全新风对恒温恒湿空调能源供应的影响分析

梁坤峰， 任岘乐， 王 振， 王全海

（河南科技大学，河南洛阳4710 03）

0 引言

全新风恒温恒湿空调系统，作为集中式空调系统的一种，通常被用在温湿度要求控制精度比较高和不允许采用回风的场所[1～3]，如：涂装车间喷漆室、放射性实验室等。由于此类空调系统所处理的空气全部来自室外新风，由此引起的设备装机容量和运行能耗（夏季耗冷量、冬季耗热量和加湿量）都较采用混合式一、二次回风系统要大得多；加之，系统对运行稳定的要求严格，使得全年运行时，室外新风的状态则持续干扰空调系统的运行控制[2，3]。因此，研究室外新风全年变化对系统的运行稳定和空调箱能源供应规律的影响，对此类工程的运行稳定与节能控制具有重要的理论价值和工程意义。

关于恒温恒湿空调，一些学者进行了积极的研究，如谷波、马良栋和杨卫波等人在空调箱内功能段的计算方法和数学建模与仿真方面进行了有益的探索；而在空调系统节能方面，文献[7]～[14]已给出了许多有建设性的节能方案、运行策略和系统优化设计的研究成果，如王月莺[8]和王领[9]提出了双喷淋室用于空气排风的热回收节能方案，利用两个喷水室将室外空气的冷却干燥和增焓加湿过程结合，只须选定合适的喷水系数，可使热回收率达到最大，并能避免新、排风之间的交叉污染。本文针对喷涂房恒温恒湿空调系统，建立了空调箱不同功能段（表冷段、加热段、喷淋段）的数学模型，基于全年运行的季节特征，研究了新风对空调系统能源供应的影响规律，研究成果为全年运行的空调系统的节能控制提供思路。的开度和喷淋泵变频器的频率，使新风经过合理的空气处理过程达到所要求的空气终状态点。

1.1.1 表冷段模型

表冷段的模型建立基于湿球温度效率法计算。由干工况到湿工况必然存在一个临界工况，又称湿工况等价干工况[4～6]，即干球温度效率变成了湿球温度效率，由此得：

而析湿系数：

式中 Vy—空气迎面风速，m/s；

ω—表冷器管内水的流速，m/s；

A，B，P，m，n—相应的系数和指数，与表冷器类型有关。

由式（3）得传热系数：

1 建立空调箱功能段模型

1.1 模型的建立

湿球温度效率可表示为：

图1给出了恒温恒湿空调系统空调箱的组成示意图。如图1所示，整个恒温恒湿空调系统的温湿度调节部分主要分为三个功能段，分别为：表冷段、加热段（包括一次、二次加热）、喷淋段。进入表冷段的冷水量和加热段的热水量分别由它们各自管路上的冷、热水阀来控制，而进入喷淋段的喷淋水量则由喷淋泵变频器来控制。在送风的入口处设有温湿度传感器，用来测量新风的温度和湿度，以此来控制冷水调节阀、热水调节阀

