除濕空調機組的能耗分析及其選擇應用

王凌杰，楊昌盛

（1.蘇州經貿職業技術學院，江蘇 蘇州 215000；2.沃桐福空氣調節設備（上海）有限公司，上海 200082）

0 引言

隨著室內空氣品質要求和空調系統節能要求的提高，空調系統的除濕技術，尤其是新風的除濕技術越來越受到重視[1]，各種調溫除濕空調機組在空調系統中得到了普遍應用。空調系統的能耗占我國建筑總能耗的40%～60%，其中干燥除濕是能耗較高、實施起來難度較大的一個環節[2]。考慮到當前能源緊張的現狀，除濕空調機組在選擇應用時必須在滿足參數的前提下，應優先選擇能耗較低的機組，以免產生額外的能源消耗，造成不必要的浪費。

目前市場上的除濕空調機組類型較多，大體上分為冷凍除濕、固體吸附除濕和液體除濕方法三類，各類機組的運行能耗存在差別。本文以下將對這三類機組的空氣處理過程及在處理相同空氣量時的能耗進行分析比較，以便為空調系統的節能設計提供參考依據。

1 除濕空調機組的除濕過程分析

除濕空調的典型設備分別是冷凍干燥除濕機、轉輪除濕機組和溶液除濕空調機組，各機組的工作原理與空氣處理過程存在較大差異。

冷凍干燥除濕機是將濕空氣冷卻至露點溫度以下，使濕空氣中的水蒸氣以液態的形式析出，實現冷卻除濕的目的。其內部設置了一套制冷系統，制冷系統運行時，蒸發盤管換熱器表面產生遠低于空氣露點的低溫，濕空氣流過蒸發器時，其中的水蒸氣首先達到飽和狀態，繼續降溫后將以液體的形式從空氣中分離出來，流入蒸發盤管下部的積水盤排出機組外。被降溫干燥后的空氣繼續流過冷凝盤管換熱器，吸收冷凝器散出的熱量，提高至所需溫度，送入被處理環境，完成除濕、升溫的過程。冷凍除濕機的空氣處理過程可用圖1的焓—濕圖表示，圖中1點為被處理空氣的初始狀態，圖中為濕空氣降溫除濕的過程，為干燥后空氣的升溫過程。見圖1。

圖1 冷凍除濕機的除濕過程h—d圖

轉輪除濕機組屬于固體吸附除濕范疇，其核心部件是一個蜂窩狀轉輪，由特殊陶瓷纖維載體和活性硅膠復合而成[3]；轉輪的整個盤面分隔為兩個扇形區域，其中約2/3為處理區，1/3為再生區。濕空氣通過轉輪的扇形處理區，其水蒸氣被轉輪上的固體吸附劑吸收，實現減濕作用。處理區吸收水蒸氣后含水量增加，除濕能力下降，此時轉輪在皮帶的驅動下以8 r/h左右的轉速連續轉動，使部分處理區盤面轉入再生區，再生空氣經電加熱（或其它熱媒加熱）形成的干熱空氣通過再生區，因吸附劑表面水蒸氣分壓力遠大于干熱空氣中水蒸氣分壓力，水蒸氣在此壓差推動下，擴散進入再生空氣中，使轉輪固體吸附劑恢復吸濕能力，從而實現連續除濕、再生的作用。

轉輪吸附除濕過程近似為等焓減濕過程，濕空氣中的水蒸氣在轉輪處理區中被吸附液化，放出熱量，導致被處理空氣的溫度升高，若需要將被處理空氣降溫到所需的送風溫度，還需要額外提供冷量。調溫轉輪除濕機組的空氣處理過程如圖2所示，圖中為濕空氣通過轉輪再生區被除濕的過程，為干燥空氣等濕冷卻至送風溫度的過程。

圖2 轉輪除濕機的除濕過程h—d圖

溶液除濕空調機組是利用了濃度較高的鹽溶液吸收水蒸氣的原理進行除濕的，濃度較高的鹽溶液水蒸氣分壓力低于濕空氣中的水蒸氣分壓力，水蒸氣在此壓差推動下向濃溶液擴散，并被濃溶液吸收，濕空氣因而被干燥。吸收了水蒸氣的濃溶液轉變為稀溶液，可經升溫后與再生空氣接觸，并釋放出水分而濃縮再生，恢復吸濕能力。溶液除濕空調機組處理空氣的過程如圖3所示，圖中為濕空氣與濃溶液接觸被吸濕冷卻的過程，為干燥空氣被加熱至所需送風溫度的過程。

圖3 溶液除濕空調機組的除濕過程h—d圖

2 不同類型除濕機組耗能的理論分析

由圖1、2、3可知，若將等G流量的濕空氣從同一初始狀態經除濕、冷卻（或加熱）至相同的送風狀態，實現相同的除濕量，不同類型的除濕機組消耗的冷量和熱量存在差異，以下對各類型除濕機組的冷熱消耗量進行分析，進而比較其能耗。

2.1 冷凍除濕機的總能耗

冷凍除濕機除濕過程消耗的冷量由制冷系統的蒸發器提供，加熱空氣的熱量則由制冷系統的冷凝器提供。對于有送風溫度要求的機組，可利用少部分冷凝熱，其余的冷凝熱排至室外環境或用于其它用途。冷凍除濕機組的耗冷量QLo與耗熱量QLe計算值見式（1）和式（2）所示。

冷凍除濕機組總能耗僅為制冷系統提供空氣除濕所需冷量而消耗的壓縮機功率，其大小為冷量QLo與系統制冷系數εL之比，即

2.2 轉輪除濕機的總能耗

轉輪除濕機組的除濕過程理論上不需要消耗冷量，而若將干燥處理后的空氣直接送入空調房間，則需要消耗空調系統的冷量。對調溫轉輪除濕機組，調節干燥空氣送風溫度所需的冷量則由另外配置的制冷系統提供，這部分冷量值為：

