楊昌智，羅志文，蔣新波

(湖南大學 土木工程學院，湖南 長沙　410082)

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夏季潮濕地區(qū)不同THIC空調(diào)系統(tǒng)綜合COP對比分析*1

楊昌智?，羅志文，蔣新波

(湖南大學 土木工程學院，湖南 長沙410082)

以溫濕度獨立控制空調(diào)系統(tǒng)作為研究對象，建立了不同形式溫濕度獨立控制空調(diào)系統(tǒng)模型.通過一實際工程對各系統(tǒng)的COP進行分析、計算，揭示了不同溫濕度獨立控制系統(tǒng)自身的性能和地區(qū)差異.通過對比發(fā)現(xiàn)，在室外空氣含濕量相對較小的地區(qū)應優(yōu)先考慮熱泵轉輪除濕系統(tǒng)，對于室外含濕量相對較大的地區(qū)適合選擇溶液除濕系統(tǒng)和冷凝除濕系統(tǒng).

空調(diào)；夏季潮濕地區(qū)；溫濕度獨立控制；COP

溫濕度獨立控制空調(diào)系統(tǒng)(TemperatureandHumidityIndependentControlAirConditioningSystem，簡稱THIC空調(diào)系統(tǒng))采用溫度與濕度兩套獨立的空調(diào)子系統(tǒng)，分別控制、調(diào)節(jié)室內(nèi)的溫度與濕度，從而避免了常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中熱濕聯(lián)合處理所帶來的損失[1]，所采取的新風處理形式包括轉輪除濕、溶液除濕、冷凝除濕等[2-4].但是目前關于THIC系統(tǒng)COP的分析主要集中對某單一系統(tǒng)的研究，而同一地區(qū)不同形式的THIC系統(tǒng)COP以及不同地區(qū)同一形式的THIC系統(tǒng)COP均存在相當大的不同[5～8]，研究不同情況下不同溫濕度獨立控制系統(tǒng)的綜合COP特性，對指導空調(diào)系統(tǒng)選擇和設計有著重要意義.本文根據(jù)國內(nèi)不同地區(qū)室外氣象參數(shù)的不同，結合各種THIC系統(tǒng)的處理過程研究了不同處理過程的能耗以及綜合COP.

1　基本參數(shù)信息

1.1氣候條件

我國幅員遼闊，各地氣候存在著顯著差異，依據(jù)室外氣象條件可分為潮濕地區(qū)和干燥地區(qū).在干燥地區(qū)，室外空氣比較干燥，空氣處理過程的核心任務是對空氣的降溫處理過程，而在潮濕地區(qū)，需要對新風除濕之后才能送入室內(nèi)，空氣處理過程的核心任務是對新風的除濕處理過程.表1為我國主要城市所處氣候分區(qū).本次研究主要選取潮濕地區(qū)的北京、上海、長沙、廣州、哈爾濱、?？?、成都，各城市室外氣象參數(shù)見表2[9].

表1　我國主要城市所處氣候分區(qū)Tab.1　Climatic zone of main cities in China

表2　代表城市夏季室外氣象參數(shù)Tab.2　The outdoor meteorological parametersin summer of represent cities

1.2新風送風量和送風參數(shù)的確定

以某高級辦公樓為例，空調(diào)面積為5 000m2，負荷指標為140W/m2(房間顯熱負荷)，因計算干球溫度相差不大，為討論簡便忽略通過圍護結構傳入負荷的差異.人員密度為0.5人/m2，人員散濕量為109g/(人·h)，辦公建筑的新風量取30m3/(人·h)，室內(nèi)設計參數(shù)N：焓值、溫度、含濕量和相對濕度分別為58.54kJ/kg,26 ℃,12.7g/kg和60%[10].

新風送風濕度求解公式：

(1)

式中：dO為新風送風濕度，g/kg;dN為室內(nèi)設計濕度，g/kg;MO為最小新風量，m3/h;ρ為空氣的密度，kg/m3；mw為人的濕負荷，kg/h.

空氣處理過程見圖1.

