2018, Vol. 35
2. 华南理工大学 化学与化工学院，广东 广州 510640
2. School of chemistry and chemical engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510640, China
随着经济和社会的发展，能源消耗量在急剧增加, 其中建筑能耗约占社会总能耗的30%，空调系统能耗占建筑能耗的40%~60%，空调系统的节能潜力巨大[1]. 基于温湿度独立控制空调系统(THIC)理念的溶液除湿空调能够单独控制湿度，具有良好的发展潜力[2]. 溶液除湿空调系统在对空气除湿时无需将空气冷却到露点温度，而且能利用低温热源再生[3-5]. 虽然溶液除湿技术具有众多优点，但传统填料塔式溶液除湿空调存在带液问题，送风带液会腐蚀风管及家具甚至会危害人体健康[6]. 由聚偏氟乙烯(PVDF)和聚四氟乙烯(PTFE)制备而成的中空纤维膜[7]，能够使溶液在膜内流动，空气在膜外流动，可以彻底解决传统溶液除湿空调带液问题. 热泵驱动的溶液除湿空调能够为溶液除湿和再生提供冷量和热量，具有良好发展前景[8]. 但传统热泵采用氟利昂（如R134a、R22）等工质，这类制冷工质容易造成环境破坏，而且冷凝温度不高（一般不超过60 ℃，否则性能系数急剧下降[9]），再生的速率和效率较低. 二氧化碳作为一种环保无污染的自然工质，具有压缩比和冷凝温度高、环保无污染等优点[10]，是驱动膜式溶液除湿空调的理想工质. 二氧化碳跨临界循环是指：压缩机吸气时二氧化碳压力低于其临界压力，蒸发温度低于其临界温度，而压缩机的排气压力高于其临界压力，压缩机出来的超临界CO2的温度可达90 ℃[11]，而且放热是变温过程，能够满足溶液再生需要的热源温度. 因此，本文提出膜式溶液除湿空调与二氧化碳跨临界循环热泵一体化系统，并对其建立理论模型. 在广州某酒店中，模拟应用该新型系统，对“一体化系统+干式风机盘管的温湿度独立控制空调系统(THIC)”与“传统风机盘管+新风空调系统”进行能耗的对比，分析两者性能的优劣.
1 一体化系统 1.1 一体化系统原理膜式溶液除湿空调与二氧化碳跨临界循环热泵一体化系统（简称：一体化系统）如图1所示. 其中，除湿溶液采用LiCl溶液，除湿器和再生器是由中空纤维膜组件构成，二氧化碳跨临界循环热泵（以下简称：热泵）的气冷器为再生溶液加热提供热量，而蒸发器为除湿溶液冷却提供冷量. 这里的辅助冷却器利用江河、湖泊等免费冷源作为冷却溶液. 若无自然冷源可用时，可采用市政供水作为冷却水.
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图 1 膜式溶液除湿空调与二氧化碳跨临界循环热泵一体化系统 Figure 1 Integrated system of membrane type liquid desiccant air conditioner and carbon dioxide transcritical cycle heat pump system |
一体化系统的工作原理如下：室外高温高湿的新风在新风机的作用下，依次经过预冷器、除湿器. 预冷器的作用是：当热泵提供的冷量多于除湿溶液冷却需要的冷量时，多余的冷量能预冷室外新风，提高系统能量的利用率. 在除湿器中，新风与除湿溶液进行热质交换，变成温度和湿度较低的送风，以承担室内全部潜热负荷和部分显热负荷[5]. 除湿溶液吸收了空气中的水蒸气而变稀，因此需要对其进行浓缩. 除湿器出口的溶液与再生器出口的溶液在液–液换热器中进行换热，可以分别对除湿器出口的溶液进行预热，对再生器出口溶液进行预冷，以降低再生溶液冷却需要的冷量和除湿溶液加热需要的热量. 在进入再生器前，溶液在气冷器中被加热到设定的温度值. 在再生器中，溶液中的水分传递到排风中，溶液被浓缩. 再生器出口的溶液经过液–液换热器被预冷，然后进入辅助冷却器被冷却水进一步冷却. 在蒸发器中，溶液被冷却以满足除湿要求. 蒸发器出口的溶液再次进入除湿器与新风进行热质交换，由此完成溶液循环过程.
1.2 一体化系统理论模型的建立对于一体化系统理论模型的建立，可以先建立系统各部件的理论模型，再构建整体的理论模型. 为了建立一体化系统的理论模型，首先做以下的假设：
(1) 一体化系统处于稳定状态；
(2) 空气、除湿溶液、冷却水等传热传质介质物理性质保持不变；
(3) 忽略管段连接之间的热量损失.
