余磊，任承欽，楊洋，萬楊大，王招

(湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，湖南長沙，410082)

隨著我國經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和人民生活水平的提高，人們對居住環(huán)境的要求越來越高。空調(diào)設(shè)備在改善室內(nèi)居住環(huán)境的同時(shí)，也極大地增加了能源的消耗。在發(fā)達(dá)國家，空調(diào)能耗占其社會總能耗的10%～20%[1]，因此，提高空調(diào)設(shè)備的運(yùn)行效率對減小能源消耗和降低CO2排放具有重要意義。傳統(tǒng)空調(diào)的除熱和除濕過程是耦合在一起的，這不僅造成了能源的浪費(fèi)，而且無法使空調(diào)房間的溫度和濕度同時(shí)滿足人體舒適度的要求[2]。溫濕度獨(dú)立控制空調(diào)系統(tǒng)(temperature and humidity independent control air conditioning system，簡稱THIC 空調(diào)系統(tǒng))具有高效、節(jié)能和高舒適性等優(yōu)點(diǎn)[2]，能很好地克服傳統(tǒng)空調(diào)的缺陷。THIC 空調(diào)系統(tǒng)采用一套溫度控制系統(tǒng)和一套濕度控制系統(tǒng)分別調(diào)控空調(diào)房間的溫度和濕度，其中，濕度控制系統(tǒng)的主要功能是對新風(fēng)除濕，除濕方式主要有溶液除濕[3]、固體干燥劑除濕[4]和冷凝除濕[5-6]。采用溶液除濕和固體干燥劑除濕的THIC空調(diào)系統(tǒng)在應(yīng)用過程中存在2 個(gè)固有的問題[7]：1)除濕溶液與室外空氣直接接觸，被空氣中的固體顆粒逐漸污染，需要定期更換；2)除濕溶液和固體干燥劑的再生過程需要使用高溫?zé)嵩矗捎秒娂訜岬姆绞綍龃笙到y(tǒng)能耗，而利用太陽能或空調(diào)系統(tǒng)和房間的廢熱則需要設(shè)置額外的設(shè)備，這樣，系統(tǒng)的初投資成本、使用成本和占用的空間都會大幅度增加。冷凝除濕THIC空調(diào)系統(tǒng)大多采用單級蒸汽壓縮循環(huán)[7-9]，而兩級壓縮在THIC空調(diào)系統(tǒng)上的應(yīng)用較少。與單級壓縮循環(huán)相比，兩級壓縮循環(huán)可以有效地降低壓縮機(jī)的排氣溫度，減小過熱損失，尤其是在寒冷地區(qū)，采用兩級壓縮的熱泵具有非常大的節(jié)能潛力。目前，人們對兩級壓縮的研究內(nèi)容主要包括中間級壓力的優(yōu)化[8]、經(jīng)濟(jì)器或中間冷卻器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[9]、兩級壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[10]和控制算法。然而，在上述兩級壓縮空調(diào)系統(tǒng)的研究中，中間級換熱器的作用是提高蒸發(fā)器的制冷量和降低壓縮機(jī)功耗，雖然對系統(tǒng)性能具有一定的改善作用，但仍然無法避免空調(diào)系統(tǒng)對空氣熱濕耦合處理帶來的問題。為此，本文作者提出一種由2 個(gè)蒸發(fā)器、2 個(gè)壓縮機(jī)、2 個(gè)節(jié)流閥和1 個(gè)冷凝器組成的兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)。該系統(tǒng)能夠最大限度地提高蒸發(fā)溫度，并能對空調(diào)房間的溫度和濕度進(jìn)行精確控制，具有很大的節(jié)能潛力。同時(shí)，在該空調(diào)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上，分析2個(gè)蒸發(fā)器的最優(yōu)換熱面積比，計(jì)算該空調(diào)系統(tǒng)在不同室外氣候條件下的空調(diào)系統(tǒng)性能系數(shù)COP和節(jié)能潛力。

