循环风量对串联辅助冷凝器的闭式热泵烘干系统的影响

2019-04-10王浩武卫东吕婉豆胡锟

制冷技术 2019年1期

王浩，武卫东，吕婉豆，胡锟

（上海理工大学能源与动力工程学院，上海 200093）

0 引言

烘干技术在社会生产中应用广泛，包括农业、工业生产、医用制药和科学研究等多种领域[1-2]，但是烘干操作本身也是一个复杂且高能耗的过程[3]。有数据显示，许多国家主要能源的33%被用于工业干燥[4]，而工业生产中，12%以上的能源消耗来自于烘干过程产生的能耗[5]。近年来随着我国“煤改电”和“煤改气”政策的推广和落实，热泵烘干系统的研究成为烘干领域关注和研究的热点[6-10]。

现有的化工生产流水线上常用的是隧道式热风烘干[11]，热风的温度通常要求在70 ℃左右，一般通过电加热器实现，即在生产线中架设烘干通道，布置电加热管、风机等设备，为干燥室提供高温热风。这种烘干方式温升快、使用方便，结构简单、设备成本较低，但是其以电加热的方式获取干燥热风，空气得到的热量仅为加热量的70%～80%，能效比小于1[12]，运行成本高；另外，干燥室排出的高温潮湿废气会对周围的环境造成恶劣影响[13]。从能效比和规避废气排放的角度考虑，在化工生产流水线中，以闭式热泵烘干系统替代传统的电加热烘干系统是一种更优的选择[14]。

KIVEVELE等[15]提出封闭热泵烘干系统比开放系统有略高的性能系数（COP）和加热能力。MINEA等[16]提出了一种双蒸发器并联烘干系统，包括两个平行的干燥室且控制系统相互独立，该系统的运行依赖于蒸发器与两股或多股气流温湿度的作用关系。CHUA等[17]对两级蒸发热泵烘干系统进行了研究，该系统从冷凝器流出的制冷剂分成两路，一路经高压节流阀进入高压蒸发器，另一路经低压节流阀进入低压蒸发器，最终两股制冷剂混合进入高压级压缩机，实验表明该系统能有效提高干燥速率。柯照坤[18]提出一种新的热泵干燥装置即双压缩机双冷凝器热泵干燥系统，该系统可提供不同的冷凝温度，适用于需要不同热源温度的场合。周鹏飞等[19]从两级压缩系统出发提出了一种补热干燥系统，并对系统主机室与干燥室进行㶲损失分析，得出使用功率较大的蒸发风机可减少冷凝水带走的㶲。在理论研究方面，刘圣春等[20]介绍了带辅助冷凝器的封闭式热泵干燥系统，理论分析计算了系统中的变量(如干燥室进出口空气温度和湿度、冷凝温度、蒸发温度、过热度和过冷度等)对除湿能耗量(SMER)的影响。纵观各类相关文献，虽然学者们不断尝试在热泵子系统结构上做一些改造，以提高系统的性能指标，但是总体上系统较为复杂，初投资成本较大，不利于其在化工领域的进一步应用推广。

本文在前人基础上，设计了结构较为简单的带有串联式辅助冷凝器的闭式热泵烘干系统，并搭建了相应性能试验台。由于该系统运行工况及烘干性能与循环风量的大小存在紧密的耦合关系，本文通过实验着重研究了循环风量对冷凝器出风温度、COP、单位时间除湿量和单位功耗除湿量的影响规律。研究结果可为闭式热泵烘干在工业方面的开发及应用提供一定参考。

1 系统组成与工作原理

图1所示为本文设计的带有串联式辅助冷凝器的闭式热泵烘干系统。系统以R134a作为制冷剂，压缩机采用涡旋压缩机，排气量为14.4 m3/h，蒸发器和主冷凝器均为翅片式换热器，节流机构为热力膨胀阀，风机为轴流式风机。由于制冷剂的循环过程中制热量要大于其产生的制冷量，造成干燥介质空气在封闭循环中所吸收与排出的热量不平衡，热量积累和温度不断升高，因此本系统在主冷凝器的下游（空气循环系统外部）串联设置了一个辅助冷凝器（采用板式换热器），将多余的热量及时排出系统。该热泵烘干系统结构上在单级压缩基础上只串联了一个辅助冷凝器，系统较为简单且便于控制，干燥介质完全封闭在循环通道中，运行时不从环境中吸入空气也不向环境排放高温高湿的废气，既降低了环境对系统的影响，又改善了操作环境，同时因采用串联辅助冷凝器还可为其它生产工艺提供热水，实现能源的有效利用。

