转轮辅助空气取水流程优化及性能分析

图1 采用多级转轮加湿的空气冷凝取水系统

Fig.1 Gas condensation atmospheric water harvesting system with multi-stage desiccant wheel configuration

蒸气压缩式冷热源系统结构如图2所示.当采用热泵系统为取水装置提供热量时,热泵系统的冷凝器可以用做加热器,对加湿空气进行加热,热泵的蒸发器(Evap)从环境中取热.此外,H热源也可采用太阳能加热器,在太阳能资源较为丰富的时期替代热泵系统为A_hum的加湿过程提供热量.冷却取水过程采用图2所示冷机系统驱动,冷却器(C)为冷机系统蒸发器,冷凝器(Cond)向环境放热.本文基于图1~2系统,研究其用于干燥地区空气取水的性能.首先,在转轮总体积、总风量一定的前提下,以小时取水量(WPR)为指标,研究高效加湿流程,包括t_reg、级数及空气流量分配等因素.然后,基于具有较高WPR的转轮加湿流程,分析理想冷热源和实际冷热源能耗以及各系统取水能效(WPE),并与采用压缩式制冷的低温冷却取水性能进行比较.

图2

图2 蒸气压缩式冷热源系统结构

Fig.2 System of heating and cooling sources powered by vapor compression cycles

本研究采用转轮热湿传递模型计算空气沿程温湿度,转轮模型具体描述及试验验证可参考文献[22,23].本研究中选取硅胶吸附剂,基本参数为:密度为 1 129 kg/m³,比热容为920 J/(kg·℃),吸附热为2.65×10⁶ J/kg,材料形状因子为0.3,最大含水率为0.39 kg/kg^[22,23].

2 机组加湿流程及性能分析

2.1 研究工况设计

基于DeST模拟软件中乌鲁木齐、吐鲁番、和田以及喀什4个典型城市的全年日平均气象参数,环境空气含湿量(即空气中水的质量分数w_ambi)在3~15 g/kg的时间约占63%,环境空气温度(t_ambi)在15~35 ℃的时间约占47%.根据之前的研究结果^[23],建议该取水机组运行在空气含湿量大于3 g/kg的条件下.因此,本文选择讨论5 g/kg和10 g/kg的环境空气含湿量.此外,w_ambi 较高时,t_ambi也会相应升高,故而在本文选取干燥(工况1:t_ambi=20 ℃,w_ambi=5 g/kg)和潮湿(工况2:t_ambi=30 ℃,w_ambi=10 g/kg)两个工况.分析两类加湿流程,即单级加湿流程(SS)和多级加湿流程(MS).SS有1个转轮,而MS有多级转轮,且每级转轮采用独立的A_deh.

本文主要研究t_reg=60,70,80 ℃及A_deh和A_hum风量比(F_r=G_deh/G_hum,G_deh为被除湿空气流量,G_hum为被加湿空气流量)对WPR的影响规律.研究前提为所有案例迎面风速一定,转轮总体积一定.MS系统中,设定每级A_deh流量(G'_deh)等于G_hum,因此 G_deh=NG'_deh=NG_hum,则F_r=N.在以上限制条件下,可得各工况下每个转轮半径R=500× $\sqrt[]{2 / (1 + N)}$ mm,L_DW=300(N+1)/(2N) mm (L_DW为厚度)以及除湿侧和加湿侧面积比(A_r),具体结构参数及风量如表1所示.

表1 各工况下转轮参数和空气流量

Tab.1 Parameters of desiccant wheels and air flowrates under each working condition

加湿流程	F_r与N	转轮参数和空气流量
加湿流程	F_r与N	A_r	R/mm	L_DW/mm	G_hum/(m³·h)
SS	F_r=1	1	500	300	3000
	F_r=2	2	500	300	2000
	F_r=3	3	500	300	1500
MS	F_r=1,N=1	1	500	300	3000
	F_r=2,N=2	1	408	225	2000
	F_r=3,N=3	1	354	200	1500

注:空气总流量G_deh+G_hum=6000 m³/h,转轮转速=15 r/h,转轮空气孔道为正弦型,高2 mm,宽2 mm.

