除湿空调设备

关键词： 采出程度 吞吐 稠油 开发

除湿空调设备（精选八篇）

除湿空调设备 篇1

杜66块是典型的薄互层稠油油藏,1986年开始吞吐开发,可采储量采出程度达到80%以上,已进入吞吐后期;随着吞吐轮次增加,稠油开采效果逐年变差,开发上呈现“两高三低”的开发特点,继续吞吐开发增产潜力十分有限。为寻求有效的稳产接替方式,2005年开展了火驱先导试验,伴随着火驱开发的推进,火驱尾气集输呈现了“四增”的局面即生产井数、尾气量、湿度、H2S含量明显增加,目前日处理尾气量55万方。根据现场露点监测记录,1-56#站个别单井露点高的达到3.5°左右,这个湿度及露点无法满足冬季生产需要,为解决尾气露点及湿度偏高的问题,保证冬季正常生产及尾气集输正常,急需研究新型高效尾气除湿设备,对原有的杜66火驱双塔串联干法集中脱硫工艺进行优化完善。

试验初期的集中脱硫工艺主要采用常规的分液包在井口及脱硫点进行分离除液,常规分液包主要靠依靠离心力和重力的作用进行一次气液分离,分离后液体通过排污管线就进外排,为了提高尾气除湿效率,开始研发与制作了旋流分离器。

2 主要研究内容及工作原理

含油、水和天然气的气液两相混合物,从介质入口沿切线方向进入容器内预分离区(旋流区),气液两相混合物依靠旋流转动产生的离心力以及气液自身重力作用,相互碰撞,油水颗粒较大的,在内壁和上下层分离伞表面上不断附着,凝结成液滴,直接滴入到排放区;颗粒较小的由于重力作用,下降到沉降区;稍轻的气体和颗粒更小的一部分到了漩涡的中央,形成一个倒圆锥的涡流面,从分离伞与管壁之间的间隙,上升至初分离区。

沉降区内颗粒较小的部分,在离心和重力的作用下,继续相互碰撞,结成颗粒更大的颗粒,在内壁和上层分离伞表面上不断附着,凝结成液滴,滴入到排放区。颗粒更小的一部分和天然气上升至初分离区,颗粒更小的部分在多层分离伞的阻挡下,依靠离心和重力的作用,继续不断附着在内壁和上下层分离伞表面上,凝结成液滴,滴入到排放区;只有更小的颗粒和天然气能继续上升至细分离区。

更小的油水颗粒和天然气到达细分离区,当通过波形板时,更小的油水颗粒在分子间作用力和表面张力的共同作用下,不断附着在波形板表面上,最终形成液滴,沿导流管流入排放区。洁净的天然气沿天然气出口排出,进入到生产系统中。沉降区内的原油和水,由于密度不同,在重力作用下,水下沉至排污区,原油上浮在沉降区。

通过上述工作过程,达到油、气、水的分离效果。

3 现场应用及效果分析

井口及干线旋流分离器在1-56#站单井及站内分别试验应用2台,通过在同等条件对比每天分离水量情况如下。

单井试验实施效果:曙1-044-046井安装旋流式井口气液分离器替换气包后,在尾气排量保持相对稳定情况下,日分离水量由11.5↑17.8Kg,出口尾气湿度由6.05↓3.82g/Nm3,除湿效率提高35%。

在1-56#站试验2台旋流分离器,日分离水量由760Kg↑1750Kg,分离器出口湿度由3.94↓1.96g/Nm3,除湿效率提高43%,分离器出口露点由-4.8℃降低到-9.5℃,脱硫塔入口尾气露点在由-3.5°降低到-14。

4 结语

通过新型高效除湿设备研究与应用,尾气除湿效率提高43%,方便了生产管理,消减了安全、环保隐患,降低了管理难度、员工劳动强度,延长了脱硫药剂换药周期降低了生产运行成本,为火驱开发工业化推广实现安全环保生产提供了技术保障。下步准备在曙光油田杜66块火驱集中脱硫塔处推广应用该设备,对比传统单井脱硫工艺,预计每年节约脱硫药剂费用1558.2万元。

参考文献

[1]张方礼.火烧油层技术综述[J].特种油气藏,2011.18(6):1-4.

除湿空调设备 篇2

太阳能溶液除湿蒸发冷却空调技术是一种新型的、太阳能驱动的制冷技术方法，其基本原理是利用溶液除湿剂将湿空气进行除湿干燥，然后进入蒸发冷却器将空气等焓加湿，实现将空气与制冷工质-水的显热转化为湿空气潜热，达到降温要求。利用此基本原理可以构建不同用途模式的循环系统实现舒适度好的辐射供冷系统、空气品质高的热湿独立处理系统、蒸发冷冻技术等。该空调系统具有节能和环保的双重优势，节能性体现在两个方面：其一，利用太阳能驱动制冷系统，节省大量的高峰用电期空调耗电；其二，由于溶液除湿蒸发冷却技术可发展一种除湿潜能蓄能技术，该技术具有蓄能密度大（为冰蓄冷蓄能密度的3倍多）、常温保存等优点，利用该蓄能技术一方面可以弥补太阳能的不连续性和不稳定性能源特性，为解决利用太阳能的瓶颈问题提供一有力途径，使系统方案更具可行性，另外，可以利用此蓄能技术实现电网的峰谷负荷转移，保障电网负荷的稳定性。环保性体现在溶液除湿蒸发冷却空调技术没有使用传统的 CFCs制冷工质，不会造成现有制冷工质引起的臭氧层破坏和温室效应问题。另外，该空调技术实现无露点控制，可以使得空调过程在干工况下进行，避免了湿工况滋生细菌的恶劣环境，同时还没有露点控制过程中再热量引起的冷热抵消问题。具有自主知识产权。

