寒區(qū)畜禽舍空氣內(nèi)循環(huán)除濕系統(tǒng)設計與試驗

鄭 萍 張繼成 謝秋菊,2 包 軍 于海明 王圣超

(1.東北農(nóng)業(yè)大學電氣與信息學院， 哈爾濱 150030； 2.農(nóng)業(yè)農(nóng)村部生豬養(yǎng)殖設施工程重點實驗室， 哈爾濱 150030；3.東北農(nóng)業(yè)大學動物科技學院， 哈爾濱 150030)

0 引言

目前，在東北寒區(qū)冬季密閉式畜禽生產(chǎn)中，普遍存在著通風除濕與保溫節(jié)能的矛盾[1-2]。為了保證舍內(nèi)溫度需求，舍內(nèi)環(huán)境調(diào)控一般選擇少通風或不通風，致使舍內(nèi)相對濕度高達90%以上，加速細菌滋生，增加引發(fā)畜禽疾病的風險[3]。當對畜禽舍進行通風時，又會導致舍內(nèi)熱量快速散失。據(jù)相關(guān)報道，由通風引起的舍內(nèi)熱量損失占總能量損失的70%～90%[4-5]，增加了企業(yè)的能源投入[6]。目前已有針對華北地區(qū)畜禽舍安裝具有熱回收功能的通風系統(tǒng)研究，舍外溫度在-6～5℃時，通過熱回收通風換氣方法實現(xiàn)舍內(nèi)除濕，減少熱量流失，節(jié)能效果良好[7]。然而東北寒區(qū)冬季室內(nèi)外溫差經(jīng)常在30～40℃范圍內(nèi)[8]，研究畜禽舍低能耗除濕、減少熱量損失的報道卻較少。因此，實現(xiàn)高效、低成本的北方寒區(qū)冬季畜禽舍除濕和保溫控制，是目前舍內(nèi)環(huán)境調(diào)控的難點之一[2,9-10]。

除了通風除濕方式外，以壓縮機為核心部件的除濕機和空調(diào)[11]，也是降低舍內(nèi)濕度的有效途徑[12-13]。這種方式是將舍內(nèi)高濕空氣通過機內(nèi)冷介質(zhì)，使空氣溫度低于某相對濕度下的露點溫度，實現(xiàn)冷凝析濕。然而，由于壓縮機成本較高、耗電量大，難以在規(guī)?；B(yǎng)殖生產(chǎn)中大范圍應用[14]。為了降低除濕設備成本及節(jié)約運行能耗，很多研究嘗試使用溫差資源降溫或除濕[4,15-16]。

東北冬季寒冷、舍內(nèi)外溫差巨大，具有得天獨厚的溫差自然資源，然而截止目前還未有利用東北冬季舍內(nèi)外溫差資源，采用換熱器進行自然溫差冷凝除濕，避免直接或間接通風除濕造成的熱量損失的研究報道[17-18]。因此，為了實現(xiàn)低成本、低能耗的畜禽舍內(nèi)除濕與降低舍內(nèi)熱量流失的環(huán)境控制，本課題組已設計了一套基于冷凝析濕原理的舍內(nèi)空氣內(nèi)循環(huán)除濕系統(tǒng)[19]，代替?zhèn)鹘y(tǒng)高成本的以壓縮機為核心的除濕設備，降低設備成本和運行能耗，減少舍內(nèi)熱量損失，降低冬季保溫成本。

本文在不同換熱器有效面積、舍內(nèi)空氣與制冷劑初始溫差、風機風速、制冷劑流速的條件下，對換熱器除濕系統(tǒng)的除濕速率、舍內(nèi)降溫和系統(tǒng)能效比進行試驗，分析計算與驗證除濕系統(tǒng)的工作性能，以期為實現(xiàn)北方寒區(qū)冬季畜禽舍空氣內(nèi)循環(huán)除濕控制提供科學的依據(jù)，解決冬季除濕與保溫節(jié)能的難題。

1 材料與方法

1.1 空氣內(nèi)循環(huán)除濕系統(tǒng)設計

空氣內(nèi)循環(huán)除濕系統(tǒng)總體結(jié)構(gòu)如圖1所示。它主要由舍內(nèi)、外換熱器，舍內(nèi)、外風機，制冷劑箱，制冷劑循環(huán)泵，導管組成。其中，舍內(nèi)、外換熱器，循環(huán)泵，制冷劑箱通過導管構(gòu)成一套制冷劑循環(huán)系統(tǒng)。

