熱泵干燥系統性能模擬及優化研究★

魯宇星，穆永超，張 杰，劉 偉，王偉玉

(1.河北工程大學能源與環境工程學院,河北 邯鄲 056038;2.河北省科學院能源研究所,河北 石家莊 050221)

0 引言

空氣源熱泵干燥技術因其高效節能、安全環保且能保證干燥產品的品質等特點,被廣泛應用于農業、食品加工業和醫藥制造等行業[1-3]。

目前熱泵干燥技術還在不斷地發展中,許多專家學者也通過實驗或者模擬對其性能進行了研究。韓琭叢等[4]為了提高火龍果干燥品質,建立了其傳熱傳質模型,并通過實驗研究了其溫度與含水率的變化。于賢龍等[5]研究了在一定送風溫度和濕度下物料的脫水特性、介質溫濕度變化和系統能耗情況。孟照峰等[6]通過實驗研究了閉式熱泵干燥系統的性能,分析了壓縮機轉速、膨脹閥開度及干燥溫度對系統性能參數的影響。王詩雨等[7]對閉式與開式熱泵烤房的供熱性能進行了研究,并比較了二者的環保性和效率。楊文潔等[8]建立了不同形式的太陽能熱泵干燥系統,構建了單級壓縮熱泵和雙級壓縮熱泵的熱力學模型并分析其熱力學性能。康宏彬等[9]通過實驗研究了陳皮在不同溫度、風速和形狀下的干燥特性,并對實驗結果進行模型擬合,為陳皮干燥動力學建模提供依據。李大慶等[10]設計并搭建了太陽能熱泵聯合干燥系統,使用熱水與冷凝器共同作為熱源干燥煙葉,與單獨熱泵系統相比更加節能且經濟。Ren等[11]研究了干燥系統循環風量對循環空氣溫度、性能參數(COP)、除濕率(MER)、除濕能效比(SMER)的影響。Yang等[12]研究了閉式熱泵干燥系統自身的特點,設計了一種控制策略來提高過熱度和干燥溫度的精度。Romildo等[13]研究了對流干燥熱力學模型,測定了柿果的有效質量擴散系數,對其在不同溫度下進行干燥,對幾種不同的薄層干燥數學模型進行驗證,根據最佳相關系數與最小二乘法分析得出了最佳模型。

雖然熱泵干燥技術已經有了很大的發展,但這些研究大多是針對單級熱泵干燥系統和干燥產品品質進行,沒有對更多的系統形式進行研究。故本文對不同形式的熱泵干燥系統進行建模與理論分析,對比了在不同冷凝溫度和蒸發溫度下系統的能耗、除濕量、COP和除濕能效比(SMER),為熱泵干燥系統的設計和優化提供參考。

1 系統設計

物料干燥是一個能耗較大的過程,為了提高干燥效率,減少干燥過程的能耗,設計了4種不同形式的熱泵干燥系統并對其性能進行對比。圖1為單級壓縮熱泵干燥系統原理圖及熱泵循環p-h圖。圖2為準二級壓縮熱泵干燥系統原理圖與熱泵循環p-h圖。冷凝器出口設置換熱器,即經濟器。冷凝器出口制冷劑分為2路,其中輔路制冷劑經過節流降溫之后與主路制冷劑在經濟器內進行熱交換后變成中溫中壓的蒸汽進入壓縮機,增大了制冷劑的流量,主路制冷劑在經過換熱之后溫度降低,從而增大了蒸發器進口工質的過冷度,有助于增大系統除濕能力。單級壓縮熱泵干燥系統與準二級壓縮熱泵干燥系統的空氣循環過程如圖3(a)所示,點1為干燥箱進口空氣狀態點,循環空氣進入干燥箱與物料進行熱濕交換到2點進入蒸發器,被冷卻到露點溫度以下并析出水分(點3),后進入冷凝器被加熱到1點進入干燥箱完成循環。

圖4(a)為單級熱泵壓縮回熱干燥系統原理圖,在干燥箱出口增設回熱器與蒸發器出口空氣進行換熱,使循環空氣進入換熱器之前被預冷(或預熱),有助于提高系統效率。圖4(b)為準二級壓縮熱泵干燥系統,同時增設經濟器與回熱器,可以增大冷凝器出口制冷劑過冷度,并對空氣進入換熱器前進行預處理,提高系統效率。圖3(b)為空氣回熱循環變化過程,處于1點的高溫低濕空氣進入干燥箱對物料進行干燥后到達2點,后進入回熱器與蒸發器出口空氣進行換熱,等濕冷卻到點3進入蒸發器,溫度降到露點以下并析出水分,低溫低濕的空氣(點4)進入回熱器與干燥箱出口空氣換熱到5點,后經過冷凝器等濕加熱到點1進入干燥箱,進行下一循環。

2 數學模型

假定系統穩定運行,忽略設備與環境之間的換熱,工質在冷凝器與蒸發器內換熱均為等壓過程,冷凝器出口空氣溫度與冷凝器的溫差恒為5 K,蒸發器出口空氣溫度與蒸發器的溫差恒為5 K,利用EES軟件對上述4種熱泵干燥系統進行建模并對其性能進行分析。

