楊聰聰，任承欽，楊洋，涂敏

(1.湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，湖南長沙，410082；2.南華大學(xué)土木工程學(xué)院，湖南衡陽，421001)

據(jù)統(tǒng)計(jì)，建筑耗能占世界總耗能的40%，通風(fēng)和空調(diào)系統(tǒng)耗能占建筑耗能的50%，機(jī)械蒸汽壓縮空調(diào)(mechanical vapor compression air conditioner,MVC)占總空調(diào)市場份額的95%[1?2]，因此，急需采用新技術(shù)降低通風(fēng)和空調(diào)系統(tǒng)的能耗。使用傳統(tǒng)MVC時，室內(nèi)空氣經(jīng)過蒸發(fā)器進(jìn)行再循環(huán)，濕度降低，CO2的質(zhì)量濃度升高，影響人體舒適性。通入新風(fēng)的MVC 雖改善了室內(nèi)空氣的品質(zhì)，但消耗大量電能，室內(nèi)回風(fēng)的能量也無法回收利用。由噴淋填料和表冷器組成的蒸發(fā)冷卻新風(fēng)空調(diào)器(evaporative cooling fresh air conditioner,FAC)可以處理新風(fēng)，也可以對回風(fēng)進(jìn)行利用。FAC只有水泵和風(fēng)機(jī)耗電，耗電量通常為MVC的1/4 倍，沒有使用氟利昂，不會破壞臭氧層，是一種節(jié)能環(huán)保的制冷空調(diào)[3?4]。由于引入新風(fēng)量不能過大，單獨(dú)使用FAC 不能將室內(nèi)溫濕度降低到人類舒適度范圍以內(nèi)?？刹捎肍AC和MVC相結(jié)合的蒸發(fā)冷卻復(fù)合空調(diào)(evaporative cooling hybrid air conditioner,HAC)改善室內(nèi)的舒適性，降低能耗。CHAUHAN 等[5]將噴淋填料與MVC 組合在3 種不同模式下進(jìn)行實(shí)驗(yàn)分析，發(fā)現(xiàn)1 a 中有8 個月可以滿足室內(nèi)舒適性的要求，最大節(jié)能率為23.8%。CUI 等[6]研究了逆流式和再生式間接蒸發(fā)冷卻器作為預(yù)冷卻單元與MVC 組合在熱濕條件下的性能，發(fā)現(xiàn)再生式的節(jié)能效果更好，可消除室外濕空氣35%～47%的冷負(fù)荷。楊立然等[7]分析了蒸發(fā)冷卻與機(jī)械制冷協(xié)同耦合空調(diào)在不同濕度地區(qū)的節(jié)能性，發(fā)現(xiàn)在干燥、中等濕度和高濕度地區(qū)，蒸發(fā)冷卻可分別承擔(dān)40%，25%和15%的冷量。以上研究都是以熱力學(xué)第一定律為基礎(chǔ)進(jìn)行的性能分析，只考慮了能量在數(shù)量上的差異，沒有考慮能量在品質(zhì)上的差異。鑒于熱力學(xué)第一定律評價的不足，熱力學(xué)第二定律(即?)分析的評價理論在空調(diào)領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。REN等[8]討論了暖通空調(diào)應(yīng)用中?分析的原理，將其用于評估4種不同蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)的性能，發(fā)現(xiàn)再生式蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)具有最佳的性能。LIN 等[9]分析了零?參考點(diǎn)的選擇和露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器?效率和?效比，發(fā)現(xiàn)環(huán)境溫度下的飽和空氣的狀態(tài)點(diǎn)作為零?參考點(diǎn)是合理的，在名義模擬工況下露點(diǎn)蒸發(fā)冷卻器的?效率和?效比分別為0.42 和2.90。目前對FAC 的相關(guān)研究多集中于對能量性能的分析，對?性能的研究較少，對FAC的能量和?性能進(jìn)行對比分析的研究更少。為此，本文作者基于能量和?分析方法對2種傳統(tǒng)和2 種改進(jìn)的FAC 進(jìn)行對比，并對各HAC 的節(jié)能性進(jìn)行分析和對比。根據(jù)吐魯番6～8月份的典型氣象年逐時溫度和含濕量，研究HAC 的季節(jié)性節(jié)能潛力，確定4種方案中性能較好的方案。

