小型双蒸发温度冷/热水机组的运行调节特性实验

李 钊 王顺超 张 蕾 刘春慧 陈剑波 崔凌闯

(1 上海理工大学环境与建筑学院 上海 200093；2 上海海立电器有限公司 上海 201206)

我国长江中下游地区年平均湿度较大，尤其在梅雨季节，温度与湿度都很高。因此在长江中下游地区对于住宅建筑舒适性，尤其在除湿方面有较大需求[1-2]。目前在中小型住宅或办公建筑中，由于空间限制，仍常用以分体式空调为代表的直膨式空调系统，采用压缩机启停对室内温度进行控制，但不对湿度进行主动控制[3]。若以室内湿度为控制目标，送风温度则较低，易造成室内过冷，需要再热，而这将进一步增加能耗[4]，因此中小型住宅办公建筑应从传统的仅控制温度的空调方式向温湿度独立控制或分开控制方式转变，一方面满足人员热舒适需要，另一方面实现节能[5]。近年来对温湿度独立控制的相关研究主要包括冷却除湿[6]、溶液除湿[7]、转轮除湿、冷冻水大温差系统[8]、毛细管辐射供冷[9]、双温冷源温湿度独立控制空调系统[10-11]。马季[10]提出内冷式双冷源温湿度独立控制空调系统，其中高温冷源是蒸发温度较高的冷水机组，低温冷源则为直膨式机组，但该研究仅从理论层面对该系统进行分析。李曹县等[11]基于双温冷源的温湿度独立控制空调系统提出除高温冷源降温外，串联高、低温冷源进行除湿循环，但该研究仅从能耗模型角度说明该系统具有节能效果，未能与实验相结合。而目前研究较多的基于溶液除湿型的温湿度独立控制空调系统普遍存在初投资高、机组庞大、运行维护费用高等缺点，这阻碍了温湿度独立控制系统在中小型建筑的推广与普及[12]。

本文利用双蒸发温度压缩机[13-15]建立一套具有不同蒸发温度的冷/热水机组。冷水机组运行时采用两个板式换热器(以下简称板换)作为蒸发器分别制取高温和低温冷冻水。该冷/热水机组可用于温湿度独立控制空调系统，其中高温冷冻水承担室内大部分显热负荷；低温冷冻水承担全部室内湿负荷和部分显热负荷。为使冷/热水机组在不同室外负荷条件下均能满足室内负荷的需求，机组需进行压缩机变频运行，并利用电子膨胀阀(EEV)开度的改变实现冷量的分配。本文分析了在不同压缩机频率及EEV开度工况下冷/热水机组运行过程中高低温板换的供回水温度等参数，得到蒸发器输出的分别用于温度和湿度调节的冷量及分配情况，从而研究系统的运行及调节特性。

1 机组原理与设计

本文提出了基于冷冻除湿的双蒸发温度冷/热水机组，即一个低温蒸发器(低温板换)蒸发温度为2～4 ℃，制取并提供低温冷冻水用于承担室内的湿负荷和部分显热负荷，另一个高温蒸发器(高温板换)蒸发温度为12～14 ℃，提供高温冷冻水用于承担室内剩余显热负荷，原理如图1所示[16]。该机组由两个蒸发器、一个冷凝器及压缩机、两个四通换向阀、两个电子膨胀阀和制冷剂管路等组成。压缩机是机组运行的核心部件，本机组采用双蒸发温度压缩机，该压缩机的两个气缸相差180°对称布置，可以使负荷转矩的变化趋于平缓，因而该双缸滚动转子式压缩机广泛用于较大功率场合。该压缩机有两个吸气管。当高温侧吸气管R410a压力等于压缩后的低温侧R410a气体压力时，高温侧R410a进入气缸并与低温侧R410a混合，压缩后R410a从排气口排出。通过吸油管吸上来的润滑油，润滑各个润滑部位后，最后回到压缩机底部[3]。