除湿空调设备 篇3

1 系统组成和工作原理

新风机组工作原理如图1所示。在溶液循环子系统中,上层溶液和湿热的回风接触进行热质交换,浓度较稀,温度较高;下层溶液和干冷的新风接触进行热质交换,浓度较大,温度较低。下层溶液通过泵5输送到上层溶液槽中,与除湿后稀溶液混合后,进入板式换热器降温,通过泵4、泵3喷淋至填料D,C,吸收回风热湿量。上层溶液槽有一个溢流口,流量由泵5控制。上层溶液溢流回下层溶液槽,混合后通过泵1、泵2进入板式换热器,通过板换被加热后,在填料A,B中向新风传递能量和水蒸气。这样以溶液为媒介,使得能量和水蒸气从湿热的回风侧转移到干冷的新风侧,完成对回风的全热回收。

热泵子系统工作时,将四通阀70切换至冬季工况,电子膨胀阀4全开,电子膨胀阀5正常工作。制冷剂流程如图2所示,低温低压制冷剂蒸气①进入压缩机1后,被压缩成高温高压制冷剂过热蒸气②,经过四通阀70的通道74后进入新风换热器3,在其中通过间接热交换放出热量,将新风加热至送风状态点0后,制冷剂变成高温高压液体③,再经过电子膨胀阀4,单向阀80的通道83进入室外第一换热器2,在其中与室外空气和室内回风的混合物进行间接热交换,放出热量后被过冷,过冷后的制冷剂液体④被电子膨胀阀5节流,制冷剂变成低温低压气液两相混合物⑤,进入室外第二换热器6,在其中通过间接热交换吸收室外回风的热量,变成低温低压制冷剂蒸气①,再经过单向阀80的通道81、四通阀70的通道72进入压缩机1被压缩。

2 计算模型及性能指标

新风机组中溶液与空气的接触方式为叉流式,故本文在除湿器和加热加湿器传热传质过程计算中,采用文献[3]中提出的计算模型。通过对传热传质控制方程及边界条件进行有限差分离散化后,利用MATLAB语言进行编程模拟计算和分析。本文在计算和分析新风机组性能系数COP,TCOP和COPh值时,与文献[2]取相同的性能指标。

3 性能分析

室外典型工况采用西安地区冬季空调室外计算参数,温度为-8 ℃,含湿量为1.3 g/kg;送风温度为26 ℃,含湿量为5 g/kg;室内回风温度为20 ℃,含湿量为5.8 g/kg。空气源热泵循环过程中,冷凝温度为30 ℃。机组新风量为1 680 m3/h,排风量为新风量的80%,内、外循环溶液流量均为进入两级除湿器溶液流量之和的8%,板式换热器效率为80%。在上述参数条件下,对本文提出的新风机组的性能进行理论计算和分析,结果见图3,图4。

图3,图4为加热加湿器入口空气干球温度为-8 ℃,含湿量由0.8 g/kg升高至1.8 g/kg时,性能系数COP,TCOP和COPh的值。由图可知,三个性能系数值均随空气含湿量增加而减小,减小幅度分别为26%,24%和10%。

图5,图6为除湿器入口空气含湿量为1.3 g/kg,空气干球温度由-12 ℃升至-4 ℃时,系统的性能系数COP,TCOP和COPh的值。 由图可知,三个性能系数均随加热加湿器进口空气温度升高而增大,增幅度分别为43%,46%和8%

由以上分析可知,新风机组性能系数受室外新风温度变化的影响较大,而T受湿度变化的影响较小。这主要因为冬季室外新风干燥,空气中含湿量变化较小,故对新风机组性能的影响亦较小。另一方面,本文所提新风机组运行性能较高,这是因为在排风道中布置了蒸发器和过冷器,通过蒸发器进一步回收室内排风热量,通过引入室外寒冷新风使得流经过冷器的制冷剂获得较大的过冷度,降低了制冷循环节流损失,从而优化了系统性能。

4结语

1)本文所提出的利用溶液进行全热回收的新风机组和空气源热泵的组合系统,能多级回收利用室内排风热量,降低新风处理能耗,所采用的空气源热泵装置在冬季循环过程中,可实现制冷剂过冷,从而优化系统性能;2)以西安地区冬季空调室外计算参数为依据,通过模拟计算和分析可得,新风机组性能系数COP,TCOP和COPh分别为0.5,0.65和5.1;3)关于夏季工况新风机组性能的分析还有待进一步研究和探讨。

摘要：提出了一种由溶液除湿新风机组和空气源热泵装置组合的新系统,利用MATLAB语言对该系统进行数值模拟计算和分析,结果表明:在西安地区冬季空调室外计算参数下,新风机组性能系数COP,TCOP和COPh分别为0.5,0.65和5.1。

关键词：全热回收,溶液除湿,空气源热泵,新风机组

参考文献

[1]江亿.温湿度独立控制空调系统[M].北京:中国建筑工业出版社,2006.

[2]刘雄,程丽娜,王春苗.热回收式溶液除湿蒸发冷却空调制冷系统理论研究[J].流体机械,2008,36(12):70-74.

[3]刘晓华,江亿,曲凯阳,等.叉流除湿器中溶液与空气热质交换模型[J].暖通空调,2005,35(1):115-119.

变电站箱柜设备除湿器的研究与开发 篇4

关键词：变电站,箱柜,除湿

0引语

端子箱、机构箱、成套开关柜、配电柜中设备间距小, 如果湿度过高就会引起绝缘下降甚至电气闪络, 导致交、直流接地的情况时有发生, 对设备的安全运行造成不利的影响。因此需要采取一定的措施提高上述箱柜设备的防潮性能, 保障其内部干燥程度。湿度不当将产生锈蚀与霉菌, 锈蚀与霉菌为影响电子元器件使用功能、使用寿命的两大因素。空气相对湿度>60%, 金属制品、元器件容易锈蚀;空气湿度高于65%或低于38%时, 病菌繁殖滋生最快;当相对湿度在45%-55%时, 病菌的死亡率较高。