圖1 節(jié)能除濕系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic of energy-saving exchanger dehumidification system1.加濕器 2.風速儀 3.舍內(nèi)風機 4.舍內(nèi)換熱器 5.循環(huán)泵 6.導管 7.制冷劑箱 8.溫濕度傳感器 9.舍外換熱器

制冷劑箱放置于舍外(圖1中a所示)，制冷劑在冬季舍外自然低溫制冷，通過液泵使其在舍內(nèi)、外換熱器中循環(huán)流動。當舍外低溫制冷劑通過舍內(nèi)換熱器時(圖1中b所示)，舍內(nèi)換熱器表面溫度快速降低至舍內(nèi)飽和水蒸氣露點以下(圖1中c所示)，當由風機導入的舍內(nèi)高濕空氣經(jīng)過舍內(nèi)換熱器表面時，可迅速冷凝析水(圖1中d所示)，舍內(nèi)換熱器中的制冷劑也會隨之升溫，升溫后的制冷劑在液泵的作用下將循環(huán)流回舍外制冷劑箱內(nèi)，再進行充分的自然冷卻降溫，如此循環(huán)使用。

1.2 試驗設備及運行參數(shù)

翅片管換熱器具有除濕效率高、總析濕面積大、易于串聯(lián)和并聯(lián)擴展的特點，選作本試驗的析濕冷凝設備。試驗艙為5.80 m×2.8 m×2.25 m (長×寬×高)的密閉空間，體積約為36 m3。試驗選擇小3 HP和大1.5 HP兩種型號的換熱器進行除濕效果對比，尺寸(長×寬×高)分別為0.53 m×0.18 m×0.53 m和0.38 m×0.18 m×0.38 m，總有效換熱面積分別約為18 m2和10 m2，平均翅厚0.33 mm，翅片間距3.02 mm，管直徑為0.89 cm。

變速風機固定安裝于翅片管換熱器上，直徑為0.35 m，風機額定功率138 W，額定風量1 800 m3/h。參考畜禽舍內(nèi)對通風的需求[7]，本試驗將風機風速設置為1～3 m/s之間。

試驗中的制冷劑采用乙二醇，熱穩(wěn)定性好，揮發(fā)性小，防腐蝕，乙二醇水溶液的凝固點可達-60℃，適用于寒區(qū)冬季舍外的低溫氣候。本試驗將制冷劑放置于大型冰柜中，模擬冬季舍外低溫制冷效果，用于試驗艙控制室內(nèi)空氣和制冷液的溫差。制冷劑管外直徑為2.0 cm，管外包裹隔熱棉。液泵選用威斯達屏蔽循環(huán)泵，最大流速為65 L/min，功率為100、67、46 W共3擋，調(diào)控制冷劑流速。

1.3 試驗環(huán)境及監(jiān)測指標

本試驗在東北農(nóng)業(yè)大學搭建的密閉式舍內(nèi)環(huán)境測試試驗艙進行(圖2)。在試驗艙內(nèi)換熱器入風口和出風口分別布置1個SHT20型溫濕度傳感器，用于監(jiān)測通過換熱器后空氣溫濕度變化。傳感器溫度測量范圍-40～125℃，精度±0.3℃；相對濕度測量范圍為0～100%，精度±3%。試驗艙內(nèi)左、中、右3個位置分別布置1個溫濕度傳感器，用于監(jiān)測艙內(nèi)空氣的溫濕度變化情況，3個位置溫濕度的平均值代表艙內(nèi)空氣溫濕度。在冰柜制冷劑溶液中布置1個DS18B20型溫度傳感器(溫度測量范圍-55～125℃，精度±0.5℃)，用于監(jiān)測除濕過程中制冷劑溫度變化。在艙內(nèi)換熱器出、入風口分別布置1個AS836型風速儀(分辨率0.001 m/s)，監(jiān)測風機風速?？刂破鞑杉搩?nèi)溫濕度、風速等傳感器數(shù)據(jù)，控制風機和制冷劑循環(huán)泵。試驗過程中，制冷劑導管、制冷劑泵和翅片管側(cè)壁均用隔熱材料包裹，盡量避免換熱器之外區(qū)域熱交換，保證只有翅片管換熱器與艙內(nèi)空氣換熱。

