CO2水源熱泵驅(qū)動溶液除濕新風(fēng)系統(tǒng)性能研究

劉艷梅 劉雄

西安建筑科技大學(xué)建筑設(shè)備科學(xué)與工程學(xué)院

0 引言

傳統(tǒng)空調(diào)采用熱濕耦合處理的方式來創(chuàng)造舒適的室內(nèi)熱濕環(huán)境，這 種方式空調(diào)能耗大、室 內(nèi)空氣品質(zhì)差、能 源利用率低[1]。溫濕度獨(dú)立控制空調(diào)系統(tǒng)是降低建筑能耗、改 善室內(nèi)空氣品質(zhì)的有效途徑，而 溶液除濕技術(shù)是實(shí)現(xiàn)溫濕度獨(dú)立控制的重要方法之一，目 前有文獻(xiàn)利用熱泵來為溶液除濕空調(diào)同時(shí)供冷、供 熱[2-5]，但 這些系統(tǒng)一般都使用氟利昂作為制冷劑，所 提供的再生溫度小于60 ℃，冷 凝熱不足使溶液再生效率低。隨著環(huán)境保護(hù)要求不斷提高，氟利昂類制冷劑會逐漸被禁用，而 CO2作為自然工質(zhì)將越來越受到重視，在 CO2跨臨界制冷循環(huán)中，高 壓側(cè)換熱在超臨界狀態(tài)完成，會 產(chǎn)生較大溫度滑移，適 合于產(chǎn)出 70～90 ℃的熱水[6]，可 作為溶液再生熱源，但 CO2跨臨界循環(huán)節(jié)流損失大，制 冷循壞效率較低。因此本文提出了一種冬夏兩用 CO2水源熱泵驅(qū)動的溶液除濕新風(fēng)系統(tǒng)，可 實(shí)現(xiàn)新風(fēng)的溫濕度獨(dú)立處理。本文介紹了系統(tǒng)工作原理，建 立了系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，模 擬了4 個(gè)可控關(guān)鍵因素對系統(tǒng)性能的影響。

1 系統(tǒng)介紹

CO2水源熱泵驅(qū)動的溶液除濕新風(fēng)系統(tǒng)由 LiCl溶液循環(huán)、C O2制冷循環(huán)、地 下水循環(huán)組成。系統(tǒng)可在夏季時(shí)對新風(fēng)進(jìn)行冷卻除濕，冬季時(shí)對新風(fēng)加熱加濕。圖1 與圖2 為系統(tǒng)夏季與冬季運(yùn)行流程圖。

圖1 CO2水源熱泵驅(qū)動的溶液除濕新風(fēng)系統(tǒng)夏季流程圖

圖2 CO2水源熱泵驅(qū)動的溶液除濕新風(fēng)機(jī)組冬季流程圖

夏季時(shí)，C O2跨臨界制冷循環(huán)對新風(fēng)進(jìn)行冷卻，溶 液除濕循環(huán)對新風(fēng)進(jìn)行除濕。CO2先在用戶換熱器內(nèi)吸熱，經(jīng) 四通閥、壓 縮機(jī)進(jìn)入氣冷器，冷 凝熱首先根據(jù)溶液再生需求被優(yōu)先處理，剩 余熱量在水源換熱器內(nèi)釋放給地下水，而 過冷狀態(tài)的 CO2經(jīng)節(jié)流閥、儲 液器后流回用戶換熱器，完 成制冷循環(huán)。溶液除濕循環(huán)中，較濃 LiCl 溶液先在冷卻器內(nèi)降溫后送入除濕器與空氣進(jìn)行熱質(zhì)交換，待 處理空氣濕度達(dá)到送風(fēng)要求后送往用戶換熱器進(jìn)行冷卻，而 除濕器出口稀溶液與來自再生循環(huán)的濃溶液混合，混 合溶液的一部分送往冷卻器、除 濕器進(jìn)行下一個(gè)除濕循環(huán)，而 另一部分經(jīng)溶液熱交換器升溫后與再生器出口高濃溶液混合，混 合溶液的一部分被送往氣冷器加熱，后 流入再生器進(jìn)行下一個(gè)再生循環(huán),而另一部分經(jīng)溶液熱交換器被降溫后送往除濕循環(huán)。

