一种新型热泵在挂面干燥中的优化研究

杨明佳 刘雄 钟佳伶

西安建筑科技大学建筑设备科学与工程学院

0 引言

目前我国挂面年产量约 330 万吨，产生效益 108亿元左右，有 生产线的企业超过 5000 家，并 且呈逐年上升趋势，市 场规模很大[1]。挂面生产加工的能源消耗中挂面烘干的能耗占很大比例，约 为60%左右。因 此挂面烘干环节的能源节约是降低挂面成本的关键。传统的挂面干燥技术，供 热设备热效率低，热 利用率不高[2]，探 究如何减少挂面干燥过程中的能量消耗对挂面加工生产过程中降低成本、节 能减排具有重要意义。

目前市场上存在的应用于挂面烘干的热泵干燥系统存在诸多问题，比 如：低 负荷条件下无法满足制热需求。制冷剂在冷凝器中存在积液现象。直接用辅助电加热，浪 费能源，降 低系统的性能。本文通过分析热泵干燥系统的不足以及挂面烘干负荷的特点提出两种优化方案，并 对两种优化方案中的系统性能进行计算、分 析、比 较，得 出更优的应用于挂面的热泵干燥系统形式。

1 烘房负荷的确定

贾红林[3]等 人对西安地区冬夏季的挂面烘干负荷进行了详细的分析和计算。挂面烘干分为三个干燥阶段，各 阶段参数如表1 所示[4-7]。

表1 挂面烘干各干燥阶段参数要求

挂面烘房的设计以单次干燥 500 kg 湿挂面为例进行负荷计算，挂 面烘房的尺寸为：8.25 m（长）× 5 .55 m（宽）× 4 .2 m（高）。材 料为彩钢板夹保温材料。烘 房三个干燥阶段的送风量分别为 14113 m3/ h、16340 m3/ h、11761 m3/ h。使用 ANSYS 热分析软件，采 用有限元法对围护结构的传热情况进行模拟分析，得 到冬夏季烘房负荷的变化曲线如图1 所示。

图1 冬夏季烘房负荷变化曲线图

图1 为冬夏季烘房负荷变化曲线，夏 季烘房负荷在 109 min 时最大，为 13.347 kW，在 第 259 min 时负荷最小为冷负荷，值 为 -6.839 kW。冬季烘房负荷在第109 min 时最大，为 15.378 kW。在 第259 min 时负荷最小为冷负荷，值 为-5.637 kW。

2 改进后的热泵干燥系统形式与性能分析

优化方案一是改进后的热泵干燥系统形式，通 过优化系统的流程来提高热泵干燥系统的整体性能。

2.1 系统流程

如图2 所示，系统中室外换热器会根据不同的运行要求起到辅助冷凝器或者辅助蒸发器的作用。两个四通换向阀可以根据需求灵活切换制冷剂的流向，具体可以实现以下三个阶段烘干要求。

图2 改进后的新型热泵干燥系统图

2.1.1 烘房预热阶段

冬季挂面干燥在预干燥阶段之前，需 要将烘房内的空气预热，该 阶段不除湿。此时再热器是冷凝器，冷却器不工作且处于蒸发压力下，室 外换热器是蒸发器。制冷剂流程为1-2-g-3-4-8-7-e-1。

2.1.2 烘房预冷阶段

夏季挂面干燥在预干燥阶段之前，需 要对烘房内的空气进行预冷，该 过程中再热器、冷 却器都是蒸发器，室 外换热器是冷凝器。制冷剂流程如下：

第一路：1-2-b-7-8-6-5-1

第二路：1-2-b-7-8-4-3-d-1

2.1.3 正式干燥阶段

挂面在进入正式干燥阶段，当 系统放出的热量多于挂面干燥所需要的热量时，需 将系统运行中多余热量排向室外。此时，冷 却器是蒸发器，用 于除湿。再热器是冷凝器，室外换热器也是冷凝器。制冷剂的流程如下：

第一路：1-2-b-7-8-6-5-1

第二路：1-2-g-3-4-6-5-1

当系统的冷凝热不能满足挂面干燥所需要的热量时，需 要从室外提取热量，以 满足工艺要求。此时，再热器是冷凝器，冷 却器是蒸发器，室 外换热器处于蒸发压力下，不工作或从室外空气中吸热。制冷剂流程如下：

第一路：1-2-g-3-4-6-5-1

第二路：1-2-g-3-4-8-7-e-1

2.2 优化后的热泵干燥系统性能分析

2.2.1 热泵干燥系统的性能评价指标

本文主要选择热泵系统的制热系数COP、单 位能耗除湿量SMER 作为评价指标来评价系统的性能[8,9]。

热泵系统的制热系数为热泵系统的制热量和所消耗的驱动能量之比，一 般用COP 表示，写 成公式为

式中：Qc— 热泵系统的制热量，kW；W—热泵的消耗功率，k W。

单位能耗除湿量定义为消耗单位能量所除去物料中的水分量，该 指标是反映热泵干燥装置综合性能的主要指标，一 般用 SMER 表示，其 公式为：

式中：Md e— 从物料中除去水分的质量，kg；τ— 干燥时间，h。

2.2.2 系统性能模拟结果分析

将各部件的系统仿真模型和结构参数以及各个干燥阶段的参数值输入MATLAB 软件运行，得出数值进行分析。

如图 3 所示，热 泵干燥挂面过程中，夏 季干燥阶段的系统 COP 都大于冬季干燥阶段，夏季系统平均COP 为 4.31，冬季系统平均 COP 为 4.01。夏季平均COP 比冬季高7.5%。