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系统性能采用WPR和加湿效率η_hum评价,计算公式如下:

WPR=G_humρ(w_hum,2_N-w_hum,out)/1000

(1)

η_hum=1-

${\bar{w}}_{deh, out}$

/w_deh,in

(2)

WPR=G_dehρ(w_ambi-

${\bar{w}}_{deh, out}$

)/1000

(3)

式中:ρ为空气的密度,本文取1.15 kg/m³;w_hum,2_N为经过N级加湿后A_hum的含湿量;w_hum,out为被加湿空气经冷却取水后的含湿量,本研究取w_hum,out=w_ambi; ${\bar{w}}_{deh, out}$ 为N级转轮A_deh出口含湿量平均值;w_deh,in为被除湿空气的进口含湿量,本研究取w_deh,in=w_ambi.当 ${\bar{w}}_{deh, out}$ =0时,A_deh中所有水蒸气均进入A_hum,η_hum=1.此外,从被除湿空气的角度看,当w_hum,out=w_ambi时,WPR也可采用式(3)计算.

2.2 加湿流程性能分析

本节对表1所列6个系统加湿性能进行分析.首先比较不同工况下的空气处理流程,选取3个案例,即SS的F_r=1案例(同MS的N=1案例相同)、SS的F_r=3案例及MS的N=3案例.图3所示为以上3个案例在t_reg=70 ℃时的空气处理流程,图中:t为温度;φ为相对湿度;w为含湿量;A_deh,out,1、A_deh,out,2及A_deh,out,3为经过每一级转轮除湿区后的被除湿空气;A_hum,1、A_hum,2、A_hum,3、A_hum,4、A_hum,5及A_hum,6为依次经过每级加热器和转轮加湿侧后的被加湿空气.

图3

图3 工况1下3个系统的空气状态变化

Fig.3 Changes in air status of three systems under working condition 1

对比图3(a)~3(b),对于单级系统,增加F_r后,A_deh流量增加,A_hum流量降低,A_hum出口含湿量从 F_r=1的9.0 g/kg增加到13.9 g/kg,但同时A_hum出口温度从53.7 ℃降低到35.7 ℃,加湿过程中温度的降低不利于转轮后段空气加湿.对比图3(b)~3(c),对于三级MS系统,A_deh总流量与SS的F_r=3案例相同,由于级间对A_hum加热,A_hum温度维持在较高范围,有利于加湿,其w_hum,2_N为15.7 g/kg,高于SS的F_r=3案例.但是由式(1)所示,WPR受w_hum,2_N和G_hum同时影响.由于G_hum和w_hum,2_N均随F_r和N变化,因此需综合考虑G_hum和w_hum,2_N,对加湿流程进行优化.

图4为工况1、2下,SS、MS系统在不同t_reg时,WPR及η_hum随F_r及N的变化趋势.当t_reg一定时,WPR随着F_r的增加先升高后降低,对于所有工况,当F_r=2时,WPR最高.这是因为F_r增加,w_hum,2_N增加,但是G_hum降低,存在一个最优F_r,使得WPR最高.从η_hum曲线可以看出,随着F_r增加,A_deh流量增加,但η_hum降低,意味单位质量流量A_deh中水蒸气利用率降低.此时,需考虑改变系统运行参数或改进流程来提高η_hum.

图4

图4 工况1、2下F_r和N对加湿系统WPR及η_hum 的影响规律

Fig.4 Influence of F_r and N on WPR and η_hum of humidification systems under working conditions 1 and 2

通过对比不同t_reg下的WPR和η_hum可知,提高t_reg可提高WPR及η_hum,但会带来相应能耗的增加.因此可通过改进加湿流程,即采用MS替代SS,来提高η_hum,如图4中虚线所示,因为MS的F_r=N,级数增加后,η_hum降低,但是当N增加到一定值后,η_hum高于SS系统在相同F_r时的值.对于相对干燥的工况1,当N=3时,MS的η_hum及WPR高于SS的F_r=3案例,对于相对潮湿的工况2,当N=2和3时,MS的η_hum及WPR均高于相应SS(F_r=N)的案例.

对于图4所有案例,MS的N=3案例具有最高的WPR.从提高WPR及保证较高η_hum的角度,推荐采用3级MS系统.

3 机组冷热源能效分析

本节基于N=3的MS系统,分析该空气取水装置的理想冷热源系统能效和实际冷热源系统能效,并同直接冷却取水系统的理想能效和实际能效进行对比.空气取水能效计算式为

WPE=WPR/E

(4)

式中:E为投入机组的能量.

