太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統性能研究

石全成 趙玉嬌 陳 柳

(西安科技大學能源學院 西安 710054)

能源匱乏和全球變暖問題被持續關注,建筑是實現能源過渡和碳中和的關鍵領域[1]。我國建筑運行能耗占總能耗的23%,建筑運行碳排放占總排放量的22%[2]。在建筑能耗中空調系統所占比例已達50%～60%[3]。傳統蒸氣壓縮制冷系統采用熱濕聯合處理,過冷后的空氣再加熱的空氣處理方法,需要消耗大量電能[4-5]。轉輪除濕空調系統采用溫濕度解耦的處理方式,可充分利用低品位熱能驅動,顯著降低空調系統能耗[6-8]。且系統無需制冷劑,對環境破壞性小。轉輪除濕空調系統在可再生能源利用和碳排放方面相對于傳統蒸氣壓縮制冷空調系統的優越性已被國內外學者廣泛認可[9-11]。

傳統轉輪除濕空調系統是開式循環系統,被分為處理空氣通道和再生空氣通道[10]。處理空氣通過除濕轉輪和冷卻設備的聯合進行冷卻除濕。熱的再生空氣脫附解吸除濕轉輪中干燥劑吸附的水蒸氣,再生后的空氣排至室外[12]。除濕轉輪在除濕過程中放出大量吸附熱[13],而再生側需要低品位熱量進行驅動。因此,回收除濕過程釋放的吸附熱轉移至再生側是一種提高能源利用率的有效方法。袁艷等[14]設置顯熱換熱器把轉輪除濕過程產生的吸附熱轉移至再生加熱側;葛鳳華等[15]利用空氣源熱泵壓縮機的高溫排氣和冷凝熱作為轉輪除濕機的再生能源。譚益坤等[16]提出了熱泵再生型轉輪除濕空調系統,該系統能同時回收轉輪除濕側的吸附熱及再生側的排風熱。

再生排風空氣具有很高的熱濕回收價值[17],一般直接排放至大氣中,這不僅會影響城市熱環境,增強熱島效應,還會造成能源浪費,增強溫室效應[18]。如今淡水資源十分受限,從空氣中冷凝取水已被國內外眾多學者用來解決淡水短缺問題[19-21]。

針對開式轉輪除濕空調系統的弊端,本文提出一種太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統,旨在提高開式轉輪除濕空調系統的性能,并高效回收再生排風空氣的顯熱和潛熱。利用TRNSYS軟件模擬了系統的動態性能,并搭建了實驗裝置驗證模擬結果的準確性。

1 系統原理

太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統主要包括太陽能熱水子系統、空氣處理子系統、熱濕回收子系統和冷源。太陽能熱水子系統將太陽能轉化為熱能,產生高溫熱水用于加熱再生空氣,主要包括平板集熱器、蓄熱水箱、空氣-水加熱器、輔助加熱器和水泵?？諝馓幚碜酉到y將空氣處理為低溫低濕的空氣送入空調房間,主要包括除濕轉輪、表冷器和風機。熱濕回收子系統用于回收轉輪再生排風的顯熱和潛熱,用于加熱再生空氣和制備生活用水,主要包括熱管換熱器、取水換熱器和儲水箱。冷源系統提供高溫冷水并送入表冷器,冷源可以是蒸發冷卻冷水機組、地下水以及高溫冷水機組。

提出的太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統原理如圖1所示,系統空氣處理過程的焓濕圖如圖2所示。與其它包含處理空氣和再生空氣兩股氣流的轉輪除濕空調系統不同,提出的系統只有一股處理空氣氣流:再生空氣流經熱濕回收后與處理空氣混合在一起。系統空氣處理過程如下:

圖1 太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統原理

圖2 系統空氣處理過程焓濕圖

室外空氣A先經由再生風機吸入至熱管換熱器冷凝段進行等濕加熱至狀態點B,再經過空氣-水加熱器進一步加熱至狀態點C。若空氣C的溫度未達到設定溫度可開啟輔助加熱器加熱至狀態點D,最后進入除濕轉輪再生側進行解析脫附得到高溫高濕空氣E?？諝釫經過熱管換熱器蒸發段進行等濕冷卻(熱回收),再經過取水換熱器冷凝除濕(濕回收),冷凝水收集在儲水箱內以供使用。經過熱濕回收后的低溫低濕的排風空氣G與室內空氣通過調節新/回風風閥混合后得到空氣I?？諝釯先經過前表冷器預冷至空氣J,然后進入除濕轉輪處理側進行升溫除濕得到空氣K,最后經過后表冷器等濕冷卻至送風狀態點L后由送風風機送入空調房間。

2 系統模型建立及實驗驗證

采用TRNSYS18模擬軟件建立了太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統模型,并搭建了閉式轉輪除濕空調系統實驗臺,將對模擬結果進行實驗驗證。

