柳建华 邬志敏 丁育红 顾卫国

摘要：本文以实际液体除湿空调系统为对象，进行实验研究，改变系统中除湿器入口空气及溶液的参数，得出空气出口温、湿度随之变化的状况。并与理论模拟计算值比较，获得实验值和理论值有相同的变化趋势的试验数据。由此得出在诸多的入口参数中，溶液的温度和流量的变化对空气出口温、湿度影响较大，空气的出口温度实验值偏小于理论值，空气的出口湿度实验值偏大于理论值。这将对液体除湿空调系统的性能分析和设计提供帮助。

关键词：液体除湿空调系统 除湿器 实验 性能分析

液体除湿空调系统对驱动热源的要求较低，一般的工业余热、废热以及地热、太阳能能可再生的低品位能源均可利用，应用研究具有广阔的前景。

除湿器是液体除湿空调系统的核心装置，常用的有“绝热型除湿器” 和“内冷式除湿器”两种。对除湿器的数学分析，R.E.Treybalt用“微元控制体模型”方法，将绝热型除湿器沿高度方向划分为微元控制体，在稳定除湿状态下，推导出传热传质的控制微分方程^[1]，H.M.Factor、G.Grossman、P.Gandhidasan等人在数值算法上作了一些改进，使其能够较好地求解发生在绝热型除湿器中的传热传质过程^{[2] [3] [4]}。由于除湿过程是放热过程，为了提高除湿效率，除湿过程需进行冷却，使除湿溶液保持较低的蒸气压力，即采用内冷式除湿器，该技术也有众多学者进行了研究，认为除湿器内除湿溶液以降膜的形式与被处理空气接触，进行传热传质^[5][6][7]。实际上，除湿器内的传热传质过程是一个很复杂的过程，除湿的性能受多因素的影响，而在数值的模拟过程中，往往忽略了这些影响的因素。因此，除湿器的实际效果和理论模拟会有一定的差异。随着液体除湿空调趋于实用，分析实际运行和理论计算间工作参数的差异，对今后的系统设计和运行调整会有帮助。本文就除湿空调系统中的除湿器的性能进行实验，并将测定的数据与理论计算值进行比较。

1 除湿器的数学模型

除湿器的数学模型，通常采用双膜理论进行分析。本系统采用的装置为绝热型填料塔除湿器，溶液从填料上方喷淋，空气从填料下方进入，两者在填料间进行逆向流动的传热传质，传热传质简化模型如图1所示。

图1 除湿塔传热传质模型示意图

对于除湿器传热传质存在如下的关联式：

空气在各截面上的湿度变化：

（1）

空气在各截面的温度变化：

（2）

溶液在各截面上的温度变化：

（3）

图2 液体除湿空调实验台系统示意

溶液在各截面的浓度变化：

（4）

式中 F_a——空气的传质系数；

Y ——空气含湿量，g/kgDA；

A ——表面换热系数，kW/m²℃；

m——质量流量，kg/s；

t ——温度，℃；

H——焓值，kJ/kg；

——导热系数，kW/m℃；

C——比容，kJ/kg℃；

——溶液浓度。

2 液体除湿空调实验系统及除湿器试验方法

空气除湿空调实验系统由除湿器、再生器、加湿器和溶液冷却器等主体部件构成。各设备按溶液与空气流程依次布置，如图2所示。其中除湿器结构形式为无冷却逆流式填料塔。填料塔直径为0.3m，填料的比表面积350 m²/m³；填料的平均当量直径为0.01 m；填料高度1.0 m。液体除湿剂采用LiCl溶液。

除湿器的实验研究主要是在空气与溶液的流量稳定时，调节空气与溶液的入口工况，研究其出口参数——空气的出口温度与湿度和理论模拟值的接近程度和变化趋势。本实验为了实验结果具有可比性，各工况参数设有参照值，具体各值为：

