一種新的全空氣THIC 空調系統性能分析

劉雄 李林蔚 祝銘 王彥杰 錢亞中 葉志成

西安建筑科技大學建筑設備科學與工程學院

1 全空氣空調系統存在的問題

隨著經濟的發展，全空氣空調系統在公共和商業建筑中獲得了大量的使用，目前在這種系統中為了調控室內空氣的溫度和濕度一般都是采用一次回風或二次回風的空氣處理方法，但它們都存在著缺陷。

一次回風系統雖然系統簡單，控制管理方便，但由于需要再熱，故存在冷熱量的抵消問題，運行的能耗大[1-2]。

二次回風系統雖然能克服一次回風系統所存在的缺陷[3-4]，但運行控制復雜，在實際工程中的應用反而不如一次回風系統多。

因此，迄今為止已有眾多學者提出了改進方案，并對系統的性能和適應性進行了研究，其中就包括溫濕度獨立控制（THIC）空調系統[5]。現有的全空氣THIC空調系統經研究發現[6]：新風比適用范圍有限（不超過30%），因此，本文提出了一種含有排風熱回收的全空氣溫濕度獨立控制（THIC）空調系統（圖1），并對其夏季工況進行研究。

2 新方案工作原理及適應性分析

2.1 系統工作原理

如圖1 所示是一種含兩級排風熱回收的全空氣THIC 空調系統。

圖1 含排風熱回收的全空氣THIC 空調系統

其夏季工況空氣處理過程焓濕圖如圖2 所示。

圖2 夏季工況空氣處理過程焓濕圖

夏季工作過程中，在圖1 所示的高溫表冷器中通入高溫冷凍水對回風進行等濕冷卻，承擔室內顯熱負荷。在低溫表冷器中通入低溫冷凍水對新風進行冷卻除濕，由新風承擔室內潛熱負荷和部份顯熱負荷。顯熱回收器利用室內排風對低溫表冷器出口的新風進行等濕再熱，并回收冷量。再在全熱回收器中用于對新風的預冷。如圖2 所示，其空氣處理過程工作流程如下：

新風通過全熱回收被來自顯熱回收器的室內排風冷卻減濕到3 點，再經低溫表冷器處理到機器露點L，再經顯熱回收器被排風等濕加熱到6 點，排風在再熱新風時回收冷量后，進入全熱回收器對新風進行預冷。另一方面，回風經通高溫冷凍水的高溫表冷器等濕冷卻至F 點，然后，被處理后的新、回風混合至送風狀態點S1，送入室內，沿熱濕比線至室內狀態點N。

工作過程中，通過調節低溫表冷器冷水流量控制室內濕度，調節高溫表冷器水流量控制室內溫度，因此圖1 所示系統可以實現室內空氣的溫濕度獨立控制。該系統為全空氣系統，適用于大空間建筑。其優點是增加了兩級排風熱回收，相當于增加了換熱面積，提高了系統的能效和適用范圍。

對于給定的空調建筑物，在圖1 所示系統的空氣處理過程中通常已知：

1）N 點的狀態參數，即：室內空氣干球溫度tN、含濕量dN（或室內空氣相對濕度）。

2）W 點的狀態參數，即：室外新風空氣干球溫度tw、含濕量dw（或室內空氣相對濕度）。

3）建筑物室內的顯熱熱負荷Qx、濕負荷W 以及熱濕比。

4）低溫表冷器冷凍水進口溫度tw1。

5）高溫表冷器冷凍水進口溫度tw3。

在本文的研究中，假設：

1）新風量G 按建筑物內總人數，以及每人30 m3/h新風量計算。

2）排風量等于新風量。

3）空氣送風溫差為5 ℃。

因此，根椐以上所述的已知和假設的條件，利用式（1）可計算出顯熱回收器新風出口含濕量d6，g/kg：

式中：ρ 為新風密度，kg/m3，取值1.2；G 為新風量，m3/h；W 為濕負荷，g/h。

因為顯熱回收器僅承擔顯熱負荷，所以其進、出口新風的含濕量相等，即：顯熱回收器新風進口的含濕量，也就是低溫表冷器新風出口含濕量dL也等于d6。

在設計工況下，通常根據低溫冷凍水進口溫度設定低溫表冷器出口的新風露點狀態參數，一般露點溫度比冷凍水進口溫度高4 ℃，相對濕度為95%。再根據廠家樣本依次設計計算顯熱回收器，全熱回收器，低溫表冷器和高溫表冷器的面積和結構參數。