2.1 典型建筑特征

應用TRNSYS軟件對廣州某典型建筑進行建模,具體建筑結構參數如表1所示。設備、燈光和人員作息隨時間分布如圖3所示。

表1 建筑結構參數

圖3 設備、照明和人員作息隨時間分布

2.2 太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統仿真模型

利用TNSYS18軟件建立了太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統仿真模型,如圖4所示,模型主要部件的性能參數如表2所示。

表2 系統主要部件的性能參數

圖4 太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統仿真模型原理

2.3 系統實驗驗證

基于上述原理,建立了一套實驗裝置用于驗證模擬系統結果的準確性。實驗部件如圖5所示。實驗設備主要包括空氣加熱器、前表冷器、除濕轉輪、后表冷器、取水換熱器、熱管換熱器、冷源、空氣預處理系統和數據采集系統LU-R3000。設計系統模擬和實驗條件相同(再生側進口空氣溫度為32 ℃;處理側進口空氣為新風和室內回風混合,新回風混合比為1∶2;處理側風量為0.26 kg/s,室內回風溫度為27 ℃,室內回風含濕量為11 g/(kg干空氣);冷凍水供水溫度為16 ℃,冷水總流量為3.2 kg/s,調節新風含濕量為12～20 g/(kg干空氣),將模擬和實驗結果中主要設備參數進行對比,結果如圖6所示。模擬結果與實驗結果的最大相對誤差出現在取水換熱器的取水量,為±9.8%,模擬和實驗結果一致性在合理范圍內。誤差主要原因可能來自實驗測量誤差和模型部件參數設定。

圖5 實驗部件

圖6 模擬結果和實驗結果對比

3 性能評價指標

1)系統電力性能系數COPe

系統電力性能系數COPe是系統總制冷量和總能耗的比值,定義如下:

(1)

式中:QC為系統總制冷量,kW;Qt為系統總能耗,kW;Qfan為風機能耗,kW;Qpump為水泵能耗,kW;Qheater為輔助加熱器能耗,kW;Qchiller為高溫冷水機組能耗,kW;mamb為系統新風空氣質量流量,kg/s;mret為系統回風空氣質量流量,kg/s;msup為系統送風空氣質量流量,kg/s;hA為系統新風空氣焓值,kJ/kg;hH為系統回風空氣焓值,kJ/kg;hL為系統送風空氣焓值,kJ/kg。

2)系統熱力性能系數COPth

(2)

式中:Qret為系統再生熱量,kW;hB為系統再生熱源進口空氣焓值,kJ/kg;hD為系統再生熱源出口空氣焓值,kJ/kg。

3)太陽能保證率SF

SF=Qsolar/Qret

(3)

式中:Qsolar為太陽能回路產生的熱量,kW。

4)取水量G

G=mamb(dF-dG)

(4)

式中:dF為取水換熱器入口空氣含濕量,g/(kg干空氣);dG為取水換熱器出口空氣含濕量,g/(kg干空氣)。

5)熱回收量QR

QR=camamb(TE-TF)

(5)

式中:TE為熱管換熱器蒸發段進口空氣溫度,℃;TF為熱管換熱器蒸發段出口空氣溫度,℃;ca為空氣定壓比熱容,kJ/(kg·K)。

6)經濟指標

CLC=CI+FPWCO

(6)

(7)

(8)

式中:CLC為生命周期成本,元;CI為初始成本,元;CO為運行成本,元;i為利率,%;d為貼現率,%;n為使用壽命,a;N為運行時間,h;PBP為回收周期,a;下標prop表示提出系統;conv表示傳統蒸氣壓縮系統。

4 結果與分析

4.1 主要參數對系統性能影響

研究在典型熱濕地區系統的動態特性,影響系統的主要因素是高溫冷源分配至各冷卻器(前表冷器、后表冷器和取水換熱器)的冷水流量比以及新風比(新風∶送風)。選取廣州地區典型周7月15—22日(4 680～4 848 h)進行系統仿真模擬,研究系統各冷卻器的冷水流量比和新風比對系統性能的影響。

4.1.1 冷水流量比

在系統送風風量為0.6 kg/s,再生側風量為0.2 kg/s,冷水總流量為1.1 kg/s的條件下,研究不同冷水流量比下,系統性能隨室外空氣參數的逐時變化。

表3所示為不同冷水流量比隨室外空氣參數變化對系統平均COP、取水量和熱回收量的影響。由表3可知,當冷水流量比為A4(1∶5∶4)時,系統存在最佳COPe和COPth,分別為2.58和2.24,對應的取水量和熱回收量分別為9.58 kg/h、3.33 kW。