1 箱柜设备传统除湿措施

1.1 加装密封条

箱柜设备最原始的防潮措施是在箱、柜门加装塑料密封条, 防止雨水进入箱体内部, 有一定的效果。根据多年的运行经验, 密封条容易腐蚀、剥落, 基本上每2-3年就需要更换一次, 而且在外部湿度较大的情况下, 无法有效降低箱体内部的湿度, 柜内设备霉变、锈蚀的情况较严重, 不能保证设备的安全运行。

1.2 加装加热器

目前在电力系统中普遍运用的为湿度探头配套加热器, 在湿度过高时启动加热器, 将湿空气加热, 使加热后的湿热空气上升。湿热空气上升后碰到箱体顶部冷却后会产生凝露, 反而使绝缘水平降低, 不利于设备的安全运行, 水分依旧残留在箱柜内部, 不能有效降低箱柜设备内部湿度。在南方, 夏天温度高, 湿度大, 加上箱柜内运行元件产生的热量, 各种电缆表皮老化严重, 容易引起设备故障。

2 箱柜设备除湿新措施的探索

根据现场调研的结果, 如果端子箱漏水, 加热器工作后将底部的积水转变成水蒸气, 由于没有良好的排放通道, 很难排除内部的水分, 且造成箱柜内顶部湿度过大, 因此需要解决下述两个问题才能真正保证箱柜设备防潮除湿的效果。

2.1 防止局部湿度过大

使用普通加热器, 渗入箱内的水被气化, 湿热水汽上升至顶部, 造成箱柜内顶部湿度过大, 且易形成凝露, 其危险性不言而喻。因此必须促进箱柜内小环境的气体循环流通, 保证各处湿度均匀。

2.2 防止箱柜内部温度过高

箱柜温度过高, 一是严重影响电子元器件散热, 使用寿命明显下降, 二是线缆表皮老化严重, 容易引起设备故障或者设备部分功能丧失。因此, 箱柜设备内部除湿时不宜提升其环境温度。

基于以上两点, 项目组利用电子致冷器体积小、可靠性高、工作散热少的工作特点研制出箱柜抽湿循环干燥器, 根据湿度要求进行控制, 将箱柜内的潮湿空气抽入到箱柜抽湿器的凝露室, 进行气、水分离, 同时促进箱柜内部空气流动, 达到箱、柜内部空气干燥的效果, 适用于电力高压柜、室内、外开关及闸刀的控制箱、动力箱等设设备除湿。箱柜内潮湿空气气、水分离有两种工作方法:

潮湿空气凝结成水珠:环境温度在30℃及以上时, 把潮湿空气引入“箱柜抽湿器”的凝露室, 使潮湿空中的水分在凝露室逐步凝结成水珠, 之后排出箱柜。潮湿空气经凝露室不断的循环进行气、水分离, 提高了干燥程度。

潮湿空气低温积霜:环境温度在30℃以下时, 把潮湿空气引入“箱柜抽湿器”的凝露室, 逐步凝华为冰晶, 这就是积霜过程。每积霜120分钟后, 自动进入10分钟的除霜阶段, 化为液态水排出。

3 箱柜除湿干燥器的工作原理

3.1 控制原理图

根据设定的湿度工作启动、停止值自动对箱柜抽湿循环干燥器进行控制, 将箱柜内的潮湿空气抽入到箱柜抽湿器的凝露室, 进行气、水分离, 同时促进箱柜内部空气流动, 达到箱、柜内部空气干燥的效果。

当箱柜抽湿循环干燥器中湿、温度传感器测量箱柜内湿度达到启动值 (默认值为55%) 时, 启动风扇并开放致冷器工作电源。同时风扇将箱柜内湿空气从两个进风窗口 (1号湿空气主进风口及2号湿空气进风口) 抽入电子致冷器件的吸热片, 对吸热片进行强制散热, 提高致冷器工作效果及使用寿命, 利用散热对端子箱中的湿空气进行微量加热, 增加湿空气进入凝露室前温差。

凝露室将湿空气中的水汽凝露, 通过排水孔排出, 干燥空气从抽湿后风道流出, 一方面可以带动凝露积水加速往下流, 提高凝露效果, 另一方面分离后的气 (风) 温度较低, 通过下部风道由风扇抽入电子致冷器件的吸热片, 可提高对致冷器的散热效果。湿度低于40%时自动停止抽湿。

4 除湿效果及结论

为检验箱柜抽湿循环干燥器的效果, 项目组采用两台同型号端子箱在同一工作环境下进行对比, 在二只相同的大号户外端子箱 (XJ-1) 内加装不停的除湿装置:一号户外端子箱内加装湿度控制器+50W电加热器;二号户外端子箱内加装50 W抽湿干燥器情况。

从表中数据对比可见, 抽湿干燥器除湿效果明显优于传统加热器。根据试运行结果, 箱柜抽湿循环干燥器安装使用简便, 全自动控制, 功能可靠、除湿效果好, 运行工作时无噪声、无振动、无致冷剂污染, 实用环保。工作时箱柜内无明显温升, 实现了恒温除湿的目标。

参考文献

除湿空调设备 篇5

在常规的地源热泵空调系统设计中,通常利用地源热泵机组制备出7℃的冷冻水,用于去除建筑物内部所有潜热负荷和显热负荷。通过这种耦合方式来控制室内的温度和湿度,室内空气中的水分通过冷凝方式去除,空气的含湿量虽然满足要求,但送入的新风温度太低,在某些情况下还需要对新风再热送入室内,造成了成本的增加和能源的浪费。

夏天室内的设计温度一般设定为26℃,相对湿度控制在60% 左右,此时的露点温度为16. 6℃。如果地源热泵空调系统仅为了排除室内的余热,则冷冻水的温度达到15 ~ 18℃即可。所以,若只是为了降温,热泵机组的蒸发温度可以高的多。在空调系统中,显热负荷约占总负荷的50% ~ 70% ,而潜热负荷约占总负荷的30% ~ 50% 。传统的地源热泵空调系统,本可以制取高温冷冻水来排走室内的显热负荷,但为了去除室内湿负荷,却不惜增加电功率的输入来制取5 ~ 7℃的低温水,造成能量利用品位上的浪费[1,2]。

