程同　李娟玲　杨道龙

摘要：为了达到高干燥温度、节能环保的目的，以CO2为工质开发了1台小型带回热器的CO2热泵干燥样机。该样机设计为全封闭式结构，含有双蒸发器，通过控制系统控制内外蒸发器的开闭从而达到除湿、节能的目的。以胡萝卜为干燥对象，在该样机上研究CO2工质的参数变化对系统性能的影响、内外蒸发器对系统节能的影响。干燥试验结果表明，该干燥装置方便可控、性能稳定，干燥介质温度可稳定在75 ℃，COPh（系统能效比）为3.5，SMER（单位能耗除湿量）达到1.03 kg/（kW·h），实际干燥介质最佳投放量为12 kg，为CO2热泵干燥装置市场化提供了研究基础。

关键词：空气能；CO2热泵；干燥；数据采集；控制

中图分类号： S226.6 文献标志码： A 文章编号：1002-1302（2016）07-0403-04

干燥作为农产品加工中的重要过程，其能耗约占国家工业能耗的7%～15%[1]。热泵干燥以其节能优势于20世纪70年代迅速被推广到各个领域。传统热泵干燥装置中的制冷工质多为氯氟烃及其混合物，破坏臭氧层且产生温室效应。近年来制冷剂对臭氧层的破坏和全球温室效应等环保问题日益突出，氟氯烃工质的替代问题引起全世界共同关注。根据《蒙特利尔议定书》第19次缔约方大会最新规定，中国须完成2030年氯氟烃的全面淘汰的任务[2]。天然工质CO2以其无毒、环保、不可燃、具有再生性以及良好的经济性等特点，成为国际上替代氟利昂工质的理想制冷剂[3]。

目前国际上已经开展了对CO2跨临界热泵干燥研究，德国Essen大学的Schmidt等分析和讨论了CO2在热泵干燥方面应用的可行性[4-5]：CO2的物性特征使其利于流动和传热，高的容积制冷量使干燥系统部件的尺寸减小，CO2跨临界循环特性使得系统运行时气体冷却器的放热过程为变温过程，可以实现与干燥介质之间的良好温度匹配，正好满足热泵干燥中梯级放热的要求，使得系统有效能损失减小，能源利用率提高；CO2跨临界热泵干燥能够达到较高的干燥温度和除湿率；CO2自身优良的环境性能和热力学特性，使其在热泵干燥系统中用CO2作为制冷工质具有可行性。

国内的西安交通大学和天津大学热能研究所对CO2热泵干燥进行了相关的理论研究，将其与电加热干燥机及传统工质热泵干燥机相对比得出：电加热干燥机干燥介质温度高，但其单位能耗除湿量约为0.72 kg/（kW·h）；传统工质热泵干燥机将其单位能耗除湿量提高至1.54～2.05 kg/（kW·h），但干燥介质温度只能维持在50 ℃左右[6-10]；本研究开发的全封闭空气能CO2热泵干燥装置可以兼顾干燥空气温度和单位能耗除湿量。全封闭循环结构不需要进气预处理，对环境的依赖性小；系统中加入新型高效的回热器，相对常规循环提高了系统能效比[11]；设计双蒸发器热泵干燥装置，内部蒸发器开启时，制冷工质吸收干燥介质的余热对其除湿；外部蒸发器开启时，制冷工质吸收外部空气能，节约能源。双蒸发器设计既保证了干燥介质湿度在设定的范围内，又可以吸收空气能达到节能效果。

1 CO2热泵干燥装置

CO2热泵干燥装置主要由热泵系统、干燥介质循环系统和数据采集及控制系统组成。其中热泵系统包括压缩机、换热器、节流装置和辅助装置；干燥介质循环系统包括干燥室和风机。控制系统包括数据采集模块和控制模块。全封闭空气能CO2热泵的工作原理见图1，其中CO2循环为单线流程，干燥介质循环过程为双线流程。

当干燥室中湿度较高，未达到设定值时，热泵系统内的CO2气体首先经过压缩机压缩成为高温高压的超临界气体，在气体冷却器中向干燥介质放热成为低温高压的气体，进入回热器高压侧进一步降温，再经过手动调节阀膨胀成低温低压的气液混合物，经过内部蒸发器中吸收热量蒸发，在回热器低压侧过热后再次被吸入压缩机完成制冷循环[12]。干冷空气由气体冷却器加热到设定的温度后，进入干燥室吸取物料中的湿分；高温湿空气进入内部蒸发器降温到露点温度以下，凝结出水蒸气并排出到干燥系统外；除湿后的空气再次成为干冷空气进入气体冷却器完成整个干燥介质循环。

