并联型调温除湿机制冷剂调节优化方案策略及实验研究

韩 旭 李 永 茅靳丰

(解放军理工大学工程兵工程学院 南京 210007)

调温除湿机利用蒸发器为空气降温除湿，并可回收冷凝热来调节送风温度，已广泛应用于仓库、机房及各类地下工程中。调温除湿机一般采用双冷凝器方案，其中一个冷凝器为水冷冷凝器(或蒸发式冷凝器)，用于排除余热；另一个冷凝器为风冷再热冷凝器。冷凝器有串联和并联两种模式。

2001年，吴茂杰、刘凤田等人[1]在测试某调温除湿机性能时，发现串连型调温除湿机存在调温盲区问题。2006年，朱志平、王克勇、程宝义[2]等人申请了无盲区调温除湿机专利，提出双冷凝器并联模式。冷凝器并联具有阻力小，回收预热方便，克服了串联存在的调温盲区、控制较为复杂、制冷剂行程长、压缩机功耗较大等问题，可实现送风温度连续(或分级)调节，是除湿机发展研究的重要方向。

然而，并联型调温除湿机在调温除湿模式和冷冻除湿模式之间转换时常出现冷凝器中制冷剂分配不平衡现象，可导致调温除湿能效下降，甚至停机。此外，并联型调温除湿机在由冷冻除湿模式向调温除湿模式转换时，往往由于前一阶段制冷剂积存，导致无法转换。通过分析以上问题，提出了几种改进和优化策略，并对各个策略的优缺点做了探讨，特别分析了双蒸发器运行的模式，并搭建实验台测试了双蒸发器模式运行的可行性及其性能。

1 机组的不足及原因

并联型调温除湿系统如图1所示，由压缩机、并联的蒸发式冷凝器和风冷冷凝器、储液器、节流装置、蒸发器以及三通比例调节阀(以下简称：调节阀)等组成，通过调节阀控制流经两个冷凝器的制冷剂流量，达到调温目的。

双冷凝器并联模式如图2所示，两冷凝器I、II通过调节阀实现并联，为防止制冷剂回流，在连接储液器III前增加了两个单向阀。当两个冷凝器内压力平衡时，即pk1=pk2＞pk，制冷剂可自由进出。

图1 并联型调温除湿机系统图Fig.1 The system of parallel condensers temperature control dehumidi fi er

图2 制冷剂经过三通阀进入两冷凝器的模型图Fig.2 The model of refrigerant cross into two condensers by 3-way control valve

当机组运行调温模式，需控制调节阀的开度(一般在40%～80%的线性区间)。无论开度偏向其中任何一个，制冷剂在两个冷凝器内的流量分配将产生变化，冷凝器容积为一固定值，因此两冷凝器内压力将产生变化，原有平衡被打破，假设pk1＞pk2，则pk＞pk2，因此，冷凝器II中制冷剂则无法全部流出，出现制冷剂积存。积存越多，则参与制冷循环的制冷剂量越少，效率则越低，甚至出现停机故障。

当机组运行于冷冻除湿模式，则再热冷凝器侧完全关闭，再热冷凝器侧一直处于低温低压环境中，其内部压力远远低于压缩机侧压力，则可能导致：第一制冷系统内部压力平衡会被打破，可能会造成很大的压力波动，压缩机可能会因吸气压力过低而停机保护；第二制冷剂慢慢渗入，致使机组效率下降[4]。第三除湿机长期运行于冷冻除湿模式，系统也将因制冷剂则不断积存，导致在再热冷凝器无法周期工作，失去了调温除湿的功能，即无法运行调温除湿模式。

2 传统的改良策略分析

2.1 大量填充制冷剂

为削弱制冷剂大量积存导致制冷剂不足而引起压缩机低压停机保护问题，文献[4]采取了大量充注制冷剂的方法，并选择容积合适的储液器以适应机组变工况运行的需要，从而确保制冷系统形成稳定的蒸发压力和吸气压力。

大量充注制冷剂使得积存于水冷(蒸发式)冷凝器侧的制冷剂量增多，以减小其内部有效空间(即参与制冷循环的制冷剂所需空间)，提高冷凝温度，而使得参与循环的制冷剂量不会太少，改变压力较低的冷凝器的有效容积，从而在经过一段时间之后，使得两冷凝器内制冷剂压力相等。

