李 釗，楊尚卿，張 蕾，劉春慧，陳劍波，顧 娟

（1.上海理工大學 環(huán)境與建筑學院，上海 200093；2.上海海立電器有限公司，上海 201206）

0 引言

隨著生活水平的提高，人們對生活質量的要求也越來越高[1]。我國長江流域等經濟發(fā)達地區(qū)全年濕度較大，尤其在過渡季及多雨季節(jié)濕度較大，持續(xù)時間長，因此住宅建筑舒適性有較大需求[2-3]。目前中小型建筑中大部分使用直膨式空調系統(tǒng)對溫濕度進行耦合控制，濕度控制只是降溫的副產品，這樣的控制方式，系統(tǒng)能效不高，且出風溫度較低，進一步造成能源的損耗[4]。采用溫濕分控系統(tǒng)不僅使人們居住的環(huán)境更加舒適健康，而且還可以達到節(jié)能減排的目的，可以在一定程度上緩解能源問題[5]。近年來對溫濕度獨立控制的相關研究，主要包括溶液除濕[6]、固體除濕、蒸發(fā)冷卻干式風機盤管[7]、串聯(lián)型混水模式系統(tǒng)[8]、冷凍除濕[9]、雙溫冷源溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)[10-11]。與傳統(tǒng)空調相比，溫濕度獨立控制系統(tǒng)由兩個獨立系統(tǒng)來分別處理顯熱負荷與潛熱負荷，可以減少新風處理能耗，提高室內的衛(wèi)生要求，以低品位熱能為動力，盡量減少電能的使用[12-14]。但是目前研究較多的溶液除濕和固體除濕型溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)存在初投資高、機組龐大、需要再生熱能、運行維護費用高等缺點，阻礙了溫濕度獨立控制系統(tǒng)在中小型建筑中的推廣與普及[15]。

針對溫濕度獨立控制系統(tǒng)中存在的一些問題，張蕾等[16-19]研發(fā)了可用于溫濕度獨立控制的轉子式雙吸氣壓縮機，實現控制2個不同的蒸發(fā)溫度，并對此壓縮機進行了測試試驗，結果表明此壓縮機具有明顯的性能優(yōu)勢，但研究并未具體提出利用雙吸氣壓縮機進行溫濕度獨立控制應用。因此本研究將建立一套具有不同蒸發(fā)溫度的雙蒸發(fā)器制冷系統(tǒng)，采用板式換熱器（以下簡稱板換）作為蒸發(fā)器制取不同溫度的冷凍水。此冷水機組可用于溫濕度同時控制空調系統(tǒng)，即在一個空調機組中采用2種不同品位的冷源，高溫冷凍水為主冷源，負責承擔全部室內顯熱負荷和部分潛熱負荷；低溫冷凍水為輔助冷源，處理新風承擔室內濕負荷，從而實現室內溫濕度的同時控制，并通過提高空調制冷機組綜合制冷效率，達到節(jié)省空調運行能耗的目的。本研究對不同溫度工況下冷水機組運行過程中機組吸排氣溫度及壓力、高低溫板換的供回水溫度等性能參數進行分析，研究系統(tǒng)的運行特性。

1 系統(tǒng)原理與設計

本文提出了基于冷凍除濕的雙蒸發(fā)器溫濕分控冷水機組，即一個低溫蒸發(fā)器提供低溫冷水，另一個高溫蒸發(fā)器提供高溫冷水，其系統(tǒng)原理如圖1所示。該系統(tǒng)由2個板式換熱器和1個冷凝器以及儲液器、壓縮機、四通換向閥、電子膨脹閥和制冷劑管路組成。

圖1 冷水機組系統(tǒng)原理

蒸發(fā)溫度的設定不僅要考慮傳熱過程的優(yōu)劣，還需考慮初投資和運行費用是否經濟合理。冷凝溫度的設定同樣涉及系統(tǒng)的經濟性問題，考慮到一定的過冷度和過熱度可以提高機組的性能和增大壓縮機使用壽命，綜合考慮，本系統(tǒng)中的高溫蒸發(fā)器額定蒸發(fā)溫度設為7 ℃，低溫蒸發(fā)器的額定蒸發(fā)溫度設為2 ℃，機組的額定冷凝溫度為50 ℃。設定冷凝器出口制冷劑存在3 ℃的過冷度，蒸發(fā)器出口制冷劑存在5 ℃的過熱度。

