基于除湿换热器的热泵新风除湿系统实验研究
随着新型建筑更加注重围护结构的节能，广泛采用如遮阳棚、保温材料等措施来减少建筑漏热，室内显热负荷得到有效降低，制冷负荷的热湿比减小。在高温高湿地区，降低空调系统的显热比，增强空调的除湿能力，对空调系统的节能降耗尤为重要。
为了增强空调的除湿能力，同时不以牺牲空调系统的能效为代价，近年来一种将除湿换热器和蒸气压缩式制冷循环相结合的新型空调器得到越来越多的关注。按照除湿换热器的结构形式，可分为采用硅胶等固体吸附材料的固体复合系统和采用LiCl等溶液的液体复合系统。其中，在液体复合系统中，溶液除湿带来的腐蚀问题一直是限制这种系统广泛应用的瓶颈。
本文提出了由热泵冷凝废热驱动、以水作为系统间换热介质的热泵除湿新风系统。热泵新风除湿系统将内冷式除湿换热器（）与传统的热泵系统相结合，水作为除湿系统和热泵系统间的传热介质。利用热泵冷凝热与再生热水换热，流经除湿换热器通道，对除湿材料进行再生；利用热泵产生的冷却水对除湿材料进行内冷却，达到等温除湿的目的；通过两个内冷式除湿换热器的并列结构以及四通水阀和风阀的切换实现连续除湿。为了验证系统的节能性和除湿性能，对热泵新风除湿系统进行了夏季工况下的实验研究。
1.1 系统组成
图1所示为除湿换热器热泵新风除湿系统的结构。根据水路循环和风路流程，系统可划分为再生热水循环、冷却水循环、处理空气流程和再生空气流程。系统主要由4个子系统组成：除湿子系统、热泵子系统、水循环子系统和控制子系统。图2所示为热泵新风除湿系统实物，图3所示为新风系统的风道立体设计。
1.1.1 除湿子系统
除湿子系统是热泵新风除湿系统的主要部件，主要由除湿换热器、通风管道、轴流风机和测试用传感器组成。
除湿换热器是除湿子系统的核心部件，通过换热器翅片表面涂覆的吸附材料对其表面流经空气除湿，由两个相同规格结构的除湿换热器并联而成（分别为图1的DCHE-A和DCHE-B）。轴流风机和通风管道构成新风通道，主要用来引导室外空气流经除湿换热器、进行空气的除湿过程和除湿换热器的再生过程。测试用传感器（T5、T11、T12、T13等）主要测量进出口风的温湿度变化情况及变频风机当下的送风量。除湿/再生通风管道的主要结构为：除湿换热器设置于通风管路中间，在空气管路入口处设置一个变频轴流风机用来驱动空气的流动。
除湿换热器有除湿和再生两种工作模式。除湿模式，翅片表面干燥剂对流经表面的新风进行除湿，换热器管道内通以冷却水带走吸附过程中的吸附热，实现新风除湿；再生模式，换热器管道内通以再生热水加热解析吸附饱和的干燥剂，流经表面的室外空气带走解析过程中的水分，实现干燥剂再生和室外空气加热加湿。
系统采用两个除湿换热器并联的模式[20-22]，通过切换水路和风道来实现连续除湿过程。使用四通水阀（WV1和WV2）代替三通阀来控制冷热水的流向切换，简化了管路设计。除湿换热器结构尺寸如表1所示。
1.1.2 热泵子系统
热泵子系统是热泵新风系统的驱动部件，主要提供除湿子系统所需的冷却水和再生热水。由压缩机、套管式蒸发器、套管式冷凝器、膨胀阀及其他附属部件构成。
蒸发器和冷凝器均采用套管式换热器。在蒸发器/冷凝器中，套管式换热器内循环水与制冷剂管道内的蒸发段/冷凝段进行换热，得到冷却水/再生热水。测试用传感器（T1、T2、T3和T4等）测量制冷剂循环管道内各处温度和压力的变化。
热泵子系统供热稳定，产生的冷热水温差可达30 ℃左右，满足干燥剂的除湿过程和再生过程。
1.1.3 水循环子系统
水循环子系统是热泵新风系统的传热部件。主要由无规共聚聚丙烯（Pdypropylene-Random，PPR）水管道、2台变频水泵、2个四通换向阀及其他测试用传感器组成。
1.1.4 控制子系统
控制子系统是热泵新风除湿系统的控制部件。主要有PLC、变频器和各电子元器件组成。
PLC为控制子系统的核心元件，连接其他变频设备。在连续除湿的情况下，根据不同的环境参数，适当改变切换时间、水质量流量、压缩机功率和风机功率等，保证热泵子系统和除湿子系统的最佳性能匹配。
1.2 系统运行原理及控制策略
系统基本的运行模式与原有的太阳能驱动除湿系统一致，持续新风通过除湿换热器表面。除湿换热器DCHE-A/DCHE-B内管道分别流经来自热泵子系统中供给的冷却水/再生热水，实现除湿/再生模式。在规定周期时间内或吸附材料饱和时，切换四通水阀改变水流向，使冷却水/再生热水流经DCHE-B/DCHE-A，实现再生/除湿模式。周期运行，达到连续除湿目的。
