劉 暢，張 旭，劉金濤

（1.同濟大學 機械與能源工程學院 暖通空調(diào)及燃氣研究所，上海200092；2.海信（山東）空調(diào)有限公司，山東 青島266000）

高濕不僅影響室內(nèi)人員的熱舒適感，而且對室內(nèi)衛(wèi)生條件，人體健康和室內(nèi)電器設(shè)備、家具的使用壽命帶來不利影響.因此從熱舒適與室內(nèi)空氣品質(zhì)出發(fā)，需要對室內(nèi)溫濕度進行全面控制［1］.根據(jù)熱舒適標準，夏季室內(nèi)相對濕度應(yīng)保持在30%～60%之間［2-3］.因此住宅建筑應(yīng)該從傳統(tǒng)的僅控制溫度的空調(diào)方式向溫濕度獨立控制方式轉(zhuǎn)變，一方面滿足人體需要，另一方面實現(xiàn)節(jié)能.

房間顯熱比（sensible heat ratio，SHR，以SHR表示）表示房間顯熱得熱與總得熱量的比值，設(shè)備顯熱比（sensible cooling ratio，SCR，以SCR表示）表示設(shè)備顯熱處理能力占總熱量處理能力的比值.如果要將室內(nèi)的濕度水平控制在要求范圍內(nèi)，設(shè)備SCR必須與房間SHR的變化相匹配［4-8］.對于空調(diào)房間來說，其房間SHR取決于室內(nèi)負荷的變化、滲透率的大小以及通風標準的采用.在亞熱帶氣候區(qū)域下，房間SHR的范圍通常在0.6～0.7之間［9］.而傳統(tǒng)家用空調(diào)住宅建筑的空調(diào)設(shè)備通常是獨立元件，如窗式空調(diào)機組、柜式空調(diào)機組等直接蒸發(fā)空調(diào)機組.這類機組普遍采用冷卻除濕原理對室內(nèi)空氣進行處理.由于受到空氣露點的制約，空氣處理設(shè)備熱濕處理性能參數(shù)SCR受到限制［10］.因此，傳統(tǒng)家用空調(diào)不能準確地響應(yīng)室內(nèi)溫濕負荷的變化，設(shè)備除濕能力與建筑潛熱負荷不匹配制約了濕度控制效果，降低了室內(nèi)舒適度.

本文采用戶式溫濕分控空調(diào)機組實現(xiàn)住宅內(nèi)的溫濕分控，采用實驗的方法，對機組對溫濕負荷的處理特性進行研究，探討該機組設(shè)備顯熱比SCR在不同參數(shù)組合下的變化范圍及其影響因素，說明該機組在戶式溫濕分控系統(tǒng)中可以精確地響應(yīng)室內(nèi)溫濕負荷的變化.

1 溫濕分控空調(diào)機組工作原理及應(yīng)用

戶式溫濕分控空調(diào)機組原理圖如圖1所示，其各部件設(shè)計參數(shù)詳見文獻［11］.不同于傳統(tǒng)的單體分體式家用空調(diào)器，它采用一個室外機，兩個室內(nèi)機，即包括兩個蒸發(fā)器及兩個節(jié)流裝置.由于只有一個壓縮機，兩個蒸發(fā)器在壓縮機進口連接在一起，所以兩個蒸發(fā)器的蒸發(fā)壓力相同，兩個節(jié)流裝置的作用僅僅是用于控制蒸發(fā)器的出口過熱度以及調(diào)節(jié)進入兩個蒸發(fā)器的制冷劑流量.

圖1 空調(diào)機組原理圖Fig.1 Schematic diagram of air-conditioner

從空調(diào)系統(tǒng)的角度來講，水側(cè)蒸發(fā)器提供高溫冷水，用來去除室內(nèi)的顯熱負荷；風側(cè)蒸發(fā)器提供低溫送風，用來去除室內(nèi)的潛熱負荷.通過調(diào)節(jié)兩個蒸發(fā)器內(nèi)的制冷劑流量可以起到調(diào)節(jié)機組除濕量和除熱量的作用，實現(xiàn)溫濕分控.

