(安徽工業(yè)大學建筑工程學院，安徽馬鞍山243032)

溶液調(diào)濕技術因具有高效節(jié)能、健康舒適、精確控制等優(yōu)點已經(jīng)應用于空調(diào)系統(tǒng)領域，如溫濕度獨立控制(temperature and humidity independent control，THIC)空調(diào)系統(tǒng)[1-3]。溶液調(diào)濕新風機組作為THIC空調(diào)系統(tǒng)的核心部件，其利用冷源或熱源改變?nèi)芤旱臓顟B(tài)實現(xiàn)對空氣的調(diào)濕或溶液的再生，以達到承擔室內(nèi)潛熱同時有效降低能耗的作用[4]。因此，溶液調(diào)濕技術是一種極具發(fā)展?jié)摿Φ木G色調(diào)濕方式。

目前溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)主要通過實驗測試和模擬仿真對調(diào)濕器和再生器兩個主要部件的性能進行研究[5-8]。表明國內(nèi)外學者普遍關注溶液調(diào)濕系統(tǒng)中運行和結構參數(shù)對性能的影響，溶液調(diào)濕系統(tǒng)中能量大小及其流向?qū)π阅芗肮?jié)能效果的影響關注極少。能流圖是一種實現(xiàn)能流可視化和性能改進的數(shù)據(jù)分析方法[9]。自1898年愛爾蘭工程師Sankey首次使用能流圖繪制蒸汽機的能源效率后，能流圖廣泛用于表達能源或其他物質(zhì)的流通[10-11]。近年來已有學者將能流圖應用于暖通空調(diào)領域，定量分析空調(diào)系統(tǒng)各部分的能流變化[12-14]，如余熱驅(qū)動式溶液調(diào)濕系統(tǒng)溶液濃度和再生溫度兩種參數(shù)變化前后系統(tǒng)的能流圖[15]。但上述研究未給出溶液調(diào)濕系統(tǒng)各部分的能量平衡關系，同時能流圖應用于其他驅(qū)動式溶液調(diào)濕系統(tǒng)的研究未見報導。

本研究以熱泵型溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)為對象，建立系統(tǒng)中空氣環(huán)路、濃溶液環(huán)路、制冷劑環(huán)路、稀溶液環(huán)路和排風環(huán)路的能量平衡方程；依據(jù)夏、冬季節(jié)馬鞍山地區(qū)典型工況的測試數(shù)據(jù)重點探討各個子環(huán)路的能流量，從而確定系統(tǒng)能流圖；同時分析溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)不同類型的能流，給出提高調(diào)濕系統(tǒng)節(jié)能運行的途徑，對溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的應用與改進提供理論基礎和技術支撐。

1 熱泵型溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)

1.1 工作原理

圖1所示為熱泵型溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)夏季的運行工作原理。該系統(tǒng)主要由除濕器、再生器及熱泵單元三部分組成。除濕器和再生器用來實現(xiàn)對空氣的除濕或加濕過程，均為逆流絕熱填料塔形式，是系統(tǒng)的核心組成部分。熱泵單元中蒸發(fā)器的冷量用于冷卻溶液，冷凝器的熱量用于溶液再生，通過四通換向閥的換向改變制冷劑的流向?qū)崿F(xiàn)系統(tǒng)冬、夏運行模式的切換。

圖1 熱泵型溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)Fig.1 Liquid desiccant fresh air system driven by heat pump

1.2 系統(tǒng)測試

在夏、冬兩季對熱泵型溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)(圖1)的運行情況進行了測試，測試參數(shù)、儀器及精度如表1所示。本文分析的溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)為絕熱型實驗裝置，遵循能量守恒關系，即經(jīng)過除濕/再生器前后新風側(cè)得到的能量等于溶液側(cè)失去的能量[16]。選取36組測試數(shù)據(jù)進行能量平衡校核，結果如圖2所示。從圖2可以看出：新風側(cè)能量變化與溶液側(cè)能量變化的偏差在±20%以內(nèi)，表明本文測試數(shù)據(jù)的有效性和可信性，但溶液側(cè)失去的能量總是大于新風側(cè)得到的能量，這是因為系統(tǒng)在運行過程中有一部分冷量或熱量散失至外界環(huán)境中。

