1 前言

隨著地下工程的迅速發(fā)展，地下工程的空氣溫濕度的要求越來越高，調(diào)溫除濕機的應(yīng)用也越來越廣泛。調(diào)溫除濕機是在高濕度變室內(nèi)熱負荷條件下保障地下工程內(nèi)部熱濕環(huán)境質(zhì)量的一種重要設(shè)備，其性能直接影響地下工程的維護管理水平[1]。其原理是利用蒸發(fā)器為空氣降溫除濕，并回收冷凝熱來調(diào)節(jié)送風(fēng)溫度，現(xiàn)已廣泛應(yīng)用于各類地下潮濕工程中[2]。常用的調(diào)溫除濕機一般采用單蒸發(fā)器和雙冷凝器方案，蒸發(fā)器對空氣進行降溫除濕處理，風(fēng)冷冷凝器對空氣進行調(diào)溫，水冷冷凝器把余熱排出[3～6]。在實際使用過程中，除濕機存在一些不足，特別是其能耗較大，約占整個維護管理期工程能耗的70%～80%，運行使用期能耗的50%～70%[7]，因此研究調(diào)溫除濕機節(jié)能化非常要。

任守宇等發(fā)明了一種一機雙系統(tǒng)新型戶式新風(fēng)除濕機，其特征是蒸發(fā)器前設(shè)置冷卻盤管，冷卻盤管與水冷冷凝器串聯(lián)，對空氣進行預(yù)冷，減小制冷系統(tǒng)的空氣處理范圍[8]。朱培根等針對地下建筑內(nèi)的熱濕負荷特點，將熱管技術(shù)應(yīng)用于調(diào)溫除濕機[9]。袁麗等分析了冷凍除濕機用于地下防護工程存在的問題，設(shè)計了一套節(jié)能型冷凍除濕機[10]。

調(diào)溫除濕機回收機組的部分冷凝熱，但是仍然存在著制冷量和加熱量的相互抵消問題[11]。調(diào)溫除濕機的應(yīng)用越來越廣泛，其節(jié)能問題也變得日益重要，本文通過對調(diào)溫除濕機空氣處理過程中的火積分析，提出調(diào)溫除濕機的節(jié)能改造措施，化除濕方案。

2 性能分析

2.1 常規(guī)調(diào)溫除濕機的空氣處理過程

常規(guī)調(diào)溫除濕機原理如圖1所示。常規(guī)調(diào)溫除濕機空氣處理過程如圖2所示，空氣從狀態(tài)點1經(jīng)過蒸發(fā)器冷卻除濕后，變成狀態(tài)點2，空氣再經(jīng)過室內(nèi)風(fēng)冷冷凝器加熱，通過三通閥調(diào)節(jié)制冷劑的流量，使送風(fēng)調(diào)溫范圍在狀態(tài)點2與狀態(tài)點3之間。

圖1 常規(guī)調(diào)溫除濕機原理示意

圖2 常規(guī)調(diào)溫除濕機的空氣處理焓濕圖

空氣處理過程中，需要將空氣直接冷卻至露點，在熱濕耦合狀態(tài)下進行降溫除濕，要求蒸發(fā)溫度低于露點溫度。

理想逆卡諾循環(huán)的制冷系數(shù)：

ε=T1/(T2-T1)

(1)

式中 T1——蒸發(fā)溫度 T2——冷凝溫度

由式(1)可知，提高壓縮機的制冷系數(shù)，則需要提高蒸發(fā)溫度。單一蒸發(fā)器只有一個蒸發(fā)溫度，無法提高制冷系數(shù)。提高蒸發(fā)溫度成為提高制冷系數(shù)和能效的一種思路。

2.2 理想調(diào)溫除濕機的空氣處理過程

理想調(diào)溫除濕機的空氣處理焓濕圖如圖3所示。

圖3 理想調(diào)溫除濕機的空氣處理焓濕圖

根據(jù)顯熱火積、濕火積轉(zhuǎn)換原理[12～15]，整個系統(tǒng)輸入顯熱火積，獲得濕火積，由于整個流程不存在傳遞損失，因此實現(xiàn)了顯熱火積向濕火積的理想可逆轉(zhuǎn)換。

系統(tǒng)總的濕火積(出口-進口):

ΔJW,d=ΔJa,W+Δ

(2)

式中 ΔJa,W——空氣的濕火積變化 ΔJL,W——水蒸汽膜的濕火積變化 QL,d——除濕量所對應(yīng)的汽化潛熱 r0——水的汽化潛熱 d0——參考點0的含濕量

系統(tǒng)為獲得式(2)所示的濕火積所需輸入的顯熱火積(進口-出口):

ΔΔ

(3)

式中 TN——濕空氣的進口含濕量所對應(yīng)的露點溫度

T1——濕空氣的出口含濕量所對應(yīng)的露點溫火積

式(3)所示的顯熱火積是實現(xiàn)空氣等溫除濕過程所需的zui小顯熱火積，而這部分顯熱火積實際是制冷機輸入的功轉(zhuǎn)換而來的，根據(jù)功火積之間的轉(zhuǎn)換關(guān)系，有：

