馬洪霞，馬國遠，許樹學，劉帥領，隋秋玉

（北京工業(yè)大學，北京，100124）

0 引言

隨著人類對建筑物室內環(huán)境的舒適性要求越來越高，空調系統(tǒng)在現代建筑中幾乎成為必需品［1］。經統(tǒng)計，建筑物總能耗的50 %以上來自于空調、通風和采暖系統(tǒng)所消耗的能源，空調系統(tǒng)能耗主要用于消除環(huán)境中的顯熱和潛熱負荷［2］。

研究表明，人體對房間內的溫濕度感知敏感，其值的不同會大大影響舒適性，美國暖通空調制冷協(xié)會規(guī)定熱舒適區(qū)內的濕度最高為60 %［3-5］。而我國南方，尤其是長江流域全年濕度大，同時初春、初冬等過渡性季節(jié)，該地區(qū)寒濕陰冷，有升溫除濕、調溫除濕的需求［6］。高濕狀態(tài)不僅影響居住舒適感，而且嚴重影響室內衛(wèi)生、人體健康、家具以及工業(yè)設備的壽命［7］。一些地下工程［8］，生產廠房［9-10］，大型商場超市［11］，農產品栽培溫室大棚［12-13］等也有空氣除濕的環(huán)境需求。

劉曉華等［14］提出溫濕度獨立控制（THIC）空調系統(tǒng)的概念。THIC空調系統(tǒng)的溫度控制采用高于傳統(tǒng)空調系統(tǒng)的較高冷源末端，室內濕度則通過干燥低濕的送風進行調節(jié)，達到室內溫濕度獨立控制目的。劉拴強等［15］在在清華大學辦公樓中進行了溶液除濕式THIC空調系統(tǒng)運行實驗，結果表明系統(tǒng)全工況下COP可達5.4，高溫冷水機組的COP達8.9，比深圳地區(qū)相應辦公樓用電低30.7 %。王飛［16］針對四種不同類型建筑：辦公樓、會議中心、商場及賓館進行雙溫冷源THIC空調系統(tǒng)運行特性分析，研究表明該系統(tǒng)全年運行中保持較高的COP，為相關的工程應用提供了參考。在實際系統(tǒng)應用中，需要的送風露點較低，則系統(tǒng)蒸發(fā)溫度較低，導致系統(tǒng)效率無法提高。而張蕾等［17-18］研發(fā)了雙吸氣轉子壓縮機并在家用空調機組中應用。通過雙吸氣壓縮機將實現一個制冷系統(tǒng)中存在兩個不同蒸發(fā)溫度的制冷循環(huán)，將該壓縮機應用于空調制冷系統(tǒng)可以實現新風先制冷再除濕，從而提高系統(tǒng)能效［19-20］。

本文將雙吸氣壓縮機應用到空調系統(tǒng)中，設置雙蒸發(fā)器，在一個制冷系統(tǒng)中實現兩個不同蒸發(fā)溫度，將新風先預冷再除濕從而實現溫濕度獨立控制。本文基于物性計算軟件REFPROP和EXCEL計算程序，迭代計算建立雙蒸發(fā)溫度系統(tǒng)數學模型，計算并分析不同參數對系統(tǒng)制冷量、制冷COP以及除濕量的影響，并將雙蒸發(fā)溫度系統(tǒng)與單蒸發(fā)溫度系統(tǒng)進行對比，從而分析雙蒸發(fā)溫度系統(tǒng)在性能提升方向上的潛力。

1 系統(tǒng)原理

圖1所示為雙蒸發(fā)溫度溫濕度獨立控制除濕空調系統(tǒng)的工作原理。系統(tǒng)主要由高低壓膨脹閥、冷凝器、壓縮機及兩個蒸發(fā)器組成。雙吸氣壓縮機有兩個吸氣口，兩個氣缸，兩個吸氣口相互獨立，其出口在內部并聯，可等同于排氣系統(tǒng)并聯在一起的壓縮機同時工作［19］。

