雙冷源空調機組供冷性能實驗分析

陸 坤， 李翠敏*， 孫志高， 田向寧

(1.蘇州科技大學環境科學與工程學院， 蘇州 215009； 2.浙江大學建筑設計研究院有限公司， 杭州 310027)

據相關數據統計，中國建筑能耗占總能源消耗的25%以上[1]。建筑能耗主要包括采暖、空調、通風、照明和建筑電氣等，其中暖通空調能耗占建筑總能耗的50%以上[2-3]，節能潛力較大。目前，為了達到除濕的效果，空氣處理過程通常將送風處理到露點溫度，再加熱到送風溫度送入室內。這種再熱式送風方式優勢明顯，如調節性能好、除濕能力強，但是再熱會增加空調系統能耗。

為了節約再熱部分的能源，一些學者針對空調系統展開了研究，提出了一些新型的系統。Jiang等[2]、Zhao等[4]提出了基于溶液除濕的溫濕度獨立控制空調系統，并在某辦公樓進行了實驗和示范；Liu等[1]對基于大滑移溫度非共沸工質的雙冷源制冷系統的性能進行了研究。雙冷源空調機機組以節約再熱能源為目標而提出的一種新型空調機組，與常規組合式空調機組相比，其設置兩個或多個表冷器，各表冷器根據需要采用不同的蒸發溫度，通常為供回水7/12 ℃的低溫冷源和9/14 ℃的高溫冷源。由冷水機組的制冷效率計算方法可知，高溫冷源可極大地提高冷水機組的制冷效率，冷水機組的能效比(coefficient of performance，COP)值可高達8～9，遠大于常規低溫冷源的COP，進一步減少了空調系統能耗。

雙冷源空調機組節能效果明顯，在這一領域已有一些相關研究[5-11]，但大部分研究都集中在理論分析[5,7,9]和工作系統分析方面[6,8-10]，針對機組本身性能的研究較少。田向寧等[5]通過理論分析探討了雙冷源機組的空氣處理過程和使用條件。劉鵬[6]通過數值計算和理論計算分析了雙溫冷源空調系統中高溫冷源溫度設定值對系統各方面能耗的影響。文獻[6,8-10]則從設計方法角度、應用效果角度對雙冷源系統進行了分析。而雙冷源系統領域的進一步研究和應用，需要全面分析雙冷源空調機組特性，明確其性能變化規律。

雙冷源空調機組與常規組合式空調機組的根本區別在于其包含高溫表冷器，高溫表冷器的性能對雙冷源空調機組的供冷性能影響很大。研究雙冷源空調機組的供冷性能，應首先考量高溫表冷器的特性。現試制了一種雙冷源組合式空調機組，采用兩組表冷器并聯的形式組裝，實驗研究了單獨高溫冷源和雙冷源空調機組高的供冷性能，并對其節能性進行了分析。

1 實驗裝置及條件

1.1 實驗環境

利用焓差室研究機組性能，如圖1所示。焓差室用于模擬進風狀態點的溫度和濕度，主要由測試小室、控制臺、送風系統和冷源系統組成。測試小室尺寸為4 m×4 m×2.8 m，其溫度和濕度主要由送風系統來控制，送風系統分為冷風系統和熱風系統，分別由兩臺組合式空調機組單獨控制。控制臺除調控測試小室內部溫度、濕度等功能外，還包含一套數據采集系統，可實時采集供回水流量、送風風量和溫度、測試小室內溫度和濕度等。冷源系統由冷水機組和高、低溫水箱組成，其中高、低溫水箱中均設有電加熱器，以獲取所需的供水溫度。

圖1 焓差室實驗臺Fig.1 Enthalpy difference laboratory

1.2 雙冷源空調機組及測量參數

雙冷源空調機組樣品內部設置兩組表冷器，分別為高溫表冷器和低溫表冷器，如圖2所示。

1為1#進風口；2為2#進風口；3為高溫表冷器；4為低溫表冷器；5，6為擋水板；7為風機；8為送風口圖2 雙冷源空調機組Fig.2 Double cooling source air conditioning unit

雙冷源空調機組尺寸為3 300 mm×1 240 mm×1 380 mm；高溫表冷器和低溫表冷器均為四排管一組，尺寸分別為940 mm×120 mm×460 mm和940 mm×120 mm×300 mm。

實驗過程中，測試小室處于全封閉狀態，只能模擬出一種進風狀態點。為同時模擬高溫進風狀態和正常進風狀態，在高溫表冷器的進風風道上安裝了一組管道式電加熱器，容量為20 kW，由比例積分微分(proportion integration differentiatio，PID)溫控器控制其加熱功率，如圖3所示。

圖3 雙冷源空調機組實驗現場Fig.3 Experimental site of double cold source air conditioning unit

實驗過程測量的參數主要包括高溫表冷器和低溫表冷器的供、回水溫度，循環水流量，1#、2#進風口和送風口的風量、溫度和濕度，測試小室內參考點溫度和濕度。

測試小室內參考點溫度和濕球溫度(用于計算濕度)、高溫表冷器和低溫表冷器的供、回水溫度均由Pt100測量，精度為±0.1 ℃；循環水流量由電磁流量計(HL-LDG-40)測量，精度為1%。進風口參數由溫濕度傳感器實時測量。送風風量由測試小室外的差壓傳感器(ROSRMOUNT3051型)測量。所有測量數據均由數據采集器記錄并實時保存到計算機中。