图1 串联式辅助冷凝器的闭式热泵干燥系统

系统工作原理：该系统分为热泵子系统制冷剂循环和烘干子系统空气循环两个回路。对于制冷剂循环子系统：制冷剂蒸汽在压缩机内被压缩增压升温，在主冷凝器内与外界干燥介质空气进行热交换；制冷剂流经辅助冷凝器与水进行热交换，排出系统多余热量，并可产生一定温度的热水；制冷剂经过节流阀降压后，到蒸发器中与干燥介质进行热交换；之后又进入压缩机进行压缩，形成循环。在烘干子系统中，干燥介质空气完全封闭在循环通道中，流经主冷凝器时被加热成70 ℃左右的高温低湿空气，之后进入烘干室内加热物料使其脱去水分；吸收水分的循环空气再经热泵系统的蒸发器降温除湿，同时热泵系统回收了水蒸汽的汽化潜热，之后低温低湿的空气再次流经主冷凝器被加热成高温空气重新进入烘干室烘干物料。

2 实验系统

2.1 系统测点布置及数据采集

图1也为本实验系统的测点布置图。本实验数据采集分两部分：制冷剂侧数据采集和空气侧数据采集。制冷剂侧数据采集主要包括：压缩机进出口的压力和温度，主冷凝器出口、蒸发器进出口、节流阀进出口的温度和压缩机功率。空气侧数据采集主要包括蒸发器进出口空气的温度和湿度，主冷凝器进出口空气的温度，风机功率以及循环风的风速；通过测量所得的风速与系统风道通风面积即可求得循环风量。所有的测量信号通过安捷伦数据采集仪导入电脑，并进行采集记录。系统所用的主要测量仪器参数如表1所示。

2.2 实验方法与工况

实验方法如下：首先在烘干室内放置待烘干的物料，关闭箱门，然后开启压缩机、数据采集器及相关实验设备，进行试验。当蒸发器下方的水箱中不再有水排出时，且蒸发器出口的湿度传感器数值不再变化时，表示系统中的空气不再析湿，即被烘干的物品已被烘干。为了精确测量烘干过程中单位时间除湿量，在蒸发器下方安装的水箱出口放置接水量具，并使用高精度电子秤称量冷凝水量。

本文所有实验均是在保证烘干室进风湿度一定以及辅助冷凝器的冷却水量和冷却水的进水温度一定、只改变循环风量的条件下进行。实验利用恒温水槽控制进水温度，利用高精度计量泵控制进水量，以确保实验工况条件的一致性。循环风量的大小可通过调节风机频率旋钮，进而控制循环风风速实现。在实验初试过程中发现，当单个风机风量小于640 m3/h时，排气压力超过3 MPa，排气温度超过115 ℃，这对于系统而言是不利的。为了系统稳定运行，本文选定723.3 m3/h、683.1 m3/h、642.6 m3/h这3组风量进行实验。表2为本文实验工况条件。

表1 测量仪表具体信息

表2 实验工况

2.3 主要性能指标

为了评价带有串联式辅助冷凝器的闭式热泵烘干系统的性能，本文采用下述三个指标。

1）单位时间除湿量G

单位时间除湿量是指单位时间内，从密闭空间的空气中，除去的水分的质量。本实验通过称重法测量稳定运行时段内的排水量，以此换算得以kg/h为单位的单位时间除湿量。

2）系统能效比COP

系统COP是评价系统优劣的重要指标，本系统的收益包括来自于冷凝器排放于循环空气的热量以及蒸发器向循环风吸收的热量（制冷量），系统功率消耗包括压缩机耗功和循环风机功耗。COP计算如式(1)：