制冷劑質量流量為:

(1)

其中,mr為制冷劑的質量流量,kg/s;Vt為壓縮機的體積流量,m3/s;v為壓縮機吸氣口蒸汽比容,m3/kg,ηv為壓縮機的容積效率,如式(2)所示:

(2)

其中,Vact為壓縮機的實際輸氣量,m3/s;Vth為壓縮機的理論輸氣量,m3/s。

壓縮機做功為:

(3)

其中,W1-2為壓縮機做功,kW;h1為壓縮機吸氣口制冷劑焓值,kJ/kg;h2為壓縮機出口制冷劑焓值,kJ/kg;ηi為壓縮機的等熵效率,如式(4)所示:

(4)

其中,Pi為壓縮機的理論輸入功率,kW;Pact為壓縮機的實際輸入功率,kW。

蒸發器換熱量為:

Qe=mrΔh=maΔha

(5)

其中,Qe為蒸發器換熱量,kW;Δh為蒸發器進出口工質焓差,kJ/kg;ma為循環空氣質量流量,kg/s;Δha為蒸發器進出口循環空氣焓差,kJ/kg。

各狀態點空氣焓值為:

hi=1.01ti+(2 490+1.84ti)di

(6)

其中,hi為空氣焓值,kJ/kg;ti為干球溫度,℃;di為含濕量,g/kg干空氣。

系統COP為:

(7)

系統除濕量G為:

G=ma×Δd

(8)

其中,Δd為蒸發器進出口循環空氣含濕量差,g/kg干空氣。

系統除濕能效比(SMER)為:

(9)

3 結果與分析

基于上述理論計算模型,對4種熱泵干燥系統的功耗、除濕量、COP和SMER進行模擬計算,并對不同工況下的性能參數進行對比。

圖5分別為在65 ℃和75 ℃冷凝時,不同蒸發溫度下系統功耗的對比。結果表明,與常規系統相比,增加經濟器和回熱器會使系統能耗顯著增加。當蒸發溫度相同時,蒸發器與循環空氣換熱量一定,壓縮機功耗也一定,但是增加經濟器可以增大冷凝器出口工質過冷度,使得系統換熱量增大,故循環空氣的流量增大,風機功耗增加;使用回熱器可以對蒸發器進口空氣進行預冷,使其焓值降低,進出口焓差減小,故循環空氣的流量也增大,風機功耗增加。蒸發溫度升高時,壓縮機吸氣密度增大,工質質量流量增大,導致壓縮機能耗增加。

圖6為分別在65 ℃和75 ℃冷凝時,不同蒸發溫度下系統除濕量的對比。結果表明,與常規系統相比,增加經濟器和回熱器能夠有效提高系統除濕量。由上可知,使用經濟器和回熱器時,循環空氣流量增大,因此系統除濕量增大,且同時使用經濟器與回熱器時,系統的除濕量最大。蒸發溫度升高時,工質流量增大,蒸發器與循環空氣換熱量增大,系統除濕能力增強。

圖7為分別在65 ℃和75 ℃冷凝時,不同蒸發溫度下系統COP的對比。結果表明,增加經濟器可以有效提高系統COP,增加回熱器會使系統COP降低,這是因為蒸發溫度一定時,使用經濟器可以提高系統換熱量,且換熱量的增大速率大于功耗增大速率,因此系統COP增大;但增加回熱器不改變系統換熱量,反而使循環空氣流量增大,增加了風機功耗,系統整體能耗增加,因此系統COP減小。當冷凝溫度為65 ℃時,同時增加經濟器與回熱器系統COP隨著蒸發溫度的升高逐漸低于常規系統;當冷凝溫度為75 ℃時,同時增加經濟器與回熱器系統COP高于常規系統,但總是低于經濟器系統,且當蒸發溫度為20 ℃時又低于常規系統。

圖8為分別在65 ℃和75 ℃冷凝時,不同蒸發溫度下系統SMER的對比。結果表明,增加經濟器和回熱器均可提高系統SMER。蒸發溫度相同時,由上可知,增加經濟器與回熱器,系統除濕量與能耗均增加,但是除濕量的增大程度大于功耗,因此系統SMER值增大。當冷凝溫度為65 ℃,蒸發溫度升高時,使用回熱器與經濟器系統的SMER先增大后減小,且蒸發溫度20 ℃時,同時使用經濟器與回熱器系統的SMER小于單獨使用回熱器系統。冷凝溫度為75 ℃,蒸發溫度升高時,4種系統的SMER均升高,且同時使用回熱器與經濟器系統的SMER最大。

4 結論

針對不同的熱泵干燥系統分別進行數學建模與理論分析,得到不同循環系統的性能對比情況,結果表明:

1)蒸發溫度與系統功耗、除濕量和SMER呈正相關。

2)在單級壓縮熱泵干燥系統的基礎上增設經濟器與回熱器均可以提高系統除濕量和SMER且同時增設經濟器與回熱器系統的SMER最大,但功耗也隨之增加。

3)在單級壓縮熱泵干燥系統的基礎上單獨增設經濟器系統的COP最大,單獨增設回熱器或同時設置回熱器與經濟器會使系統COP降低。