圖2 除濕試驗環(huán)境Fig.2 Dehumidification experiment environment1.溫濕度傳感器 2.換熱器 3.風機 4.控制器 5.風速儀 6.制冷劑泵 7.加濕器

1.4 試驗設計

開啟加濕器，將艙內(nèi)空氣加濕至相對濕度90%以上，模擬北方密閉式畜禽舍舍內(nèi)高濕狀態(tài)，然后關(guān)閉加濕器。將除濕系統(tǒng)工作條件設置為：風機風速1、2、3 m/s，制冷劑流量分別為30、43、65 L/min，控制艙內(nèi)空氣與制冷劑的初始溫差范圍25～40℃，翅片管換熱器有效換熱面積10 m2和18 m2。通過不同條件下的除濕對比試驗，監(jiān)測艙內(nèi)溫度、相對濕度、制冷劑的溫度和除濕系統(tǒng)用電量變化，計算艙內(nèi)降溫、除濕速率、除濕系統(tǒng)能效比，確定換熱器的工作性能及其影響因素。

1.5 數(shù)值模型及物性

(1)基于濕空氣理論計算除濕速率

運用濕空氣理論對除濕設備的除濕速率進行計算[20]。為了簡化計算，對試驗進行以下假設：濕空氣為常物性，且由干空氣和水蒸氣兩項組成；污垢系數(shù)在試驗過程中保持不變。

空氣含濕量計算公式為

(1)

空氣中水蒸氣質(zhì)量計算公式為

mvapor=mdryW

(2)

除濕速率計算公式為

(3)

式中W——含濕量(以干空氣計)，kg/kg

φ——相對濕度，%

pws——飽和水蒸氣分壓，kPa

p——空氣壓力，kPa

mdry——艙內(nèi)干空氣質(zhì)量，kg

Δmvapor——水蒸氣質(zhì)量差，kg

Δt——時間差，h

通過溫濕度傳感器采集試驗空間內(nèi)的溫度和相對濕度，結(jié)合飽和水蒸氣壓力表，通過式(1)，計算空氣含濕量。結(jié)合空氣密度表和空間體積，通過式(2)，計算空氣中水蒸氣質(zhì)量。在此基礎上，隨著時間變化，密閉空間內(nèi)水蒸氣質(zhì)量逐漸減少，通過式(3)可計算任意時間段內(nèi)的水蒸氣除濕速率。

(2)節(jié)能效果評價

試驗過程中，對濕熱空氣通過換熱器的熱量損失和能效比可以通過空氣的溫差進行計算[21-24]，則

Q=Mincp(tin-tout)

(4)

COP=Q/Wpower

(5)

式中Q——能量損失負荷，kJ

cp——空氣比熱容，取1.005 kJ/(kg·K)

Min——換熱器入口空氣質(zhì)量，kg

tin、tout——換熱器入口、出口溫度，℃

Wpower——除濕系統(tǒng)運行時消耗電能，kJ

COP——能效比

能效比(Coefficient of performance， COP)是能量回收負荷與設備電耗的比值。在實際工作中，除濕系統(tǒng)的制冷劑由冬季舍外低溫環(huán)境制冷，不消耗電能，所以本文在計算COP時，不考慮試驗中冰柜的耗電。

2 結(jié)果與討論

2.1 除濕和降溫影響因素分析

在除濕過程中，制冷劑在換熱器中吸收熱量速率大于制冷劑在冰柜中釋放熱量速率，導致制冷劑溫度連續(xù)上升，空氣與制冷劑的溫差縮小，降低了系統(tǒng)的除濕能力。而且，在除濕系統(tǒng)開啟一段時間后，艙內(nèi)空氣中的水蒸氣已經(jīng)大量析出，系統(tǒng)的除濕效果逐漸減弱。通過以上兩方面因素的分析，隨著除濕系統(tǒng)開啟一段時間后，除濕系統(tǒng)的除濕效率將逐漸下降。經(jīng)過式(1)～(3)計算，在14 min后艙內(nèi)平均濕度從90%以上降到70%左右，基本滿足畜禽舍環(huán)境標準，此時平均除濕速率已經(jīng)下降為0.7 kg/h左右，除濕效果也不明顯。所以，選擇14 min作為每次試驗性能分析的終止時刻。

