一種衣物空氣低溫烘干循環系統的設計及分析

郭新賢，韓 東，岳 晨

（南京航空航天大學能源與動力學院，江蘇 南京 210016）

洗衣機衣物烘干具有重要應用價值。目前，市場上常用的有兩種衣物烘干系統：一種是常規電加熱烘干系統，另一種為熱泵烘干系統。

常規電加熱烘干雖然結構較簡單，但是其烘干過程較長，熱風效率較低，烘干溫度很高[1-2]，很容易引起衣物的燙傷和褶皺，另外，電加熱烘干的能耗較大。以往所研究的熱泵烘干雖然前期比常規電加熱烘干節能[3]，但是在烘干的中后期，除濕主要是去除濕物料中的結合水，由于空氣跟干燥物料之間的傳質系數小，使得干燥室進出口空氣狀態變化較小，輸入的電能大部分以熱能的形式排出系統。

以上烘干方式存在能耗大、烘干溫度高的不足，開發設計新型節能環保洗衣機衣物烘干工藝具有大的市場需求。

目前國內外研究者在此方面已做出大量探索性工作。Manuel[4]對于烘干衣物的能量節約進行了研究，研究表明，常規電加熱烘干系統需要較大的能量，鑒于能量消耗較大的缺點，提出了一種閉式循環烘干系統，該系統主要是利用換熱器將吸濕后的空氣冷凝，然后再經過加熱器重新吸濕，換熱器的使用明顯改善了能量效率，換熱器的最佳尺寸不依賴于衣物的重量，本質上取決于空氣流量的大小。Deans[5]以部分實驗參數為基準，模擬了不同環境工況對于烘干性能的影響，結果表明，烘干過程的能量消耗主要取決于環境空氣的溫度和相對濕度。Ahmadul等[6]對于熱泵烘干衣物進行研究，對于達到相同的烘干效果，熱泵烘干衣物需要2 h，而商用的烘干機需要2.5 h，自然烘干衣物則需要6.5 h。Bansal等[7]針對常規電加熱烘干系統能量消耗較大的缺點，提出并研究了另外3種烘干系統，結果表明開式循環烘干系統和帶有回熱裝置的閉式循環烘干系統大約能夠節能14%，然而閉式循環烘干系統能夠節能7%。Bansal等[8-9]提出用熱水取代電加熱器的烘干工藝，研究結果表明，影響系統性能的主要因素為熱水流量和熱水進口溫度。

通過與常規的烘干工藝相比，空氣低溫烘干循環系統具有零水耗、低能耗、烘干溫度低的優點，因此將該系統用于衣物烘干領域具有較大潛力。

Akira等[10]日本學者初步研究了空氣低溫烘干循環系統的冷凝性能，通過實驗，該系統能夠達到的冷凝量為22 g/min。Brauna等[11]對于空氣循環烘干系統進行模擬分析，比起常規電加熱烘干系統，該系統能夠實現節能40%。

而已有研究設計的系統方案，主要是從理論的熱力學性能角度開展，較少考慮烘干溫度問題、衣物對烘干工藝的要求。

為此，本文主要基于機械熱泵原理，設計考慮低能耗、零水耗、烘干溫度低特點的洗衣機衣物低溫烘干工藝，并借助EES軟件，通過與常規電加熱烘干工藝對比，對其熱力學性能進行分析。并對影響該系統整體熱力學性能的關鍵操作參量進行分析，研究其熱力學性能潛力及來源。

1 衣物烘干方案

如圖1所示，常規電加熱烘干系統工作于常壓狀態，該系統雖然結構簡單、運行可靠，但是該系統耗能較大，進入滾筒溫度較高，并且需要消耗大量的冷卻水。

圖2為常規電加熱烘干系統的焓濕圖，狀態點與系統流程圖標注的狀態點相對應，吸濕后的濕空氣1經過換熱器放熱后變為飽和濕空氣2（相對濕度為100%），最后經過電加熱器加熱到0（含濕量不變），完成一個循環。

圖1 常規電加熱烘干系統流程圖

圖2 常規電加熱烘干系統焓濕圖

圖3 空氣低溫烘干循環系統流程圖

圖4 空氣低溫烘干循環系統溫熵圖

圖3為設計出的空氣低溫烘干循環系統方案原理流程圖。該系統由滾筒、電動機、壓縮機、換熱器、風冷器、分離器、排水管、膨脹機、風機、電加熱器組成，其工作原理是從滾筒吸濕后的濕空氣通過壓縮機變為高溫高壓的空氣，隨后經過換熱器放熱變為相對濕度較大的濕空氣，接著進入風冷器繼續放熱為飽和濕空氣，此時濕空氣還處于高壓，然后進入膨脹機作功，變為低溫常壓的濕空氣，隨后，經過膨脹后的空氣與滾筒出來的另一股空氣混合為流量較大的空氣，這股大流量空氣吸收換熱器中的熱量，吸熱后的空氣最終通過電加熱器加熱為高溫空氣，此時，濕空氣的相對濕度較低，至此，完成了一個循環。