圖2所示為該機組應(yīng)用在不同末端系統(tǒng)中的系統(tǒng)圖，這兩個系統(tǒng)的不同之處在于使用了不同的顯熱末端，而潛熱末端都是采用獨立送風系統(tǒng).圖2a所示的空調(diào)系統(tǒng)采用冷板輻射系統(tǒng)，在水機中制冷劑與水換熱制取冷水，冷水送入輻射板與室內(nèi)空氣換熱；圖2b所示的空調(diào)系統(tǒng)采用了干盤管，在水機中制冷劑與空氣換熱，經(jīng)干盤管送入室內(nèi).

圖2 戶式溫濕分控空調(diào)系統(tǒng)圖Fig.2 Schematic diagram of residential temperature humidity independent control air-conditioning

2 實驗概況

2.1 實驗原理及測試儀器

本文利用焓差實驗室來研究戶式溫濕分控空調(diào)機組的熱濕處理性能參數(shù)SCR，探討其對溫濕負荷的處理特性.實驗系統(tǒng)原理圖如圖3所示，測試裝置用絕熱隔墻分成室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)兩部分，分別形成室內(nèi)、外工況條件，測試裝置的四周圍護結(jié)構(gòu)和天花板均采用隔熱處理.室內(nèi)、外側(cè)均配備有恒溫恒濕機來保證空調(diào)器實驗所需要的測試工況.

圖3 實驗系統(tǒng)原理圖Fig.3 Schematic diagram of experimental system

實驗中所需測量物理量包括：水側(cè)蒸發(fā)器的入口水溫及出口水溫；風側(cè)蒸發(fā)器的出口空氣溫度及入口空氣溫度，包括干球溫度與濕球溫度.所使用的測試裝置及精度見表1.

表1 測試參數(shù)及儀器Tab.1 Parameters and instruments

2.2 實驗工況

壓縮機運行頻率是調(diào)節(jié)制冷循環(huán)、改善系統(tǒng)性能和制冷劑狀態(tài)的主要因素，其變化對空調(diào)機組的正常工作及運行效率是至關(guān)重要的；而空調(diào)機組的風側(cè)蒸發(fā)器和水側(cè)蒸發(fā)器并聯(lián)，通過電子膨脹閥可以精確調(diào)節(jié)兩個蒸發(fā)器內(nèi)的制冷劑流量，從而可以對機組的制冷量和除濕量產(chǎn)生影響，所以，兩個蒸發(fā)器之間的制冷劑分配比例也是影響設(shè)備SCR的重要因素.因此取壓縮機運行頻率與風側(cè)蒸發(fā)器的冷劑比例作為調(diào)節(jié)因素，在各調(diào)節(jié)因素變化的情況下，通過測量兩蒸發(fā)器換熱工質(zhì)出口參數(shù)，可以得到或者計算得到機組的運行特性.

在實驗過程中，利用恒溫恒濕機將室外側(cè)空氣參數(shù)保持在35℃，80%（濕球溫度31.9℃），水側(cè)蒸發(fā)器的水量控制在2.5m3·h-1，風側(cè)蒸發(fā)器的風量控制在1 200m3·h-1.同時保持兩個蒸發(fā)器換熱介質(zhì)的入口參數(shù)保持不變，根據(jù)室內(nèi)空氣狀態(tài)點的要求，入口空氣溫度取25℃，相對濕度取60%（濕球溫度19.5℃）；根據(jù)去除顯熱負荷的高溫冷源的要求，水側(cè)蒸發(fā)器入口供水溫度取22℃.壓縮機運行頻率從20Hz變化到90Hz；風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例從0.1～0.9之間變化.

