文章编号 : 1005—0329 (2008) 02—0074—06
溶液除湿蒸发冷却空调制冷系统性能研究
年卫琦 ,刘 雄 ,杨登科
( 西安建筑科技大学 ,陕西西安 710055)
摘 要 : 提出了一种新的溶液除湿空调制冷系统 ,它采用了蒸发冷却技术和直接接触换热技术 ,用制冷剂取代冷却水
作为溶液和制冷剂自身的冷却介质 ,降低了冷却水用量 ;同时它以适当提高再生温度为代价 ,加大了再生溶液进出口的
浓度差 ,减少了再生溶液的质量流量 ,大幅度降低了再生热量 ,实现了系统再生能力和除湿能力的良好匹配。经过计算
和分析 ,新系统的整体性能要优于常规溶液除湿空调制冷系统。
关键词 : 溶液除湿 ;蒸发冷却 ;性能匹配
中图分类号 : TB657. 2 文献标识码 : A
Performance Study of a L iqu id D esiccan t Evapora tive Cooling A ir - cond ition ing
Refr igera tion System
N IAN W ei2qi, L IU Xiong, YANG Deng2ke
(Xi’an University of A rchitecture & Technology, Xi’an 710055, China)
Abstract: A new evaporative air2conditioning refrigeration system using liquid desiccantwas p resented. Compared with the con2
ventional liquid desiccant air2conditioning refrigeration system, the new system adop ts evaporative cooling technology and direct
m ixing heat transfer technology and uses refrigerant rather than water as cooling medium of the cycle system, thus the cooling wa2
ter usage was reduced. On the other hand, the new system increases the differential concentration of regenerated solution by rai2
sing regeneration temperature p roperly, which reduces the mass rate of regenerated solution farther to reduce the regeneration heat
in a large p roportion. The new system actualizes the good match between absorbing ability and regenerating ability. The analytical
results show that the new system has the better performance in whole performance than conventional system.
Key words: liquid desiccant; evaporative cooling; the matching of capability
1 前言
常规的绝热型溶液除湿空调制冷系统如图 1
所示。室外空气先经过除湿器被绝热除湿 ,达到
要求的含湿量后再进入蒸发器 ,在其中与制冷剂
进行热交换 ,被冷却降温达到要求的温度后再送
入室内。冷却塔产生的冷却水分成二路 ,一路进
入冷凝器 ,将来自压缩机的制冷剂蒸气冷凝成液
体 ;另一路进入溶液冷却器 ,与即将进入除湿器的
浓溶液进行热交换 ,使其冷却降温。在运行过程
中 ,为了保证除湿器中的传热传质压差 ,必须避免
除湿溶液产生大的温升 ,因此在除湿器中 ,溶液的
质量流量必须足够大 ,以带走除湿过程所产生的
热量 ,这就造成溶液的再生热量较高 ,导致整个系
统的性能系数较低 [ 1～3 ]。本文提出了一种新的系
统型式 (混合式溶液除湿蒸发冷却空调系统 ) ,并
对其进行了理论分析和计算 ,同时与常规系统进
行了比较。
2 新系统组成和工作原理
