一种新的全空气THIC 空调系统性能分析

2020-08-03刘雄李林蔚祝铭王彦杰钱亚中叶志成

建筑热能通风空调 2020年6期

关键词：干球温度湿球温度制冷量

刘雄李林蔚祝铭王彦杰钱亚中叶志成

西安建筑科技大学建筑设备科学与工程学院

1 全空气空调系统存在的问题

随着经济的发展，全空气空调系统在公共和商业建筑中获得了大量的使用，目前在这种系统中为了调控室内空气的温度和湿度一般都是采用一次回风或二次回风的空气处理方法，但它们都存在着缺陷。

一次回风系统虽然系统简单，控制管理方便，但由于需要再热，故存在冷热量的抵消问题，运行的能耗大[1-2]。

二次回风系统虽然能克服一次回风系统所存在的缺陷[3-4]，但运行控制复杂，在实际工程中的应用反而不如一次回风系统多。

因此，迄今为止已有众多学者提出了改进方案，并对系统的性能和适应性进行了研究，其中就包括温湿度独立控制（THIC）空调系统[5]。现有的全空气THIC空调系统经研究发现[6]：新风比适用范围有限（不超过30%），因此，本文提出了一种含有排风热回收的全空气温湿度独立控制（THIC）空调系统（图1），并对其夏季工况进行研究。

2 新方案工作原理及适应性分析

2.1 系统工作原理

如图1 所示是一种含两级排风热回收的全空气THIC 空调系统。

图1 含排风热回收的全空气THIC 空调系统

其夏季工况空气处理过程焓湿图如图2 所示。

图2 夏季工况空气处理过程焓湿图

夏季工作过程中，在图1 所示的高温表冷器中通入高温冷冻水对回风进行等湿冷却，承担室内显热负荷。在低温表冷器中通入低温冷冻水对新风进行冷却除湿，由新风承担室内潜热负荷和部份显热负荷。显热回收器利用室内排风对低温表冷器出口的新风进行等湿再热，并回收冷量。再在全热回收器中用于对新风的预冷。如图2 所示，其空气处理过程工作流程如下：

新风通过全热回收被来自显热回收器的室内排风冷却减湿到3 点，再经低温表冷器处理到机器露点L，再经显热回收器被排风等湿加热到6 点，排风在再热新风时回收冷量后，进入全热回收器对新风进行预冷。另一方面，回风经通高温冷冻水的高温表冷器等湿冷却至F 点，然后，被处理后的新、回风混合至送风状态点S1，送入室内，沿热湿比线至室内状态点N。

工作过程中，通过调节低温表冷器冷水流量控制室内湿度，调节高温表冷器水流量控制室内温度，因此图1 所示系统可以实现室内空气的温湿度独立控制。该系统为全空气系统，适用于大空间建筑。其优点是增加了两级排风热回收，相当于增加了换热面积，提高了系统的能效和适用范围。

对于给定的空调建筑物，在图1 所示系统的空气处理过程中通常已知：

1）N 点的状态参数，即：室内空气干球温度tN、含湿量dN（或室内空气相对湿度）。

2）W 点的状态参数，即：室外新风空气干球温度tw、含湿量dw（或室内空气相对湿度）。

3）建筑物室内的显热热负荷Qx、湿负荷W 以及热湿比。

4）低温表冷器冷冻水进口温度tw1。

5）高温表冷器冷冻水进口温度tw3。

在本文的研究中，假设：

1）新风量G 按建筑物内总人数，以及每人30 m3/h新风量计算。

2）排风量等于新风量。

3）空气送风温差为5 ℃。

因此，根椐以上所述的已知和假设的条件，利用式（1）可计算出显热回收器新风出口含湿量d6，g/kg：

式中：ρ 为新风密度，kg/m3，取值1.2；G 为新风量，m3/h；W 为湿负荷，g/h。

因为显热回收器仅承担显热负荷，所以其进、出口新风的含湿量相等，即：显热回收器新风进口的含湿量，也就是低温表冷器新风出口含湿量dL也等于d6。

在设计工况下，通常根据低温冷冻水进口温度设定低温表冷器出口的新风露点状态参数，一般露点温度比冷冻水进口温度高4 ℃，相对湿度为95%。再根据厂家样本依次设计计算显热回收器，全热回收器，低温表冷器和高温表冷器的面积和结构参数。

其它运行工况下，由于显热回收器，全热回收器，低温表冷器和高温表冷器面积和结构参数已知，须通过建立高、低温表冷器，全热回收器、显热回收器的数学模型，利用Matlab 编程，先假定低温表冷器新风出口温度tL，再通过迭代计算出其它未知参数。

2.2 新方案适应性分析

实际运行过程中，图1 所示系统当低温表冷器进口低温冷冻水温一定时，随着室内湿负荷的增加，可以通过增大新风比的方法来满足室内的除湿需求，此时，新风不但承担了室内的全部湿负荷，也承担了一部份室内显热负荷。当新风比增大、使新风承担了室内的全部湿负荷和显热负荷时，如图2 所示，此时室内状态点N，送风状态点S1，显热回收器新风出口状态点6 成一直线。高温表冷器承担的室内显热负荷等于零。系统的新风比最大，如再增大新风比，在高温表冷器中就须通入热水加热回风，这不符合节能的要求。在本文中，该最大新风比被称为最大除湿新风比，其对应的热湿比最小，被称为最小热湿比。

