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| 復疊式機組與兩級壓縮式熱泵機組冷凍干燥系統循環特性的比較 |
| 來源：諾冰制冷 發布時間：2016-4-26 |
冷凍干燥廣泛地應用于食品、生物、制藥、醫學、化工和材料制備等領域，已成為高附加值物料干燥脫水的重要方法之一[1,2]。干燥速率低、時間長、過程能耗高和設備投資費用大等缺點已成為制約冷凍干燥技術大規模工業應用的技術瓶頸。降低冷凍干燥過程能耗，提高冷凍干燥過程經濟性,開發新型節能裝置，是冷凍干燥技術發展的研究熱點。
冷凍干燥過程中，干燥室中的加熱擱板加熱凍結物料，提供物料中冰升華所需要的熱量，從物料中逸出的水蒸氣由水汽冷凝器捕集。按照冷凍干燥機的常規操作條件，一般輻射加熱擱板的工作溫度為60～80℃，水汽凝結器的工作溫度低于-40℃，冷源與熱源的溫度相差了100～120℃，在干燥過程中同時需要熱量和冷量。熱泵裝置可以使熱量從低溫物體轉移到高溫物體，并可將低溫熱能轉變為可用的熱能，而熱泵裝置中壓縮機的單級壓縮比一般不超過8～10[3],為了獲得較低的蒸發溫度和較高的冷凝溫度,就要采用多級壓縮循環,使單級的壓縮比降低，效率提高。要提高冷凍干燥過程的經濟性和系統能量的利用效率，可將多級壓縮循環的熱泵裝置用于冷凍干燥裝置。
本文以R600a/R290和R290為工質分別構建了復疊式循環和二級壓縮循環的熱泵冷凍干燥系統。對二種熱泵干燥系統的構建方法和循環性能進行了分析，計算并分析了冷凍干燥過程熱泵系統的中間溫度、加熱溫度和冷阱溫度變化對系統循環特性的影響。
1.復疊式機組與兩級壓縮式熱泵冷凍干燥系統
復疊式熱泵冷凍機組干燥系統
復疊式機組熱泵循環由高溫級和低溫級兩部分組成，兩部分自成獨立循環系統，用冷凝蒸發器將這兩個系統聯系在一起，它既是高溫級的蒸發器也是低溫級的冷凝器
高溫級循環由高溫級壓縮機、干燥室加熱器、旁通換熱器、節流閥和冷凝蒸發器組成封閉循環。循環工質在干燥室加熱器的擱板內冷凝，加熱凍結的含濕物料，在低壓下使物料中的冰升華為水蒸氣，使物料脫水。低溫級循環由低溫級壓縮機、冷凝蒸發器，節流閥和水汽凝結器組成封閉循環。循環工質在水汽凝結器管內蒸發，降低水汽凝結器溫度，并捕集干燥過程中升華的水蒸氣，以維持系統的真空和防止水蒸氣進入真空泵。
在間歇式冷凍干燥系統中，由于升華干燥過程中的水蒸氣全部由水汽凝結器捕集，如果忽略升華—凝結過程中升華水蒸汽的顯熱變化，則干燥過程干燥室的加熱負荷與水汽凝結器的冷凝負荷大致相等。在此系統中熱泵的制熱量則大于干燥過程所需的加熱量，多余熱量可用于彌補干燥室的熱量損失，以及由旁通換熱器加以利用，如加熱清洗消毒用水、用于冷凍干燥物料的前處理過程等。
兩級壓縮式熱泵冷凍干燥系統
兩級壓縮循環是將來自蒸發器的低壓蒸汽先經低壓級壓縮機壓縮到某一中間壓力,然后進入高壓級壓縮機壓縮到冷凝壓力，這樣既可以滿足熱泵系統蒸發溫度和冷凝溫度的要求,又可使壓縮機的壓縮比控制在合理范圍內。
兩級壓縮按其節流方式和高壓級壓縮機的吸氣狀態可分為：兩級節流中間完全冷卻循環、兩級節流中間不完全冷卻循環,一級節流中間完全冷卻循環和一級節流中間不完全冷卻四種循環形式。采用一級節流時，工質液體是直接從冷凝壓力節流到蒸發壓力，可利用其壓力差實現遠距離或向高處供液，而且易于調節。
一級節流中間完全冷卻循環與一級節流中間不完全冷卻循環的唯一不同之點是低壓級壓縮機的排氣在中間冷卻器中被冷卻成飽和蒸汽。低壓級壓縮機排氣冷卻時要放出過熱熱量,因而在中間冷卻器中要引起中壓液體工質的蒸發,這將使高壓壓縮機的流量增加。但高壓壓縮機所吸入的不再是過熱蒸汽，而是飽和蒸汽。因此，高壓級壓縮機的排氣溫度不會過高，這對絕熱指數較高的工質比較有利。
由冷阱（蒸發器）的低壓蒸汽8由低壓級壓縮機吸入，并壓縮到中間壓力Pm后進入中間冷卻器，被其中的循環工質液體冷卻為該壓力下的飽和蒸汽，與經節流閥的閃發蒸汽6一同被高壓級壓縮機吸入，壓縮到冷凝壓力Pk進入干燥室加熱器和旁通換熱器（冷凝器）。高壓液體分成兩路，一路經節流閥節流至中間壓力Pm進入中間冷卻器，利用其產生的冷量來冷卻低壓壓縮機的排氣和盤管中的液體，吸熱蒸發后的蒸汽和低壓級壓縮機的排氣一同進入高壓壓縮機；另一路高壓液體在中間冷卻器的盤管內過冷后經節流閥節流至蒸發壓力Po，在冷阱（蒸發器）中吸熱蒸發。