以济南某办公楼为例,通过建筑负荷的模拟,得出该建筑的潜热负荷和显热负荷在1年中的变化趋势以及各自所占比例,利用地源热泵机组制取高温冷冻水去除室内显热负荷,溶液除湿的方式去除潜热负荷,分析对比了这种分开处理室内潜热负荷与显热负荷的方式与常规的地源热泵空调系统的能源利用效率[3,4]。

1 建筑概况及负荷模拟

1. 1 建筑概况

该建筑为济南某节能示范办公楼,总建筑面积约为5400m2,实际的空调面积约为4500m2。夏季的空调时间为6月16日 ~ 9月15日,冬季空调时间为11月16日 ~ 次年3月15日,采用济南气象参数[5]。

1. 2 负荷模拟

通过TRNSYS软件对该建筑进行全年的负荷动态模拟,模拟界面如图1所示。

通过模拟得到的全年动态负荷如图2、图3、图4所示。其中图2为全年动态全热负荷,夏季最大冷负荷为1296226. 72k J/h,即360. 06k W,冬季最大热负荷为867276. 15k J/h,即240. 91k W。图3为全年动态显 热负荷,夏季最大 显热冷负 荷为798163. 19k J / h,即221. 71k W,冬季最大热负荷为748486. 88k J / h,即207. 91k W。图3表示的是全年动态潜热负荷,从图3中可以看出,建筑物室内潜热负荷在夏季比较大,即夏季室内湿度较大,其中最大潜热负荷为676931. 15k J/h,即188. 04k W,冬季最大潜热负荷为125753. 28k J/h,即34. 93k W。通过模拟数据可以看出,夏季最大潜热负荷占到最大冷负荷的50% 以上,而冬季的潜热负荷较小,可以忽略不计。所以,如果夏季采用溶液除湿的方式去除建筑物室内的潜热负荷,地源热泵空调系统采用高温冷冻水去除建筑物室内显热负荷,节能潜力是巨大的。

2 基于溶液除湿的地源热泵空调系统设计

2. 1 设计思路

通过对建筑室内热湿环境的分析,计算出室内的显热负荷和潜热负荷,根据夏季最大显热冷负荷选择地源热泵机组、水泵等主要设备,其中地源热泵机组的蒸发温度设计为15℃,冷凝温度设计为40℃。根据室内潜热负荷选择合适的液体除湿装置,并对除湿剂进行选择,其中除湿溶液的再生热源为太阳能,同时太阳能还可以制取生活热水。

2. 2 系统原理图

以太阳能为除湿溶液的再生热源,除湿溶液去除室内潜热负荷,地源热泵空调系统制取高温冷冻水去除室内显热负荷,系统原理图如图5所示。

3 能效分析

通过负荷模拟分析,可以看出该节能办公楼夏季的潜热负荷较大,为了降低室内温度和提高室内舒适度,常规的地源热泵空调系统需要制取7℃的冷冻水去除室内显热和潜热。假设该办公楼室内设计温度为26℃,室外的环境温度为36℃,如果所有的热量都由空气带走,则排除室内余热的理想循环效率为[8]:

式中: TA—室内设计温度,℃;

TO—室外环境温度,℃。

代入数据,得: η'排除热= 29. 9。

在常规地源热泵空调系统中,如果热泵机组工作的蒸发温度为3℃,冷凝温度为40℃,则热泵机组的理想效率为[8]:

式中: T蒸发—机组的蒸发温度,℃;

T冷凝—机组的冷凝温度,℃。

代入数据,得: η卡诺机= 7. 4。

为了比较系统的实际性能与理想效率的差距,定义实际效率与卡诺循环效率的比值为有效度,用γ表示[8]:

常规地源热泵空调系统夏季降温除湿各环节温度控制过程如图6所示。

从图6可以看出,在3℃蒸发温度和40℃冷凝温度工作的热泵机组的实际效率COP如果为5. 6,则与在一样温度下工作的卡诺机效率相比,其有效度γ热泵为75. 7%,而γ系统仅为18. 7%。基于溶液除湿的地源热泵空调系统温度控制过程如图7所示。

从图7可以看出,利用除湿溶液去除室内潜热负荷后,室内送风温度可以提高到22℃,同时来带走室内显热负荷,系统的效率大幅度增加。工作在冷凝温度为40℃,蒸发温度15℃的卡诺机的效率η卡诺机为:

实际热泵机组的效率可达到8. 0,因而整个地源热泵空调系统的有效度为:

常规地源热泵空调系统与基于溶液除湿的地源热泵空调系统的能效比较如表1所示。

4 结语

1) 通过TRNSYS模拟出了济南某节能办公楼的全年动态全热负荷、显热负荷、潜热负荷情况,夏季室内潜热负荷占到总负荷的30% ~50%以上;

2) 建立基于溶液除湿的地源热泵空调系统,利用吸湿溶液去除室内潜热负荷,提高地源热泵的蒸发温度到15℃,利用高温冷冻水去除潜热负荷;

3) 通过能效分析,得出了基于溶液除湿的地源热泵系统的系统有效度比常规地源热泵系统提高43. 3% ,热泵机组的COP提高43% ,因此排除同样的热量,基于溶液除湿的地源热泵空调系统就可以节电43% 左右,大大降低了能源的消耗。

摘要：伴随我国城镇化进程的飞快发展以及居民对生活质量要求的不断提高,建筑能耗在能源总消耗中所占的比例越来越大。因此,降低建筑能耗,提高能源使用效率已经成为我国的当务之急,也是国家可持续发展的战略方针。通过对常规地源热泵空调系统与带有溶液除湿的地源热泵空调系统的能效进行分析比较,得出基于溶液除湿的地源热泵空调系统的节能潜力,从而在工程实践中起到指导性意义。

关键词：建筑能耗,地源热泵,溶液除湿,能效

参考文献

[1]Deetz D W.Stabilized ultrathin liquid membranes for gas separations.ACS Symposium,1987,347,Chap.11.

