双冷源梯级空调系统空气处理过程的研究

田向宁 杨毅 丁德

浙江大学建筑设计研究院有限公司

0 引言

空调系统普遍采用温湿耦合的空气处理方法，即利用7 ℃的冷冻水将干球温度为 35.7 ℃的空气（湿球温度为28.5 ℃）处 理到干球温度为16.4 ℃或更低温度（空气的相对湿度均为90%）。7 ℃冷冻水吸热升高到12 ℃。因此，空 调冷源的蒸发温度一般设计为4 ℃，冷凝温度一般为 40 ℃（考虑到冷却水的供回水温度为32/37 ℃）。根据逆卡诺循环，冷源理想的制冷系数COP 为7.694，目前效率最高的冷源在该工况下的最大COP 值也只能达到5.6，即 为理想值的72.8%。经过多年的发展，空 调系统的冷机通过提高压缩机的压缩效率、寻 找适宜的制冷剂、改 善换热条件等措施来提高冷机COP 的途径似乎走到了尽头[1]。

寻找一种提高冷源COP 的新途径迫在眉睫，众 所周知，冷 源在冷凝温度不变的条件下，冷 源的蒸发温度与冷源的COP 值成正比。因此，在 空调系统冷源制冷量不变的前提下，为 了提高冷源的 COP 可提高冷源的蒸发温度。若冷源的蒸发温度全部提高，空调系统的除湿能力将大大降低，这 种通过牺牲舒适度以求节能的方式不是一种最佳的措施。那么，是否存在一种既不降低空调房间的舒适度，又能节能的最佳措施呢？答案是是肯定的，本 文将提出一种全新的空调系统——双冷源梯级空调系统[2]。

双冷源梯级空调系统有两种不同的供水温度的冷源，出 水温度相对较低的冷源称之为“ 低温冷源”，一般 5～9 ℃，其 COP 值一般只有 3.8～5.6，出 水温度相对较高的冷源称之为“ 高温冷源”，一 般为13～21 ℃，其COP 值可高达6.5～9 以上[2]。高温冷源和低温冷源共同承担空调系统冷负荷，如 图1 所示。图 1 为双冷源梯级空调系统的冷源并联型原理图，可 适用于以电机驱压缩式机组为高温冷源的系统，特 别适用于高温冷源为自然冷源的空调系统，其 中自然冷源可以是江河湖海的水等。

图1 双冷源梯级空调系统的冷源并联型原理图

双冷源梯级空调系统温湿耦合的空气处理过程有5 种，本 文将详细介绍其中一种空气处理过程[3]。

1 理论分析

首先假定Q1为高温冷源承担的空调冷负荷为，kW；Q2为低温冷源承担的空调冷负荷，kW；L为空调总的送风量，m3/ h；m为新风比；Hn为室内焓值，kJ/kg·干空气；Hw为室外焓值，kJ/kg (a)；Hs为露点送风状态点焓值，kJ/kg(a)；C OP 低温冷源的性能系数；nCOP 为高温冷源的性能系数，其 中系数n＞1。

1.1 空气处理过程

如图 2 所示，双 冷源梯级空调系统的空气处理过程是先利用高温冷源将室外新风处理到状态 L1 点（该点空气温度为tL，此时空气的相对湿度为 90%。tL即为空气与冷冻水在给定表冷器经过充分换热后，空气能获得的最低温度。），同 时将室内回风处理到状态L2 点（该点空气的干球温度等于tL，该 点空气的相对湿度≤90%且大于房间相对湿度的设计值），再 将新风与室内回风混合至L 点（该点空气的干球温度等于tL，空气的相对湿度介于 L1 点和 L2 点空气相对湿度之间），最 后利用低温冷源处理到露点送风状态点 S（该点温度为tS，相 对湿度为90%），再 送到室内。

图2 空气处理过程

图2 可以看出，为保证最不利点除湿给定低温冷源供水温度的前提条件下，高 温冷源的供水温度tL决定了高温冷源承担的空调负荷Q1和低温冷源承担的空调负荷Q2之间的比例。随着高温冷源的供水温度tL的逐渐升高，高温冷源承担的空调负荷Q1逐渐减小，低温冷源承担的空调负荷Q2逐渐增加。高 温冷源的供水温度tL不可能任意增加或者减少，还 受制于表冷器换热的效率极其经济性，因 此，合 理选择高低温冷源的供水温度是双冷源分级控制的空调系统的难点，在 下一节将根据数据详细分析。

高温冷源承担的空调负荷Q1可通过式（1）计 算，低温冷源承担的空调负荷Q2可通过式（2）计 算：

L1 点焓值HL1、L 2 点焓值HL2和混合点焓值HL、室外状态点和室内状态点之间的混合焓值Hm可通过式（3），（4），（5）和（6）计 算：

式中：dL1为状态点L1 点含湿量，g/kg (a)；dn为室内含湿量，g/kg(a)；tL为L 点的干球温度，℃ 。

双冷源梯级空调系统的冷源能效比 EER 可通过式（7）计 算：

将式（1）和（2）代 入式（7），通 过化简，即 可得到双冷源梯级空调系统的冷源综合能效比 EER 的计算式（8）：

当冷源的冷凝温度一定的条件，实 际冷源的能效比COP 不仅取决冷源的热力完善度，还 取决与冷源的理想制冷效率ε(1，c)值 有关，理 想制冷效率ε(1，c)可用式（9）计 算：