圖1 雙蒸發(fā)溫度溫濕度獨立控制除濕空調系統(tǒng)原理圖

雙蒸發(fā)溫度溫濕度獨立控制除濕空調系統(tǒng)工作原理如下：

單蒸發(fā)溫度模式下，壓縮機吸氣處電磁閥打開，此時兩個蒸發(fā)器的蒸發(fā)溫度相同，此過程中，室外空氣經兩個蒸發(fā)溫度相同的蒸發(fā)器進行降溫除濕；雙蒸發(fā)溫度模式下，壓縮機吸氣處電磁閥關閉，此時兩個蒸發(fā)器的蒸發(fā)溫度不同，雙蒸發(fā)溫度模式下的壓焓圖如圖2所示。由兩個蒸發(fā)器出來的蒸發(fā)壓力不同的制冷劑氣體分別進入雙吸氣壓縮機的高低壓氣缸壓縮，再經冷凝器冷卻為制冷劑液體，冷卻后的液體制冷劑一路經高壓級膨脹閥進入高溫蒸發(fā)器，另一路經低壓級膨脹閥進入低溫蒸發(fā)器，制冷劑經蒸發(fā)器升溫變?yōu)闅鈶B(tài)，再經壓縮機壓縮，完成整個制冷循環(huán)。此過程中，室外空氣需經高溫蒸發(fā)器進行預冷（以承擔新風的顯熱負荷為主），后經低溫蒸發(fā)器進行除濕（主要以承擔新風的潛熱負荷），從而達到空氣降溫和空氣除濕獨立控制。

圖2 雙蒸發(fā)溫度模式壓焓圖

2 數學模型

2.1 蒸發(fā)器模型

蒸發(fā)器換熱包括制冷劑側換熱和空氣側換熱，制冷劑與空氣逆向流動。為簡化計算，假定制冷劑和空氣物性不隨換熱的進行而變化，不考慮管壁熱阻，管壁徑向溫度認為一致［21］。

2.1.1 制冷劑側

制冷劑側由單相及兩相區(qū)組成。本文系統(tǒng)制冷劑選用R32，單向區(qū)管內制冷劑為受迫對流換熱狀態(tài)，采用DITTUS-BOELER計算式［22］：

其中，當為加熱狀態(tài)時，n取0.4；當為冷卻狀態(tài)時，n取0.3。

式中：

Re——制冷劑氣體雷諾數；

Pr——制冷劑氣體普朗特數。

兩相區(qū)R32沸騰換熱是結合試驗結果對Chen模型中核態(tài)沸騰修正系數S和對流換熱修正系數F進行修正，本文采用Gungor-Winterton［23］關聯式：

式中：

htp——兩相換熱系數，W/（m2?K）；

hnb——核態(tài)沸騰換熱系數，W/（m2?K）；

hsp——強迫對流換熱系數，W/（m2?K）。

式中：

qr——汽化潛熱，J/kg；

△psat——過余壓力，Pa；

△Tsat——過余溫度，K；

Xtt——Lockhart-Martinelli參數；

σ——表面張力，N/m；

下標l為液態(tài)，g為氣態(tài)。

2.1.2 空氣側

針對空氣側換熱系數的計算，按下式所示：

式中：

α1,2——干、濕表面換熱系數，W/（m2?K）；

ξ——析濕系數；

表面析濕系數的計算公式為：

式中：

γ0——水的汽化潛熱，kJ/kg；

Cpv——水蒸氣定壓比熱容，kJ/（kg?K）；

Cw——水比熱容，J/（kg?K）；

Cpm——濕空氣比熱容，kJ/（kg?K）；

t1,2——進出蒸發(fā)器空氣平均溫度，℃；

tw——壁面溫度，℃；

d1,2——進出蒸發(fā)器空氣平均含濕量，g/kg干空氣；

dw——空氣在壁面溫度下的飽和狀態(tài)含濕量，g/kg干空氣。

2.2 冷凝器模型

不同于蒸發(fā)器的沸騰換熱，冷凝器內制冷劑在管內兩相凝結換熱，采用Shah關聯式［24］：

式中：

αlg——兩相凝結換熱系數，W/（m2?K）；

Pc——臨界壓力，Pa。

2.3 其他模型假設

壓縮機模型做如下假設：壓縮機電效率和多變指數保持穩(wěn)定；不考慮壓縮機腔的熱損失和壓縮機吸排氣壓力損失；忽略壓縮機體積排氣量變化。

2.4 主要參數

2.4.1 換熱器結構

本文兩個蒸發(fā)器均使用銅管-鋁翅片式換熱器，兩個蒸發(fā)器尺寸相同，管簇排列方式為正三角形叉排，翅片為波紋形整張鋁制套片，管翅式換熱器結構參數如表1所示。