ΔJWE-S=Q(TY-TH)+TYWE=WE(TY+TH)

(4)

(5)

式中 ΔJWE-S——功WE轉(zhuǎn)換成的顯熱火積TY——熱源的溫度 TH——熱匯的溫度 WE——功

由式(5)結(jié)合式(3)可得系統(tǒng)所需輸入的功為：

(6)

WE,d即為濕空氣的除濕過程所需的zui小功?？梢?，應(yīng)用濕空氣熱濕火積轉(zhuǎn)換的原理，構(gòu)建出理想的濕空氣除濕過程，并在此過程中得到理論上濕空氣除濕的zui小能耗，在減少能耗方面，為化方案提供了思路。

3 化方案

根據(jù)上一節(jié)理論分析，提出調(diào)溫除濕機的節(jié)能改造措施，在空氣進入蒸發(fā)器前，通過冷卻盤管適當(dāng)降低空氣溫度，再通過蒸發(fā)器進行除濕；另外利用風(fēng)冷冷凝器的余熱進行調(diào)溫。該改造思路提高了通過蒸發(fā)器的能量利用率，同時提高調(diào)溫除濕機的能效?；脑旌蟮恼{(diào)濕除濕機系統(tǒng)如圖4所示。

圖4 節(jié)能型調(diào)溫除濕機系統(tǒng)示意

該節(jié)能型調(diào)溫除濕機的系統(tǒng)工作原理如下：

(1)由壓縮機加壓后的制冷劑通過三通閥，一部分流向室內(nèi)的風(fēng)冷冷凝器，一部分流向室外的水冷冷凝器，根據(jù)室內(nèi)調(diào)溫范圍，通過三通閥調(diào)節(jié)制冷劑流量。風(fēng)冷冷凝器和水冷冷凝器中的制冷劑再匯集在儲液罐，經(jīng)過膨脹閥流向蒸發(fā)器。zui后流向壓縮機，形成一個完整的循環(huán)。

(2)水冷冷凝器中，溫度在室內(nèi)露點溫度與室溫之間的冷水進入冷卻盤管對空氣進行降溫處理；再進入水冷冷凝器，冷水和制冷劑逆流，達到對制冷劑降溫的效果。

(3)濕空氣通過冷卻盤管，進行預(yù)冷降溫；再通過蒸發(fā)器降至露點，進行除濕；zui后進入風(fēng)冷冷凝器，進行加熱調(diào)溫，調(diào)溫范圍在3～4之間，焓濕圖見圖5。系統(tǒng)出風(fēng)空氣的溫度和濕度可以根據(jù)需求單調(diào)節(jié)，可以提高調(diào)溫除況機組的適應(yīng)性。

圖5 節(jié)能型調(diào)溫除濕機焓濕圖

4 仿真模擬試驗

基于分布參數(shù)方法，建立了完備的調(diào)溫除濕機的系統(tǒng)模型，包括針對渦旋壓縮機、管殼式水冷冷凝器、翅片管式風(fēng)冷冷凝器、翅片管式蒸發(fā)器和管道附件等分別建立了穩(wěn)態(tài)仿真模型，所建立的模型具有通用性。利用Celand方法與zui小二乘擬合相結(jié)合的顯式擬合方法，建立了工質(zhì)R22和空氣物性的快速仿真程序。利用向前差分格式分別對各組件的偏微分方程組進行了數(shù)值離散，在保證一定的精度及運算速度的同時，避了隱式方法帶來的分叉等求解隱患[16～21]。

4.1 水冷冷凝器

圖6為水冷冷凝器管壁及制冷和水側(cè)的沿程溫度分布。

圖6 水冷冷凝器管壁及制冷劑和水側(cè)的沿程溫度分布

從圖6中可以看出，在單管長0.5 m內(nèi)，制冷劑呈現(xiàn)過熱狀態(tài)，管長0.5～5 m范圍內(nèi)，制冷劑呈兩相凝結(jié)狀態(tài)，且換熱與水側(cè)相當(dāng)，當(dāng)單管長大于5 m時，制冷劑開始呈現(xiàn)過冷，此后水側(cè)換熱系數(shù)起決定性作用。對于室內(nèi)溫度高于18 ℃的情況下，可以使用溫度在18～25 ℃范圍內(nèi)的冷水，在冷卻盤管中對空氣進行預(yù)冷。

4.2 風(fēng)冷冷凝器

圖7為風(fēng)冷冷凝器管壁及制冷劑和風(fēng)側(cè)的沿程溫度分布。從圖7中可以看出，在單管長2 m內(nèi)，制冷劑呈現(xiàn)過熱狀態(tài)，管長2～10 m范圍內(nèi)，制冷劑呈兩相凝結(jié)狀態(tài)，當(dāng)單管長大于10 m時，制冷劑開始呈現(xiàn)過冷，此后風(fēng)側(cè)換熱系數(shù)起決定性作用。從蒸發(fā)器出來的空氣溫度較低，進入風(fēng)冷冷凝器進行升溫，風(fēng)冷冷凝器的調(diào)溫范圍在15～37.5 ℃。袁麗等利用除濕后的空氣與新風(fēng)進行換熱，對空氣進行預(yù)冷，達到節(jié)能的目的，但是在調(diào)溫過程中，增加了冷凝器壓力，使壓縮機的功耗增加[10]。

