太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统研究

陈 闯，陈 柳，2，赵玉娇，2

(1.西安科技大学 能源学院，陕西 西安 710054；2.教育部西部矿井开采及灾害防治重点实验室，陕西 西安710054）

0 引言

2020年我国建筑领域CO2排放量为2.17×109t[1]，空调系统占建筑碳排放很大比重，这要求空调系统必须更低碳。低品位可再生能源在空调系统的利用是实现低碳空调的重要途径。

矿井地下开采必然产生大量矿井水，我国煤矿每年产生矿井水约68.8亿m3[2]。地下矿山将矿井水提升到地表后直接排放，会造成严重的水资源浪费。矿井水无论是深层的还是浅层的，都是重要的低焓可再生能源。矿区广泛利用矿井水水源热泵技术可为建筑物供暖。Athresh[3]设计并在英国国家煤矿博物馆实施了一种开式矿井水热泵系统，实施结果表明，矿井水温稳定在14.5℃左右，该系统可以用较低的成本提供高效可靠的供暖。Farr[4]应用开式矿井水热泵系统从矿井水回收热量，测量了16个矿井水的温度，测量月平均温度为10.3～18.6℃，测试表明，矿井水热泵系统可以为约6 500个家庭供暖，与燃气供暖和电供暖相比，使用低焓矿井水热泵系统供暖总排放量分别减少约59%和76%。Bao[5]评估了美国密歇根州矿井水热泵系统性能，该矿井水的年平均温度为12.8℃，系统能为一座1 394 m2的大楼供暖。矿井水还可用于显热储热装置，Luo[6]提出用矿井巷道作为显热储热装置，矿井水温稳定在54℃左右，可满足供暖需求。以上研究表明，矿井水主要应用于矿井周边建筑冬季供暖。而如何构建低碳的空调系统为炎热地区矿井周边建筑供冷，是一个亟待解决的问题。

转轮除湿空调系统是以低温热能为动力的空调系统，采用水作为制冷工质，可以实现温湿度独立控制，克服了传统蒸汽压缩制冷循环除湿有限及再热问题，是传统制冷系统的替代技术之一[7]。转轮除湿空调系统由处理潜热的转轮除湿机和处理显热的冷却单元组成。转轮除湿机用热能实现再生，冷却单元由高温冷源提供冷水。太阳能驱动转轮除湿空调系统由于其低碳属性而受到广泛研究[8]。然而，由于太阳能不稳定性，太阳能作为转轮除湿空调系统的再生热源，需要电加热辅助大量再生热源。此外，太阳能驱动转轮除湿空调系统处理显热常用蒸发冷却设备，限制了系统在高湿地区的应用[9]。将太阳能驱动转轮除湿空调系统与低焓热能矿井水结合，能很好地同时解决辅助再生热源和显热冷源的问题。深部高温矿井水可以满足太阳能驱动转轮除湿空调系统的辅助再生能耗，浅部低温矿井水为转轮除湿空调系统提供冷源。

为了充分利用矿井水资源的低焓热能，构建太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统，系统能充分利用高温和低温矿井水。系统冷源为低温矿井水，承担显热负荷。通过水源热泵提升高温矿井水的热能品位，与太阳能互补提供转轮除湿机再生热量，转轮除湿机承担潜热负荷。对构建的太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统性能进行研究和分析，以期为系统的优化设计提供理论基础和科学依据。

1 系统描述

太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统以太阳能和矿井水作为驱动能源，为系统提供冷源和再生热源，系统结构示意图如图1所示。

图1 太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统结构示意图Fig.1 System structure of solar and mine water complementary desiccant wheel air conditioning system

系统由空气处理子系统、太阳能子系统、矿井水源热泵子系统以及矿井冷却子系统构成。

空气处理子系统将高温高湿空气进行降温除湿处理，得到的低温低湿空气在风机作用下送入建筑。三级空气冷却器共同负担显热负荷，冷源来自矿井冷却子系统提供的低温矿井水。两级转轮除湿机处理潜热负荷，转轮除湿机再生热量由太阳能子系统和矿井水源热泵子系统互补提供。太阳能子系统和矿井水源热泵子系统为四级空气-水换热器提供热水，通过四级空气-水换热器加热再生空气，实现两级转轮除湿机再生。再生热量优先由太阳能子系统提供，当太阳能不足以提供系统所需的全部再生热量，由矿井水源热泵补充。

太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统原理如图2所示。

图2 太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统原理图Fig.2 Schematic diagram of solar and mine water complementary desiccant wheel air conditioning system

空气处理子系统中，两级转轮除湿机可大幅度降低除湿所需再生温度，从而减少系统再生能耗[10]。三级空气冷却器联合可实现用高温冷源处理空调显热和除湿产生的吸附热[11]。

