劉 暢，張 旭，劉金濤

（1.同濟大學 機械與能源工程學院 暖通空調(diào)及燃氣研究所，上海200092；2.海信（山東）空調(diào)有限公司，山東 青島266000）

高濕不僅影響室內(nèi)人員的熱舒適感，而且對室內(nèi)衛(wèi)生條件，人體健康和室內(nèi)電器設備、家具的使用壽命帶來不利影響.因此從熱舒適與室內(nèi)空氣品質(zhì)出發(fā)，需要對室內(nèi)溫濕度進行全面控制［1］.根據(jù)熱舒適標準，夏季室內(nèi)相對濕度應保持在30%～60%之間［2-3］.因此住宅建筑應該從傳統(tǒng)的僅控制溫度的空調(diào)方式向溫濕度獨立控制方式轉(zhuǎn)變，一方面滿足人體需要，另一方面實現(xiàn)節(jié)能.

房間顯熱比（sensible heat ratio，SHR，以SHR表示）表示房間顯熱得熱與總得熱量的比值，設備顯熱比（sensible cooling ratio，SCR，以SCR表示）表示設備顯熱處理能力占總熱量處理能力的比值.如果要將室內(nèi)的濕度水平控制在要求范圍內(nèi)，設備SCR必須與房間SHR的變化相匹配［4-8］.對于空調(diào)房間來說，其房間SHR取決于室內(nèi)負荷的變化、滲透率的大小以及通風標準的采用.在亞熱帶氣候區(qū)域下，房間SHR的范圍通常在0.6～0.7之間［9］.而傳統(tǒng)家用空調(diào)住宅建筑的空調(diào)設備通常是獨立元件，如窗式空調(diào)機組、柜式空調(diào)機組等直接蒸發(fā)空調(diào)機組.這類機組普遍采用冷卻除濕原理對室內(nèi)空氣進行處理.由于受到空氣露點的制約，空氣處理設備熱濕處理性能參數(shù)SCR受到限制［10］.因此，傳統(tǒng)家用空調(diào)不能準確地響應室內(nèi)溫濕負荷的變化，設備除濕能力與建筑潛熱負荷不匹配制約了濕度控制效果，降低了室內(nèi)舒適度.

本文采用戶式溫濕分控空調(diào)機組實現(xiàn)住宅內(nèi)的溫濕分控，采用實驗的方法，對機組對溫濕負荷的處理特性進行研究，探討該機組設備顯熱比SCR在不同參數(shù)組合下的變化范圍及其影響因素，說明該機組在戶式溫濕分控系統(tǒng)中可以精確地響應室內(nèi)溫濕負荷的變化.

1 溫濕分控空調(diào)機組工作原理及應用

戶式溫濕分控空調(diào)機組原理圖如圖1所示，其各部件設計參數(shù)詳見文獻［11］.不同于傳統(tǒng)的單體分體式家用空調(diào)器，它采用一個室外機，兩個室內(nèi)機，即包括兩個蒸發(fā)器及兩個節(jié)流裝置.由于只有一個壓縮機，兩個蒸發(fā)器在壓縮機進口連接在一起，所以兩個蒸發(fā)器的蒸發(fā)壓力相同，兩個節(jié)流裝置的作用僅僅是用于控制蒸發(fā)器的出口過熱度以及調(diào)節(jié)進入兩個蒸發(fā)器的制冷劑流量.

圖1 空調(diào)機組原理圖Fig.1 Schematic diagram of air-conditioner

從空調(diào)系統(tǒng)的角度來講，水側(cè)蒸發(fā)器提供高溫冷水，用來去除室內(nèi)的顯熱負荷；風側(cè)蒸發(fā)器提供低溫送風，用來去除室內(nèi)的潛熱負荷.通過調(diào)節(jié)兩個蒸發(fā)器內(nèi)的制冷劑流量可以起到調(diào)節(jié)機組除濕量和除熱量的作用，實現(xiàn)溫濕分控.

圖2所示為該機組應用在不同末端系統(tǒng)中的系統(tǒng)圖，這兩個系統(tǒng)的不同之處在于使用了不同的顯熱末端，而潛熱末端都是采用獨立送風系統(tǒng).圖2a所示的空調(diào)系統(tǒng)采用冷板輻射系統(tǒng)，在水機中制冷劑與水換熱制取冷水，冷水送入輻射板與室內(nèi)空氣換熱；圖2b所示的空調(diào)系統(tǒng)采用了干盤管，在水機中制冷劑與空氣換熱，經(jīng)干盤管送入室內(nèi).

