全新風對恒溫恒濕空調能源供應的影響分析

梁坤峰， 任峴樂， 王 振， 王全海

（河南科技大學，河南洛陽4710 03）

0 引言

全新風恒溫恒濕空調系統，作為集中式空調系統的一種，通常被用在溫濕度要求控制精度比較高和不允許采用回風的場所[1～3]，如：涂裝車間噴漆室、放射性實驗室等。由于此類空調系統所處理的空氣全部來自室外新風，由此引起的設備裝機容量和運行能耗（夏季耗冷量、冬季耗熱量和加濕量）都較采用混合式一、二次回風系統要大得多；加之，系統對運行穩定的要求嚴格，使得全年運行時，室外新風的狀態則持續干擾空調系統的運行控制[2，3]。因此，研究室外新風全年變化對系統的運行穩定和空調箱能源供應規律的影響，對此類工程的運行穩定與節能控制具有重要的理論價值和工程意義。

關于恒溫恒濕空調，一些學者進行了積極的研究，如谷波、馬良棟和楊衛波等人在空調箱內功能段的計算方法和數學建模與仿真方面進行了有益的探索；而在空調系統節能方面，文獻[7]～[14]已給出了許多有建設性的節能方案、運行策略和系統優化設計的研究成果，如王月鶯[8]和王領[9]提出了雙噴淋室用于空氣排風的熱回收節能方案，利用兩個噴水室將室外空氣的冷卻干燥和增焓加濕過程結合，只須選定合適的噴水系數，可使熱回收率達到最大，并能避免新、排風之間的交叉污染。本文針對噴涂房恒溫恒濕空調系統，建立了空調箱不同功能段（表冷段、加熱段、噴淋段）的數學模型，基于全年運行的季節特征，研究了新風對空調系統能源供應的影響規律，研究成果為全年運行的空調系統的節能控制提供思路。的開度和噴淋泵變頻器的頻率，使新風經過合理的空氣處理過程達到所要求的空氣終狀態點。

1.1.1 表冷段模型

表冷段的模型建立基于濕球溫度效率法計算。由干工況到濕工況必然存在一個臨界工況，又稱濕工況等價干工況[4～6]，即干球溫度效率變成了濕球溫度效率，由此得：

而析濕系數：

式中 Vy—空氣迎面風速，m/s；

ω—表冷器管內水的流速，m/s；

A，B，P，m，n—相應的系數和指數，與表冷器類型有關。

由式（3）得傳熱系數：

1 建立空調箱功能段模型

1.1 模型的建立

濕球溫度效率可表示為：

圖1給出了恒溫恒濕空調系統空調箱的組成示意圖。如圖1所示，整個恒溫恒濕空調系統的溫濕度調節部分主要分為三個功能段，分別為：表冷段、加熱段（包括一次、二次加熱）、噴淋段。進入表冷段的冷水量和加熱段的熱水量分別由它們各自管路上的冷、熱水閥來控制，而進入噴淋段的噴淋水量則由噴淋泵變頻器來控制。在送風的入口處設有溫濕度傳感器，用來測量新風的溫度和濕度，以此來控制冷水調節閥、熱水調節閥