冬季時(shí)，系統(tǒng)中 CO2跨臨界循環(huán)對新風(fēng)進(jìn)行加熱，除 濕循環(huán)對新風(fēng)進(jìn)行預(yù)熱加濕。此模式下，四 通閥換向使CO2工質(zhì)逆轉(zhuǎn)，用 戶換熱器及氣冷器承擔(dān)冷凝器角色，而 水源換熱器承擔(dān)蒸發(fā)器角色。C O2先在水源換熱器內(nèi)吸熱，經(jīng) 四通閥、壓 縮機(jī)后流入用戶換熱器，冷凝熱首先根據(jù)新風(fēng)加熱需求進(jìn)行熱量排放，后 在氣冷器內(nèi)將剩余熱量釋放給循環(huán)水。冷卻的CO2經(jīng)節(jié)流閥后進(jìn)入水源換熱器完成循環(huán)。在溶液除濕循環(huán)中，溶液替換為循環(huán)水，溫 度較高的循環(huán)水在除濕器內(nèi)對新風(fēng)進(jìn)行預(yù)熱加濕，待 處理空氣達(dá)到送風(fēng)濕度要求后送往用戶換熱器進(jìn)再熱，而 除濕器出口低溫水與來自氣冷器的高溫?zé)崴M(jìn)行混合，混 合后一部分流向除濕器對空氣加濕，而 另一部分流向氣冷器被加熱，完 成整個(gè)加濕循環(huán)。

2 系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

采用模塊化建模方法建立系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型。先將系統(tǒng)劃分為獨(dú)立的子系統(tǒng)，建 立子系統(tǒng)中各部件模型，然 后以部件之間的參數(shù)關(guān)系將部件模型連接成系統(tǒng)模型。CO2熱泵子系統(tǒng)部件模型參考天津大學(xué)提供的穩(wěn)態(tài)模型[7]。溶液除濕子系統(tǒng)中各類顯熱換熱器與儲液箱模型同王春苗等人提供的數(shù)學(xué)模型[8]。叉流絕熱除濕/再生設(shè)備采用 Le-NTU 模型，模擬中對設(shè)備進(jìn)行微元控制體劃分，并 利用離散的方式進(jìn)行數(shù)值求解[9]。

2.1 系統(tǒng)制冷量與再生熱量

系統(tǒng)總制冷量Qc、除 濕器等效制冷量（即除濕器所除水分的總潛熱值）Qd、C O2熱泵循環(huán)制冷量Qo、溶 液再生熱量Qre的計(jì)算如下：

式中：md為系統(tǒng)除濕量，kg/s；ho、hw為室內(nèi)、外空氣焓值，kJ/kg；ha,out為除濕器出口空氣焓值，kJ/kg；ωa,in、ωa，out為除濕器進(jìn)、出 口空氣含濕量，g/kg；hr,in、hr,out為氣冷器進(jìn)、出 口制冷劑焓值，kJ/kg。

2.2 系統(tǒng)性能評價(jià)指標(biāo)

系統(tǒng)耗功W：

式中：Wcom、Wpump、Wfan、W分別為壓縮機(jī)、水 泵、風(fēng) 機(jī)、總 耗功量，k W。

3 結(jié)果分析

本文采用控制變量法分析了 4 個(gè)可控關(guān)鍵因素對系統(tǒng)性能的影響，找 到標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境狀態(tài)下，機(jī) 組運(yùn)行最佳工況對應(yīng)的可控參數(shù)組合。

模擬以西安地區(qū)為應(yīng)用背景，設(shè) 定以下為模擬的標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境工況：1）夏 季室外空氣的標(biāo)準(zhǔn)工況：干 球溫度35 ℃，濕 球溫度26 ℃。2）夏 季室內(nèi)空氣設(shè)計(jì)工況：干 球溫度25 ℃，相 對濕度55%，新 風(fēng)量0.17 kg/s。3 ）系 統(tǒng)內(nèi)部設(shè)計(jì)參數(shù)：蒸 發(fā)溫度 12 ℃[10]，壓 縮機(jī)吸氣過熱度5 ℃，熱 交換器傳熱效能取0.6[11]，假 設(shè)工質(zhì)在設(shè)備內(nèi)無壓損。