图1 冷/热水机组系统原理Fig.1 Principle of the water chiller/heater unit system

为使冷/热水机组在不同室外负荷条件下均能正常运行，机组的基本控制策略为：通过改变压缩机频率来调节整个制冷系统的制冷剂流量，从而调节机组的输出总冷量；通过调节高温侧板换对应的电子膨胀阀(EEV1)的开度控制系统过热度；通过调节低温侧板换对应的电子膨胀阀(EEV2)的开度调节进入低温蒸发器的制冷剂流量，实现高低温蒸发器的制冷剂流量分配，从而调节系统用于处理显、潜热负荷的冷量输出分配。对机组进行设计选型后，主要部件如表1[3]所示。

表1 双蒸发温度冷/热水机组主要部件Tab.1 Main components of dual evaporation temperatures cold/hot water unit

2 机组运行及调节特性实验研究

2.1 实验系统

实验系统主要分为两个部分：一部分为双蒸发温度冷/热水机组，另一部分则是为整个实验提供可控温度和流量的冷冻水以及精确控制室内温湿度的焓差实验室(以下简称焓差室)。实验仪器主要包括：数据采集记录仪、电磁流量计等主要测量仪器。数据采集记录仪主要对焓差室的室内、外侧空气温度、湿度、冷冻水流量和供回水温度进行采集。实验中用Pt100温度传感器测量冷冻水供回水温度以及空气的干、湿球温度，测量精度为±0.1 ℃，电磁流量计测量冷冻水流量，测量精度为±0.3%(相对误差)。

2.2 实验方法及工况

为了测试冷/热水机组的运行调节特性，在焓差室中进行机组制热和制冷的变工况稳态运行实验。实验过程中，根据测试仪器的精度及分辨率等性能参数，当系统的运行参数波动在一定范围内时，认为机组运行达到稳态，即保持稳定的运行工况。(采样时间间隔为1 min，5 min内水温波动不超过0.5 ℃，压力波动不超过0.05 MPa，过热度波动不超过0.5 K。)设定夏季制冷模式下室内空气干球温度为26 ℃，冬季制热模式下室内空气干球温度为20 ℃。根据消除显热负荷和潜热负荷的使用要求，并考虑到输送损失和传热温差，额定工况下高温板换的供回水温度分别设定为18 ℃和 21 ℃，低温板换的供回水温度分别设定为6 ℃和11 ℃。

实验过程中机组在不同的压缩机频率和EEV开度下运行，当供回水温度达到稳定后对机组运行的各个参数进行实时采集并记录多组数据，主要包括高低温板换供回水温度、压缩机频率、冷冻水流量、EEV开度等。通过机组的基本控制系统和相应阀门的启闭，实验系统可以实现制冷和制热模式的切换。如图1所示，冷/热水机组的实验模式与运行路线分别为：

1)制冷工况运行模式

制冷剂蒸气由压缩机排气后分别进入高低温侧四通换向阀，后合流经过冷凝器、视液镜、干燥过滤器，再分别流经EEV1、EEV2进行节流，与对应的板换冷冻水回水进行换热后再进入压缩机低温侧吸气口，实现机组的制冷循环。

(1)机组高低温侧供回水温度、制冷量随压缩机频率变化的实验：实验设定室外干球温度为35 ℃，湿球温度为24 ℃；高温侧冷冻水流量为2.00 m3/h，低温侧冷冻水流量为0.34 m3/h；由焓差室提供的高温侧回水温度为21 ℃，低温侧回水温度为11 ℃。实验中分别改变压缩机频率为30、40、55、60、70、80 Hz，待系统运行稳定时，记录相关实验数据，主要测量机组在稳态运行工况下的高低温板换供回水温度与冷冻水流量，研究机组在变频制冷工况下的运行特性。