2.3 設(shè)備SCR與設(shè)備EER的計算方法

利用實驗系統(tǒng)，風側(cè)蒸發(fā)器入口和出口的空氣干球溫度和濕球溫度，以及水側(cè)蒸發(fā)器的入口和出口的供水溫度都可以很方便地測量，但是還有一些重要的參數(shù)是實驗中不能直接測量得到的，這就需要通過計算來得到，下面為各個參數(shù)的計算方法.

水側(cè)蒸發(fā)器的總冷量（顯熱冷量）：

式中：mw為水的流量，m3·h-1；Cw為水的比熱，kJ·kg-1·℃-1；tw，o為水側(cè)蒸發(fā)器出口水溫，℃；tw，i為水側(cè)蒸發(fā)器入口水溫，℃.

風側(cè)蒸發(fā)器輸出的顯熱冷量：

式中：ma為空氣的流量，m3·h-1；Cpa為空氣的定壓比熱，kJ·kg-1·℃-1；tadb，o為風側(cè)蒸發(fā)器出口風溫，℃；tadb，i為風側(cè)蒸發(fā)器入口風溫，℃.

風側(cè)蒸發(fā)器輸出的總冷量：

式中：ha，o為風側(cè)蒸發(fā)器出口空氣焓值，kJ·kg-1；ha，i為風側(cè)蒸發(fā)器入口空氣焓值，kJ·kg-1.

其中空氣焓值ha的計算：

式中：tawb為空氣濕球溫度，℃；dsa為空氣飽和含濕量，kg·kg-1.

空氣飽和含濕量dsa的計算如下：

3 實驗結(jié)果

3.1 機組冷量及SCR

圖4所示為機組輸出總冷量的變化曲線，隨著壓縮機頻率增加，戶式溫濕分控空調(diào)機組的制冷量也隨之增加，且隨著壓縮機頻率的提高，制冷量增加的幅度越來越小.當壓縮機頻率從20Hz增加到30 Hz，總冷量有平均2.051kW的階躍；而當壓縮機頻率從80Hz增加到90Hz時，總冷量只有平均1.071 kW的階躍.可以看出隨著壓縮機頻率的升高，對制冷量的影響逐漸降低.

圖4 輸出總冷量變化曲線Fig.4 Total cooling capacity at different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

隨著風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例的增加，制冷量先增大，后減小，當風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例為0.3時，制冷量達到最大值.這是由于室內(nèi)側(cè)由水機和風管機兩部分組成，因此最佳的性能為二者的流量跟其制冷量比例相當?shù)臅r候.風側(cè)蒸發(fā)器和水側(cè)蒸發(fā)器的設(shè)計面積約為1：2，則當風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例為0.3時，水側(cè)蒸發(fā)器的冷劑比例為0.7，這時兩個蒸發(fā)器內(nèi)的冷劑分布較為一致，出口過熱度比較接近，不會出現(xiàn)一個蒸發(fā)器出口過熱度很大，一個蒸發(fā)器出口過熱度很小甚至沒有的情況，所以，蒸發(fā)器的面積得到了充分的利用，此時制冷量最大.當風側(cè)蒸發(fā)器制冷劑比例高于0.3后，制冷量降低.

另外值得注意的是，在壓縮機頻率從20Hz變化到90Hz，風側(cè)冷劑比例從0.1變化到0.9的過程中，并不是所有的點都有制冷量.如圖4中風側(cè)冷劑比例為0.7，0.8，0.9這三種情況下，均有機組沒有制冷量的點，這是由于兩側(cè)蒸發(fā)器的設(shè)計能力不同造成的.高壓壓力隨頻率增加而增加，蒸發(fā)側(cè)由于蒸發(fā)面積與室外機不匹配，會導致蒸發(fā)壓力下降.即隨室外頻率增加，高壓升高、低壓降低、能力提高.頻率增加到一定程度，高低壓會超過系統(tǒng)允許的范圍，導致空調(diào)故障.