含濕量/(g·kg-1)圖1　空氣處理過程焓濕圖Fig.1　Thepsychrometric chart of air-handling process

圖中O點為新風的處理狀態(tài)點，F(xiàn)為干式風機盤管送風點，S為房間送風狀態(tài)點，各狀態(tài)點根據(jù)規(guī)范規(guī)定的送風溫差、房間的顯熱潛熱負荷確定[9].計算得新風焓值hO為44.8kJ/kg，送風狀態(tài)點S溫度、含濕量、焓值分別為21 ℃,11.9g/kg和51.4kJ/kg；干式風機盤管送風參數(shù)F的溫度、含濕量、焓值分別為22.2 ℃,12.7g/kg和53.7kJ/kg.總送風量、干式風機盤管送風量、新風送風量分別為97kg/s,72kg/s,25kg/s.

2　THIC模型的建立

2.1轉輪除濕系統(tǒng)

2.1.1熱回收式單級轉輪除濕系統(tǒng)

帶全熱回收的單級轉輪除濕新風機組處理流程如圖2所示．

圖2　熱回收式單級轉輪除濕新風機組流程圖Fig.2　The flow chart of heat recovery single-stagerotary dehumidificationfresh air handing unit

帶全熱回收的單級轉輪除濕新風機組處理過程在焓濕圖上表示如圖3所示．

含濕量/(g·kg-1)圖3　熱回收式單級轉輪除濕新風處理焓濕圖Fig.3　The psychrometric chart of the heat recoverysingle-stage rotary dehumidify fresh air handling process

新風W先經(jīng)過全熱回收裝置與回風進行熱回收，取全熱回收器的顯熱回收效率為60%，潛熱回收效率為55%，根據(jù)換熱公式[11]可以得到熱回收后W′點的狀態(tài).

冷水機組制冷量的計算：

(2)

最低理論再生溫度狀態(tài)點為轉輪除濕后狀態(tài)點O′的等相對濕度線和再生空氣狀態(tài)點W的等濕線相交的交點M[1].

再生熱量的計算：

Q=mM(hM-hW)．

(3)

式中：hM為再生空氣的焓值，kJ/kg;mM為再生空氣質(zhì)量流量，kg/s,本文取再生空氣流量為新風流量的1/3.

2.1.2熱回收式雙級轉輪除濕系統(tǒng)

帶全熱回收的雙級轉輪除濕新風機組流程如圖4所示．

圖4　熱回收式雙級轉輪除濕新風機組流程圖Fig.4　The flow chart of the heat recovery double-stagerotary dehumidificationfreshair handling unit

帶全熱回收的雙級轉輪除濕新風機組處理過程在焓濕圖上表示如圖5所示．

含濕量/(g·kg-1)圖5　熱回收式雙級轉輪除濕新風處理晗濕圖Fig.5　The psychrometric chart of the heat recoverydouble-stage rotary dehumidify fresh airhangdlingprocess

新風熱回收后W′點、再生空氣狀態(tài)點M和M′點的求解方法和熱回收式單級轉輪除濕一致.

低溫冷水機組制冷量的計算：

Q=mO(hO2-hO)．

(4)

式中：hO2為新風降溫前的焓值，kJ/kg;hO為新風送風焓值kJ/kg.

高溫冷水機組制冷量的計算：

Q=mO(hO1-hO)．

(5)

式中：hO1為新風降溫前的焓值，kJ/kg;hO為新風送風焓值kJ/kg.

2.1.3熱泵式單級轉輪除濕系統(tǒng)

熱泵式單級轉輪除濕新風機組流程如圖6所示．

圖6　熱泵式單級轉輪除濕新風機組流程圖Fig.6　The flow chart of the heat pump single-stagerotary dehumidification fresh air handling unite

熱泵式單級轉輪除濕新風處理焓濕圖和圖2一致.新風熱回收后W′點、再生空氣狀態(tài)點M點的求解方法和熱回收式單級轉輪除濕一致.該過程中風冷熱泵最大再生能力為50 ℃，再生溫度高于50 ℃部分仍采用電加熱再生.

風冷熱泵提供再生熱量的計算：

Q=mm(hMSO-hW)．

(6)

式中：mM為再生空氣質(zhì)量流量，kg/s;hMSO為再生空氣達到50 ℃時焓值，kJ/kg.

