毕业论文(设计)一种低位热驱动溶液除湿蒸发冷却空调系统的热性能分析

一种低位热驱动溶液除湿蒸发冷却空调系统的热性能分析摘要：提出了一种低位热驱动的溶液除湿蒸发冷却空调系统，该系统由处理全部湿负荷的溶液除湿系统和承担显热负荷的再生式间接蒸发冷却器（RIDEC）构成。建立了系统各主要部件的数学模型，研究了工作空气比r不同时再生温度和环境参数对系统稳态热力性能的影响。结果表明，系统在工作空气比r为时对再生热源品位的要求低于r为0时，应用于高温高湿地区时优势更加明显。RIDEC的使用扩大了系统可利用的热源温度的范围和适用的气候区域。关键词：溶液除湿；蒸发冷却；再生；低位热；工作空气比0引言溶液除湿技术与传统蒸气压缩式制冷技术或蒸发冷却技术结合构成的复合型空调系统，能够有效处理湿负荷并去除空气中的污染物，具有对环境友好、可降低电力消耗等优点[1]。其中，将溶液除湿技术与蒸发冷却技术结合的溶液除湿蒸发冷却空调系统，具有较大的发展潜力[2]，近年来受到了广泛关注[3,4]。TuMin等[5]提出了一种将溶液除湿系统与间接蒸发冷却器（IDEC）及直接蒸发冷却器（DEC）结合的复合型空调系统，应用热力学第一定律和第二定律研究了关键参数对系统性能的影响。Kim等[6]对所提出的溶液除湿蒸发冷却全新风空调系统开展了实验研究，结果表明IDEC的效率为40-70%，送风温度可达17-20ºC。上述系统均采用室内排风作为IDEC的二次空气，但当二次空气的湿球温度较高时，IDEC的冷却效率会受到限制。为进一步提升IDEC的性能，可以使用再生式间接蒸发冷却器（RIDEC），即将IDEC出口的一部分一次空气作为二次空气使用。RIDEC可以分为内部冷却型和外部冷却型，其中外部冷却型可以获得最低的送风温度[7]。将溶液除湿系统与RIDEC结合使用，可以将RIDEC的使用范围扩大至夏季高温高湿地区。现有的溶液除湿系统多采用单一的溶液环路[8-10]，即除湿器出口溶液全部经溶液热交换器流入再生器进行再生，再生后的溶液全部返回除湿器用于除湿。然而，由于现有系统多采用绝热型除湿器/再生器，进出口溶液浓度差很小，故常采用较大的溶液流量，导致除湿器与再生器间的溶液交换量较大。由于除湿器与再生器工作区间的温差较大，溶液交换量的增多会增加再生热耗和溶液冷却器的冷却负荷，从而降低系统的性能。因此，可以在除湿器侧和再生器侧设置溶液自循环来减小溶液交换量。所谓自循环，是指除湿器/再生器出口的大部分溶液，不经过除湿器与再生器间的溶液热交换器，而是直接经冷/热源降温/升温后返回除湿器/再生器，除湿器与再生器只通过溶液热交换器交换小部分的溶液。基于以上研究，本文提出了一种具有溶液自循环的低位热驱动除湿冷却空调系统。该系统由设置了溶液自循环的溶液除湿系统和外部冷却型再生式间接蒸发冷却器组成。建立了系统各主要部件的数学模型，研究了RIDEC不同工作空气比下关键参数对系统应用于夏季高温高湿地区时稳态热力性能的影响。1系统介绍所提出的一种低位热驱动溶液除湿蒸发冷却空调系统如图1所示，主要包括溶液循环和空气处理过程。图1一种低位热驱动溶液除湿蒸发冷却空调系统示意图溶液循环为：浓溶液S1进入除湿器吸收室外空气A1中的水分变成稀溶液S2，其中一部分与再生后经液-液热交换器预冷的浓溶液S7混合成为浓溶液S8，经溶液冷却器冷却成为低温浓溶液S1进入除湿器除湿，完成除湿溶液自循环（S1→S2→S8→S1），另一部分则经液-液热交换器加热成为稀溶液S3。S3与部分再生后的浓溶液S6混合成为溶液S4，经溶液加热器加热成为高温溶液S5进入再生器，将其中的水分传递给室外空气A1从而被浓缩为浓溶液S6。其中S4→S5→S6→S4为再生溶液自循环。S6中的一部分与除湿后经液-液热交换器预热的稀溶液S3混合成为溶液S4，另一部分则经液-液热交换器冷却成为浓溶液S7。