当干燥室中湿度达到设定值时，经过膨胀阀的气液混合物在外部蒸发器中吸收空气能蒸发再进入回热器过热[12]，干燥室吸湿后的空气经过内部蒸发器再次进入气体冷却器完成整个干燥介质循环。

2 主要系统

2.1 热泵系统和干燥系统

热泵系统主要部件包括压缩机、换热器、节流装置。干燥系统主要组成部件为干燥器和主风机。

2.1.1 压缩机 压缩机是热泵系统的心脏。考虑到技术成熟、运转稳定，并通过计算和分析对比，本系统采用意大利DORIN生产的CD-H系列，配套动力为1.8 HP的全封闭活塞式压缩机。

2.1.2 换热器 热泵系统换热器的设计包括气体冷却器、蒸发器和回热器。气体冷却器是热泵干燥装置中的关键设备之一，考虑到系统承压、技术成熟、经济性等因素，气体冷却器和蒸发器都选用不锈钢管翅式换热器，结构为正三角形叉排，逆流布置。设计气体冷却器将干燥介质由30 ℃加热到60 ℃，尺寸为50 cm×8.66 cm×43 cm，换热量为5.27 kW；设计蒸发器尺寸为45 cm×8.66 cm×30 cm，换热量4.02 kW。委托国内制冷企业加工制造，既保证了装置的性能，又显著地降低了造价。回热器选用自行设计套管式，外管为光管，外径为10 mm，内径为9 mm。回热器内管的内表面为光滑面，外表面为微肋面，平均外径为0.6 cm，内径为0.5 cm。来自气体冷却器的高压CO2在内管内流动，而来自蒸发器的低压CO2在环状空间内流动。回热器长度为0.92 m，换热量为0.5 kW。

2.1.3 节流装置 节流装置是热泵系统中基本部件之一，目前在CO2系统中常用的节流装置为毛细管、针阀、电子膨胀阀。为了实现调节方便、经济性好的目的，本设计选用hip超高压不锈钢针型阀，其接头内径为0.752 cm，节流口尺寸为0.317 5 cm。

2.1.4 干燥器 本干燥设备的干燥器为卧式多孔干燥器，设计为上、中、下3层，每层为多孔板，直径为0.4 m，孔径为 0.5 cm，开孔率为30%。

2.1.5 主风机 风机为整个干燥装置中干燥介质循环提供动力。根据干燥设备的特点，选用额定功率为105 W、额定流量为980 m3/h的离心风机。主循环风机的实际风压和流量可通过变频器调节。

2.2 数据采集与控制系统

2.2.1 数据采集单元

2.2.1.1 制冷工质数据采集 制冷工质采集的数据包括压缩机吸气的压力P1和温度T1、压缩机排气的压力P2和温度T2、气体冷却器出口处制冷剂的压力P3和温度T3、蒸发器入口处制冷剂的压力P4和温度T4。压力表选用上海正定普通压力表，量程为0～40 MPa。温度表选择REX-C系列的温度控制器，量程为0～200 ℃。安装好的温度表和压力表数值显示在干燥系统的外表面板上。

2.2.1.2 干燥数据采集 CO2热泵干燥系统的数据采集过程为：传感器将现场采集的温度、湿度、风速、重量信号输入到EM231模块，经过EM231模块的D/A转换后将数字量存储在输入映像寄存器中；CPU226将数字量换算成实际工程值并储存在变量存储器中，通过通讯电缆将其中的数据传给计算机；计算机上的PC Access将作为OPC服务器从PLC数据寄存器中获取数据，组态软件WinCC作为OPC客户端从PC Access中读取数据，并在监测画面上实时显示并保存。数据采集过程如图2所示[13]。

2.2.2 参数控制 干燥系统中，制冷循环各个参数如CO2充注量、节流阀开度变化可能引起压缩机吸排气压力与温度、冷却压力与温度、蒸发压力与温度的变化，从而引起系统性能如COPh、MER、SMER的变化。

