双蒸发温度温湿度独立控制空调系统运行性能分析

2022-04-14马洪霞马国远许树学刘帅领隋秋玉

制冷 2022年1期

马洪霞，马国远，许树学，刘帅领，隋秋玉

（北京工业大学，北京，100124）

0 引言

随着人类对建筑物室内环境的舒适性要求越来越高，空调系统在现代建筑中几乎成为必需品［1］。经统计，建筑物总能耗的50 %以上来自于空调、通风和采暖系统所消耗的能源，空调系统能耗主要用于消除环境中的显热和潜热负荷［2］。

研究表明，人体对房间内的温湿度感知敏感，其值的不同会大大影响舒适性，美国暖通空调制冷协会规定热舒适区内的湿度最高为60 %［3-5］。而我国南方，尤其是长江流域全年湿度大，同时初春、初冬等过渡性季节，该地区寒湿阴冷，有升温除湿、调温除湿的需求［6］。高湿状态不仅影响居住舒适感，而且严重影响室内卫生、人体健康、家具以及工业设备的寿命［7］。一些地下工程［8］，生产厂房［9-10］，大型商场超市［11］，农产品栽培温室大棚［12-13］等也有空气除湿的环境需求。

刘晓华等［14］提出温湿度独立控制（THIC）空调系统的概念。THIC空调系统的温度控制采用高于传统空调系统的较高冷源末端，室内湿度则通过干燥低湿的送风进行调节，达到室内温湿度独立控制目的。刘拴强等［15］在在清华大学办公楼中进行了溶液除湿式THIC空调系统运行实验，结果表明系统全工况下COP可达5.4，高温冷水机组的COP达8.9，比深圳地区相应办公楼用电低30.7 %。王飞［16］针对四种不同类型建筑：办公楼、会议中心、商场及宾馆进行双温冷源THIC空调系统运行特性分析，研究表明该系统全年运行中保持较高的COP，为相关的工程应用提供了参考。在实际系统应用中，需要的送风露点较低，则系统蒸发温度较低，导致系统效率无法提高。而张蕾等［17-18］研发了双吸气转子压缩机并在家用空调机组中应用。通过双吸气压缩机将实现一个制冷系统中存在两个不同蒸发温度的制冷循环，将该压缩机应用于空调制冷系统可以实现新风先制冷再除湿，从而提高系统能效［19-20］。

本文将双吸气压缩机应用到空调系统中，设置双蒸发器，在一个制冷系统中实现两个不同蒸发温度，将新风先预冷再除湿从而实现温湿度独立控制。本文基于物性计算软件REFPROP和EXCEL计算程序，迭代计算建立双蒸发温度系统数学模型，计算并分析不同参数对系统制冷量、制冷COP以及除湿量的影响，并将双蒸发温度系统与单蒸发温度系统进行对比，从而分析双蒸发温度系统在性能提升方向上的潜力。

1 系统原理

图1所示为双蒸发温度温湿度独立控制除湿空调系统的工作原理。系统主要由高低压膨胀阀、冷凝器、压缩机及两个蒸发器组成。双吸气压缩机有两个吸气口，两个气缸，两个吸气口相互独立，其出口在内部并联，可等同于排气系统并联在一起的压缩机同时工作［19］。

图1 双蒸发温度温湿度独立控制除湿空调系统原理图

双蒸发温度温湿度独立控制除湿空调系统工作原理如下：

单蒸发温度模式下，压缩机吸气处电磁阀打开，此时两个蒸发器的蒸发温度相同，此过程中，室外空气经两个蒸发温度相同的蒸发器进行降温除湿；双蒸发温度模式下，压缩机吸气处电磁阀关闭，此时两个蒸发器的蒸发温度不同，双蒸发温度模式下的压焓图如图2所示。由两个蒸发器出来的蒸发压力不同的制冷剂气体分别进入双吸气压缩机的高低压气缸压缩，再经冷凝器冷却为制冷剂液体，冷却后的液体制冷剂一路经高压级膨胀阀进入高温蒸发器，另一路经低压级膨胀阀进入低温蒸发器，制冷剂经蒸发器升温变为气态，再经压缩机压缩，完成整个制冷循环。此过程中，室外空气需经高温蒸发器进行预冷（以承担新风的显热负荷为主），后经低温蒸发器进行除湿（主要以承担新风的潜热负荷），从而达到空气降温和空气除湿独立控制。

