畢業(yè)論文(設(shè)計)一種低位熱驅(qū)動溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)的熱性能分析

一種低位熱驅(qū)動溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)的熱性能分析摘要：提出了一種低位熱驅(qū)動的溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)，該系統(tǒng)由處理全部濕負荷的溶液除濕系統(tǒng)和承擔顯熱負荷的再生式間接蒸發(fā)冷卻器（RIDEC）構(gòu)成。建立了系統(tǒng)各主要部件的數(shù)學模型，研究了工作空氣比r不同時再生溫度和環(huán)境參數(shù)對系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)熱力性能的影響。結(jié)果表明，系統(tǒng)在工作空氣比r為時對再生熱源品位的要求低于r為0時，應(yīng)用于高溫高濕地區(qū)時優(yōu)勢更加明顯。RIDEC的使用擴大了系統(tǒng)可利用的熱源溫度的范圍和適用的氣候區(qū)域。關(guān)鍵詞：溶液除濕；蒸發(fā)冷卻；再生；低位熱；工作空氣比0引言溶液除濕技術(shù)與傳統(tǒng)蒸氣壓縮式制冷技術(shù)或蒸發(fā)冷卻技術(shù)結(jié)合構(gòu)成的復合型空調(diào)系統(tǒng)，能夠有效處理濕負荷并去除空氣中的污染物，具有對環(huán)境友好、可降低電力消耗等優(yōu)點[1]。其中，將溶液除濕技術(shù)與蒸發(fā)冷卻技術(shù)結(jié)合的溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)，具有較大的發(fā)展?jié)摿2]，近年來受到了廣泛關(guān)注[3,4]。TuMin等[5]提出了一種將溶液除濕系統(tǒng)與間接蒸發(fā)冷卻器（IDEC）及直接蒸發(fā)冷卻器（DEC）結(jié)合的復合型空調(diào)系統(tǒng)，應(yīng)用熱力學第一定律和第二定律研究了關(guān)鍵參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響。Kim等[6]對所提出的溶液除濕蒸發(fā)冷卻全新風空調(diào)系統(tǒng)開展了實驗研究，結(jié)果表明IDEC的效率為40-70%，送風溫度可達17-20oC。上述系統(tǒng)均采用室內(nèi)排風作為IDEC的二次空氣，但當二次空氣的濕球溫度較高時，IDEC的冷卻效率會受到限制。為進一步提升IDEC的性能，可以使用再生式間接蒸發(fā)冷卻器（RIDEC），即將IDEC出口的一部分一次空氣作為二次空氣使用。RIDEC可以分為內(nèi)部冷卻型和外部冷卻型，其中外部冷卻型可以獲得最低的送風溫度[7]。將溶液除濕系統(tǒng)與RIDEC結(jié)合使用，可以將RIDEC的使用范圍擴大至夏季高溫高濕地區(qū)?，F(xiàn)有的溶液除濕系統(tǒng)多采用單一的溶液環(huán)路[8-10]，即除濕器出口溶液全部經(jīng)溶液熱交換器流入再生器進行再生，再生后的溶液全部返回除濕器用于除濕。然而，由于現(xiàn)有系統(tǒng)多采用絕熱型除濕器/再生器，進出口溶液濃度差很小，故常采用較大的溶液流量，導致除濕器與再生器間的溶液交換量較大。由于除濕器與再生器工作區(qū)間的溫差較大，溶液交換量的增多會增加再生熱耗和溶液冷卻器的冷卻負荷，從而降低系統(tǒng)的性能。因此，可以在除濕器側(cè)和再生器側(cè)設(shè)置溶液自循環(huán)來減小溶液交換量。所謂自循環(huán)，是指除濕器/再生器出口的大部分溶液，不經(jīng)過除濕器與再生器間的溶液熱交換器，而是直接經(jīng)冷/熱源降溫/升溫后返回除濕器/再生器，除濕器與再生器只通過溶液熱交換器交換小部分的溶液。