如图3 所示为25 ℃室温，不同冷冻水温下，图1所示系统能实现的最小热湿比。其中显热回收器热交换效率取86%。

图3 不同冷冻水温下的最小热湿比

如图4 所示为室温25 ℃，相对湿度50%时，不同冷冻水温下室内热湿比变化，需要的除湿新风比，即：用于承担室内湿负荷的新风比。

图4 不同冷冻水温下的除湿新风比

从图3、图4 可知：在不同低温冷冻水进口温度下，与现有的全空气THIC 空调系统[5]相比，图1 所示系统处理的热湿比和新风比范围更广，更适用于工程需要。这是由于增加的全热及显热回收器使系统的换热面积增大，换热量、除湿能力提升。

3 新方案性能分析

运行时，对于图1 所示系统在同一工况下，总是希望低温表冷器的低温制冷量尽量小，而单位低温制冷量的除湿量尽量大。下面以一个实际案例分析全热回收器、显热回收器迎风面积变化时，对低温表冷器的制冷量和单位低温制冷量的除湿量的影响。

项目是西安的一栋空调面积800 m3的办公楼，人员密度为0.25 p/m3，新风量每人30 m3/h。湿负荷仅考虑室内人员散湿量，忽略其它因素。夏季室内显热负荷由围护结构传热及辐射冷负荷（外墙及外窗），人体散热及灯具散热冷负荷构成。

经DeST 软件模拟计算，得到夏季室外空气干球温度t 与室内显热负荷Qx的拟合曲线如下：

根据室内人数、每人新风量和式（2），就可以计算出不同室外空气干球温度下的室内热湿比。

计算时，新风量保持6000 m3/h，高、低温表冷器进口冷冻水温分别为16 ℃、7 ℃。低温表冷器管排数为12 排，迎风面积为0.45 m2。全热回收器，显热回收器初始迎风面积均为0.105 m2，当它们的迎风面积在0.07～0.21 m3之间变化时，对应的迎面风速约为1～3 m/s。高、低温表冷器，全热回收器，显热回收器的结构参数如表1 所示。

表1 系统中换热器结构参数

根据文献[7-9]分别给出的表冷器和热回收器数学模型，利用Matlab 编程，可以计算出全热回收器、显热回收器迎风面积分别变化时，对低温表冷器制冷量和除湿量的影响。

图5 所示为室外空气湿球温度25.8 ℃、三种不同室外空气干球温度下，显热回收器或全热回收器迎风面积变化时，对低温表冷器制冷量的影响。从图5 可以看出，在相同室外空气干球温度下，随着显热和全热回收器迎风面积的增加，低温表冷器制冷量都逐渐下降。但显热回收器迎风面积增加使制冷量下降的幅度很小。而随着全热换热器面积的增加，低温表冷器制冷量显著降低。

图5 不同室外空气干球温度下回收器迎风面积变化对制冷量的影响

图6 所示为35 ℃室外空气干球温度、不同室外空气湿球温度下，显热或全热回收器迎风面积变化时，对低温表冷器制冷量的影响。从图6 可以看出，在相同显热或全热回收器迎风面积下，随着室外空气湿球温度的上升，低温表冷器制冷量也上升。并且室外空气湿球温度越高，全热回收器迎风面积增加对低温表冷器制冷量的影响越大。

图6 不同室外空气湿球温度下回收器迎风面积变化对制冷量的影响

图7 所示为室外空气湿球温度25.8 ℃、三种不同室外空气干球温度下，显热回收器或全热回收器迎风面积变化时，对低温表冷器单位制冷量的除湿量的影响。从图7 中可以看出，在同一迎风面积下，随着室外空气干球温度的升高，除湿量都减小。在同一室外空气干球温度下，随着显热回收器迎风面积的增加，单位制冷量除湿量缓慢增加，但增加幅度很小。在35 ℃室外空气干球温度下，随着全热回收器迎风面积增加，低温表冷器单位制冷量的除湿量先增大后减小，在图7 所示的（0.07～0.21 m2）内，除湿量在0.173 m2左右达到最高值。而在38 ℃和41 ℃室外空气干球温度下，随着全热回收器迎风面积增加，除湿量增长曲线先快速上升后变得平缓。

图7 不同室外空气干球温度下回收器迎风面积变化对表冷器单位制冷量除湿量的影响

在35 ℃室外空气干球温度下，除湿量出现峰值的原因是：随着全热回收器迎风面积的增加，在全热回收器中排风对新风的预冷作用增强，使所需要的低温表冷器制冷量大幅度下降（如图5 所示），因为低温表冷器进口冷冻水温不变，所以只能通过减少低温表冷器的冷冻水流量来调控低温表冷器的制冷量，一方面提高了低温表冷器出口冷冻水温，使其进、出口冷冻水温平均水温提高。另一方面也降低了低温表冷器中冷冻水侧的对流换热系数。因此给低温表冷器的除湿能力带来了不利影响。

图8 所示为室外空气干球温度35 ℃、不同室外空气湿球温度下，显热回收器或全热回收器迎风面积变化时，对低温表冷器单位制冷量的除湿量的影响。从图8 中可以看出，在同一显热或全热回收器迎风面积下，随着室外空气湿球温度的升高，低温表冷器单位制冷量的除湿量增大。

图8 不同室外空气湿球温度下回收器迎风面积变化对表冷器单位制冷量除湿量的影响

在25.8 ℃及28.8 ℃室外空气湿球温度下，随着全热回收器迎风面积的增大，低温表冷器单位制冷量的除湿量都先增大后减小，全热回收器迎风面积为0.173 m2左右时，除湿量出现了峰值。而22.8 ℃室外空气湿球温度下，随着全热回收器迎风面积的增大，除湿量一直增大，未出现峰值。说明室外空气相对湿度越大，即越接近饱和状态，全热回收器迎风面积的增大，反而对低温表冷器单位制冷量的除湿量有不利的影响。