图3 冬夏季干燥阶段的系统COP

如图4 所示，夏 季干燥阶段的系统 SMER 都大于冬季干燥阶段。夏季的平均 SMER 为2.89，冬 季平均SMER 为2.79。夏季平均SMER 比冬季高3.6%。

图4 冬夏季干燥阶段的系统SMER

3 定频和变频联合运行的热泵干燥系统最优组合方案确定

优化方案二是使用定频和变频联合运行的热泵干燥系统形式，根 据烘房负荷变化曲线，烘 房的负荷变化范围大。如果使用最大负荷确定压缩机的频率，会造成系统能源浪费而且很难满足小负荷条件下系统高效运行。通过变频压缩机，可以根据负荷变化调整压缩机的频率，很 好的满足不同负荷下烘房的干燥要求，并 减少能源浪费。

3.1 一个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统

根据冬夏季烘房负荷的变化曲线，进 入正式干燥阶段，只 有6%的时间段负荷值是大于7.5 kW 的。其 他负荷都在 7.5 kW 到 -6.84 kW 之间，所以考虑使用一个定频和一个变频联合运行模式。

3.1.1 一个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的原理

该系统是由一个变频系统和一个定频系统组成。两个系统会根据负荷变化，实 现单系统运行和双系统联合运行的模式。系统图如图5 所示。

图5 一个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统

3.1.2 系统运行方案

设定的定频系统和变频系统承担的负荷都为7.5 kW。当烘房干燥挂面的负荷小于7.5 kW 时，只 运行变频系统。当烘房干燥挂面负荷大于7.5 kW 时，定频系统和变频系统联合运行。定频系统承担烘房负荷的7.5 kW 部分，变频系统承担烘房负荷多于 7.5 kW的部分。

3.2 两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统

使用一个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统，在 整个330 min 的干燥时间内，只 有主干燥阶段的夏季 94 min 到 112 min 之间，冬 季 93 min 到113 min 之间是定频和变频联合运行，剩下的都为变频热泵干燥系统单独运行，定 频系统不工作，这 样不能充分利用定频系统。此外冬夏季烘房负荷60%以上的数值都是小于 4.5 kW，如果用 7.5 kW 来对热泵干燥系统进行选型，又 会造成能源浪费，系 统性能偏低等问题。所以考虑用两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统。

3.2.1 两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的原理

该系统是由两个定频系统和一个变频系统组成。整个系统会根据负荷变化，实现变频系统单独运行，一个定频和一个变频系统联合运行，两 个定频和一个变频系统联合运行三种运行模式。系 统图如图6 所示。

图6 两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统图

3.2.2 系统运行方案

两个定频热泵干燥系统分别承担4.5 kW 的负荷，变频系统最大承担 5 kW 的负荷。对于冬夏季整个热泵干燥系统中负荷大于4.5 kW 且小于 9 kW 部分，联合运行一个定频和一个变频系统。对于负荷值大于9 kW 的部分联合运行两个定频和一个变频系统。对 于负荷值小于4.5 kW 的部分，则 只单独运行变频系统。

3.3 定频和变频联合运行的热泵干燥系统性能分析

当变频压缩机稳态运行时，其 性能相当于一个在相同频率下运行的定速压缩机。因此，变 频压缩机在实际运行中可以离散为无穷多个与不同频率相对应的定速压缩机，本 文使用图形法对变频压缩机进行建模，图 形法的基础是压缩机制造厂家提供的压缩机性能曲线。本 文选用三菱变频压缩机RHV207FEM，基 频为60Hz，当 质量流量为0 时，对 应的零频率为8.06Hz，频率可调节的范围为 9.68～120Hz。冷凝的温度则为54.4 ℃，蒸 发温度为7.2 ℃。具体参数如表2[10]所示。

表2 压缩机的仿真模拟系数

3.3.1 变频压缩机的数学模型

已知特定的变频压缩机模拟参数，便 可以计算出压缩机的基频，以 及基频下对应的压缩机的质量流量和输入功率，其 他频率下的压缩机质量流量和输入功率与基频下的各量存在比列关系，且 比列关系仅与压缩机的频率有关，与 蒸发温度冷凝温度等都无关[11]。具体公式如下：