低溫冷水機組制冷量計算:

Q=mO(hO′-hO)-mM(hMSO-hW)．

(7)

式中：hO′為新風降溫前的焓值，kJ/kg;hO為新風送風焓值kJ/kg.

電加熱再生熱量計算：

Q=mM(hM-hMSO)

(8)

式中：hM為再生空氣的焓值，kJ/kg.

2.1.4熱泵式雙級轉輪除濕系統(tǒng)

熱泵式雙級轉輪除濕新風機組流程如圖7所示．

圖7　熱泵式雙級轉輪除濕新風機組流程圖Fig.7　The flow chart of the heat pump double-stagerotary dehumidification fresh air handling unit

熱泵式雙級轉輪除濕新風處理焓濕圖和圖4一致.熱泵式雙級轉輪除濕處理過程的計算方法和熱泵式單級轉輪除濕的計算方法相同，在這里就不再贅述.

2.2溶液除濕系統(tǒng)

2.2.1熱泵式單級溶液除濕系統(tǒng)

熱泵式單級溶液除濕新風機組流程如圖8所示．

圖8　熱泵式單級溶液除濕新風機組流程圖Fig.8　The flow chart of the heat pump single-stageliquor dehumidification fresh air handling unit

熱泵式單級溶液除濕新風機組處理過程在焓濕圖上表示如圖9所示．

含濕量/(g·kg-1)圖9　熱泵式單級溶液除濕新風機組焓濕圖Fig.9　The psychrometric chart of theheat pumpsingle-stage liquor dehumidify fresh air handling process

新風W和回風N進行熱回收，熱回收后新風A在右邊噴淋模塊中和被蒸發(fā)器5冷卻的溶液進行熱濕交換，溶液被稀釋且溫度升高，新風A被降溫除濕達到送風狀態(tài)點O，左邊噴淋模塊中的溶液被冷凝器4加熱后，在噴淋單元內(nèi)完成溶液的濃縮再生過程，被稀釋的和被濃縮的溶液經(jīng)過換熱器7換熱后通過溶液管相連，通過溶液管中溶液的流動完成蒸發(fā)器側和冷凝器側溶液的循環(huán)，以維持兩端的濃度差.

熱泵系統(tǒng)制冷量計算：

Q=mO(hA-hO)．

(9)

式中：hA為全熱回收后新風焓值，kJ/kg;hO為新風送風焓值，kJ/kg;mO為新風質(zhì)量流量，kg/s.

2.2.2熱泵式雙級溶液除濕系統(tǒng)

熱泵式雙級溶液除濕新風機組流程如圖10所示．

1-全熱換熱模塊，2-壓縮機，3、4-冷凝器，5、6-蒸發(fā)器， 7、8-熱回收板式換熱器，9-溶液循環(huán)泵，10-膨脹閥圖10　熱泵式雙級溶液除濕新風機組流程圖Fig.10　The flow chart of the heat pump double-stageliquor dehumidification fresh air handling unit

熱泵式雙級溶液除濕新風機組處理過程在焓濕圖上表示如圖11所示．

含濕量/(g·kg-1)圖11　熱泵式雙級溶液除濕新風機組焓濕圖Fig.11　The psychrometric chart of the heat pumpdouble-stage liquor dehumidify fresh air handling process

兩級除濕溶液采用不同濃度，濃度高的溶液無需承擔較多的排熱量，濃度低的溶液排出冷凝熱的能力較強[12].

熱泵系統(tǒng)制冷量計算：

Q=mO(hA-hO)．

(10)

式中：hA為全熱回收后新風焓值，kJ/kg;hO為新風送風焓值，kJ/kg;mO為新風質(zhì)量流量，kg/s.

2.3冷凝除濕系統(tǒng)

室內(nèi)排風再熱送風式冷凝除濕機組流程如圖12所示．

圖12　室內(nèi)排風再熱送風式冷凝除濕機組流程圖Fig.12　The flow chart of the indoor sent reheat aircondensate rotary dehumidification fresh air handling unit

室內(nèi)排風再熱送風式冷凝除濕機組處理過程在焓濕圖上表示如圖13所示．

除濕處理后的新風L與室內(nèi)回風N之間進行顯熱熱回收，實現(xiàn)對新風的再熱處理.回風經(jīng)過與除濕處理后的新風之間的顯熱回收后溫度降低，之后再進入全熱回收裝置與新風進行全熱交換，對新風進行預冷.預冷后的新風W′經(jīng)過低溫冷水盤管處理降溫除濕處理到L點.

