雙冷源梯級空調系統空氣處理過程的研究

田向寧 楊毅 丁德

浙江大學建筑設計研究院有限公司

0 引言

空調系統普遍采用溫濕耦合的空氣處理方法，即利用7 ℃的冷凍水將干球溫度為 35.7 ℃的空氣（濕球溫度為28.5 ℃）處 理到干球溫度為16.4 ℃或更低溫度（空氣的相對濕度均為90%）。7 ℃冷凍水吸熱升高到12 ℃。因此，空 調冷源的蒸發溫度一般設計為4 ℃，冷凝溫度一般為 40 ℃（考慮到冷卻水的供回水溫度為32/37 ℃）。根據逆卡諾循環，冷源理想的制冷系數COP 為7.694，目前效率最高的冷源在該工況下的最大COP 值也只能達到5.6，即 為理想值的72.8%。經過多年的發展，空 調系統的冷機通過提高壓縮機的壓縮效率、尋 找適宜的制冷劑、改 善換熱條件等措施來提高冷機COP 的途徑似乎走到了盡頭[1]。

尋找一種提高冷源COP 的新途徑迫在眉睫，眾 所周知，冷 源在冷凝溫度不變的條件下，冷 源的蒸發溫度與冷源的COP 值成正比。因此，在 空調系統冷源制冷量不變的前提下，為 了提高冷源的 COP 可提高冷源的蒸發溫度。若冷源的蒸發溫度全部提高，空調系統的除濕能力將大大降低，這 種通過犧牲舒適度以求節能的方式不是一種最佳的措施。那么，是否存在一種既不降低空調房間的舒適度，又能節能的最佳措施呢？答案是是肯定的，本 文將提出一種全新的空調系統——雙冷源梯級空調系統[2]。

雙冷源梯級空調系統有兩種不同的供水溫度的冷源，出 水溫度相對較低的冷源稱之為“ 低溫冷源”，一般 5～9 ℃，其 COP 值一般只有 3.8～5.6，出 水溫度相對較高的冷源稱之為“ 高溫冷源”，一 般為13～21 ℃，其COP 值可高達6.5～9 以上[2]。高溫冷源和低溫冷源共同承擔空調系統冷負荷，如 圖1 所示。圖 1 為雙冷源梯級空調系統的冷源并聯型原理圖，可 適用于以電機驅壓縮式機組為高溫冷源的系統，特 別適用于高溫冷源為自然冷源的空調系統，其 中自然冷源可以是江河湖海的水等。

圖1 雙冷源梯級空調系統的冷源并聯型原理圖

雙冷源梯級空調系統溫濕耦合的空氣處理過程有5 種，本 文將詳細介紹其中一種空氣處理過程[3]。

1 理論分析

首先假定Q1為高溫冷源承擔的空調冷負荷為，kW；Q2為低溫冷源承擔的空調冷負荷，kW；L為空調總的送風量，m3/ h；m為新風比；Hn為室內焓值，kJ/kg·干空氣；Hw為室外焓值，kJ/kg (a)；Hs為露點送風狀態點焓值，kJ/kg(a)；C OP 低溫冷源的性能系數；nCOP 為高溫冷源的性能系數，其 中系數n＞1。

1.1 空氣處理過程

如圖 2 所示，雙 冷源梯級空調系統的空氣處理過程是先利用高溫冷源將室外新風處理到狀態 L1 點（該點空氣溫度為tL，此時空氣的相對濕度為 90%。tL即為空氣與冷凍水在給定表冷器經過充分換熱后，空氣能獲得的最低溫度。），同 時將室內回風處理到狀態L2 點（該點空氣的干球溫度等于tL，該 點空氣的相對濕度≤90%且大于房間相對濕度的設計值），再 將新風與室內回風混合至L 點（該點空氣的干球溫度等于tL，空氣的相對濕度介于 L1 點和 L2 點空氣相對濕度之間），最 后利用低溫冷源處理到露點送風狀態點 S（該點溫度為tS，相 對濕度為90%），再 送到室內。

圖2 空氣處理過程

圖2 可以看出，為保證最不利點除濕給定低溫冷源供水溫度的前提條件下，高 溫冷源的供水溫度tL決定了高溫冷源承擔的空調負荷Q1和低溫冷源承擔的空調負荷Q2之間的比例。隨著高溫冷源的供水溫度tL的逐漸升高，高溫冷源承擔的空調負荷Q1逐漸減小，低溫冷源承擔的空調負荷Q2逐漸增加。高 溫冷源的供水溫度tL不可能任意增加或者減少，還 受制于表冷器換熱的效率極其經濟性，因 此，合 理選擇高低溫冷源的供水溫度是雙冷源分級控制的空調系統的難點，在 下一節將根據數據詳細分析。

