空壓機性能的研究與動態(tài)模型建立

　　隨著集中空調系統(tǒng)的大量應用，電力需求急劇增加，導致(cause)部分地區(qū)用電高峰時段電力緊缺。為解決這一問題，蓄能空調技術開始受到重視。目前應用較多、技術相對成熟的蓄能技術當屬冰蓄冷技術，但冰蓄冷技術還不能完全解決濕熱地區(qū)室內空氣(Basin air)除濕及提高空調舒適性的問題。為此，筆者提出了一種先進的蓄能空調技術DDD變質量能量轉換及儲存技術，該技術有閉式和開式兩種工作循環(huán)類型。本研究主要目的是揭示開式蓄能除濕空調系統(tǒng)運行中能量轉換及儲存過程質能的變化規(guī)律、系統(tǒng)內溶液參數(shù)及各設備(shèbèi)工作參數(shù)和負荷隨系統(tǒng)運行時間的變化關系。
　　1系統(tǒng)(system)工作循環(huán)和流程開式蓄能除濕(Dehumidify)空調系統(tǒng)工作流程如所示。
　　采用全量蓄能策略時，用電低谷時段控制閥V4開式蓄能除濕(Dehumidify)空調系統(tǒng)工作循環(huán)和流程(liú chéng)開，V1關，溶液(Solution)泵將少量溶液送入發(fā)生/冷凝器，由輔助加熱器加熱這部分溶液；發(fā)生/冷凝器內的壓力升高到設計壓力，加熱器停止(stop)工作；壓縮機(compressor)啟動，溶液泵再次將溶液儲罐內溶液加壓，并經(jīng)溶液換熱器加熱后噴淋在發(fā)生/冷凝器的換熱管束外；溶液受熱產生過熱水蒸氣，經(jīng)加濕降溫處理后進入壓縮機；壓縮后的水蒸氣在換熱管束內冷凝，冷凝熱傳給管束外溶液作為發(fā)生熱；大部分凝結水進入水儲罐；出發(fā)生/冷凝器的溶液經(jīng)換熱器降溫后流回溶液儲罐。昆山空壓機是回轉容積式壓縮機，在其中水或其它液體當作活塞來壓縮氣體，然后將氣體排出。隨著上述過程的進行，溶液儲罐內溶液質量逐漸減少，溶液濃度逐漸增大，溶液化學勢增大。
　　當溶液儲罐內溶液濃度達到設計值后，充能過程結束，壓縮機(compressor)停止運行，V4關，V1開。
　　釋能時，儲罐內水和溶液分別進入蒸發(fā)器和吸收器；產生的水蒸氣進入吸收器被溶液吸收；出吸收器的溶液經(jīng)再循環(huán)泵加壓送入除濕器，吸收空氣中的水；出除濕器的稀溶液分流，一部分通過閥V3與來自溶液儲罐的濃溶液混合進行循環(huán)，保證除濕器有合適的氣液比，另一部分進入溶液儲罐；出蒸發(fā)器的冷水部分進入室內風機盤管系統(tǒng)，承擔室內冷負荷，另一部分引入除濕空調器，承擔新風降溫冷負荷，由此達到對顯熱負荷和潛熱負荷的分別處理(chǔ lǐ)。隨著上述過程的進行，溶液儲罐內溶液質量逐漸增加，溶液濃度逐漸降低，溶液化學勢減小，儲存能量轉換成冷量和除濕能。釋能結束后，水儲罐內多余水被排空，系統(tǒng)完成一個工作循環(huán)，所用時間為24 h.
