轉輪輔助空氣取水流程優化及性能分析

涂 壤，劉孟丹，王思琪

(北京科技大學 土木與資源工程學院，北京 100083)

我國是一個水資源短缺的國家，國務院高度重視城鎮、工業、農業節水及水資源高效利用問題.《國務院關于實行最嚴格水資源管理制度的意見》[1]及《中國節水技術政策大綱》[2]明確指出，在完善節水措施基礎上，推進非常規水源開發利用，鼓勵在缺水以及氣候條件適宜的地區推廣空氣冷卻技術，鼓勵研究開發運行高效、經濟合理的空氣冷卻技術和設備.

我國西北內陸干燥地區的淡水資源極其短缺，嚴重影響居民日常生活和農業灌溉需求.雖然內陸干燥地區空氣較潮濕地區更為干燥，但是其中仍含有一定量的水蒸氣.通過廉價、高效的方法，將空氣中水蒸氣進行凝結獲取淡水，則可有效解決當地淡水資源短缺問題.現有空氣取水技術主要分為低溫冷卻法和太陽能驅動吸附法等.

低溫冷卻法采用低于空氣露點溫度的冷源將空氣中水蒸氣凝結為液態水.現有冷源制取方法主要分為壓縮式制冷和半導體制冷.壓縮式制冷法取水量在0.13～4.2 kg/h[3-5]，能耗在0.22～1.43 (kW·h)/kg[4-6].受蒸發溫度限制，該種裝置適用于潮濕地區.半導體制冷由于風量相對較小，取水量在0.02～0.11 kg/h[7-9]，能耗在0.39～5.21 (kW·h)/kg[10-11].在野外用于空氣取水時，通常采用太陽能光伏板供電[12].

吸附式空氣取水方法具有夜間吸附、白天脫附取水的周期性特征，單位質量吸附材料日取水量為0.049～0.412 kg/d[13-15].此外該方法還可采用太陽能對脫附過程進行驅動[16-17].侴喬力等[18]提出了一種改進的太陽能吸附式空氣取水器，其系統取水效率大大提高.此外還有一些學者對吸附材料進行研究，提出了新型的復合吸附劑并對其吸附-解吸性能進行了測定[19-20].由于僅在有充足日照時才有可能發生脫附及水蒸氣凝結過程，脫附速率同太陽輻射強度密切相關，文獻中單位質量的吸附劑的取水量范圍為0.049～0.412 kg/d.可見，吸附法日取水量低，且受脫附溫度和氣候影響，更適用于太陽強度大、氣候潮濕的季節和地區.

綜上所述，已有取水方法均適用于潮濕地區，在干燥地區使用，存在取水量小、能耗高的問題[21]，需在已有方法基礎上研究適用于干燥地區使用的新流程.本文提出基于轉輪加濕及壓縮式制冷的空氣取水裝置，可采用熱泵系統或太陽能驅動，通過加濕流程及冷熱源系統優化分析，實現系統取水量大、單位取水量能耗低的目標.

1 轉輪輔助空氣取水機組工作原理

轉輪輔助加濕的空氣取水裝置基本工作原理為：先采用熱能驅動轉輪，將被除濕空氣(Adeh)中水蒸氣轉移到被加濕空氣(Ahum)中，再采用冷源對加濕后的Ahum冷卻除濕.由于冷卻取水前空氣含濕量增加，其露點溫度提高，取水潛力增加.

該機組可采用多級轉輪加濕結構對空氣進行持續加濕，如圖1所示.機組采用N級轉輪，其中進口的被加濕空氣(Ahum,in)為環境狀態下的空氣(Aambi).被加濕空氣從室外狀態加濕為Ahum,2N(經過第N級轉輪后的加濕空氣)后，經冷卻器降溫除濕，出口的被加濕空氣為Ahum,out.每一級加濕流程包括1個轉輪(DW)、1個加熱器(H)、一股Adeh，1個Adeh側過濾器和Adeh側風機.每一級Adeh相互獨立，進口的被除濕空氣(Adeh,in)為Aambi，經轉輪除濕后(Adeh,out)排出機組.Ahum經每級轉輪加濕前需被加熱器加熱到再生溫度treg.