制冷工质参数控制通过直角针形阀调节CO2充注量，通过手动节流阀“T”形旋钮调节节流阀开度。外部辅助蒸发器的开闭通过入口处的电磁阀进行调节，开闭原则是既保证内部蒸发器可以有效除湿，又保证干燥介质的湿度在合理范围。

3 试验验证

3.1 试验设备及材料

在自行研制的CO2热泵干燥系统上进行干燥试验，CO2热泵干燥系统的整体见图3。

考虑经济性、典型性及原料受季节影响小，选用胡萝卜作为试验对象。将新鲜无损的胡萝卜整理、清洗、除根切蒂，切成2 mm薄片，一部分样本使用卤素快速水分测定仪测得湿基含水率为92.10%，另外一部分用电子天平测得初始质量，按照干燥要求均匀撒在干燥器板上进行干燥。

3.2 性能指标与方法

用来衡量热泵干燥装置性能最主要的参数有：热泵干燥系统性能系数（COPh）、单位时间除湿量（MER）、单位能耗除湿量（SMER）。

热泵干燥系统理论的性能系数COPh[13]的定义为：

COPh=高温下热泵输出的有用能量/压缩机消耗的电能。

实际情况中热泵性能系数COPh总是小于其相应的逆卡诺循环热泵性能系数。COPh只反映热泵的性能，而没有体现整个热泵干燥装置，MER、SMER是在工程中常用的参数，更直观地反映热泵干燥系统的性能。其中单位时间除湿量MER为：

MER=水分去除量/时间。

单位能耗除湿量SMER定义为：

SMER=水分去除量/消耗的电能。

热泵干燥装置的COPh、SMER和MER往往不能同时达到最大值，这是由于在热泵干燥装置中同时存在热泵工质循环和干燥介质循环，2种循环是相互影响的。评价一个热泵干燥装置的性能，应综合考察上述3项参数指标。

在研究制冷工质参数对热泵干燥装置系统性能的影响时，关闭外辅助蒸发器，设定温度为60 ℃，切片厚度为2 mm，选用1 000 g干燥物料，分别做2组试验。第1组试验分别设定停机后的平衡压力为4.4、5.1、5.5 MPa，研究CO2充注量对热泵干燥系统性能的影响；第2组试验将节流阀开度分别调节为10%、20%、30%，研究节流阀开度对系统性能的影响。

将系统参数调节为试验得出的最佳CO2充注量和最佳节流阀开度，根据干燥介质湿度间歇开启外部蒸发器，研究外部辅助蒸发器的节能效果。

在研究物料的最佳放入量时，设定温度为60 ℃，切片厚度为2 mm，分别设定物料放入量为4、8、12 kg，得出系统最佳的COPh和SMER。

4 结果与分析

4.1 制冷工质参数变化对系统性能的影响

4.1.1 CO2充注量对系统性能的影响 试验中系统停机时的平衡压力分别为4.4、5.1、5.5 MPa时停止充注，保持节流阀开度不变，稳定运行后发现：系统的CO2充注量越大，停机时的平衡压力越高，稳定运行后其冷却温度越高，蒸发温度也越高。

系统停机时的平衡压力分别为4.4、5.1、5.5 MPa时停止充注，第1组系统停机时的平衡压力为4.4 MPa，第2组系统停机时的平衡压力为5.1 MPa，第3组系统停机时的平衡压力为5.5 MPa。运行系统，调整节流阀开度，使蒸发温度保持为设计值10 ℃。分别由压力表和温度表得到的参数如表1所示。可以看出，当蒸发温度不变时，改变CO2的充注量可以改变干燥室温度。在后续试验中，可以通过调节CO2充注量来调节干燥室的温度。

4.1.2 节流阀开度对CO2热泵系统性能的影响 由表2可知，当气体冷却器出口温度保持35 ℃不变、气体冷却器压力保持9 MPa不变、蒸发温度升高时，系统COPh和SMER随之升高。当排气压力保持不变时，压缩机吸气压力升高，压缩机压缩比降低，排气温度随之降低。

