一种基于四换热器构型的整体式热泵热回收型新风除湿机

阿曼古丽·开恩斯 成家豪 曹 祥 张春路 朱建华

(1 同济大学制冷与低温工程研究所 上海 201804；2 浙江歆风空调有限公司 嘉兴 314000)

随着人们家居条件的日益改善，室内空气品质问题备受关注，越来越多的建筑引入了新风除湿系统[1]。新风除湿系统是改善空气质量的关键设备[2-3]，一方面将新鲜空气通过过滤杀菌后排除室内污浊的空气，另一方面可将经热湿处理的新风送入房间[4]。

基于蒸气压缩式热泵原理[5-6]的冷却除湿型[7]新风机，因维护简单、运行可靠及初投资较低的优势被广泛应用于住宅建筑中。该类型的新风机按结构形式可分为分体式[8]和整体式[9]，其中，分体式新风机组换热器面积大、除湿效率高，但安装复杂；整体式新风机组[10]因结构紧凑，安装便利等特点得到广泛应用，但紧凑的整体式新风除湿热泵存在传热面积受限、空气流动阻力大、除湿能力不足、能效偏低等问题。因此，如何在紧凑结构的约束下提升系统的除湿能力和能效成为该领域的研究热点。热回收技术[11-13]为解决该类问题提供了方案，可采用双风道系统[14-16]，回收回风冷能用于热泵散热，避免制冷剂冷凝热进入室内，降低了系统功耗。F. Fucci等[17]采用全热交换器，回收回风冷能预冷新风，使蒸发器换热中无用显热的占比减少。Cao Xiang等[18]提出采用三换热器构型的新风除湿系统，通过回收回风过冷热和混风冷凝热，提升了除湿能效。上述方法在一定程度上改善了系统能效，但仍存在送风温度较低、运行模式有限等缺陷。

本文在三换热器构型的基础上提出一种基于四换热器构型的热泵热回收型新风除湿系统，可实现夏季制冷除湿、冬季制热、过渡季节内循环等多种运行模式，满足各种应用场景下的新风除湿需求，同时进一步提升了系统的除湿能力和能效。

1 系统原理

传统单风道新风除湿系统运行时，制冷剂冷凝热和回风直接排至室外，造成冷能损失，系统能效较低，难以达到9.5 g/(kg干空气)的送风含湿量要求。而采用双风道的二换热器系统[15]，在制冷工况下，送风侧，蒸发器吸收新风中的热量，将低温空气送入室内。排风侧，室内回风经过冷凝器，带走少部分冷凝热。二换热器系统的工作原理如图1所示。

DB干球温度；WB湿球温度。

三换热器构型的新风除湿系统[18]，在制冷工况下，送风侧，吸入的新风一部分通过蒸发器降温除湿送入室内，另一部新风从风口进入排风通道。排风侧，室内回风先经过过冷盘管，再与新风混合，共同经过冷凝器，带走冷凝热。三换热器系统的工作原理如图2所示。

图2 三换热器构型的系统

本文提出的四换热器系统(表1图示)由风路和制冷剂环路构成：1)风路包括送风和回风风道，送风风道设有新风和送风风口，回风风道设有回风和排风风口，送风和回风风道间设有将二者连通的混风风门，各风口均设置伺服驱动的风门。2)制冷剂环路由压缩机、四通换向阀、排风风管、过冷盘管、第一膨胀阀、再热盘管、第二膨胀阀、送风盘管顺次连接而成。再热盘管前后分别设置膨胀阀，用于不同模式间的切换。制冷剂环路中还设置旁通支路，采用可调三通阀调节进入再热盘管制冷剂的状态，满足夏季制冷除湿下不同负荷的需求。

通过调节风门和阀件，该系统具有不同运行模式，如表1所示。

表1 四换热器系统各模式运行原理

2 仿真设计

根据四换热器构型系统的运行原理，在制冷空调系统通用仿真平台GREATLAB[19]中建立的新风除湿机组的部件及系统仿真模型如图3所示。

图3 基于GREATLAB的系统仿真模型

根据国标GB/T 40397—2021《户式新风除湿机》[20]中对新风除湿机组送风状态的要求，并基于GREATLAB仿真模型完成了系统的优化设计。各部件选型及结构参数如表2所示。

表2 部件选型及结构参数

3 模型验证

基于仿真设计，制作完成四换热器新风除湿样机并投入现场测试运行。以风量300 m3/h为例，样机如图4所示，由风路和制冷剂环路构成。风路包括新风、送风、回风、排风和混风5个风口。制冷剂环路主要包括4个盘管和压缩机等部件。

图4 四换热器新风除湿机样机

实验在标准焓差实验室内进行，制冷/热量测量的不确定度为±5%。利用热电偶、压力传感器及温湿度传感器测量制冷侧和空气侧的测点。各测点所用测量仪表的精度如表3所示。

表3 测点类型及仪表精度

根据新国标[20]的规定，测得各运行模式下样机的实验数据，并按下式计算得到机组的性能参数。样机实测性能和仿真结果对比如表4所示。由表4可知，对于送风温度、除湿量、总功耗等性能参数，仿真误差不超过±5%，从而验证了GREATLAB仿真平台的仿真精度。