在两级转轮除湿机和三级空气冷却器的联合作用下，高温高湿空气成为低温低湿空气，处理空气侧处理过程如下：高温高湿的室外待处理空气由状态点1先经一级空气冷却器预冷，冷却到状态点2；状态点2的空气进入一级转轮除湿机的除湿区升温减湿，由于吸附热的产生使得空气温度升高，空气流出转轮除湿机达到状态点3；状态点3的空气进入二级空气冷却器，在空气冷却器中与低温矿井水换热冷却到状态点4；状态点4的空气进入二级转轮除湿机再次除湿升温到状态点5；状态点5的空气进入三级空气冷却器冷却降温，制备出低温低湿的送风状态点6，由处理风机送入空调房间。

高温再生空气解吸吸附在转轮除湿机的水分。再生空气侧处理过程如下：状态点1的高温高湿室外空气分成两股，一股经一级空气-水换热器(热水来自太阳能子系统）换热，加热到状态点7。当太阳能不能满足再生温度时，开启矿井水源热泵，利用二级空气-水换热器(热水来自矿井水源热泵子系统）将空气加热至转轮除湿机所需的再生温度(状态点8）。高温的再生空气解吸再生二级转轮除湿机的除湿材料，状态点8的空气携带再生后的水蒸气被加湿成状态点9，随后被排入大气。另一股空气经过相同的处理过程，依次经过三级空气-水换热器、四级空气-水换热器以及一级转轮除湿机后，经再生风机排入大气。

2 系统建模

2.1 系统热力学模型

2.1.1转轮除湿机

根据空气入口势函数F1和F2的值，从而确定空气出口的理想温度[12]。F1和F2的方程如下：

式中：T为空气温度，℃；d为空气含湿量，kg/kg。

2.1.2空气冷却器

采用旁路系数法来计算空气和流体之间的传热[13]。换热过程表达式为

式中：Qf为流体冷却速率，kW；mp为处理空气的质量流量，kg/s；fb为 旁通 系数；hin为空 气进 口 焓值，kJ/kg；hout为 空 气 出 口 焓 值，kJ/kg；hp，mix为 混 合空 气 焓 值，kJ/kg；dp，mix为 混 合 空 气 含 湿 量，kg/kg；din为空气进口含湿量，kg/kg；dout为空气出口含湿量，kg/kg。

2.1.3空气-水换热器

空气-水换热器的换热量为

式 中：Q为 流 体 换 热 量，kW；ε˙为 换 热 效 率；Cmin为空 气 最 小 热 容，kJ/(h•K）；Tliq，in为 流 体 入 口 温 度，K；Tair，in为 空 气 入 口 温 度，K。

2.1.4太阳能集热器

集热效率 η描述了太阳能集热器集热性能[14]。其定义为

式 中：ΔT为 进 口 流 体 与 环 境 的 温 度 差 值，℃；α0，α1和 α2为 集 热 效 率 相 关 系 数，kJ/(h•m2•K）；IT为 集热 器 倾 斜 面 总 辐 射 量，kJ/(h•m2）。

2.1.5水源热泵

热泵模型实现能量从低温热源转移到高温热源[15]。其表达式为

式中：Qa为机组从低温热源侧吸收的热量，kW；Qh为机组制热量，kW；Ph为机组压缩机功率，kW；Ts，in为 热 源 侧 进 口 温 度，K；Ts，out为 热 源 侧 出 口 温度，K；ms为 热 源 侧 流 体 质 量 流 量，kg/h；Cs为 热 源侧 流 体 比 热，kJ/(kg•K）；Tl，in为 负 荷 侧 进 口 温 度，K；Tl，out为 负 荷 侧 出 口 温 度，K；ml为 负 荷 侧 流 体 质量 流 量，kg/h；Cl为 负 荷 侧 流 体 比 热，kJ/(kg•K）。

2.2 太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统仿真模型

应用瞬态系统仿真软件TRNSYS对太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统进行仿真模拟。太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统仿真模型 如图3所示。系统主要部件参数如表1所示。

表1 太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统主要部件参数Table 1 Parameters of main parts of solar and mine water complementary desiccant wheel air conditioning system

图3 太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统仿真模型Fig.3 Simulation model of solar and mine water complementary desiccant wheel air conditioning system

2.3 建筑模型

应用TRNSYS软件对徐州地区某典型建筑进行建模，总建筑面积为60 m2，层高3 m，建筑设计参数如表2所示。

表2 建筑设计参数Table 2 Design parameters of building

2.4 实验验证

2.4.1实验装置

设计并搭建了实验台，通过实验测量验证仿真模型的可靠性。实验装置由转轮除湿机、空气冷却器和辅助加热器组成。实验中采用温度传感器Pt100，精度为±0.15℃；湿度传感器为电容式，精度为±2%；风速传感器为热线风速仪，精度为±0.1 m/s。系统实验装置如图4所示。