圖4為空氣低溫烘干循環系統的溫熵圖，狀態點與系統流程圖的狀態點相對應。

比起常規電加熱式烘干系統，空氣低溫烘干循環系統能夠節能 15.7%，該系統節能的關鍵部件在于換熱器，因為換熱器主要是回收系統中的熱量，對于該系統而言，回收的熱量越大，節能就越明顯，因此要最大限度地利用換熱器回收熱量。本文設計出的空氣低溫烘干工藝具有零水耗、低能耗、烘干溫度低的優點。

2 系統建模

采用 EES軟件對空氣低溫烘干系統的四大設備建立系統模型。

2.1 壓縮機

壓縮機為活塞式壓縮機，采用等熵效率零維模型進行建模。壓縮機的絕熱效率定義為可逆絕熱壓縮所消耗功與壓縮機實際消耗功的比值，見式（1）。

對于該系統中的空氣壓縮，可以將式（1）簡化為式（2）。

式中，Tc,out,s為等熵壓縮的壓縮機出口溫度；Tc,in為壓縮機進口溫度；ma為干氣體流量；Wc,s為壓縮機等熵壓縮消耗比功；Wc,a為壓縮機實際消耗比功；hc,out,s為等熵壓縮出口比焓；hc,in為壓縮機進口比焓；Tc,out,s為實際壓縮出口溫度；ηc為絕熱效率。

2.2 換熱器

換熱器中，高溫濕空氣將熱量放給低溫空氣，換熱器是這個系統的核心部件，它回收的熱量多少直接影響整個系統的效率。換熱器有有兩種類型：顯熱式換熱器和顯熱與潛熱同時存在的換熱器。對于這兩種換熱器，通過使用ε-NTU方法來模擬換熱器性能。見式（3）、式（4）。

式中，εhx為換熱器的總換熱效率；Qmax為換熱器理想情況的最大換熱量，Qhx為換熱器中實際換熱量；mh與mc分別為熱、冷側干空氣流量；hh,in與hc,in分別為熱、冷側進口的比焓；hh,out,min為熱側流體出口可能達到的最小比焓；hc,out,max為冷側流體出口可能達到的最大比焓；hc,out,max是通過冷側流體進口壓力、含濕量和熱側流體進口溫度來計算；對于顯熱換熱器而言，hh,out,min是通過熱側流體進口壓力、含濕量和冷側流體進口溫度來計算；對于具有潛熱存在的換熱器而言，hh,out,min是通過熱側流體進口壓力、相對濕度 100%和冷側流體進口溫度來計算的。

實際換熱量Qhx通過式（5）計算。

式中，me,w為換熱器中冷凝水量；he,w為冷凝水的比焓。對于顯熱換熱器，沒有冷凝水析出，后一項為零。

2.3 膨脹機

膨脹機為活塞式膨脹機，同樣采用等熵效率零維模型進行建模，并且結構上與壓縮機同軸處理，參考文獻[12]，膨脹效率用來衡量膨脹機的性能，膨脹效率定義為實際膨脹作功與理論絕熱膨脹作功的比值，見式（6）。

式中，me,w,ahe,w,a表示實際膨脹過程冷凝水的能量。由于該文中冷凝水能量較小，因此式（6）可以簡化為式（7）。

2.4 滾筒

滾筒采用絕熱模型，滾筒中吸濕過程為等焓過程，水分蒸發需要吸收的熱量為式（8）。

吸濕過程中質量守恒方程如式（9）。

式中，γ(T)為溫度T時的汽化潛熱；mevap為衣物中水分質量。

2.5 系統評價指標

評價干燥系統性能特性參數主要有總功率消耗、冷凝速率、節能百分比、MER（moisture extraction rate）、COP和技術經濟性，總功率消耗計算式如式（10）。

式中，Wd為驅動滾筒消耗功率；Wc為壓縮機消耗功率；We為膨脹機作功；Wh為電加熱器消耗功率。另外，對于常規電加熱式衣物烘干系統，壓縮機消耗功率和膨脹機作功為0。