其它運行工況下，由于顯熱回收器，全熱回收器，低溫表冷器和高溫表冷器面積和結構參數已知，須通過建立高、低溫表冷器，全熱回收器、顯熱回收器的數學模型，利用Matlab 編程，先假定低溫表冷器新風出口溫度tL，再通過迭代計算出其它未知參數。

2.2 新方案適應性分析

實際運行過程中，圖1 所示系統當低溫表冷器進口低溫冷凍水溫一定時，隨著室內濕負荷的增加，可以通過增大新風比的方法來滿足室內的除濕需求，此時，新風不但承擔了室內的全部濕負荷，也承擔了一部份室內顯熱負荷。當新風比增大、使新風承擔了室內的全部濕負荷和顯熱負荷時，如圖2 所示，此時室內狀態點N，送風狀態點S1，顯熱回收器新風出口狀態點6 成一直線。高溫表冷器承擔的室內顯熱負荷等于零。系統的新風比最大，如再增大新風比，在高溫表冷器中就須通入熱水加熱回風，這不符合節能的要求。在本文中，該最大新風比被稱為最大除濕新風比，其對應的熱濕比最小，被稱為最小熱濕比。

如圖3 所示為25 ℃室溫，不同冷凍水溫下，圖1所示系統能實現的最小熱濕比。其中顯熱回收器熱交換效率取86%。

圖3 不同冷凍水溫下的最小熱濕比

如圖4 所示為室溫25 ℃，相對濕度50%時，不同冷凍水溫下室內熱濕比變化，需要的除濕新風比，即：用于承擔室內濕負荷的新風比。

圖4 不同冷凍水溫下的除濕新風比

從圖3、圖4 可知：在不同低溫冷凍水進口溫度下，與現有的全空氣THIC 空調系統[5]相比，圖1 所示系統處理的熱濕比和新風比范圍更廣，更適用于工程需要。這是由于增加的全熱及顯熱回收器使系統的換熱面積增大，換熱量、除濕能力提升。

3 新方案性能分析

運行時，對于圖1 所示系統在同一工況下，總是希望低溫表冷器的低溫制冷量盡量小，而單位低溫制冷量的除濕量盡量大。下面以一個實際案例分析全熱回收器、顯熱回收器迎風面積變化時，對低溫表冷器的制冷量和單位低溫制冷量的除濕量的影響。

項目是西安的一棟空調面積800 m3的辦公樓，人員密度為0.25 p/m3，新風量每人30 m3/h。濕負荷僅考慮室內人員散濕量，忽略其它因素。夏季室內顯熱負荷由圍護結構傳熱及輻射冷負荷（外墻及外窗），人體散熱及燈具散熱冷負荷構成。

經DeST 軟件模擬計算，得到夏季室外空氣干球溫度t 與室內顯熱負荷Qx的擬合曲線如下：

根據室內人數、每人新風量和式（2），就可以計算出不同室外空氣干球溫度下的室內熱濕比。

計算時，新風量保持6000 m3/h，高、低溫表冷器進口冷凍水溫分別為16 ℃、7 ℃。低溫表冷器管排數為12 排，迎風面積為0.45 m2。全熱回收器，顯熱回收器初始迎風面積均為0.105 m2，當它們的迎風面積在0.07～0.21 m3之間變化時，對應的迎面風速約為1～3 m/s。高、低溫表冷器，全熱回收器，顯熱回收器的結構參數如表1 所示。

表1 系統中換熱器結構參數

根據文獻[7-9]分別給出的表冷器和熱回收器數學模型，利用Matlab 編程，可以計算出全熱回收器、顯熱回收器迎風面積分別變化時，對低溫表冷器制冷量和除濕量的影響。

圖5 所示為室外空氣濕球溫度25.8 ℃、三種不同室外空氣干球溫度下，顯熱回收器或全熱回收器迎風面積變化時，對低溫表冷器制冷量的影響。從圖5 可以看出，在相同室外空氣干球溫度下，隨著顯熱和全熱回收器迎風面積的增加，低溫表冷器制冷量都逐漸下降。但顯熱回收器迎風面積增加使制冷量下降的幅度很小。而隨著全熱換熱器面積的增加，低溫表冷器制冷量顯著降低。