表1為風速為1 m/s、平均初始溫差約為33℃情況下除濕系統(tǒng)14 min內(nèi)的工作性能。試驗的平均初始溫差為33.29℃，艙內(nèi)平均降溫為4.67℃，平均除濕速率為2.69 kg/h。除濕速率高，可使畜禽舍內(nèi)空氣濕度快速下降達到畜禽生長的適宜狀態(tài)，減少畜禽由于高濕產(chǎn)生的應激反應。如果舍內(nèi)濕度緩慢下降，將會誘發(fā)畜禽腹瀉和呼吸道疾病，易導致飼料發(fā)霉變質(zhì)。而且短時間內(nèi)除濕，也可以降低除濕設備造成的能耗，節(jié)約環(huán)控成本。

表1 有效換熱面積和制冷劑流量對除濕系統(tǒng)性能的影響Tab.1 Effects of effective area and refrigerant flow rate on performance of dehumidification system

從表1可以看出，當風速和平均初始溫差不變時，有效換熱面積為10 m2的艙內(nèi)降溫和除濕速率都低于18 m2；同時，在相同有效換熱面積、相同風速下，艙內(nèi)降溫和除濕速率隨著制冷劑流量的增加而增加。

表2表明，當換熱器有效換熱面積為18 m2、初始溫差接近時，平均艙內(nèi)降溫和除濕速率隨著風速的增加而增加。而且在同一風速下，初始溫差接近時，隨著制冷劑流量的增加，艙內(nèi)降溫和除濕速率也表現(xiàn)為逐漸增加的趨勢。

表2 風速和制冷劑流量對系統(tǒng)性能的影響Tab.2 Effect of air flow and refrigerant flow rate on performance of dehumidification system

圖3表明，當換熱器有效換熱面積為18 m2、制冷劑流量為65 L/min、風速為1 m/s時，艙內(nèi)降溫和除濕效率都隨著初始溫差增加而增加。這種現(xiàn)象與文獻[25]的試驗結(jié)論一致，加大溫差可以有效提高除濕效率。根據(jù)對流換熱能量傳輸速率(牛頓冷卻公式)，當換熱器表面的幾何形狀、流體的運動特性等相同時，對流換熱系數(shù)基本不變。增加表面溫度與流體溫度之差將會增加對流熱流密度[26]。所以，增加空氣和制冷劑的初始溫差將增加對流密度，增加能量傳輸速率。北方寒區(qū)冬季舍外低溫，為基于溫差除濕提供了良好的自然資源。

圖3 初始溫差對除濕系統(tǒng)性能的影響Fig.3 Effect of initial temperature difference on performance of dehumidification system

通過表1、表2和圖3可知，有效換熱面積、風速和制冷劑流量對除濕速率和艙內(nèi)降溫有著正向影響。

圖4展示當換熱器有效換熱面積為10 m2、制冷劑流量為43 L/min時，除濕機風機風速分別為1、2、3 m/s，對應初始溫差29.67、35.45、29.10℃的情況下，除濕系統(tǒng)開啟14 min的換熱器入口、出口溫度變化。在圖4中，在不同風速和不同初始溫差情況下，除濕開啟時，換熱器出入口溫度基本相同；隨著時間變化，兩側(cè)溫度逐漸下降，但兩側(cè)溫差也逐漸增大。在風速為1 m/s、初始溫差為29.67℃時，前3 min換熱器入口溫度下降2.02℃、第3分鐘時出入口溫差最大為1.90℃，與其它兩種情況比較，下降趨勢比較緩慢。在風速為 2 m/s、初始溫差為35.45℃時，前3 min換熱器入口溫度下降2.77℃、在第3分鐘出入口溫差最大為2.63℃，是3種情況下溫度下降幅度最大的，可能與其初始溫差大有關(guān)。在風速為3 m/s、初始溫差為29.10℃時，前3 min時換熱器入口溫度下降1.05℃、出入口溫差最大值為2.60℃。從第4分鐘到第14分鐘，3種情況的平均溫差分別為2.84、2.56、2.85℃，差異不大。到14 min時，兩側(cè)溫差基本穩(wěn)定，約為3℃。

圖4 換熱器入口和出口的溫度變化曲線Fig.4 Temperature variation curves of inlet and outlet of heat exchanger

在畜禽舍內(nèi)，不同的畜禽種類和不同畜禽所處生長的階段對舍溫的需求不同。當除濕系統(tǒng)開啟后，舍溫降到適宜溫度臨界點，可以利用式(4)，根據(jù)換熱器出入口溫差和風機風量，對除濕系統(tǒng)進行補溫，使舍溫維持在適宜溫度內(nèi)。這樣可以避免畜禽由降溫造成的冷應激，也可以維持畜禽舍最低的能源消耗。