圖2 戶式溫濕分控空調(diào)系統(tǒng)圖Fig.2 Schematic diagram of residential temperature humidity independent control air-conditioning

2 實驗概況

2.1 實驗原理及測試儀器

本文利用焓差實驗室來研究戶式溫濕分控空調(diào)機組的熱濕處理性能參數(shù)SCR，探討其對溫濕負荷的處理特性.實驗系統(tǒng)原理圖如圖3所示，測試裝置用絕熱隔墻分成室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)兩部分，分別形成室內(nèi)、外工況條件，測試裝置的四周圍護結(jié)構(gòu)和天花板均采用隔熱處理.室內(nèi)、外側(cè)均配備有恒溫恒濕機來保證空調(diào)器實驗所需要的測試工況.

圖3 實驗系統(tǒng)原理圖Fig.3 Schematic diagram of experimental system

實驗中所需測量物理量包括：水側(cè)蒸發(fā)器的入口水溫及出口水溫；風側(cè)蒸發(fā)器的出口空氣溫度及入口空氣溫度，包括干球溫度與濕球溫度.所使用的測試裝置及精度見表1.

表1 測試參數(shù)及儀器Tab.1 Parameters and instruments

2.2 實驗工況

壓縮機運行頻率是調(diào)節(jié)制冷循環(huán)、改善系統(tǒng)性能和制冷劑狀態(tài)的主要因素，其變化對空調(diào)機組的正常工作及運行效率是至關(guān)重要的；而空調(diào)機組的風側(cè)蒸發(fā)器和水側(cè)蒸發(fā)器并聯(lián)，通過電子膨脹閥可以精確調(diào)節(jié)兩個蒸發(fā)器內(nèi)的制冷劑流量，從而可以對機組的制冷量和除濕量產(chǎn)生影響，所以，兩個蒸發(fā)器之間的制冷劑分配比例也是影響設備SCR的重要因素.因此取壓縮機運行頻率與風側(cè)蒸發(fā)器的冷劑比例作為調(diào)節(jié)因素，在各調(diào)節(jié)因素變化的情況下，通過測量兩蒸發(fā)器換熱工質(zhì)出口參數(shù)，可以得到或者計算得到機組的運行特性.

在實驗過程中，利用恒溫恒濕機將室外側(cè)空氣參數(shù)保持在35℃，80%（濕球溫度31.9℃），水側(cè)蒸發(fā)器的水量控制在2.5m3·h-1，風側(cè)蒸發(fā)器的風量控制在1 200m3·h-1.同時保持兩個蒸發(fā)器換熱介質(zhì)的入口參數(shù)保持不變，根據(jù)室內(nèi)空氣狀態(tài)點的要求，入口空氣溫度取25℃，相對濕度取60%（濕球溫度19.5℃）；根據(jù)去除顯熱負荷的高溫冷源的要求，水側(cè)蒸發(fā)器入口供水溫度取22℃.壓縮機運行頻率從20Hz變化到90Hz；風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例從0.1～0.9之間變化.

2.3 設備SCR與設備EER的計算方法

利用實驗系統(tǒng)，風側(cè)蒸發(fā)器入口和出口的空氣干球溫度和濕球溫度，以及水側(cè)蒸發(fā)器的入口和出口的供水溫度都可以很方便地測量，但是還有一些重要的參數(shù)是實驗中不能直接測量得到的，這就需要通過計算來得到，下面為各個參數(shù)的計算方法.

水側(cè)蒸發(fā)器的總冷量（顯熱冷量）：

式中：mw為水的流量，m3·h-1；Cw為水的比熱，kJ·kg-1·℃-1；tw，o為水側(cè)蒸發(fā)器出口水溫，℃；tw，i為水側(cè)蒸發(fā)器入口水溫，℃.

風側(cè)蒸發(fā)器輸出的顯熱冷量：

式中：ma為空氣的流量，m3·h-1；Cpa為空氣的定壓比熱，kJ·kg-1·℃-1；tadb，o為風側(cè)蒸發(fā)器出口風溫，℃；tadb，i為風側(cè)蒸發(fā)器入口風溫，℃.

風側(cè)蒸發(fā)器輸出的總冷量：

式中：ha，o為風側(cè)蒸發(fā)器出口空氣焓值，kJ·kg-1；ha，i為風側(cè)蒸發(fā)器入口空氣焓值，kJ·kg-1.

其中空氣焓值ha的計算：

式中：tawb為空氣濕球溫度，℃；dsa為空氣飽和含濕量，kg·kg-1.

空氣飽和含濕量dsa的計算如下：

3 實驗結(jié)果

3.1 機組冷量及SCR

圖4所示為機組輸出總冷量的變化曲線，隨著壓縮機頻率增加，戶式溫濕分控空調(diào)機組的制冷量也隨之增加，且隨著壓縮機頻率的提高，制冷量增加的幅度越來越小.當壓縮機頻率從20Hz增加到30 Hz，總冷量有平均2.051kW的階躍；而當壓縮機頻率從80Hz增加到90Hz時，總冷量只有平均1.071 kW的階躍.可以看出隨著壓縮機頻率的升高，對制冷量的影響逐漸降低.