图2 双蒸发温度模式压焓图

2 数学模型

2.1 蒸发器模型

蒸发器换热包括制冷剂侧换热和空气侧换热，制冷剂与空气逆向流动。为简化计算，假定制冷剂和空气物性不随换热的进行而变化，不考虑管壁热阻，管壁径向温度认为一致［21］。

2.1.1 制冷剂侧

制冷剂侧由单相及两相区组成。本文系统制冷剂选用R32，单向区管内制冷剂为受迫对流换热状态，采用DITTUS-BOELER计算式［22］：

其中，当为加热状态时，n取0.4；当为冷却状态时，n取0.3。

式中：

Re——制冷剂气体雷诺数；

Pr——制冷剂气体普朗特数。

两相区R32沸腾换热是结合试验结果对Chen模型中核态沸腾修正系数S和对流换热修正系数F进行修正，本文采用Gungor-Winterton［23］关联式：

式中：

htp——两相换热系数，W/（m2•K）；

hnb——核态沸腾换热系数，W/（m2•K）；

hsp——强迫对流换热系数，W/（m2•K）。

式中：

qr——汽化潜热，J/kg；

△psat——过余压力，Pa；

△Tsat——过余温度，K；

Xtt——Lockhart-Martinelli参数；

σ——表面张力，N/m；

下标l为液态，g为气态。

2.1.2 空气侧

针对空气侧换热系数的计算，按下式所示：

式中：

α1,2——干、湿表面换热系数，W/（m2∙K）；

ξ——析湿系数；

表面析湿系数的计算公式为：

式中：

γ0——水的汽化潜热，kJ/kg；

Cpv——水蒸气定压比热容，kJ/（kg•K）；

Cw——水比热容，J/（kg•K）；

Cpm——湿空气比热容，kJ/（kg•K）；

t1,2——进出蒸发器空气平均温度，℃；

tw——壁面温度，℃；

d1,2——进出蒸发器空气平均含湿量，g/kg干空气；

dw——空气在壁面温度下的饱和状态含湿量，g/kg干空气。

2.2 冷凝器模型

不同于蒸发器的沸腾换热，冷凝器内制冷剂在管内两相凝结换热，采用Shah关联式［24］：

式中：

αlg——两相凝结换热系数，W/（m2•K）；

Pc——临界压力，Pa。

2.3 其他模型假设

压缩机模型做如下假设：压缩机电效率和多变指数保持稳定；不考虑压缩机腔的热损失和压缩机吸排气压力损失；忽略压缩机体积排气量变化。

2.4 主要参数

2.4.1 换热器结构

本文两个蒸发器均使用铜管-铝翅片式换热器，两个蒸发器尺寸相同，管簇排列方式为正三角形叉排，翅片为波纹形整张铝制套片，管翅式换热器结构参数如表1所示。

表1 管翅式换热器结构参数

2.4.2 压缩机选择

压缩机选用双吸气转子式压缩机，运行频率为50 Hz，转速为2800 r/min，排气量为72 cm3/r；

2.5 系统性能评价指标

该系统采用制冷量Q、制冷COP作为评价系统性能的标准，关系式如下所示：

单位质量制冷量Q0：

单位理论功率W0：

制冷COP：

式中：

Q0——单位质量制冷量，kW；

qm1、qm2——高、低温蒸发器制冷剂质量流量，kg/s；

h1、h1′——高、低温蒸发器出口焓值，kJ/kg；

h2、h2′——压缩机出口焓值，kJ/kg；

h4——冷凝器出口焓值，kJ/kg；

ηi——压缩机指示功率，取0.85。

3 计算方法

3.1 计算方法

根据式（1）-（17）的计算模型进行双蒸发温度温湿度独立控制除湿空调系统全工况运行性能计算，计算方法如下：首先进行环境参数以及换热器相应结构参数的输入，先假定初始蒸发温度；按照制冷剂侧换热温差分别计算该蒸发温度下两相区和单相区长度，通过对比实际管长与计算总管长；确定工质的蒸发温度，实现计算的封闭。采用REFPROP联合EXCEL，编写相关程序，最后进行数值计算。

3.2 模型验证

为保证模拟计算的准确性，根据模型所基于的实验测试数据对模型进行验证。翁文兵等人［18］搭建了双蒸发温度空调的样机，在室内外温湿度均为34.6 ℃，62 %工况下进行了双蒸发系统性能测试。表2所示为其实际测试数据与本模型的计算结果进行比较的结果。

