單級轉(zhuǎn)輪與熱泵復(fù)合系統(tǒng)在不同除濕深度下的應(yīng)用分析

李馨月，成家豪，張春路

（同濟大學(xué)機械與能源工程學(xué)院制冷與低溫工程研究所，上海 201804）

0 引言

轉(zhuǎn)輪除濕技術(shù)廣泛應(yīng)用于生活和生產(chǎn)領(lǐng)域，且各領(lǐng)域的除濕需求有所差異。例如，舒適性空調(diào)要求的露點溫度范圍約為7～19 ℃[1]；工藝性空調(diào)要求的露點較低，且范圍較大，約為-70～5 ℃[2]。

轉(zhuǎn)輪除濕系統(tǒng)的形式多樣，根據(jù)轉(zhuǎn)輪是否與熱泵結(jié)合，可以分為傳統(tǒng)轉(zhuǎn)輪除濕系統(tǒng)以及轉(zhuǎn)輪與熱泵復(fù)合系統(tǒng)（Heat Pump and Desiccant Wheel，HPDW）。有研究表明HPDW 系統(tǒng)具有較高的節(jié)能潛力和溫濕度控制能力[3-6]。目前，HPDW 系統(tǒng)在舒適性空調(diào)領(lǐng)域的應(yīng)用較為普遍，而在工藝性空調(diào)領(lǐng)域還未推廣應(yīng)用。此外，目前大部分文獻對HPDW 系統(tǒng)的研究都是基于與傳統(tǒng)轉(zhuǎn)輪除濕系統(tǒng)的比較，缺乏對不同HPDW 系統(tǒng)的對比分析。

本文總結(jié)了舒適性空調(diào)領(lǐng)域中采用單級轉(zhuǎn)輪的HPDW 系統(tǒng)形式，對四種具有代表性的系統(tǒng)進行了相同工況下的仿真研究。在此基礎(chǔ)上，將四種系統(tǒng)推廣至露點更低的工藝空調(diào)領(lǐng)域，由此總結(jié)出HPDW 系統(tǒng)在應(yīng)用中的關(guān)鍵問題及發(fā)展方向。

1 系統(tǒng)綜述

對文獻中HPDW 系統(tǒng)的總結(jié)見表1。這些系統(tǒng)的相同點在于轉(zhuǎn)輪與熱泵的耦合關(guān)系，即系統(tǒng)利用蒸發(fā)器提供處理側(cè)所需的制冷量或回收冷凝熱用于轉(zhuǎn)輪再生。系統(tǒng)間的區(qū)別則體現(xiàn)在具體形式和運行工況上。其中系統(tǒng)形式的差異包括：1）熱泵蒸發(fā)器的位置，例如蒸發(fā)器用于轉(zhuǎn)輪處理側(cè)前表冷或后表冷等；2）再生風(fēng)的來源；3）輔助熱交換部件的設(shè)置。另一方面從表1 中看出，系統(tǒng)運行范圍分布廣泛，進風(fēng)露點tp,d,in約為11～26 ℃，送風(fēng)露點tp,d,out約為0～18 ℃，再生溫度treg約為40～128 ℃。基于表1，本文選取了4 種典型的采用單級轉(zhuǎn)輪的HPDW 系統(tǒng)作為研究對象，如圖1 所示。

表1 文獻中的單級轉(zhuǎn)輪與熱泵復(fù)合系統(tǒng)

圖1 采用單級轉(zhuǎn)輪的HPDW 系統(tǒng)

后冷卻熱回收系統(tǒng)[9]的形式最為基礎(chǔ)，圖1(a)中，處理側(cè)的空氣先經(jīng)過轉(zhuǎn)輪升溫減濕，再經(jīng)過蒸發(fā)器降溫處理；再生側(cè)的新風(fēng)則經(jīng)過冷凝器升溫，再進入轉(zhuǎn)輪再生。預(yù)冷熱回收系統(tǒng)[16]如圖1(b)所示。該系統(tǒng)采用蒸發(fā)器前表冷的方式，即處理側(cè)的空氣先經(jīng)過蒸發(fā)器進行降溫除濕，再送入轉(zhuǎn)輪進一步除濕；再生側(cè)進風(fēng)先經(jīng)過熱回收冷凝器加熱，再經(jīng)過輔助電加熱器，最后送入轉(zhuǎn)輪再生。雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)[13]如圖1(c)所示。該系統(tǒng)有兩個并聯(lián)的蒸發(fā)器，分別用于前表冷和后表冷。處理側(cè)空氣先經(jīng)過前表冷蒸發(fā)器降溫除濕，再進入轉(zhuǎn)輪除濕，最后進入熱交換器及后蒸發(fā)器中降溫。再生側(cè)進風(fēng)經(jīng)過熱交換器及再生冷凝器加熱后進入轉(zhuǎn)輪再生，排風(fēng)經(jīng)過排熱冷凝器帶走多余冷凝熱。帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)[20]如圖1(d)所示。該系統(tǒng)的處理側(cè)蒸發(fā)器的設(shè)置與雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)一致，而再生側(cè)有所不同。本系統(tǒng)中排熱冷凝器置于室外環(huán)境中，利用室外新風(fēng)排出冷凝熱。