4.2 外部蒸发器的节能效果

根据数据采集系统采集的湿度曲线，如图4所示。在快速干燥阶段，吸湿量大于蒸发器除湿量，空气湿度逐渐增大，此时开启内部换热器；随着干燥的进行，进入恒速干燥阶段，此时空气湿度渐渐平稳，交替开启内外蒸发器以达到除湿和节能的效果。到了降速干燥阶段，干燥室内吸湿量减小，小于内部蒸发器除湿量，干燥介质的湿度逐渐减小，此时可以开启外部换热器使热泵系统吸收空气能。

手动间歇启动外蒸发器的电磁阀，使系统可从空气中吸取空气能，使得干燥介质温度更高（表3）。

4.3 系统最佳一次性物料投放量

为了验证干燥机的除湿性能，设定温度为60 ℃、风速为 1.5 m/s，第1组加入物料4 kg、第2组加入物料8 kg、第3组加入物料12 kg进行试验， 将物料的湿基含水率从92%下降到30%。物料实时质量变化曲线如图5所示，计算的单位时间除湿量如表4所示。

由表4可以看出，当物料太少时，干燥机未得到充分利用，干燥的单位时间除湿量小；增加物料使得热泵干燥装置的单位时间除湿量增大；当物料投放量为12 kg时，实际的热泵干燥装置的平均单位时间除湿量（MER）约为 1.52 kg/h，平均单位能耗除湿量（SMER）为1.03 kg/（kW·h）。

5 结论

CO2热泵干燥系统能够手动调节工质充注量以及节流阀开度达到所需值，平稳运行后各个参数点的温度和压力能够平衡。干燥循环中，干燥介质的温湿度、风机的风速在合适的范围。通过热泵干燥数据采集系统能够很好地监测系统工作过程，并手动根据干燥介质湿度来开启或关闭外部蒸发器。

充注CO2使得系统停机时平衡压力为5.1 MPa，此时系统的压缩机在额定功率下运行，系统COPh达3.5。保证压缩机排气压力为9.5 MPa，调节手动节流阀使其开度为20%，此时蒸发温度为10 ℃，既能保证压缩机的排气温度，又能够使系统COPh维持在3.56。

系统停机时平衡压力为5.1 MPa时，将节流阀开度调节为20%，一次性放入12 kg物料将其从含水率92.1%干燥至30%以下，保证干燥介质湿度在30%以下，间歇开启外辅助蒸发器，得出干燥介质平均温度为75 ℃，系统的COPh为3.50，单位能耗除湿量为1.10 kg/（kW·h）。

参考文献：

[1]李旭东，马 军. 热泵干燥技术简介[J]. 化工设计，1997（6）：40-41.

[2]汪训昌. 《蒙特利尔议定书》缔约方第19次会议第XIX/6号决定及相关决议的解读与述评[J]. 暖通空调，2009，39（1）：53-61.

[3]马一太，魏 东，王景刚. 国内外自然工质研究现状与发展趋势[J]. 暖通空调，2003，33（1）：41-46.

[4] Schmidt E L，Klocker K，Flacke N，et al. Applying the transcritical CO2 process to a drying heat pump[J]. International Journal of Refrigeration，1998，21（3）：202-211.

[5]Lorentzen G，Pettersen J. Revival of carbon dioxide as a refrigerant[J]. International Journal of Refrigeration，1994，17（4）：292-301.

[6]曾宪阳，马一太，李敏霞，等. CO2热泵干燥系统的研究[J]. 流体机械，2006，34（4）：52-56.

[7]曾宪阳，马一太，李敏霞. 二氧化碳热泵干燥技术[J]. 中国农机化，2005（3）：44-46.

[8]马一太，王侃宏，王景刚，等. 超临界流体跨临界循环最优压力研究[J]. 大连理工大学学报，2001，41（增刊1）：15-18.

[9]宋昱龙，唐学平，王守国，等. 空气源跨临界CO2热泵最优排气压力的理论和实验[J]. 西安交通大学学报，2014，48（9）：81-87.

[10]巨小平，崔晓龙. 跨临界CO2热泵空气加热系统试验研究[J]. 流体机械，2012，40（10）：69-71，27.

[11]丁国良，黄冬平. 二氧化碳制冷技术[M]. 北京：化学工业出版社，2006.

[12]季建刚，黎立新，蒋维钢. 跨临界循环二氧化碳制冷系统研究进展[J]. 机电设备，2002，19（4）：23-27.

[13]张建锋. 热泵干燥装置监控系统的设计与研究[D]. 南京：南京农业大学，2008.