李 釗，楊尚卿，張 蕾，劉春慧，陳劍波，顧 娟

（1.上海理工大學(xué) 環(huán)境與建筑學(xué)院，上海 200093；2.上海海立電器有限公司，上海 201206）

0 引言

隨著生活水平的提高，人們對(duì)生活質(zhì)量的要求也越來越高[1]。我國(guó)長(zhǎng)江流域等經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)地區(qū)全年濕度較大，尤其在過渡季及多雨季節(jié)濕度較大，持續(xù)時(shí)間長(zhǎng)，因此住宅建筑舒適性有較大需求[2-3]。目前中小型建筑中大部分使用直膨式空調(diào)系統(tǒng)對(duì)溫濕度進(jìn)行耦合控制，濕度控制只是降溫的副產(chǎn)品，這樣的控制方式，系統(tǒng)能效不高，且出風(fēng)溫度較低，進(jìn)一步造成能源的損耗[4]。采用溫濕分控系統(tǒng)不僅使人們居住的環(huán)境更加舒適健康，而且還可以達(dá)到節(jié)能減排的目的，可以在一定程度上緩解能源問題[5]。近年來對(duì)溫濕度獨(dú)立控制的相關(guān)研究，主要包括溶液除濕[6]、固體除濕、蒸發(fā)冷卻干式風(fēng)機(jī)盤管[7]、串聯(lián)型混水模式系統(tǒng)[8]、冷凍除濕[9]、雙溫冷源溫濕度獨(dú)立控制空調(diào)系統(tǒng)[10-11]。與傳統(tǒng)空調(diào)相比，溫濕度獨(dú)立控制系統(tǒng)由兩個(gè)獨(dú)立系統(tǒng)來分別處理顯熱負(fù)荷與潛熱負(fù)荷，可以減少新風(fēng)處理能耗，提高室內(nèi)的衛(wèi)生要求，以低品位熱能為動(dòng)力，盡量減少電能的使用[12-14]。但是目前研究較多的溶液除濕和固體除濕型溫濕度獨(dú)立控制空調(diào)系統(tǒng)存在初投資高、機(jī)組龐大、需要再生熱能、運(yùn)行維護(hù)費(fèi)用高等缺點(diǎn)，阻礙了溫濕度獨(dú)立控制系統(tǒng)在中小型建筑中的推廣與普及[15]。

針對(duì)溫濕度獨(dú)立控制系統(tǒng)中存在的一些問題，張蕾等[16-19]研發(fā)了可用于溫濕度獨(dú)立控制的轉(zhuǎn)子式雙吸氣壓縮機(jī)，實(shí)現(xiàn)控制2個(gè)不同的蒸發(fā)溫度，并對(duì)此壓縮機(jī)進(jìn)行了測(cè)試試驗(yàn)，結(jié)果表明此壓縮機(jī)具有明顯的性能優(yōu)勢(shì)，但研究并未具體提出利用雙吸氣壓縮機(jī)進(jìn)行溫濕度獨(dú)立控制應(yīng)用。因此本研究將建立一套具有不同蒸發(fā)溫度的雙蒸發(fā)器制冷系統(tǒng)，采用板式換熱器（以下簡(jiǎn)稱板換）作為蒸發(fā)器制取不同溫度的冷凍水。此冷水機(jī)組可用于溫濕度同時(shí)控制空調(diào)系統(tǒng)，即在一個(gè)空調(diào)機(jī)組中采用2種不同品位的冷源，高溫冷凍水為主冷源，負(fù)責(zé)承擔(dān)全部室內(nèi)顯熱負(fù)荷和部分潛熱負(fù)荷；低溫冷凍水為輔助冷源，處理新風(fēng)承擔(dān)室內(nèi)濕負(fù)荷，從而實(shí)現(xiàn)室內(nèi)溫濕度的同時(shí)控制，并通過提高空調(diào)制冷機(jī)組綜合制冷效率，達(dá)到節(jié)省空調(diào)運(yùn)行能耗的目的。本研究對(duì)不同溫度工況下冷水機(jī)組運(yùn)行過程中機(jī)組吸排氣溫度及壓力、高低溫板換的供回水溫度等性能參數(shù)進(jìn)行分析，研究系統(tǒng)的運(yùn)行特性。

1 系統(tǒng)原理與設(shè)計(jì)

