一種新型熱泵在掛面干燥中的優化研究

楊明佳 劉雄 鐘佳伶

西安建筑科技大學建筑設備科學與工程學院

0 引言

目前我國掛面年產量約 330 萬噸，產生效益 108億元左右，有 生產線的企業超過 5000 家，并 且呈逐年上升趨勢，市 場規模很大[1]。掛面生產加工的能源消耗中掛面烘干的能耗占很大比例，約 為60%左右。因 此掛面烘干環節的能源節約是降低掛面成本的關鍵。傳統的掛面干燥技術，供 熱設備熱效率低，熱 利用率不高[2]，探 究如何減少掛面干燥過程中的能量消耗對掛面加工生產過程中降低成本、節 能減排具有重要意義。

目前市場上存在的應用于掛面烘干的熱泵干燥系統存在諸多問題，比 如：低 負荷條件下無法滿足制熱需求。制冷劑在冷凝器中存在積液現象。直接用輔助電加熱，浪 費能源，降 低系統的性能。本文通過分析熱泵干燥系統的不足以及掛面烘干負荷的特點提出兩種優化方案，并 對兩種優化方案中的系統性能進行計算、分 析、比 較，得 出更優的應用于掛面的熱泵干燥系統形式。

1 烘房負荷的確定

賈紅林[3]等 人對西安地區冬夏季的掛面烘干負荷進行了詳細的分析和計算。掛面烘干分為三個干燥階段，各 階段參數如表1 所示[4-7]。

表1 掛面烘干各干燥階段參數要求

掛面烘房的設計以單次干燥 500 kg 濕掛面為例進行負荷計算，掛 面烘房的尺寸為：8.25 m（長）× 5 .55 m（寬）× 4 .2 m（高）。材 料為彩鋼板夾保溫材料。烘 房三個干燥階段的送風量分別為 14113 m3/ h、16340 m3/ h、11761 m3/ h。使用 ANSYS 熱分析軟件，采 用有限元法對圍護結構的傳熱情況進行模擬分析，得 到冬夏季烘房負荷的變化曲線如圖1 所示。

圖1 冬夏季烘房負荷變化曲線圖

圖1 為冬夏季烘房負荷變化曲線，夏 季烘房負荷在 109 min 時最大，為 13.347 kW，在 第 259 min 時負荷最小為冷負荷，值 為 -6.839 kW。冬季烘房負荷在第109 min 時最大，為 15.378 kW。在 第259 min 時負荷最小為冷負荷，值 為-5.637 kW。

2 改進后的熱泵干燥系統形式與性能分析

優化方案一是改進后的熱泵干燥系統形式，通 過優化系統的流程來提高熱泵干燥系統的整體性能。

2.1 系統流程

如圖2 所示，系統中室外換熱器會根據不同的運行要求起到輔助冷凝器或者輔助蒸發器的作用。兩個四通換向閥可以根據需求靈活切換制冷劑的流向，具體可以實現以下三個階段烘干要求。

圖2 改進后的新型熱泵干燥系統圖

2.1.1 烘房預熱階段

冬季掛面干燥在預干燥階段之前，需 要將烘房內的空氣預熱，該 階段不除濕。此時再熱器是冷凝器，冷卻器不工作且處于蒸發壓力下，室 外換熱器是蒸發器。制冷劑流程為1-2-g-3-4-8-7-e-1。

2.1.2 烘房預冷階段

夏季掛面干燥在預干燥階段之前，需 要對烘房內的空氣進行預冷，該 過程中再熱器、冷 卻器都是蒸發器，室 外換熱器是冷凝器。制冷劑流程如下：

第一路：1-2-b-7-8-6-5-1

第二路：1-2-b-7-8-4-3-d-1

2.1.3 正式干燥階段

掛面在進入正式干燥階段，當 系統放出的熱量多于掛面干燥所需要的熱量時，需 將系統運行中多余熱量排向室外。此時，冷 卻器是蒸發器，用 于除濕。再熱器是冷凝器，室外換熱器也是冷凝器。制冷劑的流程如下：

第一路：1-2-b-7-8-6-5-1

第二路：1-2-g-3-4-6-5-1

當系統的冷凝熱不能滿足掛面干燥所需要的熱量時，需 要從室外提取熱量，以 滿足工藝要求。此時，再熱器是冷凝器，冷 卻器是蒸發器，室 外換熱器處于蒸發壓力下，不工作或從室外空氣中吸熱。制冷劑流程如下：

第一路：1-2-g-3-4-6-5-1

第二路：1-2-g-3-4-8-7-e-1

2.2 優化后的熱泵干燥系統性能分析

2.2.1 熱泵干燥系統的性能評價指標

本文主要選擇熱泵系統的制熱系數COP、單 位能耗除濕量SMER 作為評價指標來評價系統的性能[8,9]。

熱泵系統的制熱系數為熱泵系統的制熱量和所消耗的驅動能量之比，一 般用COP 表示，寫 成公式為

式中：Qc— 熱泵系統的制熱量，kW；W—熱泵的消耗功率，k W。

單位能耗除濕量定義為消耗單位能量所除去物料中的水分量，該 指標是反映熱泵干燥裝置綜合性能的主要指標，一 般用 SMER 表示，其 公式為：

式中：Md e— 從物料中除去水分的質量，kg；τ— 干燥時間，h。

2.2.2 系統性能模擬結果分析

將各部件的系統仿真模型和結構參數以及各個干燥階段的參數值輸入MATLAB 軟件運行，得出數值進行分析。

如圖 3 所示，熱 泵干燥掛面過程中，夏 季干燥階段的系統 COP 都大于冬季干燥階段，夏季系統平均COP 為 4.31，冬季系統平均 COP 為 4.01。夏季平均COP 比冬季高7.5%。