表1 管翅式換熱器結構參數

2.4.2 壓縮機選擇

壓縮機選用雙吸氣轉子式壓縮機，運行頻率為50 Hz，轉速為2800 r/min，排氣量為72 cm3/r；

2.5 系統(tǒng)性能評價指標

該系統(tǒng)采用制冷量Q、制冷COP作為評價系統(tǒng)性能的標準，關系式如下所示：

單位質量制冷量Q0：

單位理論功率W0：

制冷COP：

式中：

Q0——單位質量制冷量，kW；

qm1、qm2——高、低溫蒸發(fā)器制冷劑質量流量，kg/s；

h1、h1′——高、低溫蒸發(fā)器出口焓值，kJ/kg；

h2、h2′——壓縮機出口焓值，kJ/kg；

h4——冷凝器出口焓值，kJ/kg；

ηi——壓縮機指示功率，取0.85。

3 計算方法

3.1 計算方法

根據式（1）-（17）的計算模型進行雙蒸發(fā)溫度溫濕度獨立控制除濕空調系統(tǒng)全工況運行性能計算，計算方法如下：首先進行環(huán)境參數以及換熱器相應結構參數的輸入，先假定初始蒸發(fā)溫度；按照制冷劑側換熱溫差分別計算該蒸發(fā)溫度下兩相區(qū)和單相區(qū)長度，通過對比實際管長與計算總管長；確定工質的蒸發(fā)溫度，實現計算的封閉。采用REFPROP聯合EXCEL，編寫相關程序，最后進行數值計算。

3.2 模型驗證

為保證模擬計算的準確性，根據模型所基于的實驗測試數據對模型進行驗證。翁文兵等人［18］搭建了雙蒸發(fā)溫度空調的樣機，在室內外溫濕度均為34.6 ℃，62 %工況下進行了雙蒸發(fā)系統(tǒng)性能測試。表2所示為其實際測試數據與本模型的計算結果進行比較的結果。

表2 實測結果與本文模型比較

比較結果顯示，按照本文模型計算出的結果與實驗數據偏差均穩(wěn)定在±10 %以內，模型計算結果具有準確性。

4 結果與分析

本文考慮的模擬工況下影響參數分別為空氣溫度26～38 ℃，相對濕度40～90 %，風速1.4～2.5 m/s，經分析計算分別獲得系統(tǒng)除濕量、蒸發(fā)溫度、制冷COP等隨空氣進口相對濕度、進風風速等的變化關系，同時改變壓縮機高低壓缸容積比，提高系統(tǒng)性能，并在不同進口空氣干球溫度下將雙蒸發(fā)系統(tǒng)的性能參數與單蒸發(fā)系統(tǒng)進行對比分析。本文將針對相應工況進行分析說明。

4.1 空氣進口參數對雙蒸發(fā)系統(tǒng)性能的影響

圖3所示為壓縮機兩氣缸容積大小相同，進口空氣溫度30 ℃，風量2300 m3/h，制冷量、除濕量及制冷COP隨進口空氣相對濕度的變化圖。由圖3可知，除濕量隨著進口空氣相對濕度的增大基本呈線性增大趨勢，比如當相對濕度為40 %時，除濕量為9.51 kg/h，當相對濕度增大到90 %時，除濕量變?yōu)?6.59 kg/h。增幅為64.2 %。制冷量和制冷COP的變化趨勢與除濕量相同，都是隨著相對濕度的增大而增大。其主要原因為，當壓縮機進口空氣的相對濕度增加，處于換熱器表面的水蒸氣與濕空氣的分壓力差亦會增加，將會導致換熱器表面凝結的水分增多，冷量中水蒸氣的潛熱占比變大，并且相變換熱系數遠大于空氣與翅片的換熱。

圖3 空氣進口相對濕度對系統(tǒng)性能的影響

圖4所示為壓縮機兩氣缸容積大小相同，當進口空氣溫度為30 ℃，相對濕度為70 %時，制冷量、除濕量及制冷COP隨進口空氣風速的變化。由圖4可知，制冷量和制冷COP隨著進口空氣風速的增大逐漸升高，其原因是隨著進口空氣風速的升高，系統(tǒng)的傳熱過程加快，換熱系數增大。而除濕量隨著進口空氣風速的增大基本呈現先增加后減小的趨勢，當風速大約為2.2 m/s時，系統(tǒng)的除濕量存在最大值，其原因主要是隨著進口風速的增大，將改變其流動狀態(tài)，使得空氣的湍流程度加快，進而導致換熱器與空氣之間傳熱系數增加，換熱加強，從而除濕量逐漸升高，而風速超過2.2 m/s時，雖然進風風速的增加可以促進濕空氣和換熱器之間的換熱，但風速過快時，空氣和換熱器翅片表面間的接觸時間縮短，除濕量反而降低。