經過計算壓縮機的制冷劑流量為0.066 kg/s，單位理論功耗為45.5 kJ/kg，理論輸氣量為8.2 m3/h，理論功率為2.99 kW。運行頻率范圍10～110 Hz，55 Hz時額定制冷量為7.23 kW，理論輸氣量為12.2 m3/h的雙吸氣壓縮機，制冷劑為R410A。

冷凝溫度為50 ℃，進風溫度為35 ℃，出風溫度為45 ℃。冷凝器傳熱管選用φ9.52 mm×0.3 mm的純銅管，肋片選用片厚0.15 mm的平直翅片。通過計算得到冷凝器的額定風量為3 769 m3/h，冷凝器每列管數48根，總管數96根，單管有效長度為1.06 m，總有效管長為101.8 m，裕度為1%。

高溫板換（HTPHE）進出水溫度為21°C和18 ℃，制冷量約為7 kW；低溫板換（LTPHE）進出水溫度為11 ℃和6 ℃，制冷量約為3 kW。低溫板換冷凍水流量為0.094 kg/s，高溫板換水流量為0.556 kg/s。高溫板換換熱面積為0.39 m2；低溫板換換熱面積為0.30 m2。

電子膨脹閥選型分別根據高低溫蒸發(fā)器的蒸發(fā)壓力和冷量來進行選擇，高溫側電子膨脹閥通徑為1.65 mm，名義容量為6.63 kW；低溫側電子膨脹閥通徑為1.8 mm，名義容量為8.4 kW。

2 冷水機組運行特性試驗研究

2.1 試驗方法及運行模式

為了測試新型冷水機組的運行特性，本研究對該冷水機組在焓差試驗室中進行了夏季、冬季和過渡季節(jié)變工況的運行試驗。試驗過程中，保持穩(wěn)定的運行工況，夏季供冷模式下室內側干球溫度設定為25 ℃，冬季供熱模式下室內側干球溫度設定值為20 ℃。高溫冷凍水用于承擔室內絕大部分顯熱負荷，因此高溫冷凍水的供水溫度低于室內空氣干球溫度26 ℃，室內濕度控制考慮采用經過除濕的新風承擔室內全部濕負荷與小部分顯熱負荷，因此低溫冷凍水供水溫度要遠低于空氣的露點溫度17 ℃，考慮到輸送損失和傳熱溫差，額定工況下高溫板換的供、回水溫度設定為18 ℃和21 ℃，低溫板換的供、回水溫度設定為6 ℃和 11 ℃。

本研究主要進行機組的穩(wěn)態(tài)試驗，驗證冷水機組的運行特性。試驗過程中壓縮機在固定頻率下運行，當供回水溫度達到穩(wěn)定后對穩(wěn)態(tài)運行機組的各個參數進行實時采集，主要包括室內外溫濕度、高低溫側板換進出口水溫、壓縮機頻率和功率等。通過機組的控制系統(tǒng)和相應閥門的啟閉，試驗系統(tǒng)可以實現制冷和制熱模式的切換。如圖1所示，機組的試驗模式與運行路線分別為：

（1）制冷工況運行模式

制冷模式下制冷劑蒸氣由壓縮機排氣后分為兩路，分別進入高低溫側四通換向閥后，合流經過冷凝器、視液鏡、干燥過濾器后制冷劑分為兩路，一路流經高溫側電子膨脹閥進行節(jié)流，與進入高溫板換的恒定溫度冷凍水回水進行換熱，制冷劑蒸發(fā)后吸入壓縮機高溫側吸氣口。另一路制冷劑流經低溫電子膨脹閥進行節(jié)流，與進入低溫側板換的恒定溫度冷凍水回水進行換熱后再進入壓縮機低溫側吸氣口，實現雙蒸發(fā)溫度的空調機組的制冷循環(huán)。

