間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)對(duì)熱回收式熱泵性能影響研究*

四川省建筑科學(xué)研究院有限公司 張 紅 石峰豪

一次修回：2020- 08- 24

二次修回：2020- 12- 16

0 引言

在全球能源危機(jī)的大背景下，如何在保障室內(nèi)空氣質(zhì)量的前提下更好地實(shí)現(xiàn)節(jié)能成為暖通空調(diào)領(lǐng)域特別關(guān)注的課題。特別是對(duì)于具有人員流動(dòng)性大和密度大等特點(diǎn)的公共建筑，由于其新風(fēng)需求量特別大，導(dǎo)致新風(fēng)處理設(shè)備在整個(gè)空調(diào)設(shè)備中能耗占比非常高[1]。所以，降低新風(fēng)能耗對(duì)節(jié)能減排意義重大。排風(fēng)熱回收技術(shù)由于能夠回收利用室內(nèi)空氣的能量，對(duì)新風(fēng)進(jìn)行預(yù)冷或預(yù)熱，從而減小新風(fēng)冷熱負(fù)荷，逐漸成為解決確保室內(nèi)空氣質(zhì)量和減少建筑能耗之間矛盾的有效途徑[2]。

近幾年來，人們?cè)谂棚L(fēng)熱回收的基礎(chǔ)上開發(fā)了排風(fēng)熱回收式熱泵系統(tǒng)。根據(jù)是否采用熱回收裝置，排風(fēng)熱回收式熱泵主要分為2類：?jiǎn)螣峄厥帐綗岜煤碗p熱回收式熱泵，如圖1所示。

注：tf1為入口新風(fēng)溫度；tf2為經(jīng)熱回收裝置處理后的新風(fēng)溫度；tf3為經(jīng)熱泵系統(tǒng)處理后的新風(fēng)溫度；te1為入口排風(fēng)溫度；te2為經(jīng)熱回收裝置處理后的排風(fēng)溫度；te3為經(jīng)熱泵系統(tǒng)處理后的排風(fēng)溫度。圖1 排風(fēng)回收式熱泵結(jié)構(gòu)示意圖

排風(fēng)熱回收式熱泵的基本工作原理為回收利用排風(fēng)中的高品位能量來提升熱泵的性能系數(shù)。以冬季為例，單熱回收式熱泵的原理為：熱泵和通風(fēng)系統(tǒng)集成在一個(gè)單元中，室外新風(fēng)進(jìn)入熱泵機(jī)組的冷凝器中，吸收冷凝器制冷劑的熱量溫度升高后送入室內(nèi)，與此同時(shí)，室內(nèi)排風(fēng)進(jìn)入熱泵機(jī)組的蒸發(fā)器中，吸收蒸發(fā)器中制冷劑的冷量溫度降低后排向室外環(huán)境。而對(duì)于雙熱回收式熱泵，其工作原理與單熱回收式熱泵的主要區(qū)別在于：新風(fēng)和排風(fēng)進(jìn)入熱泵機(jī)組之前要通過熱回收裝置換熱[3]。以冬季為例，在較少能量輸入的情況下，熱回收裝置可以有效提升新風(fēng)溫度，從而降低熱泵機(jī)組所承擔(dān)的熱負(fù)荷，從整體上看，熱泵系統(tǒng)的性能得到了較大的提升，顯示出一定的節(jié)能優(yōu)勢(shì)[4]。加之雙熱回收式熱泵具有結(jié)構(gòu)緊湊和空氣調(diào)節(jié)方便的優(yōu)點(diǎn)，在美國、加拿大和北歐五國等國家得到了較為廣泛的應(yīng)用[5]。