　　因溶液儲罐內溶液物性參數(shù)均隨時間而變，導致蓄能除濕空調系統(tǒng)運行特性、設備負荷等參數(shù)也隨時間而變，系統(tǒng)運行過程(guò chéng)是動態(tài)的，需要采用數(shù)值方法對系統(tǒng)循環(huán)熱力過程進行求解。
　　開式蓄能除濕空調系統(tǒng)可采用的工作溶液有溴化鋰、氯化鋰、氯化鈣和三甘醇等水溶液，它們都各有特點。在溶液除濕領域(field)內，氯化鋰水溶液具有比較好的工作特性而被廣泛使用，本文對采用氯化鋰水溶液作為工作溶液的蓄能除濕空調系統(tǒng)進行研究。
　　2動態(tài)數(shù)學模型
　　2. 1建模假設在建立開式蓄能除濕空調系統(tǒng)運行過程(guò chéng)動態(tài)數(shù)學模型(model)前，需對系統(tǒng)工作過程作如下簡化：1）忽略流體的流動阻力(resistance)和泵消耗的功；2）不考慮系統(tǒng)啟動時的升壓過程；3）忽略發(fā)生/冷凝器內的存液量；4）忽略系統(tǒng)各設備熱容；5）系統(tǒng)內各設備充分絕熱；6）任何時刻溶液儲罐內溶液質量分數(shù)和溫度分布均勻。
　　2. 2動態(tài)模型建立為便于建立動態(tài)模型，可將所示的蓄能系統(tǒng)分成若干個模塊（模塊的劃分比較隨意，可以將蓄能系統(tǒng)內的某一部件作為一個模塊，也可以將多個部件作為一個模塊） ，分別對每一模塊建立質量及能量動態(tài)平衡方程，然后聯(lián)立這些方程進行數(shù)值求解。
　　任意時刻τ，第k個模塊的質量動態(tài)平衡方程為d m k（τ）dτ=∑d m k ，i（τ）dτ-∑d m k ，o（τ）dτ（1）0 =∑d m k ，i（τ）dτξi（τ） -∑d m k ，o（τ）dτξo（τ）（2）式（1） ，（2）中m為質量，kg ；ξ為LiCl的質量分數(shù)；下標i ，o分別表示進、出第k個模塊界面的流股。
　　第k個模塊的能量動態(tài)平衡方程為d E（τ）dτ=∑d Q k ，i（τ）dτ+∑d m k ，i（τ）dτh k ，i（τ） -∑d Q k ，o（τ）dτ-∑d m k ，o（τ）dτh k ，o（τ）（3）
　　式中E為能量，kWh或MJ ；Q為熱量或冷量，kWh或MJ ；h為比焓， kJ/ kg.
　　壓縮(compression)機功率為N
　?。é樱?= d m w dτ+ d m 1（τ）dτ act =
　?。?m wv + m 1） isηis（4）式中N為壓縮機的功率，W ；m w為水儲罐中水的質量，kg ；m 1為加濕器中水的質量，kg ；h 1和h 11分別為壓縮機出口和入口水蒸氣的比焓，kJ/ kg ；m wv為出發(fā)生/冷凝器的水蒸氣質量流量，kg/ s ，等于進入水儲罐的冷凝水的質量流量m w；m 1為噴入加濕器的水的質量流量，kg/ s ；η為壓縮機效率；下標act指實際過程，is指等熵壓縮過程。
　　壓縮(compression)機所消耗的電能為W c（τ） =∫τ0 d W c（τ）dτdτ=∫τ0 N
　?。é樱ヾτ（5）各儲罐中溶液或水的質量和能量的變化為m ss（τ） = m ss（τ） |τ= 0 +∫τ0 d m ss（τ）dτdτ（6）E ss（τ） = E ss（τ） |τ= 0 +∫τ0 d E ss（τ）dτdτ（7）m ws（τ） = m ws（τ） |τ= 0 +∫τ0 d m ws（τ）dτdτ（8）E ws（τ） = E ws（τ） |τ= 0 +∫τ0 d E ws（τ）dτdτ（9）式（6）～（9）中下標ss指溶液儲罐，ws指水儲罐。