圖1 采用多級轉輪加濕的空氣冷凝取水系統Fig.1 Gas condensation atmospheric water harvesting system with multi-stage desiccant wheel configuration

蒸氣壓縮式冷熱源系統結構如圖2所示.當采用熱泵系統為取水裝置提供熱量時，熱泵系統的冷凝器可以用做加熱器，對加濕空氣進行加熱，熱泵的蒸發器(Evap)從環境中取熱.此外，H熱源也可采用太陽能加熱器，在太陽能資源較為豐富的時期替代熱泵系統為Ahum的加濕過程提供熱量.冷卻取水過程采用圖2所示冷機系統驅動，冷卻器(C)為冷機系統蒸發器，冷凝器(Cond)向環境放熱.

圖2 蒸氣壓縮式冷熱源系統結構Fig.2 System of heating and cooling sources powered by vapor compression cycles

本文基于圖1～2系統，研究其用于干燥地區空氣取水的性能.首先，在轉輪總體積、總風量一定的前提下，以小時取水量(WPR)為指標，研究高效加濕流程，包括treg、級數及空氣流量分配等因素.然后，基于具有較高WPR的轉輪加濕流程，分析理想冷熱源和實際冷熱源能耗以及各系統取水能效(WPE)，并與采用壓縮式制冷的低溫冷卻取水性能進行比較.

本研究采用轉輪熱濕傳遞模型計算空氣沿程溫濕度，轉輪模型具體描述及試驗驗證可參考文獻[22-23].本研究中選取硅膠吸附劑，基本參數為：密度為 1 129 kg/m3，比熱容為920 J/(kg·℃)，吸附熱為2.65×106J/kg，材料形狀因子為0.3，最大含水率為0.39 kg/kg[22-23].

2 機組加濕流程及性能分析

2.1 研究工況設計

基于DeST模擬軟件中烏魯木齊、吐魯番、和田以及喀什4個典型城市的全年日平均氣象參數，環境空氣含濕量(即空氣中水的質量分數wambi)在3～15 g/kg的時間約占63%，環境空氣溫度(tambi)在15～35 ℃的時間約占47%.根據之前的研究結果[23]，建議該取水機組運行在空氣含濕量大于3 g/kg的條件下.因此，本文選擇討論5 g/kg和10 g/kg的環境空氣含濕量.此外，wambi較高時，tambi也會相應升高，故而在本文選取干燥(工況1：tambi=20 ℃，wambi=5 g/kg)和潮濕(工況2：tambi=30 ℃，wambi=10 g/kg)兩個工況.分析兩類加濕流程，即單級加濕流程(SS)和多級加濕流程(MS).SS有1個轉輪，而MS有多級轉輪，且每級轉輪采用獨立的Adeh.

表1 各工況下轉輪參數和空氣流量Tab.1 Parameters of desiccant wheels and air flowrates under each working condition

系統性能采用WPR和加濕效率ηhum評價，計算公式如下：

WPR=Ghumρ(whum,2N-whum,out)/1 000

(1)

(2)

(3)

2.2 加濕流程性能分析

本節對表1所列6個系統加濕性能進行分析.首先比較不同工況下的空氣處理流程，選取3個案例，即SS的Fr=1案例(同MS的N=1案例相同)、SS的Fr=3案例及MS的N=3案例.圖3所示為以上3個案例在treg=70 ℃時的空氣處理流程，圖中：t為溫度；φ為相對濕度；w為含濕量；Adeh,out,1、Adeh,out,2及Adeh,out,3為經過每一級轉輪除濕區后的被除濕空氣；Ahum,1、Ahum,2、Ahum,3、Ahum,4、Ahum,5及Ahum,6為依次經過每級加熱器和轉輪加濕側后的被加濕空氣.

圖3 工況1下3個系統的空氣狀態變化Fig.3 Changes in air status of three systems under working condition 1

對比圖3(a)～3(b)，對于單級系統，增加Fr后，Adeh流量增加，Ahum流量降低，Ahum出口含濕量從Fr=1的9.0 g/kg增加到13.9 g/kg，但同時Ahum出口溫度從53.7 ℃降低到35.7 ℃，加濕過程中溫度的降低不利于轉輪后段空氣加濕.對比圖3(b)～3(c)，對于三級MS系統，Adeh總流量與SS的Fr=3案例相同，由于級間對Ahum加熱，Ahum溫度維持在較高范圍，有利于加濕，其whum,2N為15.7 g/kg，高于SS的Fr=3案例.但是由式(1)所示，WPR受whum,2N和Ghum同時影響.由于Ghum和whum,2N均隨Fr和N變化，因此需綜合考慮Ghum和whum,2N，對加濕流程進行優化.