空气处理过程为：室外空气A1进入除湿器被除湿至干空气A2，经空气预冷器被蒸发冷却器I制备的冷水冷却至低温干空气A3。A3中的一部分在蒸发冷却器I中直接蒸发冷却制备冷水供空气预冷器使用，被加湿到A4后排入环境中；另一部分进入蒸发冷却器II中进一步降温。由于蒸发冷却器II在对空气进行降温的同时会引起含湿量的上升，可通过调节蒸发冷却器II侧的旁通比获得合适的送风参数A6。再生空气采用室外空气，在再生器中与溶液进行热质交换后变为高温高湿空气A7排入环境中。蒸发冷却器I及空气预冷却器构成外部冷却型再生式间接蒸发冷却器，承担系统大部分的显热冷负荷，对送风参数有较大影响。定义工作空气比r为蒸发冷却器I进口空气质量流量与除湿器进口空气质量流量的比值。理论上，r[11]。当r=0时，既可以看作是该系统的一种运行模式，即除湿器出口空气全部旁通过蒸发冷却器I；也可以看作是另一种系统型式，即溶液除湿与直接蒸发冷却技术结合的系统。下文将探讨不同运行模式下（r=0.25或0）相关参数对系统性能的影响。2系统的热力计算建立系统各部件的数学模型，进而建立整个系统的热力计算模型。为便于计算分析，忽略管道压降与散热损失，假设系统各部件与环境均无热交换，忽略泵与风机的能耗，系统处于稳态运行。2.1各部件的数学模型2.1.1除湿器/再生器数学模型溶液除湿和再生过程在热质交换原理上是统一的，只是溶液和空气的状态不同导致水分迁移的方向不同，因此可以对除湿器/再生器建立统一的数学模型。绝热叉流填料型除湿器/再生器二维稳态数学模型的建立及数值求解方法详见参考文献[12]。作为模型重要的输入参数，传质单元数NTU和刘易斯因子Lef可由耦合传热传质系数hC、hD计算，hC和hD可通过无量纲传热准则数Nu数和无量纲传质准则数Sh数的实验关联式获得。除湿和再生过程的Nu数、Sh数的关联式见参考文献[13]。LiCl水溶液物性参数的计算方法由Conde给出[14]。2.1.2热交换器数学模型系统中的热交换器包括液-液热交换器和空气预冷却器。换热器效率ε由式（1）定义： (1)式中mcold、mhot分别为冷、热流体的质量流量，kg·s-1；cp,cold、cp,hot分别为冷、热流体的比定压热容，kJ·kg-1·℃-1；tcold,in、thot,in、tcold,out、thot,out分别为冷、热流体的进出口温度，℃。对于液-液热交换器和空气预冷却器，ε分别取0.75和0.65。实际换热量Q可由式（2）得到： (2)2.1.3直接蒸发冷却器数学模型除湿/再生过程的数学模型同样适用于水的直接蒸发冷却过程，只需将溶液的物性参数改为水的即可。水的物性参数采用IAPWS-IF97标准公式。蒸发冷却过程传热传质系数的计算采用文献[15]中的拟合公式。需要说明的是，空气预冷却器和蒸发冷却器I的组合相当于是一个再生式蒸发冷却器。由于蒸发冷却器I的进口空气参数由空气预冷却器确定，而空气预冷却器的进水温度又受到蒸发冷却器I出口水温的影响，因此，应把空气预冷却器和蒸发冷却器I作为一个整体进行迭代求解。2.1.4溶液混合过程数学模型除湿侧和再生侧均有溶液混合过程。定义稀储液槽出口去往除湿器的溶液流量与稀储液槽出口溶液总流量的比值为除湿侧自循环比rdeh。再生侧自循环比rreg的定义与rdeh类似。对于理想的除湿侧溶液混合过程，混合后溶液浓度与比焓的计算见式（3）和式（4），再生侧溶液混合过程与其类似。由溶液浓度和比焓计算混合后溶液温度的拟合公式见文献[16]。 (3) (4)式中ms,deh,out、ms,reg,out分别为除湿器、再生器出口溶液质量流量，kg·s-1；Xs,deh,out、Xs,reg,out分别为除湿器、再生器出口溶液质量浓度，%；hs,deh,out、hs,reg,out分别为除湿器、再生器出口溶液比焓，kJ·kg-1。