2 實驗結果及分析

2.1 單組表冷器性能分析

單組表冷器的性能分析包括供冷能力、全熱交換效率、送風狀態、除濕能力和理想效率。高溫表冷器實驗工況為進風量1 600 m3/h，供水溫度變化區間為7～15 ℃，供回水溫差5 ℃。為與常規表冷器工況做對比，進風工況根據《組合式空調機組》(GBT 14296—2008)的標準實驗工況選取，具體為干球溫度27 ℃，濕球溫度19.5 ℃，相對濕度50%。

2.1.1 供冷量分析

表冷器的供冷量計算公式為

(1)

式(1)中：c為水的比熱容，取4.2 kJ/(kg·℃)；m為水流量，m3/h；tw1、tw2分別為供、回水溫度， ℃。

由式(1)計算整理原始數據，并獲得供冷量與供水溫度關系,如圖4所示。

圖4 表冷器供冷量變化Fig.4 Change law of cooling capacity of surface cooler

由圖4可知，在相同的溫濕度和送風量條件下，隨著供回水溫度的升高，表冷器的供冷量降低。供水溫度每升高1 ℃，表冷器的供冷量的平均下降9.7%。

2.1.2 全熱交換效率和送風溫度

全熱交換效率計算公式為

(2)

式(2)中：ta1、ta2分別為除濕前后空氣的干球溫度， ℃。

表冷器全熱交換效率與供水溫度關系曲線如圖5所示。

圖5 全熱交換效率變化Fig.5 Change rule of total heat exchange efficiency

隨著供水溫度的升高，表冷器的全熱交換效率呈現整體下降的趨勢。此外，計算得出供水溫度7 ℃工況下的對數平均溫差為9.9 ℃，供水溫度14 ℃工況下的對數平均溫差為6.5 ℃。由此分析可得，隨著供水溫度的升高，表冷器的平均傳熱溫差隨之降低，換熱效率也降低，即表冷器的換熱效果隨供水溫度的升高而降低，在實驗中最直接的表現為送風溫度隨之升高，如圖6所示。

圖6 送風干球溫度變化Fig.6 Air supply dry bulb temperature change rule

2.1.3 除濕效率

除濕效率ζ計算公式為

(3)

式(3)中：φ1、φ2分別為除濕前后空氣的含濕量，g/kg。

表冷器除濕效率隨供水溫度變化規律如圖7所示。隨著供水溫升高，機組表冷器的除濕效率逐漸減小，但隨著供水溫度升高除濕效率趨于平緩，當供水溫度高于13 ℃，除濕效率基本不變。

圖7 除濕效率變化規律Fig.7 The change rule of dehumidification efficiency

2.1.4 理想制冷效率

高溫表冷器的節能效果主要體現在制冷效率的提高上，理想制冷效率ε應為逆卡諾循環效率，計算公式為

(4)

式(4)中：T1、T2為制冷循環的冷凝溫度和蒸發溫度。

取供水溫度為7 ℃時，蒸發溫度為5 ℃，冷凝溫度為40 ℃。供水溫度每升高1 ℃，蒸發溫度隨之升高1 ℃，冷凝溫度保持40 ℃不變。按照式(4)計算可得冷水機組的理想制冷效率變化規律，如圖8所示。

圖8 理想制冷效率變化規律Fig.8 Change rule of ideal refrigeration efficiency

由圖8可知，在其他條件保持不變的情況下，隨著供回水溫度的升高，冷水機組的理想制冷效率升高。供水溫度每升高1 ℃，理想制冷效率的平均約提升3.7%。

2.1.5 供水溫度對表冷器性能影響綜合比較

為突出分析表冷器在高、低供水溫度下的性能，單獨比較供水溫度為7、14 ℃條件下表冷器的供冷量、全熱交換效率、除濕效率及送風參數，如表1、表2所示。

表1、表2表明，隨著供水溫度升高，表冷器的換熱效率和除濕效率均有顯著下降。供水溫度14 ℃工況下的換熱效率較7 ℃工況的換熱效率下降了約16%，除濕效率則下降了約27.6%。供水溫度為14 ℃時，送風干球溫度由13.2 ℃(7 ℃供水)升高到19.4 ℃，高于室內空氣露點溫度(15.7 ℃)，不具備除濕能力。但與室溫(27 ℃)相比，仍有7.6 ℃溫差，可以滿足送風溫度要求。

表1 表冷器性能比較Table 1 Performance comparison of surface cooler

表2 送風參數比較Table 2 Comparison table of air supply parameters

此外，由理想制冷效率分析中可知，供水溫度14 ℃工況下的冷水機組理想制冷效率較7 ℃工況提高了2.65，即提高了33%。高溫表冷器節能效果顯著，且能夠滿足送風溫度要求，但沒辦法保證除濕效果。要想利用高溫表冷器來節能，需要其與低溫表冷器共同配合使用，即雙冷源空調機組。