1 蒸發(fā)冷卻新風(fēng)空調(diào)器的工作原理

圖1所示為4種FAC的示意圖，各系統(tǒng)用室內(nèi)回風(fēng)為二次空氣，對其進(jìn)行能量回收。在FAC-A中，水在噴淋填料中進(jìn)行熱質(zhì)交換被冷卻后流入表冷器1，環(huán)境空氣經(jīng)過表冷器1冷卻后進(jìn)入室內(nèi)。送風(fēng)的理論最低溫度為室內(nèi)回風(fēng)的濕球溫度。FAC-B 與FAC-A 相比在二次空氣側(cè)增加了表冷器2。在FAC-B 中，水流向表冷器1 和2 的質(zhì)量流量相等。室內(nèi)回風(fēng)經(jīng)過表冷器2被冷卻后進(jìn)入噴淋填料。送風(fēng)的理論最低溫度為室內(nèi)回風(fēng)的露點(diǎn)溫度。FAC-C 和FAC-D 是經(jīng)過改進(jìn)的2 種新型方案[10?11]，F(xiàn)AC-C 和FAC-D 與FAC-B 相比在一次空氣側(cè)增加了高壓加濕噴霧器和表冷器3。在室內(nèi)空氣含濕量較低時，加濕噴霧器啟動進(jìn)行加濕，以滿足室內(nèi)濕度的要求，同時降低了一次空氣的溫度。送風(fēng)的理論最低溫度為室內(nèi)回風(fēng)的露點(diǎn)溫度。在FAC-C中，從噴淋填料流出的水流向分2路：一路流向表冷器2，另一路依次流經(jīng)表冷器3 和1，然后混合后流回噴淋填料。新風(fēng)依次經(jīng)過加濕噴霧器、表冷器1和3后流入室內(nèi)。在FAC-D中，從噴淋填料流出的水分3 路分別流向表冷器1，2 和3，3 路質(zhì)量流量之比為1∶2∶1。環(huán)境空氣經(jīng)過加濕噴霧器后等質(zhì)量流量的流入表冷器1和3，混合后進(jìn)入室內(nèi)。各FAC的送風(fēng)進(jìn)入室內(nèi)和室內(nèi)的MVC共同調(diào)節(jié)室內(nèi)的溫度和含濕量。

圖1 4種FAC的示意圖Fig.1 Schematic diagrams of four FACs

2 數(shù)學(xué)模型的建立與驗(yàn)證

在利用Simulink軟件進(jìn)行建模的過程中，進(jìn)行如下假設(shè)：1)在直接蒸發(fā)冷卻過程中，水均勻噴灑于填料上，水與空氣分界面的溫度和水的溫度相等，水蒸發(fā)引起空氣質(zhì)量流量的變化忽略不計(jì)[12]；2)噴霧階段是等焓加濕過程，噴水完全被蒸發(fā)，引起空氣的質(zhì)量流量變化忽略不計(jì)；3)翅片和管壁接觸良好，冷凝水膜很薄且均勻分布，忽略翅片和管壁之間接觸熱阻和冷凝水膜引起的熱阻[13]；4)劉易斯數(shù)為1[14]。

2.1 噴淋填料模型

水和空氣的能量和質(zhì)量守恒方程式[15]如下：

式中：ta，tw和tint分別為空氣、水和水與空氣分界面的溫度，℃；NTU,m為傳質(zhì)單元數(shù)；wa和wint分別為空氣的含濕量和水與空氣分界面的飽和含濕量，g/kg；mw和ma分別為水和空氣的質(zhì)量流量，kg/s；ha為空氣的焓，J/kg；cpw為水的比定壓熱容，J/(kg·K)。