采用大量填充制冷剂的方法，可有效解决系统停机问题。然而需增加储液装置，一方面造成成本的大量增加；另一方面其并没有从根本上解决制冷剂死循环问题，从而使得机组的制冷除湿效果并不理想。

2.2 制冷剂抽吸

为了使得在升温除湿向冷冻除湿转变时，减少制冷剂在风冷冷凝器中的积存，有人提出了制冷剂抽吸的方法。其方法是在再热冷凝器下游至压缩机侧增加旁通阀，当调温除湿机由升温除湿模式转换为冷冻除湿模式时，打开旁通阀，使制冷剂被部分吸入低温低压的蒸发器中，以减少在风冷冷凝器中的积聚量。

然而采取这种模式，存在两个问题：一是旁通阀打开及关闭的时机问题。因大量冷凝成液态的制冷剂未经蒸发器蒸发即被吸入压缩机，若启闭时机把握不当，很容易引起压缩机因吸液而导致冲缸；另一方面，则是旁通阀的不断启闭可能导致制冷系统不能正常运行不断地启闭将影响该电磁阀的寿命。

2.3 冷凝器串联模式

图3 双冷凝器混联方案Fig.3 The scheme of two parallel condensers

双冷凝器串联模式的改进方案[5]见图3。通过调节流经再热冷凝器的制冷剂流量及水冷冷凝器的循环水量以实现调温除湿的目的。该方案可以消除调温盲区，但同样存在控制较为复杂、制冷剂行程长，压缩机功耗较大等缺点。

2.4 冷凝器并联模式

文献[6][7]提出采用电磁阀取代制冷剂流量三通调节阀，从而解决制冷剂不平衡问题。如图4所示。通过两个阀的通断组合，可以实现三种不同模式的转换：再热阀开，升温除湿；排热阀开，降温除湿；两阀均开，准调温除湿。即送风存在三个状态点(如图5所示)：高温点1、机械露点3以及跟两冷凝器体积相关的中间状态点2(或2'，2'')，其只能在三个状态点调节，多称其为“准调温除湿”模式。

王恕清等人在文献[8]中详细讲述了该方案的出发点及优势。然而该方案因只有三个送风状态点，不适用于对送风温度调节要求较高的场合。

图4 双电磁阀的“准调温除湿”模式Fig.4 The "quasi-dehumidi fi cation thermostat" mode of double solenoid valve

图5 “准调温除湿”模式的送风状态点Fig.5 The air state point of "quasi-dehumidi fi cation thermostat" mode

3 双蒸发器模式的提出

为了防止除湿机长期运行于冷冻除湿模式，系统将因制冷剂积存而无法正常运行。课题组提出在运行冷冻除湿模式时(即停止使用再热冷凝器)，将再热冷凝器转化为蒸发器使用，采用双蒸发器的模式。即：如图6所示，当机组运行冷冻除湿模式是，调节阀再热冷凝器侧完全关闭，打开电磁阀16，使得再热冷凝器可作为蒸发器参与系统运行，则制冷剂积存问题可完全解决，从而避免了压力波动的停机问题；当机组运行调温模式时，关闭电磁阀16，打开再热冷凝器侧阀门，则可正常运行调温模式，从而改变了传统并联型调温除湿机的模式转换而不能正常运行问题。

图6 改进的双冷凝器并联型调温除湿系统图Fig.6 The improved system of parallel condensers temperature control dehumidi fi er

4 双蒸发器的实验研究

4.1 主要部件选型

为验证该模式的可靠性，研制了依据图6模式的调温除湿机组，主要部件如下：

压缩机选用谷轮VR144KS-TFP-522，制冷量为35.3KW，输入功率10.1KW，能效比为3.58，制冷剂为R22。

机组的室内换热器采用蛇形管，是空气-制冷剂的翅片管式换热器。其中管束正三角形排布，换热管材料为紫铜，翅片材料为铝，其基本结构参数如表1所示，蒸发器与风冷冷凝器换热面积比为1:1.5。

表1 换热器的基本结构参数(单位:mm)Tab.1 The basic structural parameters of the heat exchanger(Unit: mm)