式中 F—傳熱面積，m2；

G—空氣量，kg/s；

W—冷水量，kg/s。

1.1.2 加熱段模型

表面式加熱器對空氣的加熱處理只能實現等濕加熱過程，即只有顯熱交換。對于只有顯熱傳遞的過程，由傳熱學可知，換熱器的換熱量：

Q=KFΔtd（6）

圖1 空調箱組成示意圖

式中K—傳熱系數，W/（m2·℃）；

F—傳熱面積，m2；

Δtd—對數平均溫差，℃。

當換熱器的尺寸及交換介質的溫度給定時，由式（6）可知，對傳熱能力起決定作用的是K值。對于在空調工程中常采用的肋片管式換熱器，如果不考慮其他附加熱阻，則：

式中αn，αw—內、外表面熱交換系數，W/（m2·℃）；

φο—肋表面全效率；

δ—管壁厚度，m；

λ—管壁導熱系數，W/（m·℃）；

τ—肋化系數，

τ=Fw/Fn；

其中Fn，Fw—單位管長肋管內、外表面積，m2。

根據能量守恒，得：

Gcp（t1-t2）=KFΔtd（8）

同表面式冷卻器類似，對于用水做熱媒的表面式空氣加熱器，其傳熱系數為：

K=A′（υρ）m′wn′（9）

1.1.3 噴淋段模型

噴淋室模型的簡化條件：

（1）采用薄膜模型[7～9]；

（2）在空調范圍內，空氣與水表面之間的傳質速率比較小，可以不考慮傳質對傳熱的影響；

（3）在空調范圍內，認為劉易斯關系成立，即Le=1。

根據薄膜模型，由氣水之間的熱質交換基本方程式，可分別組合得到以下關系模型：

式中 di—空氣流過該段后的焓值增量；

i—濕空氣的焓，J/kg；

ib—飽和空氣的焓，J/kg；

Tw—進入微元段的水溫，℃；

Ta—濕空氣溫度，℃；

Tb—氣水交界面上的空氣溫度，℃；

ha—空氣換熱系數，W/（m2·℃）；

hw—水的換熱系數，W/（m2·℃）。

由式（10）得：

di/d Tw=±cwGw/（KGa）=±cwμ/K（13）

式中“+”—氣水逆向；

“-”—氣水同向。

由式（13）得：

di/d Tw=cwμ/K （14）

由式（14）積分，得：

Ga（i-i1）=GW（TW-TW2）cW（15）

由式（15）可求得出口空氣的焓：

i2=i1+ΔTWcwμ/K （16）

式中 ΔTw—進出口水溫差。

1.2 焓濕圖區域劃分

根據空調地區室外空氣的氣象資料，可繪制出新風的氣象包絡線，并據此進行焓濕圖的區域劃分，如圖2所示。由圖可知，依據空調設計基準和空調精度，確定出溫濕度的四個極限點，如圖中1、2、3、4點；同時根據新風全年的狀態和空氣處理流程劃分出夏季、冬季和春秋季三種處理模式。由于該空調系統處理空氣時采用定風量，變冷凍水、熱水和噴淋水流量的方式調節處理空氣的溫濕度，因此，夏季模式下，開啟表冷段和二次加熱段，冬季模式下，開啟一次加熱段和噴淋室，而春秋季模式則使表冷段，一次加熱段和噴淋段聯合工作。

圖2 焓濕圖區域劃分

1.3 模型求解

對于組合式空調機組模型的求解，需要根據不同的空氣處理過程，將表冷段、加熱段和噴淋段的數學模型耦合在一起進行求解。模型求解之前，需根據測得的室外新風狀態判斷此時所處的季節，然后基于該季節的空氣處理特點，耦合相應的空調箱功能段模型，以此計算不同季節時空調箱的能源供應量，如冷水量、熱水量和噴淋水量。

夏季工況下，新風溫濕度較高，需耦合表冷段和加熱段模型，分別求出所需的冷水流量和熱水流量；冬季工況下，新風溫濕度較低，需經過加熱和噴淋處理實現升溫加濕，此時耦合加熱段和噴淋段模型，聯立加熱段和全過程的能量守恒方程以及噴淋過程的熱濕交換方程求解熱水量和噴淋水量。而在春秋季工況下，新風焓值接近空調系統要求的送風狀態的焓值，以噴淋處理為主實現空氣的等焓增濕和減濕功能，空調箱冷、熱水的能源供應較小，但由于空氣溫濕度的波動較大，難以僅依靠噴淋功能段實現空氣的處理，此時需輔助供應冷熱水以達到降溫和升溫目的，因此，此時需將三個功能段的模型耦合在一起計算冷水量、熱水量和噴淋水量。

2 計算結果與分析

2.1 夏季工況

夏季工況下，室外新風須經過冷卻除濕及加熱處理，冷卻除濕終了狀態點-機器露點不變，由此空氣的加熱過程確定，新風狀態對空調箱空氣處理過程的要求只限于表冷段，即冷水流量的大小。

圖3表示了在相同濕球溫度下干球溫度對冷水流量的影響曲線。由圖3可知，在濕球溫度分別為25℃、30℃兩種情況下，隨著干球溫度的逐漸升高，所需的冷水量都逐漸增大，且當濕球溫度為25℃時，冷水流量隨干球溫度的升高，增大得較緩慢；而當濕球溫度為30℃時，冷水流量隨干球溫度的升高，增大得較快。這是因為，在同一濕球溫度下，隨著干球溫度的不斷升高，邊界層空氣與主體空氣間的溫差增大，但水蒸氣分壓力差卻減小，因此顯熱交換量增大，而潛熱交換量減小。但由于水蒸氣分壓力差減小的值較小，對總的換熱量影響較小，而溫差變化較大，所以總的換熱量還是隨著干球溫度的不斷升高而增大，因此所需冷水量也逐漸增大。在干球溫度增大相同的范圍內，濕球溫度越高，則相應的水蒸氣分壓力減小的越少，因此此時的水蒸氣分壓力差越大，所需要的潛熱交換量就越大，而兩種情況下，邊界層空氣與主體空氣之間的溫差相同，故由溫差引起的顯熱交換量相同，所以濕球溫度越高，則總的換熱量隨著干球溫度的升高就增大得越快，于是所需要的冷水流量就越大。

圖3 干球溫度對冷水流量的影響

圖4給出了新風濕球溫度對冷水流量的影響曲線，圖中新風干球溫度為定值，研究新風干球溫度分別為35℃和40℃兩種情況下冷水流量隨著濕球溫度的變化情況。由圖可知，隨著濕球溫度的增大，冷水流量也隨之增大，且不同的干球溫度下，冷水流量的變化趨勢相同，但干球溫度大時，所需的冷水流量也大。原因在于當冷水溫度低于空氣的露點溫度時，飽和空氣邊界層內空氣溫度低于主體空氣的露點溫度，此時邊界層內空氣與主體空氣之間不但存在溫差，也存在水蒸氣分壓力差，在這兩個勢差的作用下主體空氣將進行減濕冷卻過程，由此通過表冷器換熱表面不但有顯熱交換，也有伴隨濕交換的潛熱交換。