表3 流量比對COP、取水量和熱回收量的影響

前表冷器主要起到預冷處理空氣的作用[22],太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統中再生排風E經過熱濕回收后得到具有相對較低溫濕度比的空氣G?？諝釭和回風H的混合使空氣I的溫濕度比降低,即完成了一部分預冷,而這在傳統轉輪除濕系統中完全是在前表冷器進行[23]。因此,后表冷器的冷水流量比最高,取水換熱器的流量比次之,前表冷器的流量比最低。后續研究流量比選擇1∶5∶4。

4.1.2 新風比

在系統送風風量為0.6 kg/s,冷水總流量為1.1 kg/s,冷水流量比為1∶5∶4的條件下,研究不同新風比(新風∶送風)下,系統性能隨室外空氣參數的逐時變化。

圖7(a)所示為新風比從0.1增至0.9對平均COP和能耗的影響。由圖7(a)可知,隨著新風比的增大,系統COPe逐漸降低,COPth和能耗逐漸增大。較大的新風比可以提高送風空氣品質,提高除濕能力,增大制冷量,使COPth提高。但同時也會導致系統能耗增加更多,系統COPe降低。

圖7 新風比對系統性能的影響

圖7(b)所示為新風比從0.1增至0.9對平均取水量和熱回收量的影響。由圖7(b)可知,隨著新風比的增大,系統平均取水量和熱回收量增大,且增大趨勢為先快后慢,存在拐點0.3。

這主要有兩方面原因:1)新風量的增加會有更多的空氣進入熱管換熱器和取水換熱器進行換熱和冷凝取水;2)當再生側空氣的流量提升至處理側空氣流量的1/3時,使再生空氣的解吸能力隨空氣流量的增加而顯著提高,導致系統再生側排風空氣的溫度和含濕量均會增大[24],所以傳熱傳質驅動力增大,取水量和熱回收量均增加。但進一步增大再生側流量,解析能力會趨于穩定,取水量和熱回收量增加變得平緩。這是因為當轉輪除濕材料內的水蒸氣分壓已經接近再生空氣進口的水蒸氣分壓時,解析和除濕能力趨于穩定。

綜上所述,較大的新風比會提高送風品質,增大取水量和熱回收量。但較大的新風比會導致系統能耗顯著增大進而導致COPe降低。本文選擇新風比為0.3。

4.2 系統動態性能

利用TRNSYS軟件對提出的太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統應用于廣州地區6月1日至9月30日(TRNSYS軟件中對應的小時數為3 624～6 552 h)整個制冷季進行模擬,研究系統的動態性能。

4.2.1 溫濕度動態性能

圖8所示為室外、送風和空調房間溫濕度的動態變化。由圖8(a)可知,整個制冷季空調房間溫度維持在25.0～26.2 ℃,由圖8(b)可知,相對濕度維持在45.4%～65.5%。因此,太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統在炎熱潮濕地區具有提供良好熱舒適的能力。

圖8 室外、送風和空調房間溫濕度動態變化

4.2.2 COP和能耗動態變化

圖9(a)所示為太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統的COP和系統能耗動態變化。由圖9(a)可知,系統COPe變化范圍為1.0～4.5,平均值為2.4;COPth變化范圍在1.2～2.9,平均值為2.1;系統能耗變化范圍為2.4 ～8.3 kW,平均值為5.2 kW。說明提出的太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統在夏季炎熱潮濕地區擁有良好的運行性能。

圖9 系統COP、能耗和太陽能貢獻率動態變化

這是因為系統能耗主要來自再生空氣加熱能耗。再生空氣加熱能耗降低有兩方面原因:1)系統再生進口空氣來自室外高溫空氣;2)系統采用太陽能加熱和熱管換熱器回收廢熱用來加熱再生空氣,大幅降低了再生空氣輔助加熱器的能耗。

4.2.3 太陽能保證率動態變化

圖9(b)所示為系統的太陽能保證率SF的動態變化。由圖9(b)可知,系統SF維持在0～1之間,平均值為0.55。系統SF的變化是因為在日間太陽輻射量充足,溫度較高的室外空氣送入系統再生側,并經過熱管換熱器冷凝段加熱后空氣溫度繼續升高,導致系統再生空氣加熱量需求減小,所以日間SF較高,最高可達1;夜間則相反,太陽輻射量小,室外空氣溫度也低,系統再生空氣加熱量需求較大,所以夜間SF較低。

4.2.4 取水量動態性能

圖10(a)所示為系統取水量逐時變化值。由圖10(a)可知,系統取水量變化范圍為4.5～12.8 kg/h,整個制冷季累計取水量為25.66 t。取水量的變化主要和室外空氣含濕量有關,室外空氣含濕量的升高/降低會使除濕轉輪解析脫附更多/更少的水分,導致取水換熱器進口空氣含濕量增大/減小,提高/降低了取水換熱器和排風空氣之間的傳質驅動力,使空氣冷凝水量增大/減小。所以系統在高濕環境下運行會有更好的取水性能。