國內(nèi)外學(xué)者對(duì)單熱回收式熱泵和雙熱回收式熱泵的運(yùn)行情況進(jìn)了對(duì)比，結(jié)果表明，雙熱回收式熱泵的系統(tǒng)性能系數(shù)要優(yōu)于單熱回收式熱泵，但是其熱泵機(jī)組的性能系數(shù)卻比單熱回收式熱泵小。這是因?yàn)殡p熱回收式熱泵與單熱回收式熱泵相比，它的排風(fēng)與新風(fēng)要先進(jìn)行一次換熱，從而使得排風(fēng)中可利用的高品位能量減少，比如在夏季，會(huì)出現(xiàn)排風(fēng)溫度偏高的現(xiàn)象，從而惡化冷凝器的工作環(huán)境[6]。研究可知，間接蒸發(fā)冷卻熱回收技術(shù)在夏季一方面可以有效降低新風(fēng)溫度，另一方面還可以保證排風(fēng)溫度不至于過高[7]，所以本文將其與雙熱回收式熱泵技術(shù)結(jié)合，提出一種新型的間接蒸發(fā)冷卻排風(fēng)熱回收式熱泵系統(tǒng)，并通過實(shí)驗(yàn)研究間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)對(duì)熱回收式熱泵夏季制冷性能的影響。

1 熱回收式熱泵的研發(fā)

1.1 基本構(gòu)造

間接蒸發(fā)冷卻熱回收式熱泵系統(tǒng)的基本構(gòu)造如圖2所示，該系統(tǒng)主要由間接蒸發(fā)冷卻熱回收裝置和熱泵機(jī)組構(gòu)成。其中，間接蒸發(fā)冷卻熱回收裝置主要由熱回收裝置和噴淋系統(tǒng)組成，熱泵機(jī)組主要由熱泵主機(jī)和風(fēng)機(jī)等附屬設(shè)備組成。

1.排風(fēng)入口；2.新風(fēng)入口；3.排水口；4.排風(fēng)側(cè)板式換熱器；5.壓縮機(jī)；6.排風(fēng)側(cè)風(fēng)機(jī)；7.排風(fēng)出口；8.新風(fēng)側(cè)出口；9.新風(fēng)側(cè)風(fēng)機(jī)；10.新風(fēng)側(cè)板式換熱器；11.節(jié)流閥；12.四通換向閥；13.熱回收裝置；14.噴頭；15.水泵；16.水閥。圖2 間接蒸發(fā)冷卻熱回收式熱泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 夏季運(yùn)行模式

該機(jī)組夏季運(yùn)行模式主要有2種：模式A(噴淋裝置開啟，間接蒸發(fā)冷卻換熱器和空氣源熱泵聯(lián)合運(yùn)行)和模式B(噴淋裝置關(guān)閉，顯熱式熱回收裝置與傳統(tǒng)空氣源熱泵聯(lián)合運(yùn)行)。

1.3 熱回收式熱泵的評(píng)價(jià)指標(biāo)

為了更加準(zhǔn)確、全面地描述熱回收式熱泵的運(yùn)行特性，采用以下參數(shù)來描述其主要性能，具體可參考圖1b。

1.3.1制冷量

熱泵系統(tǒng)的制冷量Qt是以熱回收式熱泵整個(gè)系統(tǒng)的新風(fēng)進(jìn)出口焓差來計(jì)算的，其中還包括了從排風(fēng)中回收的部分能量，具體計(jì)算式如下：

Qt=mf|hf3-hf1|

(1)

式中mf為新風(fēng)質(zhì)量流量，kg/s；hf3為經(jīng)過熱泵系統(tǒng)后的新風(fēng)比焓，kJ/kg；hf1為入口新風(fēng)的比焓，kJ/kg。

1.3.2熱回收冷量

熱回收冷量QI是熱回收裝置的重要指標(biāo)，對(duì)于本文的熱回收裝置而言，其熱回收冷量等于新風(fēng)從排風(fēng)中實(shí)際回收的能量，即

QI=mf|hf2-hf1|

(2)