(2)机组总制冷量及高低温板换输出冷量分配随EEV开度变化的实验：实验设定室外干球温度为35 ℃，湿球温度为28 ℃；高温侧冷冻水流量为2.00 m3/h，低温侧冷冻水流量为0.42 m3/h；由焓差室提供的高温侧回水温度为21 ℃，低温侧回水温度为11 ℃。实验中分别改变压缩机频率、EEV1开度与EEV2开度，设置数值如表2所示，待系统运行稳定时，记录3个参数所有组合工况下的实验数据从而确定高低温板换输出的冷量。如：先固定压缩机频率为40 Hz，EEV1开度为80%，再按照表2所示依次改变EEV2开度，完成后再改变EEV1开度分别为85%、90%、95%、100%，以此类推，直至完成表2所列的所有工况组合。因为高温板换对应的EEV1在系统基本控制中需要保证系统过热度在设计值范围内。因此在保证一定过热度的条件下，实时采集高低温板换供回水温度及冷冻水流量，计算出板换输出的分别用于温度和湿度调节的冷量及其分配情况。

表2 EEV开度调节实验运行工况参数Tab.2 The operation parameters for EEV regulating at cooling mode

2)制热工况运行模式

在制热工况下，系统与常规热泵系统一致，采用单一冷凝温度和蒸发温度。制冷剂蒸气由压缩机排气后分别流经对应四通换向阀、板换，与焓差室提供的恒温热水回水进行换热，两路制冷剂液体经过各自对应的EEV后混合流经干燥过滤器、视液镜，经板换蒸发后分两路进入压缩机的两个吸气口，实现机组的制热循环。

由于本研究重点在于机组在制冷模式下的运行调节特性，因此在制热工况下，只需研究高低温侧板换的供回水温度、制热量在变频工况下的情况。实验设定室外干球温度为7 ℃，湿球温度为6 ℃；高温侧冷冻水流量设为2.00 m3/h，低温侧冷冻水流量为0.33 m3/h；由焓差室提供的高温侧回水温度设为32 ℃，低温侧回水温度为31 ℃。实验中分别改变压缩机频率为30、40、50、55、60、70、80 Hz，待系统运行达到稳定后，记录两个板换供回水温度及冷冻水流量，以确定机组在变频制热工况下的运行特性。

3 实验结果及分析

本文主要研究该机组在不同的压缩机频率和EEV开度下的运行特性，即冷量的输出与分配。因此实验结果分析主要分为3个方面：压缩机变频调节下的冷量输出特性；EEV开度调节下的冷量输出特性；EEV2开度调节时的冷量分配特性。系统输出的冷量通过测量得到的冷冻水供回水温差与流量计算得到。

3.1 压缩机变频下机组运行特性

1)压缩机变频制冷工况

在制冷工况下对机组的高温侧板换的供水温度(high temperature supply water temperature，HSWT)、高温侧板换的回水温度(high temperature return water temperature，HRWT)、低温侧板换的供水温度(low temperature supply water temperature，LSWT)、低温侧板换的回水温度(low temperature return water temperature，LRWT)及制冷量进行分析研究。

图2所示为制冷工况下供回水温度随压缩机频率的变化。由图2可知，机组在制冷工况下运行时，在高低温侧板换水流量不变的情况下，压缩机频率从30 Hz升至80 Hz的过程中，低温侧板换供水温度下降趋势较为显著，降低了2.6 ℃，基本上达到了除湿所需的6 ℃左右的冷冻水温度设定值。其回水由焓差室水系统提供，稳定在11 ℃，供回水温差从1.7 ℃升至4 ℃；高温侧板换回水也由焓差室水系统提供，温度稳定在21 ℃，而供水温度也呈下降趋势，降低了 1.4 ℃，达到了室内消除显热负荷所需的18 ℃设计水温，供回水温差从1.6 ℃升至2.9 ℃。从实验结果可知，压缩机变频运行时能够满足高低温侧板换供回水温的设计需求。由此可知，机组在变频制冷工况下能平稳可靠运行，且能够达到对于水系统水温的基本控制。

图2 制冷工况下供回水温度随压缩机频率的变化Fig.2 Variation of water supply and return temperature with varying compressor speed under cooling mode