冷凝速率是一個重要的參數，它決定了衣物烘干系統的除濕效果。

對于常規電加熱烘干系統而言見式（11）。

對于空氣循環低溫烘干系統而言見式（12）。

式中，m為冷凝速率；ma為干空氣流量；ω1、ω3、ω9分別為各點的含濕量。

節能百分比主要是反映空氣循環低溫烘干系統相對于常規電加熱烘干系統的節能性。見式（13）。

式中，W總1為常規電加熱烘干系統的總能耗；W總2為空氣循環低溫烘干系統的總能耗；ε為節能百分比。

MER是一個綜合性能指標，定義如式（14）。

式中，Δtcycle為干燥循環所需時間，Mwet為總濕衣物重量。MER能夠很好地反映烘干系統的性能，該值越小，說明對于輸入相同大小的功率，烘干時間越短。

COP主要是評價該系統的輸入能量利用效率，見式（15）。

3 系統整體熱力學性能結果及分析

3.1 系統基本操作參數及假設

（1）進入滾筒的空氣溫度不能超過130 ℃；

（2）滾筒內部吸濕過程保持 1 atm（1 atm=101325 Pa）；

（3）濕衣物質量為5 kg，其中含水率為70%；

（4）系統循環空氣流量為40 kg/h；

（5）滾筒出來另外一股空氣流量為110 kg/h；

（6）比起系統總能量消耗，可以忽略風機消耗功率；

（7）滾筒消耗功率200 W；

（8）滾筒出口空氣相對濕度90%；

（9）壓縮機和膨脹機效率為 80%，換熱器效率83%，壓縮機壓縮比為1.29；

（10）冷卻水的費用為0.4元/t；

（11）全年工作時間為7200 h；

（12）1 kW·h電的價格為0.5元。

3.2 結果分析

通過使用 EES軟件對于兩種烘干系統進行理論模擬，在保持冷凝量、濕衣物重量相等的情況下，得到兩種烘干系統模擬結果對比情況，如表1。

通過表1可以看出，與常規電加熱熱風烘干系統方案相比，該系統具有顯著的熱力性能優勢。在保證冷凝量為1.02 kg/h的情況下，該設計系統的單位能耗除濕速率MER僅為0.5018，較常規電加熱熱風烘干系統降低了16.5%，COP為0.79，較常規電加熱熱風烘干系統提高了 16.5%；此外，相比較常規電加熱烘干系統方案烘干溫度 90 ℃，該方案設計的滾筒操作溫度僅為57.68℃，有效拓展了可烘干衣物的范圍；另外，設計的系統年節約成本為781.2元，在未來烘干衣物領域具有很大的潛力。

表1 兩種烘干系統對比情況

4 關鍵操作參量影響分析

4.1 系統空氣流量

圖5為系統空氣流量對系統烘干時間和總功率消耗的影響規律，系統空氣流量即為經過壓縮機的流量。由圖5可知，當系統空氣流量由40 kg/h增大為67 kg/h，烘干時間由197.4 min減小為117.8 min，總功率消耗由0.7363 kW增大為1.233 kW，系統空氣流量的增大會使得冷凝速率增加，因此烘干時間會縮短，但是系統總功率消耗也會隨系統干空氣流量增大而成正比增加。

4.2 風機空氣流量

圖5 系統空氣流量對烘干時間和總功率消耗影響

圖6 風機流量對滾筒前溫度和滾筒前相對濕度影響

圖6為風機流量對滾筒前溫度和滾筒前相對濕度的影響規律。由圖6可知，風機空氣流量的增加能夠有效的降低進入滾筒的溫度，當風機流量增加到150 kg/h，進入滾筒的溫度降低為54.91 ℃，此溫度比風機流量為 60 kg/h的進入滾筒溫度低14.1%。同時，保證進入滾筒的濕空氣焓值不變，因此相對濕度就會增大。另外，風機流量對于系統功率消耗、冷凝速率等參數影響不大。

4.3 壓縮機效率

保持換熱器的換熱量和風冷器的散熱量不變，因此，能量輸入基本保持不變，MER（以含濕率70%，濕衣物質量5 kg為基準）的值直接取決于冷凝速率。

圖7為壓縮機效率對系統烘干時間和冷凝速率的影響規律，由圖7可知，壓縮機效率由0.6增加到0.88時，冷凝速率相對應的由0.9005 kg/h增加為 1.058 kg/h。這是因為當壓縮機功率增大時，壓縮機出口溫度會相應降低，當經過換熱器和風冷器放出同樣熱量時，風冷器出口的空氣溫度會更低，冷凝速率就相應增大，同時，烘干時間也會從233.2 min降低到198.4 min。

圖7 壓縮機效率對烘干時間和冷凝速率影響

圖8 壓縮機效率對MER和COP影響

圖8為壓縮機效率對MER和COP的影響規律。由圖 8可知，隨著壓縮機效率的增大，MER逐漸減小，其變化規律與干燥時間變化規律類似，與理論公式相符合，這是因為總功率消耗和濕衣物質量基本不變，MER的變化直接取決于冷凝速率的變化規律。同時，隨著壓縮機效率的提高，COP也隨之增大。