本文提出了基于冷凍除濕的雙蒸發(fā)器溫濕分控冷水機(jī)組，即一個(gè)低溫蒸發(fā)器提供低溫冷水，另一個(gè)高溫蒸發(fā)器提供高溫冷水，其系統(tǒng)原理如圖1所示。該系統(tǒng)由2個(gè)板式換熱器和1個(gè)冷凝器以及儲(chǔ)液器、壓縮機(jī)、四通換向閥、電子膨脹閥和制冷劑管路組成。

圖1 冷水機(jī)組系統(tǒng)原理

蒸發(fā)溫度的設(shè)定不僅要考慮傳熱過程的優(yōu)劣，還需考慮初投資和運(yùn)行費(fèi)用是否經(jīng)濟(jì)合理。冷凝溫度的設(shè)定同樣涉及系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性問題，考慮到一定的過冷度和過熱度可以提高機(jī)組的性能和增大壓縮機(jī)使用壽命，綜合考慮，本系統(tǒng)中的高溫蒸發(fā)器額定蒸發(fā)溫度設(shè)為7 ℃，低溫蒸發(fā)器的額定蒸發(fā)溫度設(shè)為2 ℃，機(jī)組的額定冷凝溫度為50 ℃。設(shè)定冷凝器出口制冷劑存在3 ℃的過冷度，蒸發(fā)器出口制冷劑存在5 ℃的過熱度。

經(jīng)過計(jì)算壓縮機(jī)的制冷劑流量為0.066 kg/s，單位理論功耗為45.5 kJ/kg，理論輸氣量為8.2 m3/h，理論功率為2.99 kW。運(yùn)行頻率范圍10～110 Hz，55 Hz時(shí)額定制冷量為7.23 kW，理論輸氣量為12.2 m3/h的雙吸氣壓縮機(jī)，制冷劑為R410A。

冷凝溫度為50 ℃，進(jìn)風(fēng)溫度為35 ℃，出風(fēng)溫度為45 ℃。冷凝器傳熱管選用φ9.52 mm×0.3 mm的純銅管，肋片選用片厚0.15 mm的平直翅片。通過計(jì)算得到冷凝器的額定風(fēng)量為3 769 m3/h，冷凝器每列管數(shù)48根，總管數(shù)96根，單管有效長(zhǎng)度為1.06 m，總有效管長(zhǎng)為101.8 m，裕度為1%。

高溫板換（HTPHE）進(jìn)出水溫度為21°C和18 ℃，制冷量約為7 kW；低溫板換（LTPHE）進(jìn)出水溫度為11 ℃和6 ℃，制冷量約為3 kW。低溫板換冷凍水流量為0.094 kg/s，高溫板換水流量為0.556 kg/s。高溫板換換熱面積為0.39 m2；低溫板換換熱面積為0.30 m2。

電子膨脹閥選型分別根據(jù)高低溫蒸發(fā)器的蒸發(fā)壓力和冷量來進(jìn)行選擇，高溫側(cè)電子膨脹閥通徑為1.65 mm，名義容量為6.63 kW；低溫側(cè)電子膨脹閥通徑為1.8 mm，名義容量為8.4 kW。

2 冷水機(jī)組運(yùn)行特性試驗(yàn)研究

2.1 試驗(yàn)方法及運(yùn)行模式

為了測(cè)試新型冷水機(jī)組的運(yùn)行特性，本研究對(duì)該冷水機(jī)組在焓差試驗(yàn)室中進(jìn)行了夏季、冬季和過渡季節(jié)變工況的運(yùn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)過程中，保持穩(wěn)定的運(yùn)行工況，夏季供冷模式下室內(nèi)側(cè)干球溫度設(shè)定為25 ℃，冬季供熱模式下室內(nèi)側(cè)干球溫度設(shè)定值為20 ℃。高溫冷凍水用于承擔(dān)室內(nèi)絕大部分顯熱負(fù)荷，因此高溫冷凍水的供水溫度低于室內(nèi)空氣干球溫度26 ℃，室內(nèi)濕度控制考慮采用經(jīng)過除濕的新風(fēng)承擔(dān)室內(nèi)全部濕負(fù)荷與小部分顯熱負(fù)荷，因此低溫冷凍水供水溫度要遠(yuǎn)低于空氣的露點(diǎn)溫度17 ℃，考慮到輸送損失和傳熱溫差，額定工況下高溫板換的供、回水溫度設(shè)定為18 ℃和21 ℃，低溫板換的供、回水溫度設(shè)定為6 ℃和 11 ℃。

