双冷源热回收调温型冷却除湿系统设计及实验研究

张龙爱 王传华 屈清杲 廖永亮

(珠海格力电器股份有限公司 珠海 519070)

目前我国建筑运行能耗约占全国总能耗的25%[1]，建筑节能是实现节能减排目标的三大主要任务之一(工业节能、交通节能、建筑节能)[2]，而其中大型公共建筑的总面积不足我国城镇民用建筑面积的5%，用电量却占建筑总用电量的25%[3]，因此大型公共建筑节能高效空调设备及系统的开发对于节能减排意义重大。

温湿度独立控制空调系统具有高效、节能、舒适、健康的特点，近几年在机场航站楼等大型公共建筑中应用越来越广泛[4-5]。大型公共建筑空调系统中，新风负荷在夏季冷负荷中的占比达到29%以上[6-7]。因此，新风负荷除湿设备是温湿度独立控制空调系统设计的关键，也是降低能耗的重要一环[8]。目前国内新风除湿系统主要采用盐溶液除湿和冷却除湿两种方法，盐溶液除湿存在体积大、价格昂贵、具有一定腐蚀性等缺点[9-10]；冷却除湿系统因技术成熟、成本较低得到广泛应用；但目前还存在耗电量较高、送风温度较低容易产生湿冷感等问题[11]，需要在系统节能及送风温度控制方面进行完善。

针对上述问题，本文提出一种双冷源热回收调温型冷却除湿系统，从系统设计方面进行理论分析并通过实验验证，分析其可行性。

1 系统设计

1.1 系统方案设计

本系统按照温湿度独立控制理念进行设计，采用高温、低温两种冷源对新风显热负荷和潜热负荷分开处理；通过再热器对送风进行热回收，达到节能及送风温度调节的目的。

1.1.1 风系统设计

室外新风依次经过预冷、冷却除湿、再热升温3个过程，最后通过风管送到房间内。负责输配的送风机采用EC变频风机，可以根据新风需求调节送风量。3个过程具体设计如图1所示。

图1 风系统原理Fig.1 Principle of wind system

1)预冷过程：新风通过进水水温为16～20 ℃[12]的高温水盘管(预冷器)进行预冷，该过程以显热换热为主。

2)冷却除湿过程：预冷后的空气进入蒸发器进行冷却除湿，该过程以潜热换热为主。

3)再热调温过程：除湿后的空气温度低，相对湿度大，通过再热器进行调温，达到人体舒适性要求的送风温度及相对湿度。

1.1.2 氟系统设计

氟系统采用蒸气压缩式设计，系统原理如图2所示，具体设计方案如下：

图2 氟系统原理Fig.2 Principle of refrigerant system

1)压缩机：采用变频设计，可以根据负荷需求调节转速。

2)冷凝器：为实现宽范围调温的功能，采用双冷凝器并联设计[13-14]，主冷凝器负责冷凝散热，其形式可选用水冷冷凝器、风冷冷凝器或水冷冷凝器与预冷器串联3种方案，再热冷凝器(风冷翅片式)负责送风热量回收及温度调节。

3)蒸发器：采用翅片盘管式换热器，负责对于预冷后的空气进行冷却除湿。

4)其他部件：系统采用电子膨胀阀节流，在压缩机吸气口设置汽液分离器，防止压缩机液击。

1.1.3 主冷凝器方案优选

上述主冷凝器可选用风冷冷凝器、水冷冷凝器或水冷冷凝器与预冷器串联3种方案，相应的系统原理图分别如图3～图5所示。风冷冷凝器采用翅片盘管式结构，通过室内排风带走制冷剂热量；水冷冷凝器使用满液式壳管换热器，进出水与冷却塔连接，通过冷却塔带走制冷剂热量；水冷冷凝器与预冷器串联的方案，使用高温冷源冷冻水带走制冷剂热量。对3种冷凝散热器方案进行制冷循环计算并进行COP对比，确认水冷冷凝器方案为能效最佳方案，具体计算结果如表1所示。

表1 不同冷凝散热方案COP对比Tab.1 Comparison of COP of different condensation cooling schemes

图3 风冷冷凝系统原理Fig.3 Principle of the air-cooled condensing system

图4 水冷冷凝系统原理Fig.4 Principle of the water-cooled condensing system

图5 水冷冷凝器与预冷器串联系统原理Fig.5 Principle of the series system of the water-cooled condenser and the pre-cooler

1.2 换热设计计算

按照十三五国家重点研发计划“公共交通枢纽建筑节能关键技术与示范”课题要求，以某机场为例进行设计，新风量取1.2×104m3/h，具体空气处理过程及换热器换热过程设计计算如下。