1 兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)工作原理

圖1所示為兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的示意圖。該系統(tǒng)由冷凝器、2 個(gè)電子膨脹閥、2 個(gè)蒸發(fā)器和2個(gè)壓縮機(jī)組成。在制冷工況下，過冷狀態(tài)的制冷劑(狀態(tài)6)經(jīng)由2 個(gè)電子膨脹閥節(jié)流后(狀態(tài)7 和8)分別進(jìn)入高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器；狀態(tài)7的制冷劑在高溫蒸發(fā)器內(nèi)以高于室內(nèi)空氣露點(diǎn)的溫度蒸發(fā)，吸收室內(nèi)空氣的顯熱后成為狀態(tài)1 的過熱蒸汽；狀態(tài)8的制冷劑在低溫蒸發(fā)器內(nèi)以低于室外新風(fēng)露點(diǎn)的溫度蒸發(fā)，吸收新風(fēng)的顯熱和水蒸氣的凝結(jié)熱后成為狀態(tài)2的過熱蒸汽；隨后，低壓壓縮機(jī)將狀態(tài)為2的制冷劑壓縮到與狀態(tài)1相同的壓力(狀態(tài)3)，狀態(tài)3 與狀態(tài)1 的制冷劑混合進(jìn)入狀態(tài)4；然后，高壓壓縮機(jī)吸入狀態(tài)4 的過熱蒸汽并壓縮到狀態(tài)5 后送入冷凝器，制冷劑在冷凝器內(nèi)冷凝，成為狀態(tài)6的制冷劑，完成制冷循環(huán)。

圖1 兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic diagram of two-stage compression dual-temperature air conditioning system

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 換熱器模型

管外空氣與管內(nèi)制冷劑的相對流動方式為交叉流動，采用一維穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)法對換熱器進(jìn)行建模。為了簡化模型，減小計(jì)算量，在換熱器的建模過程中，進(jìn)行以下假設(shè)：1)忽略管內(nèi)制冷劑壓降；2)忽略管壁熱阻、污垢熱阻、翅片與光管之間的接觸熱阻和冷凝水膜的熱阻；3)假設(shè)每個(gè)微元體的壁面溫度均勻分布；4)假設(shè)劉易斯數(shù)等于1；5)假設(shè)空氣的比定壓熱容為定值。將換熱器分為多個(gè)微元體，并對每個(gè)微元體建立能量守恒和質(zhì)量守恒方程。管外主流空氣的質(zhì)量守恒方程可表示為

式中：ma為質(zhì)量流量，kg/s；da,in為入口空氣的含濕量，g/g；da,out為出口空氣的含濕量，g/g；dˉa為空氣的平均含濕量，g/g；dtw為管外壁空氣的含濕量，g/g；A0為微元體外表面面積，m2；hm為空氣的對流傳質(zhì)系數(shù)，kg/m2，由假設(shè)4)可知，hm=ha/cpa，cpa為流經(jīng)換熱器的空氣的比定壓熱容，kJ/(kg·℃)；ha為空氣的對流換熱系數(shù)，kJ/(m2·℃)。

空氣的能量守恒方程為

式中：ia,in為入口空氣的比焓，J/g；ia,out為出口空氣的比焓，J/g；γ為水的汽化潛熱，J/g；為空氣溫度的算術(shù)平均值，℃；ttw為管壁溫度，℃。

制冷劑的能量守恒方程為

式中：mr為制冷劑質(zhì)量流量；hr為制冷劑與管壁之間的對流換熱系數(shù)，kJ/(m2·℃)；Ai為微元體內(nèi)表面面積，m2；為制冷劑溫度的算術(shù)平均值，℃；ir,in為入口制冷劑的比焓，J/g；ir,out為出口制冷劑的比焓，J/g。在單相對流換熱、沸騰換熱和凝結(jié)換熱情況下，依次采用文獻(xiàn)[11-13]中的關(guān)聯(lián)式計(jì)算hr。

整個(gè)微元體的能量守恒方程為

兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)中的冷凝器、高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器均采用式(1)～(4)進(jìn)行計(jì)算。選擇R410A 作為制冷劑。在計(jì)算過程中，R410A 的物性參數(shù)由REFPROP軟件計(jì)算得出。

