无霜式溶液除湿温湿度分控空调系统性能研究

钟佳伶 刘雄杨 明佳

西安建筑科技大学建筑设备科学与工程学院

0 引言

传统的蒸汽压缩系统虽然技术成熟，但在处理潜热时依赖于低温，效果并不卓越，且增加不必要的能耗[1-2]。溶液除湿有利于处理潜热，将二者结合起来，组成复合系统可提高节能效果[3-6]。

现有溶液除湿复合空调系统研究工作尚未成熟，对于系统整体性能的综合研究较少。通过总结前人的研究经验，本文提出了一种无霜空气源热泵驱动的溶液除湿温湿度分控空调系统（如图1 所示）。室内湿度、温度分别由溶液除湿系统、室内显热末端控制。溶液除湿的再生过程利用热泵系统的冷凝热作为热能，在实现建筑节能的同时避免对室外环境的热污染。在冬季工况运行时，使用溶液除湿系统对进入室外换热器的空气进行除湿处理，使其露点温度低于翅片表面温度，避免换热器结霜。

图1 无霜空气源热泵驱动的溶液除湿温湿度分控空调系统

1 系统工作原理

1.1 夏季工况

夏季工况运行时，溶液处理器A 作为除湿器，溶液处理器B 作为再生器。溶液加热器与室外换热器均作为热泵的冷凝器。制冷剂经压缩机出口端排出后，经四通阀、单向阀1 进入溶液加热器，放出部分冷凝热后，经电磁阀 1 进入室外换热器，冷凝放出剩余热量，然后通过单向阀5 进入节流阀绝热节流，节流后进入冷水换热器，在室外换热器内吸热蒸发后，从四通阀流出，进入压缩机吸入口，进入下一个循环。

室外新风经除湿器除湿满足送风含湿量要求后送入室内，处理室内潜热。室内显热末端与冷冻水进行换热，处理室内显热。

经储液器 2 混合后的稀溶液，通过溶液泵 1 加压后分为两路，一路进入溶液换热器，冷却降温后，进入溶液处理器A 中与新风进行热湿交换。另一路进入溶液热交换器，与溶液泵2 加压后的高温浓溶液进行热交换，再进入储液器3，与经再生器再生后的浓溶液混合，混合后的溶液经溶液泵2 加压，加压后的浓溶液也被分为两路。一路通过电动三通阀进入溶液加热器，与高温高压制冷剂蒸汽进行热交换，被加热后的溶液经电动三通阀3 进入溶液处理器B，与再生空气进行热湿交换被再生。另一路进入溶液热交换器，经电动三通阀2 进入储液器2，与溶液处理器 A 除湿后的溶液混合，进入下一个循环。

1.2 冬季工况

冬季运行时，切换四通阀转向，溶液处理器 A 作为加湿器，溶液处理器 B 为除湿器。冷热水换热器作为热泵的冷凝器，生产热水，溶液加热器依旧作为热泵冷凝器，加热溶液，室外换热器作为热泵的蒸发器。室外换热器处理的空气，先经溶液处理器 B 除湿，降低其露点温度使之低于翅片表面温度，再进入室外换热器与低温气液两相混合制冷剂进行热交换。

经储液器3 混合后的稀溶液，通过溶液泵2 加压后分为两路，一路经电动三通阀4 进入溶液处理器B，与室外空气进行传热传质交换，温度、浓度降低。另一路进入溶液热交换器，经电动三通阀 2 进入溶液加热器，被加热后的溶液经电动三通阀3 进入储液器 2，与溶液处理器A 再生后的浓溶液混合，混合后的溶液经溶液泵1 加压，加压后的浓溶液一路进入溶液换热器，与高温热水进行热交换，被加热后进入溶液处理器A中，与室外新风进行热湿交换被再生。另一路溶液进入溶液热交换器，进入储液器3，进入下一个循环。

高温高压制冷剂蒸汽从压缩机出口端排出后，经四通阀，进入热水换热器，在热水换热器中放出大部分冷凝热后，经单向阀2 进入溶液加热器，冷凝放出剩余热量后，通过电磁阀2 进入节流阀绝热节流，节流后的制冷剂进入室外换热器，在室外换热器内吸热蒸发后，回到压缩机，进入下一个循环。