圖5表明不同壓縮機頻率與風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例組合下空調(diào)機組去除建筑顯熱負荷的能力，即空調(diào)機組輸出的顯熱冷量的變化曲線.與圖4全冷量相比較，在壓縮機轉(zhuǎn)速固定不變，冷劑比例增大時，總冷量與顯熱冷量都是下降的趨勢，但是顯然顯熱冷量下降曲線的斜率更加陡峭，這是由于機組輸出全冷量中所含潛熱冷量的增加所導致，如圖6所示.

圖5 顯熱冷量變化曲線Fig.5 Sensible cooling capacity at different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

圖6 潛熱冷量變化曲線Fig.6 Latent cooling capacity at different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

從圖6可以看出：溫濕分控空調(diào)機組并不是在任意情況下都具有除濕能力.在壓縮機轉(zhuǎn)速越低、風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例越小的情況下，機組可以除濕的工況點變少.如壓縮機頻率為20Hz時，風側(cè)冷劑比例在0.1～0.6之間運行時，機組不能除濕；風側(cè)冷劑比例從0.7開始，機組才有除濕能力，但是除濕能力也很低，只有140.8W的潛熱冷量.但是在壓縮機頻率達到60Hz以后，風側(cè)冷劑比例0.2開始機組的除濕能力就開始顯現(xiàn).因此，壓縮機頻率增加，風側(cè)蒸發(fā)器冷劑比例增加，都會提高除濕能力.

從圖4～6可以看出，在給定的壓機轉(zhuǎn)速下，當變化冷劑比例時，雖然全輸出冷量沒有很明顯的變化，但是在顯熱負荷和潛熱負荷的分配比上有比較明顯的變化.較大的冷劑比例會導致較大的去除潛熱的能力，得到較低的設(shè)備SCR值.圖7所示為根據(jù)公式（1）～（7）計算得出的設(shè)備SCR的變化曲線.在壓縮機轉(zhuǎn)速固定時，增大風側(cè)冷劑比例會使得設(shè)備SCR值較低，這有助于除濕.而在冷劑比例固定時，壓縮機高轉(zhuǎn)速也會導致較低的SCR，當機組輸出冷量越多，冷卻盤管的表面溫度越低.從圖中可以看出，在壓機轉(zhuǎn)速較高時，曲線間隔遠，在壓機轉(zhuǎn)速較低時，曲線間隔近，這表明在壓機轉(zhuǎn)速較高時，再通過增加壓機轉(zhuǎn)速來影響設(shè)備SCR值，效果并不明顯.

3.2 設(shè)備EER

由式（8）可以計算設(shè)備能效比EER，圖8所示為EER的變化曲線.可以看出隨著壓縮機頻率的變化，EER值有較大的變化.一般來說，較低的壓縮機頻率會導致較高的EER值，反之亦然.另外，機組能耗曲線的走勢與圖5總冷量曲線的走勢類似，都是在冷劑比例為0.3處，能效最高，越往兩邊越低.在冷劑比例0.3處，制冷劑的分配最佳，此時蒸發(fā)溫度最高，輸入功率最大，制冷量最大，但是制冷量增加的比例高于壓機輸入功率的增加，因此能效比最高.

圖7 設(shè)備SCR變化曲線Fig.7 Equipment SCRat different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

圖8 能效比變化曲線Fig.8 Equipment EERat different compressor speeds and refrigerant distribution ratios

在給定的壓縮機頻率下，隨著風側(cè)冷劑比例的變化EER值的變化幅度并不大.必須指出的是，降低壓縮機頻率會導致更高的EER值，但是由于機組運行在更高的蒸發(fā)溫度的條件下，所以機組的輸出冷量以及其除濕能力可能不能滿足要求.

4 機組溫濕負荷處理特性

根據(jù)圖4—8所示的不同組合下所測得的總制冷能力，以及其中顯熱負荷和潛熱負荷的分配，分析討論空調(diào)機組對溫濕負荷的控制特性.