表1 實驗測試儀器與精度Tab.1 Experimental test instrument and precision

圖2 測試數(shù)據(jù)的能量平衡校驗Fig.2 Energy balance check of test data

2 能流分析模型的建立

2.1 能流鏈

分析熱泵型溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)(圖1)，可以獲得夏季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)能流鏈(圖3)。

圖3 夏季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)能流鏈Fig.3 Energy flow chain of liquid desiccant fresh air system in summer

從圖3可以看出，該系統(tǒng)包含空氣環(huán)路、濃溶液環(huán)路、制冷劑環(huán)路、稀溶液環(huán)路和排風環(huán)路5個連續(xù)的子環(huán)路，各個子環(huán)路由相應的換熱設備和耗能設備構成，其中除濕器、蒸發(fā)器、冷凝器和再生器4個換熱設備將各個環(huán)路獨立的能流緊密聯(lián)系在一起。冬季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)能流環(huán)路與夏季基本一致，不同的是制冷劑環(huán)路調(diào)換了蒸發(fā)器和冷凝器的位置，此時冷凝器的熱量用于溶液加濕，蒸發(fā)器的冷量用于溶液再生。

2.2 能量平衡方程

對于室內(nèi)送風的空氣環(huán)路，受空氣狀態(tài)的影響，來自除濕器的冷量部分用于新風的冷卻，其剩余冷量會隨著除濕后的溶液進入溶液槽，同時還要消除新風輸送過程中風機機械能轉(zhuǎn)變的熱量，此外還有部分冷量散失至外界環(huán)境中。因此，以除濕器為節(jié)點列能量平衡方程為

式中：QTS，QXF，LTC，CTF，MTE分別為除濕器提供的冷量、新風帶走的冷量、流入除濕溶液槽的冷量、新風通過風機時溫升產(chǎn)生的額外冷量和散失至外界環(huán)境的冷量，kW。

對濃溶液環(huán)路，蒸發(fā)器的制冷量包括除濕器的冷量和消除除濕側(cè)溶液泵機械能轉(zhuǎn)變的熱量兩部分。因此，以蒸發(fā)器為節(jié)點列能量平衡方程為

式中：QZF為蒸發(fā)器的制冷量，kW；CTP為除濕側(cè)溶液泵的耗電功率，kW。

對制冷劑環(huán)路，冷凝器的散熱量包括蒸發(fā)器的制冷量及壓縮機做功所轉(zhuǎn)變的熱量。因此，以冷凝器為節(jié)點列能量平衡方程為

式中：QLN為冷凝器的散熱量，kW；CYS為壓縮機的耗電功率，kW。

同理，對稀溶液環(huán)路，以再生器為節(jié)點列能量平衡方程為

式中：QZS為再生器提供的熱量，kW；CZP為再生側(cè)溶液泵的耗電功率，kW。

最后，對室外排風環(huán)路，排風最終帶走的總熱量為

式中：QPF，LZC，MZE為排風帶走的熱量，溶液流入再生溶液槽的熱量和散失至外界環(huán)境的熱量，kW；CZF為再生側(cè)風機的耗電功率，kW。

2.3 能流圖

能流圖也叫桑基圖，主要應用于描繪復雜系統(tǒng)的能量和質(zhì)量守恒關系，圖中流量大小以箭頭寬度表示，流動方向以箭頭方向表示[10-11]。依據(jù)夏、冬季節(jié)馬鞍山地區(qū)典型工況的測試數(shù)據(jù)(表2)，帶入2.2節(jié)能量平衡方程計算出各子環(huán)路的能流大小，得到溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)在夏、冬季節(jié)的能流圖(圖4～5)。從圖4～5可以看出：Q為各換熱設備的能量流動，于能流圖中間表示；C為各耗能設備的能耗，于能流圖下方表示；L為溶液槽冷熱抵消的能量損失，于能流圖上方表示；以及系統(tǒng)運行過程中散失到外界環(huán)境的冷量或熱量M。

表2 典型工況下系統(tǒng)測試數(shù)據(jù)Tab.2_ System of test data under typical working condition

圖4 夏季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)能流圖Fig.4 Energy flow diagram of liquid desiccant fresh air system in summer

圖5 冬季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)能流圖Fig.5 Energy flow diagram of liquid desiccant fresh air system in winter

