雙蒸發溫度溫濕度獨立控制空調系統熱力學分析

胡文舉, 李贊欣

(北京建筑大學 環境與能源工程學院, 北京 102616)

1 概述

傳統空調系統通常采用熱濕耦合方式處理空氣以實現室內降溫除濕,難以精準控制室內空氣溫度和相對濕度,且系統運行能效低。溫濕度獨立控制(Temperature and Humidity Independent Control,簡稱THIC)空調系統以其在節能性和舒適性方面的顯著優勢,受到了廣泛關注。湯海波等人[1]、崔雪梅等人[2]研究了住宅建筑采用高溫冷源+冷凝除濕的THIC空調系統的負荷特性及系統性能,結果表明,該THIC空調系統可提高室內舒適度且節能效果顯著。目前,在常見的THIC空調系統中,采用固體吸附除濕和液體吸收除濕是兩種重要的除濕形式,學者進行了廣泛的研究。冉廣鵬等人[3]、劉異等人[4]提出了轉輪除濕與輻射供冷聯合供冷的運行方案,通過試驗和熱力學分析表明該運行方案可解決供冷期結露問題,且能提供良好的室內環境。楊晚生等人[5]通過搭建試驗臺對單、雙級固體除濕系統的性能進行了研究,結果表明固體除濕裝置具有良好的除濕性能,且雙級固體除濕裝置的除濕效率與單級相比有顯著提高。羅良等人[6]將溶液除濕與冷卻除濕相結合,提出了一種組合式除濕系統,通過建立數學模型對除濕系統性能進行了分析,結果表明,組合式除濕系統的能效比比單一溶液除濕系統有顯著提高。梁澤德等人[7]提出了基于自然冷源驅動和太陽能再生的溶液除濕空調系統,并以青島某綜合樓作為研究對象計算耗電量,結果表明,該空調系統相比于傳統風機盤管+新風空調制冷系統節電29.65%左右,具有更好的節能性。周葦杭等人[8]提出了一種低品位熱驅動的工業建筑溶液除濕降溫空調系統,并研究了溶液除濕新風機組性能,結果表明溶液除濕新風機組平均除濕效率高達61.2%,除濕效果顯著。

綜上所述,雖然固體除濕型和溶液除濕型THIC空調系統具有一定節能效果,但存在機組龐大、需配置再生設備等問題。冷凝除濕是一種成熟、穩定、可靠的除濕方式,在空調系統中廣泛應用。因此,本文提出一種基于冷回收的雙蒸發溫度THIC空調系統(簡稱THIC空調系統),建立傳統空調系統、THIC空調系統熱力學模型。以北京市某辦公室作為應用對象,分析計算傳統空調系統、THIC空調系統熱力學特性。傳統空調系統、THIC空調系統均采用一次回風系統。

2 空調系統原理

2.1 傳統空調系統

傳統空調系統流程見圖1。傳統空調系統主要由壓縮機、冷凝器、膨脹閥、蒸發器組成。傳統空調系統空氣處理過程焓濕圖見圖2。圖2中φ為空氣相對濕度。傳統空調系統采用熱濕聯合處理的方式處理空氣,室外新風(狀態點W)和室內回風(狀態點N)混合至狀態點C,經蒸發器減濕冷卻至機器露點L(也是送風狀態點)后送入室內。

1～4—制冷劑工況點; C—混風狀態點; L—送風狀態點。圖1 傳統空調系統流程

2.2 THIC空調系統

THIC空調系統流程見圖3。THIC空調系統由高溫制冷循環系統、低溫制冷循環系統、冷回收器等組成。

1～5′—制冷劑工況點; N—室內狀態點; N′—控溫蒸發器出風狀態點; W—室外狀態點; L1—第一機器露點; L1′—冷回收器預冷出風狀態點; L2—第二機器露點; O—冷回收器再熱出風狀態點; S—送風狀態點。圖3 THIC空調系統流程