[2]江亿,李震.除湿法空调及系统[A].全国暖通空调年会论文集,2002.

[3]张小松,彭冬根,殷勇高.太阳能溶液除湿制冷技术研究进展[J].东南大学学报(自然科学版),2008,38(6):1126-1132.

[4]刘晓华,李震,张涛,等.溶液除湿[M].北京:中国建筑工业出版社,2014.

[5]杨静.太阳能地源热泵复合系统理论分析及研究[D].济南:山东建筑大学,2012.

除湿空调设备 篇6

随着我国科学技术的发展, 特别是医药、电子、化工、机械制造等行业技术的发展, 人们对生产制造车间的工艺环境也日益关注, 并努力创造一个舒适、合格的生产制造工艺环境, 特别是对湿度的要求越来越严格。但是, 大量的工程是厂房内的温度能够满足要求, 厂房内的湿度无法满足要求, 特别是在高温天气和梅雨季节, 房间内的湿度更高, 严重影响了工业生产。

1 现象及原因分析

a) 空调机组再热量偏小

现象表现为:当环境温度比较高的时候, 房间内的温湿度都能够满足要求, 但是, 当到过渡季节时候, 房间内的温度可以满足要求, 但是湿度超出设计要求范围, 特别是到“梅雨季节”湿度更高。究其原因, 主要由于空调机组处理过程的热湿比不能够满足房间负荷的热湿比变化的要求, 空调机组能力大小是按照夏季最不利工况设计选型的, 夏季的冷负荷比较大, 热湿比也大, 而到梅雨季节的时候, 由于日照时间不足, 室外环境温度不高, 因此房间内的余热比设计工况要小, 加上此时室外空气含湿量比较高, 通过空气渗透, 房间内的湿负荷增大, 因此, 此时要求处理空气的热湿比线变小, 要想达到实际工况的热湿比线, 必须需要增大再热量才能够满足要求, 但是, 有些工程为了节约设备的初投资, 降低系统, 增大送风温差, 配备再热量小, 有的甚至采用露点送风方式, 根本无再热加热器等湿度调节手段。如图1所示, ε1为夏季热湿比线, ε2为梅雨季节热湿比线。

b) 空调机组制冷负荷选取偏小

现象表现为:平时房间内的温湿度都能够满足要求, 但到炎热的夏季, 造成房间内的温湿度都比较高。究其原因, 在选择制冷设备的初期没有考虑到足够的制冷余量, 等房间负荷增大的时候, 空气处理的露点不够低, 特别是当室外温度比较高的时候, 房间内的热湿负荷增大, 此时, 新风负荷也增大, 在标准工况下设计的制冷量无法满足要求, 造成房间内的温湿度都比较高。

c) 空调机组处理露点不够低

现象表现为:大部分情况下房间的温度能够满足要求, 湿度不能满足要求。究其原因, 在选择主机和空调末端的时候, 按消除室内余热进行选型, 只注重表冷段制冷能力的大小和处理风量的要求, 不考虑表冷段的除湿情况, 表现出单位制冷量的风量配比较大, 空气出风露点偏高。这样在载冷剂温度偏高的情况下, 虽然房间温度能够满足设计的要求, 但是湿度无法满足设计的要求, 甚至有的为了降低机组成本, 缩小空调末端体积, 造成表冷段迎面风速偏高, 表冷段后有带水现象。

2 解决方案

经过大量的实际调研及我公司在一些工程实际改造的应用情况看, 一般会采取下列三种方案:

a) 增大或增加空调系统的再热量, 比如电加热、热水加热或蒸汽加热等部件。该方案比较简单, 系统更改小, 且控制比较方便, 但是该方案存在冷热抵消的现象, 造成大量的能源浪费, 增加了机组的运行成本。该方法一般适用于空调系统的制冷量足够大的工程, 否则, 如果增加再热量比较大, 可能造成原有空调的制冷量不够, 温度又满足不了设计要求。因此有的项目, 在增大再热量的同时还需要增大同样的制冷量, 这样增加的运行成本包括再热量的能量和需要增大的制冷功率。

b) 在空调房间里面分散放置几台冷冻除湿机。该方法也比较简单, 原有空调系统不用更改, 但是该方法影响原有房间的布局和美观, 增大了空气的扰动, 使人有不舒服的吹风感, 且机组零散放置, 管理不太方便, 改造费用高。另外, 由于除湿机的进风为房间的回风, 空气的湿度比较低, 处理空气的显热比例大, 除湿效率低, 即除湿机的单位功率除湿量比较小, 从节能的角度不可取。

c) 在空调系统末端设备里面串联低温管道型除湿机。该方法也比较简单, 原有空调系统变动小, 且控制方便, 节约能源。这样相当于两级降温除湿, 即原有的表冷器进行预降温除湿, 然后再经过蒸发器对湿空气进行深度降温除湿。由于进入蒸发器的空气湿度比较大, 处理空气的显热比小, 除湿效率高, 即单位功率的除湿量比较大。另外, 在蒸发器的后面还有一个再热冷凝器 (热回收器) , 免费加热被降温除湿后的空气, 通过控制再热量的大小, 可以调节机组的出风温度, 满足热湿比变化的要求, 另外, 该除湿机机组还具有空调降温功能, 此时蒸发器后的再热冷凝器关闭, 只对空气冷却降温, 等于增大空调机组的制冷能力。因此, 该方案不但满足了房间内温湿度处理的要求, 同时还能够节约机组的运行成本。