　　蒸發(fā)器、吸收器和水儲罐冷卻(cooling)器的換熱量為Q e（τ） =∫τ0 d Q e（τ）dτdτ（10）Q ab（τ） =∫τ0 d Q ab（τ）dτdτ（11）Q ws（τ） =∫τ0 d Q ws（τ）dτdτ=∫τ0 c p ，w（τ） d m w（τ）dτdτ（12）式（10）～（12）中c p ，w為水的比定壓熱容， kJ/（kg ℃） ；t 3和t 4分別為進入水儲罐的冷凝水溫度和水儲罐出口水溫，℃；下標e指蒸發(fā)器，ab指吸收器。文氣/液質量流量比小于
　　2. 3時，絕熱除濕過程可近似看作等溫除濕過程。昆山空壓機維修在啟動前，首先啟動油泵控制系統(tǒng)，油泵控制系統(tǒng)啟動后保證空壓機各潤滑部件潤滑良好，同時油泵控制系統(tǒng)可通過內置的溫控閥來調節(jié)內部油壓和油溫，以滿足系統(tǒng)需要。在小氣液比條件下，新風處理過程可以看作是先等溫除濕，后等濕冷卻降溫的過程。
　　等濕冷卻降溫過程能量平衡方程為d Q a（τ）dτ= d m a（τ）dτ- 2 500 d m a（τ）dτ（13）式中d為濕空氣含濕量，g/ kg ；下標a指濕空氣。
　　τ時刻，新風處理過程帶入系統(tǒng)的能量(energy)以及等濕冷卻降溫過程消耗的冷量分別為E a（τ） =∫τ0 d m a（τ）dτdτ（14）Q a（τ） =∫τ0 d Q a（τ）dτdτ（15）進出系統(tǒng)的能量必須守恒，這是檢驗充、釋能過程數(shù)值模擬是否準確的重要判據(jù)，即W c（τ） + Q e（τ） + = E ss（τ） + E ws（τ） + Q ab（τ） + Q ws（τ）（16）需要注意的是，新風除濕過程釋放的熱量最終通過吸收器排出，而新風冷卻降溫過程所消耗的冷量是由蒸發(fā)器提供的，排熱量Q a計入蓄能系統(tǒng)的制冷量中。昆山空壓機是一種用以壓縮氣體的設備?？諝鈮嚎s機與水泵構造類似。大多數(shù)空氣壓縮機是往復活塞式，旋轉葉片或旋轉螺桿。離心式壓縮機是非常大的應用程序。
　　3算例以我國南方高濕地區(qū)辦公建筑除濕空調工況為例，對該系統(tǒng)按全量蓄能策略運行時的工作過程(guò chéng)進行數(shù)值模擬，得到該蓄能系統(tǒng)在除濕空調工況下運行參數(shù)隨時間的變化關系。蓄能除濕空調系統(tǒng)如所示。系統(tǒng)對建筑物的顯熱和潛熱負荷分別進行處理，即采用無回風的獨立新風系統(tǒng)，建筑物濕負荷由新風承擔，切斷了室內病菌的傳播途徑。
　　空調建筑新風量12 760 m 3 / h ，19 ：00后新風量減小。設計日室外氣溫變化范圍為27～35℃，平均相對濕度為75 %。處理(chǔ lǐ)后的新風溫度為25℃，相對濕度為45 %。設計日逐時空調總負荷、新風負荷、室外溫度及冷卻水溫度所示。系統(tǒng)蒸發(fā)溫度為7℃，溶液換熱器冷端溫差為10℃，發(fā)生壓力(pressure)為40 kPa ，壓縮機等熵效率(efficiency)為60 %，吸收
　　器出口溫度比冷卻水入口溫度高5℃。設定除濕器內氣液比為
　　1. 36.系統(tǒng)充能時間為10 h
　?。?2 ：00～8 ：00） ，充能時段無空調負荷；釋能時間為14 h（8 ：00～22 ：00）。
　　4數(shù)值模擬結果及分析經(jīng)數(shù)值模擬，設計日充能開始時刻，兩儲罐內溶液(Solution)或水的參數(shù)分別為：ξss（τ） |τ= 0 = 0. 387 0 ，m ss（τ）|τ= 0 = 28 123 kg
　?。╒ ss | max = 
　　2
　　2. 43 m 3） ，t ss（τ）|τ= 0 = 3
　　3. 3℃，m ws（τ） |τ= 0 = 0 kg.