式中hf2為經(jīng)過熱回收裝置后的新風(fēng)比焓，kJ/kg。

1.3.3熱泵機(jī)組的性能系數(shù)

熱泵機(jī)組的性能系數(shù)COPp作為衡量熱泵機(jī)組性能的重要指標(biāo)，其定義為新風(fēng)通過熱泵機(jī)組獲得的冷量與熱泵機(jī)組壓縮機(jī)功率的比值，即

(3)

式中Qp為熱泵機(jī)組制冷量，kW；Pc為壓縮機(jī)功率，kW。

1.3.4熱回收式熱泵系統(tǒng)的性能系數(shù)

熱回收式熱泵系統(tǒng)的性能系數(shù)COPs等于新風(fēng)通過整個(gè)系統(tǒng)得到的冷量與系統(tǒng)總功率之比，系統(tǒng)總功率主要包括壓縮機(jī)功率和風(fēng)機(jī)功率，熱回收式熱泵系統(tǒng)的性能系數(shù)定義式如下：

(4)

式中Pt為系統(tǒng)總功率，kW；Pf為風(fēng)機(jī)功率，kW。

2 熱回收式熱泵的實(shí)驗(yàn)測(cè)試

2.1 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

實(shí)驗(yàn)平臺(tái)原理如圖3所示，主要包含2個(gè)獨(dú)立的人工氣候室，分別用于模擬室外和室內(nèi)環(huán)境。每個(gè)人工氣候室各配備了一套溫濕度獨(dú)立控制設(shè)備，由表冷器、電加熱器、蒸汽加濕器和風(fēng)機(jī)構(gòu)成，處理好的空氣通過孔板送風(fēng)的形式送入人工氣候室內(nèi)調(diào)控室內(nèi)的溫濕度，為了避免氣流短路，新風(fēng)和排風(fēng)出口的空氣均直接排向室外。

1.風(fēng)機(jī)；2.蒸汽加濕器；3.電加熱器；4.表冷器；5.送風(fēng)孔板；6.噴淋水箱；7.噴淋水泵；8.噴淋水閥門；9.熱回收式熱泵；10.孔板流量計(jì)。圖3 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)原理圖

為了測(cè)試熱回收式熱泵的性能，實(shí)驗(yàn)需要測(cè)試的參數(shù)包括新風(fēng)進(jìn)出口溫濕度、排風(fēng)進(jìn)出口溫濕度、新風(fēng)和排風(fēng)風(fēng)量、風(fēng)機(jī)功耗、壓縮機(jī)功耗、熱泵機(jī)組的冷凝和蒸發(fā)壓力、噴淋水溫度與流量等，測(cè)試儀器及其主要參數(shù)如表1所示。

表1 測(cè)試儀器及其主要參數(shù)

由于新風(fēng)和排風(fēng)在該機(jī)組內(nèi)部存在多個(gè)空氣處理過程，因此需要在其內(nèi)部相關(guān)的位置安裝多個(gè)溫濕度傳感器，以便監(jiān)測(cè)空氣處理過程的中間狀態(tài)，從而可以更加全面地研究該熱回收式熱泵的性能。測(cè)點(diǎn)布置位置主要包括：設(shè)備的新風(fēng)和排風(fēng)入口、熱回收裝置的新風(fēng)和排風(fēng)出口及設(shè)備的新風(fēng)和排風(fēng)出口，共6個(gè)位置，如圖4所示。

1.設(shè)備排風(fēng)入口；2.設(shè)備新風(fēng)入口；3.熱回收裝置排風(fēng)出口；4.熱回收裝置新風(fēng)出口；5.設(shè)備排風(fēng)出口；6.設(shè)備新風(fēng)出口。圖4 測(cè)點(diǎn)布置圖