式中 F—传热面积，m2；

G—空气量，kg/s；

W—冷水量，kg/s。

1.1.2 加热段模型

表面式加热器对空气的加热处理只能实现等湿加热过程，即只有显热交换。对于只有显热传递的过程，由传热学可知，换热器的换热量：

Q=KFΔtd（6）

图1 空调箱组成示意图

式中K—传热系数，W/（m2·℃）；

F—传热面积，m2；

Δtd—对数平均温差，℃。

当换热器的尺寸及交换介质的温度给定时，由式（6）可知，对传热能力起决定作用的是K值。对于在空调工程中常采用的肋片管式换热器，如果不考虑其他附加热阻，则：

式中αn，αw—内、外表面热交换系数，W/（m2·℃）；

φο—肋表面全效率；

δ—管壁厚度，m；

λ—管壁导热系数，W/（m·℃）；

τ—肋化系数，

τ=Fw/Fn；

其中Fn，Fw—单位管长肋管内、外表面积，m2。

根据能量守恒，得：

Gcp（t1-t2）=KFΔtd（8）

同表面式冷却器类似，对于用水做热媒的表面式空气加热器，其传热系数为：

K=A′（υρ）m′wn′（9）

1.1.3 喷淋段模型

喷淋室模型的简化条件：

（1）采用薄膜模型[7～9]；

（2）在空调范围内，空气与水表面之间的传质速率比较小，可以不考虑传质对传热的影响；

（3）在空调范围内，认为刘易斯关系成立，即Le=1。

根据薄膜模型，由气水之间的热质交换基本方程式，可分别组合得到以下关系模型：

式中 di—空气流过该段后的焓值增量；

i—湿空气的焓，J/kg；

ib—饱和空气的焓，J/kg；

Tw—进入微元段的水温，℃；

Ta—湿空气温度，℃；

Tb—气水交界面上的空气温度，℃；

ha—空气换热系数，W/（m2·℃）；

hw—水的换热系数，W/（m2·℃）。

由式（10）得：

di/d Tw=±cwGw/（KGa）=±cwμ/K（13）

式中“+”—气水逆向；

“-”—气水同向。

由式（13）得：

di/d Tw=cwμ/K （14）

由式（14）积分，得：

Ga（i-i1）=GW（TW-TW2）cW（15）

由式（15）可求得出口空气的焓：

i2=i1+ΔTWcwμ/K （16）

式中 ΔTw—进出口水温差。

1.2 焓湿图区域划分

根据空调地区室外空气的气象资料，可绘制出新风的气象包络线，并据此进行焓湿图的区域划分，如图2所示。由图可知，依据空调设计基准和空调精度，确定出温湿度的四个极限点，如图中1、2、3、4点；同时根据新风全年的状态和空气处理流程划分出夏季、冬季和春秋季三种处理模式。由于该空调系统处理空气时采用定风量，变冷冻水、热水和喷淋水流量的方式调节处理空气的温湿度，因此，夏季模式下，开启表冷段和二次加热段，冬季模式下，开启一次加热段和喷淋室，而春秋季模式则使表冷段，一次加热段和喷淋段联合工作。

图2 焓湿图区域划分

1.3 模型求解

对于组合式空调机组模型的求解，需要根据不同的空气处理过程，将表冷段、加热段和喷淋段的数学模型耦合在一起进行求解。模型求解之前，需根据测得的室外新风状态判断此时所处的季节，然后基于该季节的空气处理特点，耦合相应的空调箱功能段模型，以此计算不同季节时空调箱的能源供应量，如冷水量、热水量和喷淋水量。

夏季工况下，新风温湿度较高，需耦合表冷段和加热段模型，分别求出所需的冷水流量和热水流量；冬季工况下，新风温湿度较低，需经过加热和喷淋处理实现升温加湿，此时耦合加热段和喷淋段模型，联立加热段和全过程的能量守恒方程以及喷淋过程的热湿交换方程求解热水量和喷淋水量。而在春秋季工况下，新风焓值接近空调系统要求的送风状态的焓值，以喷淋处理为主实现空气的等焓增湿和减湿功能，空调箱冷、热水的能源供应较小，但由于空气温湿度的波动较大，难以仅依靠喷淋功能段实现空气的处理，此时需辅助供应冷热水以达到降温和升温目的，因此，此时需将三个功能段的模型耦合在一起计算冷水量、热水量和喷淋水量。

2 计算结果与分析

2.1 夏季工况

夏季工况下，室外新风须经过冷却除湿及加热处理，冷却除湿终了状态点-机器露点不变，由此空气的加热过程确定，新风状态对空调箱空气处理过程的要求只限于表冷段，即冷水流量的大小。

图3表示了在相同湿球温度下干球温度对冷水流量的影响曲线。由图3可知，在湿球温度分别为25℃、30℃两种情况下，随着干球温度的逐渐升高，所需的冷水量都逐渐增大，且当湿球温度为25℃时，冷水流量随干球温度的升高，增大得较缓慢；而当湿球温度为30℃时，冷水流量随干球温度的升高，增大得较快。这是因为，在同一湿球温度下，随着干球温度的不断升高，边界层空气与主体空气间的温差增大，但水蒸气分压力差却减小，因此显热交换量增大，而潜热交换量减小。但由于水蒸气分压力差减小的值较小，对总的换热量影响较小，而温差变化较大，所以总的换热量还是随着干球温度的不断升高而增大，因此所需冷水量也逐渐增大。在干球温度增大相同的范围内，湿球温度越高，则相应的水蒸气分压力减小的越少，因此此时的水蒸气分压力差越大，所需要的潜热交换量就越大，而两种情况下，边界层空气与主体空气之间的温差相同，故由温差引起的显热交换量相同，所以湿球温度越高，则总的换热量随着干球温度的升高就增大得越快，于是所需要的冷水流量就越大。

图3 干球温度对冷水流量的影响

图4给出了新风湿球温度对冷水流量的影响曲线，图中新风干球温度为定值，研究新风干球温度分别为35℃和40℃两种情况下冷水流量随着湿球温度的变化情况。由图可知，随着湿球温度的增大，冷水流量也随之增大，且不同的干球温度下，冷水流量的变化趋势相同，但干球温度大时，所需的冷水流量也大。原因在于当冷水温度低于空气的露点温度时，饱和空气边界层内空气温度低于主体空气的露点温度，此时边界层内空气与主体空气之间不但存在温差，也存在水蒸气分压力差，在这两个势差的作用下主体空气将进行减湿冷却过程，由此通过表冷器换热表面不但有显热交换，也有伴随湿交换的潜热交换。