轉輪再生需要干熱空氣，高溫轉輪再生空氣的溫度不低于120℃，因此加熱再生空氣的熱量只能由電加熱器提供，不可能利用制冷機的冷凝熱。低溫再生轉輪配有制冷系統，兼有預冷、調溫功能，再生空氣的溫度為45～60℃，加熱量由制冷系統冷凝器提供，可不需要額外提供熱量，機組總能耗僅僅是制冷系統壓縮機的功耗，效率高于普通高溫轉輪除濕機，但其再生風量高。分析轉輪除濕機的能耗可以低溫再生轉輪除濕機為代表，低溫再生轉輪除濕機的總能耗為

2.3 溶液除濕機的總能耗

溶液除濕機在除濕過程中，濕空氣中的水蒸氣被濃溶液吸收時需要放出熱量，導致溶液溫度升高，水蒸氣分壓力增大，吸收過程的推動力減小，溶液吸收性能下降，因而需要冷量平衡除濕過程中產生的熱量，其值為：

除濕后的干燥空氣升溫需要的熱量來自于部分冷凝熱，其值為

式中，GR為再生空氣的質量流量，kg/s；

再生過程中需要將稀溶液升溫以提高溶液表面的水蒸氣分壓力，增強稀溶液散失水分的能力，使稀溶液濃縮為濃溶液，實現溶液除濕、再生的循環。溶液加熱所需的熱量由制冷系統冷凝熱提供，這部分熱量為：

式中，GR，z為再生溶液的質量流量，kg/s；Cp，R為再生溶液的平均定壓比熱，kJ/（kg·℃）；tR，o為再生溶液的出口溫度，℃；tR，i為再生溶液的進口溫度，℃；

溶液除濕機組的總功耗應為除濕過程消耗的冷量與系統制冷系數εR之比，調節機組出口干燥空氣的溫度及加熱再生側稀溶液的熱量全部由系統冷凝熱提供，無需消耗額外的功率，故而機組的總能耗可按下式計算。

在除濕量相同及濕空氣進出風狀態相同的情況下，由圖1、圖2、圖3可以得到 h1L=h1Z=h1R、h2L=h2Z=h2R、h2′L＜ h2′R，根據式（3）、（6）、（9），可比較不同型式的除濕機組消耗的功率。因冷凍除濕機制冷系統的蒸發溫度較低，溶液除濕機組則可以采用較高的蒸發溫度，因此有εL＜εZ＜εR，故首先可以得到PL＞PR，PL＞PZ，表明冷凍除濕機能耗高于其它兩種除濕機組的能耗。至于轉輪除濕機組與溶液除濕機組能耗的高低，則需要考慮具體設備的對比進行分析。

3 除濕機組的選擇應用方案耗能比較

理論分析并不能完全比較出轉輪除濕機組與溶液除濕機之間的能耗差別，以下通過除濕機組的具體選擇方案來進行分析比較，設計選型案例如下：

已知北京市某超市空調面積約5 000 m2，人員密度取0.48人/m2。夏季空調設計參數為：室內設計干球溫度tN=26℃，室內設計相對濕度φN=60%；夏季空調室外計算干球溫度tW=33.2℃，計算濕球溫度tW，s=26.4℃；建筑圍護結構傳熱、照明及室內設備散熱負荷約為55 W/m2；冬季設計參數為：室內干球溫度tN=20℃，相對濕度φN=50%；冬季室外計算干球溫度tW=-12.0℃，計算相對濕度φW=45%；室內熱負荷為約50 W/m2。

室內總冷負荷經計算為610 kW，冷負荷指標為122 W/m2。根據《公共建筑節能設計標準》，超市人均新風量為20 m3/（h·人），總新風量為48 000 m3/h，系統總送風量為160 000 m3/h。

對此超市進行空調系統設計和設備選型，系統采用PAU（新風機組）+AHU（空調箱）+VAV末端的形式，新風全部由新風除濕機獨立處理。新風除濕機考慮制冷劑型低溫再生轉輪除濕機和溶液除濕機兩種方案，系統設備選擇如表1所示。

表1 空調系統設計方案設備選型匯總表

由表1選型結果可見，同樣處理48 000 m3/h的新風，方案一的額定除濕量為633.6 kg/h，壓縮機輸入功率為43.8 kW，方案二的額定除濕量為961.9 kg/h，壓縮機輸入功率為34.4 kW，采用溶液除濕新風機組的方案優于采用轉輪除濕新風機組的方案，能耗可降低9.4 kW，表明溶液除濕機組能耗低于轉輪除濕機組。

4 結論

本文依據對不同類型的除濕空調機組除濕過程的分析，并結合設備的具體選擇應用，得出了以下結論：

（1）各類除濕空調機組在應用于恒溫恒濕環境的空調系統時，選擇溶液除濕機組可以實現除濕量大、出風含濕量低的目的，溶液除濕機組在節能方面具有較大的優勢。

（2）溶液除濕機組也存在某些缺點，特別是長期使用可能會出現溶液滲漏或逸出，產生腐蝕問題，因此在某些除濕量和出風含濕量要求不高的場合，可以考慮采用其它類型的除濕機。

隨著在溶液除濕機組提高能效方面研究的深入，各種新型高效的機組不斷出現，溶液除濕機組存在的問題將得到很好的解決。由于溶液除濕空調系統在節約能源、室內空氣品質控制方面都有比較明顯的優勢，因此其設計應用方案必將得到更廣泛的普及。