在實(shí)驗(yàn)過程中，除了熱泵系統(tǒng)的冷凝、蒸發(fā)壓力以外，其余參數(shù)均由計(jì)算機(jī)自動(dòng)記錄，實(shí)驗(yàn)中所采用DHT22溫濕度一體化傳感器和功率采集模塊的讀數(shù)分別通過單總線和電壓模擬信號(hào)傳送到Arduino采集板中，由采集板對(duì)采樣數(shù)據(jù)進(jìn)行解析，并通過通用串口總線(USB)上傳至上位機(jī)。

2.2 夏季標(biāo)準(zhǔn)工況測(cè)試結(jié)果分析

在標(biāo)準(zhǔn)工況下，新風(fēng)和排風(fēng)的入口溫度分別為35、27 ℃，相對(duì)濕度均為50%，風(fēng)量均為300 m3/h。

圖5給出了熱回收式熱泵在夏季標(biāo)準(zhǔn)工況2種運(yùn)行模式下新風(fēng)、排風(fēng)的處理過程。在模式A下，由于噴淋裝置開啟，熱回收裝置起間接蒸發(fā)冷卻熱回收的作用，與模式B的顯熱回收裝置相比，新風(fēng)出風(fēng)溫度(測(cè)點(diǎn)4)更低。與此同時(shí)，由于間接蒸發(fā)冷卻的排風(fēng)處于濕通道，相較于模式B，模式A排風(fēng)溫度也更低，從而有利于排風(fēng)對(duì)熱泵機(jī)組冷凝器的冷卻?？傮w而言，在夏季標(biāo)準(zhǔn)工況下，模式A的間接蒸發(fā)冷卻熱回收裝置比模式B具有更佳的性能。

注：排風(fēng)經(jīng)冷凝器處理后溫度較高，超出了現(xiàn)有焓濕圖范圍，僅給出溫濕度參數(shù)。圖5 夏季標(biāo)準(zhǔn)工況下熱回收式熱泵新風(fēng)和排風(fēng)處理過程

熱回收式熱泵在夏季標(biāo)準(zhǔn)工況2種運(yùn)行模式下的詳細(xì)運(yùn)行參數(shù)如表2所示。由表2可以看出，模式A的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力均比模式B的低。但是，模式A的蒸發(fā)壓力降低的幅度相較于冷凝壓力的降低幅度要小，因此模式A的熱泵機(jī)組的壓縮比比模式B的小，從而導(dǎo)致模式A的壓縮機(jī)功率相對(duì)也小。一般情況下，雙熱回收式熱泵與單熱回收式熱泵相比，由于增加了熱回收裝置，導(dǎo)致其熱泵機(jī)組冷凝器的入口空氣溫度更高，而蒸發(fā)器的入口空氣溫度更低，進(jìn)而惡化了熱泵的工作環(huán)境，降低了熱泵機(jī)組的性能。但是，間接蒸發(fā)冷卻的引入，使得雙熱回收式熱泵的熱泵機(jī)組冷凝器入口處的排風(fēng)溫度降低，從而有利于排風(fēng)對(duì)熱泵機(jī)組冷凝器的冷卻。通過表2可以看出，熱泵機(jī)組的性能系數(shù)由1.98提升到2.57，能效提升達(dá)29.80%。

表2 夏季標(biāo)準(zhǔn)工況熱回收式熱泵在模式A和模式B下的主要運(yùn)行參數(shù)

另外，根據(jù)表2可知，模式A熱回收裝置的熱回收冷量達(dá)到了1.43 kW，是模式B熱回收冷量的3.11倍。因此，從整個(gè)熱回收式熱泵系統(tǒng)而言，模式A系統(tǒng)的性能系數(shù)比模式B系統(tǒng)的性能系數(shù)有了非常大的提升，系統(tǒng)能效提升達(dá)66.36%。