1）基 频下制冷剂质量流量和压缩机输入功率的计算公式

式中：M0*— 基频下制冷剂的质量流量，kg/h；P0*— 基频下压缩机输入功率，W ；Tc— 基频下系统的冷凝温度，℃ ；Te— 基频下系统的蒸发温度，℃ 。

2）制 冷剂质量流量与变频压缩机频率之间的关系

式中：M0— 不同频率下的制冷剂质量流量，kg/h；f— 变频压缩机的频率，H z；f0—变频压缩机的零频率，值为9.68Hz；f*— 基频，值 为60Hz；C—公式参数取7.85。

3）压 缩机输入功率与变频压缩机频率之间的关系

式中：P0—— 不同频率下的压缩机输入功率，W 。

3.3.2 定频和变频联合运行的热泵干燥系统模拟结果分析

对两种定频和变频联合运行的热泵干燥系统分别编写程序，区 分热泵干燥系统联合运行和单独运行情况，分别用 MATLAB 模拟计算出系统的 COP 和SMER 的数值。因为 COP 只反映了热泵系统性能，而单位能耗除湿量 SMER 综合反映了热泵系统和干燥系统整体性能，是一个综合性的指标。所以通过比较两个变频热泵干燥系统的 SMER 来确定最优的组合方案。具体分析如下：

如图7、图 8 所示，冬 夏季干燥阶段两个变频系统的SMER，两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统都大于一个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统。夏季两个变频系统的平均 SMER 分别为4.47、4.78，后 者比前者高6.9%。冬季两个变频系统的平均SMER 分别为4.57、4.85，后 者比前者高6.1%。

图7 夏季干燥阶段变频系统SMER

图8 冬季干燥阶段变频系统SMER

通过以上的比较分析，可 以确定定频和变频联合运行的热泵干燥系统的最优组合方案为：两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统。

4 两种优化后的热泵干燥系统的性能比较分析

通过对热泵干燥挂面系统的分析比较，目 前有两种优化方案，一种是改进后的新型热泵干燥系统，通过对原有的新型热泵干燥系统的不足进行分析，优 化了冬夏季热泵干燥系统的流程，得 出更为节能的热泵干燥系统。另一种是加入变频热泵干燥系统，通 过模拟分析出定频和变频热泵干燥系统的最优组合方案，得出两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统这个最优组合方案。以下对改进后的热泵干燥系统与两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的性能进一步比较。

4.1 热泵干燥系统COP 的比较

由图 9、图 10 所示，冬 夏季三个干燥阶段的两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的 COP 都大于改进后的热泵干燥系统的COP。夏季两个热泵干燥系统平均 COP 分别为 4.31，5.84。冬季分别为：4.01，5.62。两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统平均 COP 夏季比改进后的热泵干燥系统大26.2%，冬 季大28.6%。

图9 夏季干燥阶段系统的COP

图10 冬季干燥阶段系统COP

4.2 热泵干燥系统SMER 的比较

如图 11、图 12 所示，在 整个冬夏季干燥阶段，两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的SMER都大于改进后的热泵干燥系统。夏季两个热泵干燥系统 的 平 均 SMER 分 别 为 ：4.78，2.88。冬 季 为 ：4.85，2.76。两个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的SMER 夏季比改进后的热泵干燥系统高66%。冬季高75.7%。

图11 夏季干燥阶段的系统SMER

图12 冬季干燥阶段的系统SMER

通过分析，两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的各项性能指标都优于改进后的热泵干燥系统。所以最终确定最优的用于挂面烘干的热泵干燥系统形式为：两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统。

5 结论

本文以单次干燥 500 kg 湿挂面为例进行负荷计算，挂 面烘房的尺寸为：8.25 m（长）× 5 .55 m（宽）× 4 .2 m（高）。材料为彩钢板夹保温材料。烘房三个干燥阶段的送风量分别为 14113 m3/ h、16340 m3/ h、11761 m3/ h。通过分析计算两种优化方案中的热泵干燥系统的COP 和SMER 得出如下结论：

1）对 于改进方案一：改 进后的热泵干燥系统。整个干燥过程，夏季的平均 SMER 为 2.89，冬季平均SMER 为2.79。夏季平均SMER 比冬季高3.6%。

2）对 于改进方案二：定 频和变频联合运行的热泵干燥系统。两个变频热泵干燥系统在整个冬夏季干燥阶段，两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的 SMER 都大于一个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统。所以确定出定频和变频联合运行的热泵干燥系统的最优组合方案为：两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统。

3）对 于两种优化方案的系统进行比较。冬夏季各干燥阶段，两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统的平均 SMER 和 COP 都大于改进后的热泵干燥系统。夏季两个热泵干燥系统的平均 SMER 分别为：4.78，2.88，前 者比后者大 66%。冬季两个热泵干燥系统的平均 SMER 分别为：4.85，2.76，前者比后者大75.7%。通过分析，两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统各项性能指标都优于改进后的热泵干燥系统，所 以最终确定最优的应用于挂面烘干的热泵干燥系统形式为：两 个定频和一个变频联合运行的热泵干燥系统形式。