1.2.1 送风状态点确定

温湿度独立控制系统中的新风设计送风点，是以确保消除房间内余湿且保证送风舒适度为原则而确定，潘云钢[15]提出夏季设计工况下，新风送风含湿量ds和送风温度ts应满足表2要求，即ds≤dsmax且ts≥tsmin，其中dN为不同室温下室内含湿量。

表2 不同室温时的dN、dsmax和tsminTab.2 dN,dsmax and tsmin at different room temperature

室内温度为18 ℃时，除湿系统需承担的总负荷(显热负荷和湿负荷)最大，故将室内温度18 ℃对送风温度和含湿量的要求作为设计目标，以此为基础进行除湿系统设计，即空调设备在标准工况35/27 ℃条件下，送风含湿量目标值为7.5 g/(kg干空气)，送风温度目标值为15 ℃。

1.2.2 换热量计算

1)再热量

该过程为等湿升温过程，显热换热，换热量计算：

Q再热=cM(ts-tw2)/1 000

(1)

式中：Q再热为再热量，kW；c为空气比热容，J/(kg·℃)；M为空气的质量流量，kg/s；ts、tw2分别为送风点及蒸发器出口点的温度，℃。

蒸发器出口点的相对湿度按照机器露点相对湿度取值，因含湿量在前文已分析确定，故该点的温度值可以相应得出。

2)预冷器换热器

室外温度点按照标准工况35/27 ℃，露点温度为24.33 ℃；预冷器按照进水16 ℃、出水21 ℃设计，因进水温度低于露点温度，其换热过程以显热为主，伴随小部分的潜热换热，按照预冷至21.3 ℃进行设计，换热量计算[16]：

Q预冷=M(hw-hw1)

(2)

式中：Q预冷为预冷器换热量，kW；hw、hw1分别为新风、预冷后状态点的焓值，kJ/kg。

3)除湿蒸发器换热量

根据上面计算，可以得出预冷后空气状态点，除湿蒸发器换热量计算：

Q蒸发=M(hw1-hw2)

(3)

式中：Q蒸发为蒸发器换热量，kW；hw2为蒸发器出口状态点的焓值，kJ/kg。

经过以上计算，可得出各个状态点及3个换热器需求的换热量，计算结果如表3所示。得出空气处理过程各个状态点如图6所示，室外新风(W)先经过预冷器进行预冷，预冷后的空气(W1)进入蒸发器进行冷却除湿，再将空气由(W2)点通过再热处理至(S)点。

图6 空气处理过程Fig.6 Air treatment process

表3 空气处理状态点参数及换热量计算结果Tab.3 Air treatment state point parameters and heat exchange calculation results

2 送风参数调节范围及能效实验验证

经过以上设计计算可以确定，通过预冷、除湿及再热的过程，可以将送风控制在需要的送风状态点；采用双冷源、水冷冷凝散热器及热回收再热器等方案，可以使系统能效比达到最佳。为验证实际可以达到的效果，进行装机测试，对送风参数及能效比进行确认。

2.1 样机情况及实验方案

根据换热需求，对设备元器件进行选型，具体元器件配置如表4所示。为验证不同室内温度要求下送风参数及能效，设计验证方案如表5所示。

表4 实验样机配置表Tab.4 Test prototype configuration table

表5 实验样机测试工况Tab.5 Test conditions of the test prototype

2.2 实验室及实验装置介绍

实验在空调设备及系统运行节能国家重点实验室进行，该实验室通过了国家认可机构CNAS的认证审查。实验装置依据GB/T 17758—2010《单元式空气调节机》[17]采用空气焓差法测试。

Q=qmi(ha1-ha2)/[V′n(1+Wn)]

(4)

式中：Q为制冷量，kW；qmi为风量，m3/s；ha1、ha2分别为进、送风焓值，kJ/kg；V′n为嘴前空气的比体积，m3/kg；Wn为喷嘴前绝对含湿量。

实验间设备及被测样机布置如图7所示，测试照片如图8所示。被测样机连接风量测量装置和水管，实验室通过开启空气处理机组(包括循环风机和换热盘管、除湿盘管、加湿器、电加热)来平衡风量箱排出的冷风，保持室内环境条件，水系统通过变频水泵调节水流量，冷却水经过冷却水箱，通过板式换热器与实验室工况机组进行能量交换，达到调节冷却水温的目的。实验数据通过电脑采集记录，机组运行工况达到稳定后，连续运行2 h，通过实验台监控软件等距取7组测试数据，取平均值作为实验报告的测量结果。