采用有限差分法將控制方程(1)～(4)進(jìn)行離散，輸入?yún)?shù)為：空氣進(jìn)口的干球溫度、含濕量和質(zhì)量流量；水進(jìn)口溫度和質(zhì)量流量；傳質(zhì)單元數(shù)。所有離散單元的空氣溫度、空氣含濕量、水質(zhì)量流量和水溫度以及噴淋填料模型的出口參數(shù)通過迭代方法求解。計(jì)算所有離散單元水出口溫度和空氣出口溫度的前后2次迭代偏差，當(dāng)偏差均小于設(shè)定精度時，則迭代結(jié)束。

2.2 翅片式表冷器模型

水和空氣的能量和質(zhì)量守恒方程式[16]如下：

式中：ttw為壁面溫度，℃；NTU和NTU,w分別為空氣側(cè)和水側(cè)的傳熱單元數(shù)；wtw為ttw溫度下的飽和含濕量，g/kg；cpa為空氣的比定壓熱容，J/(kg·K)；hfg為水蒸發(fā)的汽化潛熱，J/g。

當(dāng)翅片式表冷器管排數(shù)超過4排時，認(rèn)為管外空氣與管內(nèi)水的流動是逆流。空氣側(cè)的換熱系數(shù)采用j因子法計(jì)算，水側(cè)的換熱系數(shù)采用Gnielinski關(guān)聯(lián)式計(jì)算。采用有限差分法將控制方程(5)～(8)進(jìn)行離散，輸入?yún)?shù)為：空氣進(jìn)口的干球溫度；含濕量和質(zhì)量流量；水進(jìn)口的溫度和質(zhì)量流量；空氣側(cè)和水側(cè)的傳熱單元數(shù)。所有離散單元的空氣溫度、空氣含濕量、水溫度和壁面溫度以及表冷器模型的出口參數(shù)通過迭代方法求解。計(jì)算所有離散單元水出口溫度和空氣出口溫度前后2次迭代偏差，當(dāng)偏差均小于設(shè)定精度時，迭代結(jié)束。

2.3 風(fēng)機(jī)和水泵模型

風(fēng)機(jī)和水泵的功耗計(jì)算方程式如下:

式中：Wfan和Wpump分別為風(fēng)機(jī)和水泵功耗，W；Δpa和Δpw分別為空氣側(cè)和水側(cè)的壓降，Pa，壓降計(jì)算式與NTU，NTU,m和NTU,w有關(guān)[17]；ρa(bǔ)和ρw分別為空氣和水的密度，kg/m3；ηfan和ηpump分別為風(fēng)機(jī)和水泵的效率，分別取0.25和0.30[17]。

2.4 機(jī)械蒸汽壓縮空調(diào)的關(guān)聯(lián)式模型

MVC的性能系數(shù)COP,MVC采用擬合關(guān)聯(lián)式計(jì)算，相關(guān)測試數(shù)據(jù)來自文獻(xiàn)[18]，擬合關(guān)聯(lián)式為

式中：tRA和tFA分別為室內(nèi)空氣溫度和環(huán)境空氣溫度，℃。

2.5 模型驗(yàn)證

將噴淋填料和翅片式表冷器出口的模擬溫度分別與文獻(xiàn)[19]和文獻(xiàn)[20]中使用的實(shí)驗(yàn)溫度進(jìn)行對比，結(jié)果如圖2所示。由圖2可知：噴淋填料和翅片式表冷器的出口空氣干球溫度、濕球溫度和水出口溫度的模擬值與實(shí)驗(yàn)值的相對誤差均低于7%，說明該數(shù)學(xué)模型的可靠性較好。

圖2 模擬溫度與實(shí)驗(yàn)溫度對比Fig.2 Comparison of simulated temperature and experimental temperature