2.2性能指标1）系统制冷量Qsys—代表了系统能够处理的全部冷负荷，计算式为： (5)式中ma,deh表示除湿器侧干空气质量流量，kg·s-1；r表示除湿后空气进入蒸发冷却器I的份额；hamb和hsup分别表示室外空气和送风的比焓，kJ·kg-1。2）有效制冷量Qeff—代表了系统能够承担的空调房间的冷负荷，计算式为： (6)式中hind表示室内设计状态点对应的空气比焓，kJ·kg-1。3）系统热力系数COPsys—定义为系统制冷量Qsys与再生热耗Qreg的比值，计算式为： (7)其中，Qreg可通过式（8）计算： (8)式中ms,reg,in为再生器进口溶液质量流量，kg·s-1；h为图1中相应状态点的比焓，kJ·kg-1。4）有效热力系数COPeff—定义为有效制冷量Qeff与再生热耗Qreg的比值，计算式为： (9)3结果与讨论利用MATLAB软件将中各部件的数学模型组合起来，编程求解。设计工况下（r=0.25），系统各参数取值如表1所示，送风温度和含湿量分别为17.9ºC和9.2g/kg，系统制冷量Qsys为68.2kW，系统热力系数COPsys。为计算有效制冷量Qeff和有效热力系数COPeff，结合实际使用情况，室内设计参数设为干球温度26ºC，相对湿度55%，对应含湿量为11.7g/kg。需要说明的是，本文在计算送风比焓时并未按具体的送风状态点计算，因为当空调房间冷负荷不变而热湿比变化时，可以通过调节蒸发冷却器II侧的旁通比改变送风状态点。由于空气经历直接蒸发冷却后比焓虽略有增加但可以忽略不计，因而将蒸发冷却器II进口空气的比焓近似作为送风比焓。本节将研究r为0.25和0时几个关键参数对系统热力性能的影响。这些参数包括：再生温度（即再生器进口溶液温度）ts,reg,in、室外空气干球温度tamb和室外空气相对湿度RHamb。在每种情形下，仅改变所要研究的参数，在给定的范围内变化，其他参数保持设定值不变。表1设计工况下参数取值参数取值参数取值除湿器进口空气参数ºC21.6g/kg除湿后空气进入蒸发冷却器I的份额0.25除湿器进口空气流量6000m3/h蒸发冷却器II侧旁通比2:1除湿器进口溶液流量kg/s液-液热交换器效率εSSHX除湿器进口溶液温度31.1ºC空气预冷却器效率εAWHX再生器进口空气参数ºC21.6g/kg除湿器尺寸（迎风长度×宽度×高度）2m×1m×0.8m再生器进口空气流量4922m3/h再生器尺寸（同上）2.1m×1.4m×0.7m再生器进口溶液温度70ºC蒸发冷却器I尺寸（同上）0.5m×0.6m×0.8m蒸发冷却器I侧水流量0.474kg/s蒸发冷却器II尺寸（同上）0.6m×0.6m×0.8m蒸发冷却器II侧水流量0.947kg/s除湿器/再生器规整填料比表面积500m2/m3除湿侧自循环比rdeh除湿器/再生器规整填料当量直径0.007m再生侧自循环比rreg蒸发冷却器I/II填料比表面积450m2/m33.1再生温度ts,reg,in的影响保持其余参数不变，仅改变再生器进口溶液温度ts,reg,in，从50ºC升高到80ºC，间隔为5ºC，计算结果如图2-图4所示。图2ts,reg,in对hsup的影响图2给出了再生温度对送风比焓的影响。由图2可知，对于不同的r值，送风比焓均随ts,reg,in的升高而减小。这是因为随ts,reg,in升高，除湿器进口溶液浓度增大，导致除湿器出口空气含湿量降低，其中一部分除湿后空气在蒸发冷却器I中制取的冷水温度降低，导致蒸发冷却器II进口空气的温度和含湿量降低，从而使送风比焓减小。从图2还可以看出，当r=0.25时，系统承担空调房间冷负荷所需的最低再生温度为54.6ºC；而当r=0时，对应的最低再生温度为62.6ºC。由此可见，系统在rr=0。