1 环境温度35 ℃，大气压力1.01×10⁵ Pa；

2 溶液的入口浓度40 %，溶液的入口温度30℃，溶液的入口流量920 L/h；

3 空气的入口温度35 ℃，空气的入口湿度20g/kgDA，空气的入口流量390 m³/h；

实验的主要实验内容是，分别改变溶液入口的温度、浓度和流量，以及被处理空气的入口温度和湿度条件下，观察除湿器出口空气的温、湿度变化，并和理论值进行比较。

3 实验结果及讨论

实验结果经过整理，填料塔除湿器当某一参数改变时，被处理空气的温、湿度的变化趋势与模型计算值的比较见图3至图7。由图3～图7所示可见，实际结果同模型计算结果有着相同的变化趋势，实验值和理论值吻合较好。从图线的变化趋势看，除湿器的工作过程有以下特点：

图3 不同溶液入口温度下的实验结果

图4 不同溶液浓度下的实验结果

图5 不同溶液入口流量下的实验结果

图6 不同空气入口温度下的实验结果

图7 不同空气入口湿度下的实验结果

a．空气除湿后的出口温度在各工况下都同溶液的入口温度非常接近，除湿后空气的湿度也与溶液的温度成正比例关系，这说明在实际运行中被除湿处理空气的出口状态受溶液入口温度的影响具有决定性，保持在除湿过程中溶液的温度将有利于空气的除湿效果；

b．在溶液流量比较小时，空气出口温度与湿度明显升高，一是因为溶液流量过小，不能保证填料充分润湿，传热传质面积减小，除湿性能下降；二是溶液流量过小，溶液热容量减小，溶液吸湿时产生的潜热使溶液的温度上升，降低了除湿剂的吸湿能力。在本文所研究的实验条件下，如图5所示，溶液流量为700L/h时，是除湿性能显著改变的转折点。由此可见，除湿器要有良好的吸湿性能，一定要有合适的溶液流量，或者说要有合适的空气溶液流量比；

c．溶液的入口浓度对空气温度变化不大，而影响着空气出口的湿度，空气的出口湿度影响着把空气绝热加湿后可达的空气状态。当空调送风温度为25℃时，溶液的浓度可以在32%，当送风温度要求为20℃时，溶液的浓度必须提高到40%。

d．进口空气所处的热力状态对空气出口参数的影响较小。

4 结论

a．实验值和理论值有相同的变化趋势，双膜理论用于除湿塔热力分析可行。

b．在除湿过程中，，溶液的入口参数对处理后空气温、湿度的影响大于空气的入口参数。

c．实验值和理论值之间存在偏差，空气的出口温度实验值偏小于理论值，空气的出口湿度实验值偏大于理论值。

参考文献

1. R. E. Treybal. Adiabatic gas absorption and stripping in packed towers. Industrial and Engineering Chemistry. 1969: 61～68.

2. H. M. Factor and Gershon Grossman. A packed bed dehumidifier/regenerator for solar air conditioning with liquid desiccants. Solar Energy, 1980: 541-550.

3. P. Oandhidasan, C. F. Kettleborough and M. Rifat Ullah. Calculation of heat and mass transfer coefficients in a packed tower operating with a desiccant-air contact system. Solar Energy Engineering, ASME, 1986: 123-127.

4. P. Gandhidasan, U. Rifat Ullah and C. F. Kettleborough. Analysis of heat and mass transfer between a desiccant-air system in a packet tower. Journal of Solar Energy Engineering, 1978: 89-93.

5. H. L.Goff, A.Ramadance. Modeling the coupled heat and mass transfer in a falling film. Heat Transfer. 1986: 1971-1976.

6. A.I.Zografos, C.Petroff. A liquid desiccant dehumidifier performance model. Transactions of ASHRAE.1991: 650-656.

7. G.Gmssman. Analysis of diffusion-thermo effects in film absorption. Heat Transfer.1986: 1977-1982.