对于除湿器/再生器的理论模型，其热质交换模型如图2所示. 溶液在中空纤维膜内流动，而空气在膜外流动，溶液与空气以错流的形式进行热质交换.
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图 2 除湿器/再生器中溶液与空气热质交换模型 Figure 2 The dehumidifier/regenerator solution and air heat exchange model |
本文采用文献[7]建立的理论模型，其无量纲方程为
| $\frac{{{{\rm{\partial}}} T_{\rm{a}}^*}}{{{{\rm{\partial}}} {y^*}}} = {\rm{NT}}{{\rm{U}}_{{\rm{Sen}}}}(T_{\rm{s}}^* - T_{\rm{a}}^*),$ | (1) |
| $\frac{{\rm{\partial} \omega _{\rm{a}}^*}}{{{\rm\partial} {y^*}}} = {\rm{NT}}{{\rm{U}}_{{\rm{Lat}}}}(\omega _{\rm{s}}^* - \omega _{\rm{a}}^*),$ | (2) |
| $\frac{{{\rm\partial} T_{\rm{s}}^*}}{{{\rm\partial} {x^*}}} = - m_{{\rm{Sen}}}^*{\rm{NT}}{{\rm{U}}_{{\rm{Sen}}}}(T_{\rm{s}}^* - T_{\rm{a}}^*) - m_{{\rm{Lat}}}^*{\rm{NTU}}(\omega _{\rm{s}}^* - \omega _{\rm{a}}^*),$ | (3) |
| $\frac{{\rm{\partial} \omega _{\rm{s}}^*}}{{{\rm\partial} {x^*}}} = {E_T}{R_1}\frac{{{\rm\partial} T_{\rm{s}}^*}}{{{\rm\partial} {x^*}}}.$ | (4) |
式中，T为温度(K)，a为空气，s为溶液，x、y分别为x、y轴方向，*代表无量纲参数，Sen为显热，Lat为潜热，NTU为传热单元数，ω为含湿量(g/kg 干空气)，ET为某浓度下溶液含湿量随温度变化的因子，R1为除湿器/再生器入口溶液温度和湿度比，m为流体质量流量(kg/s). 这些参数的计算公式可参考文献[7].
采用丹麦工程大学(Technical University of Denmark，DTU)开发的软件CoolPack(version1.5)可以模拟出二氧化碳跨临界循环热泵运行情况[12-13]. 利用对数平均温差法（LMTD）[14]可以模拟二氧化碳与除湿溶液在气冷器和蒸发器的换热情况. 通过ε-NTU法可以模拟液–液换热器中两种不同温度的溶液的换热情况，同时也可以模拟出辅助冷却器中冷却水与除湿溶液、预冷器中制冷剂和空气的换热情况[14]. 通过以上建立的一体化系统各组件的理论模型，可以求解不同工况下（求解过程参考文献[7]）一体化系统运行情况及性能系数.
2 一体化系统的评价一体化系统可以通过以下性能参数进行评价：
(1) 一体化系统除湿量MD (kg/h)，定义为除湿器进出口空气含湿量差，具体公式为
| ${M_{\rm{D}}} = {\rho _{\rm{a}}}{V_{\rm{D}}}({\omega _{{\rm{Dai}}}} - {\omega _{{\rm{Dao}}}}).$ | (5) |
式中，ωDai、ωDao分别为除湿器空气进口和出口的含湿量(g/kg 干空气)，ρa为空气密度(kg/m3)，VD为经过除湿器的空气的体积流量(m3/h).
(2) 一体化系统再生量MR (kg/h)，定义为再生器进出口空气含湿量差，具体公式为
| ${M_{\rm{R}}} = {\rho _{\rm{a}}}{V_{\rm{R}}}({\omega _{{\rm{Rao}}}} - {\omega _{{\rm{Dai}}}}).$ | (6) |
式中，ωRai、ωRao分别为再生器空气进口和出口的含湿量(g/kg 干空气)，ρa为空气密度(kg/m3)，VR为经过除湿器的空气的体积流量(m3/h).
(3) 一体化系统制冷量QD(kW)，定义为除湿器进出口空气焓差，具体公式为
| ${Q_{\rm{D}}} = \frac{{{\rho _{\rm{a}}}{V_{\rm{D}}}({h_{{\rm{Dai}}}} - {h_{{\rm{Dao}}}})}}{{3600}}.$ | (7) |
式中，hDai、hDao分别为除湿器空气进口和出口的焓值(kJ/kg).
(4) 除湿效率η，定义为除湿器中被处理空气的含湿量变化值与被处理空气理论上达到的最大含湿量的变化值之间的比值，具体公式为
| $\eta {\rm{ = }}\frac{{{\omega _{{\rm{Dai}}}} - {\omega _{{\rm{Dao}}}}}}{{{\omega _{{\rm{Dai}}}} - {\omega _{{\rm{Dsi}}}}}}.$ | (8) |
式中，ωDai、ωDao、ωDsi分别为除湿器入口、出口空气含湿量(g/kg 干空气)、溶液进口等效含湿量(g/kg 干空气).