3 能流結果分析

1)換熱設備的能量流動 夏季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的蒸發(fā)器提供7.31 kW總冷量，其中有5.20 kW冷量用于新風的降溫除濕，冷凝器提供9.81 kW總熱量，其中有7.96 kW熱量用于溶液再生，此時系統(tǒng)的制冷性能系數(shù)為1.82；冬季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的冷凝器提供6.89 kW總熱量，其中有5.00 kW熱量用于新風的加熱加濕，蒸發(fā)器提供4.39 kW總冷量，其中有2.10 kW冷量用于溶液再生，此時系統(tǒng)的制熱性能系數(shù)為1.72。

夏季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)向環(huán)境排放的熱量為7.96 kW，冬季時系統(tǒng)向環(huán)境排放的冷量為2.10 kW，若系統(tǒng)增設全熱回收裝置回收室內(nèi)排風的能量，對新風進行預冷或預熱，可直接減少換熱設備除濕器承擔的冷量或熱量，降低蒸發(fā)器或冷凝器的制冷或制熱量，并進一步降低各個環(huán)路和系統(tǒng)的總能耗，提高溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的節(jié)能效果。

由于熱泵單元提供的冷凝熱量(9.81 kW)大于蒸發(fā)冷量(7.31 kW)，造成系統(tǒng)運行過程中溶液濃度不斷升高，需要通過補水裝置控制溶液濃度，為了減少補水量，可在冷凝器后串聯(lián)輔助冷凝器平衡壓縮機做功產(chǎn)生的多余熱量，實現(xiàn)溶液從冷凝器中吸收熱量和蒸發(fā)器中吸收冷量的平衡，保證除濕溶液槽和再生溶液槽中溶液濃度的平衡。

2)冷熱抵消的能量損失 夏季時除濕溶液槽與再生溶液槽共同作用抵消冷熱量1.80 kW，約占溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)總冷量的24.6%；冬季時加濕溶液槽與再生溶液槽共同作用抵消冷熱量2.00 kW，約占溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)總熱量的29.0%，冷熱抵消現(xiàn)象導致能源浪費，可在溶液循環(huán)過程中設置溶液-溶液換熱器回收溶液的冷熱量，提高系統(tǒng)能源利用效率。

3)耗能設備的能耗分析 夏季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的總能耗為2.86 kW，其中壓縮機的耗電功率為2.50 kW，占系統(tǒng)總能耗的比重最大，約占87.4%；冬季時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的總能耗為2.90 kW，壓縮機的耗電功率亦占系統(tǒng)總能耗的86.2%，可知壓縮機是本系統(tǒng)的主要耗電設備，采用變頻壓縮機可自動調(diào)節(jié)熱泵單元制冷和制熱量，有利于送風量變化時溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的節(jié)能運行。

4 結 論

以熱泵型溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)為研究對象，建立針對系統(tǒng)中空氣環(huán)路、濃溶液環(huán)路、制冷劑環(huán)路、稀溶液環(huán)路和排風環(huán)路的能量平衡方程，重點分析夏冬兩季溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的能流變化。得到以下結論：

1）溶液調(diào)濕技術具有廣闊的應用前景和重要的研究意義，能流圖的分析方法定量表達了溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)各個子環(huán)路關鍵部件之間的能量流動傳遞情況，實現(xiàn)了能量流動、能量平衡和能量損失的可視化。

2）在夏季時，除濕器利用蒸發(fā)冷量對新風降溫除濕，再生器利用冷凝熱量完成溶液的濃縮再生，除濕溶液槽與再生溶液槽共同作用抵消冷熱量1.80 kW，約占溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)總冷量的24.6%。

3）在冬季時，加濕器利用冷凝熱量對新風加熱加濕，再生器利用蒸發(fā)冷量實現(xiàn)溶液的稀釋再生，加濕溶液槽與再生溶液槽共同作用抵消冷熱量2.00 kW，約占溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)總熱量的29.0%。

4）熱泵單元提供的冷凝熱量大于蒸發(fā)冷量，串聯(lián)輔助冷凝器可以平衡壓縮機做功產(chǎn)生的多余熱量，減少系統(tǒng)補水量，平衡溶液濃度，保證溶液調(diào)濕新風系統(tǒng)的連續(xù)正常運行。