水路循环切换控制采用2个四通换向水阀代替原有的8个电磁阀，控制模块中CPU的数字量输出控制；CPU及扩展模块模拟量输出连接至变频器的电位器，实现压缩机/风机1/风机2/水泵1/水泵2的比例-积分-微分控制器(Proportion-Integral- Derivative，PID）变频控制。
压缩机、风机和水泵等的变频控制需要考虑除湿换热器的进出口风温湿度和进出口水温。
热泵新风系统控制策略不仅可以按照原有运行周期切换控制，还可以根据进出口风温湿度等变量进行PID自动控制。
1.3 数据测量与采集
热泵新风系统实中，测量的变量参数有3部分。
1）空气侧：环境空气（AA）的干球温度To和相对湿度o；除湿空气（SA）的风速va1、干球温度T1和相对湿度1；再生空气（EA）的风速va2、干球温度T2和相对湿度2；
2）水侧：冷却水的水质量流量Qw1、换热器（DCHE-A）进口水温Ti1、出口水温To1；再生热水的水质量流量Qw2、换热器（DCHE-B）进口水温Ti2、出口水温To2；
3）制冷剂循环管路侧：压缩机供电电流A1（A）；压缩机进口制冷剂温度T4、压力p4、出口温度T1、压力p1；膨胀阀进口制冷剂温度T2、压力p2、出口温度T3、压力p3。
热泵新风除湿系统中，性能评价指标分为系统的除湿性能评价和能效性能评价。
2.1 除湿性能评价
除湿性能评价指标包括瞬时除湿量Dt和平均除湿量Dav。瞬时除湿量为任意时刻再生空气的含湿量变化状况；平均除湿量为整个除湿过程中的有效加湿效果。
2.2 能效性能评价
热泵新风除湿系统的主要能效评价指标是热力性能系数COPd，即有效除湿过程中的全热制冷量与热泵系统中压缩机耗电量的比值。在除湿换热器的再生过程中，主要由热泵系统中的冷凝热驱动。此时忽略水泵、风机等消耗的电能。
ma为空气质量流量，kg/s；hi和ho分别为除湿换热器进出口空气的焓值，J/kg；I为传感器测得压缩机供电电流，A；U为压缩机供电电压，V。
系统初设定运行周期为12 min，每6 min切换1次，数据采集间隔时间为1 s。
3.1 典型工况的除湿性能分析
对热泵除湿系统的运行参数进行优化确定。在除湿子系统中，其冷却水/再生热水的质量流量分别根据热泵子系统的蒸发器/冷凝器换热量进行匹配，为0.12kg/s和0.15 kg/s。
确定优化参数后，以一组典型工况的实验为例做具体分析。室外环境空气参数：平均干球温度Tav,o=29.7 ℃，平均含湿量dav,o=14.9 g/(kg干空气)，平均风量QF=430 m3/h。系统循环参数：冷却水平均温度Tw,c=23.3 ℃；再生热水平均温度Tw,h=49.9 ℃；平均水流量Qw,c为450 L/h和580 L/h；系统循环时间T=720 s。
图4所示为典型工况下，出风口干球温度与含湿量随时间的变化。第一个循环周期内（0~360 s），DCHE-A处于除湿模式时，DCHE-B处于再生模式，空气流经DCHE-A表面后吸附除湿，送入室内。第二个循环周期内（360~720 s），切换水路和风道，使吸附饱和的DCHE-A处于再生模式，再生后的DCHE-B处于除湿模式，室外空气流经DCHE-B，进行除湿，从而实现连续除湿。
第二个循环周期内（360~720 s），DCHE-A切换为再生模式。再生热水通过DCHE-A铜管内，加热涂覆于除湿换热器翅片表面的固体干燥剂，使吸附的水分释放，进行解析再生。出现瞬时的最高再生量为12.03 g/(kg干空气)。固体干燥剂释放水分吸收大量的热量，使再生热水的温度下降，干燥剂释放的水分减少，逐渐趋于稳定。整个再生周期内，平均再生量达到4.95 g/(kg干空气)，与除湿过程中的平均除湿量相近，整个除湿与再生过程符合质量守恒定律。
再生热水加热空气后，出口温度升至45.5 ℃，这部分高温高湿的空气，在干燥季节或冬季，可用于室内加湿工况。由于手工喷涂上胶等原因，与DCHE-A相比，DCHE-B的除湿性能略差，但不影响系统整体运行效率。
3.2 系统能效分析
3.2.1 送风量对系统性能的影响
图6所示为换热器COP和平均除湿量随送风量的变化。