(5) 除湿器性能系数(COPdeh)，定义为新风的制冷量与消耗的压缩机、溶液泵、风机的功率的比值，具体公式为
| ${\rm{CO}}{{\rm{P}}_{{\rm{deh}}}} = \frac{{{m_{\rm{a}}}({h_{{\rm{Dai}}}} - {h_{{\rm{Dao}}}})}}{{{W_1} + {W_2} + {W_3} + {W_4}}}.$ | (9) |
式中，ma为空气质量流量(kg/s)，hDai、hDao为除湿器入口、出口空气的焓值(kJ/kg)，W为设备功率(kW)，其中下标“1~4”分别表示压缩机、溶液泵、新风机、排风机，可以忽略溶液泵，新风机、排风机的功率.
(6) 一体化系统性能系数EER，定义为除湿溶液冷却需要的冷量和加热需要的热量与一体化系统消耗的能量之比，具体公式为
| ${\rm{EER}} = \frac{{{Q_{{\rm{sol}},{\rm{cool}}}} + {Q_{{\rm{sol}},{\rm{heat}}}}}}{{{W_1} + {W_2} + {W_3} + {W_4}}}.$ | (10) |
式中，Qsol, cool[6]为溶液冷却过程需要的冷量(kW)，Qsol, heat[6]为溶液加热过程需要的热量(kW).
3 案例应用为了研究一体化系统运行的性能优劣，本文将一体化系统应用在工程项目中，以广州某酒店4~9层标准层空调设计为例，对比“一体化系统+干式风机盘管的温湿度独立控制空调系统(THIC)”和“传统风机盘管+新风空调系统”的性能差异. 这里的标准层包括25间20.5 m2的双人标准客房和1间25 m2的布草间，每间房间新风量均为60 m3/h，走廊需要120 m3/h新风量，合计该标准层需要新风量为1 680 m3/h. 经计算，每间标准客房的冷负荷Q为1 341 W，显热冷负荷Qx为1 205 W，散湿量W为203 g/h. 对于常用的水冷式中央空调系统，新风负荷是节能关键[15].
对于THIC空调系统，送风的含湿量ds与室内设计状态含湿量dn应该保证：
| ${d_{\rm{s}}} = {d_{\rm{n}}} - \frac{W}{{{\rho _{\rm{a}}}G}}.$ | (11) |
式中，W为建筑产湿量(kg/h)；G为设计新风量(m3/h)；dn为12.8 (g/kg 干空气)，表示广州地区室内设计状态为干球温度26 ℃，相对湿度为60%下，空气的含湿量. G为60 m3/h，表示房间的设计新风量. W为203 g/h，对于旅馆、办公楼等建筑，人体是最主要的散湿源. 由公式(11)可知，ds=10 (g/kg 干空气).
一体化系统在THIC系统设计中，主要负责控制室内湿度. 根据工程要求设计一体化系统，其流体进口参数如表1所示，设备主要部件的参数如表2所示. 新风状态选用设计规范[16]中确定的广州夏季空气调节室外设计状态，采用室内排风对溶液进行再生. 根据设计手册[17]，排风量按照新风量的90%计算，室内设计温度26 ℃, 相对湿度60%. 在设计工况下，热泵气冷器放热量刚好满足溶液加热需要的热量，此时电磁流量阀关闭，没有工质经过预冷器. CO2跨临界循环热泵模拟的条件参考文献[18]为：(1)内部换热器换热效率为0.8；(2)过冷度为5 ℃；(3)气冷器高压侧压力为8.5 MPa；(4)蒸发温度为12 ℃，气冷器工质端出口温度为37 ℃；(5)压缩机和管道输送过程的损失和压力降忽略.
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表 1 一体化系统流体进口参数表 Table 1 Parameter list of fluid inlet for integrated system |
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表 2 一体化系统主要部件参数表1) Table 2 Parameter list of main components of integrated system |
在设计工况下，除湿器和再生器单元中空纤维管数为4 480，忽略新风机和排风机送风过程中空气的温升，通过前文建立起的数学模型，应用Excel（Excel 2010）计算整个一体化系统模型，模拟出整个系统不同流体运行过程中的状态. 其中，设计工况下各点的流体状态模拟值如表3所示，性能参数如表4所示.