2.2 雙冷源機組性能分析

為模擬實際工程中空調機組運行情況，在研究雙冷源空調機組性能實驗中，高溫表冷器和低溫表冷器同時運行。其中，高溫表冷器實驗工況根據蘇州夏季空調室外計算干球溫度選取，具體為34.7 ℃，相對濕度70%；低溫表冷器實驗工況進風工況根據《組合式空調機組》(GBT 14296—2008)的標準實驗工況選取，具體為干球溫度27 ℃，濕球溫度19.5 ℃，相對濕度50%。具體實驗工況如表3所示。

表3 雙冷源機組實驗工況(供回水溫差5 ℃)Table 3 Experimental conditions of double cold source unit

2.2.1 送風參數分析

雙冷源空調機組4組實驗工況送風的參數具體如表4所示。

表4 送風參數Table 4 Air supply parameter

從工況1和工況2數據可以看出，與兩個表冷器都低溫供水相比，高、低溫表冷器共同送風的工況下送風溫度明顯增高，含濕量和濕球溫度也相應增高。工況2送風溫差為11.7 ℃，可以滿足送風溫差要求；濕球溫度15.2 ℃，低于室內空氣露點溫度(15.7 ℃)，可以滿足除濕要求。

對比工況3、4，高溫表冷器送風所占比例越高，送風溫度越高，含濕量和濕球溫度也相應增高。兩種工況的送風溫差分別為12.1、9.5 ℃(與室溫27 ℃相比)，均可以滿足送風溫差要求。兩種工況的濕球溫度分別為14.6、17.4 ℃，其中工況2的濕球溫度高于室內空氣露點溫度(15.7 ℃)，除濕能力不滿足要求。

因此，從送風參數角度分析，雙冷源機組工況可以滿足送風溫度和濕度的要求，但是高溫冷源送風比例不宜過高。

2.2.2 能效比分析

如前所述，高溫表冷器的節能效果主要體現在冷水機組的制冷效率的提高上。實際的制冷效率COP可表示為

COP=ηε

(5)

式(5)中：η為熱力學完善度，%。

高、低溫冷源理想制冷效率的比值n為

(6)

式(6)中：Tg1、Tg2為高溫冷源的冷凝溫度與蒸發溫度；Td1、Td2為低溫冷源的冷凝溫度與蒸發溫度。

空調、采暖設備的能效比(EER)，定義為在額定工況下設備提供的冷量或熱量與其本身所消耗的能量之比，計算公式為

(7)

式(7)中：W為制冷消耗功率，kW。

雙冷源空調機組的制冷量Qc和消耗能量均由兩部分組成，則雙冷源空調系統的冷源綜合能效比EER可通過式(7)計算，即

(8)

式(8)中：Q1、Q2分別為高、低溫冷源制冷量，kW。

由式(8)計算雙冷源機組的綜合能效比，計算過程中，η取65%，其他參數與理想制冷效率計算過程選取相同，計算結果如表5所示。

表5 綜合能效比計算結果Table 1 Calculation of comprehensive energy efficiency ratio

由表5可知，與兩個表冷器都是低溫供水(工況1)相比，高、低溫表冷器共同送風的工況下EER顯著提高，節能效果明顯。且隨著高溫表冷器送風所占比例越高，EER逐步增加。可知，在雙冷源空調機組運行過程中，高溫表冷器承擔的負荷部分越大，系統的綜合能效比EER就越大，節能效果越大。

3 結論

通過實驗研究分析了高溫表冷器的供冷能力、全熱交換效率和除濕效率等變化規律，進而對高溫表冷器的性能進行綜合分析；實驗研究了雙冷源空調機組高溫表冷器和低溫表冷器同時運行的工作狀態，對雙冷源空調機組的供冷性能和節能性進行了分析，得到如下結論。

(1)單組表冷器，供水溫度在7～15 ℃變化時，隨著供水溫度升高，表冷器的供冷能力、全熱交換效率和除濕效率均有顯著下降，但系統的理想制冷效率提高。供水溫度每升高1 ℃，理想制冷效率的平均提升百分比為3.7%。

(2)同樣工況條件下，高溫表冷器單獨運行，節能效果明顯，送風溫差可以滿足，但除濕能力不足。當供水溫度為14 ℃時，送風溫差為7.6 ℃，可以滿足送風要求，但除濕能力不能滿足要求。使用高溫表冷器的系統理想制冷效率較常規(7 ℃)工況提高了33%。

(3)雙冷源空調機組可以滿足送風要求。高、低溫表冷器共同送風的工況，隨著高溫表冷器送風所占比例越高，送風溫度越高，含濕量和濕球溫度也相應增高。其中，高溫與低溫表冷器送風量的比為1∶1和1∶2時，送風溫差和除濕能力可以滿足實驗中房間要求。

(4)雙冷源空調機組節能效果明顯。與兩個表冷器都是低溫供水相比，高、低溫表冷器共同送風的工況下EER顯著提高，節能效果明顯。且隨著高溫表冷器送風所占比例增大，EER逐步增加。