高溫制冷循環系統由控溫壓縮機、控溫四通閥、冷凝器、控溫膨脹閥、控溫蒸發器、新風降溫蒸發器組成,主要承擔室內顯熱負荷與新風顯熱負荷。制冷工況,制冷劑順序流過控溫壓縮機、控溫四通閥、冷凝器、控溫膨脹閥、控溫蒸發器、新風降溫蒸發器,最后經控溫四通閥流回控溫壓縮機,完成高溫制冷循環。

低溫制冷循環由控濕壓縮機、控濕四通閥、冷凝器、控濕膨脹閥、控濕蒸發器組成,主要承擔濕負荷。制冷工況,制冷劑順序流過控濕壓縮機、控濕四通閥、冷凝器、控濕膨脹閥、控濕蒸發器,最后經控濕四通閥流回控濕壓縮機,完成低溫制冷循環。

冷回收器的作用在于降低低溫制冷循環在除濕過程承擔的顯熱負荷,將低溫制冷循環制取的冷量最大限度用于除濕。

THIC空調系統空氣處理過程焓濕圖見圖4。由圖4可知,室內回風(狀態點N)流經控溫蒸發器溫度下降至狀態點N′。新風(狀態點W)先經過新風降溫蒸發器實現高蒸發溫度下的降溫除濕,被處理至第一機器露點L1后,進入冷回收器,被來自控濕蒸發器的低溫空氣降溫除濕至狀態點L1′,然后進入控濕蒸發器進行降溫除濕,至第二機器露點L2。冷回收器再熱出風(狀態點O)與控溫蒸發器出風(狀態點N′)混合至狀態點S后送入室內。

N—室內狀態點; N′—控溫蒸發器出風狀態點; W—室外狀態點;L1—第一機器露點; L1′—冷回收器預冷出風狀態點;L2—第二機器露點; O—冷回收器再熱出風狀態點;S—送風狀態點。圖4 THIC空調系統空氣處理過程焓濕圖

3 熱力學模型

3.1 制冷性能系數

空調系統制冷性能系數ICOP的計算式為:

(1)

式中ICOP——空調系統制冷性能系數

Φ——蒸發器制冷量,kW

Pcom——壓縮機功耗,kW

Pfan——風機功耗,kW

THIC空調系統的制冷性能系數可分為總制冷性能系數以及高溫制冷循環制冷性能系數、低溫制冷循環制冷性能系數。計算高溫制冷循環制冷性能系數、低溫制冷循環制冷性能系數時,分別代入各自循環的蒸發器制冷量、壓縮機功耗、風機功耗。

傳統空調系統蒸發器制冷量Φ的計算式為:

Φ=qm(hC-hL)

(2)

式中qm——送風量,kg/s

hC、hL——傳統空調系統混風狀態點C、機器露點L空氣比焓,kJ/kg

THIC空調系統的蒸發器制冷量分為高溫制冷循環蒸發器制冷量、低溫制冷循環蒸發器制冷量,高溫制冷循環蒸發器制冷量為控溫蒸發器制冷量、新風降溫蒸發器制冷量之和,低溫制冷循環蒸發器制冷量僅指控濕蒸發器制冷量。表達式為:

Φ=Φg1+Φg2+Φd

(3)

式中Φg1——控溫蒸發器制冷量,kW

Φg2——新風降溫蒸發器制冷量,kW

Φd——控濕蒸發器制冷量,kW

控溫蒸發器制冷量Φg1的計算式為:

Φg1=qm,r(hN-hN′)

(4)

式中qm,r——回風量,kg/s

hN、hN′——THIC空調系統室內狀態點N、控溫蒸發器出風狀態點N′空氣比焓,kJ/kg

新風降溫蒸發器制冷量Φg2的計算式為:

Φg2=qm,x(hW-hL1)

(5)

式中qm,x——新風量,kg/s

hW、hL1——THIC空調系統室外狀態點W、第一機器露點L1空氣比焓,kJ/kg

控濕蒸發器制冷量Φd的計算式為:

Φd=qm,x(hL1′-hL2)

(6)