2.2 電子膨脹閥和壓縮機(jī)模型

流經(jīng)電子膨脹閥的制冷劑的質(zhì)量流量采用LI等[14]提出的半經(jīng)驗(yàn)關(guān)系式進(jìn)行計(jì)算。假設(shè)制冷劑流經(jīng)電子膨脹閥前后的比焓不變，有

式中：Wcomp為壓縮機(jī)的總功耗，kW；mr1和mr2分別為流經(jīng)高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器的制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；i5s和i3s分別為高、低壓壓縮機(jī)等熵壓縮過程的排氣比焓，J/g；ηsH和ηsL分別為高壓壓縮機(jī)、低壓壓縮機(jī)的等熵系數(shù)。這些參數(shù)均采用文獻(xiàn)[15]中的關(guān)系式計(jì)算。

2.3 風(fēng)機(jī)模型

空調(diào)系統(tǒng)室外機(jī)采用軸流風(fēng)機(jī)，室內(nèi)機(jī)采用貫流風(fēng)機(jī)，風(fēng)機(jī)功耗均采用下式計(jì)算：

式中：Wfan為風(fēng)機(jī)的功耗，kW；ma為流經(jīng)風(fēng)機(jī)的空氣質(zhì)量流量，kg/s；ρa(bǔ)為空氣密度，kg/m3；?Ptf為空氣流經(jīng)換熱器的全壓降，kPa；ηtf為風(fēng)機(jī)的全壓效率。為了簡化計(jì)算，2種風(fēng)機(jī)的全壓效率均取定值，分別為0.22[16]和0.52[17]。

2.4 空調(diào)房間負(fù)荷模型

選取長沙市某一間長×寬×高為5.5 m×7.0 m×3.4 m 的辦公室為空調(diào)對象，該辦公室的窗戶面積為6 m2，辦公人員數(shù)量為10 人，根據(jù)GB 50736—2012“民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)規(guī)范”，設(shè)置新風(fēng)量為30 m3/(h·人)，室內(nèi)計(jì)算干球溫度為26 ℃，相對濕度為50%。空調(diào)房間圍護(hù)結(jié)構(gòu)的傳熱系數(shù)、設(shè)備的發(fā)熱量及工作人員的熱負(fù)荷和濕負(fù)荷[18]見表1。采用穩(wěn)態(tài)計(jì)算法計(jì)算透過圍護(hù)結(jié)構(gòu)導(dǎo)入空調(diào)房間的負(fù)荷Qen：

表1 空調(diào)房間參數(shù)[18]Table 1 Parameters of the air conditioning room[18]

式中：U為圍護(hù)結(jié)構(gòu)的傳熱系數(shù)，J/(m2·℃)；A為圍護(hù)結(jié)構(gòu)的面積，m2。下標(biāo)roof，wall 和win 分別表示屋頂、墻面和窗戶，RA 和FA 分別表示室內(nèi)和室外空氣狀態(tài)。

式中：Qtotal，Qhp，Qwp和Qfresh分別表示空調(diào)房間總負(fù)荷、房間內(nèi)人員和設(shè)備產(chǎn)生的熱負(fù)荷、濕負(fù)荷和新風(fēng)負(fù)荷，W；Wfan,c，Wfan,e1和Wfan,e2分別為冷凝器風(fēng)機(jī)功率、高溫蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功率、低溫蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功率，W。

2.5 空調(diào)系統(tǒng)模型求解算法

基于Simulink仿真平臺求解系統(tǒng)模型。圖2所示為兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)仿真模型的算法流程圖。圖2中：Pc和Pe分別為冷凝壓力和蒸發(fā)壓力；Qe為蒸發(fā)器的制冷量；下標(biāo)1和2分別表示高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器。