2. 1 系统组成
新系统如图 2所示。其系统组成与常规系统
的区别如下 :
(1)用蒸发冷却器取代了冷却塔. 蒸发冷却
器的工作原理和结构与蒸发冷凝器完全相同 ,唯
一的区别是 :制冷剂在其中进行的是显热热交换。
(2)用直接接触式热交换器取代了冷凝器。
(3)在直接接触式热交换器与蒸发冷却器之
间设置了一台工质泵。
图 1 常规溶液除湿空调制冷系统
(4)在溶液冷却器中 ,用制冷剂取代了冷却
水作为浓溶液的冷却介质。
(5)在除湿器和再生器之间的溶液管路上 ,
增加了一个储液箱和一台循环泵 ,溶液在储液箱、
循环泵、溶液冷却器和除湿器之间形成了一个内
部循环。
2. 2 系统工作原理
2. 2. 1制冷剂流程
从直接接触式热交换器出来的饱和制冷剂液
体 3经工质泵加压后 ,进入蒸发冷却器被过冷。过
冷后的制冷剂液体 4被分成三路 ,第一路经过管路
9进入溶液冷却器 ,对即将进入除湿器的浓溶液进
行冷却 ,吸收其热量后变成气液两相混合状态 10,
再经管路 10返回直接接触式热交换器 ;第二路经
过管路 5,被节流阀节流后经管路 6进入蒸发器 ,与
来自除湿器的被除湿空气进行热交换 ,将其冷却到
送风状态 ,制冷剂吸收热量后 ,变成低温低压的制
冷剂蒸气 7,再进入压缩机 ,被压缩成高温高压制
冷剂蒸气 2,又回到直接接触式热交换器 ;第三路
经过管路 8和调节阀回到直接接触式热交换器 ,与
回到其中的第一路和第二路制冷剂直接接触混合 ,
进行热交换 ,将它们冷凝成饱和液体 3,其自身也
因为吸收热量而变成饱和液体 3。如此 ,周而复
始 ,连续不断的实现制冷。如果不考虑工质泵的加
压影响 ,其状态变化过程如图 3所示。
图 2 混合式溶液除湿蒸发冷却空调系统
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图 3 蒸气压缩制冷循环压 —焓
2. 2. 2溶液流程
经溶液冷却器冷却后的浓溶液 a进入除湿
器 ,与空气进行热湿交换 ,吸收了空气中的水蒸气
后 ,浓度降低 ,成为稀溶液 b,稀溶液 b出除湿器
后被分为两路。第一路进入储液箱 ;第二路经溶
液泵 1、溶液热交换器、加热器 ,进入再生器中被
再生 ,再生后 ,经溶液泵 2、溶液热交换器 ,进入储
液箱 ,与进入储液箱的第一路稀溶液 b混合 ,混合
后 ,经循环泵加压 ,进入溶液冷却器与制冷剂进行
热交换 ,被冷却后 ,再进入除湿器除湿。第二路溶
液占除湿器溶液循环量的比例为 <。在溶液热交
换器中 ,除湿器出来的低温稀溶液和再生器出来
的高温浓溶液实现间接热交换。上述循环过程表
示在图上 ,如图 4所示 ,图中各状态点与图 2对
应。
图 4 溶液浓度 —温度示意
2. 2. 3空气流程
新系统空气流程与常规系统相同。被处理空
气 W 先进入除湿器 ,绝热除湿到状态 A,再进入蒸
发器 ,被等湿冷却到送风状态 O,最后送入室内。
3 系统的热力计算
3. 1 除湿器和再生器的传热传质计算模型
分析中 ,除湿器和再生器采用逆流式填料塔 ,
传热传质过程计算时 ,使用文献 [ 4 ]中提出的计
算模型 ,对传热传质控制方程进行有限差分后 ,进
行坐标转化 ,统一溶液通道的坐标和空气通道的
坐标 ,最后根据传热传质界面上的能量和质量平
衡约束条件进行编程模拟计算。除湿器物理模型
采用文献 [ 5 ]中的波纹板填料塔。再生器采用文
献 [ 6 ]中的平板填料塔 ,再生空气来自室内排风 ,
温度为 24℃,相对湿度为 55%。取 < = 20% ,在
此情况下 , 经计算 , 溶液和空气的质量流量比
( SAMR ) 能够满足下限要求 [ 7 ] ,因此 ,再生器可
以正常工作。但必须指出 , <的取值不同会影响
新系统的性能。
3. 2 溶液热交换器模型
定义溶液热交换器效率 :
εHE = ( Ts. d - Ts. c ) / ( Ts. f - Ts. c ) (1)
式中 Ts. f ———再生器出口的溶液温度 , ℃
Ts. c ———除湿器出口的溶液温度 , ℃
Ts. d ———溶液热交换器稀溶液的出口温
度 , ℃
由式 (1)可得 :
Ts. d = Ts. c +εHE ( Ts. f - Ts. c ) (2)
根据溶液热交换器的热平衡有 :
cps. sm s. s ( Ts. f - Ts. g ) = cps. w m s. w ( Ts. d - Ts. c )
(3)
式中 m s. w , m s. s ———经过溶液热交换器的稀溶液
