CO2水源热泵驱动溶液除湿新风系统性能研究

刘艳梅 刘雄

西安建筑科技大学建筑设备科学与工程学院

0 引言

传统空调采用热湿耦合处理的方式来创造舒适的室内热湿环境，这 种方式空调能耗大、室 内空气品质差、能 源利用率低[1]。温湿度独立控制空调系统是降低建筑能耗、改 善室内空气品质的有效途径，而 溶液除湿技术是实现温湿度独立控制的重要方法之一，目 前有文献利用热泵来为溶液除湿空调同时供冷、供 热[2-5]，但 这些系统一般都使用氟利昂作为制冷剂，所 提供的再生温度小于60 ℃，冷 凝热不足使溶液再生效率低。随着环境保护要求不断提高，氟利昂类制冷剂会逐渐被禁用，而 CO2作为自然工质将越来越受到重视，在 CO2跨临界制冷循环中，高 压侧换热在超临界状态完成，会 产生较大温度滑移，适 合于产出 70～90 ℃的热水[6]，可 作为溶液再生热源，但 CO2跨临界循环节流损失大，制 冷循坏效率较低。因此本文提出了一种冬夏两用 CO2水源热泵驱动的溶液除湿新风系统，可 实现新风的温湿度独立处理。本文介绍了系统工作原理，建 立了系统稳态数学模型，模 拟了4 个可控关键因素对系统性能的影响。

1 系统介绍

CO2水源热泵驱动的溶液除湿新风系统由 LiCl溶液循环、C O2制冷循环、地 下水循环组成。系统可在夏季时对新风进行冷却除湿，冬季时对新风加热加湿。图1 与图2 为系统夏季与冬季运行流程图。

图1 CO2水源热泵驱动的溶液除湿新风系统夏季流程图

图2 CO2水源热泵驱动的溶液除湿新风机组冬季流程图

夏季时，C O2跨临界制冷循环对新风进行冷却，溶 液除湿循环对新风进行除湿。CO2先在用户换热器内吸热，经 四通阀、压 缩机进入气冷器，冷 凝热首先根据溶液再生需求被优先处理，剩 余热量在水源换热器内释放给地下水，而 过冷状态的 CO2经节流阀、储 液器后流回用户换热器，完 成制冷循环。溶液除湿循环中，较浓 LiCl 溶液先在冷却器内降温后送入除湿器与空气进行热质交换，待 处理空气湿度达到送风要求后送往用户换热器进行冷却，而 除湿器出口稀溶液与来自再生循环的浓溶液混合，混 合溶液的一部分送往冷却器、除 湿器进行下一个除湿循环，而 另一部分经溶液热交换器升温后与再生器出口高浓溶液混合，混 合溶液的一部分被送往气冷器加热，后 流入再生器进行下一个再生循环,而另一部分经溶液热交换器被降温后送往除湿循环。

冬季时，系统中 CO2跨临界循环对新风进行加热，除 湿循环对新风进行预热加湿。此模式下，四 通阀换向使CO2工质逆转，用 户换热器及气冷器承担冷凝器角色，而 水源换热器承担蒸发器角色。C O2先在水源换热器内吸热，经 四通阀、压 缩机后流入用户换热器，冷凝热首先根据新风加热需求进行热量排放，后 在气冷器内将剩余热量释放给循环水。冷却的CO2经节流阀后进入水源换热器完成循环。在溶液除湿循环中，溶液替换为循环水，温 度较高的循环水在除湿器内对新风进行预热加湿，待 处理空气达到送风湿度要求后送往用户换热器进再热，而 除湿器出口低温水与来自气冷器的高温热水进行混合，混 合后一部分流向除湿器对空气加湿，而 另一部分流向气冷器被加热，完 成整个加湿循环。

2 系统数学模型

采用模块化建模方法建立系统数学模型。先将系统划分为独立的子系统，建 立子系统中各部件模型，然 后以部件之间的参数关系将部件模型连接成系统模型。CO2热泵子系统部件模型参考天津大学提供的稳态模型[7]。溶液除湿子系统中各类显热换热器与储液箱模型同王春苗等人提供的数学模型[8]。叉流绝热除湿/再生设备采用 Le-NTU 模型，模拟中对设备进行微元控制体划分，并 利用离散的方式进行数值求解[9]。