4.1 設(shè)備SCR的變化范圍

當同時變化壓縮機頻率和風側(cè)冷劑比例時，會導致總制冷量的變化，但是更加重要的是在實際應(yīng)用中導致了機組輸出顯熱冷量和潛熱冷量比例的變化.這從圖8設(shè)備SCR的變化曲線可以體現(xiàn)出來，當設(shè)備SCR值較低時，空調(diào)機組的除濕能力就增強了.設(shè)備SCR的變化范圍從0.6到1.0，通過調(diào)整運行參數(shù)，完全可以覆蓋房間SHR的變化范圍.

另一方面，改變冷劑比例比改變壓機轉(zhuǎn)速對于改變設(shè)備SCR來說，更加有效.在固定的壓機轉(zhuǎn)速下，或者說在固定的冷量下，冷劑比例越高，設(shè)備SCR就越低，機組的除濕能力就越強.

4.2 總制冷量對設(shè)備SCR的限制

通過改變壓縮機轉(zhuǎn)速和風側(cè)冷劑比例來改變設(shè)備SCR，有很多種組合.比如，選擇設(shè)備SCR為0.8，由圖8可以看出，滿足這一要求的壓機轉(zhuǎn)速有6個選項，對應(yīng)6組風側(cè)冷劑比例，在圖4中可以找出它們分別對應(yīng)的總輸出冷量，繪制在圖9中.在壓縮機輸出頻率最高90Hz時，輸出冷量14.3kW；壓縮機運行在40Hz時，冷量下降到7.1kW，制冷能力下降了50%；而壓縮機在20，30Hz的運行工況下，不存在SCR為0.8的情況.

圖9 設(shè)備SCR為0.8時的總冷量Fig.9 Total cooling capacity，SCR＝0.8

為了同時處理相應(yīng)的顯熱及潛熱負荷，制冷量與設(shè)備SCR必須同時達到要求.很明顯，如果在指定的參數(shù)組合下不能滿足要求的總制冷量，那么即使設(shè)備SCR達到要求，也不能實現(xiàn)要求的室內(nèi)環(huán)境控制.

4.3 EER對設(shè)備SCR的限制

此外，假設(shè)可以同時實現(xiàn)要求的總制冷量與設(shè)備SCR，也會受到機組能效比的限制.4.2節(jié)中提到設(shè)備SCR為0.8的6個運行點，在圖8中可以找到對應(yīng)的能效比EER，如圖10所示.能效比EER從3.05變化到5.2，有41.3%的增長.很明顯，同時在合適的制冷量和合適的SCR下，能效比越高意味著越節(jié)能.

圖10 設(shè)備SCR為0.8時的EERFig.10 Equipment EER，SCR＝0.8

因此理論上，可以有很多種組合，來實現(xiàn)指定的設(shè)備SCR，但是有兩個參數(shù)可以限制組合的個數(shù).第一個限制是必須達到要求的機組總冷量，第二個限制為能效比最低，這實際上大大縮小了組合的數(shù)目.

5 結(jié)論

本文通過對戶式溫濕分控空調(diào)機組在不同壓縮機轉(zhuǎn)速和風側(cè)冷劑比例組合下，進行設(shè)備SCR以及EER的實驗研究，得到以下結(jié)論：

（1）改變壓縮機轉(zhuǎn)速以及冷劑的比例，除了會導致總制冷量的變化，更重要的是改變了機組顯熱冷量與潛熱冷量的比例，這對于溫濕分控的實現(xiàn)非常重要；

（2）壓縮機轉(zhuǎn)速以及冷劑的比例的變化范圍內(nèi)，設(shè)備SCR的變化范圍為0.6～1.0，這遠遠大于傳統(tǒng)空調(diào)機組的變化范圍，可以與房間SHR值更好地匹配，因此通過改變壓機和風側(cè)冷劑比例的運行策略，可以更好地來控制室內(nèi)熱環(huán)境；

（3）設(shè)備SCR的調(diào)控受到機組總冷量與能效比的限制.在實現(xiàn)設(shè)備SCR及總制冷量的前提下，盡量使得EER值最高.

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