图7 制冷量测试装置原理Fig.7 Principle of refrigeration capacity test device

图8 样机测试Fig.8 Prototype test

2.3 实验结果及分析

2.3.1 压缩机频率对送风参数的影响

为使送风参数满足舒适性要求，将送风温度及湿度控制在合理范围内，可以通过制冷系统及预冷水系统两方面的调节进行控制。

制冷系统方面，压缩机频率决定制冷系统质量流量，其调节可改变送风温度。根据表5中的工况，预冷器水流量为18.3 m3/h，在40～65 Hz范围内调节压缩机频率，可得出不同风量下机组送风温度和送风含湿量随压缩机频率变化情况，结果如图9和图10所示。由图9和图10可知，送风温度随压缩机频率的升高呈先下降后上升的趋势，不同风量下最低送风温度所对应的压缩机频率不同；送风含湿量随压缩机频率的升高呈下降趋势，且风量越大出风含湿量越高。

图9 压缩机频率对送风温度的影响Fig.9 Effect of compressor frequency on supply air temperature

图10 压缩机频率对送风含湿量的影响Fig.10 Effect of compressor frequency on supply air humidity ratio

2.3.2 预冷器水流量对送风参数的影响

预冷水系统方面，通过水流量调节，可使预冷量发生改变，进而影响出风参数。在表5工况下，设定压缩机频率为55 Hz，维持预冷器进水温度为16 ℃，通过调节预冷器水流量分别为0、2.3、4.6、9.2、18.3 m3/h，可得出不同风量下机组送风温度和送风含湿量随预冷量的变化情况，结果如图11和图12所示。由图11和图12可知，送风温度和送风含湿量均随预冷器换热量的增加而降低。

图11 预冷器水流量对送风温度的影响Fig.11 Effect of water flow inside cooling coils on supply air temperature

图12 预冷器水流量对送风含湿量的影响Fig.12 Effect of water flow inside cooling coils on supply air humidity ratio

2.3.3 送风温度调节可行性验证及分析

根据压缩机频率和预冷器水流量对送风参数的影响，按不同室温下对送风状态点的要求，调节样机送风参数，确认样机对送风参数的调节能力。

按照表5调节进风工况及冷却水进水工况，样机测试时，通过调节风量、节流电子膨胀阀步数、压缩机频率及预冷器水流量，使送风温度和含湿量达到表5要求，结果如图13所示。

当室温低于22 ℃时，通过调节压缩机频率、节流电子膨胀阀步数或新风量，可使送风参数达到要求；当室温高于23 ℃时，需通过预冷器水流量控制出风参数达到要求。

图13中的AK线即为前述送风状态点的限值，机组实测送风状态点均在AK线以上，说明该系统可以适应不同室温下调温和除湿的需求。

图13 送风参数调节Fig.13 Parameter setting of supply air

2.3.4 系统能效情况验证及分析

与2.3.3测试过程相同，对机组制冷量及输入功率进行记录，其中制冷量由进、送风的焓差得出，包括预冷器换热量、蒸发器换热量、扣除再热量，输入功率为压缩机功率。样机能效值计算[18]：

(5)

式中：Q为测试的制冷量，kW；N1为测试功率及压缩机功耗，kW；N2为水冷冷凝器的冷却水泵和冷却塔功耗，kW，按照每300 W制冷量增加10 W计算；N3为预冷水盘管制冷折合电耗，kW，按照冷水系统的COP为9.5计算(16/21 ℃高温冷源)。

按照上式计算，可得到样机在适应不同调温和除湿需求下的COP，与常规冷却除湿系统的COP对比，如图14所示。由图14可知，机组能效为4.21～6.99，在室温21 ℃时达到最高，相对常规冷却除湿系统能效提高0～93.6%[19]，室温越低能效提高越显著。

图14 能效对比Fig.14 Comparison of COP

3 结论

针对公共交通建筑对能耗和送风品质的要求，提出一种双冷源热回收调温型冷却除湿系统，经过理论分析和实验验证，得到如下结论：

1)通过双冷源、双冷凝器以及双变流量设计，可有效提升机组整体能效；基于高温冷源COP为9.5的情况下，整个系统的能效相对普通冷却除湿系统提升幅度最高可达93.6%。

2)通过合理的热回收再热冷凝器设计，调温型除湿机可以解决送风温度较低而产生湿冷感的问题，在不同含湿量下，调温能力可以满足舒适性送风要求，在标准工况下，送风温度最高可调至25.0 ℃。

3)该系统中再热器与冷凝散热器为并联设计，该方案提高了送风温度的调节能力[20]，但同时系统过冷度降低，最终影响系统能效。后续可以对两个冷凝器的连接方式进行研究，进一步提高系统能效。