3.1 新風(fēng)量對系統(tǒng)性能的影響

圖3 與圖 4 為標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境工況下，除濕溶液流量ms=0.5 kg/s、除 濕/ 再生內(nèi)循環(huán)比Rs=0.7、再 生空氣流量ma,re=0.3 kg/s 時(shí)，待處理新風(fēng)量ma,de變化對系統(tǒng)耗功，為 滿足溶液再生所需最低排氣壓力及系統(tǒng)性能的影響。由 圖3 可知：當(dāng)ma,de由0.05 kg/s 增加至0.17 kg/s時(shí)，系 統(tǒng)除濕量增大，溶 液再生量需求增加，為 滿足溶液再生所需排氣壓力升高，同 時(shí) CO2熱泵循環(huán)應(yīng)承擔(dān)制冷量增加，直接導(dǎo)致壓縮機(jī)耗功及風(fēng)機(jī)耗功增加。由圖4 可知：當(dāng) 新風(fēng)量增加時(shí)，除 濕器內(nèi)溶液與空氣的熱質(zhì)交換系數(shù)增大，除 濕器承擔(dān)的等效制冷量Qd迅速升高，當(dāng) 新風(fēng)量過大時(shí)，溶 液與空氣接觸時(shí)間縮短，熱 濕傳遞不充分，此 時(shí)Qd增速減緩，而 壓縮機(jī)耗功與風(fēng)機(jī)耗功的增量之和小于制冷量增量，因此 COPd與COPsys先增加后不變。CO2循環(huán)承擔(dān)制冷量的增幅與壓縮機(jī)耗功增幅基本一致，故 COPhp基本不變。綜 合而言，當(dāng) 新風(fēng)量為0.14 kg/s～0.17 kg/s 時(shí)，系 統(tǒng)性能較高，系統(tǒng)綜合制冷性能系數(shù)COPsys均值在4.55 左右。

圖3 新風(fēng)量對系統(tǒng)耗功及排氣壓力的影響

圖4 新風(fēng)量對系統(tǒng)性能的影響

3.2 除濕/再生內(nèi)循環(huán)比對系統(tǒng)性能的影響

圖5 與圖 6 所示為標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境工況下，當(dāng)ms=0.5 kg/s、ma,de=0.17 kg/s、ma,re=0.3 kg/s 時(shí)，除 濕/再生內(nèi)循環(huán)比Rs（Rs 指進(jìn)入除濕器/再生器的溶液流量與與循環(huán)泵3/循環(huán)泵2 出口處溶液流量的比值）對系統(tǒng)耗功，為滿足溶液再生所需最低排氣壓力及系統(tǒng)性能的影響。由于空氣流量、溶 液流量不變，因 此風(fēng)機(jī)耗功、泵 耗功不變。隨 著Rs增大，除 濕器入口溶液流量增加，進(jìn) 出口溶液濃度差減小，這 要求再生內(nèi)循環(huán)與除濕內(nèi)循環(huán)之間的溶液濃度差增大，因 此為滿足溶液再生所需最低排氣壓力升高，導(dǎo)致系統(tǒng)耗功增加。當(dāng)Rs＞ 0.65時(shí)，除 濕器出口溶液濃度大于 35%，此 時(shí)溶液再生困難，當(dāng)Rs不斷增加，系 統(tǒng)排氣壓力及壓縮機(jī)耗功迅速增大。由于室外新風(fēng)狀態(tài)不變，系 統(tǒng)制冷量不變，而 壓縮機(jī)耗功增加使COPhp和COPsys迅速下降。C OPd隨著Rs的增加先增加后緩慢減小，其 原因在于：當(dāng)Rs＜ 0.65時(shí)，隨 著Rs的增加，除 濕器內(nèi)溶液與空氣的熱質(zhì)交換系數(shù)增大，除 濕量與除濕器承擔(dān)的等效制冷量迅速增加，而 壓縮機(jī)耗功增加并不明顯，因 此COPd呈上升趨勢。而當(dāng)Rs＞0.65 時(shí)，壓 縮機(jī)耗功迅速增加，因 此COPd逐漸下降。因此，當(dāng)Rs控制在 0.65 左右時(shí)，系 統(tǒng)能夠保證較高的經(jīng)濟(jì)效益，C OPsys在4.29 左右。

圖5 內(nèi)循環(huán)比對系統(tǒng)耗功及排氣壓力的影響

圖6 內(nèi)循環(huán)比對系統(tǒng)性能的影響

3.3 再生空氣流量對系統(tǒng)性能的影響

圖7 與圖 8 所示為標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境工況下，當(dāng)Rs=0.7、ma,de=0.17 kg/s、ms=0.5 kg/s 時(shí)，再生空氣流量 ma,re 對系統(tǒng)耗功，為 滿足溶液再生所需最低排氣壓力及系統(tǒng)性能的影響。風(fēng) 機(jī)耗功隨著ma,re 的增加而增加。由 再生器模型可知：再 生空氣流量越大，再 生器內(nèi)溶液溫降越大，即 氣冷器溶液側(cè)入口溫度越低，故 為滿足溶液再生所需的系統(tǒng)排氣壓力及壓縮機(jī)耗功小幅增大，而再生空氣流量變化對制冷量無影響，因此當(dāng)ma,re增加時(shí)，系 統(tǒng)性能系數(shù)變化不明顯。經(jīng)分析知：再 生空氣流量變化對系統(tǒng)性能影響較小，當(dāng)ma,re由 0.12 kg/s 增加至0.3 kg/s 時(shí)，C OPsys在4.51～4.12 之間波動，因 此就本系統(tǒng)而言，再 生空氣流量設(shè)置為 0.12 kg/s 時(shí)即可保持較高性能。