3 工程实例

现以苏州某制药厂房为例:该厂房面积为4500m2, 高3m, 室内工作人员100人。现有中央空调系统, 主机和组合式空调箱各2台, 每台主机的制冷量650k W, 每台组合式空调箱送风量120000 m3/h, 且每台组合式空调箱里面配有再热电加热器45k W。刚开始运行的时候, 机组运行能够正常, 但是房间内的湿度不能够满足要求, 最大湿度达到80%, 完全不能满足设计要求 (t=24℃±1℃、RH=55%±5%) 。鉴于这样的情况, 有下面几种方案供选择:

a) 增大电加热器功率

根据现场情况, 目前每台机组已经增加了80k W电加热, 更改后机组能够连续稳定的运行, 但是当环境湿度比较大了时候, 房间内的湿度仍旧无法满足要求, 最大相对湿度达到70%, 房间内的温度24℃, 而且此时主机开启的制冷量已经最大, 没有多余的制冷量。因此, 如果再增大再热加热器, 会造成房间内的温度升高, 不能满足设计要求。因此, 该方案没有从根本上解决除湿问题, 只是通过提高再热量, 提高房间内的温度来降低房间内的湿度, 且该方案存在冷热抵消现象, 而且需要增加耗电, 具体如下:增加电加热的耗电量为:Q增=2×80=160k W。

通过计算, 要想彻底解决温湿度的问题, 需要同时加大再热量和制冷量, 增加总的电加热量约为:2×160=320k W, 同时还需要增加制冷量为:2×110=220k W, 对应的制冷机机组功率为58k W, 则系统需要增加的总功率为:Q增=320+58=378k W。

b) 在厂房内分散放置多台低湿型调温除湿机

根据计算, 在房间内选择10台25kg/h低湿型调温除湿机, 且关掉空调箱内的电加热器, 除湿机在房间内自行循环除湿。机组总的耗电有所增加, 总的耗电如下:

25kg/h低湿型调温除湿机的总功率为20.5k W,

则增加除湿机的总功率为:10×20.5=205k W

则系统需要增加的总功率为:Q增=205-2×45=115k W

c) 在空调箱里面放置低温管道型除湿机

在空调箱内部放置2台120kg/h低温管道型除湿机, 分别放置在表冷段的后面, 并去除再热加热器, 湿空气先经过表冷器预降温除湿, 而后经过蒸发器深度降温除湿, 而后再经过冷凝器免费加热升温, 达到设计要求后送出, 总的耗电如下:

120kg/h除湿机的总功率为44k W

则增加除湿机的总功率为:2×44=88k W

则系统需要增加的总功率为:Q增=88-2×45=-2k W

通过上面的比较, 最后选择了机组耗电少的c) 方案, 目前机组完全能够满足设计要求, 且机组运行稳定可靠。

4 结语

在空调系统中, 低温管道型除湿机充分运用冷凝热回收这一节能技术, 湿空气先经过蒸发器降温除湿, 而后免费对空气加热, 降低相对湿度, 且机组的送风状态点可以根据再热量的大小自动调节, 保证空调机组处理过程的热湿比满足房间负荷的热湿比变化的要求。通过上面的比较可知, 采用低温管道型除湿机更加适合空调系统的湿度控制, 在增加空调系统制冷量的同时也增加了机组的再热量, 且系统更改小, 控制简单方便, 运行成本低、性价比高。因而在空调系统中湿度控制方面具有很大的发展和应用空间, 比如目前的双冷源全新风除湿机机组就是在此基础上的延伸。

参考文献

[1]电子工业部第十设计研究院.空气调节设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社, 1995.

[2]《制冷工程设计手册》编写组.制冷工程设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社, 1978.

[3]薛殿华.空气调节[M].北京:清华大学出版社.1991.

除湿空调设备 篇7

1 实验台工作原理

实验室设备机房内安装有一台组合式空气处理机组和一台被测液体除湿新风处理机组。组合式空气处理机组能对被处理空气进行降温、除湿、加热、加湿等多段组合式处理,送出不同状态参数的空气,模拟液体除湿新风处理机组测试所需的“新风”状态参数;被测机组为热泵驱动型液体调湿新风处理机组,以LiBr溶液作为工质对,工作压力为常压,利用盐溶液在一定条件下能吸湿或放湿的传质特性直接处理空气,压缩机额定功率为6.1 kW,最大送风量为2 200 m3/h。实验室分为实验设备机房和实验房间两部分,封闭的实验房间内设有风机盘管和冷辐射板等空气处理末端设备,使该室内空气状态参数满足实验要求,维持一定的室内热湿平衡条件。机组的基本结构见图1。图中①号～⑥号为模块单元。模块①和②为调湿单元,模块③和⑧,④和⑦构成两组全热回收单元,模块⑤和⑥为再生单元。

在调湿单元中,由溶液泵抽出的溶液与蒸发器换热后被冷却降温,再通过布液器均匀喷洒,与新风接触后吸收其中的水分和热量,形成干爽的新风。

在再生单元中,稀溶液经热泵的冷凝器换热而被加热升温,然后与室内回风接触得以浓缩再生,流回调湿单元进行循环。

在全热回收单元中,溶液自顶部的布液器喷淋而下润湿填料,并与室内回风接触,溶液被降温浓缩,回风被加热加湿。降温浓缩后的溶液从上层单元底部溢流进入下层单元顶部,经布液器均匀的分布到下层填料中。新风在下层填料中与溶液接触,溶液被加热稀释,空气被降温除湿。溶液重新回到底部溶液槽中,完成循环。

2 实验测试情况

实验选择在以广州为代表的高温高湿地区的气候特点下进行L16(215)正交实验,其中忽略了各因素之间的交互作用对机组除湿量的影响。实验中的新风干球温度选取A1=28 ℃,A2=32 ℃;新风相对湿度选取B1=75%,B2=85%;送风风量可通过风机变频调节,新风风量选为C1=450 L/s,C2=550 L/s;回风温度D1=26 ℃,D2=28 ℃;回风风量E1=200 L/s,E2=350 L/s。通过测定新风吸入口、送风口的空气状态、风速可获得被测机组的除湿量,实验时改变新风入口、回风参数,可调节出实验所需状态。