室外冷凝器采用大连亿斯德的VC-10型蒸发式冷凝器；其参数如表2所示。调节阀选用西门子M3FB20LX/A型。

表2 VC-10型蒸发式冷凝器详细参数Tab.2 Detailed parameters of VC-10evaporative condenser

4.2 实验条件和过程

《除湿机》(GB/T 19411—2003)中规定室内侧名义工况为干球温度27℃，湿球温度21.2℃，室外侧干球温度35℃，湿球温度24℃，实验即按照以上参数作为室内外测试参数。三通阀设置为排热冷凝器侧全开。关闭电磁阀16，系统运行于单蒸发器冷冻除湿模式，打开16，则换热器2转变为蒸发器2，系统运行于双蒸发器模式。

4.2.1 测量工具

温度的测量采用德国TEMP14(多点温度测量仪)，用于测量进排风温度和水冷冷凝器进出水温，相关技术参数见表3。

表3 TEMP14多点温度测量仪参数Tab.3 The parameters of TEMP14 multi-point temperature measuring instrument

压力测量采用1～16通道SY系列U盘储存多路压力记录仪(北京)，用于测量冷凝器和蒸发器的制冷剂压强变化，参数见表4。

表4 SY系列多路压力记录仪Tab.4 The SY multi-channel pressure recorder

流量传感器用JYLUGB系列智能型涡街流量计，其是一种精密流量测量仪表，在压缩机出口及蒸发式冷凝器入口处分别设置一个制冷剂流量测量装置，以测试制冷剂总流量及蒸发式冷凝器侧制冷剂分配流量变化值[9]，参数见表5。

表5 JYLUGB智能型涡街流量计参数Tab.5 The parameters of intelligent vortex fl ow meter

4.2.2 制冷量与能效比计算

1)制冷量

除湿机机组的制冷量测定是采用室内侧焓差法，被测机组安装在风量测量装置之前，由风量测量装置测量空气流量，再通过测定除湿机机组进口与蒸发器出口空气的干、湿球温度，计算出两者的焓差，从而得到机组的制冷量。被测机组的制冷量计算公式如式(1)：

式中：Q0—制冷量，kW；Gi—风量测量装置测得的风量，m3/s；h1—机组进口处空气的焓值，kJ/kg；h2—蒸发器出口处空气的焓值，kJ/kg；dn—蒸发器出口处空气的含湿量，kg/kg；ρn'—蒸发器出口处空气的密度，kg/m3。

2)能效比

机组能效比计算式为

式中：P—除湿机运行时消耗的总功率，kW。

4.2.3 除湿量与单位功率除湿量

1)除湿量的测定

在进行除湿量测定过程中，除湿机应不少于1h的运行，工况稳定后记录数据。每隔10min记录一次以下数据：

①进风干球温度，℃；②进风湿球温度，℃；③输入总功率，kW；④输入电流，A；⑤电压，V；⑥电源频率，Hz。

直至连续7次的记录数据的误差在规定的范围内，取记录数据的算术平均值为计算值，并将收集的凝结水称重，按式(3)和(4)计算除湿量。

式中：W—名义工况下的实测除湿量，kg/h；W1—实验持续时间内收集的凝结水量，kg；T—实验记录持续时间，h；t—除湿机进风平均干球温度，℃；φ—相对湿度，%。

相对湿度按下式计算：

式中：φ1—实测相对湿度，按实测干球温度平均值；B—实验期间大气压，kPa。

2)单位功率除湿量

根据机组名义工况下的除湿量和输入功率，其单位输入功率除湿量[SMER，kg/(h.kW)]计算公式如式(5)：

式中：W—除湿机除湿量，kg/h。

4.3 实验结果分析

1) 系统制冷剂压力的变化

图7 不同模式下系统压力与阀门关系图Fig.7 The relation between pressure and valve of different mode

从图7可知系统制冷剂压力在不同模式下随阀门开度变化而变化：在并联型单蒸发器模式下，在阀门开度为30%～80%时，水冷冷凝器侧压力一直上升，但在80%～100%阶段却急剧下降，这是由于再热冷凝器侧阀门关闭，导致参加循环的制冷剂不断减少，从而导致整个系统的压力急剧下降。系统压力的不稳定波动往往造成停机事故。