式中：T1为冷源的冷凝温度，K ；T2则为冷源的蒸发温度，K 。

实际冷源的能效比COP 可用式（10）计 算：

式中：η为冷源的热力完善度，% 。

冷源的热力完善度是由于冷源摩擦，温 差传热等不可逆因素引起。目前，根 据实测冷源的能效比和冷源的能效比模拟软件的模拟结果发现，冷 机在蒸发温度变化范围不大时其热力完善度η基本保持不变。因此，n值可由式（11）计 算得出。

式中：Td1、Tg1分别为高温冷源的蒸发温度与冷凝温度，℃ ；Td2、Tg2分别为低温冷源的蒸发温度与冷凝温度，℃ 。

由式（11）可 知：假 定冷源的冷凝温度为 36 ℃时，当冷源蒸发温度从5 ℃变化到 16 ℃时，冷 源的供水温度每升高1 ℃，冷 源的性能系数可增加3%～5%[4～7]。

通过式（8）可 以发现：1）双 冷源梯级空调系统冷源能效比EER 与新风比m，送风状态点焓值HS以及高低温冷源的供水温度有关。2）双 冷源梯级空调系统的能效比随高温冷源供水温度的升高而升高，达 到最大值后，又随着高温冷源供水温度的升高而逐渐降低，存 在奇点。

2 数据分析

以杭州某工程中空调房间的冷负荷数据为例，进 一步验证双冷源梯级空调系统的空气处理过程中冷源能效比EER 的变化规律。

室外气象参数为：夏 季空调室外干球温度35.6 ℃，夏 季空调室外湿球温度27.9 ℃。室内设计参数为：夏 季室内设计温度26 ℃，相 对湿度55%，露 点送风状态点温度16.5 ℃，相 对湿度。低温冷源供回水温度为7/12 ℃时的 COP 取 5.6，高 温冷源供水温度与被冷却空气最小温差 取 3 ℃，高 温冷源的供水温度从12 ℃变化至23 ℃，新 风比m从 0.1 变化至 1.0。空调房间的总送风量为最小送风量，即 送风状态点为露点送风状态点时的送风量。

根据以上已知条件可计算出混合点L 的焓值HL、室外状态点HW和室内状态点Hn之间的混合焓值Hm、以及送风状态点焓值Hs，将 以上已知量代入式（8）即 可计算出冷源能效比EER，详 见表1：

表1 冷源能效比EER

由表1 可以看出：1）双冷源梯级空调系统的冷源能效比EER 随高温冷源的供水温度先增大后减小。2 ）当给定高温冷源供水温度时，双 冷源梯级空调系统的冷源能效比EER 随着新风比的增加而逐渐增加。与 常规空调系统冷源能效比相比，冷 源能效比约提高 28%～33%。

根据表1 可绘制出当新风比m为0.3 时，双冷源梯级空调系统冷源能效比 EER 随高温冷源的供水温度tg变化的曲线，如 图3 所示。

图3 冷源能效比EER 随高温冷源的供水温度变化曲线

由图3 可以发现：1）在给定新风比和低温冷源供水温度的条件下，随 高温冷源供水温度的升高，双 冷源梯级空调系统冷源能效比EER 先逐渐增加，当 高温冷源的供水温度升至 14 ℃时，空调系统冷源能效比EER 达到最大值，当高温冷源供水温度继续升高，双 冷源梯级空调系统冷源能效比EER 又逐渐减小，该 曲线称为双冷源梯级空调系统冷源能效比 EER 的能效抛物线。

通过多组数据分析发现，在 不同的双冷源梯级空调系统中，其 冷源能效比EER 随高温冷源的供水温度的变化曲线均符合抛物线的规律，即 高温冷源存在一个供水温度使得双冷源梯级空调系统的能效比最大，这也为双冷源梯级空调系统高低温冷源供水温度的确定指明了方向。

3 结论

综上所述：1）双冷源梯级空调系统冷源能效比EER 明显大于传统空调系统的能效比EER，冷 源的节能效益明显。2）本 文提供的双冷源梯级空调系统的空气处理过程合理可行，可供暖通设计人员使用。3）本 文提出的双冷源梯级空调系统冷源能效比的抛物线规律对高低温冷源的供水温度确定指明了方向。

本文仅对双冷源梯级空调系统冷源的节能效益和空气处理过程做了初步研究，下 一步的工作方向将是对双冷源梯级空调系统的输送系统，初 投资和整个系统的节能效益作深入分析研究。