圖7 再生空氣流量對系統(tǒng)耗功及排氣壓力的影響

圖8 再生空氣流量對系統(tǒng)性能的影響

3.4 溶液總流量對系統(tǒng)性能的影響

圖9 與圖10 所示為標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境工況下，當(dāng)Rs=0.7、ma,de=0.17 kg/s、ma,re=0.3 kg/s 時(shí)，除 濕溶液總流量m（sms是指除濕循環(huán)泵3 出口處溶液流量）對 系統(tǒng)耗功，為 滿足溶液再生所需最低排氣壓力及系統(tǒng)性能的影響。由圖9 可知：隨 著溶液流量的增加，泵 耗功增大。由于空氣流量不變，因此風(fēng)機(jī)耗功不變。溶液總流量的增加使進(jìn)入到再生循環(huán)中的稀溶液流量增加，即 混合后進(jìn)入再生器的溶液濃度減小，溶 液再生較容易，因 此系統(tǒng)排氣壓力逐漸減小。另一方面，溶液總流量的增加使除濕器內(nèi)熱濕交換得到強(qiáng)化，系 統(tǒng)除濕量與除濕器承擔(dān)的等效制冷量Qd增加，但 除濕器出口空氣焓值卻逐漸增大，導(dǎo) 致 CO2熱泵循環(huán)需承擔(dān)冷量的增加，進(jìn) 而使壓縮機(jī)耗功先減小后增大。當(dāng)ms＜ 0.5 kg/s 時(shí)，隨 著ms不斷增加，Qd增量始終大于系統(tǒng)耗功增量，因此COPd逐漸增大。當(dāng)ms＞ 0.5 kg/s 時(shí)，隨 著ms的增加，Qd增量逐漸減小，因 此COPd趨于不變。而壓縮機(jī)耗功增量與CO2循環(huán)制冷量增量幾乎一致，因 此COPhp不變。系統(tǒng)總制冷量只有小幅提升，而 系統(tǒng)耗功先減小后增大，故 COPsys先增大后減小。當(dāng)ms設(shè)置為0.5 kg/s 時(shí)，系統(tǒng)性能較優(yōu)，C OPsys維持在4.09 左右。

圖9 溶液總流量對系統(tǒng)耗功及排氣壓力的影響

圖10 溶液總流量對系統(tǒng)性能的影響

4 結(jié)論

本文提出了 CO2水源熱泵驅(qū)動的溶液除濕新風(fēng)系統(tǒng)，建 立了系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型，通 過 MATLAB 軟件與 refprop9.0 軟件模擬分析了 4 個(gè)關(guān)鍵可控關(guān)鍵因素對系統(tǒng)性能的影響，對 模擬結(jié)果分析可得：

1）新 風(fēng)量變化對系統(tǒng)運(yùn)行性能影響顯著，除 濕/再生內(nèi)循環(huán)比與溶液流量變化對系統(tǒng)性能影響較小，而再生空氣流量變化對系統(tǒng)性能影響不明顯。

2）系統(tǒng)綜合制冷性能系數(shù) COPsys隨著新風(fēng)量的增大呈近似對數(shù)曲線上升趨勢，在 標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境狀態(tài)參數(shù)下，當(dāng)新風(fēng)量為 0.14～0.17 kg/s 時(shí)，系統(tǒng)性能較高，COPsys均值在 4.55 左右。COPsys隨著除濕/再生內(nèi)循環(huán)比Rs的增加逐漸降低，當(dāng)Rs控制在 0.65 左右時(shí)，COPsys可保持在4.29 左右。COPsys隨著溶液總流量ms的增加緩慢下降，當(dāng)ms為0.5 kg/s 左右時(shí)，C OPsys維持在4.09 左右。當(dāng)再生空氣流量在0.12～0.3 kg/s 之間波動時(shí)，C OPsys在4.51～4.12 之間波動，其 值變化不明顯，因此就本系統(tǒng)而言，ma,re設(shè)置為 0.12 kg/s 時(shí)系統(tǒng)可保持較高性能系數(shù)。

3）將 系統(tǒng)應(yīng)用于西安市某200 m2辦公建筑，模 擬得到了標(biāo)準(zhǔn)環(huán)境工況下，4 個(gè)可控參數(shù)的最佳組合：Rs=0.65、ma,de=0.17 kg/s、ms=0.5 kg/s、ma,re=0.3 kg/s 時(shí)，機(jī) 組運(yùn)行效率最高，此 時(shí)COPsys為4.38。