基于以上研究，本文提出了一種具有溶液自循環(huán)的低位熱驅(qū)動除濕冷卻空調(diào)系統(tǒng)。該系統(tǒng)由設(shè)置了溶液自循環(huán)的溶液除濕系統(tǒng)和外部冷卻型再生式間接蒸發(fā)冷卻器組成。建立了系統(tǒng)各主要部件的數(shù)學模型，研究了RIDEC不同工作空氣比下關(guān)鍵參數(shù)對系統(tǒng)應(yīng)用于夏季高溫高濕地區(qū)時穩(wěn)態(tài)熱力性能的影響。1系統(tǒng)介紹所提出的一種低位熱驅(qū)動溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)如圖1所示，主要包括溶液循環(huán)和空氣處理過程。圖1一種低位熱驅(qū)動溶液除濕蒸發(fā)冷卻空調(diào)系統(tǒng)示意圖溶液循環(huán)為：濃溶液S1進入除濕器吸收室外空氣A1中的水分變成稀溶液S2，其中一部分與再生后經(jīng)液-液熱交換器預冷的濃溶液S7混合成為濃溶液S8，經(jīng)溶液冷卻器冷卻成為低溫濃溶液S1進入除濕器除濕，完成除濕溶液自循環(huán)（S1→S2→S8→S1），另一部分則經(jīng)液-液熱交換器加熱成為稀溶液S3。S3與部分再生后的濃溶液S6混合成為溶液S4，經(jīng)溶液加熱器加熱成為高溫溶液S5進入再生器，將其中的水分傳遞給室外空氣A1從而被濃縮為濃溶液S6。其中S4→S5→S6→S4為再生溶液自循環(huán)。S6中的一部分與除濕后經(jīng)液-液熱交換器預熱的稀溶液S3混合成為溶液S4，另一部分則經(jīng)液-液熱交換器冷卻成為濃溶液S7?？諝馓幚磉^程為：室外空氣A1進入除濕器被除濕至干空氣A2，經(jīng)空氣預冷器被蒸發(fā)冷卻器I制備的冷水冷卻至低溫干空氣A3。A3中的一部分在蒸發(fā)冷卻器I中直接蒸發(fā)冷卻制備冷水供空氣預冷器使用，被加濕到A4后排入環(huán)境中；另一部分進入蒸發(fā)冷卻器II中進一步降溫。由于蒸發(fā)冷卻器II在對空氣進行降溫的同時會引起含濕量的上升，可通過調(diào)節(jié)蒸發(fā)冷卻器II側(cè)的旁通比獲得合適的送風參數(shù)A6。再生空氣采用室外空氣，在再生器中與溶液進行熱質(zhì)交換后變?yōu)楦邷馗邼窨諝釧7排入環(huán)境中。蒸發(fā)冷卻器I及空氣預冷卻器構(gòu)成外部冷卻型再生式間接蒸發(fā)冷卻器，承擔系統(tǒng)大部分的顯熱冷負荷，對送風參數(shù)有較大影響。定義工作空氣比r為蒸發(fā)冷卻器I進口空氣質(zhì)量流量與除濕器進口空氣質(zhì)量流量的比值。理論上，r[11]。當r=0時，既可以看作是該系統(tǒng)的一種運行模式，即除濕器出口空氣全部旁通過蒸發(fā)冷卻器I；也可以看作是另一種系統(tǒng)型式，即溶液除濕與直接蒸發(fā)冷卻技術(shù)結(jié)合的系統(tǒng)。下文將探討不同運行模式下（r=0.25或0）相關(guān)參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響。2系統(tǒng)的熱力計算建立系統(tǒng)各部件的數(shù)學模型，進而建立整個系統(tǒng)的熱力計算模型。為便于計算分析，忽略管道壓降與散熱損失，假設(shè)系統(tǒng)各部件與環(huán)境均無熱交換，忽略泵與風機的能耗，系統(tǒng)處于穩(wěn)態(tài)運行。2.1各部件的數(shù)學模型2.1.1除濕器/再生器數(shù)學模型溶液除濕和再生過程在熱質(zhì)交換原理上是統(tǒng)一的，只是溶液和空氣的狀態(tài)不同導致水分遷移的方向不同，因此可以對除濕器/再生器建立統(tǒng)一的數(shù)學模型。絕熱叉流填料型除濕器/再生器二維穩(wěn)態(tài)數(shù)學模型的建立及數(shù)值求解方法詳見參考文獻[12]。