圖7 風(fēng)冷冷凝器管壁及制冷劑和風(fēng)側(cè)的沿程溫度分布

4.3 蒸發(fā)器

圖8為蒸發(fā)器的兩側(cè)流體及管壁的溫度分布。

圖8 蒸發(fā)器的兩側(cè)流體及管壁的溫度分布

從圖8中可以看出，空氣經(jīng)過蒸發(fā)器，在預(yù)冷降溫的基礎(chǔ)上繼續(xù)降溫除濕，通過蒸發(fā)器的空氣溫度變化范圍15～27 ℃。從圖中也可以看出，干度較低的制冷劑進入蒸發(fā)器換熱管后，逐漸受熱氣化，局部沸騰換熱系數(shù)逐步增加，直至制冷劑干度達到80%左右，均屬濕壁區(qū)，通常此區(qū)呈環(huán)狀流。當(dāng)制冷劑干度大于80%，則進入蒸干區(qū)，呈霧狀流，管內(nèi)基本無液膜，局部沸騰換熱系數(shù)急劇降低，接下來制冷劑進入過熱區(qū)，屬于單相流動換熱，其換熱系數(shù)基本保持穩(wěn)定。

5 模擬結(jié)果與分析

5.1 參數(shù)計算

制冷量Qe：

Qe=qma(hcomi′-hcono)

(7)

式中 Qe——制冷量 qma——輸氣量 hcomi′——壓縮機吸氣口比焓 hcono——冷凝器出口比焓

性能系數(shù)COP：

COP=Qe/Pe

(8)

式中 Pe——壓縮機軸功率

除濕量W：

(9)

式中 ρa——空氣密度 G——經(jīng)過除濕機的風(fēng)量 Δd——空氣經(jīng)過蒸發(fā)器后，單位質(zhì)量的空氣除濕量

出口空氣的含濕量ds：

(10)

式中 d1——蒸發(fā)器前的空氣含濕量

5.2 參數(shù)模擬

在蒸發(fā)器空氣進口干球溫度為27 ℃，相對濕度60%，制冷劑流量0.22 kg/s，制冷劑入口焓值245000 J/kg時對不同進風(fēng)風(fēng)量下進風(fēng)溫度與相對濕度的變化進行模擬，得出對出口參數(shù)的影響曲線，如圖9～16所示。從圖9～12可以看出，隨著進風(fēng)干球溫度增加，制冷量與除濕量均增加，出風(fēng)口的含濕量也相應(yīng)增加。隨著進風(fēng)量降低，制冷量增長幅度明顯的降低。另外進風(fēng)量較低時，COP會有所下降。

圖9 不同風(fēng)量下進風(fēng)干球溫度對制冷量的影響

圖10 不同風(fēng)量下進風(fēng)干球溫度對COP的影響

圖11 不同風(fēng)量下進風(fēng)干球溫度對出風(fēng)含濕量的影響

圖12 不同風(fēng)量下進風(fēng)干球溫度對除濕量的影響

圖13 不同風(fēng)量下進風(fēng)相對濕度對制冷量的影響

圖14 不同風(fēng)量下進風(fēng)相對濕度對COP的影響

圖15 不同風(fēng)量下進風(fēng)相對濕度對出風(fēng)含濕量的影響

圖16 不同風(fēng)量下進風(fēng)相對濕度對除濕量的影響

從圖13～16中可以看出，當(dāng)進風(fēng)相對濕度增加，除濕量增加，制冷量在風(fēng)量較大時，隨著進風(fēng)相對濕度的增加而增加，而風(fēng)量較小時，則出現(xiàn)制冷量下降的趨勢。COP也有相應(yīng)的下降趨勢。

從模擬試驗結(jié)果可以得出，在一定的范圍內(nèi)，此化方案具有可行性。

6 結(jié)語

本文根據(jù)顯熱、濕火積轉(zhuǎn)換原理，對熱濕傳遞過程進行了分析，發(fā)現(xiàn)在焓濕圖中濕空氣沿飽和狀態(tài)線進行除濕，功耗zui小。提出了調(diào)溫除濕機的節(jié)能化方案，即在調(diào)溫除濕機中，在蒸發(fā)器前增加一個冷卻盤管，對濕空氣進行預(yù)冷降溫，使?jié)窨諝庋亟咏柡蜖顟B(tài)線進行除濕。通過仿真模擬，得出模型適用工況為冷水溫度在18～25 ℃之間時，冷水可以通過冷卻盤管對空氣進行預(yù)冷降溫，風(fēng)冷冷凝器的調(diào)溫溫度范圍在15～37.5 ℃之間。此化方案對濕空氣進行降溫再除濕，且系統(tǒng)出風(fēng)空氣的溫度和濕度可以根據(jù)需求單調(diào)節(jié)，從而減少能耗，提高調(diào)溫除濕機的適應(yīng)性，達到節(jié)能的目的。