热泵型溶液调湿新风系统的能流模型分析

2019-07-11

安徽工业大学学报（自然科学版） 2019年1期

(安徽工业大学建筑工程学院，安徽马鞍山243032)

溶液调湿技术因具有高效节能、健康舒适、精确控制等优点已经应用于空调系统领域，如温湿度独立控制(temperature and humidity independent control，THIC)空调系统[1-3]。溶液调湿新风机组作为THIC空调系统的核心部件，其利用冷源或热源改变溶液的状态实现对空气的调湿或溶液的再生，以达到承担室内潜热同时有效降低能耗的作用[4]。因此，溶液调湿技术是一种极具发展潜力的绿色调湿方式。

目前溶液调湿新风系统主要通过实验测试和模拟仿真对调湿器和再生器两个主要部件的性能进行研究[5-8]。表明国内外学者普遍关注溶液调湿系统中运行和结构参数对性能的影响，溶液调湿系统中能量大小及其流向对性能及节能效果的影响关注极少。能流图是一种实现能流可视化和性能改进的数据分析方法[9]。自1898年爱尔兰工程师Sankey首次使用能流图绘制蒸汽机的能源效率后，能流图广泛用于表达能源或其他物质的流通[10-11]。近年来已有学者将能流图应用于暖通空调领域，定量分析空调系统各部分的能流变化[12-14]，如余热驱动式溶液调湿系统溶液浓度和再生温度两种参数变化前后系统的能流图[15]。但上述研究未给出溶液调湿系统各部分的能量平衡关系，同时能流图应用于其他驱动式溶液调湿系统的研究未见报导。

本研究以热泵型溶液调湿新风系统为对象，建立系统中空气环路、浓溶液环路、制冷剂环路、稀溶液环路和排风环路的能量平衡方程；依据夏、冬季节马鞍山地区典型工况的测试数据重点探讨各个子环路的能流量，从而确定系统能流图；同时分析溶液调湿新风系统不同类型的能流，给出提高调湿系统节能运行的途径，对溶液调湿新风系统的应用与改进提供理论基础和技术支撑。

1 热泵型溶液调湿新风系统

1.1 工作原理

图1所示为热泵型溶液调湿新风系统夏季的运行工作原理。该系统主要由除湿器、再生器及热泵单元三部分组成。除湿器和再生器用来实现对空气的除湿或加湿过程，均为逆流绝热填料塔形式，是系统的核心组成部分。热泵单元中蒸发器的冷量用于冷却溶液，冷凝器的热量用于溶液再生，通过四通换向阀的换向改变制冷剂的流向实现系统冬、夏运行模式的切换。

图1 热泵型溶液调湿新风系统Fig.1 Liquid desiccant fresh air system driven by heat pump

1.2 系统测试

在夏、冬两季对热泵型溶液调湿新风系统(图1)的运行情况进行了测试，测试参数、仪器及精度如表1所示。本文分析的溶液调湿新风系统为绝热型实验装置，遵循能量守恒关系，即经过除湿/再生器前后新风侧得到的能量等于溶液侧失去的能量[16]。选取36组测试数据进行能量平衡校核，结果如图2所示。从图2可以看出：新风侧能量变化与溶液侧能量变化的偏差在±20%以内，表明本文测试数据的有效性和可信性，但溶液侧失去的能量总是大于新风侧得到的能量，这是因为系统在运行过程中有一部分冷量或热量散失至外界环境中。

表1 实验测试仪器与精度Tab.1 Experimental test instrument and precision

图2 测试数据的能量平衡校验Fig.2 Energy balance check of test data

2 能流分析模型的建立

2.1 能流链

分析热泵型溶液调湿新风系统(图1)，可以获得夏季时溶液调湿新风系统能流链(图3)。

图3 夏季时溶液调湿新风系统能流链Fig.3 Energy flow chain of liquid desiccant fresh air system in summer

从图3可以看出，该系统包含空气环路、浓溶液环路、制冷剂环路、稀溶液环路和排风环路5个连续的子环路，各个子环路由相应的换热设备和耗能设备构成，其中除湿器、蒸发器、冷凝器和再生器4个换热设备将各个环路独立的能流紧密联系在一起。冬季时溶液调湿新风系统能流环路与夏季基本一致，不同的是制冷剂环路调换了蒸发器和冷凝器的位置，此时冷凝器的热量用于溶液加湿，蒸发器的冷量用于溶液再生。

2.2 能量平衡方程

对于室内送风的空气环路，受空气状态的影响，来自除湿器的冷量部分用于新风的冷却，其剩余冷量会随着除湿后的溶液进入溶液槽，同时还要消除新风输送过程中风机机械能转变的热量，此外还有部分冷量散失至外界环境中。因此，以除湿器为节点列能量平衡方程为

