無霜式溶液除濕溫濕度分控空調系統(tǒng)性能研究

鐘佳伶 劉雄楊 明佳

西安建筑科技大學建筑設備科學與工程學院

0 引言

傳統(tǒng)的蒸汽壓縮系統(tǒng)雖然技術成熟，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，將二者結合起來，組成復合系統(tǒng)可提高節(jié)能效果[3-6]。

現(xiàn)有溶液除濕復合空調系統(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。通過總結前人的研究經(jīng)驗，本文提出了一種無霜空氣源熱泵驅動的溶液除濕溫濕度分控空調系統(tǒng)（如圖1 所示）。室內濕度、溫度分別由溶液除濕系統(tǒng)、室內顯熱末端控制。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)對進入室外換熱器的空氣進行除濕處理，使其露點溫度低于翅片表面溫度，避免換熱器結霜。

圖1 無霜空氣源熱泵驅動的溶液除濕溫濕度分控空調系統(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)壓縮機出口端排出后，經(jīng)四通閥、單向閥1 進入溶液加熱器，放出部分冷凝熱后，經(jīng)電磁閥 1 進入室外換熱器，冷凝放出剩余熱量，然后通過單向閥5 進入節(jié)流閥絕熱節(jié)流，節(jié)流后進入冷水換熱器，在室外換熱器內吸熱蒸發(fā)后，從四通閥流出，進入壓縮機吸入口，進入下一個循環(huán)。

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

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，一路進入溶液換熱器，冷卻降溫后，進入溶液處理器A 中與新風進行熱濕交換。另一路進入溶液熱交換器，與溶液泵2 加壓后的高溫濃溶液進行熱交換，再進入儲液器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入溶液加熱器，與高溫高壓制冷劑蒸汽進行熱交換，被加熱后的溶液經(jīng)電動三通閥3 進入溶液處理器B，與再生空氣進行熱濕交換被再生。另一路進入溶液熱交換器，經(jīng)電動三通閥2 進入儲液器2，與溶液處理器 A 除濕后的溶液混合，進入下一個循環(huán)。

1.2 冬季工況

冬季運行時，切換四通閥轉向，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，再進入室外換熱器與低溫氣液兩相混合制冷劑進行熱交換。

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 進入溶液處理器B，與室外空氣進行傳熱傳質交換，溫度、濃度降低。另一路進入溶液熱交換器，經(jīng)電動三通閥 2 進入溶液加熱器，被加熱后的溶液經(jīng)電動三通閥3 進入儲液器 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入溶液換熱器，與高溫熱水進行熱交換，被加熱后進入溶液處理器A中，與室外新風進行熱濕交換被再生。另一路溶液進入溶液熱交換器，進入儲液器3，進入下一個循環(huán)。

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

2 計算模型及性能評價指標

2.1 計算模型

除濕/再生器采用填料結構，空氣與溶液間的流型為逆流，由溶液與空氣質量與能量守恒關系式，氣液界面上的傳熱傳質守恒過程，建立微分數(shù)學模型[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 調用其物性參數(shù)。

壓縮機的機械效率取0.9，指示效率取0.8。溶液熱交換器效率取0.8。風機與泵的效率取0.6。

2.2 性能評價指標

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為室內顯熱末端制冷量，kW；W com為壓縮機耗功，kW；W f為風機軸功，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，室內外設計空氣參數(shù)均以西安地區(qū)為例。室外干球溫度 35 ℃，含濕量17.52 g/kg。室內干球溫度為 26 ℃，相對濕度為 50%。系統(tǒng)設計室內顯熱負荷為8 kW，濕負荷為0.8 g/s。

3.1 除濕器溶液進口濃度對系統(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，導致冷凝溫度也隨之減小（如圖3 所示冷凝溫度隨溶液濃度減小而減小），從而導致壓縮機功率減小。可見在本系統(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勢差減小，除濕效果就會減弱，當室內濕負荷較大，所需的送風含濕量較大時，溶液濃度過低達不到送風含濕量要求。

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入溶液熱交換器的溶液與溶液泵1 加壓后的總溶液流量的比值。圖4 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：當再生流量比例由 0.08 增加到0.20時，COP 值增大，但當外循環(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，壓縮機的軸功也在增加，當再生流量比例大于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壓差降低，傳質推動力變小，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)的設計在系統(tǒng)性能提升上是否有優(yōu)勢，在相同的室內外參數(shù)下，將本文系統(tǒng)與文獻[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霜問題對熱泵性能影響較大[9]。相關研究表明，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霜問題[10]。設定室內干球溫度為20 ℃，相對濕度為50%，系統(tǒng)設計室內顯熱負荷為6.8kW，濕負荷為0.68 g/s，對冬季結霜區(qū)域內（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 結論

1）夏季工況下，當各影響因素除濕器溶液進口濃度、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）在冬季結霜區(qū)域內，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 ℃時達到最大值。

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