試驗過程中分析機組的各性能隨室外環(huán)境溫度的變化關系，在制冷工況運行模式下，夏季室外干球溫度由29 ℃升至43 ℃，間隔3 ℃，過渡季節(jié)室外干球溫度由18 ℃升至30 ℃，間隔3 ℃，兩個季節(jié)均選取壓縮機頻率為固定值55 Hz，高溫側水系統(tǒng)流量2 m3/h，低溫側水系統(tǒng)流量0.34 m3/h。通過數據采集系統(tǒng)記錄機組的運行特性，其中主要測量機組在穩(wěn)定運行工況下的吸排氣壓力、壓縮機耗功率，高低溫側板換進出口水溫，以確定機組在不同工況下的運行特性。

（2）制熱工況運行模式

冬季不同于夏季以及過渡季節(jié)，采取傳統(tǒng)制熱循環(huán)，采用熱泵形式利用這一系統(tǒng)，只具備單一的蒸發(fā)溫度。在制熱工況下，壓縮機排氣分為兩路，一路流經高溫側四通換向閥、高溫板換，與恒定溫度的熱水回水進行換熱，另一路流經低溫側四通換向閥、低溫板換后與恒定溫度熱水回水進行換熱冷凝，兩路制冷劑液體經過各自膨脹閥后混合流經干燥過濾器、視液鏡，經蒸發(fā)器蒸發(fā)后分兩路流入壓縮機高低溫側吸氣口，實現空調機組制熱循環(huán)。需要注意的是，系統(tǒng)在形式上分為兩路，但是具有單一的冷凝溫度和蒸發(fā)溫度，本質上與傳統(tǒng)的空氣源熱泵運行沒有區(qū)別。

在穩(wěn)定運行工況下分析機組的各性能隨室外環(huán)境溫度的變化關系。制熱模式下機組仍然在額定55 Hz頻率運行，室外干球溫度由10 ℃下降到-2 ℃，高溫側水系統(tǒng)流量為2 m3/h，低溫側水系統(tǒng)流量為0.33 m3/h。同樣記錄試驗相關數據，檢驗壓縮機在制熱模式下是否能夠平穩(wěn)運行，是否滿足設計要求。

2.2 試驗環(huán)境

本研究試驗全部在現有的焓差環(huán)境試驗室中進行。焓差試驗室配備了數據采集系統(tǒng)?？梢詫崿F對室內溫濕度的調整、數據采集等功能。

試驗用雙蒸發(fā)溫度冷水機組放置在焓差環(huán)境試驗室的室外側。焓差室可提供恒定的室內側、室外側環(huán)境。主要設備包括室內、外側空氣處理設備、室內測試裝置以及電氣控制裝置、數據采集系統(tǒng)。焓差室提供的冷凍水系統(tǒng)與待測冷水機組供回水相連，從而實現為板換提供溫度恒定的冷凍水回水。

試驗室控制測量系統(tǒng)由數字功率表、數據采集記錄儀和相關一次儀表組成，通過數據采集儀采集相關的溫度、濕度、壓力等信號。試驗中測量空氣的溫濕度采用的是試驗室測控系統(tǒng)溫濕度取樣測試裝置來測試并自動采集，測量水溫采用的Pt100鉑電阻，測量流量采用的電磁流量計，制冷劑壓力測量使用壓力變送器。所有數據可以在計算機上顯示、采集，同時操作界面上還可以設定室內外側的干、濕球溫度，室內側風室的靜壓等參數。系統(tǒng)測點布置如圖1所示。

3 試驗結果及分析

3.1 制冷工況下系統(tǒng)的運行特性

在夏季制冷工況下對機組運行的高低溫側板換的出水溫度及制冷量、系統(tǒng)能效比進行分析研究。系統(tǒng)高低溫板換供回水溫度如圖2所示，機組制冷量隨室外溫度變化情況如圖3所示，機組耗功率同機組能效比如圖4所示。其中，制冷量的計算式為：