圖4為工況1、2下，SS、MS系統在不同treg時，WPR及ηhum隨Fr及N的變化趨勢.當treg一定時，WPR隨著Fr的增加先升高后降低，對于所有工況，當Fr=2時，WPR最高.這是因為Fr增加，whum,2N增加，但是Ghum降低，存在一個最優Fr，使得WPR最高.從ηhum曲線可以看出，隨著Fr增加，Adeh流量增加，但ηhum降低，意味單位質量流量Adeh中水蒸氣利用率降低.此時，需考慮改變系統運行參數或改進流程來提高ηhum.

通過對比不同treg下的WPR和ηhum可知，提高treg可提高WPR及ηhum，但會帶來相應能耗的增加.因此可通過改進加濕流程，即采用MS替代SS，來提高ηhum，如圖4中虛線所示，因為MS的Fr=N，級數增加后，ηhum降低，但是當N增加到一定值后，ηhum高于SS系統在相同Fr時的值.對于相對干燥的工況1，當N=3時，MS的ηhum及WPR高于SS的Fr=3案例，對于相對潮濕的工況2，當N=2和3時，MS的ηhum及WPR均高于相應SS(Fr=N)的案例.

圖4 工況1、2下Fr和N對加濕系統WPR及ηhum 的影響規律Fig.4 Influence of Fr and N on WPR and ηhum of humidification systems under working conditions 1 and 2

對于圖4所有案例，MS的N=3案例具有最高的WPR.從提高WPR及保證較高ηhum的角度，推薦采用3級MS系統.

3 機組冷熱源能效分析

本節基于N=3的MS系統，分析該空氣取水裝置的理想冷熱源系統能效和實際冷熱源系統能效，并同直接冷卻取水系統的理想能效和實際能效進行對比.空氣取水能效計算式為

WPE=WPR/E

(4)

式中：E為投入機組的能量.

3.1 加濕流程性能分析

理想冷熱源系統為無數級理想卡諾循環和理想逆卡諾循環，如圖5所示.圖中：qm為空氣的質量流量；cp為空氣的比定壓熱容，本文取1.005 kJ/(kg·℃)；h為空氣的比焓；Q為熱量；T為熱力學溫度；Tambi為環境溫度.參考圖3(c)所示的空氣處理過程，Adeh,out,1、Adeh,out,2及Adeh,out,3的溫度高于室外溫度，具有做功能力，如圖5(a)所示，在空氣流動方向上構建無數級卡諾熱機，圖中T1為除濕后空氣溫度.

卡諾熱機對外做功Wi,deh為

(5)

Ahum經H加熱至treg，需外界對其做功，如圖5(b)，T2為H進口空氣溫度，T4為加熱器的出口空氣溫度.在空氣流動方向上構建無數級逆卡諾循環熱泵，外界做功Wi,H為

圖5 無數級卡諾循環及逆卡諾循環Fig.5 Infinite stage Carnot cycle and reverse Carnot cycle

(6)

(7)

式中：T4為Ahum,out狀態的溫度.對于Ahum,2N到Ahum,out的降溫過程，如僅有溫度變化，則dQ=qm,humcpdt(qm,hum為被加濕空氣的質量流量)，如果同時有濕度變化，dQ=qm,humdh，dh=cpdt+ivdw(iv為水蒸氣汽化潛熱，由于w單位為g/kg，因此本文中取iv=2.501 kJ/g).除濕過程濕空氣狀態沿飽和線變化，w和T之間的關系式為[22]

1 000/w=10-6exp(5 294/T)-1.61

(8)

空氣取水系統理想總能耗Wi為

Wi=Wi,H+Wi,c2-Wi,deh-Wi,c1

(9)

圖6 工況1、2下兩種系統Wi和WPEiFig.6 Wi and WPEi of two systems under working conditions 1 and 2

對于兩類系統，Wi隨WPR(與treg正相關)的升高而增加，WPEi隨著WPR的升高而降低.潮濕條件下(工況2)的WPEi高于干燥工況(工況1).對比本系統和直接冷凝取水系統，雖然本系統在Ahum加濕過程中需對其加熱，但由于相同取水量下，Ahum,out對應的露點溫度高于直接冷凝系統的空氣出口露點溫度，使得本系統理想功耗遠遠小于直接冷凝系統，WPEi是直接冷凝系統的1.2～1.6倍.因此，本系統較直接冷凝取水系統具有更優的性能，室外越干燥，優勢越明顯.