圖4 輸出總冷量變化曲線Fig.4 Total cooling capacity at different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

隨著風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例的增加，制冷量先增大，后減小，當風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例為0.3時，制冷量達到最大值.這是由于室內(nèi)側(cè)由水機和風管機兩部分組成，因此最佳的性能為二者的流量跟其制冷量比例相當?shù)臅r候.風側(cè)蒸發(fā)器和水側(cè)蒸發(fā)器的設計面積約為1：2，則當風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例為0.3時，水側(cè)蒸發(fā)器的冷劑比例為0.7，這時兩個蒸發(fā)器內(nèi)的冷劑分布較為一致，出口過熱度比較接近，不會出現(xiàn)一個蒸發(fā)器出口過熱度很大，一個蒸發(fā)器出口過熱度很小甚至沒有的情況，所以，蒸發(fā)器的面積得到了充分的利用，此時制冷量最大.當風側(cè)蒸發(fā)器制冷劑比例高于0.3后，制冷量降低.

另外值得注意的是，在壓縮機頻率從20Hz變化到90Hz，風側(cè)冷劑比例從0.1變化到0.9的過程中，并不是所有的點都有制冷量.如圖4中風側(cè)冷劑比例為0.7，0.8，0.9這三種情況下，均有機組沒有制冷量的點，這是由于兩側(cè)蒸發(fā)器的設計能力不同造成的.高壓壓力隨頻率增加而增加，蒸發(fā)側(cè)由于蒸發(fā)面積與室外機不匹配，會導致蒸發(fā)壓力下降.即隨室外頻率增加，高壓升高、低壓降低、能力提高.頻率增加到一定程度，高低壓會超過系統(tǒng)允許的范圍，導致空調(diào)故障.

圖5表明不同壓縮機頻率與風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例組合下空調(diào)機組去除建筑顯熱負荷的能力，即空調(diào)機組輸出的顯熱冷量的變化曲線.與圖4全冷量相比較，在壓縮機轉(zhuǎn)速固定不變，冷劑比例增大時，總冷量與顯熱冷量都是下降的趨勢，但是顯然顯熱冷量下降曲線的斜率更加陡峭，這是由于機組輸出全冷量中所含潛熱冷量的增加所導致，如圖6所示.

圖5 顯熱冷量變化曲線Fig.5 Sensible cooling capacity at different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

圖6 潛熱冷量變化曲線Fig.6 Latent cooling capacity at different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

從圖6可以看出：溫濕分控空調(diào)機組并不是在任意情況下都具有除濕能力.在壓縮機轉(zhuǎn)速越低、風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例越小的情況下，機組可以除濕的工況點變少.如壓縮機頻率為20Hz時，風側(cè)冷劑比例在0.1～0.6之間運行時，機組不能除濕；風側(cè)冷劑比例從0.7開始，機組才有除濕能力，但是除濕能力也很低，只有140.8W的潛熱冷量.但是在壓縮機頻率達到60Hz以后，風側(cè)冷劑比例0.2開始機組的除濕能力就開始顯現(xiàn).因此，壓縮機頻率增加，風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例增加，都會提高除濕能力.

從圖4～6可以看出，在給定的壓機轉(zhuǎn)速下，當變化冷劑比例時，雖然全輸出冷量沒有很明顯的變化，但是在顯熱負荷和潛熱負荷的分配比上有比較明顯的變化.較大的冷劑比例會導致較大的去除潛熱的能力，得到較低的設備SCR值.圖7所示為根據(jù)公式（1）～（7）計算得出的設備SCR的變化曲線.在壓縮機轉(zhuǎn)速固定時，增大風側(cè)冷劑比例會使得設備SCR值較低，這有助于除濕.而在冷劑比例固定時，壓縮機高轉(zhuǎn)速也會導致較低的SCR，當機組輸出冷量越多，冷卻盤管的表面溫度越低.從圖中可以看出，在壓機轉(zhuǎn)速較高時，曲線間隔遠，在壓機轉(zhuǎn)速較低時，曲線間隔近，這表明在壓機轉(zhuǎn)速較高時，再通過增加壓機轉(zhuǎn)速來影響設備SCR值，效果并不明顯.

3.2 設備EER

由式（8）可以計算設備能效比EER，圖8所示為EER的變化曲線.可以看出隨著壓縮機頻率的變化，EER值有較大的變化.一般來說，較低的壓縮機頻率會導致較高的EER值，反之亦然.另外，機組能耗曲線的走勢與圖5總冷量曲線的走勢類似，都是在冷劑比例為0.3處，能效最高，越往兩邊越低.在冷劑比例0.3處，制冷劑的分配最佳，此時蒸發(fā)溫度最高，輸入功率最大，制冷量最大，但是制冷量增加的比例高于壓機輸入功率的增加，因此能效比最高.

