫r(shí)設(shè)置回?zé)崞髋c經(jīng)濟(jì)器會(huì)使系統(tǒng)COP降低。