　　系統(tǒng)充、釋能過程各儲罐內溶液或水的質量和能量隨時間的變化如圖5所示。充能過程溶液儲罐內溶液質量逐漸減少，能量逐漸增加；而水儲罐內的質量和能量均增加。水儲罐水溫保持恒定（28℃） ，因此其能量的增加只是因質量增加的緣故。
　　溶液儲罐內溶液能量(energy)變化受兩因素影響(influence)，一是儲罐內溶液濃度變化使其化學勢變化，導致溶液潛能發(fā)生變化；二是溶液溫度變化，使溶液顯能發(fā)生變化。
　　釋能過程(guò chéng)儲罐內質量和能量的變化與充能過程正好相反。充、釋能過程中各儲罐內溶液或水的質量和能量隨時間的變化溶液儲罐內溶液溫度和LiCl質量分數(shù)隨時間的變化如所示。充能過程溶液儲罐內水分不斷減少，LiCl質量分數(shù)不斷增大，充能結束時達到最大，為50. 2 %。儲罐內溶液溫度升高的原因是，出溶液換熱器的濃溶液溫度比儲罐內溶液溫度高10℃，熱量被濃溶液帶入儲罐并積累，使儲罐內溶液溫度升高。
　　充、釋能過程中溶液(Solution)儲罐內溶液溫度和LiCl的質量分數(shù)隨時間的變化充能結束時各儲罐內的參數(shù)分別為：m ss |τ= 10 h = 21 680 kg ，ξss（τ） |τ= 10 h = 0. 502 ，t ss（τ） |τ= 10 h = 6
　　3. 8℃，m ws（τ） |τ= 10 h = 6 443 kg
　　（V ws | max = 
　　6. 57 m 3）。釋能過程結束時，溶液儲罐內溶液參數(shù)(parameter)恢復到充能開始時刻的值。而水儲罐內剩余的水量為m ws（τ） |τ= 14 h = 1 960 kg ，這部分水被排掉。
　　充能過程溶液儲罐內LiCl濃度逐漸增大，發(fā)生溫度不斷升高，導致壓縮機出口壓力（p c）和溫度升高。壓縮機吸入壓力不變（p g = 40 kPa） ，則壓縮機壓縮比（Γ= p c / p g）隨之增加。為避免壓縮機排氣溫度過高，采用濕壓縮方式。模擬計算時，壓縮機出口水蒸氣(簡稱水汽)始終處于飽和狀態(tài)。為滿足這一條件，可調節(jié)噴入加濕器的水流量（m 1） ，改變濕蒸氣干度。經(jīng)數(shù)值模擬，充能過程噴入減溫器的水流量從0. 034 4 kg/ s逐漸增大到0. 046 7 kg/ s ，相應出加濕器的水蒸氣干度從0. 849逐漸降低到0. 816.由于吸入的濕蒸氣質量流量和壓縮比均隨充能時間而增大，故壓縮機所需的功率（N）也逐漸增大，從充能開始時的14
　　9. 7 kW增加到結束時的19
　　2. 9 kW.
　　隨充能時間的變化釋能過程壓縮(compression)機停止(stop)工作，系統(tǒng)(system)依靠儲存在溶液(Solution)儲罐內的溶液潛能(Potential)完成制冷和除濕工作。釋能過程各換熱設備熱負荷隨時間的變化如圖9所示。
　　吸收器不僅負擔來自蒸發(fā)(evaporation)器的負荷，還負擔來自除圖9釋能過程(guò chéng)各換熱設備的負荷隨時間的變化濕器的負荷，熱負荷較大。與除濕過程的潛熱負荷比，除濕后新風冷卻所需的冷負荷很小。除濕過程最大潛熱負荷為15
　　2. 1 kW ，而新風冷卻所需的最大冷負荷為4
　　2. 79 kW.蒸發(fā)器負荷包括室內空調負荷和新風冷卻負荷兩部分。
　　顯示了釋能過程流過各控制（control)閥和再循環(huán)泵的溶液質量流量隨時間的變化。昆山空壓機保養(yǎng)主要噪聲源是進、排氣口，應選用適宜的進排氣消聲器。空壓機進氣噪聲的頻譜呈低頻特性，進氣消聲器應選用抗性結構或以個、抗性為主的阻抗復合式結構?？諌簷C的排氣氣壓大，氣流速度高，應在空壓機排氣口使用小孔消聲器通過控制閥V1
