雙冷源熱回收調溫型冷卻除濕系統設計及實驗研究

張龍愛 王傳華 屈清杲 廖永亮

(珠海格力電器股份有限公司 珠海 519070)

目前我國建筑運行能耗約占全國總能耗的25%[1]，建筑節能是實現節能減排目標的三大主要任務之一(工業節能、交通節能、建筑節能)[2]，而其中大型公共建筑的總面積不足我國城鎮民用建筑面積的5%，用電量卻占建筑總用電量的25%[3]，因此大型公共建筑節能高效空調設備及系統的開發對于節能減排意義重大。

溫濕度獨立控制空調系統具有高效、節能、舒適、健康的特點，近幾年在機場航站樓等大型公共建筑中應用越來越廣泛[4-5]。大型公共建筑空調系統中，新風負荷在夏季冷負荷中的占比達到29%以上[6-7]。因此，新風負荷除濕設備是溫濕度獨立控制空調系統設計的關鍵，也是降低能耗的重要一環[8]。目前國內新風除濕系統主要采用鹽溶液除濕和冷卻除濕兩種方法，鹽溶液除濕存在體積大、價格昂貴、具有一定腐蝕性等缺點[9-10]；冷卻除濕系統因技術成熟、成本較低得到廣泛應用；但目前還存在耗電量較高、送風溫度較低容易產生濕冷感等問題[11]，需要在系統節能及送風溫度控制方面進行完善。

針對上述問題，本文提出一種雙冷源熱回收調溫型冷卻除濕系統，從系統設計方面進行理論分析并通過實驗驗證，分析其可行性。

1 系統設計

1.1 系統方案設計

本系統按照溫濕度獨立控制理念進行設計，采用高溫、低溫兩種冷源對新風顯熱負荷和潛熱負荷分開處理；通過再熱器對送風進行熱回收，達到節能及送風溫度調節的目的。

1.1.1 風系統設計

室外新風依次經過預冷、冷卻除濕、再熱升溫3個過程，最后通過風管送到房間內。負責輸配的送風機采用EC變頻風機，可以根據新風需求調節送風量。3個過程具體設計如圖1所示。

圖1 風系統原理Fig.1 Principle of wind system

1)預冷過程：新風通過進水水溫為16～20 ℃[12]的高溫水盤管(預冷器)進行預冷，該過程以顯熱換熱為主。

2)冷卻除濕過程：預冷后的空氣進入蒸發器進行冷卻除濕，該過程以潛熱換熱為主。

3)再熱調溫過程：除濕后的空氣溫度低，相對濕度大，通過再熱器進行調溫，達到人體舒適性要求的送風溫度及相對濕度。

1.1.2 氟系統設計

氟系統采用蒸氣壓縮式設計，系統原理如圖2所示，具體設計方案如下：

圖2 氟系統原理Fig.2 Principle of refrigerant system

1)壓縮機：采用變頻設計，可以根據負荷需求調節轉速。

2)冷凝器：為實現寬范圍調溫的功能，采用雙冷凝器并聯設計[13-14]，主冷凝器負責冷凝散熱，其形式可選用水冷冷凝器、風冷冷凝器或水冷冷凝器與預冷器串聯3種方案，再熱冷凝器(風冷翅片式)負責送風熱量回收及溫度調節。

3)蒸發器：采用翅片盤管式換熱器，負責對于預冷后的空氣進行冷卻除濕。

4)其他部件：系統采用電子膨脹閥節流，在壓縮機吸氣口設置汽液分離器，防止壓縮機液擊。

1.1.3 主冷凝器方案優選

上述主冷凝器可選用風冷冷凝器、水冷冷凝器或水冷冷凝器與預冷器串聯3種方案，相應的系統原理圖分別如圖3～圖5所示。風冷冷凝器采用翅片盤管式結構，通過室內排風帶走制冷劑熱量；水冷冷凝器使用滿液式殼管換熱器，進出水與冷卻塔連接，通過冷卻塔帶走制冷劑熱量；水冷冷凝器與預冷器串聯的方案，使用高溫冷源冷凍水帶走制冷劑熱量。對3種冷凝散熱器方案進行制冷循環計算并進行COP對比，確認水冷冷凝器方案為能效最佳方案，具體計算結果如表1所示。

表1 不同冷凝散熱方案COP對比Tab.1 Comparison of COP of different condensation cooling schemes

圖3 風冷冷凝系統原理Fig.3 Principle of the air-cooled condensing system

圖4 水冷冷凝系統原理Fig.4 Principle of the water-cooled condensing system

圖5 水冷冷凝器與預冷器串聯系統原理Fig.5 Principle of the series system of the water-cooled condenser and the pre-cooler

1.2 換熱設計計算

按照十三五國家重點研發計劃“公共交通樞紐建筑節能關鍵技術與示范”課題要求，以某機場為例進行設計，新風量取1.2×104m3/h，具體空氣處理過程及換熱器換熱過程設計計算如下。