3 性能評價

3.1 能量性能評價

選取某長×寬×高為8 m×5 m×4 m 的辦公室為研究對象，窗戶的面積為13 m2，墻壁、屋頂和窗戶的傳熱系數(shù)分別為0.78，0.85 和2.3 W/(m2·K)，辦公室人數(shù)為10 人，每人散熱量和散濕量均為75 W，燈具和其他耗電設(shè)備散熱量分別為400 W和300 W，室內(nèi)空氣的干球溫度為26 ℃，相對濕度為50%[21]。HAC的總負(fù)荷為QAC，新風(fēng)顯熱和潛熱負(fù)荷分別為QFA,s和QFA,l，房間顯熱和潛熱負(fù)荷分別為Qroom,s和Qroom,l，表達(dá)式分別為：

式中：Qin,s和Qindoor,s分別為室內(nèi)散失的顯熱負(fù)荷和通過圍護(hù)結(jié)構(gòu)傳入房間的顯熱負(fù)荷，W。

FAC 承擔(dān)的顯熱負(fù)荷QFAC,s和潛熱負(fù)荷QFAC,l表達(dá)式分別為：

FAC 承擔(dān)部分負(fù)荷，剩余負(fù)荷由MVC 承擔(dān)，MVC承擔(dān)的負(fù)荷QMVC為

使用HAC 的功耗WHAC和僅使用通風(fēng)MVC 的功耗WMVC分別為：

FAC的性能系數(shù)COP為

相對于通風(fēng)的MVC，HAC的節(jié)能率ES,HAC為

3.2 ?性能評價

以環(huán)境空氣溫度下的飽和空氣狀態(tài)點(diǎn)為零?參考點(diǎn)，濕空氣的熱?Exth、化學(xué)?Exch和總?Exa[22]分別為：

式中：cpv為水蒸氣的比定壓熱容，J/(kg·K)；T0為環(huán)境空氣溫度，K；w0為環(huán)境空氣溫度T0所對應(yīng)的飽和含濕量，g/kg；Ra為干空氣的氣體常數(shù)，J/(kg·K)。

使用蒸發(fā)冷卻的代價僅是空氣和水流動阻力造成的?損失，可以通過消耗風(fēng)機(jī)和水泵的功率得到補(bǔ)償。噴霧加濕使一次空氣的化學(xué)?轉(zhuǎn)化為一次空氣的熱?。FAC 的?效率ηEx和?效比EER,Ex分別為：

式中：Exfan和Expump分別為通過風(fēng)機(jī)和水泵輸入到FAC的?，W。

設(shè)風(fēng)機(jī)和水泵的效率均為100%，則風(fēng)機(jī)和水泵輸入到FAC的?表達(dá)式[9]分別為：

4 性能分析和對比

環(huán)境空氣溫度(tFA)、環(huán)境空氣含濕量(wFA)、新風(fēng)質(zhì)量流量(ma)和傳熱單元數(shù)(NTU)為4 個獨(dú)立的影響參數(shù)，參考值分別為34 ℃，7 g/kg，0.10 kg/s和3，其變化范圍分別為26～41 ℃，5～20 g/kg，0.10～0.23 kg/s 和1～16。當(dāng)迎風(fēng)面積固定，新風(fēng)質(zhì)量流量為0.10 kg/s 時，空氣側(cè)的NTU為3。當(dāng)新風(fēng)質(zhì)量流量改變時，根據(jù)以下計(jì)算式計(jì)算NTU：