2.3 夏季變工況測(cè)試結(jié)果分析

一般情況下，在室內(nèi)空調(diào)的控制下，夏季室內(nèi)空氣參數(shù)即排風(fēng)入口的溫濕度通常較為恒定。實(shí)驗(yàn)測(cè)試中，在確保人工氣候室2環(huán)境參數(shù)不變，即排風(fēng)入口參數(shù)(溫度為27 ℃、相對(duì)濕度為50%)不變的情況下，通過改變?nèi)斯夂蚴?的環(huán)境參數(shù)，調(diào)節(jié)新風(fēng)入口參數(shù)，使其溫度在20～40 ℃、相對(duì)濕度在30%～95%之間變化。

由于實(shí)驗(yàn)所得測(cè)試數(shù)據(jù)較多，并且新風(fēng)的進(jìn)口溫度和相對(duì)濕度都在變化，因此實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析中選取新風(fēng)入口濕球溫度作為自變量，研究其對(duì)于機(jī)組制冷量和性能系數(shù)的影響。

1) 制冷量。

熱回收式熱泵在2種不同運(yùn)行模式下的制冷量如圖6a所示。由圖6a可以看出：2種模式的新風(fēng)入口濕球溫度和制冷量呈現(xiàn)出接近線性的關(guān)系，變化趨勢(shì)較為相似；模式A的制冷量比模式B的要大，兩者之間制冷量的差距隨著新風(fēng)入口濕球溫度的升高而增大，這是由于間接蒸發(fā)冷卻一方面提升了熱回收裝置對(duì)排風(fēng)冷量的吸收，另一方面優(yōu)化了熱泵的工作環(huán)境，降低了雙熱回收式熱泵多次利用排風(fēng)的不利影響，進(jìn)而提高了熱泵的制冷效果。

圖6 不同新風(fēng)入口濕球溫度下模式A和模式B的制冷效果變化

2) 性能系數(shù)。

性能系數(shù)是衡量設(shè)備運(yùn)行性能最重要的指標(biāo)之一。由圖6b可以看出：2種模式的系統(tǒng)性能系數(shù)隨新風(fēng)入口濕球溫度的變化趨勢(shì)與制冷量的變化趨勢(shì)相似，整體上呈現(xiàn)出接近線性的關(guān)系，并且隨著入口新風(fēng)濕球溫度的升高，系統(tǒng)性能系數(shù)增大；模式A和模式B的系統(tǒng)性能系數(shù)的差距隨著新風(fēng)入口濕球溫度的升高而增大。根據(jù)統(tǒng)計(jì)，模式A平均系統(tǒng)性能系數(shù)相較于模式B提升了56%，從而表明間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)的應(yīng)用對(duì)雙熱回收式熱泵夏季制冷的能效提升具有一定的作用。

3 結(jié)論

由于雙熱回收式熱泵相較于單熱回收式熱泵多利用了一次排風(fēng)，從而使得排風(fēng)中可利用的高品位能量減少，致使雙熱回收式熱泵的熱泵機(jī)組性能系數(shù)要小于單熱回收式熱泵。研究表明，間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)可以降低夏季制冷時(shí)雙熱回收式熱泵多次利用排風(fēng)所帶來的不利影響，具體結(jié)論如下：

1) 通過間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)的應(yīng)用，在標(biāo)準(zhǔn)工況下，熱泵機(jī)組的性能系數(shù)由1.98提升到2.57，能效提升達(dá)29.80%，系統(tǒng)的性能系數(shù)由2.17提升到3.61，能效提升達(dá)66.36%。

2) 在變工況下，2種模式的制冷量和系統(tǒng)性能系數(shù)都隨著新風(fēng)入口濕球溫度的升高而增大，其差距也隨著新風(fēng)入口濕球溫度的升高而不斷擴(kuò)大。

3) 根據(jù)計(jì)算，在變工況下，間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)的引進(jìn)使雙熱回收式熱泵的平均系統(tǒng)性能系數(shù)提升了56%，從而表明間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)的應(yīng)用對(duì)雙熱回收熱泵的能效提升具有一定的作用。