低溫冷水機組制冷量計算：

Q=mO(hW′-hL)．

(11)

式中：hw′為全熱回收后新風焓值，kJ/kg;hL為經(jīng)過冷水盤管降溫處理后送風焓值kJ/kg.

含濕量/(g·kg-1)圖13　室內(nèi)排風再熱送風式冷凝除濕機組焓濕圖Fig.13　The psychrometric chart of the indoor sent reheat aircondensate rotary dehumidify fresh air handling process

3　系統(tǒng)能耗及系統(tǒng)效率

3.1計算方法

本文計算結果采用COP的形式表示，計算過程中風冷熱泵COP取2.8，低溫冷水機組COP取4.6，高溫冷水機組COP取7.8.冷凍水輸送系數(shù)和冷卻水輸送系數(shù)取41.5[10].取值符合《冷水機能效限定值及能源效率等級》要求[13].

高溫冷水機組電耗的計算：

P1=Q1/7.8．

(12)

式中：Q1為高溫冷水機組制冷量，kW.

高溫冷凍水泵、冷卻水泵電耗的計算：

P2=Q1/41.5，

(13)

P3=Q1/41.5．

(14)

式中：P2為高溫冷凍水泵電耗，kW;P3為高溫冷卻水泵電耗，kW.

低溫冷水機組電耗的計算：

P4=Q2/4.6．

(15)

式中：Q2為高溫冷水機組制冷量，kW;P4為低溫冷水機組電耗，kW.

低溫冷凍水泵、冷卻水泵電耗的計算：

P5=Q2/41.5，

(16)

P6=Q2/41.5．

(17)

式中：P5為低溫冷凍水泵電耗，kW;P6為高溫冷卻水泵電耗，kW.

熱泵系統(tǒng)電耗計算：

P7=Q3/2.8．

(18)

式中：Q3為熱泵機組供熱量，kW;P7為熱泵機組電耗，kW.

熱泵系統(tǒng)水泵電耗計算：

P8=Q3/41.5．

(19)

式中：P8為熱泵系統(tǒng)水泵電耗，kW.

系統(tǒng)總制冷量計算：

Q=mO(hW-hO)+mF(hN-hF)．

(20)

式中：Q為系統(tǒng)總制冷量(處理顯熱與潛熱之和)，kW;mO為新風質(zhì)量流量kg/s;hW為室外新風焓值，kJ/kg;hO為新風送風焓值，kJ/kg;mF為干式風機盤管處理空氣質(zhì)量流量，kg/s;hN為室內(nèi)空氣焓值，kJ/kg;hN為干式盤管出風焓值，kJ/kg.計算結果見表6.

系統(tǒng)總的電耗計算：

P=P1+P2+P3+P4+P5+P6+P7+P8+P9．

(21)

式中：P9為電加熱再生電耗，kW.

系統(tǒng)COP的計算：

(22)

3.2計算結果

熱回收式轉輪除濕系統(tǒng)采用電加熱再生空氣，低溫冷水機組對除濕后新風進行降溫處理，包括一級轉輪除濕和雙級轉輪除濕系統(tǒng).熱泵式轉輪除濕利用熱泵對除濕后新風進行降溫以及加熱再生空氣，熱泵能提供的最高再生溫度為50 ℃，高于50 ℃部分采用電加熱再生空氣.溶液除濕新風系統(tǒng)的核心部件是溶液式全熱回收裝置，新風和室內(nèi)回收先在溶液式全熱回收裝置中進行熱濕交換，然后再通過溶液式全熱回收裝置進行新風的降溫除濕以及溶液的再生，除濕再生過程中所需的冷熱量由熱泵機組提供.各系統(tǒng)COP(含室內(nèi)顯熱、潛熱和新風負荷)見表3.

表3　除濕系統(tǒng)COPTab.3　The COP of dehumidify systems

4　THIC空調(diào)系統(tǒng)COP對比分析

各個城市不同溫濕度獨立控制系統(tǒng)COP和含濕量關系見圖14.