3.1 加湿流程性能分析

理想冷热源系统为无数级理想卡诺循环和理想逆卡诺循环,如图5所示.图中:q_m为空气的质量流量;c_p为空气的比定压热容,本文取1.005 kJ/(kg·℃);h为空气的比焓;Q为热量;T为热力学温度;T_ambi为环境温度.参考图3(c)所示的空气处理过程,A_deh,out,1、A_deh,out,2及A_deh,out,3的温度高于室外温度,具有做功能力,如图5(a)所示,在空气流动方向上构建无数级卡诺热机,图中T₁为除湿后空气温度.

图5

图5 无数级卡诺循环及逆卡诺循环

Fig.5 Infinite stage Carnot cycle and reverse Carnot cycle

卡诺热机对外做功W_i,deh为

W_i_,_deh=-

$\int_{T_{1}}^{T_{ambi}} \frac{T - T_{ambi}}{T}$

(5)

A_hum经H加热至t_reg,需外界对其做功,如图5(b),T₂为H进口空气温度,T₄为加热器的出口空气温度.在空气流动方向上构建无数级逆卡诺循环热泵,外界做功W_i,H为

W_i_,_H=

$\int_{T_{2}}^{T_{3}} \frac{T - T_{ambi}}{T}$

(6)

A_hum,2N经冷却器降温除湿至A_hum,out的过程包括两部分,第一部分为降温至t_ambi(A'_hum)的做功过程,可在空气流动方向上构建如图5(a)所示的无数级卡诺热机,对外做功为W_i,c1,可采用式(5)计算.第二部分为从A'_hum继续降温除湿至A_hum,out的耗功过程,可在空气流动方向上构建如图5(c)所示的无数级逆卡诺循环冷机,需外界做功W_i,c2:

W_i_,_c₂=-

$\int_{T_{ambi}}^{T_{4}} \frac{T_{ambi} - T}{T}$

(7)

式中:T₄为A_hum,out状态的温度.对于A_hum,2_N到A_hum,out的降温过程,如仅有温度变化,则dQ=q_m_,_humc_pdt (q_m_,_hum为被加湿空气的质量流量),如果同时有湿度变化,dQ=q_m_,_humdh,dh=c_pdt+i_vdw(i_v为水蒸气汽化潜热,由于w单位为g/kg,因此本文中取i_v=2.501 kJ/g).除湿过程湿空气状态沿饱和线变化,w和T之间的关系式为^[22]

1000/w=10^-6exp(5294/T)-1.61

(8)

空气取水系统理想总能耗W_i为

W_i=W_i_,_H+W_i_,_c₂-W_i_,_deh-W_i_,_c₁

(9)

对于直接低温冷凝取水系统,其理想冷源为无数级逆卡诺循环冷机,对A_ambi状态空气降温除湿.两种系统的性能需在相同取水量的前提下比较.参考式(3),直接冷却取水的空气流量为本系统A_deh总流量,出口含湿量为三股A_deh出口含湿量平均值 ${\bar{w}}_{deh, out}$ ,理想功耗采用式(7)计算,其中T₁等于 ${\bar{w}}_{deh, out}$ 下的露点温度.不同t_reg条件下,两种系统运行在工况1、2的理想功耗W_i和理想空气取水能效WPE_i如图6所示.

图6

图6 工况1、2下两种系统W_i和WPE_i

Fig.6 W_i and WPE_i of two systems under working conditions 1 and 2

对于两类系统,W_i随WPR(与t_reg正相关)的升高而增加,WPE_i随着WPR的升高而降低.潮湿条件下(工况2)的WPE_i高于干燥工况(工况1).对比本系统和直接冷凝取水系统,虽然本系统在A_hum加湿过程中需对其加热,但由于相同取水量下,A_hum,out对应的露点温度高于直接冷凝系统的空气出口露点温度,使得本系统理想功耗远远小于直接冷凝系统,WPE_i是直接冷凝系统的1.2~1.6倍.因此,本系统较直接冷凝取水系统具有更优的性能,室外越干燥,优势越明显.

3.2 采用实际冷热源系统时的节能潜力分析

相对于理想冷热源,实际冷热源系统无热机做功、热泵和冷机为有限级,换热器换热效率小于1,且制冷循环的热力学完善度小于1.

