與熱泵結合的預冷型溶液除濕空調系統性能研究

嚴 磊,李文正,吳 薇,何伊靜,郭辰雨,張琪月,廖揚顙

(南京師范大學能源與機械工程學院,江蘇 南京 210023)

溶液除濕空調系統能降低建筑物空氣處理過程中的能耗[1],且除濕后的稀溶液能利用低品位的可再生能源進行再生[2-3],能源利用率更高. 此外,用于除濕的鹽溶液自帶的殺菌效果能夠改善室內空氣品質[4]. 因此,溶液除濕空調系統被廣泛研究[5-6].

溶液除濕循環與熱泵循環相結合的系統可以利用熱泵系統冷凝熱實現溶液再生,近年來引起很多學者關注[7-9]. 但是,冷凝器熱量可能無法滿足溶液再生的需求[10]. 為解決這一問題,Niu等[11]提出了一種具有雙冷凝器的溶液除濕和熱泵混合系統來提高系統再生能力,并通過數值模擬的方式研究了關鍵參數對系統性能的影響. 模擬結果表明,在25～34 ℃的環境溫度下,系統性能系數在0.3～1.3之間. 張凡等[12]建立了一種復合型溶液除濕空調系統,綜合利用太陽能、電加熱以及熱泵系統的冷凝熱作為溶液循環的驅動熱源. 當太陽能充足時,無需使用電加熱,系統性能系數隨室內顯熱負荷比的增大而減小. 當需要使用電加熱輔助溶液再生時,系統隨室內顯熱負荷比的增大而增大. 以上措施都從系統再生側出發,旨在優化再生驅動熱源的使用方式,從而增強系統的再生能力. Ou等[13]從系統除濕側考慮,建立了一種溶液冷卻除濕空調系統,待處理空氣先經過冷卻盤管去除部分濕負荷后再經過溶液除濕,降低了除濕過程溶液稀釋率,從而減輕系統的再生負擔. 研究結果表明,與常規溶液除濕空調相比,該系統的溶液稀釋率降低了39.64%,溶液再生系統的能耗從3.31 kWh降低到1.94 kWh,使系統整體能耗降低了22.3%.

溶液除濕系統的性能一直是研究的熱點. Zhang等[14]研究了除濕側空氣流量、進口溫度、相對濕度等參數對一種熱泵驅動的中空纖維膜溶液除濕空調系統性能的影響. 鄒同華等[15]研究了除濕器空氣入口含濕量、空氣入口溫度、溶液入口濃度、溶液入口溫度和入口氣液比對一種溶液除濕空調系統的除濕性能的影響. 在以上適用于夏季的系統中,通常關注的是除濕側相關參數的變化給系統帶來的影響,但鮮有考慮除濕與再生側的相互影響,尤其是系統再生側對除濕側乃至系統整體性能的影響.

本文建立一種與熱泵結合的預冷型溶液除濕空調系統,系統除濕側利用冷凍水對除濕前的溶液進行預冷處理,使用低溫低濃度溶液對空氣進行除濕,減輕濃溶液給溶液再生帶來的困難. 系統再生側通過分配熱泵冷凝熱,先預熱再生溶液,再預熱再生空氣,優化了再生驅動熱源的使用方式;利用低濕度的回風作為再生空氣再生,改善了溶液再生的條件. 并基于該系統通過建立相應數學模型,對熱泵冷凝熱分配比、再生空氣回風比以及冷凍水溫度對系統的影響進行研究,結果可以為溶液除濕空調系統的優化提供思路.

1 一種與熱泵結合的預冷型溶液除濕空調系統介紹

1.除濕器;2.再生器;3.壓縮機;4.制冷劑-溶液換熱器;5.冷凝器;6.節流裝置;7.蒸發器;8,9.溶液箱;10.溶液-溶液熱交換器;11.溶液-水熱交換器;12,13.溶液泵;14,15.風機圖1 系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of the system

圖1為一種與熱泵結合的預冷型溶液除濕空調系統的原理圖,該系統主要由熱泵循環和溶液循環組成.

溶液循環過程:除濕溶液先在溶液-水熱交換器中被來自小型冷水機組的冷凍水冷卻到設定值溫度. 然后從除濕器頂部噴灑,對進入除濕器內的空氣進行除濕后從除濕器底部流入溶液箱. 之后在溶液泵的作用下,一部分自循環再次進入除濕器,另一部分通過溶液-溶液熱交換器與來自再生側的溶液實現級間換熱. 再生溶液先在制冷劑-溶液熱交換器中被來自壓縮機的高溫制冷劑預熱. 然后從再生器頂部噴灑,溶液中的水分遷移至進入再生器內的空氣. 再生后的溶液流入底部溶液箱通過溶液泵后分成兩部分,一部分自循環再次進入再生器,另一部分流經溶液-溶液熱交換器去往除濕側.