本研究主要進(jìn)行機(jī)組的穩(wěn)態(tài)試驗(yàn)，驗(yàn)證冷水機(jī)組的運(yùn)行特性。試驗(yàn)過程中壓縮機(jī)在固定頻率下運(yùn)行，當(dāng)供回水溫度達(dá)到穩(wěn)定后對(duì)穩(wěn)態(tài)運(yùn)行機(jī)組的各個(gè)參數(shù)進(jìn)行實(shí)時(shí)采集，主要包括室內(nèi)外溫濕度、高低溫側(cè)板換進(jìn)出口水溫、壓縮機(jī)頻率和功率等。通過機(jī)組的控制系統(tǒng)和相應(yīng)閥門的啟閉，試驗(yàn)系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)制冷和制熱模式的切換。如圖1所示，機(jī)組的試驗(yàn)?zāi)Ｊ脚c運(yùn)行路線分別為：

（1）制冷工況運(yùn)行模式

制冷模式下制冷劑蒸氣由壓縮機(jī)排氣后分為兩路，分別進(jìn)入高低溫側(cè)四通換向閥后，合流經(jīng)過冷凝器、視液鏡、干燥過濾器后制冷劑分為兩路，一路流經(jīng)高溫側(cè)電子膨脹閥進(jìn)行節(jié)流，與進(jìn)入高溫板換的恒定溫度冷凍水回水進(jìn)行換熱，制冷劑蒸發(fā)后吸入壓縮機(jī)高溫側(cè)吸氣口。另一路制冷劑流經(jīng)低溫電子膨脹閥進(jìn)行節(jié)流，與進(jìn)入低溫側(cè)板換的恒定溫度冷凍水回水進(jìn)行換熱后再進(jìn)入壓縮機(jī)低溫側(cè)吸氣口，實(shí)現(xiàn)雙蒸發(fā)溫度的空調(diào)機(jī)組的制冷循環(huán)。

試驗(yàn)過程中分析機(jī)組的各性能隨室外環(huán)境溫度的變化關(guān)系，在制冷工況運(yùn)行模式下，夏季室外干球溫度由29 ℃升至43 ℃，間隔3 ℃，過渡季節(jié)室外干球溫度由18 ℃升至30 ℃，間隔3 ℃，兩個(gè)季節(jié)均選取壓縮機(jī)頻率為固定值55 Hz，高溫側(cè)水系統(tǒng)流量2 m3/h，低溫側(cè)水系統(tǒng)流量0.34 m3/h。通過數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄機(jī)組的運(yùn)行特性，其中主要測(cè)量機(jī)組在穩(wěn)定運(yùn)行工況下的吸排氣壓力、壓縮機(jī)耗功率，高低溫側(cè)板換進(jìn)出口水溫，以確定機(jī)組在不同工況下的運(yùn)行特性。

（2）制熱工況運(yùn)行模式

冬季不同于夏季以及過渡季節(jié)，采取傳統(tǒng)制熱循環(huán)，采用熱泵形式利用這一系統(tǒng)，只具備單一的蒸發(fā)溫度。在制熱工況下，壓縮機(jī)排氣分為兩路，一路流經(jīng)高溫側(cè)四通換向閥、高溫板換，與恒定溫度的熱水回水進(jìn)行換熱，另一路流經(jīng)低溫側(cè)四通換向閥、低溫板換后與恒定溫度熱水回水進(jìn)行換熱冷凝，兩路制冷劑液體經(jīng)過各自膨脹閥后混合流經(jīng)干燥過濾器、視液鏡，經(jīng)蒸發(fā)器蒸發(fā)后分兩路流入壓縮機(jī)高低溫側(cè)吸氣口，實(shí)現(xiàn)空調(diào)機(jī)組制熱循環(huán)。需要注意的是，系統(tǒng)在形式上分為兩路，但是具有單一的冷凝溫度和蒸發(fā)溫度，本質(zhì)上與傳統(tǒng)的空氣源熱泵運(yùn)行沒有區(qū)別。

在穩(wěn)定運(yùn)行工況下分析機(jī)組的各性能隨室外環(huán)境溫度的變化關(guān)系。制熱模式下機(jī)組仍然在額定55 Hz頻率運(yùn)行，室外干球溫度由10 ℃下降到-2 ℃，高溫側(cè)水系統(tǒng)流量為2 m3/h，低溫側(cè)水系統(tǒng)流量為0.33 m3/h。同樣記錄試驗(yàn)相關(guān)數(shù)據(jù)，檢驗(yàn)壓縮機(jī)在制熱模式下是否能夠平穩(wěn)運(yùn)行，是否滿足設(shè)計(jì)要求。