2 系統(tǒng)建模與驗證

基于上述四種典型的HPDW 系統(tǒng)，本文基于仿真平臺GREATLAB[21]搭建部件及系統(tǒng)模型。

2.1 建立模型

1）轉(zhuǎn)輪模型

轉(zhuǎn)輪模型采用效率模型，模型類比轉(zhuǎn)輪除濕中的熱質(zhì)傳遞過程，引入兩個因子F1和F2，并建立了關(guān)于F1和F2的非線性表達式，此表達式也被用于TRNSYS 軟件[22]。

式中，t為不同工況下的溫度，℃；Y為不同工況下的含濕量，g/(kg 干空氣)。

此外，在計算F1和F2的基礎(chǔ)上，定義了兩個效率因子ηF1和ηF2用于計算轉(zhuǎn)輪兩側(cè)出口的因子，再根據(jù)轉(zhuǎn)輪除濕過程中的能量及質(zhì)量守恒計算轉(zhuǎn)輪出口側(cè)的溫度及含濕量。

式中，下標p 為處理側(cè)，r 為再生側(cè)，in 為入口，out 為出口。

2）壓縮機模型

式中，W為壓縮機的實際功耗，kW；Ws為等熵壓縮功，kW；ηs為等熵效率；mcom為壓縮機的質(zhì)量流量，kg/h；ηv為容積效率；Vth為理論輸氣量，m3/h；υsuc為吸氣比容，m3/kg。

3）換熱器模型

式中，Q為換熱量，kW；h為焓值，kJ/kg；t為溫度，℃；m為質(zhì)量流量，kg/s；v為比容，m3/kg；下標a 為空氣側(cè)，下標r 為制冷劑側(cè)。

2.2 模型驗證

使用文獻[9,13,16,20,23]中的運行工況，對系統(tǒng)模型的仿真結(jié)果進行了驗證。如圖2 所示，圖中曲線為模型的仿真曲線。圖中橫坐標為送風(fēng)的露點溫度，其仿真誤差均在±1.0 ℃以內(nèi)。表明在不同的露點溫度下，該仿真模型均可以很好的預(yù)測系統(tǒng)運行特性。

圖2 送風(fēng)露點溫度誤差

圖2 中各點的模型仿真結(jié)果如表2 所示，處理側(cè)出口溫度tp,out及含濕量dp,out的誤差在0.2 ℃以內(nèi)，露點溫度td,p,out的誤差在0.6 ℃以內(nèi)，再生側(cè)出口溫度tr,out的誤差為0.4 ℃。前蒸發(fā)器出口空氣溫度te1及后蒸發(fā)器出口溫度te2的誤差分別在0.6 ℃及0.5 ℃以內(nèi)，再生溫度treg的誤差最大為1.2 ℃。模型具體參數(shù)的仿真誤差均在±1.5 ℃以內(nèi)，驗證了本文仿真模型的精度。

表2 仿真模型驗證匯總

3 系統(tǒng)應(yīng)用分析

3.1 舒適性空調(diào)領(lǐng)域的應(yīng)用分析

使用GB/T 14294—2008[24]中規(guī)定的新風(fēng)工況，見表3，對四種HPDW 系統(tǒng)在舒適性空調(diào)領(lǐng)域的送風(fēng)狀態(tài)下進行對比分析，系統(tǒng)比較中忽略熱交換器對性能的影響。

表3 運行工況參數(shù)

轉(zhuǎn)輪采用某品牌的低溫轉(zhuǎn)輪，轉(zhuǎn)輪的直徑為該風(fēng)量下的最大尺寸1 600 mm[25]，為了降低再生溫度，處理側(cè)與再生側(cè)面積比為1:1[26]。轉(zhuǎn)輪模型所需的數(shù)據(jù)使用制造商提供的選型軟件，轉(zhuǎn)輪效率模型使用廠商提供的數(shù)據(jù)的可靠性也得到了證實[22]。

為了簡明表示，下文圖表內(nèi)將后冷卻熱回收系統(tǒng)、預(yù)冷熱回收系統(tǒng)、雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)及帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)分別表示為系統(tǒng)(a)～系統(tǒng)(d)。