表4所示为不同送风量下平均除湿量及回风比。结果显示，系统的平均除湿量随送风量的增加而减小。当风量为291 m3/h时，平均除湿量为5.76 g/(kg干空气)；当风量为1,040 m3/h时，平均除湿量为3.4 g/(kg干空气)。由于送风量增加，空气流经除湿换热器翅片流速变快，与固体干燥剂的接触时间变短，除湿过程不充分。
系统COPd随着送风量成正比。当送风量为291 m3/h时，系统COPd=2.06；当风量为1,040 m3/h时，系统COPd=4.99。由于送风量的增加，单位时间内处理空气能力增强，总除湿量增加，所以系统的全热制冷量随之增加。
为保证系统平均含湿量Dav≥8 g/(kg干空气)，热泵新风除湿系统需设置一次回风，满足除湿要求。在不同风量下，系统为保证出口空气的含湿量，设置回风比见表4。
3.2.2 再生热水对系统性能的影响
再生热水的温度对除湿换热器干燥剂的再生性能有直接影响，并间接影响除湿换热器的除湿性能。图7所示为再生热水温度对系统性能的影响。实验条件：空气干球温度为31.5 ℃，含湿量为18.5 g/(kg干空气)，系统循环时间为720 s，风速为1.5 m/s，热泵循环的蒸发温度为15 ℃，冷凝温度比热水温度约高5 ℃。选取6组实验结果对系统性能进行分析。
当系统再生热水温度从35 ℃增至65 ℃时，平均除湿量从2.5 g/(kg干空气)增至6.13 g/(kg干空气)。原因是在除湿换热器的再生阶段，再生温度越高，干燥剂材料再生越完全，干燥剂在除湿阶段的吸附能力越强。
再生热水温度提高，热泵除湿系统COPd和原热泵系统COP均下降。由于热水温度提升，热泵循环中的冷凝温度提升，热泵循环温度差增加，热泵除湿系统COPd和原热泵系统COP均下降。
在6组不同工况下，热泵新风除湿系统COPd均高于原热泵系统COP，且这种提高程度呈先增大后减小趋势。当再生热水温度为30~50 ℃时，除湿系统COPd从5%升至45%；当热水温度为50~65 ℃时，系统COPd从45%降至10%。
由于再生温度的升高，吸附材料的除湿性能提升，除湿系统COPd增加；再生热水温度升高，系统的热损增大，当再生阶段消耗的热量和除湿阶段获得的制冷量不成正比时，除湿系统COPd减小。
综上所述，提高再生热水温度，冷凝温度升高，系统COPd下降；再生温度的提升，增加了系统的全热制冷量，COPd比原热泵系统COP的提升程度呈先增加后减小趋势；在一定情况下（如图7中再生热水50 ℃）可以提高COPd，而过高的再生温度导致COPd先增加后减小，对系统造成能量损失，增加了配套热源的要求和成本；对于系统再生温度的选定，需要权衡除湿量和COPd之间的综合关系。
3.2.3 新风除湿系统的能效
通过不同送风量和不同再生温度的变工况下，除湿换热器的热泵系统与普通换热器的热泵系统进行比较。当压缩机功率为1 kW，在测试工况（蒸发温度10 ℃、冷凝温度55 ℃、风量1,040 m3/h）下，热泵新风除湿系统性能系数COPd为3.23。本系统使用普通换热器情况下，满足设计要求。
比较热泵新风除湿系统与原热泵系统，热泵新风除湿系统COPd为4.99（在压缩机测试工况时）。在变风量情况下，新风除湿系统COPd均高于原热泵系统COP。
由于除湿换热器再生过程中，利用热泵循环的冷凝热进行解析再生，形成吸附剂内水的自由焓与空气中水蒸气的自由焓差。切换至除湿模式时，由冷凝热生成的这部分自由焓差，增大了系统除湿能力，增加了系统潜热制冷量，提高了系统性能系数。
本文研究了基于除湿换热器的热泵除湿新风系统，采用除湿过程中产生的冷凝废热对除湿换热器内干燥剂进行再生，提高了系统能效，得到如下结论：
1）在典型夏季工况（干球温度为28.7 ℃，平均含湿量为14.9 g/(kg干空气)下运行测试。设置运行周期12 min，风量为430 m3/h，系统平均除湿量为5.33 g/(kg干空气)；
2）在压缩机的规定测试条件下，送风量与系统平均除湿量呈反比，与系统性能系数呈正比。为保证系统平均含湿量Dav≥8 g/(kg干空气)，热泵新风除湿系统需设置一次回风，满足除湿要求；
3）与传统热泵系统相比，热泵新风除湿系统COPd提高了20%~50%。COPd提高程度随着再生温度的上升和循环温度差的增加，呈先增大后减小的趋势。当再生热水温度为50 ℃时，COPd提高最大值为45%。