圖4 濕球溫度對冷水流量的影響

2.2 冬季工況

圖5給出了冬季工況下干球溫度對熱水量及噴淋水量的影響。由圖5可知，當空氣的相對濕度保持30%（鄭州地區冬季平均相對濕度）時，隨著干球溫度的逐漸升高，熱水量和噴淋水量都逐漸地減少，且所需熱水量要遠大于噴淋水量。由于噴淋水的水溫為20℃，而規定的送風狀態的濕球溫度為17.8℃，受限于噴淋水初溫的影響，空氣在經過加熱后要經過增焓加濕過程，并逐漸接近于等焓加濕，所以空氣加熱終了時的焓值應接近于規定的送風狀態的焓值，即空氣在噴淋前后的焓差較小。根據空氣與水直接接觸時的熱濕交換原理，焓差是總熱交換的推動力，當處理前后空的焓差較小時，表明總的換熱量較小，因此所需噴淋水量就較小。而在相對濕度一定的情況下干球溫度越高，則噴淋前的空氣狀態越接近于規定的送風狀態，此時，噴淋前后空氣的溫差以及水蒸氣分壓力差都較小，總的換熱量較小，故所需的噴淋水量也越小。

圖5 冬季工況下干球溫度對熱水量及噴淋水量的影響

圖6 濕球溫度對各功能段參數要求的影響

圖6給出了兩種不同干球溫度情況下，各功能段參數與濕球溫度的關系。在干球溫度一定的情況下，隨著濕球溫度的逐漸升高，所需的熱水量和噴淋水量都逐漸減小。原因在于隨著濕球溫度的逐漸升高，要想使加熱終了的空氣焓值接近規定送風狀態的焓值，則空氣加熱前后的溫差就必須減小，即空氣吸收的熱量逐漸減小；根據能量守恒原則，當熱水溫差波動不大時，所需的熱水量就逐漸減小。相應地，由于空氣加熱過程是等濕加熱，濕球溫度越高，加熱后的空氣狀態越接近于規定的送風狀態。此時，噴淋前后空氣的溫差以及水蒸氣分壓力差都較小，總換熱量較小，因此所需的噴淋水量也越小。

2.3 春、秋季工況

圖7給出了噴淋室處理空氣的實際過程。由圖7可知，噴淋過程中，水的初溫高于空氣的露點溫度，在開始階段，狀態1的室外新風與初溫為tw1的水接觸，一小部分達到飽和狀態，溫度等于tw1。這一小部分空氣與其余空氣混合達到狀態點2，點2位于點1與tw1的連線上。第二階段，水溫下降到tw2，此時具有點2狀態的空氣與溫度為tw2的水接觸，又有一小部分空氣達到飽和。這一小部分空氣與其余空氣混合達到狀態點3，點3位于點2與tw2的連線上。依次類推，當水溫降到等于空氣的濕球溫度時，空氣的處理過程將按照等焓加濕進行，室外新風的焓值接近于規定的送風焓值，干球溫度高于規定的送風溫度，而相對濕度則較低。此狀態的室外新風只需經過噴淋處理就可以達到規定的送風狀態。

圖7 噴淋室處理空氣的實際過程圖

圖8 干濕球溫度對噴淋水量的影響

圖8表示了干濕球溫度對噴淋水量的影響。如圖8所示，室外新風的干球溫度越高，濕球溫度越小，則噴淋前后空氣的溫差越大，水蒸氣分壓力差也越大，總的換熱量越大，因此所需的噴淋水量就越大。

若空氣狀態參數接近規定的送風狀態，但各功能段均無法實現等濕冷卻的過程，而且同一天之內，溫度和濕度的變化很大。在這種工況下最好的辦法是冷水、熱水、噴淋一起開，讓這三種過程在空調里混合調節，自己達到平衡。在這種情況下，用焓值控制冷水調節閥的開度，用溫度控制熱水調節閥的開度，用濕度控制噴淋泵變頻器的輸出頻率。

3 結語

（1）根據空調箱全年處理空氣的需求，提出了一套恒溫恒濕空調系統方案，主要包括兩段加熱段、表冷段和噴淋段；并基于室外新風的狀態，在焓濕圖上劃分出三種工作模式：夏季、冬季和春秋季。

（2）建立各功能段（表冷段、加熱段、噴淋段）的數學模型，基于不同的工作模式，耦合相應的功能段實現空氣的最佳處理路徑，獲得了不同工作模式下各功能段的控制參數變化規律，顯然基于焓濕圖對空調箱工作模式的劃分，使得空氣處理過程更靈活和有針對性。

（3）比較分析了新風狀態變化時空調箱能源供應量（冷水、熱水和噴淋水）的變化及其原因，便于空調箱不同功能段的組合使用，避免了能源的浪費和控制上的盲目性。

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