2 计算模型及性能评价指标

2.1 计算模型

除湿/再生器采用填料结构，空气与溶液间的流型为逆流，由溶液与空气质量与能量守恒关系式，气液界面上的传热传质守恒过程，建立微分数学模型[7]。

除湿系统的除湿剂为LiCl 溶液，其物性参数的计算采用 Manuel R.Conde[8]提出的经验公式。制冷剂为R410A，通过REFPROP9.0 调用其物性参数。

压缩机的机械效率取0.9，指示效率取0.8。溶液热交换器效率取0.8。风机与泵的效率取0.6。

2.2 性能评价指标

1）夏季系统总循环性能系数COP

式中：Qc1为除湿系统制冷量，kW；Qc2为室内显热末端制冷量，kW；W com为压缩机耗功，kW；W f为风机轴功，kW；W w为循环水泵轴功，kW；W s为溶液泵轴功，kW。

2）冬季热泵循环性能系数HCOP

式中：Qk1为热水换热器制热量，kW；Qk2为溶液加热器制热量，kW。

3）冬季系统总循环性能系数COPd

式中：Qr1为加湿系统制热量，kW；Qr2为室内显热末端制热量，kW 。

3 夏季工况系统性能分析与比较

在本文系统的计算中，室内外设计空气参数均以西安地区为例。室外干球温度 35 ℃，含湿量17.52 g/kg。室内干球温度为 26 ℃，相对湿度为 50%。系统设计室内显热负荷为8 kW，湿负荷为0.8 g/s。

3.1 除湿器溶液进口浓度对系统性能的影响

溶液浓度的大小对溶液再生温度影响较大，考虑到再生温度对冷凝温度的影响，本文研究选用浓度低于常规区间的低浓度溶液。

图2 所示为除湿器溶液进口浓度为 25%、26%、28%、30%、32%时，COP 随室外空气含湿量的变化。从图中可看出，当室外空气含湿量一定时，溶液浓度由32%减小到 25%，COP 值不断增大，增大幅度为 12%～40%。其主要原因是：在相同条件下，随着除湿溶液浓度的减小，再生溶液温度减小，导致冷凝温度也随之减小（如图3 所示冷凝温度随溶液浓度减小而减小），从而导致压缩机功率减小。可见在本系统中溶液浓度越低，系统性能越高，但溶液浓度不能无限制的降低，溶液浓度降低，溶液表面水蒸汽分压力增加，溶液吸湿能力减弱，除湿过程的平均传质势差减小，除湿效果就会减弱，当室内湿负荷较大，所需的送风含湿量较大时，溶液浓度过低达不到送风含湿量要求。

图2 不同溶液浓度下室外空气含湿量对COP 的影响

图3 不同溶液浓度下室外空气含湿量对冷凝温度的影响

3.2 再生流量比例变化对系统性能的影响

再生流量比例是指进入溶液热交换器的溶液与溶液泵1 加压后的总溶液流量的比值。图4 所示为不同再生流量比例下室外空气含湿量变化对 COP 的影响。从图中可知：当再生流量比例由 0.08 增加到0.20时，COP 值增大，但当外循环流量增大到 0.23 时，在空气含湿量大于 14 g/kg 时，COP 值小于再生流量比例为0.20 时的COP 值。其原因是：当再生流量比增大时，再生温度降低以至冷凝温度降低。但同时再生溶液流量增加，流体输配系统的功率随之加大，溶液冷却器入口溶液温度也在逐渐增大，热泵的制冷量增加，压缩机的轴功也在增加，当再生流量比例大于0.2 时，流体输配系统的功率与压缩机轴功提高幅度大于冷凝温度的降低幅度，COP 值降低。可见，溶液再生比例的加大对系统性能有一定提升，但再生比例过大时，系统性能会降低，因此，针对本系统的研究计算中，再生流量比例可取0.2。

图4 不同再生流量比例下室外空气含湿量对COP 的影响

3.3 冷凝热比变化对系统性能的影响

冷凝热比是指溶液加热器使用的冷凝热与热泵的总冷凝热之比。热泵系统的冷凝热一部分用于加热再生溶液，另一部分加热再生空气，因此冷凝热比的大小影响着再生过程溶液与空气的入口状态。