和浓溶液的质量流量 , kg/ s
cps. w , cps. s ———稀溶液和浓溶液的定压比热 ,
kJ / ( kg·K)
Cps. w、Cps. s值采用文献 [ 8 ]中的拟合公式求得
(物性参数取溶液热交换器中溶液的进出口平均
温度 )。
3. 3 储液箱计算模型
根据储液箱的质量平衡、浓度平衡可得 :
m s. i +m s. s =m s. h (4)
m s. i X i +m s. s Xs =m s. h Xh (5)
式中 m s. i ———进入储液箱的稀溶液的质量流量 ,
kg/ s
m s. h ———进入除湿器的浓溶液质量流量 ,
kg/ s
Xh , X i ———除湿器进出口的溶液浓度
Xs ———再生后浓溶液的浓度
m s. i、m s. h、X i 和 Xh 可由除湿器的传热传质计
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算得到 ,因而由式 (4) , (5)可计算出 m s, s和 Xs。
3. 4 系统的制冷量 Qc
Qc =ρa m a ( hw - h0 ) /3600 (6)
式中 Qc ———系统的制冷量 , kW
ρa ———干空气密度 , kg/m3
m a ———系统处理的干空气流量 , m3 / h
hw ———室外空气的焓 , kJ /kg
ho ———送风状态点空气的焓 , kJ /kg
3. 5 再生热量 Q re和再生温度 Tre
Q re =m s. w cps. w ( Tr. e - Ts. d ) (7)
再生温度 Tre受再生空气的相对湿度、溶液的
浓度和再生器进出口溶液的浓度差影响 [ 9 ] ,另外
还与加热器中的传热温差有关。根据前面的计算
和分析 ,可求出再生器进出口溶液的质量流量和
浓度 ,由于再生空气来自室内排风 ,其温湿度和流
量也都为已知 ,因此 ,根据再生器的传热传质计算
和加热器中的传热温差即可推算出所需的再生温
度 Tre。
3. 6 系统消耗总轴功 W
W =W e +W r +W s +W f +Ww (8)
式中 W ———系统消耗总轴功 , kW
W e ———压缩机的轴功 , kW
W r———工质泵的轴功 , kW
W s ———溶液泵的轴功 , kW
W f ———风机的轴功 , kW
Ww ———水泵的轴功 , kW
压缩机的轴功 W e 可根据图 3进行计算 ,其它
轴功的计算方法如下。在计算时 ,泵和风机效率
都取 0. 6。
3. 6. 1工质泵轴功 W r计算
W r =m 3 Hr / (ρηr ) (9)
式中 W r———工质泵轴功 , kW
m 3 ———工质泵制冷剂的质量流量 , kg/ s
Hr———工质泵扬程 , kPa,计算时取
Hr = 70kPa
ρ———制冷剂的密度 , kg/m3
ηr———工质泵效率
可根据直接接触式热交换器的质量和能量平
衡求得。
溶液循环泵、溶液泵 1和溶液泵 2的轴功也
可用式 (9)计算。计算时 ,它们的流量可根据系
统的热力计算确定 ,扬程分别为 50 kPa、80kPa、
30kPa。
3. 6. 2冷却塔风机和水泵轴功计算
为比较常规系统和新系统的性能 ,图 1所示
常规系统冷却塔的进出口水温差为 3℃,冷却水
出口水温比其空气入口湿球温度高 3℃,故根据
冷却塔的热负荷可计算出其冷却水量 ,再利用式
(9)计算水泵轴功 ,计算时 ,水泵扬程为 80kPa。
在性能比较时 ,假设冷却塔冷却水的质量流
量与通过它的空气质量流量之比为 1. 2[ 10 ] ,故冷
却塔风机的轴功为 :
W f = Pfm a ×10 - 3 / (3600ηf ) (10)
式中 W f ———风机的轴功 , kW
Pf ———风机的全压 , Pa,取 Pf = 150Pa
ηf ———风机效率
除湿器和再生器风机的轴功也可用式 ( 10)
计算 ,计算时 ,空气通过除湿器和再生器的阻力损
失 ,取为 310Pa。
3. 6. 3蒸发式冷却器风机和水泵轴功计算 [ 11 ]
在一定的热负荷和使用条件下 ,蒸发式冷却
器所需风量和喷淋水量目前还没有实用的理论计
算方法。因此 ,在分析时 ,根据经验技术参数取
值 :每千瓦热负荷风机轴功为 0. 0104 kW /kW ,每
千瓦热负荷水泵轴功为 0. 0035 kW /kW。因此 ,
根据系统的热力计算求出蒸发冷却器的热负荷 ,
即可确定蒸发式冷却器风机和水泵的轴功。