式中：NTU,ref和ma,ref均為參考值；對于噴淋填料和翅片式表冷器，k分別取0.65[23]和0.34[24]。

4.1 環(huán)境空氣溫度的影響

圖3所示為環(huán)境空氣溫度(tFA)對各系統(tǒng)性能的影響。由圖3(a)可知：隨tFA增加，各FAC 的COP增加，這是因?yàn)橐淮慰諝夂投慰諝鉁夭钤黾邮箵Q熱量增加，而各個系統(tǒng)的能耗不變。系統(tǒng)一次空氣溫降從大到小順序?yàn)镕AC-C，F(xiàn)AC-D，F(xiàn)AC-B和FAC-A，能耗從大到小的系統(tǒng)順序?yàn)镕AC-C，F(xiàn)AC-B，F(xiàn)AC-D和FAC-A，COP從大到小的系統(tǒng)順序?yàn)镕AC-A，F(xiàn)AC-D，F(xiàn)AC-B 和FAC-C。隨tFA增加，各HAC 節(jié)能率增加。這是因?yàn)镠AC 的總負(fù)荷增加，F(xiàn)AC 的COP增加，而MVC 的COP,MVC減小。HAC-D 的節(jié)能率變化較小且節(jié)能率較大，平均節(jié)能率為34.0%，溫度較低和較高的地區(qū)均產(chǎn)生較好的節(jié)能效果。HAC-C 節(jié)能率變化最大，比較適用于溫度較高的地區(qū)。HAC-A和HAC-B的節(jié)能率接近且比HAC-D的節(jié)能率小3%～6%。由圖3(b)可知：隨tFA增加，各FAC 的?效率和?效比都升高。這是因?yàn)橐淮慰諝獾臒?增加量升高較快，一次空氣化學(xué)?減少量和二次空氣總?減少量升高較慢，泵與風(fēng)機(jī)輸入?不變。FAC-C 和FAC-D 的?效率較 大，F(xiàn)AC-A 和FAC-B 的?效率較小。FAC-D 的?效比最大，F(xiàn)AC-B 和FAC-C 的?效比接近且較小。?效比從大到小的系統(tǒng)順序?yàn)镕AC-D，F(xiàn)AC-A，F(xiàn)AC-C 和FAC-B，說明FAC-D 在商用能源利用上更加有效，更具有節(jié)能潛力。

圖3 環(huán)境空氣溫度對各系統(tǒng)性能的影響Fig.3 Effect of ambient air temperature on performance of each system

4.2 環(huán)境空氣含濕量的影響

圖4所示為環(huán)境空氣含濕量(wFA)對各系統(tǒng)性能的影響。由圖4(a)可知：隨wFA升高，F(xiàn)AC-C 和FAC-D 的COP在wFA<8 g/kg 時減小，這是因?yàn)橐淮慰諝饧訚窳繙p少使溫降減少，而功耗不變；在8≤wFA≤13 g/kg 時，COP不變，這是因?yàn)闆]有加濕和冷凝，各參數(shù)不變；在wFA>13 g/kg 時，COP增加，這是因?yàn)橐淮慰諝饫淠艧崃吭黾邮蛊錅亟禍p少，含濕量下降，但總換熱量增加，而功耗不變；當(dāng)wFA<8 g/kg時，F(xiàn)AC-A和FAC-B的節(jié)能率不變，這是因?yàn)橐淮慰諝鉀]有加濕，F(xiàn)AC和MVC只承擔(dān)不變的顯熱負(fù)荷；FAC-C 和FAC-D 節(jié)能率降低，這是因?yàn)榭傌?fù)荷不變，F(xiàn)AC 承擔(dān)的負(fù)荷減少，節(jié)能率降低；當(dāng)wFA≥8 g/kg時，系統(tǒng)需要除去多余的含濕量，MVC 需要承擔(dān)更多潛熱負(fù)荷，使節(jié)能率降低；當(dāng)wFA≤13 g/kg時，HAC-A和HAC-B系統(tǒng)節(jié)能率基本相同，說明此情況下增加表冷器2并不能提高系統(tǒng)節(jié)能率。由圖4(b)可知：隨著wFA增加，F(xiàn)AC-C和FAC-D在wFA<8 g/kg時?效率升高而?效比降低，這是因?yàn)榧訚窳繙p少造成一次空氣熱?增加量降低，化學(xué)?減少量降低較快，二次空氣總?減少量升高，泵和風(fēng)機(jī)輸入?不變；在8≤wFA≤13 g/kg時?效率和?效比不變，這是因?yàn)闆]有加濕和冷凝，各參數(shù)不變；當(dāng)wFA>13 g/kg 時，由于一次空氣被除濕，一次空氣總?增加量先升高后降低，二次空氣總?減少量升高，泵和風(fēng)機(jī)輸入?不變，使?效率和?效比先增加后減少；FAC-C的?效率較大而?效比較小，F(xiàn)AC-D 的?效率和?效比均較大。當(dāng)室內(nèi)濕度不足時使用加濕器加濕，一次空氣的化學(xué)?轉(zhuǎn)化為熱?，與不加濕相比，加濕使FAC的?效率降低而?效比升高。