4.4 膨脹機效率

圖9為膨脹機效率對系統烘干時間和冷凝速率的影響規律。由圖 9可知，隨著膨脹機功率由 0.6增加到0.87時，冷凝速率也會正比例增加，烘干時間由216.2 min減小為201.2 min，比起壓縮機效率的影響，膨脹機效率對于烘干時間影響較小。

圖9 膨脹機效率對烘干時間和冷凝速率影響

圖10為膨脹機效率對MER的影響規律。由圖10可知，隨著膨脹機效率的增大，MER逐漸減小，其變化規律與干燥時間變化規律類似。這是因為風冷器散熱量不變，膨脹機效率增大，僅僅會使得冷凝水量增加，對于總能耗影響較小，因此，烘干時間如何變化基本決定了 MER的變化規律。同時，隨著膨脹機效率提高，COP也隨之增大。

4.5 滾筒出口溫度

圖11為滾筒出口溫度對系統烘干時間和冷凝速率的影響規律。由圖11可知，隨著滾筒出口溫度的提高，冷凝速率得以增大，隨之烘干時間變短，當滾筒出口溫度為 54 ℃時，冷凝速率達到 1.695 kg/h，烘干時間只有123.9 min。

圖10 膨脹機效率對MER和COP影響

圖11 滾筒出口溫度對冷凝速率和烘干時間影響

5 結 論

通過使用 EES軟件對于空氣低溫烘干循環系統進行理論模擬分析，可以得出以下結論。

（1）通過將空氣低溫烘干循環系統的模擬結果與常規電加熱烘干系統的結果進行比較，在保持冷凝速率相等的情況下，本文設計的烘干系統能夠節能15.7%，并且滾筒前溫度為57.68 ℃，比常規電加熱烘干系統滾筒前溫度低35.7%，MER值也較常規電加熱系統低16.5%；COP值為0.79，較常規電加熱烘干系統提高16.5%。

（2）系統空氣流量由40 kg/h增加為67 kg/h，烘干時間會縮短40.3%，風機流量由60 kg/h增加為150 kg/h，進入滾筒的溫度降低14.1%。

（3）壓縮機效率由0.6增加到0.88時，系統烘干時間降低34.8 min，膨脹機效率由0.6提高到0.87時，系統烘干時間降低15 min，壓縮機效率影響要比膨脹機效率明顯；另外，隨著壓縮機效率和膨脹機效率的提高，烘干系統的COP隨之增大。

[1]賈清華.雞腿菇熱風干燥數學模型及其干品貯藏條件的研究[D].呼和浩特：內蒙古農業大學，2010.

[2]黃忠闖，李全陽，姚春杰，等.熱風干燥和真空冷凍干燥芒果品質的比較研究[J].食品工程，2011（9）：1-5.

[3]張緒坤.熱泵干燥熱力學分析及典型物料干燥性能研究[D].北京：中國農業大學，2005.

[4]Manuel R Conde.Energy conservation with tumbler drying in laundries[J].Thermal Engineering，1997，12：1163-1172.

[5]Deans J.The modeling of a domestic tumbler dryer[J].Thermal Engineering，2001，21 ：977-990.

[6]Ahmadul Ameen，Saiful Bari.Investigation into the effectiveness of heat pumpassisted clothes dryer for humid tropics[J].Energy Conversion and Management，2003，45：1397-1405.

[7]Bansal P K，Braun J E，Groll E.A.Improving the energy efficiency of conventional tumbler clothes drying systems[J].International Journal of Energy Research，2001，25：1315-1332.

[8]Bansal Pradeep，Sharma Karishma，Islam Sumana.Thermal analysis of a new concept in a household clothes tumbler dryer[J].Energy，2010，87 ：1562-1571.

[9]Bansal Pradeep，Islam Sumana，Sharma Karishma.A novel design of a household clothes tumbler dryer[J].Thermal Engineering，2010，30： 277-285.

[10]Takushima Akira，Inoshiri Ryo，Okada Toshinori.Condensation performance of air-cycle dryer system[J].Science et echnique du Froid，2001，1：508-515.

[11]Brauna J E，Bansal P K，Groll E A.Energy efficiency analysis of air cycle heat pump dryers[J].International Journal of Refrigeration，2001，25：954-965.

[12]Moon Choon，Bansal Pradeep.A comparative study of compression–Expansion type dehumidif i cation systems to achieve low dew point air[J].Thermal Engineering，2009，29：3175-3181.