制冷劑循環過程:制冷劑經壓縮機壓縮到高壓高溫送出后,先在制冷劑-溶液熱交換器中放出一部分熱量用于預熱再生溶液,然后進入空氣冷凝器中繼續放出冷凝熱量預熱再生空氣,隨后經節流閥節流降壓后進入蒸發器,吸收進入蒸發器的空氣熱量后汽化進入壓縮機.

除濕系統中除濕器與再生器中都采用了表面積為600 m2/m3、尺寸為700 mm×300 mm×140 mm的蒙特CELdel規整填料,制冷系統中的制冷劑為R134a. 系統工作時除濕側使用全新風,室外空氣經過除濕器后再經過蒸發器進入室內. 再生側可利用室內回風再生,再生空氣先經過冷凝器再進入再生器. 系統性能測試臺實物圖如圖2所示.

圖2 系統性能測試臺實物圖Fig.2 Physical diagram of systemperformance test bench

本系統的特點為:(1)部分級間流循環在維持溶液濃度的前提下,減少了除濕后與再生后級間循環的溶液流量,能減少系統再生冷凝熱的回帶和冷量的損耗. (2)增設了溶液進入除濕器前的預冷設備,這樣可以顯著降低除濕溶液溫度,實現采用低溫低濃度溶液運行的條件,減輕濃溶液給溶液再生帶來的困難. (3)采用含濕量較低的室內回風再生溶液,改善系統再生條件.

2 系統數學模型的建立及驗證

2.1 模型建立

受室內外環境的共同影響,室內回風與室外新風混合進入再生器前的狀態參數難以持續穩定,這不利于研究室內回風比對系統性能的影響. 且實驗中冷凝熱分配比難以精確地穩定在設定值. 現通過建立除濕/再生器模型、制冷循環模型、以及熱交換器模型等局部模型來建立整個系統數學模型,以此來開展相關研究. 模擬獲得結果可以為實驗過程參數工況的選擇提供指導.

2.1.1 除濕/再生器模型

除濕/再生器的結構采用叉流模型,基于NTU-Le模型建立空氣與溶液間的傳熱傳質的數學模型. 其中除濕器與再生器的傳質單元數利用現有實驗數據,通過對數平均焓差計算方法獲得[16]. 為簡化計算,模型中Le取1[17-18].

(1)

(2)

式中,Δhm為對數平均焓差,kJ/kg;ha,in、ha,out分別為空氣進、出除濕/再生器的焓值,kJ/kg;hs,equ,in、hs,equ,out分別為溶液進、出除濕/再生器的等效焓值,kJ/kg;NTU為傳質單元數.

2.1.2 制冷循環模型

利用REFPROP計算制冷劑R134a的熱物性參數. 選擇蒸發器出口制冷劑過熱度為5 ℃[19],冷凝器出口制冷劑過冷度為3 ℃[20]. 為簡化計算,蒸發溫度與冷凝溫度參考實驗數據來選擇. 取蒸發溫度為11 ℃,冷凝溫度基于空氣冷凝器溫度選擇,取比入口空氣溫度高17 ℃.

蒸發器制冷量Qe為:

Qe=mr(h1-h6)=ma,d(ha,sup-ha,d,o).

(3)

熱泵壓縮機耗功Ncom為:

(4)

冷凝器制熱量為:

Qc1=ma,rcp,a(ta,r,in-ta,r,1).

(5)

Qc2=ma,rcp,s(ts,r,in-ts,r,1).

(6)

Qc=Qc1+Qc2=mr(h2-h5).

(7)

式中,mr為制冷劑流量,kg/s;h1為壓縮機吸入口制冷劑的焓值,kJ/kg;h6為蒸發器入口制冷劑焓值kJ/kg;h2為實際壓縮機出口制冷劑的焓值,kJ/kg;ma,d、ma,r分別為除濕、再生空氣質量流量,kg/s;h5為冷凝器出口制冷劑的焓值,kJ/kg;ha,sup為送風空氣焓值,kJ/kg;ha,d,o為除濕器出口空氣焓值,kJ/kg;ηi為壓縮機指示效率;ηm為壓縮機機械效率;Qc1與Qc2分別為空氣冷凝器和溶液冷凝器制熱量,kJ/s;cp,a、cp,s分別為空氣、溶液的比定壓熱容,kJ/(kg·℃);ta,r,1是進空氣冷凝器的空氣溫度,℃;ta,r,in是出空氣冷凝器,進入再生器的空氣溫度,℃;ts,r,1為進溶液冷凝器的溶液溫度,℃;ts,r,in為出溶液冷凝器,進入再生器的溶液溫度,℃.