圖4 環(huán)境空氣含濕量對各系統(tǒng)性能的影響Fig.4 Effect of ambient air humidity ratio on performance of each system

4.3 新風(fēng)質(zhì)量流量的影響

圖5所示為新風(fēng)質(zhì)量流量(ma)對各系統(tǒng)性能的影響。由圖5(a)可知：隨ma增加，各FAC的COP減少，這是因?yàn)樾嘛L(fēng)速度增大，熱質(zhì)交換不充分使溫降減少，制冷量增加較慢，而流動阻力變大使FAC 功耗增加較快；隨ma增加，HAC 的節(jié)能率先增加后減小，其中HAC-B和HAC-C的節(jié)能率下降速度較快，不適合在ma較大時使用；HAC-A，HAC-B，HAC-C 和HAC-D 在質(zhì)量流量分別為0.14，0.11，0.11 和0.15 kg/s 時節(jié)能率最大，最大值分別為32.4%，30.3%，33.2%和38.2%。HAC-D節(jié)能率始終最大，主要是因?yàn)樾嘛L(fēng)風(fēng)道和水的流路都是并聯(lián)時風(fēng)機(jī)和水泵能耗低，加濕也降低了新風(fēng)的溫度。由圖5(b)可知：隨ma增加，?效率和?效比逐漸減少。這是因?yàn)镕AC 中一次空氣熱?增加量升高較慢，F(xiàn)AC-A 和FAC-B 中的一次空氣進(jìn)出口化學(xué)?相同，F(xiàn)AC-C 和FAC-D 中的一次空氣化學(xué)?減少量升高較快，F(xiàn)AC 中二次空氣總?減少量升高較快，流動阻力增加使泵與風(fēng)機(jī)輸入?升高較快。FAC-D的?效率和?效比始終最大，說明FAC-D 的有用能和商用能源利用率最大，具有較大的節(jié)能潛力。

圖5 新風(fēng)質(zhì)量流量對各系統(tǒng)性能的影響Fig.5 Effect of fresh air flowrate on performance of each system

4.4 傳熱單元數(shù)的影響

圖6所示為傳熱單元數(shù)(NTU)對各系統(tǒng)性能的影響。由圖6(a)可知：隨NTU增加，F(xiàn)AC 的COP減小，這是因?yàn)闊豳|(zhì)交換充分使一次空氣進(jìn)出口溫差增加，但FAC的功耗增加較快；隨NTU增加，HAC的節(jié)能率先增加后減小，其中HAC-C下降速度較快，不適合在NTU較大時使用；NTU≤2 時HAC-C 的節(jié)能率最大，NTU>2時HAC-D的節(jié)能率最大；HAC-A，HAC-B，HAC-C 和HAC-D 在NTU分別為6，6，4和6 時節(jié)能率最大，最大值分別為32.6%，34.2%，33.2%和37.8%。由圖6(b)可知：隨NTU增加，F(xiàn)AC的?效率先增加后減少。減少的原因是一次空氣的熱?增加量和二次空氣的總?減少量升高緩慢，一次空氣化學(xué)?減少量不變，而通過風(fēng)機(jī)和水泵輸入?增加。FAC-A，F(xiàn)AC-B 和FAC-D ?效比先短暫增加后減小，其中減小的原因是隨NTU增加，一次空氣熱?增加量升高，化學(xué)?減少量不變，風(fēng)機(jī)與水泵輸入?升高，整體上呈減小變化趨勢。以FAC-D 為例，?效比前期增加的原因是NTU為2時，一次空氣的熱?增加量和風(fēng)扇與水泵的輸入?分別為NTU=1 時的2.05 倍和2.01 倍，2.05 與2.01的比值大于1，因此，?效比增加；而當(dāng)NTU>2時，比值小于1，?效比減少。