这主要是由于当r=0.25时，再生式间接蒸发冷却器利用除湿后的干空气蒸发冷却制备冷水，该冷源的品位高于自然冷源，因而可以降低对再生热源品位的要求。如果认为r=0和r=0.25分别代表2种不同的系统型式，则溶液除湿与RIDEC结合的系统可以比溶液除湿与DEC结合的系统工作在更低的热源温度下，RIDEC的使用扩大了溶液除湿技术的应用范围。图3(a)ts,reg,in对Qsys的影响图3(b)ts,reg,in对Qeff的影响图3给出了再生温度对制冷量的影响。从图3(a)可以看出，对于不同的r值，Qsys均随ts,reg,in的增加而增加；r=0时的Qsys高于rQsys，且二者间的差值随ts,reg,in的增加而增大。从图3(b)可以看出，对于不同的r值，Qeff均随ts,reg,in的增加而增加；rQeff高于r=0时的Qeff，且二者间的差值随ts,reg,in的增加而减小。需要说明的是，只有当再生温度高于62.6ºC时，r=0时系统的Qeff才为正值，因而图3(b)中曲线r=0对应的横坐标值从65ºC开始。出现上述变化趋势的原因是：1）由对图2的分析知送风比焓随ts,reg,in的升高而减小，由制冷量的计算式（5）和（6）可知Qsys和Qeff均增大。2）r=0时系统制冷量Qsys,0与rQ的差值可由式（10）计算，rQ与r=0时有效制冷量Qeff,0的差值可由式（11）计算： (10) (11)在所研究的工况下，蒸发冷却器I的排风比焓hexh低于室外空气比焓hamb，但高于室内设计状态点的比焓hind，且hexh随ts,reg,in的增加而减小。当其余参数保持不变时，由式（10）和（11）可知Qsys,0与Q的差值为正且随ts,reg,in的增加而增大；Q与Qeff,0的差值为正且随ts,reg,in的增加而减小。图4(a)ts,reg,in对COPsys的影响图4(b)ts,reg,in对COPeff的影响图4给出了再生温度对热力系数的影响。由图4(a)可知，系统热力系数COPsys随ts,reg,in的增加而减小，表明系统制冷量Qsys的增加幅度要小于再生热耗Qreg的增幅。r=0时的COPsys大于rsys，这是由于二者Qreg相同而Qsys,0大于Q。由图4(b)可知，有效热力系数COPeff随ts,reg,in的增加而增大，表明有效制冷量Qeff的增幅要大于Qreg的增幅。reff大于r=0时的COPeff，这是由于二者Qreg相同而Q大于Qeff,0。由以上分析可知，相比全部空气旁通过蒸发冷却器I（r=0），系统在r更低，且有效制冷量和有效热力系数更大，因而在本文研究工况下r的运行模式较优。但需要指出的是，r=0时系统提供的新风量更大，且可及处理区域更大，即受到空调房间最小热湿比的限制要小于r=0.25。3.2室外干球温度tamb的影响保持相对湿度RHamb为60%不变，仅改变室外空气干球温度，从30ºC升高到38ºC，间隔为2ºC，计算结果如图5-图7所示。图5tamb对hsup的影响图5给出了室外干球温度对送风比焓的影响。由图5可知，送风比焓均随tamb的升高而增大。这是由于当保持RHamb不变时，室外空气含湿量ωamb随tamb升高而增大。由于室外空气湿球温度也会随tamb升高而升高，除湿器进口溶液温度ts,deh,in随之升高。这些因素均会降低除湿性能，使除湿器出口空气含湿量ωdeh,out增大，导致一部分除湿后空气在蒸发冷却器I中制取的冷水温度升高，进而使蒸发冷却器II进口空气的温度和含湿量升高，送风比焓增大。从图5还可以看出，当tamb超过36.6ºC后，系统在r=0运行模式下将不能承担空调房间的冷负荷。如果认为r=0和r=0.25分别代表2种不同的系统型式，则RIDEC的使用可以扩大系统应用的气候区域。图6(a)tamb对Qsys的影响图6(b)tamb对Qeff的影响图6给出了室外干球温度对制冷量的影响。