2.1 系统制冷量与再生热量

系统总制冷量Qc、除 湿器等效制冷量（即除湿器所除水分的总潜热值）Qd、C O2热泵循环制冷量Qo、溶 液再生热量Qre的计算如下：

式中：md为系统除湿量，kg/s；ho、hw为室内、外空气焓值，kJ/kg；ha,out为除湿器出口空气焓值，kJ/kg；ωa,in、ωa，out为除湿器进、出 口空气含湿量，g/kg；hr,in、hr,out为气冷器进、出 口制冷剂焓值，kJ/kg。

2.2 系统性能评价指标

系统耗功W：

式中：Wcom、Wpump、Wfan、W分别为压缩机、水 泵、风 机、总 耗功量，k W。

3 结果分析

本文采用控制变量法分析了 4 个可控关键因素对系统性能的影响，找 到标准环境状态下，机 组运行最佳工况对应的可控参数组合。

模拟以西安地区为应用背景，设 定以下为模拟的标准环境工况：1）夏 季室外空气的标准工况：干 球温度35 ℃，湿 球温度26 ℃。2）夏 季室内空气设计工况：干 球温度25 ℃，相 对湿度55%，新 风量0.17 kg/s。3 ）系 统内部设计参数：蒸 发温度 12 ℃[10]，压 缩机吸气过热度5 ℃，热 交换器传热效能取0.6[11]，假 设工质在设备内无压损。

3.1 新风量对系统性能的影响

图3 与图 4 为标准环境工况下，除湿溶液流量ms=0.5 kg/s、除 湿/ 再生内循环比Rs=0.7、再 生空气流量ma,re=0.3 kg/s 时，待处理新风量ma,de变化对系统耗功，为 满足溶液再生所需最低排气压力及系统性能的影响。由 图3 可知：当ma,de由0.05 kg/s 增加至0.17 kg/s时，系 统除湿量增大，溶 液再生量需求增加，为 满足溶液再生所需排气压力升高，同 时 CO2热泵循环应承担制冷量增加，直接导致压缩机耗功及风机耗功增加。由图4 可知：当 新风量增加时，除 湿器内溶液与空气的热质交换系数增大，除 湿器承担的等效制冷量Qd迅速升高，当 新风量过大时，溶 液与空气接触时间缩短，热 湿传递不充分，此 时Qd增速减缓，而 压缩机耗功与风机耗功的增量之和小于制冷量增量，因此 COPd与COPsys先增加后不变。CO2循环承担制冷量的增幅与压缩机耗功增幅基本一致，故 COPhp基本不变。综 合而言，当 新风量为0.14 kg/s～0.17 kg/s 时，系 统性能较高，系统综合制冷性能系数COPsys均值在4.55 左右。

图3 新风量对系统耗功及排气压力的影响

图4 新风量对系统性能的影响

3.2 除湿/再生内循环比对系统性能的影响

图5 与图 6 所示为标准环境工况下，当ms=0.5 kg/s、ma,de=0.17 kg/s、ma,re=0.3 kg/s 时，除 湿/再生内循环比Rs（Rs 指进入除湿器/再生器的溶液流量与与循环泵3/循环泵2 出口处溶液流量的比值）对系统耗功，为满足溶液再生所需最低排气压力及系统性能的影响。由于空气流量、溶 液流量不变，因 此风机耗功、泵 耗功不变。随 着Rs增大，除 湿器入口溶液流量增加，进 出口溶液浓度差减小，这 要求再生内循环与除湿内循环之间的溶液浓度差增大，因 此为满足溶液再生所需最低排气压力升高，导致系统耗功增加。当Rs＞ 0.65时，除 湿器出口溶液浓度大于 35%，此 时溶液再生困难，当Rs不断增加，系 统排气压力及压缩机耗功迅速增大。由于室外新风状态不变，系 统制冷量不变，而 压缩机耗功增加使COPhp和COPsys迅速下降。C OPd随着Rs的增加先增加后缓慢减小，其 原因在于：当Rs＜ 0.65时，随 着Rs的增加，除 湿器内溶液与空气的热质交换系数增大，除 湿量与除湿器承担的等效制冷量迅速增加，而 压缩机耗功增加并不明显，因 此COPd呈上升趋势。而当Rs＞0.65 时，压 缩机耗功迅速增加，因 此COPd逐渐下降。因此，当Rs控制在 0.65 左右时，系 统能够保证较高的经济效益，C OPsys在4.29 左右。