式中：QTS，QXF，LTC，CTF，MTE分别为除湿器提供的冷量、新风带走的冷量、流入除湿溶液槽的冷量、新风通过风机时温升产生的额外冷量和散失至外界环境的冷量，kW。

对浓溶液环路，蒸发器的制冷量包括除湿器的冷量和消除除湿侧溶液泵机械能转变的热量两部分。因此，以蒸发器为节点列能量平衡方程为

式中：QZF为蒸发器的制冷量，kW；CTP为除湿侧溶液泵的耗电功率，kW。

对制冷剂环路，冷凝器的散热量包括蒸发器的制冷量及压缩机做功所转变的热量。因此，以冷凝器为节点列能量平衡方程为

式中：QLN为冷凝器的散热量，kW；CYS为压缩机的耗电功率，kW。

同理，对稀溶液环路，以再生器为节点列能量平衡方程为

式中：QZS为再生器提供的热量，kW；CZP为再生侧溶液泵的耗电功率，kW。

最后，对室外排风环路，排风最终带走的总热量为

式中：QPF，LZC，MZE为排风带走的热量，溶液流入再生溶液槽的热量和散失至外界环境的热量，kW；CZF为再生侧风机的耗电功率，kW。

2.3 能流图

能流图也叫桑基图，主要应用于描绘复杂系统的能量和质量守恒关系，图中流量大小以箭头宽度表示，流动方向以箭头方向表示[10-11]。依据夏、冬季节马鞍山地区典型工况的测试数据(表2)，带入2.2节能量平衡方程计算出各子环路的能流大小，得到溶液调湿新风系统在夏、冬季节的能流图(图4～5)。从图4～5可以看出：Q为各换热设备的能量流动，于能流图中间表示；C为各耗能设备的能耗，于能流图下方表示；L为溶液槽冷热抵消的能量损失，于能流图上方表示；以及系统运行过程中散失到外界环境的冷量或热量M。

表2 典型工况下系统测试数据Tab.2_ System of test data under typical working condition

图4 夏季时溶液调湿新风系统能流图Fig.4 Energy flow diagram of liquid desiccant fresh air system in summer

图5 冬季时溶液调湿新风系统能流图Fig.5 Energy flow diagram of liquid desiccant fresh air system in winter

3 能流结果分析

1)换热设备的能量流动夏季时溶液调湿新风系统的蒸发器提供7.31 kW总冷量，其中有5.20 kW冷量用于新风的降温除湿，冷凝器提供9.81 kW总热量，其中有7.96 kW热量用于溶液再生，此时系统的制冷性能系数为1.82；冬季时溶液调湿新风系统的冷凝器提供6.89 kW总热量，其中有5.00 kW热量用于新风的加热加湿，蒸发器提供4.39 kW总冷量，其中有2.10 kW冷量用于溶液再生，此时系统的制热性能系数为1.72。

夏季时溶液调湿新风系统向环境排放的热量为7.96 kW，冬季时系统向环境排放的冷量为2.10 kW，若系统增设全热回收装置回收室内排风的能量，对新风进行预冷或预热，可直接减少换热设备除湿器承担的冷量或热量，降低蒸发器或冷凝器的制冷或制热量，并进一步降低各个环路和系统的总能耗，提高溶液调湿新风系统的节能效果。

由于热泵单元提供的冷凝热量(9.81 kW)大于蒸发冷量(7.31 kW)，造成系统运行过程中溶液浓度不断升高，需要通过补水装置控制溶液浓度，为了减少补水量，可在冷凝器后串联辅助冷凝器平衡压缩机做功产生的多余热量，实现溶液从冷凝器中吸收热量和蒸发器中吸收冷量的平衡，保证除湿溶液槽和再生溶液槽中溶液浓度的平衡。

2)冷热抵消的能量损失夏季时除湿溶液槽与再生溶液槽共同作用抵消冷热量1.80 kW，约占溶液调湿新风系统总冷量的24.6%；冬季时加湿溶液槽与再生溶液槽共同作用抵消冷热量2.00 kW，约占溶液调湿新风系统总热量的29.0%，冷热抵消现象导致能源浪费，可在溶液循环过程中设置溶液-溶液换热器回收溶液的冷热量，提高系统能源利用效率。

3)耗能设备的能耗分析夏季时溶液调湿新风系统的总能耗为2.86 kW，其中压缩机的耗电功率为2.50 kW，占系统总能耗的比重最大，约占87.4%；冬季时溶液调湿新风系统的总能耗为2.90 kW，压缩机的耗电功率亦占系统总能耗的86.2%，可知压缩机是本系统的主要耗电设备，采用变频压缩机可自动调节热泵单元制冷和制热量，有利于送风量变化时溶液调湿新风系统的节能运行。