式中 Qc——單位時間內機組制冷量，kW；

C——水的比熱容，J/（kg·℃）；

m——單位時間內流經的水的質量，kg；

Δt——進出水溫差，℃；

ti——冷凍水進水溫度，℃；

t0——冷凍水出水溫度，℃。

制冷能效比EER的計算式為：

式中 EER——制冷能效比；

W——單位時間內壓縮機功率，kW。

圖2 夏季各工況下板換供回水溫度

由圖2可得，在夏季制冷運行時，隨著室外環(huán)境溫度的升高，低溫板換進水由焓差室冷凍水系統(tǒng)提供，溫度穩(wěn)定在11 ℃，并且流量維持穩(wěn)定，室外溫度從29 ℃上升到43 ℃的情況下，出水溫度從7.2 ℃上升到8.3 ℃，上升了1.1 ℃，略大于設計值6 ℃；高溫板換進水溫度穩(wěn)定在21 ℃，在水流量固定不變，室外溫度從29 ℃上升到43 ℃的情況下，出水溫度從18.6 ℃上升到18.9 ℃，上升了0.3 ℃，與設計值18 ℃基本一致。從圖中夏季運行工況的試驗結果可知，機組能實現溫濕分控的要求，低溫板換的水系統(tǒng)用于除濕，高溫板換的水系統(tǒng)用于降溫。由此可見，機組的運行是可靠的，基本能實現對2個水系統(tǒng)水溫的控制。

圖3 夏季各工況下板換制冷量和總制冷量

圖4 夏季各工況下壓縮機耗功率和能效比

由圖3，4中可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的升高，機組低溫側板換制冷量減少，高溫側板換制冷量和總制冷量先增加后降低，轉折點發(fā)生在室外環(huán)境溫度為35 ℃時。因此，隨著室外環(huán)境溫度升高到35 ℃，用于降溫的高溫制冷量逐漸增大，用于除濕的制冷量變化較小，所以高低溫側蒸發(fā)器制冷量分配比例先升高，后由于室外環(huán)境溫度繼續(xù)升高而制冷量的下降略有降低。壓縮機耗功率隨著室外環(huán)境溫度的升高而增大。當室外環(huán)境溫度從29 ℃上升到43 ℃時，機組制冷量從6.38 kW上升到6.68 kW再降低到5.55 kW，在壓縮機的頻率55 Hz下，當室外環(huán)境為35 ℃時，壓縮機總制冷量達到最大值，隨著室外環(huán)境溫度繼續(xù)增加，制冷量逐步下降，當冷量達不到室內環(huán)境的需求時，需要改變壓縮機的頻率提高制冷量來滿足要求。同樣工況變化下，由于冷凝溫度的升高，機組耗功率也從1.69 kW上升到2.21 kW，上升了30.7%。從圖4中還可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的上升，機組壓縮機耗功率的增加趨勢大于機組制冷量的變化，因此機組能效比呈現下降趨勢。

3.2 制熱工況下系統(tǒng)的運行特性

系統(tǒng)在冬季運行工況下，高低溫板換的供回水溫度如圖5所示，機組制熱量隨室外溫度變化情況如圖6所示，機組耗功率與機組能效比如圖7所示。其中，制熱量的計算式為：

式中 Qh——單位時間內機組制熱量，kW。

機組制熱能效比COP的計算式為：

圖5 冬季各工況下板換供回水溫度

從圖5中可以看出，在冬季制熱運行時，隨著室外環(huán)境溫度的降低，低溫板換進水溫度穩(wěn)定在31 ℃，室外溫度從10 ℃下降到-2 ℃，出水溫度從37.1 ℃下降到35.2 ℃，下降了1.9 ℃，平均溫差5.3℃，與設定溫差5 ℃基本符合；高溫板換進水溫度穩(wěn)定在32 ℃，室外溫度從10 ℃下降到-2 ℃，出水溫度從35.6 ℃下降到33.8 ℃，下降了1.8 ℃，平均溫差2.8 ℃，與設定溫差3 ℃相差不大。從圖中冬季運行工況的試驗結果可知，高溫板換供水溫度和低溫板換的供水溫差呈現出機組穩(wěn)定運行的特性，由此可見，機組的運行是可靠的。