图3所示为制冷工况下各制冷量随压缩机频率的变化。由图3可知，压缩机频率从30 Hz升至80 Hz的过程中，机组各制冷量均呈上升趋势。机组总制冷量从3.94 kW升至7.88 kW，与压缩机理论制冷量相符合。由此可知，压缩机在变频运行时能满足温湿度独立控制的冷量需求。

图3 制冷工况下各制冷量随压缩机频率的变化Fig.3 Variation of cooling capacities with varying compressor speed under cooling mode

2)压缩机变频制热工况

在制热工况下对机组的两个板换的供回水温度及制热量进行分析研究。

图4所示为制热工况下供回水温度随压缩机频率的变化。由图4可知，机组在制热工况下运行时，在高低温侧板换水流量不变的情况下，压缩机频率从30 Hz升至70 Hz的过程中，低温侧回水温度稳定在31 ℃，供水温度上升较为显著，供回水温差由3.5 ℃升至6.8 ℃；高温侧板换回水温度稳定在32 ℃，供水温度也呈上升趋势，供回水温差由1.7 ℃升至3.2 ℃。由实验结果可知，当压缩机变频运行时，高低温侧板换供回水温度均能满足室内制热需求的热水温度设定值。

图4 制热工况下供回水温度随压缩机频率的变化Fig.4 Variation of water supply and return temperature with varying compressor speed under heating mode

图5所示为制热工况下各制热量随压缩机频率的变化。由图5可知，压缩机频率从30 Hz 升至70 Hz的过程中，机组各制热量均呈上升趋势，机组制热量由5.54 kW升至10.45 kW，与压缩机理论制热量相符合。由此可知，机组在变频制热工况下能平稳可靠运行。

图5 制热工况下各制热量随压缩机频率的变化Fig.5 Variation of heating capacities with varying compressor speed under heating mode

3.2 变EEV开度下机组运行特性

在改变EEV开度的实验中，发现在EEV1开度较大(80%～100%)和EEV2开度较小(10%～50%)的情况下调节才能较为显著地改变高低温侧的冷量分配比例，故该实验的实验工况为3种压缩机频率(40、50、55 Hz)，EEV1开度为80%～100%、EEV2开度为10%～50%。

1)低温侧制冷量的分配情况

图6所示为压缩机频率为40 Hz时低温侧制冷量随EEV开度的变化。EEV1开度固定时，EEV2开度由10%增至50%的过程中，低温侧制冷量呈先上升后下降的趋势，在EEV2开度约为30%时，低温侧制冷量出现最大值；EEV2开度在10%～30%之间时，EEV1开度由80%增至100%的过程中，由于高温侧制冷剂流量增大，低温侧制冷剂流量降低，使低温侧制冷量略有下降。压缩机在其余变频运行工况下与上述变化规律相同，不再赘述。

图6 压缩机频率为40 Hz时低温侧制冷量随EEV开度的变化Fig.6 Variation of low temperature cooling capacities with varying opening of EEV when the compressor frequency is 40 Hz

对于EEV2开度约为30%时低温侧冷量出现峰值的原因为：对于板换，在EEV2开度逐渐增大的过程中，过热区长度逐渐降低，而蒸发器换热面积一定，因此两相区长度逐渐增大，换热效果逐渐变好，低温侧换热量逐渐增大。当EEV2开度大于30%后，制冷剂流量虽然增大，但由于蒸发器换热面积限制，制冷剂未能及时蒸发，并随着开度的继续增大，被液态制冷剂覆盖的换热面积增大，造成低温侧换热量逐渐减小。这说明蒸发器容量与压缩机容量在动态匹配上存在一定问题。要解决这一问题，需要一方面从设计角度合理选择板换容量以适应压缩机容量的动态调节；另一方面，要求EEV2开度对流量的调节在今后开发系统控制策略时需要更加精细，以避免出现制冷剂蒸发不充分的现象，从而充分发挥蒸发器换热能力。