圖3 冬夏季干燥階段的系統COP

如圖4 所示，夏 季干燥階段的系統 SMER 都大于冬季干燥階段。夏季的平均 SMER 為2.89，冬 季平均SMER 為2.79。夏季平均SMER 比冬季高3.6%。

圖4 冬夏季干燥階段的系統SMER

3 定頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統最優組合方案確定

優化方案二是使用定頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統形式，根 據烘房負荷變化曲線，烘 房的負荷變化范圍大。如果使用最大負荷確定壓縮機的頻率，會造成系統能源浪費而且很難滿足小負荷條件下系統高效運行。通過變頻壓縮機，可以根據負荷變化調整壓縮機的頻率，很 好的滿足不同負荷下烘房的干燥要求，并 減少能源浪費。

3.1 一個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統

根據冬夏季烘房負荷的變化曲線，進 入正式干燥階段，只 有6%的時間段負荷值是大于7.5 kW 的。其 他負荷都在 7.5 kW 到 -6.84 kW 之間，所以考慮使用一個定頻和一個變頻聯合運行模式。

3.1.1 一個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的原理

該系統是由一個變頻系統和一個定頻系統組成。兩個系統會根據負荷變化，實 現單系統運行和雙系統聯合運行的模式。系統圖如圖5 所示。

圖5 一個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統

3.1.2 系統運行方案

設定的定頻系統和變頻系統承擔的負荷都為7.5 kW。當烘房干燥掛面的負荷小于7.5 kW 時，只 運行變頻系統。當烘房干燥掛面負荷大于7.5 kW 時，定頻系統和變頻系統聯合運行。定頻系統承擔烘房負荷的7.5 kW 部分，變頻系統承擔烘房負荷多于 7.5 kW的部分。

3.2 兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統

使用一個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統，在 整個330 min 的干燥時間內，只 有主干燥階段的夏季 94 min 到 112 min 之間，冬 季 93 min 到113 min 之間是定頻和變頻聯合運行，剩下的都為變頻熱泵干燥系統單獨運行，定 頻系統不工作，這 樣不能充分利用定頻系統。此外冬夏季烘房負荷60%以上的數值都是小于 4.5 kW，如果用 7.5 kW 來對熱泵干燥系統進行選型，又 會造成能源浪費，系 統性能偏低等問題。所以考慮用兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統。

3.2.1 兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的原理

該系統是由兩個定頻系統和一個變頻系統組成。整個系統會根據負荷變化，實現變頻系統單獨運行，一個定頻和一個變頻系統聯合運行，兩 個定頻和一個變頻系統聯合運行三種運行模式。系 統圖如圖6 所示。

圖6 兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統圖

3.2.2 系統運行方案

兩個定頻熱泵干燥系統分別承擔4.5 kW 的負荷，變頻系統最大承擔 5 kW 的負荷。對于冬夏季整個熱泵干燥系統中負荷大于4.5 kW 且小于 9 kW 部分，聯合運行一個定頻和一個變頻系統。對于負荷值大于9 kW 的部分聯合運行兩個定頻和一個變頻系統。對 于負荷值小于4.5 kW 的部分，則 只單獨運行變頻系統。

3.3 定頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統性能分析

當變頻壓縮機穩態運行時，其 性能相當于一個在相同頻率下運行的定速壓縮機。因此，變 頻壓縮機在實際運行中可以離散為無窮多個與不同頻率相對應的定速壓縮機，本 文使用圖形法對變頻壓縮機進行建模，圖 形法的基礎是壓縮機制造廠家提供的壓縮機性能曲線。本 文選用三菱變頻壓縮機RHV207FEM，基 頻為60Hz，當 質量流量為0 時，對 應的零頻率為8.06Hz，頻率可調節的范圍為 9.68～120Hz。冷凝的溫度則為54.4 ℃，蒸 發溫度為7.2 ℃。具體參數如表2[10]所示。

表2 壓縮機的仿真模擬系數

3.3.1 變頻壓縮機的數學模型

已知特定的變頻壓縮機模擬參數，便 可以計算出壓縮機的基頻，以 及基頻下對應的壓縮機的質量流量和輸入功率，其 他頻率下的壓縮機質量流量和輸入功率與基頻下的各量存在比列關系，且 比列關系僅與壓縮機的頻率有關，與 蒸發溫度冷凝溫度等都無關[11]。具體公式如下：