2.2 除濕系統(tǒng)節(jié)能效果分析

通過采集除濕過程中換熱器入口空氣和出口空氣的溫度(圖4)，結(jié)合式(4)，可以計算出除濕系統(tǒng)的能量損失。本研究的除濕系統(tǒng)耗電設備為除濕風機(額定功率138 W)、制冷劑泵(額定功率100 W)和制冷劑冰柜。試驗過程，用高精度功率計量插座分別測定風機、制冷劑泵的耗電情況。由式(5)計算出除濕系統(tǒng)的平均能效比約為7.08，達到節(jié)能標準要求[25]。圖5中有效換熱面積為18 m2換熱器在風機風速為1、2、3 m/s的能效比都高于10 m2的換熱器。對于給定幾何結(jié)構(gòu)[17]和翅片類型的換熱器，可以通過提高有效換熱面積提高系統(tǒng)的能效比。

圖5 制冷劑流量對能效比的影響Fig.5 Effect of refrigerate flow rate on COP of dehumidification system

通常，當制冷劑溫度、制冷劑流量、初始溫差保持在一定范圍內(nèi)，增加風機風速將增加換熱器中的熱量交換效率。但從圖5可以看出，當風機風速為2 m/s時的整體能效比高于風速為3 m/s 時的整體能效比，在風速為 1 m/s的整體能效比最低。文 獻[23]對一種內(nèi)冷型換熱器進行除濕速率和能效比試驗，計算出當通過內(nèi)冷型換熱器冷空氣與濕熱空氣的質(zhì)量流率比(Air flow ratio，AFR)為0.5時，該設備的冷卻效果、能效比等最高，皆高于AFR為0.25、0.75和1的冷卻效果和能效比。相同的結(jié)論也出現(xiàn)在文獻[26]中，當除濕器的ARF約為0.8時，達到除濕效率和能效比的上限。

在有效換熱面積為18 m2換熱器的除濕試驗中，風速1、2、3 m/s與制冷劑流量 65 L/min時的質(zhì)量流率比為0.31、0.63、0.95，對應的COP分別為5.63、12.25、11.03。質(zhì)量流率比在0.63時，COP最高。這是因為除濕過程是熱流體在換熱器中發(fā)生的一個放熱過程，熱流體釋放的熱量通過換熱器中的翅片和管道轉(zhuǎn)移到管道中的低溫制冷劑中。但換熱器的熱交換能力存在上限，除濕能力不能隨空氣流速的增加而增加。當空氣流速過高時，換熱器的能效比反而下降，這可為除濕系統(tǒng)的節(jié)能控制提供參考。

在圖5中，當有效換熱面積18 m2、風速1 m/s時，制冷劑流量為65 L/min時的能效比低于30 L/min和43 L/min時的能效比，這說明風速1 m/s時換熱器的換熱能力較低，即使制冷劑流速增加，換熱速率也無法提升，通過式(5)計算的能效比反而下降。

3 結(jié)論

(1)空氣內(nèi)循環(huán)除濕系統(tǒng)充分利用了東北寒區(qū)冬季自然低溫條件，循環(huán)使用自然冷卻的制冷劑，基于溫差進行冷凝析濕，避免熱空氣直接或間接排出舍外，降低了除濕能耗，為畜禽舍冬季除濕提供有效方法。

(2)翅片管換熱器有效換熱面積、艙內(nèi)空氣和制冷劑初始溫差、風機風速和制冷液流量對除濕速率和艙內(nèi)降溫有著正向影響。風速為1 m/s、平均初始溫差為33.29℃情況下，在體積約為36 m3的試驗艙內(nèi)，平均降溫為4.67℃，平均除濕速率為2.69 kg/h。

(3)有效換熱面積為18 m2換熱器除濕試驗中，空氣質(zhì)量與制冷劑質(zhì)量流率比為0.31、0.63、0.95，對應的COP分別為5.63、12.25、11.03。可見換熱器存在熱交換能力的上限，能效比不能隨風機風速增大而增加，當風機風速過大時，換熱器能效比不能持續(xù)增加，這可為基于溫差法進行換熱器的除濕系統(tǒng)提供節(jié)能控制的參考。