1.2.1 送風狀態點確定

溫濕度獨立控制系統中的新風設計送風點，是以確保消除房間內余濕且保證送風舒適度為原則而確定，潘云鋼[15]提出夏季設計工況下，新風送風含濕量ds和送風溫度ts應滿足表2要求，即ds≤dsmax且ts≥tsmin，其中dN為不同室溫下室內含濕量。

表2 不同室溫時的dN、dsmax和tsminTab.2 dN,dsmax and tsmin at different room temperature

室內溫度為18 ℃時，除濕系統需承擔的總負荷(顯熱負荷和濕負荷)最大，故將室內溫度18 ℃對送風溫度和含濕量的要求作為設計目標，以此為基礎進行除濕系統設計，即空調設備在標準工況35/27 ℃條件下，送風含濕量目標值為7.5 g/(kg干空氣)，送風溫度目標值為15 ℃。

1.2.2 換熱量計算

1)再熱量

該過程為等濕升溫過程，顯熱換熱，換熱量計算：

Q再熱=cM(ts-tw2)/1 000

(1)

式中：Q再熱為再熱量，kW；c為空氣比熱容，J/(kg·℃)；M為空氣的質量流量，kg/s；ts、tw2分別為送風點及蒸發器出口點的溫度，℃。

蒸發器出口點的相對濕度按照機器露點相對濕度取值，因含濕量在前文已分析確定，故該點的溫度值可以相應得出。

2)預冷器換熱器

室外溫度點按照標準工況35/27 ℃，露點溫度為24.33 ℃；預冷器按照進水16 ℃、出水21 ℃設計，因進水溫度低于露點溫度，其換熱過程以顯熱為主，伴隨小部分的潛熱換熱，按照預冷至21.3 ℃進行設計，換熱量計算[16]：

Q預冷=M(hw-hw1)

(2)

式中：Q預冷為預冷器換熱量，kW；hw、hw1分別為新風、預冷后狀態點的焓值，kJ/kg。

3)除濕蒸發器換熱量

根據上面計算，可以得出預冷后空氣狀態點，除濕蒸發器換熱量計算：

Q蒸發=M(hw1-hw2)

(3)

式中：Q蒸發為蒸發器換熱量，kW；hw2為蒸發器出口狀態點的焓值，kJ/kg。

經過以上計算，可得出各個狀態點及3個換熱器需求的換熱量，計算結果如表3所示。得出空氣處理過程各個狀態點如圖6所示，室外新風(W)先經過預冷器進行預冷，預冷后的空氣(W1)進入蒸發器進行冷卻除濕，再將空氣由(W2)點通過再熱處理至(S)點。

圖6 空氣處理過程Fig.6 Air treatment process

表3 空氣處理狀態點參數及換熱量計算結果Tab.3 Air treatment state point parameters and heat exchange calculation results

2 送風參數調節范圍及能效實驗驗證

經過以上設計計算可以確定，通過預冷、除濕及再熱的過程，可以將送風控制在需要的送風狀態點；采用雙冷源、水冷冷凝散熱器及熱回收再熱器等方案，可以使系統能效比達到最佳。為驗證實際可以達到的效果，進行裝機測試，對送風參數及能效比進行確認。

2.1 樣機情況及實驗方案

根據換熱需求，對設備元器件進行選型，具體元器件配置如表4所示。為驗證不同室內溫度要求下送風參數及能效，設計驗證方案如表5所示。

表4 實驗樣機配置表Tab.4 Test prototype configuration table

表5 實驗樣機測試工況Tab.5 Test conditions of the test prototype

2.2 實驗室及實驗裝置介紹

實驗在空調設備及系統運行節能國家重點實驗室進行，該實驗室通過了國家認可機構CNAS的認證審查。實驗裝置依據GB/T 17758—2010《單元式空氣調節機》[17]采用空氣焓差法測試。

Q=qmi(ha1-ha2)/[V′n(1+Wn)]

(4)

式中：Q為制冷量，kW；qmi為風量，m3/s；ha1、ha2分別為進、送風焓值，kJ/kg；V′n為嘴前空氣的比體積，m3/kg；Wn為噴嘴前絕對含濕量。

實驗間設備及被測樣機布置如圖7所示，測試照片如圖8所示。被測樣機連接風量測量裝置和水管，實驗室通過開啟空氣處理機組(包括循環風機和換熱盤管、除濕盤管、加濕器、電加熱)來平衡風量箱排出的冷風，保持室內環境條件，水系統通過變頻水泵調節水流量，冷卻水經過冷卻水箱，通過板式換熱器與實驗室工況機組進行能量交換，達到調節冷卻水溫的目的。實驗數據通過電腦采集記錄，機組運行工況達到穩定后，連續運行2 h，通過實驗臺監控軟件等距取7組測試數據，取平均值作為實驗報告的測量結果。