圖4 進口風速變化對系統(tǒng)性能的影響

4.2 雙蒸發(fā)系統(tǒng)與單蒸發(fā)系統(tǒng)性能對比

圖5所示為單蒸發(fā)系統(tǒng)與雙蒸發(fā)系統(tǒng)在不同進口空氣溫度下制冷COP、除濕量及制冷量的對比。

由圖5可以看出，在上述不同的空氣進口溫度工況下，雙蒸發(fā)系統(tǒng)的制冷COP、除濕量以及制冷量都要高于常規(guī)單蒸發(fā)系統(tǒng)，節(jié)能率為3～4.2 %，除濕能力提高3.8～6 %。其原因是較高溫度的蒸發(fā)器對新風進行預冷，而承擔這一部分預冷的較高溫度的蒸發(fā)器制冷COP較高，從而將提升整個系統(tǒng)的制冷性能系數。由此可以得出結論：雙蒸發(fā)器溫濕度獨立控制系統(tǒng)在可以實現溫濕度的獨立控制的前提下且具有一定的節(jié)能潛力，發(fā)展前景較好。

圖5 雙蒸發(fā)系統(tǒng)與單蒸發(fā)系統(tǒng)性能對比

4.3 不同高低壓缸容積比對雙蒸發(fā)系統(tǒng)性能影響

圖6所示是在保證空氣進口溫度為30 ℃，相對濕度70 %，進風風量2300 m3/h，改變雙缸壓縮機高低壓缸容積比（得到不同的蒸發(fā)溫度差）情況下，雙蒸發(fā)溫度系統(tǒng)制冷COP、除濕量級制冷量的變化。根據圖6（a），當氣缸容積比（高壓/低壓）增加，雙蒸發(fā)系統(tǒng)兩個蒸發(fā)溫度差逐漸減小，進而使得該系統(tǒng)的制冷性能系數出現先增大后減小的動態(tài)變化過程，且制冷COP的最大值都集中在氣缸容積比為0.50～1.20。由圖6（b）可知，雙蒸發(fā)系統(tǒng)制冷量和除濕量隨氣缸容積比（高壓/低壓）的增大，變化相同，趨勢基本呈現先升高后降低，且除濕量與制冷量的最大值一般位于氣缸容積比為0.75～1.25。

圖6 高低壓缸容積比對系統(tǒng)性能的影響

實際應用中的雙蒸發(fā)系統(tǒng)，可以根據不同工況下進口空氣潛熱與顯熱比，將雙蒸發(fā)壓縮機高低壓缸容積進行調整，不同的進風工況存在最佳高低壓缸容積比，使系統(tǒng)性能最優(yōu)。

5 結論

本文建立了雙蒸發(fā)溫度溫濕度獨立控制除濕空調系統(tǒng)的仿真計算模型。通過改變空氣進口參數（空氣進口相對濕度和風速）以及改變壓縮機高低壓缸容積比，模擬計算該系統(tǒng)的除濕性能、制冷性能等的變化規(guī)律，并與單蒸發(fā)系統(tǒng)進行對比，主要結論如下：

（1）系統(tǒng)制冷量、除濕量及制冷COP隨進口空氣相對濕度的增大基本呈線性增大趨勢。

（2）隨著進風風速的變化，雙蒸發(fā)系統(tǒng)制冷量和制冷COP均逐漸增加，而除濕量先增加后減少，在進風風速2.2 m/s左右獲得最大除濕量。

（3）雙蒸發(fā)溫度系統(tǒng)制冷COP較傳統(tǒng)單蒸發(fā)系統(tǒng)制冷COP提高3～4.2 %，除濕能力提高3.8～6 %。

（4）隨高低壓缸容積比的增大，雙蒸發(fā)溫度系統(tǒng)制冷COP、除濕量及制冷量，呈先增大后減小的趨勢，制冷COP的最大值為氣缸容積比0.5～1.2，除濕量和制冷量獲得最大值時，氣缸容積比為0.75～1.25。