作為模型重要的輸入?yún)?shù)，傳質(zhì)單元數(shù)NTU和劉易斯因子Lef可由耦合傳熱傳質(zhì)系數(shù)hC、hD計算，hC和hD可通過無量綱傳熱準則數(shù)Nu數(shù)和無量綱傳質(zhì)準則數(shù)Sh數(shù)的實驗關(guān)聯(lián)式獲得。除濕和再生過程的Nu數(shù)、Sh數(shù)的關(guān)聯(lián)式見參考文獻[13]。LiCl水溶液物性參數(shù)的計算方法由Conde給出[14]。2.1.2熱交換器數(shù)學模型系統(tǒng)中的熱交換器包括液-液熱交換器和空氣預冷卻器。換熱器效率ε由式（1）定義： (1)式中mcold、mhot分別為冷、熱流體的質(zhì)量流量，kg·s-1；cp,cold、cp,hot分別為冷、熱流體的比定壓熱容，kJ·kg-1·℃-1；tcold,in、thot,in、tcold,out、thot,out分別為冷、熱流體的進出口溫度，℃。對于液-液熱交換器和空氣預冷卻器，ε分別取0.75和0.65。實際換熱量Q可由式（2）得到： (2)2.1.3直接蒸發(fā)冷卻器數(shù)學模型除濕/再生過程的數(shù)學模型同樣適用于水的直接蒸發(fā)冷卻過程，只需將溶液的物性參數(shù)改為水的即可。水的物性參數(shù)采用IAPWS-IF97標準公式。蒸發(fā)冷卻過程傳熱傳質(zhì)系數(shù)的計算采用文獻[15]中的擬合公式。需要說明的是，空氣預冷卻器和蒸發(fā)冷卻器I的組合相當于是一個再生式蒸發(fā)冷卻器。由于蒸發(fā)冷卻器I的進口空氣參數(shù)由空氣預冷卻器確定，而空氣預冷卻器的進水溫度又受到蒸發(fā)冷卻器I出口水溫的影響，因此，應(yīng)把空氣預冷卻器和蒸發(fā)冷卻器I作為一個整體進行迭代求解。2.1.4溶液混合過程數(shù)學模型除濕側(cè)和再生側(cè)均有溶液混合過程。定義稀儲液槽出口去往除濕器的溶液流量與稀儲液槽出口溶液總流量的比值為除濕側(cè)自循環(huán)比rdeh。再生側(cè)自循環(huán)比rreg的定義與rdeh類似。對于理想的除濕側(cè)溶液混合過程，混合后溶液濃度與比焓的計算見式（3）和式（4），再生側(cè)溶液混合過程與其類似。由溶液濃度和比焓計算混合后溶液溫度的擬合公式見文獻[16]。 (3) (4)式中ms,deh,out、ms,reg,out分別為除濕器、再生器出口溶液質(zhì)量流量，kg·s-1；Xs,deh,out、Xs,reg,out分別為除濕器、再生器出口溶液質(zhì)量濃度，%；hs,deh,out、hs,reg,out分別為除濕器、再生器出口溶液比焓，kJ·kg-1。2.2性能指標1）系統(tǒng)制冷量Qsys—代表了系統(tǒng)能夠處理的全部冷負荷，計算式為： (5)式中ma,deh表示除濕器側(cè)干空氣質(zhì)量流量，kg·s-1；r表示除濕后空氣進入蒸發(fā)冷卻器I的份額；hamb和hsup分別表示室外空氣和送風的比焓，kJ·kg-1。2）有效制冷量Qeff—代表了系統(tǒng)能夠承擔的空調(diào)房間的冷負荷，計算式為： (6)式中hind表示室內(nèi)設(shè)計狀態(tài)點對應(yīng)的空氣比焓，kJ·kg-1。3）系統(tǒng)熱力系數(shù)COPsys—定義為系統(tǒng)制冷量Qsys與再生熱耗Qreg的比值，計算式為： (7)其中，Qreg可通過式（8）計算： (8)式中ms,reg,in為再生器進口溶液質(zhì)量流量，kg·s-1；h為圖1中相應(yīng)狀態(tài)點的比焓，kJ·kg-1。4）有效熱力系數(shù)COPeff—定義為有效制冷量Qeff與再生熱耗Qreg的比值，計算式為： (9)3結(jié)果與討論利用MATLAB軟件將中各部件的數(shù)學模型組合起來，編程求解。