式中hL1′、hL2——THIC空調系統冷回收器預冷出風狀態點L1′、第二機器露點L2空氣比焓,kJ/kg

壓縮機功耗Pcom的計算式為:

(7)

式中qm,com——壓縮機制冷劑質量流量,kg/s

hcom,o、hcom,in——壓縮機出口、進口制冷劑比焓,kJ/kg

ηcom——壓縮機效率,本文取0.765

傳統空調系統的制冷劑質量流量按蒸發器制冷量與蒸發器進出口制冷劑比焓計算。THIC空調系統的制冷劑質量流量分為高溫制冷循環制冷劑質量流量、低溫制冷循環制冷劑質量流量,壓縮機制冷劑質量流量可根據壓縮機所在循環中蒸發器制冷量及蒸發器進出口制冷劑比焓計算得到。

風機功耗Pfan的計算式為:

(8)

式中q——送風量,m3/h

p——風機全壓,Pa

ηfan——風機效率,本文取0.68

風機全壓根據工程實際計算得到。

3.2 冷回收器節能率

與不帶冷回收器的THIC空調系統相比,冷回收器節能率β的計算式為:

(9)

(10)

Φr=qm,x(hL1-hL1′)

(11)

式中β——冷回收器節能率

ΔP——冷回收器降低的功耗,kW

Φr——冷回收器回收冷量,kW

ICOP,L——低溫制冷循環性能系數

ICOP,h——高溫制冷循環性能系數

3.3 火用分析

為進一步進行熱力學分析,本文還對THIC空調系統進行了火用分析[9]。

4 算例分析

4.1 算例概況

選取北京某辦公室作為應用對象。辦公室長×寬×高為6.5 m×5.0 m×3.0 m,外圍護結構僅有南外墻,其他均為內墻,不存在傳熱。辦公室內人員數量為8人,新風量取30 m3/(h·人),新風密度取1.2 kg/m3。供冷期,空調室內設計干球溫度為26 ℃,室內設計相對濕度為54%,含濕量為11.5 g/kg。空調室外計算干球溫度為33.5 ℃,室外計算相對濕度為57.7%。設計顯熱冷負荷為2.721 kW,設計潛熱冷負荷為0.600 kW,設計室內空氣除濕量為0.24 g/s。根據室內外空氣設計參數和辦公人員數量,可計算得設計新風負荷為2.184 kW,其中新風設計顯熱負荷為0.653 kW,設計新風除濕量為0.612 g/s。將設計顯熱冷負荷、設計潛熱冷負荷與設計新風負荷求和,可計算得辦公室空調系統冷負荷為5.505 kW。循環工質為R32,制冷系統的過冷度和過熱度均為5 ℃。

4.2 空氣狀態點參數

① 傳統空調系統

送風狀態點L溫度16.4 ℃、相對濕度90%,比焓43.5 kJ/kg。送風量0.275 kg/s,回風量0.195 kg/s。混風狀態點C溫度28.2 ℃、比焓63.5 kJ/kg。

② THIC空調系統

室內空氣露點為16.0 ℃,為了保持高溫制冷循環控溫蒸發器處于干式狀態(不發生凝露),制冷劑最低溫度為16.0 ℃。假設控溫蒸發器出風與制冷劑溫差為6 ℃,則可得控溫蒸發器出風狀態點N′溫度為22.0 ℃。假設新風處理W—L1階段將室外狀態點W處理到與控溫蒸發器出風狀態點N′相同的空氣溫度,則第一機器露點L1溫度為22.0 ℃、相對濕度為90%。

根據室內濕負荷和新風量,第二機器露點L2含濕量dL2的計算式為:

(12)

式中dL2——THIC空調系統第二機器露點L2空氣含濕量,g/kg

dN——THIC空調系統室內狀態點N空氣含濕量,g/kg

qm,c——設計室內空氣除濕量,g/s

將已知參數代入式(12),可計算得到第二機器露點L2含濕量為8.5 g/kg。由于第二機器露點L2位于90%相對濕度線上,可確定第二機器露點L2溫度為13.0 ℃、比焓為34.6 kJ/kg。假設冷回收器換熱效率為70%,則可得THIC空調系統冷回收器再熱出風狀態點O的空氣溫度:

tO=tL2+ηt(tL1-tL2)