2.2 試驗(yàn)環(huán)境

本研究試驗(yàn)全部在現(xiàn)有的焓差環(huán)境試驗(yàn)室中進(jìn)行。焓差試驗(yàn)室配備了數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)?？梢詫?shí)現(xiàn)對(duì)室內(nèi)溫濕度的調(diào)整、數(shù)據(jù)采集等功能。

試驗(yàn)用雙蒸發(fā)溫度冷水機(jī)組放置在焓差環(huán)境試驗(yàn)室的室外側(cè)。焓差室可提供恒定的室內(nèi)側(cè)、室外側(cè)環(huán)境。主要設(shè)備包括室內(nèi)、外側(cè)空氣處理設(shè)備、室內(nèi)測(cè)試裝置以及電氣控制裝置、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。焓差室提供的冷凍水系統(tǒng)與待測(cè)冷水機(jī)組供回水相連，從而實(shí)現(xiàn)為板換提供溫度恒定的冷凍水回水。

試驗(yàn)室控制測(cè)量系統(tǒng)由數(shù)字功率表、數(shù)據(jù)采集記錄儀和相關(guān)一次儀表組成，通過數(shù)據(jù)采集儀采集相關(guān)的溫度、濕度、壓力等信號(hào)。試驗(yàn)中測(cè)量空氣的溫濕度采用的是試驗(yàn)室測(cè)控系統(tǒng)溫濕度取樣測(cè)試裝置來測(cè)試并自動(dòng)采集，測(cè)量水溫采用的Pt100鉑電阻，測(cè)量流量采用的電磁流量計(jì)，制冷劑壓力測(cè)量使用壓力變送器。所有數(shù)據(jù)可以在計(jì)算機(jī)上顯示、采集，同時(shí)操作界面上還可以設(shè)定室內(nèi)外側(cè)的干、濕球溫度，室內(nèi)側(cè)風(fēng)室的靜壓等參數(shù)。系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)布置如圖1所示。

3 試驗(yàn)結(jié)果及分析

3.1 制冷工況下系統(tǒng)的運(yùn)行特性

在夏季制冷工況下對(duì)機(jī)組運(yùn)行的高低溫側(cè)板換的出水溫度及制冷量、系統(tǒng)能效比進(jìn)行分析研究。系統(tǒng)高低溫板換供回水溫度如圖2所示，機(jī)組制冷量隨室外溫度變化情況如圖3所示，機(jī)組耗功率同機(jī)組能效比如圖4所示。其中，制冷量的計(jì)算式為：

式中 Qc——單位時(shí)間內(nèi)機(jī)組制冷量，kW；

C——水的比熱容，J/（kg·℃）；

m——單位時(shí)間內(nèi)流經(jīng)的水的質(zhì)量，kg；

Δt——進(jìn)出水溫差，℃；

ti——冷凍水進(jìn)水溫度，℃；

t0——冷凍水出水溫度，℃。

制冷能效比EER的計(jì)算式為：

式中 EER——制冷能效比；

W——單位時(shí)間內(nèi)壓縮機(jī)功率，kW。

圖2 夏季各工況下板換供回水溫度

由圖2可得，在夏季制冷運(yùn)行時(shí)，隨著室外環(huán)境溫度的升高，低溫板換進(jìn)水由焓差室冷凍水系統(tǒng)提供，溫度穩(wěn)定在11 ℃，并且流量維持穩(wěn)定，室外溫度從29 ℃上升到43 ℃的情況下，出水溫度從7.2 ℃上升到8.3 ℃，上升了1.1 ℃，略大于設(shè)計(jì)值6 ℃；高溫板換進(jìn)水溫度穩(wěn)定在21 ℃，在水流量固定不變，室外溫度從29 ℃上升到43 ℃的情況下，出水溫度從18.6 ℃上升到18.9 ℃，上升了0.3 ℃，與設(shè)計(jì)值18 ℃基本一致。從圖中夏季運(yùn)行工況的試驗(yàn)結(jié)果可知，機(jī)組能實(shí)現(xiàn)溫濕分控的要求，低溫板換的水系統(tǒng)用于除濕，高溫板換的水系統(tǒng)用于降溫。由此可見，機(jī)組的運(yùn)行是可靠的，基本能實(shí)現(xiàn)對(duì)2個(gè)水系統(tǒng)水溫的控制。