从图6(a)可以看出，对于不同的r值，Qsys均随tamb的升高而增大；r=0时的Qsys高于rQsys。从图6(b)可以看出，对于不同的r值，Qeff均随tamb的升高而减小，但rQeff的下降幅度要小于r=0时；rQeff高于r=0时的Qeff，且二者间的差距随tamb的升高而增大。Qsys和Qeff随tamb的升高而出现不同变化趋势的原因是：由于环境参数是主动变化，系统依靠自平衡特性被动变化，所以hamb的增加幅度要大于hsup的增幅，由Qsys的定义可知Qsys随tamb的升高而增大；hsup增大而hind不变，由Qeff的定义可知Qeff随tamb的升高而减小。图7(a)tamb对COPsys的影响图7(b)tamb对COPeff的影响图7给出了室外干球温度对热力系数的影响。由图7(a)可知，系统热力系数COPsys随tamb的升高而增大，且r=0时的COPsys大于rsys。由图7(b)可知，有效热力系数COPeff随tamb的升高而减小，且reff大于r=0时的COPeff。COPsys和COPeff随tamb的升高而出现不同变化趋势的原因是：随tamb升高，再生热耗Qreg小幅度下降，由于Qsys增大导致COPsys增大，而Qeff的下降幅度要大于Qreg，因而COPeff减小。从图7(b)还可以看出，reff的下降幅度要小于r=0时，且二者间的差距随tamb的升高而增大，表明相比于r=0的运行模式，环境温度越高，系统在r=0.25运行模式下的优势越明显，因此在高温时应优先采用r=0.25的运行模式。3.3室外相对湿度RHamb的影响保持干球温度tamb为35ºC不变，仅改变室外空气相对湿度，从40%升高到85%，间隔为5%，计算结果如图8-图10所示。图8RHamb对hsup的影响图8给出了室外相对湿度对送风比焓的影响。从图8可以看出，送风比焓均随RHamb的增大而增大。这是由于当保持tamb不变时，室外空气含湿量ωamb随RHamb增大而增大，同对图5的分析可知送风比焓增大。从图8还可以看出，当RHamb%后，系统在r=0运行模式下将不能承担空调房间的冷负荷，而与r=0.25相对应的极限相对湿度为76.8%，表明RIDEC的使用可以扩大系统应用的气候区域。图9(a)RHamb对Qsys的影响图9(b)RHamb对Qeff的影响图9给出了室外相对湿度对制冷量的影响。由图9(a)可知，对于不同的r值，随RHamb增大，Qsys均先增大后略有减小；r=0时的Qsys高于rQsys。由图9(b)可知，对于不同的r值，Qeff均随RHamb的增大而减小；rQeff高于r=0时的Qeff，且二者间的差距随RHamb的增大而增大。Qsys出现上述变化趋势的原因是：随RHamb增大，除湿器进口溶液温度ts,deh,in与空气温度ta,deh,in之间的差值逐渐减小，导致Qsys的增幅变小；当RHamb进一步增大时，ts,deh,in会高于ta,deh,in，溶液将一部分显热传递给空气，导致Qsys减小。图10(a)RHamb对COPsys的影响图10(b)RHamb对COPeff的影响图10给出了室外相对湿度对热力系数的影响。由图10(a)可知，随RHamb增大，系统热力系数COPsys先增大后减小，但变化幅度不大，且r=0时的COPsys大于rsys。由图10(b)可知，有效热力系数COPeff随RHamb的增大而减小，近似线性变化，且reff大于r=0时的COPeff。COPsys和COPeff出现上述变化趋势的原因是：随RHamb增大，再生热耗Qreg增大，而Qsys先增大后减小，二者综合作用导致COPsys先增大后减小；Qeff减小导致COPeff减小。