2.1.3 熱交換器模型

系統中有溶液-溶液熱交換器、溶液-水熱交換器以及制冷劑溶液熱交換器. 采用溫度效率εSHE來描述換熱器性能[21]:

(8)

兩股流體的能量平衡如下:

mcoldcp,cold(tcold,out-tcold,in)=mhotcp,hot(thot,out-thot,in).

(9)

式中,mcold、mhot分別為冷、熱流體的質量流量,kg/s;cp,cold、cp,hot分別為冷、熱流體的比定壓熱容,kJ/(kg·℃);tcold,in、tcold,out分別為冷、熱流體的進口溫度,℃;thot,in、thot,out分別為冷、熱流體的出口溫度,℃. 模型中各類熱交換器的εSHE取0.8.

2.1.4 性能指標

采用除濕量Mde、空氣在系統中獲得的冷量Qa以及系統性能系數COPsys來共同作為系統評價指標,可由式(10)～(12)計算得

Mde=ma(ωa,d,o-ωa,d,in),

(10)

Qa=ma(ha,sup-ha,d,in),

(11)

(12)

式中,ωa,d,in、ωa,d,o分別為空氣進、出除濕器的含濕量;ma為被處理空氣的質量流量,kg/s;ha,sup和ha,d,in分別為送風焓值和進除濕器空氣焓值,kJ/kg;Nfan和Npump分別為風機和溶液泵的軸功率,kW. 為便于分析,計算中風機與溶液泵損耗忽略不計;Ncom,w為制取冷凍水的壓縮機耗功,kW.

(13)

式中,mw為冷凍水質量流量,kg/s;cp,w為冷凍水的定壓比熱容,kJ/(kg·℃);tw,in、tw,o分別為冷凍水的進、出溶液-水換熱器的溫度,℃;COPw為制取冷凍水的機組的性能系數,參考實驗機組性能參數取3.07[22].

2.2 模型驗證

通過實驗數據對建立的數學模型進行驗證. 涉及的實驗工況如表1所示. 表中參數符號含義從左至右依次是除濕空氣入口溫度、再生空氣入口溫度、除濕溶液入口質量流量、再生溶液入口質量流量、除濕溶液入口溫度、再生溶液入口溫度、除濕空氣入口含濕量、再生空氣入口含濕量、除濕/再生溶液入口濃度.

表1 實驗測試工況Table 1 Experimental test conditions

對除濕器和再生器出口空氣的溫度和含濕量進行驗證,模擬計算值與實驗結果對比如圖3所示,可以發現,4個參數的實驗值和模擬值的偏差均在10%以內,因此驗證了模型的準確性.

圖3 模擬結果與實驗結果比較Fig.3 Comparison between simulation results and experimental results

3 結果與分析

3.1 再生側冷凝熱分配比的影響

本文提出的與熱泵結合的溶液除濕空調系統中,冷凝器分為溶液冷凝器和空氣冷凝器,分別用來預熱再生溶液和再生空氣. 冷凝熱分配比φ表示空氣獲得的冷凝熱量與熱泵總冷凝熱量的比值. 當φ=0時,表明冷凝熱全部用來預熱溶液;當φ=1時,表明冷凝熱全部用來預熱空氣.φ的大小會影響溶液與空氣的入口端參數,從而影響系統的再生性能,最終影響到除濕器性能以及系統的整體性能. 模擬過程中只改變φ,保持其它參數不變. 再生側采用的回風工況為溫度26 ℃,含濕量12.6 g/kg. 其它具體參數工況見表2.

表2 參數工況Table 2 Parameter conditions

從圖4(a)中可以看出,隨著φ從0增加到1,系統運行平衡時的除濕溶液入口濃度Xs,d,in的數值不斷減小,系統除濕量也呈現下降的趨勢.Xs,d,in的數值減小說明了系統的再生能力出現了弱化,再生后溶液的濃度越來越小,因此進入除濕側的溶液濃度不斷下降. 可見,相較于用于加熱溶液,冷凝熱量用于加熱空氣更不利于再生. 在溶液溫度不變的前提下,濃度變小,溶液的等效含濕量就會升高,空氣與溶液間的傳質驅動力隨之降低. 因此,除濕量隨著φ的增加由0.56 g/s降低到了0.4 g/s,下降了28.57%. 圖4(b)中空氣獲得的總冷量Qa與系統性能系數COPsys隨著φ的增加也呈現下降的趨勢,因為隨著除濕效果變差,空氣中遷移到除濕溶液的水蒸氣量減少,隨之失去的潛熱量減少,導致空氣除濕前后的焓降減小. 由此可見,φ的增加會對整個系統性能產生消極的影響. 因此,熱泵系統的冷凝熱全部用來加熱空氣并不是明智的方法,在必須設置空氣冷凝器的熱泵系統中,增設溶液冷凝器是對系統性能提升有利的措施,并且可以通過改善溶液冷凝器性能,使其盡可能承載更多的冷凝熱量,來提高系統整體性能.