圖14　不同溫濕度獨立控制系統(tǒng)COP和含濕量關系Fig.14　The relational graph about COP and humidity ratio of different THIC

對于轉輪除濕系統(tǒng)，達到相同室內(nèi)狀態(tài)參數(shù)時熱泵式機組的COP明顯高于單純采用電再生的轉輪除濕系統(tǒng)，說明電加熱再生是一種不可取的再生方式.采用熱泵冷凝熱再生轉輪時，單級轉輪的COP小于雙級轉輪，此時雖然雙級轉輪的再生熱量大于單級轉輪，但雙級轉輪的再生溫度在50 ℃左右，能夠很好的利用熱泵的冷凝熱.

對于溶液除濕系統(tǒng)，同一個地區(qū)單級溶液除濕系統(tǒng)和雙級溶液除濕系統(tǒng)的COP相差很小.但實際情況中雙級溶液除濕中濃度低的一級排除冷凝熱的能力比較強，有利于降低冷凝溫度，而濃度較高的一級不用承擔過多的排熱量，也就不會提高冷凝溫度.冷凝溫度降低，整個系統(tǒng)的COP將有所提高[14].

對于室外空氣含濕量較低的地區(qū)如北京和哈爾濱，采用熱泵式轉輪除濕系統(tǒng)能獲得較高的系統(tǒng)能效比；對于上海、長沙、廣州、?？?、成都等室外空氣含濕量較高的地區(qū)，則采用溶液除濕系統(tǒng)、冷凝除濕系統(tǒng)能獲得較高的系統(tǒng)能效比；室外空氣含濕量越高的地區(qū)越適合采用冷凝除濕系統(tǒng)；從圖13還可以看出，溶液除濕THIC系統(tǒng)COP值其地區(qū)差異性不大.

5　結　論

本文根據(jù)3種不同形式的THIC系統(tǒng)的處理過程，結合不同城市的夏季室外狀態(tài)參數(shù)，根據(jù)處理過程得出了不同室外狀態(tài)參數(shù)下我國潮濕地區(qū)采用不同形式THIC系統(tǒng)的綜合COP.通過研究分析可以得出以下結論.

1)對于室外含濕量相對較小的地區(qū)如北京、哈爾濱，在進行溫濕度獨立控制系統(tǒng)設計時，可優(yōu)先考慮選擇熱泵轉輪除濕系統(tǒng)；對于室外含濕量相對較大的地區(qū)如長沙、廣州，適合選擇溶液除濕系統(tǒng)和冷凝除濕系統(tǒng).

2)由于再生熱對系統(tǒng)綜合COP有很大的影響.應使用余熱、廢熱等低品位能源作為再生熱源.

3)本次計算過程中沒有考慮變工況下機組COP和除濕器性能的變化以及風機的能耗，計算結果存有一定的局限性，可供溫濕度獨立控制系統(tǒng)的技術研究、工程設計參考.對于實際工況下各系統(tǒng)的COP，有待以后進一步研究.

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Analysis of the System COP of Different THIC Air Conditioning Systems in Humid Regions in Summer Season

YANG Chang-zhi?，LUO Zhi-wen，JIANG Xin-bo

(College of Civil Engineering, Hunan University, Changsha, Hunan410082,China)

Takingtemperatureandhumidityindependentcontrolairconditioningsystemastheresearchproject,differentmodelsofthesystemhavebeenestablished.Throughanalysisandcalculationofeachsystem'sCOPofapracticalengineeringproject,itrevealsthedifferencesinperformanceandregionaldifferencesoftheindependentcontrolsystemitself.Bycomparison,theheatpumpwheeldehumidificationsystemshouldbeconsideredfirst，wheretheoutdoorairhumidityratioisrelativelysmall.Ontheotherhand,theliquiddesiccantdehumidificationsystemandcondensatesystemmaybebetterwheretheratioisrelativelylarge.

air-conditioning;humidregionsinsummerseason;temperatureandhumidityindependentcontrol;COP

1674-2974(2016)05-0144-07

2015-12-20

湖南省自然科學基金資助項目(12JJ3053)

楊昌智(1963—)，男，湖南寧遠人，湖南大學教授，博士

?通訊聯(lián)系人，E-mail:yang0369@126.com

TU83

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