3 模型驗(yàn)證

由于缺少兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)設(shè)備，相關(guān)研究也缺乏實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，為此，本文通過對具有類似結(jié)構(gòu)和相同組件的單級壓縮空調(diào)系統(tǒng)模型進(jìn)行驗(yàn)證，以說明兩級壓縮空調(diào)系統(tǒng)仿真模型的合理性。與傳統(tǒng)單級壓縮空調(diào)系統(tǒng)相比，兩級壓縮雙溫空調(diào)僅多1個(gè)并聯(lián)的蒸發(fā)器支路，并且2條支路中蒸發(fā)器的求解過程相互獨(dú)立，這2種空調(diào)系統(tǒng)模型的求解算法也基本相同。此外，2種空調(diào)系統(tǒng)的模型使用了完全相同的子模塊(換熱器、節(jié)流閥和壓縮機(jī))，因此，通過驗(yàn)證單級壓縮傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)模型，可以說明兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)計(jì)算結(jié)果具有可靠性。

圖2 系統(tǒng)模型算法流程Fig.2 Algorithm flow of system model

根據(jù)上述換熱器、壓縮機(jī)和電子膨脹閥的模型建立單級壓縮空調(diào)系統(tǒng)的模型。其中，換熱器的結(jié)構(gòu)尺寸、過熱度、過冷度、空氣入口狀態(tài)和制冷量均按照文獻(xiàn)[19]選定。在不同負(fù)荷下，蒸發(fā)溫度、冷凝溫度和空調(diào)系統(tǒng)性能系數(shù)COP計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值見圖3[19]。從圖3(a)可以看出：冷凝溫度和蒸發(fā)溫度計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的相對誤差分別低于2%和5%，這說明換熱器模型的計(jì)算精度很高，可以用于兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的性能計(jì)算。從圖3(b)可以看出：隨著制冷量增大，COP計(jì)算值單調(diào)減小，而COP實(shí)驗(yàn)值先增大后減小。這是因?yàn)楫?dāng)制冷量過小時(shí)，變頻壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)數(shù)較低，壓縮機(jī)內(nèi)潤滑油的潤滑效果較差，摩擦損失較大[20]。而壓縮機(jī)模型沒有考慮低轉(zhuǎn)數(shù)下摩擦損失增大帶來的影響，因此，當(dāng)制冷量較小時(shí)，計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的相對誤差較大。當(dāng)制冷量大于2 kW時(shí)，壓縮機(jī)的摩擦損失較小，COP計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的最大相對誤差小于7%。由于本次研究的兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)所有工況的制冷量都大于2 kW，因此，該壓縮機(jī)模型的計(jì)算結(jié)果是可靠的。

圖3 單級壓縮空調(diào)系統(tǒng)的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的對比圖Fig.3 Comparison of calculated values and experimental values of single-stage compression system

4 計(jì)算結(jié)果

4.1 高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器的最優(yōu)面積比

在制冷工況下，兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的負(fù)荷由2個(gè)蒸發(fā)器承擔(dān)，因此，當(dāng)蒸發(fā)器的總換熱面積不變時(shí)，高溫蒸發(fā)器換熱面積和低溫?fù)Q熱蒸發(fā)器面積會影響空調(diào)系統(tǒng)的運(yùn)行效率。下面計(jì)算2個(gè)蒸發(fā)器在計(jì)算工況下分別承擔(dān)的負(fù)荷，然后分析高、低溫蒸發(fā)器的面積比對空調(diào)系統(tǒng)COP的影響。

長沙市夏季空調(diào)室外計(jì)算干球溫度為35.9 ℃，計(jì)算濕球溫度為28.0 ℃，選取回風(fēng)風(fēng)量為2 100 m3/h，根據(jù)空調(diào)房間的負(fù)荷模型計(jì)算空調(diào)系統(tǒng)的總負(fù)荷Qtotal為9 383 W。圖4所示為兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)與傳統(tǒng)帶新風(fēng)的空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理過程。因?yàn)榈蜏卣舭l(fā)器承擔(dān)了新風(fēng)和空調(diào)房間的濕負(fù)荷，故由式(11)可計(jì)算新風(fēng)處理后的含濕量。假設(shè)新風(fēng)流經(jīng)低溫蒸發(fā)器后相對濕度為95%，F(xiàn)′點(diǎn)空氣的溫度和比焓分別可通過式(12)[21]和式(13)計(jì)算得出。最后根據(jù)(14)和(15)可計(jì)算高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器的負(fù)荷分別為3 653 W 和5 730 W。將計(jì)算所得的蒸發(fā)器負(fù)荷、空氣入口狀態(tài)和風(fēng)量作為模型的輸入條件，計(jì)算兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP。