圖7 設備SCR變化曲線Fig.7 Equipment SCRat different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

圖8 能效比變化曲線Fig.8 Equipment EERat different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

在給定的壓縮機頻率下，隨著風側(cè)冷劑比例的變化EER值的變化幅度并不大.必須指出的是，降低壓縮機頻率會導致更高的EER值，但是由于機組運行在更高的蒸發(fā)溫度的條件下，所以機組的輸出冷量以及其除濕能力可能不能滿足要求.

4 機組溫濕負荷處理特性

根據(jù)圖4—8所示的不同組合下所測得的總制冷能力，以及其中顯熱負荷和潛熱負荷的分配，分析討論空調(diào)機組對溫濕負荷的控制特性.

4.1 設備SCR的變化范圍

當同時變化壓縮機頻率和風側(cè)冷劑比例時，會導致總制冷量的變化，但是更加重要的是在實際應用中導致了機組輸出顯熱冷量和潛熱冷量比例的變化.這從圖8設備SCR的變化曲線可以體現(xiàn)出來，當設備SCR值較低時，空調(diào)機組的除濕能力就增強了.設備SCR的變化范圍從0.6到1.0，通過調(diào)整運行參數(shù)，完全可以覆蓋房間SHR的變化范圍.

另一方面，改變冷劑比例比改變壓機轉(zhuǎn)速對于改變設備SCR來說，更加有效.在固定的壓機轉(zhuǎn)速下，或者說在固定的冷量下，冷劑比例越高，設備SCR就越低，機組的除濕能力就越強.

4.2 總制冷量對設備SCR的限制

通過改變壓縮機轉(zhuǎn)速和風側(cè)冷劑比例來改變設備SCR，有很多種組合.比如，選擇設備SCR為0.8，由圖8可以看出，滿足這一要求的壓機轉(zhuǎn)速有6個選項，對應6組風側(cè)冷劑比例，在圖4中可以找出它們分別對應的總輸出冷量，繪制在圖9中.在壓縮機輸出頻率最高90Hz時，輸出冷量14.3kW；壓縮機運行在40Hz時，冷量下降到7.1kW，制冷能力下降了50%；而壓縮機在20，30Hz的運行工況下，不存在SCR為0.8的情況.

圖9 設備SCR為0.8時的總冷量Fig.9 Total cooling capacity，SCR＝0.8

為了同時處理相應的顯熱及潛熱負荷，制冷量與設備SCR必須同時達到要求.很明顯，如果在指定的參數(shù)組合下不能滿足要求的總制冷量，那么即使設備SCR達到要求，也不能實現(xiàn)要求的室內(nèi)環(huán)境控制.

4.3 EER對設備SCR的限制

此外，假設可以同時實現(xiàn)要求的總制冷量與設備SCR，也會受到機組能效比的限制.4.2節(jié)中提到設備SCR為0.8的6個運行點，在圖8中可以找到對應的能效比EER，如圖10所示.能效比EER從3.05變化到5.2，有41.3%的增長.很明顯，同時在合適的制冷量和合適的SCR下，能效比越高意味著越節(jié)能.

圖10 設備SCR為0.8時的EERFig.10 Equipment EER，SCR＝0.8

因此理論上，可以有很多種組合，來實現(xiàn)指定的設備SCR，但是有兩個參數(shù)可以限制組合的個數(shù).第一個限制是必須達到要求的機組總冷量，第二個限制為能效比最低，這實際上大大縮小了組合的數(shù)目.

5 結(jié)論

本文通過對戶式溫濕分控空調(diào)機組在不同壓縮機轉(zhuǎn)速和風側(cè)冷劑比例組合下，進行設備SCR以及EER的實驗研究，得到以下結(jié)論：

（1）改變壓縮機轉(zhuǎn)速以及冷劑的比例，除了會導致總制冷量的變化，更重要的是改變了機組顯熱冷量與潛熱冷量的比例，這對于溫濕分控的實現(xiàn)非常重要；

（2）壓縮機轉(zhuǎn)速以及冷劑的比例的變化范圍內(nèi)，設備SCR的變化范圍為0.6～1.0，這遠遠大于傳統(tǒng)空調(diào)機組的變化范圍，可以與房間SHR值更好地匹配，因此通過改變壓機和風側(cè)冷劑比例的運行策略，可以更好地來控制室內(nèi)熱環(huán)境；

（3）設備SCR的調(diào)控受到機組總冷量與能效比的限制.在實現(xiàn)設備SCR及總制冷量的前提下，盡量使得EER值最高.

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