表2 实测结果与本文模型比较

比较结果显示，按照本文模型计算出的结果与实验数据偏差均稳定在±10 %以内，模型计算结果具有准确性。

4 结果与分析

本文考虑的模拟工况下影响参数分别为空气温度26～38 ℃，相对湿度40～90 %，风速1.4～2.5 m/s，经分析计算分别获得系统除湿量、蒸发温度、制冷COP等随空气进口相对湿度、进风风速等的变化关系，同时改变压缩机高低压缸容积比，提高系统性能，并在不同进口空气干球温度下将双蒸发系统的性能参数与单蒸发系统进行对比分析。本文将针对相应工况进行分析说明。

4.1 空气进口参数对双蒸发系统性能的影响

图3所示为压缩机两气缸容积大小相同，进口空气温度30 ℃，风量2300 m3/h，制冷量、除湿量及制冷COP随进口空气相对湿度的变化图。由图3可知，除湿量随着进口空气相对湿度的增大基本呈线性增大趋势，比如当相对湿度为40 %时，除湿量为9.51 kg/h，当相对湿度增大到90 %时，除湿量变为26.59 kg/h。增幅为64.2 %。制冷量和制冷COP的变化趋势与除湿量相同，都是随着相对湿度的增大而增大。其主要原因为，当压缩机进口空气的相对湿度增加，处于换热器表面的水蒸气与湿空气的分压力差亦会增加，将会导致换热器表面凝结的水分增多，冷量中水蒸气的潜热占比变大，并且相变换热系数远大于空气与翅片的换热。

图3 空气进口相对湿度对系统性能的影响

图4所示为压缩机两气缸容积大小相同，当进口空气温度为30 ℃，相对湿度为70 %时，制冷量、除湿量及制冷COP随进口空气风速的变化。由图4可知，制冷量和制冷COP随着进口空气风速的增大逐渐升高，其原因是随着进口空气风速的升高，系统的传热过程加快，换热系数增大。而除湿量随着进口空气风速的增大基本呈现先增加后减小的趋势，当风速大约为2.2 m/s时，系统的除湿量存在最大值，其原因主要是随着进口风速的增大，将改变其流动状态，使得空气的湍流程度加快，进而导致换热器与空气之间传热系数增加，换热加强，从而除湿量逐渐升高，而风速超过2.2 m/s时，虽然进风风速的增加可以促进湿空气和换热器之间的换热，但风速过快时，空气和换热器翅片表面间的接触时间缩短，除湿量反而降低。

图4 进口风速变化对系统性能的影响

4.2 双蒸发系统与单蒸发系统性能对比

图5所示为单蒸发系统与双蒸发系统在不同进口空气温度下制冷COP、除湿量及制冷量的对比。

由图5可以看出，在上述不同的空气进口温度工况下，双蒸发系统的制冷COP、除湿量以及制冷量都要高于常规单蒸发系统，节能率为3～4.2 %，除湿能力提高3.8～6 %。其原因是较高温度的蒸发器对新风进行预冷，而承担这一部分预冷的较高温度的蒸发器制冷COP较高，从而将提升整个系统的制冷性能系数。由此可以得出结论：双蒸发器温湿度独立控制系统在可以实现温湿度的独立控制的前提下且具有一定的节能潜力，发展前景较好。

图5 双蒸发系统与单蒸发系统性能对比

4.3 不同高低压缸容积比对双蒸发系统性能影响

图6所示是在保证空气进口温度为30 ℃，相对湿度70 %，进风风量2300 m3/h，改变双缸压缩机高低压缸容积比（得到不同的蒸发温度差）情况下，双蒸发温度系统制冷COP、除湿量级制冷量的变化。根据图6（a），当气缸容积比（高压/低压）增加，双蒸发系统两个蒸发温度差逐渐减小，进而使得该系统的制冷性能系数出现先增大后减小的动态变化过程，且制冷COP的最大值都集中在气缸容积比为0.50～1.20。由图6（b）可知，双蒸发系统制冷量和除湿量随气缸容积比（高压/低压）的增大，变化相同，趋势基本呈现先升高后降低，且除湿量与制冷量的最大值一般位于气缸容积比为0.75～1.25。