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表 3 设计工况下各点的流体状态模拟值 Table 3 Simulation of fluid state at various points under design conditions |
从表3可知，一体化系统的送风温度为20.5 ℃（低于室内干球温度26 ℃，而高于室内湿球温度17.5 ℃），含湿量为10 (g/kg 干空气)，能够满足承担该酒店客房全部潜热负荷和部分显热负荷的需求[5]. 冷却水进出口温差为3.6 ℃，可继续加热用来制备生活用热水. 当室外新风经过除湿器后，溶液吸收新风中的水份，浓度由进口的33.0%（状态点13）变化到32.5%（状态点14），此时的溶液需要在再生器中进行再生. 在再生器中，溶液将水份释放到室内排风中，浓度从32.5%（状态点9）浓缩到33.0%（状态点10），溶液得以浓缩.
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表 4 设计工况下一体化系统性能参数表 Table 4 Performance parameter table of integrated system under design condition |
由表4可知，再生量为26.2 kg/h略大于除湿量24.4 kg/h，能够保证溶液保持较强的除湿能力. 除湿器的除湿效率为0.65，COPdeh为3.7. 综合以上的参数可知，利用气冷器换热过程温度滑移较大和放热温度较高的优势，除湿溶液能够充分地再生，η、EER、COPdeh都相对较高. 一体化系统的良好性能为其在THIC空调系统的设计和应用带来一定优势.
4 对比分析在保持相同的室内环境温湿度（干球温度26 ℃, 相对湿度60%）的前提下, “一体化系统+干式风机盘管的温湿度独立控制空调系统(THIC)”和“传统风机盘管+新风空调系统”的空气处理过程如图3所示. 由于传统空调系统采用冷凝除湿的方法，因此湿式盘管需要采用7 ℃供/12 ℃回的冷冻水对室内空气进行除湿和降温. 低温制冷的冷水机组的COP并不理想[2]，此时的低温冷水机组需要承担室内显热、潜热负荷和新风负荷，其冷负荷Qd为258.5 kW. 对于“一体化系统+干式风机盘管(THIC)空调系统”，一体化系统承担室内全部潜热负荷、部分室内显热负荷和新风负荷，而干式盘管承担室内大部分显热负荷，可采用16 ℃供/21 ℃回的冷冻水，此时的高温冷水机组仅承担大部分室内显热负荷，机组的负荷为所有房间显热负荷乘以同时使用系数，计算可知其冷负荷Qg为138.8 kW.
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图 3 空气处理过程H-D图 Figure 3 Air treatment process H-D diagram |
对于两类空调系统，其主要设备参数如表5所示. 值得注意的是，两种冷水机组的能效比有较大差异. 传统低温冷水机组采用深创亿制冷设备有限公司生产的半密闭螺杆式冷水机组，型号为SCY-080D，名义制冷量为320 kW，额定功率为65 kW，制备的冷冻水为7 ℃，冷冻回水温度为12 ℃，在负荷率为100%的条件下，COP为4.91. 高温冷水机组选用浙江盾安人工环境股份有限公司生产的高温螺杆式冷水机组，型号为SLB160MG的高温螺杆式冷水机组，冷冻水出水温度为16 ℃，制冷量为160 kW，额定功率为23 kW，在100%负荷率条件下，该机组的COP为6.85.
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表 5 “一体化系统+干式风机盘管空调系统”主要设备1) Table 5 Main equipment of integrated system and dry fan coil air conditioning system |
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表 6 “传统风机盘管+新风空调系统”主要设备 Table 6 Main equipment of traditional fan coil unit and fresh air conditioning system |
“一体化系统+干式风机盘管空调系统(THIC)”主要设备总功率为74.3 kW，“传统风机盘管+新风空调系统”主要设备总功率为90.5 kW. 在满负荷运状态下运行的情况下，“一体化系统+干式风机盘管空调系统(THIC)”比“传统风机盘管+新风空调系统”电功率低21.3%. 这表明“一体化系统+干式风机盘管空调系统(THIC)”具有一定的节能潜力.
5 结论本文提出膜式溶液除湿空调与二氧化碳跨临界循环热泵一体化系统，采用二氧化碳跨临界循环的热泵解决氟利昂工质破坏环境且冷凝温度不高，溶液再生速率不高的问题；采用中空纤维膜组件作为除湿器，解决直接接触式除湿器送风携带除湿溶液的问题. 将其应用在广州某酒店，分析表明该系统能够承担广州某酒店标准客房的全部潜热负荷和部分显热负荷，满足使用要求. 在满负荷运行的情况下，“一体化系统+干式风机盘管空调系统(THIC)”比“传统风机盘管+新风空调系统”能耗更低，表明将一体化系统应用在工程上具有一定的节能潜力. 后续的研究可以针对该系统进行优化，研究不同新风状态、溶液浓度和流量、热泵不同运行工况等对系统性能的影响，为新型系统的应用提供理论支撑.
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