圖7 制冷量測試裝置原理Fig.7 Principle of refrigeration capacity test device

圖8 樣機測試Fig.8 Prototype test

2.3 實驗結果及分析

2.3.1 壓縮機頻率對送風參數的影響

為使送風參數滿足舒適性要求，將送風溫度及濕度控制在合理范圍內，可以通過制冷系統及預冷水系統兩方面的調節進行控制。

制冷系統方面，壓縮機頻率決定制冷系統質量流量，其調節可改變送風溫度。根據表5中的工況，預冷器水流量為18.3 m3/h，在40～65 Hz范圍內調節壓縮機頻率，可得出不同風量下機組送風溫度和送風含濕量隨壓縮機頻率變化情況，結果如圖9和圖10所示。由圖9和圖10可知，送風溫度隨壓縮機頻率的升高呈先下降后上升的趨勢，不同風量下最低送風溫度所對應的壓縮機頻率不同；送風含濕量隨壓縮機頻率的升高呈下降趨勢，且風量越大出風含濕量越高。

圖9 壓縮機頻率對送風溫度的影響Fig.9 Effect of compressor frequency on supply air temperature

圖10 壓縮機頻率對送風含濕量的影響Fig.10 Effect of compressor frequency on supply air humidity ratio

2.3.2 預冷器水流量對送風參數的影響

預冷水系統方面，通過水流量調節，可使預冷量發生改變，進而影響出風參數。在表5工況下，設定壓縮機頻率為55 Hz，維持預冷器進水溫度為16 ℃，通過調節預冷器水流量分別為0、2.3、4.6、9.2、18.3 m3/h，可得出不同風量下機組送風溫度和送風含濕量隨預冷量的變化情況，結果如圖11和圖12所示。由圖11和圖12可知，送風溫度和送風含濕量均隨預冷器換熱量的增加而降低。

圖11 預冷器水流量對送風溫度的影響Fig.11 Effect of water flow inside cooling coils on supply air temperature

圖12 預冷器水流量對送風含濕量的影響Fig.12 Effect of water flow inside cooling coils on supply air humidity ratio

2.3.3 送風溫度調節可行性驗證及分析

根據壓縮機頻率和預冷器水流量對送風參數的影響，按不同室溫下對送風狀態點的要求，調節樣機送風參數，確認樣機對送風參數的調節能力。

按照表5調節進風工況及冷卻水進水工況，樣機測試時，通過調節風量、節流電子膨脹閥步數、壓縮機頻率及預冷器水流量，使送風溫度和含濕量達到表5要求，結果如圖13所示。

當室溫低于22 ℃時，通過調節壓縮機頻率、節流電子膨脹閥步數或新風量，可使送風參數達到要求；當室溫高于23 ℃時，需通過預冷器水流量控制出風參數達到要求。

圖13中的AK線即為前述送風狀態點的限值，機組實測送風狀態點均在AK線以上，說明該系統可以適應不同室溫下調溫和除濕的需求。

圖13 送風參數調節Fig.13 Parameter setting of supply air

2.3.4 系統能效情況驗證及分析

與2.3.3測試過程相同，對機組制冷量及輸入功率進行記錄，其中制冷量由進、送風的焓差得出，包括預冷器換熱量、蒸發器換熱量、扣除再熱量，輸入功率為壓縮機功率。樣機能效值計算[18]：

(5)

式中：Q為測試的制冷量，kW；N1為測試功率及壓縮機功耗，kW；N2為水冷冷凝器的冷卻水泵和冷卻塔功耗，kW，按照每300 W制冷量增加10 W計算；N3為預冷水盤管制冷折合電耗，kW，按照冷水系統的COP為9.5計算(16/21 ℃高溫冷源)。

按照上式計算，可得到樣機在適應不同調溫和除濕需求下的COP，與常規冷卻除濕系統的COP對比，如圖14所示。由圖14可知，機組能效為4.21～6.99，在室溫21 ℃時達到最高，相對常規冷卻除濕系統能效提高0～93.6%[19]，室溫越低能效提高越顯著。

圖14 能效對比Fig.14 Comparison of COP

3 結論

針對公共交通建筑對能耗和送風品質的要求，提出一種雙冷源熱回收調溫型冷卻除濕系統，經過理論分析和實驗驗證，得到如下結論：

1)通過雙冷源、雙冷凝器以及雙變流量設計，可有效提升機組整體能效；基于高溫冷源COP為9.5的情況下，整個系統的能效相對普通冷卻除濕系統提升幅度最高可達93.6%。

2)通過合理的熱回收再熱冷凝器設計，調溫型除濕機可以解決送風溫度較低而產生濕冷感的問題，在不同含濕量下，調溫能力可以滿足舒適性送風要求，在標準工況下，送風溫度最高可調至25.0 ℃。

3)該系統中再熱器與冷凝散熱器為并聯設計，該方案提高了送風溫度的調節能力[20]，但同時系統過冷度降低，最終影響系統能效。后續可以對兩個冷凝器的連接方式進行研究，進一步提高系統能效。