設(shè)計工況下（r=0.25），系統(tǒng)各參數(shù)取值如表1所示，送風溫度和含濕量分別為17.9oC和9.2g/kg，系統(tǒng)制冷量Qsys為68.2kW，系統(tǒng)熱力系數(shù)COPsys。為計算有效制冷量Qeff和有效熱力系數(shù)COPeff，結(jié)合實際使用情況，室內(nèi)設(shè)計參數(shù)設(shè)為干球溫度26oC，相對濕度55%，對應(yīng)含濕量為11.7g/kg。需要說明的是，本文在計算送風比焓時并未按具體的送風狀態(tài)點計算，因為當空調(diào)房間冷負荷不變而熱濕比變化時，可以通過調(diào)節(jié)蒸發(fā)冷卻器II側(cè)的旁通比改變送風狀態(tài)點。由于空氣經(jīng)歷直接蒸發(fā)冷卻后比焓雖略有增加但可以忽略不計，因而將蒸發(fā)冷卻器II進口空氣的比焓近似作為送風比焓。本節(jié)將研究r為0.25和0時幾個關(guān)鍵參數(shù)對系統(tǒng)熱力性能的影響。這些參數(shù)包括：再生溫度（即再生器進口溶液溫度）ts,reg,in、室外空氣干球溫度tamb和室外空氣相對濕度RHamb。在每種情形下，僅改變所要研究的參數(shù)，在給定的范圍內(nèi)變化，其他參數(shù)保持設(shè)定值不變。表1設(shè)計工況下參數(shù)取值參數(shù)取值參數(shù)取值除濕器進口空氣參數(shù)oC21.6g/kg除濕后空氣進入蒸發(fā)冷卻器I的份額0.25除濕器進口空氣流量6000m3/h蒸發(fā)冷卻器II側(cè)旁通比2:1除濕器進口溶液流量kg/s液-液熱交換器效率εSSHX除濕器進口溶液溫度31.1oC空氣預冷卻器效率εAWHX再生器進口空氣參數(shù)oC21.6g/kg除濕器尺寸（迎風長度×寬度×高度）2m×1m×0.8m再生器進口空氣流量4922m3/h再生器尺寸（同上）2.1m×1.4m×0.7m再生器進口溶液溫度70oC蒸發(fā)冷卻器I尺寸（同上）0.5m×0.6m×0.8m蒸發(fā)冷卻器I側(cè)水流量0.474kg/s蒸發(fā)冷卻器II尺寸（同上）0.6m×0.6m×0.8m蒸發(fā)冷卻器II側(cè)水流量0.947kg/s除濕器/再生器規(guī)整填料比表面積500m2/m3除濕側(cè)自循環(huán)比rdeh除濕器/再生器規(guī)整填料當量直徑0.007m再生側(cè)自循環(huán)比rreg蒸發(fā)冷卻器I/II填料比表面積450m2/m33.1再生溫度ts,reg,in的影響保持其余參數(shù)不變，僅改變再生器進口溶液溫度ts,reg,in，從50oC升高到80oC，間隔為5oC，計算結(jié)果如圖2-圖4所示。圖2ts,reg,in對hsup的影響圖2給出了再生溫度對送風比焓的影響。由圖2可知，對于不同的r值，送風比焓均隨ts,reg,in的升高而減小。這是因為隨ts,reg,in升高，除濕器進口溶液濃度增大，導致除濕器出口空氣含濕量降低，其中一部分除濕后空氣在蒸發(fā)冷卻器I中制取的冷水溫度降低，導致蒸發(fā)冷卻器II進口空氣的溫度和含濕量降低，從而使送風比焓減小。從圖2還可以看出，當r=0.25時，系統(tǒng)承擔空調(diào)房間冷負荷所需的最低再生溫度為54.6oC；而當r=0時，對應(yīng)的最低再生溫度為62.6oC。由此可見，系統(tǒng)在rr=0。這主要是由于當r=0.25時，再生式間接蒸發(fā)冷卻器利用除濕后的干空氣蒸發(fā)冷卻制備冷水，該冷源的品位高于自然冷源，因而可以降低對再生熱源品位的要求。如果認為r=0和r=0.25分別代表2種不同的系統(tǒng)型式，則溶液除濕與RIDEC結(jié)合的系統(tǒng)可以比溶液除濕與DEC結(jié)合的系統(tǒng)工作在更低的熱源溫度下，RIDEC的使用擴大了溶液除濕技術(shù)的應(yīng)用范圍。圖3(a)ts,reg,in對Qsys的影響圖3(b)ts,reg,in對Qeff的影響圖3給出了再生溫度對制冷量的影響。