本文研究的主动式冷热源系统如图2所示,采用单级热泵(1个冷凝温度)和单级冷机(1个蒸发温度)提供热量和冷量.此外,设置如图7所示的热回收器1和2,依次回收A_deh,out和A_hum,2_N的热量,对A_hum,in进行梯级预热,可减少热泵系统提供的热量和功耗.A_hum,2_N经热回收器2被降温,可以减少冷机系统的冷量和功耗.考虑换热器面积和空气流量有限,设定热回收器效率为80%.设定热泵冷凝温度t_cond,HP=t_reg+3 ℃, 蒸发温度t_evap,HP=t_ambi -7 ℃.冷机蒸发温度t_evap,C=t_hum,out,dew-3 ℃,冷凝温度 t_cond,C=t_ambi+7 ℃,热泵和冷机的热力学完善度为 ε=0.5.

图7

图7 实际系统的热回收循环

Fig.7 Heat recovery cycle of actual system

热泵能耗(W_HP)和冷机能耗(W_C)的计算公式分别为

W_HP=

$\frac{Q_{H}}{CO P_{HP}}$

$\frac{T_{cond, HP} - T_{evap, HP}}{T_{cond, HP} \times ε}$

Q_H

(10)

W_C=

$\frac{Q_{C}}{CO P_{C}}$

$\frac{T_{cond, C} - T_{evap, C}}{T_{evap, C} \times ε}$

Q_C

(11)

式中:Q_H、Q_C分别为加热器和冷却器提供的热量和冷量,可通过加热器(H₁~H₃)和冷却器(C)进出口空气全热变化计算,此处不详细叙述;COP_HP为热泵的性能系数;T_cond,HP为热泵的冷凝温度;T_evap,HP为热泵的蒸发温度;COP_C为冷机的性能系数;T_cond,C为冷机的冷凝温度;T_evap,C为冷机的蒸发温度.

对于直接冷凝式取水装置,仅有冷机能耗,将室外空气降温除湿.不同WPR条件下,两种系统运行在工况1、2的E和WPE如图8所示.可见,随着WPR的增加, WPE逐渐降低,因此在实际应用中,当采用热泵系统加热时,应同时考虑WPR和WPE对t_reg进行选择.此外,在所讨论工况下,本系统E低于直接冷凝取水系统,WPE高于直接冷凝取水系统,且室外越干燥(工况1),本系统优势越明显.工况1、2条件下,本系统WPE最高分别为1.5及 2.1 kg/(kW·h).

图8

图8 工况1、2下两种系统的实际E和WPE

Fig.8 E and WPE of two systems under working conditions 1 and 2

相对于直接冷凝系统,由于本系统A_hum加湿过程采用热源驱动,所讨论的t_reg为60~80 ℃,在此范围内可有效利用太阳能加热替代热泵系统^[24],此时系统的E和WPE如图9所示.采用太阳能替代热泵后,WPE随t_reg的增加而增加,工况1、2条件下,WPE最高分别为3.4及4.4 kg/(kW·h).

图9

图9 采用太阳能加热替代热泵后的实际E和WPE

Fig.9 E and WPE after replacing heat pump with solar heater

4 结论

本文提出一种用于干燥地区的转轮辅助冷凝式空气取水装置,对包括级数、风量比在内的加湿流程进行优化,对理想和实际冷热源系统能耗进行分析并与传统冷凝式空气取水装置性能进行比较,主要结论如下:

(1) 在转轮总体积和总风量一定时,小时取水量随着再生温度t_reg的增加而增加,三级加湿流程较同F_r的单级流程具有更高的加湿效率,且取水量WPR最大,当环境空气含湿量为5 及10 g/kg时,WPR在t_reg=80 ℃的条件下分别可达到20.2 及30.9 kg/h;

(2) 对三级转轮加湿冷凝式空气取水系统的理想冷热源功耗进行分析可得,随着t_reg的增加,其理想功耗W_i增加,理想取水能效WPE_i降低,室外越干燥,WPE_i越低,相同工况下,本系统W_i远远小于直接冷凝取水系统,WPE_i是直接冷凝取水系统的1.2~1.6倍;

(3) 对于采用一级热泵和一级冷机的实际冷热源系统,采用热回收后,本系统实际WPE是直接冷凝取水系统的1.1~1.6倍,特别在干燥条件下,节能优势更为明显.采用太阳能替代热泵系统后,本系统的WPE从1.3~2.1 kg/(kW·h)提升至3.3~4.4 kg/(kW·h).

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