圖10 系統取水量及熱回收量動態變化

4.2.5 熱回收量動態性能

圖10(b)所示為系統熱回收量逐時變化值。由圖10(b)可知,系統每小時熱回收量變化范圍為1.6～4.9 kW,整個制冷季累計熱回收量為9.70 MW。熱回收量的變化主要和熱管換熱器冷凝段和蒸發段進口空氣溫度有關。熱管換熱器蒸發段進口空氣溫度變化較小,隨著熱管換熱器冷凝段進口空氣溫度(室外空氣溫度)升高/降低,熱管冷凝放熱量降低/升高,導致熱回收量降低/升高。系統在高溫環境下運行熱回收量會降低,但系統能耗也會降低,運行也更加節能。

4.3 系統對比

選取典型熱濕地區廣州6月1日至9月30日整個制冷季,從系統性能、環保效益和經濟性3方面對比了太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統和太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統。太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統原理如圖11所示,主要包括太陽能熱水系統、空氣輔助加熱器、前表冷器、除濕轉輪、后表冷器、高溫冷水機組、風機和水泵。前表冷器和后表冷器的冷水流量比選擇3∶7[22],此時系統性能較好。其他參數和提出的太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統保持一致。

圖11 太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統原理

4.3.1 系統性能對比

圖12所示為太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統和太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統的逐月平均COP和能耗。由圖12(a)可知,在整個制冷季,太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統均表現出了更優的性能,逐月COP均高于太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統。最高COPe和COPth在7月分別為2.7和2.2,相比于太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統分別提高了42.1%和69.2%。由圖12(b)可知,在整個制冷季,太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統的逐月能耗均低于太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統,7月能耗最低為3.58 MW,相比開式太陽能轉輪除濕空調系統降低了29.3%。所以提出的太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統相比于太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統具有更好的性能和更低的能耗。

圖12 系統逐月COP和能耗變化

4.3.2 系統環境效益對比

我國采用標準煤發電所消耗的平均值為0.404 kg標煤/(kW·h)作為電力生產污染物的統計計算。經計算太陽能驅動閉式循環轉輪除濕空調系統和太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統在廣州地區整個制冷季的污染物排放量如表4所示。由表4可知,太陽能驅動閉式循環轉輪除濕空調系統的各項污染物排放量均遠低于太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統。其中,CO2排放量占比最大,相比于太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統減排了29.5%。說明本文提出的太陽能驅動閉式循環轉輪除濕空調系統具有更好的環保效益和碳節約能力。

表4 不同系統污染物排放量對比

4.3.3 系統經濟性對比

對傳統蒸氣壓縮制冷系統、太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統以及太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統進行了經濟分析。假設系統制冷量為200 kW,運行時間為1 200 h,電價為0.82 元/(kW·h)。利率(i)和貼現率(d)分別為4%和3%。使用壽命(n)為15 a,并假設無殘值。系統部件價格參考制造商,詳見表5。

表5 系統部件成本

表6所示為3種系統的初始成本、運行成本、生命周期成本和回收周期。由表6可知,太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統和太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統初始成本雖然較高,但運行成本相比于傳統蒸氣壓縮空調系統分別降低了63.1%和50.2%,生命周期成本分別降低了28.9%和19.7%,回收周期分別為6.4 a和7.7 a。說明提出的太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統相比傳統蒸氣壓縮空調系統和太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統具有更好的經濟競爭力。主要是因為太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統的額外能耗很低,系統中設置的熱管換熱器不僅可以通過回收除濕轉輪再生排風廢熱用于再生熱源,而且不需要額外能源,相比于開式轉輪除濕空調系統更加節能。

表6 經濟性對比

5 結論

針對開式轉輪除濕空調系統的弊端,本文提出一種太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統。以廣州地區夏季某建筑為例,通過TRNSYS18軟件進行模擬研究,得到以下結論:

1)當前表冷器、后表冷器和取水換熱器的冷水流量比為1∶5∶4時,系統存在最佳COPe和COPth,分別為2.58和2.24,對應取水量和熱回收量為9.58 kg/h和3.33 kW。

2)提出系統的動態性能模擬結果顯示:系統在炎熱潮濕地區能夠提供良好的室內熱舒適環境并表現出良好的性能。在廣州地區整個制冷季,最大COPe和COPth為4.5和2.9,累計取水量為25.66 t,熱回收量為9.70 MW。

3)對提出系統與太陽能驅動開式轉輪除濕空調系統在廣州地區進行了對比研究,結果顯示:提出系統最高月平均COPe和COPth分別提高了42.1%和69.2%,CO2排放量減少了29.5%,回收周期為6.4 a。表明太陽能驅動閉式轉輪除濕空調系統具有更好的性能、環保效益和經濟競爭力。