從圖3(a)可以看出，對于不同的r值，Qsys均隨ts,reg,in的增加而增加；r=0時的Qsys高于rQsys，且二者間的差值隨ts,reg,in的增加而增大。從圖3(b)可以看出，對于不同的r值，Qeff均隨ts,reg,in的增加而增加；rQeff高于r=0時的Qeff，且二者間的差值隨ts,reg,in的增加而減小。需要說明的是，只有當再生溫度高于62.6oC時，r=0時系統(tǒng)的Qeff才為正值，因而圖3(b)中曲線r=0對應(yīng)的橫坐標值從65oC開始。出現(xiàn)上述變化趨勢的原因是：1）由對圖2的分析知送風比焓隨ts,reg,in的升高而減小，由制冷量的計算式（5）和（6）可知Qsys和Qeff均增大。2）r=0時系統(tǒng)制冷量Qsys,0與rQ的差值可由式（10）計算，rQ與r=0時有效制冷量Qeff,0的差值可由式（11）計算： (10) (11)在所研究的工況下，蒸發(fā)冷卻器I的排風比焓hexh低于室外空氣比焓hamb，但高于室內(nèi)設(shè)計狀態(tài)點的比焓hind，且hexh隨ts,reg,in的增加而減小。當其余參數(shù)保持不變時，由式（10）和（11）可知Qsys,0與Q的差值為正且隨ts,reg,in的增加而增大；Q與Qeff,0的差值為正且隨ts,reg,in的增加而減小。圖4(a)ts,reg,in對COPsys的影響圖4(b)ts,reg,in對COPeff的影響圖4給出了再生溫度對熱力系數(shù)的影響。由圖4(a)可知，系統(tǒng)熱力系數(shù)COPsys隨ts,reg,in的增加而減小，表明系統(tǒng)制冷量Qsys的增加幅度要小于再生熱耗Qreg的增幅。r=0時的COPsys大于rsys，這是由于二者Qreg相同而Qsys,0大于Q。由圖4(b)可知，有效熱力系數(shù)COPeff隨ts,reg,in的增加而增大，表明有效制冷量Qeff的增幅要大于Qreg的增幅。reff大于r=0時的COPeff，這是由于二者Qreg相同而Q大于Qeff,0。由以上分析可知，相比全部空氣旁通過蒸發(fā)冷卻器I（r=0），系統(tǒng)在r更低，且有效制冷量和有效熱力系數(shù)更大，因而在本文研究工況下r的運行模式較優(yōu)。但需要指出的是，r=0時系統(tǒng)提供的新風量更大，且可及處理區(qū)域更大，即受到空調(diào)房間最小熱濕比的限制要小于r=0.25。3.2室外干球溫度tamb的影響保持相對濕度RHamb為60%不變，僅改變室外空氣干球溫度，從30oC升高到38oC，間隔為2oC，計算結(jié)果如圖5-圖7所示。圖5tamb對hsup的影響圖5給出了室外干球溫度對送風比焓的影響。由圖5可知，送風比焓均隨tamb的升高而增大。這是由于當保持RHamb不變時，室外空氣含濕量ωamb隨tamb升高而增大。由于室外空氣濕球溫度也會隨tamb升高而升高，除濕器進口溶液溫度ts,deh,in隨之升高。這些因素均會降低除濕性能，使除濕器出口空氣含濕量ωdeh,out增大，導致一部分除濕后空氣在蒸發(fā)冷卻器I中制取的冷水溫度升高，進而使蒸發(fā)冷卻器II進口空氣的溫度和含濕量升高，送風比焓增大。從圖5還可以看出，當tamb超過36.6oC后，系統(tǒng)在r=0運行模式下將不能承擔空調(diào)房間的冷負荷。如果認為r=0和r=0.25分別代表2種不同的系統(tǒng)型式，則RIDEC的使用可以擴大系統(tǒng)應(yīng)用的氣候區(qū)域。圖6(a)tamb對Qsys的影響圖6(b)tamb對Qeff的影響圖6給出了室外干球溫度對制冷量的影響。從圖6(a)可以看出，對于不同的r值，Qsys均隨tamb的升高而增大；r=0時的Qsys高于rQsys。從圖6(b)可以看出，對于不同的r值，Qeff均隨tamb的升高而減小，但rQeff的下降幅度要小于r=0時；rQeff高于r=0時的Qeff，且二者間的差距隨tamb的升高而增大。