圖5 不同室外空氣干球溫度下回收器迎風面積變化對制冷量的影響

圖6 所示為35 ℃室外空氣干球溫度、不同室外空氣濕球溫度下，顯熱或全熱回收器迎風面積變化時，對低溫表冷器制冷量的影響。從圖6 可以看出，在相同顯熱或全熱回收器迎風面積下，隨著室外空氣濕球溫度的上升，低溫表冷器制冷量也上升。并且室外空氣濕球溫度越高，全熱回收器迎風面積增加對低溫表冷器制冷量的影響越大。

圖6 不同室外空氣濕球溫度下回收器迎風面積變化對制冷量的影響

圖7 所示為室外空氣濕球溫度25.8 ℃、三種不同室外空氣干球溫度下，顯熱回收器或全熱回收器迎風面積變化時，對低溫表冷器單位制冷量的除濕量的影響。從圖7 中可以看出，在同一迎風面積下，隨著室外空氣干球溫度的升高，除濕量都減小。在同一室外空氣干球溫度下，隨著顯熱回收器迎風面積的增加，單位制冷量除濕量緩慢增加，但增加幅度很小。在35 ℃室外空氣干球溫度下，隨著全熱回收器迎風面積增加，低溫表冷器單位制冷量的除濕量先增大后減小，在圖7 所示的（0.07～0.21 m2）內，除濕量在0.173 m2左右達到最高值。而在38 ℃和41 ℃室外空氣干球溫度下，隨著全熱回收器迎風面積增加，除濕量增長曲線先快速上升后變得平緩。

圖7 不同室外空氣干球溫度下回收器迎風面積變化對表冷器單位制冷量除濕量的影響

在35 ℃室外空氣干球溫度下，除濕量出現峰值的原因是：隨著全熱回收器迎風面積的增加，在全熱回收器中排風對新風的預冷作用增強，使所需要的低溫表冷器制冷量大幅度下降（如圖5 所示），因為低溫表冷器進口冷凍水溫不變，所以只能通過減少低溫表冷器的冷凍水流量來調控低溫表冷器的制冷量，一方面提高了低溫表冷器出口冷凍水溫，使其進、出口冷凍水溫平均水溫提高。另一方面也降低了低溫表冷器中冷凍水側的對流換熱系數。因此給低溫表冷器的除濕能力帶來了不利影響。

圖8 所示為室外空氣干球溫度35 ℃、不同室外空氣濕球溫度下，顯熱回收器或全熱回收器迎風面積變化時，對低溫表冷器單位制冷量的除濕量的影響。從圖8 中可以看出，在同一顯熱或全熱回收器迎風面積下，隨著室外空氣濕球溫度的升高，低溫表冷器單位制冷量的除濕量增大。

圖8 不同室外空氣濕球溫度下回收器迎風面積變化對表冷器單位制冷量除濕量的影響

在25.8 ℃及28.8 ℃室外空氣濕球溫度下，隨著全熱回收器迎風面積的增大，低溫表冷器單位制冷量的除濕量都先增大后減小，全熱回收器迎風面積為0.173 m2左右時，除濕量出現了峰值。而22.8 ℃室外空氣濕球溫度下，隨著全熱回收器迎風面積的增大，除濕量一直增大，未出現峰值。說明室外空氣相對濕度越大，即越接近飽和狀態，全熱回收器迎風面積的增大，反而對低溫表冷器單位制冷量的除濕量有不利的影響。

4 結論

通過對新系統夏季工況的研究發現：

1）新系統具有更大的熱濕比、新風比適用范圍。

2）增大顯熱回收器迎風面積對低溫表冷器制冷量，以及其單位制冷量的除濕量的影響不大。

3）全熱回收器才是系統中的關鍵部件，增加全熱回收器的迎風面積可以大幅度減少低溫表冷器的制冷量。但在室外空氣濕球溫度較高時，會使低溫表冷器單位制冷量的除濕量出現先快速增大后減小現象。

4）顯熱回收器與全熱回收器之間的最佳迎風面積比是1:3。