系統(tǒng)處理側(cè)運行結(jié)果見圖3，后冷卻熱回收系統(tǒng)從新風(fēng)狀態(tài)A 點先經(jīng)過轉(zhuǎn)輪除濕，后經(jīng)過蒸發(fā)器降溫至狀態(tài)點B1。此時轉(zhuǎn)輪的再生溫度treg已達到最高70 ℃，送風(fēng)溫度可控制在24 ℃，熱泵回收的多余熱量由冷凝器的旁通風(fēng)帶走。新風(fēng)狀態(tài)A 下所需的除濕量約為7.2 g/s，但由于系統(tǒng)中轉(zhuǎn)輪的除濕量Gd僅有5.28 g/s，僅能將送風(fēng)露點控制在18.4 ℃，超出了轉(zhuǎn)輪的除濕能力范圍。見圖3，當新風(fēng)溫度不變，含濕量降低至A'點（35 ℃/25.6 ℃）時，冷卻熱回收系統(tǒng)的再生溫度已經(jīng)達到最高，剛好達到所需的送風(fēng)狀態(tài)。

圖3 舒適性空調(diào)領(lǐng)域下的系統(tǒng)處理側(cè)空氣狀態(tài)變化過程

預(yù)冷熱回收系統(tǒng)采用蒸發(fā)器先對新風(fēng)預(yù)冷除濕，預(yù)冷除濕量Ge約2.23 g/s，再經(jīng)過轉(zhuǎn)輪除濕達到狀態(tài)點B2，送風(fēng)露點為15 ℃。但經(jīng)過轉(zhuǎn)輪后空氣溫度升高，約為45 ℃，超出送風(fēng)溫度要求。要降低系統(tǒng)的送風(fēng)溫度只能增加預(yù)冷量，同時降低再生溫度。但根據(jù)能量守恒，系統(tǒng)無法排出多余熱量，因此不能滿足送風(fēng)露點需求，可見余熱排出方式對HPDW 系統(tǒng)的調(diào)控運行尤為重要。

雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)和帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)中均使用了并聯(lián)的蒸發(fā)器及排熱冷凝器，送風(fēng)狀態(tài)均可滿足目標值。如表4 所示，其中雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)中預(yù)冷除濕量的占比為14.2%。與之相比，相同工況下帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)的預(yù)冷除濕量可達17.6%，且再生溫度降低2.2 ℃，系統(tǒng)總功耗W降低6.5%。其中前表冷器制冷量Q1與后表冷器制冷量Q2相當，可見預(yù)冷除濕量越大，進入轉(zhuǎn)輪的空氣溫度及濕度越低，轉(zhuǎn)輪的再生溫度越低，從而整體能耗降低。

表4 舒適性空調(diào)領(lǐng)域下的系統(tǒng)性能參數(shù)

雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)采用再生側(cè)排風(fēng)作為冷凝散熱熱源，其溫度較高，為41 ℃。而帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)采用溫度更低的室外新風(fēng)排熱，可以將熱泵的冷凝溫度從67.8 ℃降低至64 ℃，如圖4 所示。但該系統(tǒng)需要額外增加室外散熱風(fēng)機，形式略為復(fù)雜。

圖4 系統(tǒng)熱泵側(cè)循環(huán)比較

3.2 低露點場景下的應(yīng)用分析

在低露點除濕領(lǐng)域，-20 ℃以下的露點溫度采用雙級轉(zhuǎn)輪實現(xiàn)，不在本文討論范圍之內(nèi)。而單級兩區(qū)轉(zhuǎn)輪所能除到的最低露點溫度約-10 ℃[27]，故將復(fù)合除濕系統(tǒng)推廣至此送風(fēng)露點下進行分析。

選用了某品牌的3:1 高溫轉(zhuǎn)輪，再生風(fēng)量調(diào)整為新風(fēng)風(fēng)量的1/3。新風(fēng)狀態(tài)及風(fēng)量不變，送風(fēng)目標露點為-10 ℃，選型軟件中此風(fēng)量下轉(zhuǎn)輪的最大直徑為1 050 mm。高溫轉(zhuǎn)輪的除濕能力更強，再生溫度可達100 ℃以上，且處理側(cè)與再生側(cè)的溫差較大，因此將單級熱泵改為復(fù)疊熱泵系統(tǒng)。系統(tǒng)中低溫級制冷劑采用R134a，高溫級制冷劑采用R245fa。高溫級壓縮機由于技術(shù)限制采用定頻壓縮機。

后冷卻熱回收系統(tǒng)中由于使用高溫轉(zhuǎn)輪，除濕量上升，但僅能將露點溫度降至17 ℃，見圖5。轉(zhuǎn)輪的再生溫度并沒有達到最高，是因為高溫級熱泵系統(tǒng)自身的限制（排氣溫度最高不超過150 ℃）。

