串列式双蒸发温度新风机组的性能研究

（上海理工大学，上海 200093）

0 引言

新风空调机组［1-2］是空调系统中的一种重要设备，在温湿度独立控制［3-5］的空调系统中，为了获得较低的送风露点，制冷系统的蒸发温度往往较低，这制约了系统效率的提高。而双吸气空调压缩机，将常规的双缸压缩机2个吸气口独立引出，可以在一个制冷系统中实现2个不同蒸发温度的制冷循环［6-7］。而将此系统应用于新风处理，将空气处理过程分为2段，用2个制冷循环分别处理，可以显著提高系统效率。张蕾等［6］将双蒸发温度压缩机应用于家用空调新风系统。本文在该压缩机的基础上设计一款可以对比单蒸发温度和双蒸发温度试验的新风机组，用于研究在新风工况下双蒸发温度制冷系统的运行性能。

1 双蒸发温度制冷系统工作原理

一般的大容量转子压缩机有2个压缩气缸，共用一根曲轴，两个气缸进出口在压缩机内部并联，压缩机对外只有一个吸气口和排气口，如图1所示。而双吸气压缩机的2个气缸只有出口在内部并联，2个气缸吸气口独立引出，因此压缩机对外有一个排气接口，2个吸气接口，相当于2台排气并联的压缩机同时工作，可接2个不同蒸发温度的蒸发器，从而形成高低两级蒸发温度，如图2所示。

图1 传统单蒸发温度新风系统

图2 双蒸发温度新风系统

双蒸发温度新风系统在制冷工况时的压焓如图3所示。其制冷循环原理为：高低2个蒸发压力的制冷剂气体出蒸发器口，分别进入双吸气压缩机的低高压气缸，进行压缩，然后通过冷凝器冷却成制冷剂液体，再分成2路，一路经低压级膨胀阀EEV2进入低压级蒸发器EX2内蒸发，另一路则经过高压级膨胀阀EEV1进入高压级蒸发器EX1内蒸发，蒸发后制冷剂气体分别从各自的压缩机吸气口完成循环。与单一蒸发温度的制冷系统相比，双蒸发系统低压缸的工作状态与单蒸发系统相同，而高压侧的制冷剂单位容积制冷量和制冷效率明显提高，从而使整个系统的能效得以提升。

图3 双蒸发温度新风系统压焓

双蒸发新风系统焓湿图如图4所示。室外新风（状态点W）首先通过高压级蒸发器冷却（状态点L'）再通过低压级蒸发器进一步冷却除湿达到露点送风状态（状态点L）。由于高压级蒸发器蒸发温度较高，高压级蒸发器与空气侧的平均换热温差小，同时进入低压级蒸发器的空气温度较低，低压级蒸发器与空气侧换热温差也较小，因此与常规单蒸发温度系统相比，制冷系统的熵增明显降低。

图4 双蒸发温度新风系统焓湿图

2 双蒸发系统理论分析

为了探究双蒸发温度制冷系统的性能，对双蒸发温度制冷循环进行理论分析，并与传统单蒸发温度制冷循环作对比。

2.1 高低压级蒸发温度差对制冷循环的影响

双蒸发温度制冷循环的制冷量和耗功量应为高压级和低压级制冷循环的制冷量之和，耗功量之和。双蒸发系统的制冷量和能效比计算式如下：

式中Qd——双蒸发温度制冷系统高低压气缸一次压缩制冷量，kJ；

，L——高压级和低压级气缸容积，m3；

qvH，qvL——高压级和低压级制冷循环制冷剂的单位容积制冷量，kJ/m3；

vH，vL——高压级和低压级制冷循环制冷剂的吸气比容，m3/kg；

COPd——双蒸发温度制冷系统能效比；

wH，wL——高压级和低压级制冷循环制冷剂的单位质量耗功量，kJ/kg。

对于单蒸发温度制冷循环的理论计算，因单蒸发温度制冷系统的蒸发温度与双蒸发系统低压级蒸发温度相同，其计算公式基本相同：

式中Qs——单蒸发温度制冷系统气缸一次压缩制冷量，kJ；

COPs——单蒸发温度制冷系统能效比。

在相同低压级蒸发温度0，5，10 ℃、冷凝温度50 ℃、固定高低压气缸容积比下，改变高低压级蒸发温度差，结果如图5，6所示。从中可以看出随着高低压两级蒸发温度差增大，双蒸发温度制冷系统与单蒸发温度系统的制冷量和COP比值都逐渐增大，例如在低压级蒸发温度为5 ℃，当高低压级温差10 ℃时，制冷量和COP比值分别为1.192和1.197，而当高低压级温差为15 ℃时，比值分别为1.309和1.339。且在相同的高低压级温差下，低压级蒸发温度越高，制冷量比值越低，COP比值越高。因此，大焓差冷却过程，采用双蒸发温度制冷系统，其两级蒸发温度差较大，可以获得较高制冷量的增加和COP的提高。新风空气处理系统进出口焓差比较大，适合双蒸发温度制冷系统的应用。

图5 高低压级蒸发温度差对制冷量的影响

图6 高低压级蒸发温度差对COP的影响

2.2 冷凝温度对制冷循环的影响

在相同低压级蒸发温度5 ℃、高压级蒸发温度15 ℃及固定高低压气缸容积比下，改变冷凝温度，结果如图7所示。从中可以看出，随着冷凝温度的升高，双蒸发系统与单蒸发系统制冷量的比值基本维持在1.19左右，而COP比值逐渐减小，从冷凝温度30 ℃的1.347变为50 ℃时的1.197。冷凝温度的提高对制冷循环的制冷量的影响很小，但会增加系统的耗功量，导致系统的COP减小，而在较低的冷凝温度下，双蒸发系统的耗功量比单蒸发系统低很多，导致在较低的冷凝温度下，系统COP的增加比率会很高。