圖3 夏季各工況下板換制冷量和總制冷量

圖4 夏季各工況下壓縮機(jī)耗功率和能效比

由圖3，4中可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的升高，機(jī)組低溫側(cè)板換制冷量減少，高溫側(cè)板換制冷量和總制冷量先增加后降低，轉(zhuǎn)折點(diǎn)發(fā)生在室外環(huán)境溫度為35 ℃時(shí)。因此，隨著室外環(huán)境溫度升高到35 ℃，用于降溫的高溫制冷量逐漸增大，用于除濕的制冷量變化較小，所以高低溫側(cè)蒸發(fā)器制冷量分配比例先升高，后由于室外環(huán)境溫度繼續(xù)升高而制冷量的下降略有降低。壓縮機(jī)耗功率隨著室外環(huán)境溫度的升高而增大。當(dāng)室外環(huán)境溫度從29 ℃上升到43 ℃時(shí)，機(jī)組制冷量從6.38 kW上升到6.68 kW再降低到5.55 kW，在壓縮機(jī)的頻率55 Hz下，當(dāng)室外環(huán)境為35 ℃時(shí)，壓縮機(jī)總制冷量達(dá)到最大值，隨著室外環(huán)境溫度繼續(xù)增加，制冷量逐步下降，當(dāng)冷量達(dá)不到室內(nèi)環(huán)境的需求時(shí)，需要改變壓縮機(jī)的頻率提高制冷量來滿足要求。同樣工況變化下，由于冷凝溫度的升高，機(jī)組耗功率也從1.69 kW上升到2.21 kW，上升了30.7%。從圖4中還可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的上升，機(jī)組壓縮機(jī)耗功率的增加趨勢(shì)大于機(jī)組制冷量的變化，因此機(jī)組能效比呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。

3.2 制熱工況下系統(tǒng)的運(yùn)行特性

系統(tǒng)在冬季運(yùn)行工況下，高低溫板換的供回水溫度如圖5所示，機(jī)組制熱量隨室外溫度變化情況如圖6所示，機(jī)組耗功率與機(jī)組能效比如圖7所示。其中，制熱量的計(jì)算式為：

式中 Qh——單位時(shí)間內(nèi)機(jī)組制熱量，kW。

機(jī)組制熱能效比COP的計(jì)算式為：

圖5 冬季各工況下板換供回水溫度

從圖5中可以看出，在冬季制熱運(yùn)行時(shí)，隨著室外環(huán)境溫度的降低，低溫板換進(jìn)水溫度穩(wěn)定在31 ℃，室外溫度從10 ℃下降到-2 ℃，出水溫度從37.1 ℃下降到35.2 ℃，下降了1.9 ℃，平均溫差5.3℃，與設(shè)定溫差5 ℃基本符合；高溫板換進(jìn)水溫度穩(wěn)定在32 ℃，室外溫度從10 ℃下降到-2 ℃，出水溫度從35.6 ℃下降到33.8 ℃，下降了1.8 ℃，平均溫差2.8 ℃，與設(shè)定溫差3 ℃相差不大。從圖中冬季運(yùn)行工況的試驗(yàn)結(jié)果可知，高溫板換供水溫度和低溫板換的供水溫差呈現(xiàn)出機(jī)組穩(wěn)定運(yùn)行的特性，由此可見，機(jī)組的運(yùn)行是可靠的。

由圖6和7可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的降低，機(jī)組高低溫側(cè)板換制熱量和總制熱量隨之減少，壓縮機(jī)耗功率也隨著室外環(huán)境溫度的降低而略有升高。當(dāng)室外環(huán)境溫度從10 ℃下降到-2 ℃時(shí)，機(jī)組總制熱量從10.75kW下降到5.81kW，下降了45.9%。因此，在冬季工況下，壓縮機(jī)頻率為55Hz時(shí)機(jī)組制熱量隨環(huán)境溫度的降低衰減嚴(yán)重，當(dāng)制熱量不能滿足室內(nèi)環(huán)境所需時(shí)，可通過改變壓縮機(jī)頻率來滿足室內(nèi)制熱量需求。從圖7中還可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的下降，機(jī)組壓縮機(jī)耗功率增加而機(jī)組制熱量降低，因此機(jī)組能效比呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。由此可知，機(jī)組在制熱模式運(yùn)行是穩(wěn)定的。從運(yùn)行特性參數(shù)上可以得出，該機(jī)組在冬季試驗(yàn)溫度變化范圍內(nèi)運(yùn)行也是可行的。