由圖6和7可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的降低，機組高低溫側板換制熱量和總制熱量隨之減少，壓縮機耗功率也隨著室外環(huán)境溫度的降低而略有升高。當室外環(huán)境溫度從10 ℃下降到-2 ℃時，機組總制熱量從10.75kW下降到5.81kW，下降了45.9%。因此，在冬季工況下，壓縮機頻率為55Hz時機組制熱量隨環(huán)境溫度的降低衰減嚴重，當制熱量不能滿足室內環(huán)境所需時，可通過改變壓縮機頻率來滿足室內制熱量需求。從圖7中還可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的下降，機組壓縮機耗功率增加而機組制熱量降低，因此機組能效比呈現下降趨勢。由此可知，機組在制熱模式運行是穩(wěn)定的。從運行特性參數上可以得出，該機組在冬季試驗溫度變化范圍內運行也是可行的。

圖6 冬季各工況下板換制熱量和總制熱量

圖7 冬季各工況下壓縮機耗功率和能效比

3.3 制冷工況下過渡季節(jié)系統(tǒng)的運行特性

在過渡季節(jié)制冷工況下對機組運行的高低溫側板換的出水溫度及制冷量、系統(tǒng)能效比進行分析研究。系統(tǒng)高低溫板換供回水溫度如圖8所示，機組制熱量隨室外溫度變化情況如圖9所示，機組耗功率同機組能效比如圖10所示。

圖8 過渡季節(jié)各工況下板換供回水溫度

從圖8中可以看出，在過渡季節(jié)制冷運行時，隨著室外環(huán)境溫度的升高，低溫板換進水溫度穩(wěn)定在11 ℃，室外溫度從18 ℃上升到30 ℃，出水溫度從6 ℃上升到6.6 ℃，上升了0.6 ℃，與設計值6 ℃較接近；高溫板換進水溫度穩(wěn)定在21 ℃，出水溫度從18.6 ℃下降到18.3 ℃，下降了0.3 ℃，與設計值18 ℃基本一致。從圖中過渡季節(jié)運行工況的試驗結果可知，機組在過渡季節(jié)對于水溫的控制更加精準。由此可見，機組的運行是可靠的，能達到對于2個水系統(tǒng)水溫的控制。

圖9 過渡季各工況板換制冷量和總制冷量

圖10 過渡季節(jié)各工況下壓縮機耗功率和能效比

由圖9，10可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的升高，機組低溫板換制冷量有減少的變化，高溫板換制冷量和總制冷量增加，壓縮機耗功率也隨著室外環(huán)境溫度的升高而增大。當室外環(huán)境溫度從18 ℃上升到30 ℃時，機組制冷量從6.79 kW上升到7.72 kW，說明過渡季節(jié)時壓縮機的頻率固定在55 Hz時，足已達到過渡季節(jié)下制冷量的要求。過渡季節(jié)低溫板換在室外環(huán)境溫度較低時需要較大制冷量的原因是，雖然過渡季節(jié)室外干球溫度不高，但其相對濕度卻很大，空氣極其潮濕，此時濕負荷較大，所需制冷量也比較大。從圖10中還可以看出，隨著室外環(huán)境溫度的上升，機組壓縮機耗功率的增加趨勢大于機組制冷量的變化，因此機組能效比呈現下降趨勢。由此可知，機組在過渡季節(jié)制冷模式運行是穩(wěn)定的。

4 結論

（1）在不同試驗工況下進行試驗時，冷水機組均能運行穩(wěn)定，高低溫板換的進出口水溫具有一定程度的溫差，在試驗過程中可以獲得兩個不同的出水溫度，夏季機組供水溫度為18.8 ℃和7.8 ℃，過渡季為 18.6 ℃和 6.4 ℃，冬季為 34.8 ℃和36.4 ℃，在變工況情況下符合實際運行的需求，可以完成對冷凍水水溫的控制，滿足機組的設定要求，此冷水機組用于溫濕分控可行。

（2）實現了不同溫度冷凍水的供給，低溫冷凍水通過冷凍除濕的方式承擔室內濕負荷，高溫冷凍水承擔室內的顯熱負荷。在夏季、冬季和過渡季變工況運行模式系統(tǒng)能效比的平均值分別為3.1，4.5，5.1，在今后的發(fā)展中可用于中小型居住辦公建筑溫度與濕度的同時控制，具有一定的發(fā)展研究潛力。