表4 样机模拟和实测数据的对比

制冷/制热量：

Qa=ρiL(h2-h1)

(1)

式中：Qa为机组空气测的换热量，kW；h1、h2分别为机组新风、送风焓值，kJ/(kg干空气)；ρi为喷嘴处空气密度，kg/m3；L为喷嘴的风量，m3/s。

除湿量：

G=3.6ρiL(d2-d1)

(2)

式中：G为实测的除湿量理论计算值，kg/h；d1、d2分别为机组新风、送风含湿量，g/(kg干空气)。

单位能耗除湿量SMER(kg/(kW·h))：

SMER=G/W

(3)

式中：W为系统总功耗，包括风机和压缩机的功耗，kW。

机组COP：

COP=Qa/W

(4)

4 性能分析

本文在新国标规定[20]的名义制冷工况下(室外35/28 ℃,室内27/19.5 ℃)，对二换热器、三换热器和四换热器构型的新风除湿系统的效率进行了综合对比，为保证结果的合理性，各构型系统在排风风道使用相同的总传热面积，结果如表5所示。由表5可知，二换热器系统的冷凝温度已经超过压缩机允许最高冷凝温度(65 ℃)，难以通过升高压缩机频率进一步降低送风含湿量至9.5 g/(kg干空气)。且二换热器系统的SMER仅为1.32 kg/(kW·h)，而三换热器系统的SMER为2.12 kg/(kW·h)，相比二换热器系统提升37.7%，这是因为三换热器系统通过回收回风过冷热和混风冷凝热，使系统过冷度增大，制冷量升高，同时降低了冷凝温度，从而提升了整个制冷循环的除湿能效。但三换热器系统的送风温度较低，为13.8 ℃，不能满足新国标中送风温度大于22 ℃的要求。四换热器系统的SMER为3.27 kg/(kW·h)，相比三换热器系统提升了35.2%，相比二换热器系统提升了59.6%，这是因为四换热器系统进一步回收了新风再热过程的冷能和低温冷凝热，降低了冷凝温度，提升了系统除湿能力。此外，因四换热器系统增加了再热盘管，使送风温度提升，解决了三换热器送风温度不能满足新国标要求的问题。

表5 不同构型机组性能对比

从经济性角度，四换热器系统比二、三换热器系统传热面积增加约14%，而换热器约占系统总材料成本的20%，则总材料成本仅增加约3%。从控制复杂性角度，由于四换热器系统的制冷剂侧依然是一个单回路制冷系统，空气侧也仅增加了风门等少量部件，所以控制硬件并不复杂。控制算法的实际调试表明控制效果良好。

本文还对各构型系统在变工况下的性能进行了对比。在各构型机组送风风量为300 m3/h，室内干球温度为27 ℃，室内湿球温度为19.5 ℃，室外相对湿度为60%的工况下，保持送风含湿量为13.8 g/(kg干空气)，仿真计算结果如图5和图6所示。可知，在除湿负荷较小的情况下，二换热器系统的性能较三换热器系统和四换热器系统更好。但随着室外除湿负荷的增加，三换热器系统和四换热器系统的性能优势逐渐显著，其除湿能效远高于二换热器系统。原因是三换热器系统和四换热器系统充分回收了回风过冷热和混风冷凝热，具备更好的散热条件，所以这两种系统在较高的除湿负荷下性能更佳，而二换热器系统在较低的除湿负荷下表现更好。在极端情况下，新风无除湿负荷，系统冷凝温度较低，无需混风。此时，应关闭三换热器系统和四换热器系统的混风风门，降低排风风机的转速，以提升系统能效。

图5 不同工况下系统制冷COP的对比

图6 不同工况下系统SMER的对比

在加热模式下，保持室内干球温度为21 ℃，室内湿球温度为13 ℃，仿真计算结果如图7所示。可知，四换热器系统具有良好的制热性能。当室外温度较低、送风温度较高时会导致较高的热负荷，热负荷的增加会降低蒸发温度，从而使系统性能下降，结霜风险(图7阴影区)上升。因此，在冬季气候不是很寒冷的地区(如上海)，只要保持送风温度低于35 ℃，即可有效避免结霜问题。

图7 不同工况下系统制热COP的对比

5 结论

本文提出一种基于四换热器构型的热泵热回收型新风除湿系统，该系统不仅能通过全面回收内外部冷能，提升系统的除湿能力和能效，同时满足新国标中对送风温度和送风含湿量的要求。又能通过流路转换实现夏季制冷除湿、冬季制热、过渡季节内循环等多种运行模式，满足各种应用场景下的新风除湿需求。经样机测试验证和仿真对比分析，得到如下结论：

1)四换热器构型的新风除湿系统仿真与样机测试结果吻合良好，关键性能参数的误差在±5%以内。

2)四换热器构型的新风除湿系统在名义制冷工况下除湿能效SMER达3.27 kg/(kW·h)，相比三换热器构型提升35.2%，相比二换热器构型提升59.6%；在变工况下，随着室外除湿负荷的增加，四换热器构型的系统能效优于二换热器和三换热器构型的系统。