循環特性的計算
為了考察熱泵循環冷凍干燥系統的能量利用效率，可根據圖1(b)所示復疊熱泵循環的工作狀態點來計算復疊循環的供熱系數COPC：
(1)
與復疊式熱泵循環類似，由圖2(b)所示的狀態點，可將兩級壓縮中間完全冷卻熱泵循環的COPT表示為：
(2)
式中，Qk表示冷凝器的加熱負荷，kW，該加熱負荷為干燥室加熱器的熱負荷與旁通換熱器加熱負荷之和；Nd表示低溫級或低壓級壓縮機的輸入功率，kW；Ng為高溫級或高壓級壓縮機的輸入功率，kW。
2.計算結果的分析與討論
在復疊式熱泵冷凍干燥系統中，高溫級以R600a為工質，低溫級以R290為工質[5]。為了研究該系統能量利用質量的情況，針對上述系統進行了分析。計算中制冷量Qo取3.1kW,低溫級循環的蒸發溫度T0取為-40℃，高溫級循環的冷凝溫度TK為80℃，冷凝蒸發器的傳熱溫差為5℃。Tm定義為高溫級循環的蒸發溫度。高溫級壓縮機和低溫級壓縮級的等熵效率均取0.75。為了避免使高溫級循環壓縮機壓縮后進入兩相區，計算中壓縮機吸氣過熱度取為10℃。
對于兩級壓縮一級節流中間完全冷卻的熱泵循環，系統的工質為R290。為了便于比較和分析，計算中制冷量Qo、低壓級循環的蒸發溫度T0、高壓級循環的冷凝溫度TK、壓縮機等熵效率等與復疊式熱泵循環的計算參數相同。
中間溫度變化對循環特性的影響
當中間溫度變化時，對于復疊式熱泵和兩級壓縮式熱泵冷凍干燥系統，均存在最佳的中間溫度使系統的COP值達到最大，而且復疊式熱泵的COP值高于兩級壓縮式熱泵。當中間溫度為25℃時，復疊式熱泵的COP值達到最大值1.89；當中間溫度為30℃時，兩級壓縮式熱泵的COP值達到最大值1.87。當中間溫度從15℃變化到35℃時，復疊式熱泵的COP值的變化幅度小于1％，而兩級壓縮式熱泵的COP值的變化幅度為1.75％，表明中間溫度變化對復疊式熱泵運行性能的影響較小。復疊式熱泵的供熱性能略高于兩級壓縮式熱泵，中間溫度的變化對復疊式熱泵和兩級壓縮式熱泵整體供熱性能的影響均較小。
冷凝溫度變化對循環特性的影響
當需要改變冷凍干燥過程加熱操作條件時，熱泵的冷凝溫度也需隨之改變。
當蒸發溫度維持在－40℃不變且中間溫度取最佳值時，熱泵循環的供熱系數隨冷凝溫度的上升而下降。當冷凝溫度由70℃升高到90℃,復疊式熱泵的供熱系數從2.05變化到1.75，降低了14.7%；而兩級壓縮式熱泵的供熱系數則從2.67降至1.67,降低了19.3％，表明冷凝溫度對兩級壓縮式熱泵的供熱性能影響較大。因此，在熱泵冷凍干燥系統實際運行中,只要能滿足加熱的溫度要求,應適當控制熱泵系統冷凝溫度，以保證熱泵系統獲得較高的供熱系數。
蒸發溫度變化對循環特性的影響
為了捕集升華干燥的水蒸汽，冷凍干燥系統的冷阱需維持在較低的溫度水平。為了考察冷阱工作溫度對熱泵干燥系統性能的影響，本文計算了蒸發溫度變化時熱泵冷凍干燥系統的循環性能。
熱泵循環供熱系數隨著蒸發溫度升高而增大，當蒸發溫度從-50℃上升到-30℃,復疊式熱泵的供熱系數由1.76變化到2.02,增大了14.7％,兩級壓縮式熱泵的供熱系數則由1.74增至2.03,增大了16.7％，兩者大致相同。因此，在實際運行中只要能滿足捕集升華水蒸汽的溫度要求，提高冷阱的工作溫度有利于熱泵冷凍干燥系統獲得較高的供熱系數和較好的經濟性。
3.結論
為了提高系統的能量利用效率和系統運行的經濟性，提高冷凍干燥過程的經濟性，可將多級壓縮循環的熱泵裝置用于冷凍干燥系統。
本文以R600a/R290和R290為工質分別構建了復疊式循環機組和二級壓縮循環的熱泵冷凍干燥系統。對二種熱泵干燥系統的構建方法和循環性能進行了分析，并分析和討論了冷凍干燥過程中熱泵系統中間溫度、加熱溫度和冷凝溫度對系統循環性能的影響。結果表明：復疊式熱泵和兩級壓縮式熱泵均可用于冷凍干燥系統，在常規的冷凍干燥條件下，兩者具有類似的循環性能，復疊式熱泵的供熱性能略高于兩級壓縮式熱泵，但復疊式熱泵冷凍機組的冷凝壓力遠低于兩級壓縮熱泵，從壓縮機和系統的強度要求方面考慮，復疊式熱泵的造價相對低廉，但缺點是在熱泵系統中需采用兩種循環工質。 |
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