圖6 冬季各工況下板換制熱量和總制熱量

圖7 冬季各工況下壓縮機(jī)耗功率和能效比

3.3 制冷工況下過渡季節(jié)系統(tǒng)的運(yùn)行特性

在過渡季節(jié)制冷工況下對(duì)機(jī)組運(yùn)行的高低溫側(cè)板換的出水溫度及制冷量、系統(tǒng)能效比進(jìn)行分析研究。系統(tǒng)高低溫板換供回水溫度如圖8所示，機(jī)組制熱量隨室外溫度變化情況如圖9所示，機(jī)組耗功率同機(jī)組能效比如圖10所示。

圖8 過渡季節(jié)各工況下板換供回水溫度

從圖8中可以看出，在過渡季節(jié)制冷運(yùn)行時(shí)，隨著室外環(huán)境溫度的升高，低溫板換進(jìn)水溫度穩(wěn)定在11 ℃，室外溫度從18 ℃上升到30 ℃，出水溫度從6 ℃上升到6.6 ℃，上升了0.6 ℃，與設(shè)計(jì)值6 ℃較接近；高溫板換進(jìn)水溫度穩(wěn)定在21 ℃，出水溫度從18.6 ℃下降到18.3 ℃，下降了0.3 ℃，與設(shè)計(jì)值18 ℃基本一致。從圖中過渡季節(jié)運(yùn)行工況的試驗(yàn)結(jié)果可知，機(jī)組在過渡季節(jié)對(duì)于水溫的控制更加精準(zhǔn)。由此可見，機(jī)組的運(yùn)行是可靠的，能達(dá)到對(duì)于2個(gè)水系統(tǒng)水溫的控制。

圖9 過渡季各工況板換制冷量和總制冷量

圖10 過渡季節(jié)各工況下壓縮機(jī)耗功率和能效比

由圖9，10可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的升高，機(jī)組低溫板換制冷量有減少的變化，高溫板換制冷量和總制冷量增加，壓縮機(jī)耗功率也隨著室外環(huán)境溫度的升高而增大。當(dāng)室外環(huán)境溫度從18 ℃上升到30 ℃時(shí)，機(jī)組制冷量從6.79 kW上升到7.72 kW，說明過渡季節(jié)時(shí)壓縮機(jī)的頻率固定在55 Hz時(shí)，足已達(dá)到過渡季節(jié)下制冷量的要求。過渡季節(jié)低溫板換在室外環(huán)境溫度較低時(shí)需要較大制冷量的原因是，雖然過渡季節(jié)室外干球溫度不高，但其相對(duì)濕度卻很大，空氣極其潮濕，此時(shí)濕負(fù)荷較大，所需制冷量也比較大。從圖10中還可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的上升，機(jī)組壓縮機(jī)耗功率的增加趨勢(shì)大于機(jī)組制冷量的變化，因此機(jī)組能效比呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。由此可知，機(jī)組在過渡季節(jié)制冷模式運(yùn)行是穩(wěn)定的。

4 結(jié)論

（1）在不同試驗(yàn)工況下進(jìn)行試驗(yàn)時(shí)，冷水機(jī)組均能運(yùn)行穩(wěn)定，高低溫板換的進(jìn)出口水溫具有一定程度的溫差，在試驗(yàn)過程中可以獲得兩個(gè)不同的出水溫度，夏季機(jī)組供水溫度為18.8 ℃和7.8 ℃，過渡季為 18.6 ℃和 6.4 ℃，冬季為 34.8 ℃和36.4 ℃，在變工況情況下符合實(shí)際運(yùn)行的需求，可以完成對(duì)冷凍水水溫的控制，滿足機(jī)組的設(shè)定要求，此冷水機(jī)組用于溫濕分控可行。

（2）實(shí)現(xiàn)了不同溫度冷凍水的供給，低溫冷凍水通過冷凍除濕的方式承擔(dān)室內(nèi)濕負(fù)荷，高溫冷凍水承擔(dān)室內(nèi)的顯熱負(fù)荷。在夏季、冬季和過渡季變工況運(yùn)行模式系統(tǒng)能效比的平均值分別為3.1，4.5，5.1，在今后的發(fā)展中可用于中小型居住辦公建筑溫度與濕度的同時(shí)控制，具有一定的發(fā)展研究潛力。