龔永奇，鄧 建，劉慎洋

1 前言

飛機空調車是在飛機發(fā)動機停機狀態(tài)下，在地面通電檢查和維修飛機電子設備時，給飛機設備艙提供干燥而潔凈的給定溫度和濕度的冷、熱空氣，用來控制飛機電子儀器工作環(huán)境的保障設備。隨著大型飛機電子設備的數(shù)量越來越多，功率越來越大，飛機空調車在飛行保障過程中發(fā)揮著越來越重要的作用［1，2］。

目前蒸氣壓縮式飛機空調車應用廣泛。在處理空氣顯熱方面，蒸氣壓縮式制冷循環(huán)具有傳熱效率高、結構簡單等優(yōu)點。但是在處理空氣潛熱方面，蒸氣壓縮空調系統(tǒng)是冷凝除濕，其蒸發(fā)溫度往往低于露點溫度，因而蒸氣壓縮制冷循環(huán)的除濕效率比較低；同時由于除濕不徹底，通冷風過程中時常會出現(xiàn)水滴等問題。本文針對蒸氣壓縮式飛機空調車存在的除濕問題，提出一種基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)，并對其除濕性能進行改進。

2 基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)的工作原理

2.1 系統(tǒng)結構

基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)是在傳統(tǒng)的蒸氣壓縮式空調基礎上進行的改進，主要區(qū)別是表面涂覆了固體吸附劑的除濕換熱器取代傳統(tǒng)的除濕裝置，同時將蒸發(fā)溫度提高到15 ℃以上［3］，如圖1所示。基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)主要是由2個除濕換熱器、熱泵空調、節(jié)流元件、2個離心式風機、四通換向閥組成。

圖1 基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)示意

在飛機空調車冷風工況中，機場處的空氣通過低溫的蒸發(fā)器側，多余的水分被蒸發(fā)器表面的除濕劑吸附，同時低溫的制冷劑帶走除濕過程中產生的吸附熱，然后送入飛機設備艙。另一側的戶外新風通過高溫的冷凝器釋放的冷凝熱加熱吸濕劑，使上一循環(huán)中吸附的水分被解析，被排放到大氣中［4］。通過制冷劑側四通換向閥和空氣側風閥的切換，使2個除濕換熱器的角色發(fā)生互換，完成一個完整的循環(huán)周期，并按照這種方式往復與運動，從而向飛機設備艙內不斷提供符合要求的新風。

2.2 空氣處理過程

蒸氣壓縮式飛機空調車為全新風系統(tǒng)，以降溫除濕為例，其通冷風過程及新型的固體吸附除濕過程如圖2所示。過程1表示固體除濕空調處理空氣過程，環(huán)境空氣狀態(tài)位于空氣處理示意圖的最上方W狀態(tài)點，進入除濕換熱器進行冷卻除濕達到F狀態(tài)點，然后經過降溫達到送風溫度狀態(tài)點S。過程2表示蒸氣壓縮式空調車處理空氣過程，環(huán)境空氣W經過預冷處理，降溫減濕到達B狀態(tài)點；狀態(tài)B點到C點為空氣在風機中的升溫過程；然后C點空氣再次被冷卻去濕至D點，使得該狀態(tài)下的空氣含濕量滿足指標要求（≤8g/kg干空氣）；最后根據(jù)送風溫度要求，等濕加熱至狀態(tài)點 S［5］。

圖2 空氣處理過程的焓濕圖

3 空調系統(tǒng)能耗理論分析

假設飛機空調車的風量G以及飛機設備艙內熱濕比ε已知，對于過程1來說，所需要的制冷劑負荷主要用來處理新風負荷Qfa和由于在吸附水蒸氣過程中會放出比冷凝熱更多的吸附熱Qxf。另外空調系統(tǒng)在除濕蒸發(fā)器和除濕冷凝器功能切換過程中因為熱慣性帶來的冷量損失相當于總制冷量來說一般較小，因此可以忽略不計［6,7］。

新風空氣的絕對濕度可以用近似公式計算：

式中 H——空氣相對濕度

B——大氣壓，Pa，取 B=101325Pa

T0——開爾文溫度，K

濕空氣的比焓h計算式：

送風狀態(tài)點的空氣狀態(tài)為：

式中 ts，tw——送風空氣和環(huán)境空氣的溫度，℃

ds，dw—— 送風空氣和環(huán)境空氣含濕量，g/kg干空氣

3.1 過程1能耗

過程1所需的總制冷量為：

式中 iw，is—— 環(huán)境空氣和送風空氣的焓值，kW/kg

Lxf——吸附劑吸附水蒸氣的吸附熱，kW

L ——水蒸氣冷凝時的氣化潛熱，kW

由于飛機空調車利用風管輸送風，風管中有阻力，當飛機空調氣在風管內流動時由于管內的摩擦阻力和局部阻力產生壓降，通過風管的壓降ΔP1與通過的風量G的平方成正比，即：

式中 Sflow——管路阻抗

ρa——空氣密度，kg/m3

ξ——局部阻力系數(shù)