(13)

式中tO——THIC空調系統冷回收器再熱出風狀態點O的空氣溫度,℃

tL2——THIC空調系統第二機器露點L2的空氣溫度,℃

ηt——冷回收器換熱效率,本文取0.7

tL1——THIC空調系統第一機器露點L1的空氣溫度,℃

根據式(13)與冷回收器能量守恒關系可確定冷回收器再熱出風狀態點O、冷回收器預冷出風狀態點L1′的參數。當各空氣狀態點參數確定后,可計算各蒸發器制冷量及室內回風量(為0.513 kg/s)。最后,根據新回風比例即可確定室內送風狀態點S的參數。THIC空調系統各空氣狀態點參數見表1。

表1 THIC空調系統各空氣狀態點參數

4.3 制冷劑參數

① 傳統空調系統

傳統空調系統的壓焓圖見圖5。空調室外計算空氣干球溫度為33.5 ℃,假設冷凝溫度與空氣進口溫差為15 ℃,則可知冷凝溫度為48.5 ℃。傳統空調系統送風溫度(機器露點L溫度)為16.4 ℃,假設蒸發溫度與送風的溫差為6 ℃,則蒸發溫度為10.4 ℃。由此可確定傳統空調系統制冷劑各狀態點參數,見表2。

表2 傳統空調系統制冷劑各狀態點參數

圖5 傳統空調系統的壓焓圖

② THIC空調系統

THIC空調系統的壓焓圖見圖6。由于室內空氣露點為16 ℃,因此確定控溫蒸發器、新風降溫蒸發器的蒸發溫度為16 ℃。經控濕蒸發器后的新風溫度(第二機器露點L2溫度)為13 ℃,假設蒸發溫度與新風溫度溫差為6 ℃,由此可確定控濕蒸發器的蒸發溫度為7 ℃。因此,可確定THIC空調系統制冷劑各狀態點參數,見表3。

表3 THIC空調系統制冷劑各狀態點參數

圖6 THIC空調系統的壓焓圖

4.4 熱力學性能分析

① 制冷性能系數

兩種空調系統的制冷量、壓縮機功耗、風機功耗見表4。由表4數據,可計算得到傳統空調系統的制冷性能系數為3.56。THIC空調系統的制冷性能系數為3.91,其中高溫制冷循環的制冷性能系數為4.27,低溫制冷循環的制冷性能系數為3.22。

表4 兩種空調系統的制冷量、壓縮機功耗、風機功耗

由表4可知,THIC空調系統中,高溫制冷循環承擔總冷負荷的71.4%,低溫制冷循環承擔總冷負荷的28.6%。與傳統空調系統相比,THIC空調系統的總功耗(指壓縮機功耗與風機功耗之和)降低8.8%,但由于回風量增加,THIC空調系統的風機功耗升高2.94%。與傳統空調系統相比,THIC空調系統的制冷性能系數提高9.83%。

② 冷回收器節能率

將已知參數代入式(11),可計算得到冷回收器回收冷量為0.512 kW。根據表4數據,由式(9)、(10)可計算得到,冷回收器節能率為2.77%。

③ 火用分析

由火用分析結果可知:與傳統空調系統相比,THIC空調系統的火用效率提高10.4%,總火用損失減少105.84 W,降幅為10.95%。

5 結論

① THIC空調系統中,高溫制冷循環承擔總冷負荷的71.4%,低溫制冷循環承擔總冷負荷的28.6%。與傳統空調系統相比,THIC空調系統的總功耗降低8.8%,但由于回風量增加,THIC空調系統的風機功耗升高2.94%。與傳統空調系統相比,THIC空調系統的制冷性能系數提高9.83%。

② 冷回收器回收冷量為0.512 kW,冷回收器節能率為2.77%。

③ 與傳統空調系統相比,THIC空調系統的火用效率提高10.4%,總火用損失減少105.84 W,降幅為10.95%。