圖5 低露點場景下的系統(tǒng)處理側(cè)空氣狀態(tài)變化過程

預(yù)冷熱回收系統(tǒng)由于含有電輔熱輔助再生，再生溫度可達到轉(zhuǎn)輪最高限度165 ℃，并且通過預(yù)冷除濕，送風(fēng)露點與后冷卻熱回收系統(tǒng)相比可降低6.4 ℃，但仍不能達到所需的露點溫度。

雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)及帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)為了首先保證露點溫度要求，在熱泵系統(tǒng)允許的范圍內(nèi)將全部制冷量用于預(yù)冷除濕。見圖6，高溫級冷凝溫度均已達到最高，此時雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)的低溫級蒸發(fā)溫度為16.9 ℃，送風(fēng)露點僅達到8.6 ℃，再降低蒸發(fā)溫度會導(dǎo)致高溫級冷凝側(cè)超出壓縮機的運行范圍。相比，帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)采用新風(fēng)排熱，此時低溫級的蒸發(fā)溫度更低，預(yù)冷除濕能力更強，可達到需求的-10 ℃露點溫度。其中熱泵除濕量占比達到64%，此時轉(zhuǎn)輪已經(jīng)達到此風(fēng)量下的最大直徑并且再生溫度達到120 ℃，只有通過進一步提升熱泵預(yù)冷除濕量才能處理至更低的露點溫度，同時降低再生溫度，增加轉(zhuǎn)輪選擇的靈活性。

圖6 熱泵側(cè)高溫級循環(huán)比較

單個熱泵系統(tǒng)的除濕能力有限，如表5 所示，單個復(fù)疊熱泵系統(tǒng)能提供37.6 kW 的冷量，僅能滿足系統(tǒng)除濕需求，處理側(cè)的送風(fēng)溫度仍較高為39 ℃。

表5 低露點領(lǐng)域下的系統(tǒng)性能參數(shù)

4 結(jié)論

本文采用基于文獻數(shù)據(jù)驗證的仿真分析方法，研究了單級轉(zhuǎn)輪與熱泵復(fù)合除濕系統(tǒng)的性能，得出如下結(jié)論：

1）轉(zhuǎn)輪的除濕能力受到熱泵技術(shù)的限制；低露點除濕中使用高溫轉(zhuǎn)輪時，熱泵兩側(cè)的飽和溫升可高達120 ℃，單級熱泵系統(tǒng)很難滿足處理側(cè)至再生側(cè)的供熱溫差，可考慮使用復(fù)疊熱泵系統(tǒng)；同時轉(zhuǎn)輪的再生溫度也受到熱泵冷凝溫度的限制；

2）后冷卻熱回收系統(tǒng)僅依靠轉(zhuǎn)輪除濕，除濕能力較弱，在熱泵對復(fù)合系統(tǒng)進行預(yù)冷除濕的應(yīng)用中，提升熱泵除濕量，可降低再生溫度及系統(tǒng)能耗，并且提升復(fù)合系統(tǒng)的總除濕量；預(yù)冷熱回收系統(tǒng)無法在增加預(yù)冷量的同時降低再生溫度，帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)中熱泵的除濕量可從雙蒸發(fā)雙冷凝熱回收系統(tǒng)中所占的14.2%提升至17.6%，使系統(tǒng)功耗降低6.5%；-10 ℃送風(fēng)露點下熱泵除濕量的占比更高，僅有帶室外排熱的雙蒸發(fā)雙冷凝系統(tǒng)滿足此要求，熱泵除濕量占比約為64%；

3）單個熱泵系統(tǒng)的預(yù)冷除濕能力有限，在低露點除濕中可提供37.6 kW 的冷量，僅能滿足轉(zhuǎn)輪處理側(cè)前的預(yù)冷除濕需求；因此在低露點除濕系統(tǒng)中應(yīng)考慮使用多個熱泵系統(tǒng)，分級對轉(zhuǎn)輪處理區(qū)兩側(cè)的空氣進行除濕冷卻，提升熱泵的制冷能效；

4）總體而言，在低露點除濕領(lǐng)域采用單級轉(zhuǎn)輪的HPDW 系統(tǒng)應(yīng)用中，高溫?zé)岜玫募夹g(shù)性能、轉(zhuǎn)輪和熱泵的復(fù)合系統(tǒng)形式、復(fù)合系統(tǒng)的經(jīng)濟性及成本是廣泛應(yīng)用的關(guān)鍵所在，同時也是未來研究和發(fā)展的主導(dǎo)方向。