对比图10(a)和图7(a)可以看出，与tamb增大相比，RHamb增大对系统热力性能的影响更为不利，这主要是由于该系统使用室外空气作为再生空气，tamb增大时在一定程度上可以降低Qreg，而RHamb增大却会使Qreg增大。从图10(b)还可以看出，COP和COPeff,0间的差距随RHamb的增大而增大，表明与r=0的运行模式相比，环境相对湿度越高，系统在r=0.25运行模式下的优势越明显，因此在高湿条件下应优先采用r=0.25的运行模式。4结论提出了一种具有溶液自循环的低位热驱动除湿冷却空调系统。该系统利用除湿后的一部分空气蒸发冷却制取冷水预冷自身，在南京夏季典型工况下作为新风机组使用时，可实现送风温度17.9ºC，送风含湿量9.2g/kg，此时系统热力系数可达0.561。研究了系统中再生式间接蒸发冷却器工作空气比r系统热力性能的影响，得到如下结论：1）系统在r为时对再生热源品位的要求低于r为0时，且有效制冷量Qeff和有效热力系数COPeff随再生温度的升高而增大；2）系统在r为的运行模式下能够处理空调房间冷负荷时所对应的室外极限温湿度均大于r为0时，且Qeff和COPeff更大。因此在高温高湿气候条件下系统应优先采用r=0.25的运行模式。3）再生温度、室外干球温度变化时，系统热力系数COPsys和有效热力系数COPeff的变化趋势相反。4）溶液除湿与再生式间接蒸发冷却技术结合的系统可以比溶液除湿与直接蒸发冷却结合的系统在更低的热源温度下工作，且应用于高温高湿地区时优势更加明显。参考文献：[1]MohammadAT,BinMatS,SulaimanMY,etal.Surveyofhybridliquiddesiccantairconditioningsystems[J].RenewableandSustainableEnergyReviews,2013,20:186-200[2]GoetzlerW,ZoggR,YoungJ,etal.EnergysavingspotentialandRD&Dopportunitiesfornon-vapor-compressionHVACtechnologies[J].NavigantConsultingInc.,preparedforUSDepartmentofEnergy,2014[3]MohammadAT,MatSB,SulaimanMY,etal.Historicalreviewofliquiddesiccantevaporationcoolingtechnology[J].EnergyandBuildings,2013,67:22-33[4]BukerMS,RiffatSB.Recentdevelopmentsinsolarassistedliquiddesiccantevaporativecoolingtechnology-Areview[J].EnergyandBuildings,2015,96:95-108[5]TuM,RenCQ,ZhangLA,etal.Simulationandanalysisofanovelliquiddesiccantair-conditioningsystem[J].AppliedThermalEngineering,2009,29(11):2417-2425[6]KimMH,ParkJY,HamSW,etal.Energyconservationbenefitofwater-sidefreecoolinginaliquiddesiccantandevaporativecooling-assisted100%outdoorairsystem[J].EnergyandBuildings,2015,104:302-315[7]XieXY,JiangY.ComparisonofTwoKindsofIndirectEvaporativeCoolingSystem:ToProduceColdWate