Qsys和Qeff隨tamb的升高而出現(xiàn)不同變化趨勢的原因是：由于環(huán)境參數(shù)是主動變化，系統(tǒng)依靠自平衡特性被動變化，所以hamb的增加幅度要大于hsup的增幅，由Qsys的定義可知Qsys隨tamb的升高而增大；hsup增大而hind不變，由Qeff的定義可知Qeff隨tamb的升高而減小。圖7(a)tamb對COPsys的影響圖7(b)tamb對COPeff的影響圖7給出了室外干球溫度對熱力系數(shù)的影響。由圖7(a)可知，系統(tǒng)熱力系數(shù)COPsys隨tamb的升高而增大，且r=0時的COPsys大于rsys。由圖7(b)可知，有效熱力系數(shù)COPeff隨tamb的升高而減小，且reff大于r=0時的COPeff。COPsys和COPeff隨tamb的升高而出現(xiàn)不同變化趨勢的原因是：隨tamb升高，再生熱耗Qreg小幅度下降，由于Qsys增大導致COPsys增大，而Qeff的下降幅度要大于Qreg，因而COPeff減小。從圖7(b)還可以看出，reff的下降幅度要小于r=0時，且二者間的差距隨tamb的升高而增大，表明相比于r=0的運行模式，環(huán)境溫度越高，系統(tǒng)在r=0.25運行模式下的優(yōu)勢越明顯，因此在高溫時應(yīng)優(yōu)先采用r=0.25的運行模式。3.3室外相對濕度RHamb的影響保持干球溫度tamb為35oC不變，僅改變室外空氣相對濕度，從40%升高到85%，間隔為5%，計算結(jié)果如圖8-圖10所示。圖8RHamb對hsup的影響圖8給出了室外相對濕度對送風比焓的影響。從圖8可以看出，送風比焓均隨RHamb的增大而增大。這是由于當保持tamb不變時，室外空氣含濕量ωamb隨RHamb增大而增大，同對圖5的分析可知送風比焓增大。從圖8還可以看出，當RHamb%后，系統(tǒng)在r=0運行模式下將不能承擔空調(diào)房間的冷負荷，而與r=0.25相對應(yīng)的極限相對濕度為76.8%，表明RIDEC的使用可以擴大系統(tǒng)應(yīng)用的氣候區(qū)域。圖9(a)RHamb對Qsys的影響圖9(b)RHamb對Qeff的影響圖9給出了室外相對濕度對制冷量的影響。由圖9(a)可知，對于不同的r值，隨RHamb增大，Qsys均先增大后略有減?。籸=0時的Qsys高于rQsys。由圖9(b)可知，對于不同的r值，Qeff均隨RHamb的增大而減小；rQeff高于r=0時的Qeff，且二者間的差距隨RHamb的增大而增大。Qsys出現(xiàn)上述變化趨勢的原因是：隨RHamb增大，除濕器進口溶液溫度ts,deh,in與空氣溫度ta,deh,in之間的差值逐漸減小，導致Qsys的增幅變??；當RHamb進一步增大時，ts,deh,in會高于ta,deh,in，溶液將一部分顯熱傳遞給空氣，導致Qsys減小。圖10(a)RHamb對COPsys的影響圖10(b)RHamb對COPeff的影響圖10給出了室外相對濕度對熱力系數(shù)的影響。由圖10(a)可知，隨RHamb增大，系統(tǒng)熱力系數(shù)COPsys先增大后減小，但變化幅度不大，且r=0時的COPsys大于rsys。由圖10(b)可知，有效熱力系數(shù)COPeff隨RHamb的增大而減小，近似線性變化，且reff大于r=0時的COPeff。COPsys和COPeff出現(xiàn)上述變化趨勢的原因是：隨RHamb增大，再生熱耗Qreg增大，而Qsys先增大后減小，二者綜合作用導致COPsys先增大后減小；Qeff減小導致COPeff減小。對比圖10(a)和圖7(a)可以看出，與tamb增大相比，RHamb增大對系統(tǒng)熱力性能的影響更為不利，這主要是由于該系統(tǒng)使用室外空氣作為再生空氣，tamb增大時在一定程度上可以降低Qreg，而RHamb增大卻會使Qreg增大。