l——管路長度，m

d ——管路直徑，m

離心風機的耗電功率WF為：

式中 ΔP——換熱器前后的壓差，Pa

ηF——風機機械效率

空調系統(tǒng)總耗能W1：

3.2 過程2能耗

對于過程2來說，露點的狀態(tài)參數(shù)為：

式中 PL——水蒸氣分壓力，kPa

tL——空氣的露點溫度，℃

iL——空氣露點時的焓值，kW/kg

空調系統(tǒng)的負荷為：

空調系統(tǒng)總耗能為：

其中需要說明的是，對于送風過程中，空調系統(tǒng)密封性良好，風量沒有損失。采用R134a制冷劑的壓縮機的COP變化不大，可近似取為定值［8］。

4 結果與討論

本文選擇3種不同的飛機設備艙內熱濕比（5000，7000，10000）、3種不同的天氣情況（（40℃，70%）、（35℃，60%）、（30℃，40%）），計算飛機空調車空調系統(tǒng)在不同的送風溫差下的整體系統(tǒng)性能水平。其中，設定的飛機設備艙狀態(tài)為（25℃，50%），制冷劑為R134a，送風壓差為1000Pa、風機效率為 0.6。

圖3所示為戶外天氣為（35℃，70%），飛機空調車空調系統(tǒng)在飛機設備艙內熱濕比分別為5000，7000，10000時，飛機空調車的空調系統(tǒng)的功耗隨著送風溫差的不同而變化的情況。從圖3中可以看出，隨著送風溫差的增大，系統(tǒng)能耗也隨之而增大；同時熱濕比越大，在相同送風溫差的條件下其功耗越小。

圖3 不同熱濕比條件下過程1的總功耗隨送風溫差的變化

圖4 所示為是艙內熱濕比為5000時，飛機空調車空調系統(tǒng)在（40℃，70%）、（35℃，60%）、（30℃，40%）3種不同室外天氣條件下，整個空調系統(tǒng)的能耗隨天氣不同而變化的情況。戶外天氣溫度越高、濕度越大則整個系統(tǒng)的功耗越高。

圖4 不同戶外天氣條件下過程1的總能耗隨送風溫差的變化

戶外天氣為（35℃，70%），吸附劑為硅膠時，基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)在艙內熱濕比分別為5000，7000和10000時，整個空調系統(tǒng)的功耗隨著送風溫差的變化如圖5所示。從圖5中可以看出，隨著熱濕比的增大，除濕系統(tǒng)功耗逐漸減少；隨著送風溫差的增大，除濕系統(tǒng)功耗逐漸增大。

圖5 不同熱濕比條件下過程2的總功耗隨送風溫差的變化

圖6所示為ε為5000，吸附劑為硅膠時，基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)在（40℃，70%）、（35℃，60%）、（30℃，40%）3種不同戶外天氣條件下，整個除濕系統(tǒng)的功耗隨著天氣不同而變化的情況。從圖6中可看出，系統(tǒng)功耗隨著戶外溫濕度的增加而增加，隨著送風溫差的降低而增加。飛機地面需要的空調氣源有嚴格的要求，即送風含濕量小于等于8g/kg干空氣。從圖7可看出基于熱泵的空調系統(tǒng)在艙內熱濕比為5000時，不同送風溫差的送風含濕量均滿足送風要求。

圖6 不同戶外天氣條件下過程2的總能耗隨送風溫差的變化

圖7 不同送風溫差條件下送風空氣的含濕量隨送風溫差的變化

比較圖3和圖5可以發(fā)現(xiàn)，基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)能耗比冷凝除濕系統(tǒng)的能耗更小，而且艙內熱濕比越小，即濕度越大，兩者能耗的差別越大，節(jié)能效果越明顯。當艙內熱濕比為5000時，固體吸附除濕的最低能耗為30 kW，而冷凝除濕系統(tǒng)最低能耗為35 kW。因此，此時固體吸附除濕相對與冷凝除濕節(jié)能約14%。比較圖4和圖6可以發(fā)現(xiàn)，在同樣的天氣條件下，固體吸附除濕系統(tǒng)的功耗比冷凝除濕系統(tǒng)的能耗更小。

5 結論

（1）采用基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)相比傳統(tǒng)的冷凝除濕能耗更低，而且艙內的熱濕比越小或者戶外天氣的濕度越大，系統(tǒng)能耗越低。當艙內熱濕比為5000時，在滿足送風要求的條件下，基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)的最低能耗為30 kW，而冷凝除濕系統(tǒng)最低能耗為35 kW。因此，此時該系統(tǒng)相對于冷凝除濕節(jié)能約14%。

（2）基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)的能耗隨著送風溫差的增大而減少，而且相同送風溫差下，固體吸附除濕系統(tǒng)的能耗更小。

（3）在相同的天氣條件下，基于熱泵的固體除濕系統(tǒng)的能耗比冷凝除濕系統(tǒng)的能耗更小，而且戶外天氣濕度越大，其節(jié)能效果越明顯。

［1］ 國防科學技術委員會.GJB2643-96：飛機地面空調車通用規(guī)范［S］.北京：中國標準出版社，1996.

［2］ 朱日春.國外飛機空調車現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢［J］.四川工兵學報,2012,33(10):66-69.

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［8］ 江宇,黃溢.新型熱濕獨立控制空調系統(tǒng)的實驗研究［J］.化工學報,2014, 65(S2):188-194.