1）基 頻下制冷劑質量流量和壓縮機輸入功率的計算公式

式中：M0*— 基頻下制冷劑的質量流量，kg/h；P0*— 基頻下壓縮機輸入功率，W ；Tc— 基頻下系統的冷凝溫度，℃ ；Te— 基頻下系統的蒸發溫度，℃ 。

2）制 冷劑質量流量與變頻壓縮機頻率之間的關系

式中：M0— 不同頻率下的制冷劑質量流量，kg/h；f— 變頻壓縮機的頻率，H z；f0—變頻壓縮機的零頻率，值為9.68Hz；f*— 基頻，值 為60Hz；C—公式參數取7.85。

3）壓 縮機輸入功率與變頻壓縮機頻率之間的關系

式中：P0—— 不同頻率下的壓縮機輸入功率，W 。

3.3.2 定頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統模擬結果分析

對兩種定頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統分別編寫程序，區 分熱泵干燥系統聯合運行和單獨運行情況，分別用 MATLAB 模擬計算出系統的 COP 和SMER 的數值。因為 COP 只反映了熱泵系統性能，而單位能耗除濕量 SMER 綜合反映了熱泵系統和干燥系統整體性能，是一個綜合性的指標。所以通過比較兩個變頻熱泵干燥系統的 SMER 來確定最優的組合方案。具體分析如下：

如圖7、圖 8 所示，冬 夏季干燥階段兩個變頻系統的SMER，兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統都大于一個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統。夏季兩個變頻系統的平均 SMER 分別為4.47、4.78，后 者比前者高6.9%。冬季兩個變頻系統的平均SMER 分別為4.57、4.85，后 者比前者高6.1%。

圖7 夏季干燥階段變頻系統SMER

圖8 冬季干燥階段變頻系統SMER

通過以上的比較分析，可 以確定定頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統的最優組合方案為：兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統。

4 兩種優化后的熱泵干燥系統的性能比較分析

通過對熱泵干燥掛面系統的分析比較，目 前有兩種優化方案，一種是改進后的新型熱泵干燥系統，通過對原有的新型熱泵干燥系統的不足進行分析，優 化了冬夏季熱泵干燥系統的流程，得 出更為節能的熱泵干燥系統。另一種是加入變頻熱泵干燥系統，通 過模擬分析出定頻和變頻熱泵干燥系統的最優組合方案，得出兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統這個最優組合方案。以下對改進后的熱泵干燥系統與兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的性能進一步比較。

4.1 熱泵干燥系統COP 的比較

由圖 9、圖 10 所示，冬 夏季三個干燥階段的兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的 COP 都大于改進后的熱泵干燥系統的COP。夏季兩個熱泵干燥系統平均 COP 分別為 4.31，5.84。冬季分別為：4.01，5.62。兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統平均 COP 夏季比改進后的熱泵干燥系統大26.2%，冬 季大28.6%。

圖9 夏季干燥階段系統的COP

圖10 冬季干燥階段系統COP

4.2 熱泵干燥系統SMER 的比較

如圖 11、圖 12 所示，在 整個冬夏季干燥階段，兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的SMER都大于改進后的熱泵干燥系統。夏季兩個熱泵干燥系統 的 平 均 SMER 分 別 為 ：4.78，2.88。冬 季 為 ：4.85，2.76。兩個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的SMER 夏季比改進后的熱泵干燥系統高66%。冬季高75.7%。

圖11 夏季干燥階段的系統SMER

圖12 冬季干燥階段的系統SMER

通過分析，兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的各項性能指標都優于改進后的熱泵干燥系統。所以最終確定最優的用于掛面烘干的熱泵干燥系統形式為：兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統。

5 結論

本文以單次干燥 500 kg 濕掛面為例進行負荷計算，掛 面烘房的尺寸為：8.25 m（長）× 5 .55 m（寬）× 4 .2 m（高）。材料為彩鋼板夾保溫材料。烘房三個干燥階段的送風量分別為 14113 m3/ h、16340 m3/ h、11761 m3/ h。通過分析計算兩種優化方案中的熱泵干燥系統的COP 和SMER 得出如下結論：

1）對 于改進方案一：改 進后的熱泵干燥系統。整個干燥過程，夏季的平均 SMER 為 2.89，冬季平均SMER 為2.79。夏季平均SMER 比冬季高3.6%。

2）對 于改進方案二：定 頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統。兩個變頻熱泵干燥系統在整個冬夏季干燥階段，兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的 SMER 都大于一個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統。所以確定出定頻和變頻聯合運行的熱泵干燥系統的最優組合方案為：兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統。

3）對 于兩種優化方案的系統進行比較。冬夏季各干燥階段，兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統的平均 SMER 和 COP 都大于改進后的熱泵干燥系統。夏季兩個熱泵干燥系統的平均 SMER 分別為：4.78，2.88，前 者比后者大 66%。冬季兩個熱泵干燥系統的平均 SMER 分別為：4.85，2.76，前者比后者大75.7%。通過分析，兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統各項性能指標都優于改進后的熱泵干燥系統，所 以最終確定最優的應用于掛面烘干的熱泵干燥系統形式為：兩 個定頻和一個變頻聯合運行的熱泵干燥系統形式。