從圖10(b)還可以看出，COP和COPeff,0間的差距隨RHamb的增大而增大，表明與r=0的運行模式相比，環(huán)境相對濕度越高，系統(tǒng)在r=0.25運行模式下的優(yōu)勢越明顯，因此在高濕條件下應(yīng)優(yōu)先采用r=0.25的運行模式。4結(jié)論提出了一種具有溶液自循環(huán)的低位熱驅(qū)動除濕冷卻空調(diào)系統(tǒng)。該系統(tǒng)利用除濕后的一部分空氣蒸發(fā)冷卻制取冷水預冷自身，在南京夏季典型工況下作為新風機組使用時，可實現(xiàn)送風溫度17.9oC，送風含濕量9.2g/kg，此時系統(tǒng)熱力系數(shù)可達0.561。研究了系統(tǒng)中再生式間接蒸發(fā)冷卻器工作空氣比r系統(tǒng)熱力性能的影響，得到如下結(jié)論：1）系統(tǒng)在r為時對再生熱源品位的要求低于r為0時，且有效制冷量Qeff和有效熱力系數(shù)COPeff隨再生溫度的升高而增大；2）系統(tǒng)在r為的運行模式下能夠處理空調(diào)房間冷負荷時所對應(yīng)的室外極限溫濕度均大于r為0時，且Qeff和COPeff更大。因此在高溫高濕氣候條件下系統(tǒng)應(yīng)優(yōu)先采用r=0.25的運行模式。3）再生溫度、室外干球溫度變化時，系統(tǒng)熱力系數(shù)COPsys和有效熱力系數(shù)COPeff的變化趨勢相反。4）溶液除濕與再生式間接蒸發(fā)冷卻技術(shù)結(jié)合的系統(tǒng)可以比溶液除濕與直接蒸發(fā)冷卻結(jié)合的系統(tǒng)在更低的熱源溫度下工作，且應(yīng)用于高溫高濕地區(qū)時優(yōu)勢更加明顯。參考文獻：[1]MohammadAT,BinMatS,SulaimanMY,etal.Surveyofhybridliquiddesiccantairconditioningsystems[J].RenewableandSustainableEnergyReviews,2013,20:186-200[2]GoetzlerW,ZoggR,YoungJ,etal.EnergysavingspotentialandRD&Dopportunitiesfornon-vapor-compressionHVACtechnologies[J].NavigantConsultingInc.,preparedforUSDepartmentofEnergy,2014[3]MohammadAT,MatSB,SulaimanMY,etal.Historicalreviewofliquiddesiccantevaporationcoolingtechnology[J].EnergyandBuildings,2013,67:22-33[4]BukerMS,RiffatSB.Recentdevelopmentsinsolarassistedliquiddesiccantevaporativecoolingtechnology-Areview[J].EnergyandBuildings,2015,96:95-108[5]TuM,RenCQ,ZhangLA,etal.Simulationandanalysisofanovelliquiddesiccantair-conditioningsystem[J].AppliedThermalEngineering,2009,29(11):2417-2425[6]KimMH,ParkJY,HamSW,etal.Energyconservationbenefitofwater-sidefreecoolinginaliquiddesiccantandevaporativecooling-assisted100%outdoorairsystem[J].EnergyandBuildings,2015,104:302-315[7]XieXY,JiangY.ComparisonofTwoKindsofIndirectEvaporativeCoolingSystem:ToProduceColdWate