3 除湿量的影响因素分析

3.1 机组除湿量的显著性影响因素分析

由实验实测机组新风进口、出口空气参数计算得出机组除湿量,由表1可知,在影响除湿机组除湿量的各分析因素中,新风湿度、风量的极差相对较大,其他因素的极差较小;新风含湿量、风量对除湿量影响显著,新风温度和回风温度、风量对除湿量影响较小。

g/s

3.2 新风参数对除湿量的影响

在新风干球温度为28 ℃～32 ℃,新风湿度为25 g/kg,新风风量为550 L/s,回风温度为26 ℃,回风风量为250 L/s的情况下,测定除湿量随新风进口空气温度的变化曲线如图2所示。由图2可知:除湿量随进口空气温度的增加而增加,这是因为随着空气温度的增加,空气中饱和水蒸气分压增大,增加了传质的推动力,因此除湿溶液吸收更多的水分,使除湿量增加,但除湿量随进口空气温度的增加而增加的趋势不明显。

在新风干球温度为32 ℃,新风湿度为21 g/kg～28.5 g/kg,新风风量为550 L/s,回风温度为26 ℃,回风风量为250 L/s的情况下,测定除湿量随新风进口空气湿度的变化曲线如图3所示。由图3可知:除湿量随着进口空气湿度的增加而增加。

在新风干球温度为32 ℃,新风湿度为25 g/kg,新风风量为450 L/s～575 L/s,回风温度为26 ℃,回风风量为250 L/s的情况下,测定除湿量随新风进口风量的变化曲线如图4所示。由图4可知:除湿量随进口风量的增加而增加,这是由于随着风量的增加,空气含湿量浓度变化减小,增加了传质的推动力,因此除湿溶液吸收更多的水分,使除湿量增加。

3.3 回风参数对除湿量的影响

在新风干球温度为32 ℃,新风湿度为25 g/kg,新风风量为550 L/s,回风温度为26 ℃～28.5 ℃,回风风量为250 L/s的情况下,测定除湿量随回风温度的变化可知:除湿量随回风温度的增加而减小,这是因为在再生单元和全热回收单元中,溶液与室内回风接触,回风温度较高时,再生后的溶液温度也较高,不利于调试单元除湿。

在新风干球温度为32 ℃,新风湿度为25 g/kg, 新风风量为550 L/s,回风温度为26 ℃,回风风量为100 L/s～350 L/s的情况下,测定除湿量随回风风量的变化可知:除湿量随回风风量的增加而增加,在再生单元中,回风的风量越大,回风与溶液间的温度梯度越大,回风能够带走更多的热量,从而溶液能够被降低到更低的温度;在全热回收单元中回风与溶液进行热质交换,回风的风量增大,相对增加了传热、传质的推动力,回风能够带走溶液中更多的热量和水分。

4 结语

1)采用正交实验法研究了新风、回风对机组液体除湿量的影响,结果表明对于夏热冬暖地区的夏季来说,新风含湿量对除湿量的影响最为显著,新风风量次之,新风温度和回风温度、回风风量对除湿量的影响较小。新风含湿量和新风风量是影响机组除湿量的主要因素。2)机组的除湿量随着新风进口空气流量、含湿量、温度和回风风量的增加而增大,随着回风温度的升高而降低。3)夏热冬暖地区新风处理系统在夏季以除湿为主,新风进口空气含湿量、流量对除湿量影响显著,在以广州为代表的高温高湿地区适合用液体除湿空调机组进行除湿。

参考文献

[1]谢晓云,江亿,陈晓阳,等.利用盐溶液制备冷水的冷水机组[J].暖通空调,2004,34(11):110-113.

[2]张伟荣,曲凯阳,刘晓华,等.溶液除湿方式对室内空气品质的影响的初步研究[J].暖通空调,2004,34(11):114-117.

[3]肖益民,付祥钊.冷却顶板空调系统中用新风承担湿负荷的分析[J].暖通空调,2002,32(3):15-17.

[4]陈晓阳,江亿,李震.湿度独立控制空调系统的工程实践[J].暖通空调,2004,34(11):103-109.

[5]徐征,刘筱屏,何海亮.温湿度独立控制空调系统节能型实例分析[J].暖通空调,2007,37(6):129-132.

[6]Ashrae.Ashrae Handbook Fundamentals,2001 Niu J L.Devel-oping a decoupled cooling and dehumidification air-conditioningsystem[M].In:Proceedings of 3rd Inter-national Symposiumon HVAC,Shenzhen,1999.

[7]Patnaik S.Solar open cycle liquid desiccant studies[A].Pro-ceedings of the 10th Annual ASME Solar Energy conference[C].Denver,Colo,1998:121-125.

除湿空调设备 篇8

现有的空调系统普遍采用温湿度耦合的控制方法,即采用冷凝除湿方式实现对空气的降温和除湿处理,同时去除建筑的显热负荷和潜热负荷。经过冷凝除湿处理后,空气的含湿量虽然满足要求,但温度过低,在有些情况下还需要再热才能满足送风温度的要求,造成能源利用上的浪费。另外,冷凝水的存在使得霉菌、细菌滋生,严重影响室内空气品质,且温度和湿度很难同时达到送风要求。独立除湿是解决这一问题的有效措施[1]。

在现有的空气除湿技术中,固体动态吸附除湿以其适用范围广,低湿度时除湿效率高,安装方便,易于操作,运行可靠,再生加热方式灵活,具有消毒杀菌作用等优点,成为极具发展潜力的方式之一。加之其可以使用太阳能、地热以及工业余热等低品位能源作为工作热源的特性,使得它的节能前景尤为突出。

1 实例分析

固体吸附除湿是依靠固体吸附剂对水蒸气分子的吸附作用。一个完整的吸附除湿过程包括吸附、加热再生和冷却三个过程[2]。图1所示为干式风机盘管加固体吸附独立除湿新风系统的原理图。为了连续运行,除湿装置包括两个吸附床体,一个处于吸附状态,另外一个处于再生状态,其状态的切换利用风阀的开启状况来控制。