图4 系统实验装置Fig.4 System experimental device

2.4.2模型验证

给搭建的实验台和仿真模型设置相同的工艺参数：处理空气进口含湿量为19.2 g/kg，处理空气流量为1 500 m3/h，再生空气流量为500 m3/h，再生温度为70℃，供水温度为16℃。当处理空气进口温度从30.7～40.5℃(间隔为0.7℃）变化时，对系统主要部件空气冷却器和转轮除湿机模型进行了实验验证，结果如图5所示。

图5 模拟结果与实验结果的相关性Fig.5 The correlation between the simulation and the experiment

由图5可知，空气冷却器、转轮除湿机的出口温度模拟结果与实验结果最大误差分别为±4%和±7%，表明模拟与实验之间具有较好一致性。

3 性能指标

3.1 除湿量

除湿量(D）是反映系统除湿能力的一个重要指标[16]。定义如下：

式 中：din为 入 口 空 气 含 湿 量，g/kg；dout为 出 口 空 气含 湿 量，g/kg。

3.2 太阳能贡献率

太阳能贡献率(SF）是描述太阳能贡献热量占系统所需热量的关键参数[17]。定义如下：

式中：Qu为太阳能集热器提供的热量，kW；Qwshp为水源热泵提供的热量，kW。

3.3 热力性能系数

热力性能系数(COPth）是系统制冷量与再生加热量的比值[16]。定义如下：

式中：Qr为再生空气加热量，kW；Qc为系统制冷量，kW；mr为 再 生 空 气 质 量 流 量，kg/s；cp为 空 气比 热 容，kJ/(kg•K）；tin为 入 口 空 气 温 度，℃；tr为 再生空气温度，℃；mp为处理空气质量流量，kg/s。

3.4 电力性能系数

电力性能系数(COPe）是系统制冷量与系统总能耗的比值[13]。定义如下：

式中：Etotal为系统总能耗，kW；Efan为风机能耗，kW；Epump为水泵能耗，kW；Ewshp为水源热泵能耗，kW。

4 结果与讨论

在徐州地区夏季热湿气候条件下，对系统的热力性能和能耗特性进行仿真模拟，分析并得出系统典型日和制冷季动态模拟结果，最后进行系统对比。

系统运行参数如表3所示。

表3 系统运行参数Table 3 System operating parameters

4.1 典型日温湿度

系 统 在 典 型 日7月1日8：00-22：00，室 外 温湿度和低温矿井水供水温度下空调房间温湿度的模拟结果见图6。

图6 室外温湿度和不同低温矿井水供水温度下空调房间温湿度逐时变化Fig.6 Hourly variation of temperature and humidity of the ambient and air-conditioned room under different supply temperature of low-temperature mine water

由图6可知，当低温矿井水tw为16℃时，室内平均温度为26.2℃，变化为25.8～26.3℃；室内平均含湿量为12.4 g/kg(相对湿度为57%），变化为11.7～12.8 g/kg(55%～60%），可以满足空调房间温湿度的要求。当低温矿井水供水温度过高时，低温矿井水提供的冷量不足以处理空调房间显热和转轮除湿机放出的吸附热，导致空调房间温度过高。因此，太阳能和矿井水互补转轮除湿空调系统的低温矿井水水温推荐为16℃及以下。以下仿真均采用水温为16℃的低温矿井水。

4.2 制冷季性能

4.2.1除湿量和制冷量

系统制冷季6月1日-9月1日(3 624～5 832 h）设备除湿量逐时变化如图7所示。

图7 系统设备除湿量逐时变化Fig.7 Hourly variation of the equipment dehumidification capacity of the system

一级转轮除湿机平均除湿量为4.9 g/kg，波动为3.8～5.3g/kg；二级转轮除湿机平均除湿量为2.6 g/kg，波动为1.4～3.0 g/kg。与二级转轮除湿机相比，一级转轮除湿机的除湿量较大，这是由于处理空气入口含湿量高于二级转轮除湿机入口。在整个制冷季，两级转轮除湿机处理80.5%的潜热负荷，剩余19.5%的潜热负荷由一级空气冷却器承担。尽管一级空气冷却器采用较高温度的冷水，但由于徐州地区部分时刻为高湿空气，空气露点温度高于低温矿井水温度(16℃），在一级空气冷却器表面会析出冷凝水，实现同时处理显热和潜热的作用。