采用大量填充制冷剂的方法可以增加参与循环的制冷剂量从而可以避免压力的突降，图中在80%～100%阶段水冷冷凝器侧制冷剂压力有一定的上升。

采用双蒸发器的模式，在80%～100%阶段将再热冷凝器转换为蒸发器，使得所有制冷剂参与系统循环，避免了制冷剂的积存，从而稳定了系统压力，解决了因压力波动停机的事故。

2)机组模式的连续调节运行

为了检验机组是否能够在双蒸发器模式(冷冻除湿模式)和调温除湿模式下连续转换运行。将阀门开度从100%到10%逐步调节，并对出风的温度进行了测试，如图8所示。

图8 送风参数随阀门开度变化图Fig.8 The change of air parameters with valve

从图8中可知，采用双蒸发器时，送风干湿球温度比100%开度单蒸发器时分别低1℃、0.5℃。当阀门开度在30%～80%范围内变化时，送风参数与阀门开度变化几乎成线性，即调温除湿模式正常。因此采用双蒸发模式并不影响机组运行模式的变化。

3) 能效比和除湿量

图9 除湿量随阀门变化图Fig.9 The change of dehumidi fi cation with valve

图10 机组能效比随阀门变化图Fig.10 The change of EER with valve

从图9可以看出采用单蒸发器模式在阀门开度10%～30%和80%～100%间除湿量维持在21～22kg/h范围内。当阀门开度为45%时，除湿量突降到只有17 kg/h。这是由于当阀门开度在45%左右时，引起了制冷剂系统压力的不平衡波动，进入蒸发器的制冷剂减少而造成；当阀门开度由45%调至50%时，又突然升高到24.45kg/h的最大值，这是由于冷凝器侧制冷剂阀门开度变小，使得流入蒸发器的制冷剂流量相对增大，使得除湿量突增；当阀门开度在60%以后，由于制冷剂在冷凝器中不断积存，使得整体除湿量下降。

当阀门在100%开度，运行双蒸发器模式时，与100%开度单蒸发器模式相比，除湿量高2kg/h(图9中红点处)，与阀门开度为50%～65%时除湿量相当，基本达到了除湿量最大的水平，这说明了采用双蒸发器模式可以很好地解决并联型调温除湿机由调温除湿模式向冷冻除湿模式转变的不足。

从图10可以看出，在单蒸发器模式下，能效比在阀门开度为45%时达到了最大，而此时的除湿量为最小值，这是因为此时的因总输入功率也从11.2kW下降至8.67kW，引起了能效比的相对较大。

从图10可以看出采用双蒸发器模式在开度100%时其能效比约为3.3，比并联型调温除湿机的单蒸发器在开度100%能效比2.8要优越18%。

图11对比了制冷剂流量调节阀开度100%时，双蒸发器模式与单蒸发器模式下，系统的各项参数。与单蒸发器100%模式相比，采用双蒸发器模式时，送风干湿球温度分别低1℃、0.5℃，除湿量高2kg/h，单位功率除湿量则大0.1kg/(kW.h)，制冷量高出单蒸发器模式4kW左右。可以看出，采用双蒸发器模式时，制冷剂积存现象基本消除，系统效果较单蒸发器模式要好。

图11 冷冻除湿模式下双蒸发器与单蒸发器情况下实验结果对比Fig.11 The comparation between dual-evaporator and single evaporator under the dehumidi fi cation mode

5 结论

调温除湿机在地下工程中有着广泛的应用，由于双冷凝器在机组不同模式转换时需要通过调节阀来调节制冷剂流量，特别是在由冷冻除湿模式向调温除湿模式转换的过程中往往造成系统制冷剂压力波动大，停机事故。通过比较各种策略和实验研究得到如下结论：

1)双蒸发模式可避免系统制冷剂压力波动，可解决停机事故。

2)采用双蒸发模式，机组可以连续在调温除湿和冷冻除湿模式之间转换，避免了单蒸发模式不能向调温除湿模式转变的不足。

3)该模式的能效比和除湿效果均优于单蒸发器模式。双蒸发器模式的研究对并联型调温除湿机组优化和推广应用具有一定意义。

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