2)高温侧制冷量的分配情况

图7所示为压缩机频率为40 Hz时高温侧冷量随EEV开度的变化。EEV2开度固定时，随着EEV1开度由80%增至100%，机组高温侧制冷量逐渐减小。对于固定的EEV1开度，EEV2开度由10%增至50%的过程中，其测量值与平均值的偏差在5%以内，表明机组高温侧制冷量基本保持不变，故系统可以在实现提供稳定显冷量的同时，对潜冷量进行一定的调节，从而实现显、潜冷量的分配，并在一定范围内适应不同的负荷条件。压缩机在其余变频运行工况下与上述变化规律相同，不再赘述。

图7 压缩机频率为40 Hz时高温侧制冷量随EEV开度的变化Fig.7 Variation of high temperature cooling capacities with varying opening of EEV when the compressor frequency is 40 Hz

3.3 变EEV开度下机组冷量分配调节特性

图8所示为压缩机频率为55 Hz时，总制冷量、高低温侧制冷量随EEV2开度的变化。当EEV1开度为80%时，EEV2开度由10%增至50%的过程中，低温侧制冷量逐渐增大，在EEV2开度为30%时，低温侧制冷量达到最大值。总制冷量与低温侧制冷量变化趋势一致；与此同时，由于在低温侧制冷剂流量增大的过程中，对高温侧制冷剂流量影响较小，高温侧制冷量基本保持恒定。压缩机在其余变频运行工况下与上述变化规律相同，不再赘述。

图8 压缩机频率为55 Hz时各冷量随EEV2开度的变化(EEV1开度为80%)Fig.8 Variation of cooling capacities with varying opening of EEV2 (EEV1 opening is 80%)when the compressor frequency is 55 Hz

图9所示为机组的高温侧制冷量(显冷量)与总冷量的比值，即设备显热比(equipment sensible heat ratio，ESHR)。ESHR反映了机组除湿能力，ESHR越小，表明总冷量中用于除湿的低温侧制冷量(潜冷量)所占比例越大，除湿能力越好。由图9可知，在压缩机频率为40 Hz时，EEV2开度由10%增至45%的过程中，ESHR由0.77逐渐变小达到最小值0.71，此时机组除湿能力达到最大，之后ESHR逐渐增大，整个变化过程中，最大变化幅度为15%。

图9 不同压缩机频率下ESHR随EEV2开度的变化(EEV1开度为80%)Fig.9 Variation of ESHR with varying compressor speed and opening of EEV2 (EEV1 opening is 80%)

4 结论

为解决中小型住宅办公建筑在温湿度独立控制方面存在的不足，本文提出了小型双蒸发温度冷/热水机组，在改变压缩机频率及EEV开度的工况下进行机组的稳态运行调节特性实验，得到如下结论：

1)当EEV开度固定时，机组进行变频工况实验。制冷运行时，高低温侧板换供水温度与压缩机频率变化均呈反比关系，回水温度基本维持在设计温度，机组制冷量与压缩机频率变化呈正比关系；制热运行时，高低温侧板换供水温度与机组制热量均呈正比关系，回水温度基本稳定。这说明机组在变频工况下能够平稳可靠运行且能达到对于两个水系统水温的控制。

2)当压缩机频率固定时，机组进行变EEV开度工况实验。EEV2开度在10%～30%之间时：随着EEV1开度的增大，机组高低温侧制冷量与总制冷量均呈下降趋势，这说明当EEV2开度较大时，EEV1开度的变化对制冷剂流量的总体分配影响程度降低；当压缩机频率和EEV1开度固定时：随着EEV2开度的增大，机组高温侧制冷量基本保持恒定，低温侧制冷量和总制冷量呈先上升后下降的趋势，EEV2开度约为30%时出现最大值，此时机组的除湿能力也最强。这说明了系统在对潜冷量实现有效调节的同时能够保持显热冷量的稳定，从而实现显潜冷量的分配，以适应不同的负荷条件。并且EEV2开度对流量的调节在系统控制策略中占据主导作用，这也有助于完善中小型住宅办公建筑的热湿调控理论。