式中：

P0——系统功耗，kW；

QX——系统换热量，kW，包括主冷凝器的制热量Qcr和蒸发器的制冷量Qer。

式中：

wr——系统循环风速，m/s；

ρr——空气密度，kg/s；

qf——循环风质量流量，kg/s；

hAr——蒸发器出口/冷凝器进口空气焓值，kJ/kg；

hBr——冷凝器出口空气焓值，kJ/kg；

hCr——蒸发器进口空气焓值，kJ/kg；

0.47 ×0.2375——风道截面尺寸，m2；

ps——饱和水蒸气压力，Pa；

Pa——标准大气压，Pa；

d——空气中绝对含湿量，g/kg；

h——空气的焓值，kJ/kg。

3）单位能耗除湿量SMER

单位能耗除湿量SMER是评价系统性能的另一重要指标，其定义为每消耗1 kW…h的输入能量所除去的系统内湿量。

2.4 主要性能指标的误差分析

系统的主要评价指标有单位时间除湿量、COP和单位能耗除湿量SMER，这些指标的误差可以由误差传递公式来计算，如公式(9)和(10)[21]。式中R表示实验结果与各仪器直接测量的数据的函数关系，Xi表示第i个误差分量，δR/R表示最大相对误差。

根据式(1)～式(10)可计算出，单位时间除湿量的最大相对误差为0.03%，COP的最大相对误差为2.27%，SMER的最大相对误差为0.57%。

3 实验结果与分析

3.1 循环风量对冷凝器出风温度的影响

图2显示了不同循环风量下蒸发器和冷凝器进出口空气温度和冷凝温度的变化。图中主冷凝器进口空气温度与蒸发器出口空气温度为同一温度测点，两条温度曲线重合。可以看出，当循环风量为642.6 m3/h时，冷凝器出风温度为70.0 ℃，而随着循环风量的增大，冷凝器出风温度逐渐降低。这是因为随着循环风量的增加，强化了蒸发器与空气的换热，提高了蒸发器换热系数，蒸发器的制冷量增加，导致蒸发器出口风温降低，即主冷凝器进口空气温度随风量的增加而降低。同时随着循环风量的增加，主冷凝器空气侧的换热能力增强，则主冷凝器制热量有所增加，冷凝温度降低。但由于制热量增加的幅度小于风量增加的幅度，导致主冷凝器出口风温差变小，进而导致主冷凝器出口风温随风量增加而呈降低趋势。

3.2 循环风量对系统能效比COP的影响

图3显示了不同循环风量下系统功耗、系统换热量和COP的变化。可以看出，随着循环风量增大，系统功耗略有上升，系统的换热量和COP都呈增大趋势。压缩机功耗基本不变（压缩机功耗由功率计测量所得），而循环风量的增加导致风机功率变大，因此系统总功耗略有上升。系统的换热量包括主冷凝器的制热量和蒸发器的制冷量，随着循环风量的增加，空气侧的传热系数变大，导致蒸发器的制冷量和系统制热量均有所增加。由图3可以看出，换热量的增幅明显大于系统功耗的增幅，因此COP随循环风量增加呈增大趋势。

图2 不同循环风量下蒸发器和冷凝器的进出风温度和冷凝温度的变化

图3 不同循环风量下系统功耗、系统换热量和COP的变化

3.3 循环风量对系统单位时间除湿量和单位能耗除湿量的影响

图4显示了不同循环风量下单位时间除湿量和单位能耗除湿量（SMER）的变化。可以看出，系统的单位时间除湿量随着循环风量的增加先增加后减小，在中间风量683.1 m3/h时取得最大值，为3.59 kg/h。这是因为一开始增加风量，循环介质与物料的热湿交换变好，物料表面更多的液滴汽化成水蒸气而随循环介质流经蒸发器表面析出，因此系统单位时间除湿量上升；进一步增加风量，由于风速过大，部分从蒸发器表面析出的冷凝水在滴入接水盘之前便被循环风带走而在经过冷凝器时受热变为水蒸气再次进入循环空气，从而导致系统单位时间除湿量下降。系统SMER随着风量的增加而减小，系统在风量642.6 m3/h时取得最大的SMER为0.5170 kg/(kW…h)。这是因为单位时间除湿量虽然先增大后减小，但其变化幅度并不是很大，而因系统总功耗有所增加，系统的SMER呈减小趋势。