4 性能指标
电力消耗性能系数 :
ECO P =Qc /W (11)
热能性能系数 :
TCO P =Qc /Q re (12)
等效能量性能系数 :
CO P =Qc / (Q re +W /ηzh ) (13)
式中 ηzh ———热能和电能之间的转换率 ,取
ηzh = 0. 3
5 性能比较
为了便于比较上述两种系统的性能 ,特作如
下规定 :室内外空气的参数相同 ,室外典型工况为
西安地区夏季空调工况 ,室外干球温度 35. 2℃,
湿球温度 26℃;送风状态为干球温度 24℃,相对
湿度 50% ;制冷循环中 ,蒸发温度相同为 10℃,压
缩机吸气过热度为 5℃。常规系统冷却水在冷凝
器中与制冷剂的最小传热温差为 5℃, 冷却水的
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温升为 3℃。新系统蒸发式冷却器制冷剂出口温
度与室外湿球温度的差值也为 3℃,在其中的过
冷度为 5℃。除湿器进口 L iCl溶液的浓度为
40% ,溶液热交换器效率为 0. 8, 在溶液冷却器
中 ,溶液的出口温度与冷却水和制冷剂进口温度
之间的温差都为 2℃。系统采用全新风运行模
式 ,风量 2040m3 / h。
根据前面的分析和假定条件 ,对两种系统的
性能进行了计算 ,结果如图 5～8所示。
图 5 空气进口温度对 ECO P的影响
图 6 空气进口温度对 TCO P /CO P的影响
图 7 空气进口湿度对 ECO P的影响
图 8 空气进口湿度对 TCO P /CO P的影响
从图 5和图 6可知 ,在空气进口湿度为 17.
46g /kg不变 ,而干球温度由 28℃升高到 40℃时 ,
两种系统的 3个性能系数都随之增加 ,而且在相
同的工况下 ,新系统的性能系数比常规系统都要
高。提高的幅度分别为 : ECO P提高 10% ～20% ,
TCO P提高 75% ～82% , CO P提高 65% ～70%。
从图 7和图 8可知 ,当空气进口干球温度为
35. 2℃,湿度由 12kg/kg增加到 21kg/kg时 ,两种
系统的 3个性能系数都随之减小。类似的 ,在同
一工况下 ,新系统的性能系数都比常规系统高。
ECO P新系统比常规系统提高了 5% ～28% ,在湿
度较低时 ,提高的幅度较大 ;在湿度较高时 ,提高
的幅度较小。 TCO P、CO P新系统比常规系统分
别提高了 70% ～95%、44% ～75%。
从以上的分析可以看出 ,新系统的性能要优
于常规系统 ,这主要是由于新系统使用了蒸发冷
却器和直接接触式热交换器 ,因此 ,降低了制冷系
统的冷凝温度 ,也减少了系统的水量消耗 ,从而导
致压缩机、制冷系统风机和水泵的功耗下降 ,故
ECO P值比常规系统更高。另外 ,由于新系统加
大了再生器进出口溶液的浓度差 ,减少了再生的
溶液量 ,因此 ,大幅度降低了再生热量 ,从而导致
TCO P和 CO P有了较大的提高。不过 ,随着再生
器出口溶液浓度的提高 ,再生温度也有相应的上
升 ,但提高的量并不太。在上述的计算中 ,新系统
再生器进出口溶液的浓度差为 0. 5% ,而常规系
统只有 0. 1%。在西安夏季空调工况下 ,常规系
统的再生热量为 60kW ,而新系统降低到 33kw,对
应的再生温度只提高了 8℃,为 61℃,在上述空气
入口含湿量变化范围内 ,新系统的再生温度在 56
～62℃之间 ,比传统系统高 8～10℃。新系统在
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西安夏季空调工况下的总功耗中 ,压缩机占
44. 5% , 蒸发式冷却器风机和水泵轴功占 21. 8%。
6 结论
(1)新系统采用了蒸发冷却技术和直接混合
换热技术 ,使用制冷剂作为冷却介质 ,实现了对溶
液和制冷剂自身的冷却 ,大幅度降低了冷却水的
用量 ,同时也降低了制冷系统的冷凝温度 ,减少了
压缩机的功耗。
(2)在通常的夏季室外气象参数下 ,新系统
的热能性能系数 TCO P、等效能量系数 CO P和电
力消耗性能系数比常规系统平均提高了 80. 5%、
63. 5%和 15. 8% ,而再生温度仅升高了 8～10℃,
为 56～62℃。
(3)新系统的整体性能要优于常规系统 ,值
得进一步的深入研究。
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