圖4 空氣處理過程焓濕圖Fig.4 Psychrometric chart of air-handling process

式(11)至(15)中，?D為房間的濕負(fù)荷，kg/s；Qe1和Qe2分別為高溫蒸發(fā)器負(fù)荷和低溫蒸發(fā)器負(fù)荷，W；mF為新風(fēng)質(zhì)量流量，kg/s；dF為新風(fēng)含濕量，kg/kg；dF′為新風(fēng)被處理后的含濕量，g/g；iF為新風(fēng)比焓，J/g；iF′為新風(fēng)被處理后的比焓，kJ/kg；tF為新風(fēng)溫度，℃；tF′為新風(fēng)被處理后的溫度，℃。

圖5所示為兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP與RA(高溫蒸發(fā)器的換熱面積與低溫蒸發(fā)器的換熱面積之比)之間的關(guān)系。從圖5可以看出：當(dāng)RA從0.54增大到3.00 時(shí)，COP先增大后減小。這是因?yàn)殡S著RA增大，高溫蒸發(fā)器的換熱面積逐漸變大，其管內(nèi)制冷劑與空氣的傳熱溫差減小，蒸發(fā)溫度升高；而低溫蒸發(fā)器的面積隨RA的增大而減小，其蒸發(fā)溫度隨之降低，因此，高壓壓縮機(jī)的壓比降低，功耗減小，低壓壓縮機(jī)的壓比升高，功耗增大；當(dāng)RA小于1.86 時(shí)，隨著RA增大，高壓壓縮機(jī)功耗減小的幅度大于低壓壓縮機(jī)功耗增大的幅度；當(dāng)RA大于1.86 時(shí)則相反。因此，當(dāng)RA為1.86 時(shí)，系統(tǒng)COP達(dá)到最大，并以該RA確定2 個(gè)蒸發(fā)器換熱面積。表2所示為換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

圖5 兩級壓縮系統(tǒng)的COP與RA之間的關(guān)系Fig.5 Relationship betweenCOP of two-stage compression system andRA

表2 兩級壓縮系統(tǒng)換熱器的設(shè)計(jì)參數(shù)Table 2 Design parameters of heat exchangers of two-stage compression system

4.2 兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的性能和節(jié)能潛力分析

選擇具有相同換熱面積的冷凝器和蒸發(fā)器的傳統(tǒng)空調(diào)作為參照對象，計(jì)算2種空調(diào)系統(tǒng)在不同室外空氣狀態(tài)條件下的COP和兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能潛力。

4.2.1 傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)模型輸入?yún)?shù)的計(jì)算

空調(diào)系統(tǒng)的負(fù)荷Qtotal和空調(diào)房間的熱濕比ε由空調(diào)房間的負(fù)荷模型計(jì)算得出。選作參照的傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)采用露點(diǎn)送風(fēng)，如圖4所示。其中，H點(diǎn)處狀態(tài)反映新風(fēng)和回風(fēng)混合后的狀態(tài)，H點(diǎn)的空氣經(jīng)蒸發(fā)器處理后成為H′處的送風(fēng)狀態(tài)。假設(shè)H′點(diǎn)處狀態(tài)的相對濕度為95%，則H′點(diǎn)就是熱濕比線與95%相對濕度線的交點(diǎn)。從圖4可以看出：兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)S的溫度高于傳統(tǒng)空調(diào)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)H′的溫度，室內(nèi)人員沒有吹冷風(fēng)的感覺，因而具有更好的舒適性。傳統(tǒng)空調(diào)的回風(fēng)量和混合點(diǎn)H的狀態(tài)為