圖6 傳熱單元數(shù)對各系統(tǒng)性能的影響Fig.6 Effect of number of heat transfer units on performance of each system

5 季節(jié)性節(jié)能潛力分析

圖7所示為夏季吐魯番典型氣象的逐時溫度和含濕量變化。吐魯番為干熱氣候，最熱的月份是6～8月份，月平均溫度超過30 ℃。每日的工作時間為8:00—23:00，6～8月份的總工作時長為1 380 h。

圖7 夏季吐魯番典型氣象的逐時溫度和含濕量變化Fig.7 Hourly temperature and humidity ratio of typical weather of Turfan in summer

當(dāng)環(huán)境空氣溫度tFA≤22 ℃時，僅自然通風(fēng)。圖8所示為新風(fēng)質(zhì)量流量(ma)和傳熱單元數(shù)(NTU)對HAC 季節(jié)性節(jié)能率的影響。由圖8可知：當(dāng)ma由0.10 kg/s 增加到0.15 kg/s 時，HAC-A 和HAC-D 節(jié)能率增加，HAC-B和HAC-C節(jié)能率下降，它們的變化趨勢與圖5(a)所示的變化趨勢較一致；當(dāng)NTU增加時，HAC-A 的節(jié)能率先增加后接近不變，HAC-B 和HAC-D 節(jié)能率增加，而HAC-C 節(jié)能率減少，它們的變化趨勢與圖6(a)所示的變化趨勢接近一致；HAC 比通入新風(fēng)的MVC 節(jié)能24.7%～32.8%，HAC 具有很大的節(jié)能潛力；HAC-C 和HAC-D 具有相同的部件，HAC-D 的節(jié)能率比HAC-C 的節(jié)能率高1.2%～7.2%。HAC-D 的節(jié)能率始終最大，最大節(jié)能32.8%。

圖8 新風(fēng)質(zhì)量流量和傳熱單元數(shù)對HAC季節(jié)性節(jié)能率的影響Fig.8 Effect of fresh air flowrate and number of heat transfer units on seasonal energy-saving rate of HAC

6 結(jié)論

1)當(dāng)各HAC 在溫度較高和含濕量較低時，節(jié)能率較大，HAC 比較適合用于干熱地區(qū)。當(dāng)環(huán)境空氣溫度增加時，各FAC的COP、?效率和?效比升高。一次空氣加濕使FAC的COP增加，?效率降低，而?效比增加。

2)當(dāng)新風(fēng)質(zhì)量流量增加時，各FAC的COP、?效率和?效比降低,各HAC 的節(jié)能率先增加后減少，不推薦HAC-B和HAC-C在新風(fēng)質(zhì)量流量較大時使用。當(dāng)傳熱單元數(shù)增加時，各FAC 的COP降低，?效率、?效比先增加后降低(FAC-C 除外)，各HAC的節(jié)能率先增加后減少。不推薦HAC-C在傳熱單元數(shù)較大時使用。

3)當(dāng)4 個獨(dú)立的影響參數(shù)變化時，F(xiàn)AC-D 的COP始終僅低于FAC-A 的COP，HAC-D 的節(jié)能率在絕大多數(shù)條件下最大。FAC-D 的?效率在大多數(shù)條件下最大，?效比始終最大，說明在有用能和商用能源利用上更加有效，更具有節(jié)能潛力。

4)在干熱的吐魯番，當(dāng)新風(fēng)質(zhì)量流量和傳熱單元數(shù)變化時，HAC 比通入新風(fēng)的MVC 節(jié)能24.7%～32.8%，HAC 具有很大的節(jié)能潛力，其中，HAC-D 節(jié)能率始終最大，它是4 種方案中的首推方案。