图7 冷凝温度对双蒸发温度制冷系统的影响

2.3 高低压级气缸容积比对制冷循环的影响

保证双蒸发温度新风机组进出口空气状态（进口：温度34.6 ℃，湿度62%；出口：温度10 ℃，湿度90%），制冷剂侧低压级蒸发温度取5 ℃，假设空气侧高压级蒸发器的出口空气温度比高压级蒸发温度高5 ℃，确定高压级蒸发器的空气处理后状态（相对湿度90%）。便可求出高低压级蒸发器的所供冷量：

式中QaH，QaL——高低压级蒸发器所供制冷量，kW；

ma——新风的干空气质量流量，kg/s；

h1，hm，h2——机组进口、高压级蒸发器出口、低压级蒸发器出口空气焓值，kJ/kg。

假设高低压级蒸发器空气侧与制冷剂侧的换热量相等，则高低压级气缸容积比为：

系统在此高低压气缸容积比下的能效比为：

式中 εH，εL——高压级和低压级制冷循环的能效比。

图8示出在不同的高低压气缸容积比下，冷凝温度分别为35，45，55 ℃时，双蒸发温度制冷系统COP的变化。从图中可以看出随着气缸容积比的增大，双蒸发系统的COP呈现先增大后减小的趋势，冷凝温度越高，系统COP越低，但在固定的冷凝温度下，COP的最大值都集中在气缸容积比为0.8～1.3附近见表1。在实际新风系统的应用中，高压级蒸发温度的提高提升了高压级的制冷效率，但降低了高压级制冷量的需求，因此存在最佳高低压气缸容积比和高压级蒸发温度，使双蒸发温度新风系统的制冷效率最高。

图8 高低压气缸容积比对双蒸发系统COP的影响

表1 45 ℃不同气缸容积比下能效比的变化

3 双蒸发温度新风机组性能测试

3.1 样机测试

该双蒸发温度新风机组选用的是某双吸气变频双转子压缩机，排气量为20 mL/r，两气缸容积大小相同，使用的制冷剂为R410A，该新风机组的系统示意如图9所示。样机空气处理部分有2个串联的蒸发器，空气首先经过高压级蒸发器初次冷却，再进入低压级二次冷却，从2个蒸发器出来的制冷剂分别进入压缩机的2个气缸。为了对比传统单吸气压缩机，在2个气缸的进口设置了平衡阀，当平衡阀打开时，该压缩机就处于传统单蒸发温度的工作模式。

图9 双蒸发温度新风机组系统示意

样机机组在焓差实验室内进行性能测试。机组的冷凝机组被放置在室外工况室，空气处理部分都被放置在室内工况室。通过室内和室外工况室的空气调节系统，将室内外工况室的温湿度均控制在34.6 ℃，62%。机组的空气进风状态，高压级蒸发器出口空气状态由焓差室的取样装置测量，低压级蒸发器出口状态由温湿度传感器测量，机组的制冷量和送风量通过焓差室内的本体风量装置测量，机组的耗电量则通过焓差室的电参数仪测量。

3.2 相同运行频率状态下性能对比分析

在试验中，首先关闭平衡阀，新风机组在双蒸发温度的工作模式下运行时，压缩机的频率和送风机的风量分别为55 Hz，330 m3/h。通过调整高低压电子膨胀阀的开度，使高低压级蒸发器出口的过热度达到5 ℃。该机组稳定运行1 h后，记录数据。然后打开平衡阀，，机组切换为单蒸发系统模式，保持机组的频率和风量不变，进行测试。相同运行频率状态下性能对比如表2所示。

表2 相同运行频率状态下性能对比

从表2可以看出，双蒸发系统稳定运行时，高低温蒸发温度分别为14.9，8.4 ℃，高低温蒸发器产生的冷量分别为3.6，2.78 kW，COP为3.88，与单蒸发系统相比，制冷量高8.1%，COP高9.3%，消耗功率基本不变。且双蒸发温度新风系统的出风露点温度低了2.4 ℃，除湿效果更好。

3.3 定空气出口状态下性能对比分析

为了更直观地对比分析双蒸发温度和单蒸发温度系统特性，改变机组的运行频率，进行定出风温度试验。试验中，风量设定为330 m3/h，维持机组的出风温度为13 ℃，试验结果见表3。结果表明，相同的压缩机单蒸发温度模式下压缩机55 Hz运行频率下空气处理能力，在切换到双蒸发温度模式下，只需45 Hz就可以实现，耗功率降低了17%。

表3 定空气出口状态下性能对比

4 结论

（1）双蒸发温度制冷系统随着高低压级蒸发温度差的升高，双蒸发系统较单蒸发系统的制冷量和COP增长比率逐渐升高，比较适合新风大焓差的空气处理过程。串列式双蒸发温度新风系统在一定应用场合，高低压级两个压缩过程存在最佳容积比使系统的效率最高，通常情况下，在高低压容积比0.8～1.3的情况下，系统COP最高。

（2）同一样机对比试验表明，在新风工况下，双蒸发系统的45 Hz的工作频率就可以获得单蒸发系统55 Hz的制冷量，样机功率降低17%。