系统采用3个串联的空气冷却器，高温冷源来自矿井的低温矿井水。系统制冷季设备及系统制冷量逐时变化如图8所示。

图8 系统设备及系统制冷量逐时变化Fig.8 Hourly variation of the cooling capacity of the equipment and the system

由图8可知，一级空气冷却器制冷量为0.1～10.7 kW，波动主要受室外环境温湿度的影响。二级和三级空气冷却器制冷量相对稳定，平均制冷量分别为3.6 kW和9.8 kW。系统制冷季平均制冷量达到15.3 kW，变化为6.0～24.6 kW。结果表明，将矿井的低温矿井水应用于本系统中具有很高的冷却潜力。

4.2.2太阳能贡献率和再生热量

太阳能贡献率描述为太阳能系统提供热量与空调系统所需热量的比值，反映了太阳能系统对于空调系统的供热价值。图9为太阳能贡献率逐时变化。

图9 太阳能贡献率逐时变化Fig.9 Hourly variation of SF of the system

由图9可知，系统制冷季太阳能贡献率在0～0.7波动，这是由于太阳能贡献率主要受室外空气温度和太阳辐射量的影响。在夜间或者阴天条件下，太阳能集热器换热效率降低导致太阳能贡献率下降。

系统再生热源采用太阳能和高温矿井水，太阳能和水源热泵提供再生热量以及系统再生热量的逐时变化如图10所示。

图10 太阳能和水源热泵提供再生热量以及系统再生热量的逐时变化Fig.10 Hourly variation of the regeneration heat provided by solar and water source heat pump and the system regeneration heat

制冷季太阳能提供的平均再生热量为2.5 kW，变化为0～9.0 kW，矿井水源热泵提供的平均再生热量为12.1 kW，变化为3.1～16.5 kW。系统制冷季累计再生热量为32 375.3 kW•h，其中太阳能提供约17.2%的再生热量，其余82.8%的再生热量由矿井水源热泵提供。

4.2.3 COP

为了评价系统的热力性能和电力性能，系统COP逐时变化如图11所示。

图11 系统COP逐时变化Fig.11 Hourly variation of COP of the system

系统COPth在0.7～2.8变化，制冷季平均COPth为1.5；系统COPe在0.9～3.6波动，制冷季平均COPe达到2.2。表明本系统具有较高的热力性能和电力性能。转轮除湿空调系统中能耗主要来自转轮除湿机所需的再生能耗，但仅利用太阳能子系统提供的热能不能满足再生能耗需求，直接采用电加热方式会消耗大量电能，造成能源的浪费。因此太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统在利用太阳能的同时，以高温矿井水为补充热源，充分显示系统节能和高效的优势。

4.3 系统对比

太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统(本文系统）与传统蒸汽压缩空调系统(传统系统）、太阳能驱动转轮除湿空调系统(太阳能驱动）以及矿井水源热泵驱动转轮除湿空调系统(水源热泵驱动）制冷季各部件能耗如图12所示。

图12 本系统和各参比系统制冷季各部件能耗Fig.12 Electricity consumption of the system and the reference systems during the cooling season

和传统蒸汽压缩空调系统相比，太阳能驱动转轮除湿空调系统、矿井水源热泵驱动转轮除湿空调系统以及太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统制冷季的能耗分别降低了19.5%，43.9%和55.8%。

5 结论

本文构建了太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统。该系统能实现温度和湿度的独立控制，通过矿井水源热泵提升高温矿井水的热能品位，与太阳能互补提供系统再生热量。两级转轮除湿机处理潜热实现湿度控制。通过低温矿井水提供冷量给三级空气冷却器实现温度控制。应用瞬态系统仿真软件TRNSYS进行模拟研究，得出以下结论。

①低温矿井水供水温度为16℃时，系统将空调房间温度维持在25.8～26.3℃，含湿量维持在11.7～12.8 g/kg(相对湿度为55%～60%），具有良好的室内热舒适性。

②制冷季一级转轮除湿机平均除湿量为4.9 g/kg，二级转轮除湿机平均除湿量为2.6 g/kg，两级转轮除湿机承担80.5%的潜热负荷，其余19.5%的潜热负荷由一级空气冷却器承担。系统制冷季平均制冷量为15.3 kW。

③系统采用太阳能和高温矿井水源热泵互补为再生热源，制冷季太阳能提供17.2%的再生热量，矿井水源热泵提供82.8%的再生热量。

④系统制冷季的平均COPth为1.5，平均COPe达到2.2。通过4种空调系统比较，太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统制冷季的能耗最低。与传统蒸汽压缩空调系统相比，太阳能与矿井水互补转轮除湿空调系统节能率可达到55.8%。