圖4 冷凝熱分配比的影響Fig.4 Influence of condensation heat distribution ratio

3.2 再生側回風比的影響

定義回風比Rhf為室內回風量與總再生風量的比值.Rhf從0變化到1的過程包含了系統的再生空氣完全來自室內回風、室外新風,以及再生空氣由新風與回風混合的三種情況. 現研究Rhf從0到1變化時對系統產生的影響. 其中回風工況取值與上節相同,新風工況即為除濕器進口空氣參數工況. 具體參數如表3 所示.

表3 參數工況Table 3 Parameter conditions

由圖5可知,當Rhf由0逐漸增加到1時,Xs,d,in和除濕量逐漸上升,其中除濕量從0.42 g/s上升到了0.55 g/s,上升了30.95%.Qa和COPsys也呈上升趨勢,其中COPsys從2.84上升到了3.41,上升了20.07%.當Rhf逐漸增大時,室內回風在再生空氣中的含量逐漸增加,再生空氣的溫度與含濕量不斷下降,雖然此時空氣溫度降低,但其與空氣冷凝器間溫差增加,換熱增強,出冷凝器進再生器的空氣溫度只是略有降低. 但空氣的含濕量的減少會使再生過程中溶液與空氣間的傳質驅動力增加,極大地促進了溶液再生. 兩種因素綜合之下,促進溶液再生的作用更大,因此系統的再生能力逐漸增強. 于是再生后進入除濕側的溶液濃度會不斷上升,增強了溶液對空氣的除濕能力,系統除濕量由此增加. 此時空氣中遷移到除濕溶液中的水蒸氣量就會增加,隨之失去的潛熱量增加,導致空氣除濕前后的焓降增加,因此Qa上升. 隨著Rhf的增加,溫度變低的再生空氣進入冷凝器會改善熱泵系統的冷凝條件,熱泵的壓縮機功耗減小. 此處,在Qa上升和熱泵壓縮機功耗降低兩重因素作用之下,系統性能系數COPsys有較大幅度的上升. 基于此,相較于高溫高濕度新風,用低溫低濕度的回風再生能提升系統整體性能.

圖5 再生回風比的影響Fig.5 Influence of regenerative return air ratio

3.3 冷凍水溫度的影響

由上兩節可知,通過改變系統再生側的相關參數,系統的再生性能受到的影響會傳遞到系統除濕側從而影響到系統的整體性能. 本節通過改變除濕側冷凍水入口溫度tw,in,研究該參數變化對系統性能的影響. 具體參數工況如表4所示.

表4 參數工況Table 4 Parameter conditions

由圖6可知,當tw,in由14 ℃上升到18 ℃時,除濕量與Qa都在逐漸下降,其中除濕量由0.54g/s下降到0.5g/s;但Xs,d,in和COPsys卻逐漸上升,其中COPsys由2.96上升到了3.46,上升了16.9%. 因為當tw,in升高時,預冷后進除濕器的溶液溫度升高,這會降低溶液對空氣的除濕能力,導致了除濕量與Qa的下降. 由圖6(c)可知,制取冷凍水的冷水機組的功耗Ncom,w隨著tw,in的升高而降低,再對比圖6(b),發現Ncom,w降低的幅度大于Qa下降的幅度,因此COPsys是上升的. Xs,d,in上升是因為此時系統的除濕能力降低,除濕側溶液稀釋的速度比再生側溶液濃縮的速度慢. 但溶液濃度上升會提高溶液的除濕性能,因此tw,in的升高給系統除濕性能帶來的消極作用在一定程度上會被Xs,d,in的上升帶來的積極作用所抵消.

圖6 冷凍水入口溫度的影響Fig.6 Effect of inlet temperature of frozen water

4 結論

本文搭建了一種與熱泵相結合的預冷型溶液除濕空調系統實驗臺,并建立了與之吻合度良好的數學模型,模擬研究了系統再生側與除濕側相關參數對系統的影響,得到以下結論:

(1)隨著熱泵冷凝熱分配比φ由0增加到1,系統的再生能力逐漸變差,從而導致系統除濕能力降低了28.57%,系統性能系數也隨之下降. 因此,熱泵冷凝熱應盡可能用來預熱再生溶液.

(2)隨著再生側回風比Rhf由0增加到1,系統的再生能力不斷提高,系統的除濕能力和性能系數分別上升30.95%和20.07%. 因此,利用回風再生溶液可以有效提高系統的整體性能.

(3)隨著冷凍水入口溫度的上升,系統性能系數會上升,系統的除濕能力卻會下降. 但來自再生側的調節會在一定程度上抵消冷凍水入口溫度給系統除濕能力帶來的消極影響.