3.2 采用實際冷熱源系統時的節能潛力分析

相對于理想冷熱源，實際冷熱源系統無熱機做功、熱泵和冷機為有限級，換熱器換熱效率小于1，且制冷循環的熱力學完善度小于1.

本文研究的主動式冷熱源系統如圖2所示，采用單級熱泵(1個冷凝溫度)和單級冷機(1個蒸發溫度)提供熱量和冷量.此外，設置如圖7所示的熱回收器1和2，依次回收Adeh,out和Ahum,2N的熱量，對Ahum,in進行梯級預熱，可減少熱泵系統提供的熱量和功耗.Ahum,2N經熱回收器2被降溫，可以減少冷機系統的冷量和功耗.考慮換熱器面積和空氣流量有限，設定熱回收器效率為80%.設定熱泵冷凝溫度tcond,HP=treg+3 ℃，蒸發溫度tevap,HP=tambi-7 ℃.冷機蒸發溫度tevap,C=thum,out,dew-3 ℃，冷凝溫度tcond,C=tambi+7 ℃，熱泵和冷機的熱力學完善度為ε=0.5.

圖7 實際系統的熱回收循環Fig.7 Heat recovery cycle of actual system

熱泵能耗(WHP)和冷機能耗(WC)的計算公式分別為

(10)

(11)

式中：QH、QC分別為加熱器和冷卻器提供的熱量和冷量，可通過加熱器(H1～H3)和冷卻器(C)進出口空氣全熱變化計算，此處不詳細敘述；COPHP為熱泵的性能系數；Tcond,HP為熱泵的冷凝溫度；Tevap,HP為熱泵的蒸發溫度；COPC為冷機的性能系數；Tcond,C為冷機的冷凝溫度；Tevap,C為冷機的蒸發溫度.

對于直接冷凝式取水裝置，僅有冷機能耗，將室外空氣降溫除濕.不同WPR條件下，兩種系統運行在工況1、2的E和WPE如圖8所示.可見，隨著WPR的增加，WPE逐漸降低，因此在實際應用中，當采用熱泵系統加熱時，應同時考慮WPR和WPE對treg進行選擇.此外，在所討論工況下，本系統E低于直接冷凝取水系統，WPE高于直接冷凝取水系統，且室外越干燥(工況1)，本系統優勢越明顯.工況1、2條件下，本系統WPE最高分別為1.5及 2.1 kg/(kW·h).

圖8 工況1、2下兩種系統的實際E和WPEFig.8 E and WPE of two systems under working conditions 1 and 2

相對于直接冷凝系統，由于本系統Ahum加濕過程采用熱源驅動，所討論的treg為60～80 ℃，在此范圍內可有效利用太陽能加熱替代熱泵系統[24]，此時系統的E和WPE如圖9所示.采用太陽能替代熱泵后，WPE隨treg的增加而增加，工況1、2條件下，WPE最高分別為3.4及4.4 kg/(kW·h).

圖9 采用太陽能加熱替代熱泵后的實際E和WPEFig.9 E and WPE after replacing heat pump with solar heater

4 結論

本文提出一種用于干燥地區的轉輪輔助冷凝式空氣取水裝置，對包括級數、風量比在內的加濕流程進行優化，對理想和實際冷熱源系統能耗進行分析并與傳統冷凝式空氣取水裝置性能進行比較，主要結論如下：

(1)在轉輪總體積和總風量一定時，小時取水量隨著再生溫度treg的增加而增加，三級加濕流程較同Fr的單級流程具有更高的加濕效率，且取水量WPR最大，當環境空氣含濕量為5 及10 g/kg時，WPR在treg=80 ℃的條件下分別可達到20.2 及30.9 kg/h；

(2)對三級轉輪加濕冷凝式空氣取水系統的理想冷熱源功耗進行分析可得，隨著treg的增加，其理想功耗Wi增加，理想取水能效WPEi降低，室外越干燥，WPEi越低，相同工況下，本系統Wi遠遠小于直接冷凝取水系統，WPEi是直接冷凝取水系統的1.2～1.6倍；

(3)對于采用一級熱泵和一級冷機的實際冷熱源系統，采用熱回收后，本系統實際WPE是直接冷凝取水系統的1.1～1.6倍，特別在干燥條件下，節能優勢更為明顯.采用太陽能替代熱泵系統后，本系統的WPE從1.3～2.1 kg/(kW·h)提升至3.3～4.4 kg/(kW·h).