除湿过程:考虑到室内余湿的产生量与新风量变化趋势一致,将固体吸附除湿装置放置于新风管路,而室内余热由干式风机盘管承担,实现温湿度处理过程的解耦。新风进入处于吸附状态的床体,利用固体吸附剂的吸附作用进行除湿处理,处理后满足含湿量要求的新风进入干式冷冻水盘管,进行降温处理,然后送入空调房间。由于除湿功能由吸附床承担,盘管中冷冻水温度不用降低到露点以下,因此可以是18℃的的冷冻水,没有冷凝水的存在,不会有细菌和霉菌等的滋生,室内空气品质得到保证,且没有冷凝水管道,系统的结构得以大大简化。

加热再生过程:室内排风经过热水盘管得以升温,进入再生床进行吸附剂的再生处理然后排出,这是考虑了室内的排风具有含湿量较低,可以节能且使床体的再生效果优化,热水盘管里的热水来自太阳能热水器,因为需要制冷的季节刚好是太阳能丰富且热水用量少的时节,用于吸附剂的再生是非常合理的。

冷却过程:将热水盘管热水的供水关闭,再生管路的其他状态不变,用温度较低的排风实现冷却过程。

2 夏季空调运行能耗分析

以南京地区某一幢建筑面积约为19000m2,空调面积约为12000m2,层高为10层的办公建筑为例,分析该干式风机盘管加固体吸附独立除湿新风系统与传统风机盘管加新风系统在运行能耗方面的差异。

2.1 负荷计算

根据建筑的人员密度情况以及卫生要求,确定该建筑的总新风量为49000m3/h。同时根据围护结构参数以及南京市夏季设计日气象参数进行空调负荷计算,结果如表1、2所示。

传统的风机盘管加新风系统方式中,风机盘管及新风机组中的7℃/12℃冷冻水均来自普通冷水机组,冷水机组承担全部负荷1919kW。在干式风机盘管加固体吸附独立除湿新风系统中,由于有吸附热的存在,取新风经过吸附床除湿后有5℃的温升,新风显热量按照从40℃处理到25℃计算,则人员散湿量和新风潜热由吸附床承担,而冷负荷中的显热由风机盘管承担,新风显热由冷冻水盘管承担,风机盘管及新风机组中的18℃/22℃冷冻水来自高温冷水机组,仅承担1130kW的冷负荷,相当于总负荷52%左右的负荷,其余潜热负荷由固体吸附床承担。

2.2 设备选型

根据负荷计算结果,对采用传统的风机盘管加新风系统和干式风机盘管加固体吸附独立除湿新风系统进行了设备的选型,如表3所示。

由表3可以看出,固体吸附独立除湿空调系统各个设备的耗电量总和较常规空调均有所减小,因此整个空调系统的装机容量,即峰值运行耗电量较常规系统会显著降低,这对于降低电网在夏季空调高峰时的用电压力有着非常重要的意义。

2.3 夏季运行能耗比较

对两种系统的全部设备的功率进行了统计(见表4),可以看出,对于该办公楼,采用干式风机盘管加固体吸附独立除湿新风系统,可减少耗电量约170.6kW,即耗电量节省量为14W/m2,按照每天工作时间8h计算日节省量为0.112kWh/m2,按照每年需要开启空调制冷的工作日150天(除去节假日和不需要开启空调制冷的季节)计算,则年节省量16.8kWh/m2,折合为标准煤即为6.8kg标煤/m2,因此该建筑每年可节省81600kg的标准煤,经济效益显著。

kW

3 过渡季节运行

建设部《建筑节能“十五”计划纲要》要求:“加快夏热冬冷和夏热冬暖地区居住建筑节能工作步伐”。而夏热冬冷地区和夏热冬暖地区的一个共同的特点是全年有比较长的过渡季节,例如南京地区(见表5),过渡季节空气温度并不是很高,但湿度却很大,因此人体感觉很闷热,热舒适性因此降低。

南京地区室内设计参数:温度26℃,相对湿度60%,由表5可以看出,南京地区大约有125天左右温度不高,但湿度却超出人体舒适区,若采用常规空调冷凝除湿方式(采用7℃的冷冻水)实现对空气的除湿处理,则经过冷凝除湿处理后的空气湿度虽然满足要求,但温度过低,需要再热才能满足送风温湿度的要求,造成不必要的能源品位上的浪费。若进行温湿度独立控制,考虑到过渡季节的平均温度15～16℃远远低于空调的室内设计温度26℃,即使固体吸附过程中产生吸附热也不会使新风温度高于26℃,因此只开启除湿功能,新风机组的降温功能关闭即可达到要求(即设备表中只开启排风风机即可解决除湿问题),风机的电耗相对整个系统的电耗要小得多,节能效果显著。

4 高温冷源能效比

由于室内余湿由单独的新风处理系统承担,因而在温度控制系统中,不再需要7℃的冷水同时满足降温与除湿的要求,而是采用约18℃的冷水即可满足降温要求。此温度要求的冷水为很多天然冷源的使用提供了条件,如深井水、通过土壤源换热器获取冷水、在某些干燥地区通过直接蒸发或间接蒸发的方式获取18℃冷水等。

即使采用压缩式制冷方式,根据制冷卡诺循环可以得到,制冷机的理想COP将有大幅度提高。

如果将蒸发温度从常规冷水机组的2～3℃提高到14～16℃,当冷凝温度恒为40℃时,卡诺制冷机的COP将从7.2～7.5提高到11.0～12.0。

5 结论

通过以南京地区一幢办公建筑为实例,分别从夏季运行能耗和过渡季节运行方式进行分析,得到的结果是采用固体吸附独立除湿,可减少耗电量约170.6kW,即耗电量节省量为0.014kW/m2,折合为标准煤即为6.8kg标煤/(m2·a),可见经济效益显著,而过渡季节由于可以只除湿,不降温,节能效益更明显。另外由于可以采用高温冷源,因此制冷机组的COP值大大提高。

参考文献

[1]江亿,刘晓华,等.温湿度独立控制空调系统[M].北京:中国建筑工业出版社,2006.

[2]张立志.除湿技术[M].北京:化学工业出版社,2005.