图4 湿球温度对冷水流量的影响

2.2 冬季工况

图5给出了冬季工况下干球温度对热水量及喷淋水量的影响。由图5可知，当空气的相对湿度保持30%（郑州地区冬季平均相对湿度）时，随着干球温度的逐渐升高，热水量和喷淋水量都逐渐地减少，且所需热水量要远大于喷淋水量。由于喷淋水的水温为20℃，而规定的送风状态的湿球温度为17.8℃，受限于喷淋水初温的影响，空气在经过加热后要经过增焓加湿过程，并逐渐接近于等焓加湿，所以空气加热终了时的焓值应接近于规定的送风状态的焓值，即空气在喷淋前后的焓差较小。根据空气与水直接接触时的热湿交换原理，焓差是总热交换的推动力，当处理前后空的焓差较小时，表明总的换热量较小，因此所需喷淋水量就较小。而在相对湿度一定的情况下干球温度越高，则喷淋前的空气状态越接近于规定的送风状态，此时，喷淋前后空气的温差以及水蒸气分压力差都较小，总的换热量较小，故所需的喷淋水量也越小。

图5 冬季工况下干球温度对热水量及喷淋水量的影响

图6 湿球温度对各功能段参数要求的影响

图6给出了两种不同干球温度情况下，各功能段参数与湿球温度的关系。在干球温度一定的情况下，随着湿球温度的逐渐升高，所需的热水量和喷淋水量都逐渐减小。原因在于随着湿球温度的逐渐升高，要想使加热终了的空气焓值接近规定送风状态的焓值，则空气加热前后的温差就必须减小，即空气吸收的热量逐渐减小；根据能量守恒原则，当热水温差波动不大时，所需的热水量就逐渐减小。相应地，由于空气加热过程是等湿加热，湿球温度越高，加热后的空气状态越接近于规定的送风状态。此时，喷淋前后空气的温差以及水蒸气分压力差都较小，总换热量较小，因此所需的喷淋水量也越小。

2.3 春、秋季工况

图7给出了喷淋室处理空气的实际过程。由图7可知，喷淋过程中，水的初温高于空气的露点温度，在开始阶段，状态1的室外新风与初温为tw1的水接触，一小部分达到饱和状态，温度等于tw1。这一小部分空气与其余空气混合达到状态点2，点2位于点1与tw1的连线上。第二阶段，水温下降到tw2，此时具有点2状态的空气与温度为tw2的水接触，又有一小部分空气达到饱和。这一小部分空气与其余空气混合达到状态点3，点3位于点2与tw2的连线上。依次类推，当水温降到等于空气的湿球温度时，空气的处理过程将按照等焓加湿进行，室外新风的焓值接近于规定的送风焓值，干球温度高于规定的送风温度，而相对湿度则较低。此状态的室外新风只需经过喷淋处理就可以达到规定的送风状态。

图7 喷淋室处理空气的实际过程图

图8 干湿球温度对喷淋水量的影响

图8表示了干湿球温度对喷淋水量的影响。如图8所示，室外新风的干球温度越高，湿球温度越小，则喷淋前后空气的温差越大，水蒸气分压力差也越大，总的换热量越大，因此所需的喷淋水量就越大。

若空气状态参数接近规定的送风状态，但各功能段均无法实现等湿冷却的过程，而且同一天之内，温度和湿度的变化很大。在这种工况下最好的办法是冷水、热水、喷淋一起开，让这三种过程在空调里混合调节，自己达到平衡。在这种情况下，用焓值控制冷水调节阀的开度，用温度控制热水调节阀的开度，用湿度控制喷淋泵变频器的输出频率。

3 结语

（1）根据空调箱全年处理空气的需求，提出了一套恒温恒湿空调系统方案，主要包括两段加热段、表冷段和喷淋段；并基于室外新风的状态，在焓湿图上划分出三种工作模式：夏季、冬季和春秋季。

（2）建立各功能段（表冷段、加热段、喷淋段）的数学模型，基于不同的工作模式，耦合相应的功能段实现空气的最佳处理路径，获得了不同工作模式下各功能段的控制参数变化规律，显然基于焓湿图对空调箱工作模式的划分，使得空气处理过程更灵活和有针对性。

（3）比较分析了新风状态变化时空调箱能源供应量（冷水、热水和喷淋水）的变化及其原因，便于空调箱不同功能段的组合使用，避免了能源的浪费和控制上的盲目性。

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