高溫冷源承擔的空調負荷Q1可通過式（1）計 算，低溫冷源承擔的空調負荷Q2可通過式（2）計 算：

L1 點焓值HL1、L 2 點焓值HL2和混合點焓值HL、室外狀態點和室內狀態點之間的混合焓值Hm可通過式（3），（4），（5）和（6）計 算：

式中：dL1為狀態點L1 點含濕量，g/kg (a)；dn為室內含濕量，g/kg(a)；tL為L 點的干球溫度，℃ 。

雙冷源梯級空調系統的冷源能效比 EER 可通過式（7）計 算：

將式（1）和（2）代 入式（7），通 過化簡，即 可得到雙冷源梯級空調系統的冷源綜合能效比 EER 的計算式（8）：

當冷源的冷凝溫度一定的條件，實 際冷源的能效比COP 不僅取決冷源的熱力完善度，還 取決與冷源的理想制冷效率ε(1，c)值 有關，理 想制冷效率ε(1，c)可用式（9）計 算：

式中：T1為冷源的冷凝溫度，K ；T2則為冷源的蒸發溫度，K 。

實際冷源的能效比COP 可用式（10）計 算：

式中：η為冷源的熱力完善度，% 。

冷源的熱力完善度是由于冷源摩擦，溫 差傳熱等不可逆因素引起。目前，根 據實測冷源的能效比和冷源的能效比模擬軟件的模擬結果發現，冷 機在蒸發溫度變化范圍不大時其熱力完善度η基本保持不變。因此，n值可由式（11）計 算得出。

式中：Td1、Tg1分別為高溫冷源的蒸發溫度與冷凝溫度，℃ ；Td2、Tg2分別為低溫冷源的蒸發溫度與冷凝溫度，℃ 。

由式（11）可 知：假 定冷源的冷凝溫度為 36 ℃時，當冷源蒸發溫度從5 ℃變化到 16 ℃時，冷 源的供水溫度每升高1 ℃，冷 源的性能系數可增加3%～5%[4～7]。

通過式（8）可 以發現：1）雙 冷源梯級空調系統冷源能效比EER 與新風比m，送風狀態點焓值HS以及高低溫冷源的供水溫度有關。2）雙 冷源梯級空調系統的能效比隨高溫冷源供水溫度的升高而升高，達 到最大值后，又隨著高溫冷源供水溫度的升高而逐漸降低，存 在奇點。

2 數據分析

以杭州某工程中空調房間的冷負荷數據為例，進 一步驗證雙冷源梯級空調系統的空氣處理過程中冷源能效比EER 的變化規律。

室外氣象參數為：夏 季空調室外干球溫度35.6 ℃，夏 季空調室外濕球溫度27.9 ℃。室內設計參數為：夏 季室內設計溫度26 ℃，相 對濕度55%，露 點送風狀態點溫度16.5 ℃，相 對濕度。低溫冷源供回水溫度為7/12 ℃時的 COP 取 5.6，高 溫冷源供水溫度與被冷卻空氣最小溫差 取 3 ℃，高 溫冷源的供水溫度從12 ℃變化至23 ℃，新 風比m從 0.1 變化至 1.0?？照{房間的總送風量為最小送風量，即 送風狀態點為露點送風狀態點時的送風量。

根據以上已知條件可計算出混合點L 的焓值HL、室外狀態點HW和室內狀態點Hn之間的混合焓值Hm、以及送風狀態點焓值Hs，將 以上已知量代入式（8）即 可計算出冷源能效比EER，詳 見表1：

表1 冷源能效比EER

由表1 可以看出：1）雙冷源梯級空調系統的冷源能效比EER 隨高溫冷源的供水溫度先增大后減小。2 ）當給定高溫冷源供水溫度時，雙 冷源梯級空調系統的冷源能效比EER 隨著新風比的增加而逐漸增加。與 常規空調系統冷源能效比相比，冷 源能效比約提高 28%～33%。

根據表1 可繪制出當新風比m為0.3 時，雙冷源梯級空調系統冷源能效比 EER 隨高溫冷源的供水溫度tg變化的曲線，如 圖3 所示。

圖3 冷源能效比EER 隨高溫冷源的供水溫度變化曲線

由圖3 可以發現：1）在給定新風比和低溫冷源供水溫度的條件下，隨 高溫冷源供水溫度的升高，雙 冷源梯級空調系統冷源能效比EER 先逐漸增加，當 高溫冷源的供水溫度升至 14 ℃時，空調系統冷源能效比EER 達到最大值，當高溫冷源供水溫度繼續升高，雙 冷源梯級空調系統冷源能效比EER 又逐漸減小，該 曲線稱為雙冷源梯級空調系統冷源能效比 EER 的能效拋物線。

通過多組數據分析發現，在 不同的雙冷源梯級空調系統中，其 冷源能效比EER 隨高溫冷源的供水溫度的變化曲線均符合拋物線的規律，即 高溫冷源存在一個供水溫度使得雙冷源梯級空調系統的能效比最大，這也為雙冷源梯級空調系統高低溫冷源供水溫度的確定指明了方向。

3 結論

綜上所述：1）雙冷源梯級空調系統冷源能效比EER 明顯大于傳統空調系統的能效比EER，冷 源的節能效益明顯。2）本 文提供的雙冷源梯級空調系統的空氣處理過程合理可行，可供暖通設計人員使用。3）本 文提出的雙冷源梯級空調系統冷源能效比的拋物線規律對高低溫冷源的供水溫度確定指明了方向。

本文僅對雙冷源梯級空調系統冷源的節能效益和空氣處理過程做了初步研究，下 一步的工作方向將是對雙冷源梯級空調系統的輸送系統，初 投資和整個系統的節能效益作深入分析研究。