由于H′點(diǎn)在95%相對濕度線上，可采用下列擬合關(guān)系式[24]計(jì)算H′處的溫度：

聯(lián)立式(16)～(18)可計(jì)算H′點(diǎn)處的含濕量dH′和溫度tH′。

H′處的空氣送入室內(nèi)后能消除空調(diào)房間的濕負(fù)荷，因此，由式(19)可計(jì)算出回風(fēng)量mR。根據(jù)計(jì)算的回風(fēng)量和已知的新風(fēng)量，由式(20)和(21)可計(jì)算出H點(diǎn)處的溫度tH和含濕量dH：

4.2.2 性能對比和節(jié)能潛力分析

圖6 傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)和兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)性能比較Fig.6 Performance comparison of traditional system and two-stage compression system

傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)和兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的性能比較見圖6。從圖6(a)可以看出：隨著室外空氣溫度和相對濕度降低，2 種空調(diào)系統(tǒng)的COP均逐漸上升，在相同室外空氣狀態(tài)下，兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP始終比傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)的高，最高達(dá)6.32。從圖6(b)可以看出：在相對濕度為45%且溫度從27.25 ℃升高到37.25℃時(shí)，兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率從20.19%降低到12.6%；在空氣溫度為27.25 ℃且相對濕度從45%增大到95%時(shí)，兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率從20.19%增大到30.97%；在室外空氣溫度為37.25 ℃且相對濕度為45%時(shí)，該空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率最低，為12.6%。以上計(jì)算結(jié)果說明兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)在溫度較低且相對濕度較高的季節(jié)，節(jié)能效果更顯著；在炎熱干燥的氣候下節(jié)能效果較差，但仍具有很好的節(jié)能效果。

4.2.3 供冷季節(jié)節(jié)省的能耗

選取典型氣象年6月1日至9月30日，作息8:00—18:00為供冷季節(jié)空調(diào)的工作時(shí)間(當(dāng)室外溫度低于26 ℃時(shí)空調(diào)不工作)。在26.0～38.5 ℃范圍內(nèi)，以2.5 ℃為間隔劃分溫度區(qū)間；在40%～100%的相對濕度范圍內(nèi)，以10%為間隔劃分相對濕度區(qū)間，將該時(shí)間段內(nèi)長沙市典型氣象年的逐時(shí)氣候參數(shù)分為22 組，以每個(gè)分組空氣溫度和相對濕度上、下限的算術(shù)平均值作為該組工況的計(jì)算參數(shù)，并統(tǒng)計(jì)每組室外氣候條件的時(shí)間，如圖7所示。根據(jù)圖6和圖7，兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)在整個(gè)供冷季節(jié)節(jié)約的能耗為876 804.84 kJ，節(jié)能率為16.74%。

圖7 空調(diào)系統(tǒng)制冷工況室外氣候頻率分布Fig.7 Frequency distribution of different climates during cooling mode of air conditioning system

5 結(jié)論

1)兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的送風(fēng)溫度比傳統(tǒng)空調(diào)的送風(fēng)溫度高，能夠降低房間內(nèi)人員的吹冷風(fēng)感，具有更好的舒適性。

2)兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)由2個(gè)蒸發(fā)器分別承擔(dān)空調(diào)房間的顯熱負(fù)荷和潛熱負(fù)荷，能夠?qū)照{(diào)房間的溫度和濕度進(jìn)行精確控制。此外，高溫蒸發(fā)器換熱面積和低溫蒸發(fā)器換熱面積對空調(diào)系統(tǒng)的COP有較大影響。當(dāng)2 個(gè)蒸發(fā)器總換熱面積不變時(shí)，隨著高溫蒸發(fā)器面積增大，空調(diào)系統(tǒng)的COP先增大后減小。

3)兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP比帶新風(fēng)的傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)有明顯提高，在制冷工況下，節(jié)能率為12.6%～30.97%。在室外空氣溫度較低且相對濕度較高的氣候條件下，節(jié)能效果更明顯。

4)在整個(gè)供冷季節(jié)，兩級壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)能夠節(jié)約能耗16.74%，具有較大的節(jié)能潛力。