图5 内循环比对系统耗功及排气压力的影响

图6 内循环比对系统性能的影响

3.3 再生空气流量对系统性能的影响

图7 与图 8 所示为标准环境工况下，当Rs=0.7、ma,de=0.17 kg/s、ms=0.5 kg/s 时，再生空气流量 ma,re 对系统耗功，为 满足溶液再生所需最低排气压力及系统性能的影响。风 机耗功随着ma,re 的增加而增加。由 再生器模型可知：再 生空气流量越大，再 生器内溶液温降越大，即 气冷器溶液侧入口温度越低，故 为满足溶液再生所需的系统排气压力及压缩机耗功小幅增大，而再生空气流量变化对制冷量无影响，因此当ma,re增加时，系 统性能系数变化不明显。经分析知：再 生空气流量变化对系统性能影响较小，当ma,re由 0.12 kg/s 增加至0.3 kg/s 时，C OPsys在4.51～4.12 之间波动，因 此就本系统而言，再 生空气流量设置为 0.12 kg/s 时即可保持较高性能。

图7 再生空气流量对系统耗功及排气压力的影响

图8 再生空气流量对系统性能的影响

3.4 溶液总流量对系统性能的影响

图9 与图10 所示为标准环境工况下，当Rs=0.7、ma,de=0.17 kg/s、ma,re=0.3 kg/s 时，除 湿溶液总流量m（sms是指除湿循环泵3 出口处溶液流量）对 系统耗功，为 满足溶液再生所需最低排气压力及系统性能的影响。由图9 可知：随 着溶液流量的增加，泵 耗功增大。由于空气流量不变，因此风机耗功不变。溶液总流量的增加使进入到再生循环中的稀溶液流量增加，即 混合后进入再生器的溶液浓度减小，溶 液再生较容易，因 此系统排气压力逐渐减小。另一方面，溶液总流量的增加使除湿器内热湿交换得到强化，系 统除湿量与除湿器承担的等效制冷量Qd增加，但 除湿器出口空气焓值却逐渐增大，导 致 CO2热泵循环需承担冷量的增加，进 而使压缩机耗功先减小后增大。当ms＜ 0.5 kg/s 时，随 着ms不断增加，Qd增量始终大于系统耗功增量，因此COPd逐渐增大。当ms＞ 0.5 kg/s 时，随 着ms的增加，Qd增量逐渐减小，因 此COPd趋于不变。而压缩机耗功增量与CO2循环制冷量增量几乎一致，因 此COPhp不变。系统总制冷量只有小幅提升，而 系统耗功先减小后增大，故 COPsys先增大后减小。当ms设置为0.5 kg/s 时，系统性能较优，C OPsys维持在4.09 左右。

图9 溶液总流量对系统耗功及排气压力的影响

图10 溶液总流量对系统性能的影响

4 结论

本文提出了 CO2水源热泵驱动的溶液除湿新风系统，建 立了系统的稳态数学模型，通 过 MATLAB 软件与 refprop9.0 软件模拟分析了 4 个关键可控关键因素对系统性能的影响，对 模拟结果分析可得：

1）新 风量变化对系统运行性能影响显著，除 湿/再生内循环比与溶液流量变化对系统性能影响较小，而再生空气流量变化对系统性能影响不明显。

2）系统综合制冷性能系数 COPsys随着新风量的增大呈近似对数曲线上升趋势，在 标准环境状态参数下，当新风量为 0.14～0.17 kg/s 时，系统性能较高，COPsys均值在 4.55 左右。COPsys随着除湿/再生内循环比Rs的增加逐渐降低，当Rs控制在 0.65 左右时，COPsys可保持在4.29 左右。COPsys随着溶液总流量ms的增加缓慢下降，当ms为0.5 kg/s 左右时，C OPsys维持在4.09 左右。当再生空气流量在0.12～0.3 kg/s 之间波动时，C OPsys在4.51～4.12 之间波动，其 值变化不明显，因此就本系统而言，ma,re设置为 0.12 kg/s 时系统可保持较高性能系数。

3）将 系统应用于西安市某200 m2办公建筑，模 拟得到了标准环境工况下，4 个可控参数的最佳组合：Rs=0.65、ma,de=0.17 kg/s、ms=0.5 kg/s、ma,re=0.3 kg/s 时，机 组运行效率最高，此 时COPsys为4.38。