图5 所示为不同冷凝热比下，室外空气含湿量变化对系统性能的影响。在冷凝热比为 0.4～0.6 时 COP的值变化较小，当溶液加热器冷凝热利用比由 0.4 减小到0.3、0.6 增加到0.9 时，COP 值均减小，减小的幅度分别为3%～24%、0.06%～22%。其原因是：随着冷凝热比的增大，室外换热器利用冷凝热占比减小，再生空气温升固定为10 ℃，于是再生空气流量随之减少，再生空气流量的减小会使得再生器中空气与溶液传质压差降低，传质推动力变小，空气吸收溶液中水蒸汽的阻力增大，以至再生温度加大。但同时随着冷凝热比的增大，再生溶液流量也增大，且再生溶液流量的增加将降低溶液的再生温度。

图5 不同冷凝热比下室外空气含湿量对系统性能的影响

3.4 系统的优化设计

通过以上对系统各影响因素的分析，选择一种最优的匹配（溶液浓度取 0.25，再生流量比例取 0.20，冷凝热之比取0.5）对系统性能进行计算。

图6 所示为最优参数匹配下，室外空气含湿量由14 g/kg 增加到 29 g/kg，室外空气温度变化对 COP 值的影响。由图可知，COP 值随着室外空气相对湿度的增加而减小。随着室外空气温度的升高而增大。在低温高湿，COP 值达到最小为2.34。在高温低湿时 COP值最大为5.23。

图6 不同室外空气含湿量下室外空气温度变化对COP 的影响

3.5 与常规系统性能比较

为研究系统的设计在系统性能提升上是否有优势，在相同的室内外参数下，将本文系统与文献[5]中利用冷凝热显热（系统 1）和未利用冷凝热（系统 2）的两种溶液除湿系统相对比，定义本文所研究系统的性能系数与系统1、2 的性能系数比值为COPR。

图7、图 8 为COPR 值随室外空气温度、室外空气含湿量的变化。在同一工况下，与系统 1 的 COPR 值为1.25～2，与系统2 的 COPR 值为1.45～2.2，可见本文研究系统的性能明显优于其他两种系统，且在高温高湿的条件下系统性能优势更明显。

图7 室外空气温度变化对COPR 的影响

图8 室外空气含湿量变化对COPR 值的影响

4 冬季工况系统性能分析

冬季高湿低温条件结霜问题对热泵性能影响较大[9]。相关研究表明，降低室外空气的露点温度，使其低于蒸发器翅片表面温度可从根本上解决结霜问题[10]。设定室内干球温度为20 ℃，相对湿度为50%，系统设计室内显热负荷为6.8kW，湿负荷为0.68 g/s，对冬季结霜区域内（室外空气干球温度-6～5 ℃之间，相对湿度在65%以上）系统运行状况进行分析。

图9 所示为室外空气露点温度、除湿后空气露点温度、除湿后空气干球温度、蒸发温度随室外空气干球温度的变化。从图中可以看出，除湿后空气干球温度升高了3 ℃～4 ℃。除湿后空气的露点温度比除湿前的露点温度降低了 4.29 ℃～5.29 ℃，略低于蒸发温度，可避免空气源热泵室外换热器结霜。HCOP 值随室外空气温度值的变化规律与常规空气源热泵系统正常工作时相同，随室外空气干球温度的增大而增大（如图10 所示）。COPd 值随着室外空气干球温度的增大先增大后减小，在3 ℃时值最大。

图9 露点温度、干球温度、蒸发温度随室外空气干球温度的变化

图10 HCOP、COPd值随室外空气干球温度的变化

5 结论

1）夏季工况下，当各影响因素除湿器溶液进口浓度、再生流量比例、冷凝热比分别为0.25、0.20、0.5 时，系统性能可达最佳，其 COP 值为2.34～5.23。

2）在同一夏季工况下，本文提出的系统与利用冷凝热显热和未利用冷凝热的两种溶液除湿系统的COPR 值均大于1，系统性能优势明显。

3）在冬季结霜区域内，HCOP 随室外空气干球温度的增大而增大，COPd 随室外空气干球温度的增大先增大后减小，在 3 ℃时达到最大值。

4）在冬季结霜区域内，室外空气经溶液除湿处理后，露点温度降低了 4.29～5.29 ℃，小于热泵机组系统蒸发温度，可使机组实现无霜运行。