　　釋能過程流過各控制閥和再循環(huán)泵的質量流量隨時間的變化和V2的溶液質量流量隨時間的變化關系相同，也與空調逐時總負荷變化規(guī)律相似，兩者的流量差是溶液吸收的總水流量。在釋能開始階段，因溶液儲罐內溶液中LiCl質量分數(shù)高而空調總負荷低，通過V2控制閥的溶液質量流量較小。隨著釋能過程的進行，溶液儲罐內溶液中LiCl質量分數(shù)逐漸降低而空調總負荷逐漸增加，通過V2控制閥的溶液質量流量迅速增大，其原因在于當空調負荷逐漸增大時，需要更多的濃溶液來吸收來自蒸發(fā)器的水蒸氣。到16 ：00時空調總負荷開始降低，盡管這時溶液儲罐內溶液中LiCl質量分數(shù)已經(jīng)降低，但通過V2控制閥的溶液質量流量也開始減小。因此通過數(shù)值模擬可以知道，空調負荷對流過各控制閥的溶液流量影響更大。在模擬計算中，吸收器出口溶液質量流量受除濕器中氣液比限制，流量變化不大（19 ：00以后新風流量降低，進入除濕器的溶液流量也隨之減?。?/span>
　　而吸收器入口溶液質量流量等于吸收器出口質量流量減去進入蒸發(fā)器的水流量。與溶液質量流量相比，水流量要小得多。故吸收器入口溶液質量流量變化規(guī)律與出口質量流量相似，并等于通過V2和V3的溶液質量流量。因此，通過控制閥(Control valve)V3的回流溶液的質量流量變化正好與通過控制閥V2的溶液質量流量相反。
　　5系統(tǒng)COP及有效蓄能密度開式蓄能除濕空調系統(tǒng)的循環(huán)CO P為CO P =∑Q e +∑（ E a - Q a）∑W c = 2。55蓄能密度是評價蓄能系統(tǒng)的另一項重要指標，可以作為衡量蓄能系統(tǒng)體積利用率的一個尺度。
　　定義有效體積蓄能密度為系統(tǒng)輸出能量與儲罐總容積之比，即SD = 0185（Q e + E a - Q a） | ss V ss | max + V ws | max = 0185（Q e + E a - Q a） | ss m ssρss max + m wsρws max = 1
　　30. 4 kWh/ m 3 = 46
　　9. 6 MJ/ m 3式中系數(shù)0. 85是考慮到液體受溫度和壓力影響而膨脹儲罐需要留有一定的空間(space)；V ss | max和V ws | max分別為計算得到的在最大儲液量時儲罐的容積；（Q e + E a - Q a） | ss為系統(tǒng)儲存的能量轉換輸出的冷能和除濕潛熱量。
　　6結論采用全蓄能策略運行開式蓄能除濕空調，壓縮機在夜間用電低谷時段運行工作，將夜間富裕的電能轉換成工作溶液的化學勢能并儲存起來；白天用電高峰時段壓縮機不工作，系統(tǒng)依靠存儲在溶液儲罐內的溶液化學勢完成制冷(Refrigeration)及除濕的目的，能夠很好地起到削峰填谷的作用。昆山空壓機保養(yǎng)主要噪聲源是進、排氣口，應選用適宜的進排氣消聲器?？諌簷C進氣噪聲的頻譜呈低頻特性，進氣消聲器應選用抗性結構或以個、抗性為主的阻抗復合式結構?？諌簷C的排氣氣壓大，氣流速度高，應在空壓機排氣口使用小孔消聲器
　　該蓄能除濕空調系統(tǒng)的蓄能原理、運行方式和循環(huán)熱力計算與常規(guī)蓄能空調完全不同，不僅可以緩解高峰用電緊張的矛盾，同時還有如下特性：1）用水作為制冷劑，OD P和GW P均為0 ，對環(huán)境無任何損害；2）壓縮(compression)機吸入壓力與蒸發(fā)壓力無關，可以通過提高發(fā)生壓力來減小蒸汽壓縮機的尺寸；3）儲存的能量既可轉換成冷量供建筑空調使用(use)，還可轉換成除濕潛熱供新風除濕處理(chǔ lǐ)使用；4）系統(tǒng)的蓄能儲罐結構簡單，有效蓄能密度大；5）系統(tǒng)輸出冷水的溫度（temperature)與普通集中空調系統(tǒng)內制冷機組輸出冷水的溫度相同，可以比較容易地將普通空調系統(tǒng)改造成蓄能空調系統(tǒng)，而不需要改動投資較大又較難改造的空調管路和末端系統(tǒng)。
　　本文數(shù)值模擬計算結果(result)的分析對了解開式蓄能除濕空調系統(tǒng)工作特性有很大的幫助，這些計算結果也是蓄能系統(tǒng)設計、設備選型或設計、運行控制、技術經(jīng)濟評價等的基礎數(shù)據(jù)。作為一種新的能量轉換及儲存技術，其所具有的工作特點與其他蓄能技術完全不同。該技術不僅可對電力負荷起到削峰填谷作用，而且具有較高的能量轉換效率和較大的溶劑有效蓄能密度，有著良好的開發(fā)和應用前景。