冷凝熱再熱空氣的空調(diào)系統(tǒng)探討

周根明,趙忠梁,唐春麗,張東輝

(江蘇科技大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,江蘇 鎮(zhèn)江 212003)

隨著社會(huì)生活質(zhì)量的不斷改善,人們對(duì)室內(nèi)工作和生活環(huán)境的要求也越來(lái)越高[1].普遍使用的一次回風(fēng)式空調(diào)系統(tǒng)雖能提供良好的室內(nèi)熱濕環(huán)境,但新風(fēng)和回風(fēng)混合后,經(jīng)低溫冷表面冷凝除濕,送風(fēng)溫度略高于其露點(diǎn)溫度,為滿足送風(fēng)溫差的要求[2],通常還需要電加熱器或蒸汽來(lái)再熱,這就造成了能量的大量浪費(fèi),運(yùn)行成本增加.二次回風(fēng)式空調(diào)系統(tǒng)雖可利用二次回風(fēng)再熱低溫空氣,但由于其系統(tǒng)結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜、初投資較大及冷凝除濕能力有限等,應(yīng)用范圍不及一次回風(fēng)式空調(diào)系統(tǒng)廣泛[3].通常來(lái)講,空調(diào)系統(tǒng)的冷凝熱量是制冷量的1.15～1.3倍[4],是具有一定能量品位的熱源,但大多數(shù)情況下,它們都是通過(guò)風(fēng)冷或水冷的方式直接排向環(huán)境,這不僅會(huì)導(dǎo)致能量的不合理利用,還會(huì)加劇城市的局部“熱島效應(yīng)”.若能回收部分的冷凝熱用于再熱除濕后的低溫空氣,可有效解決上述問(wèn)題.

目前,有關(guān)冷凝熱回收利用的研究主要集中于回收冷凝熱來(lái)制取或預(yù)熱生活熱水[5-7],而對(duì)冷凝熱再熱空氣的研究相對(duì)較少[8].因此,文中在一次回風(fēng)系統(tǒng)的基礎(chǔ)上,提出了采用雙冷凝器的冷凝熱回收再熱空氣系統(tǒng),并以南京地區(qū)某演講廳空調(diào)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)為例對(duì)其展開(kāi)進(jìn)一步的研究.

1 一次回風(fēng)式系統(tǒng)

一次回風(fēng)式系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、冷凝器、膨脹閥、蒸發(fā)器、風(fēng)機(jī)及電加熱器等部件組成(圖1).新風(fēng)和回風(fēng)混合后經(jīng)蒸發(fā)器冷凍除濕至L狀態(tài)點(diǎn),再經(jīng)電加熱器加熱到送風(fēng)狀態(tài)O點(diǎn),最后被送入空調(diào)房間;冷凝熱全部通過(guò)冷凝器由冷卻水系統(tǒng)排出.一次回風(fēng)式系統(tǒng)空氣處理過(guò)程如圖2，t為空氣攝氏溫度，h為空氣的焓，文中以每千克干空氣為基準(zhǔn)，單位為kJ/kg.

圖1 一次回風(fēng)式系統(tǒng)Fig.1 Air conditioning system with primary return air

圖2 一次回風(fēng)式系統(tǒng)空氣處理過(guò)程Fig.2 Air handling proceed of air conditioning system with primary return air

2 冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)

冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)在一次回風(fēng)系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加了一個(gè)冷凝器,根據(jù)兩個(gè)冷凝器在制冷劑管道線路上的不同連接方式,又可分為串聯(lián)型和并聯(lián)型兩大類.

2.1 串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)

串聯(lián)型再熱空氣系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、冷凝器C1、電子聯(lián)動(dòng)風(fēng)閥、風(fēng)機(jī)、冷凝器C2、膨脹閥、蒸發(fā)器、風(fēng)管及制冷劑管等組成(圖3).冷凝器C1和冷凝器C2串聯(lián)連接,從壓縮機(jī)出來(lái)的制冷劑先經(jīng)過(guò)冷凝器C1,再經(jīng)過(guò)冷凝器C2.新風(fēng)和回風(fēng)混合后經(jīng)蒸發(fā)器冷凍除濕,一部分低溫空氣經(jīng)冷凝器C1加熱后與另一部分低溫空氣混合至送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn),最后被送入空調(diào)房間;多余的冷凝熱通過(guò)冷凝器C2由冷卻水系統(tǒng)排出.串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的空氣處理過(guò)程如圖4.

圖3 串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)Fig.3 Series air conditioning system using condensing heat for reheating air

圖4 串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)空氣處理過(guò)程Fig.4 Air handling proceed of series air conditioning system using condensing heat for reheating air

在送風(fēng)經(jīng)過(guò)蒸發(fā)器后的管道中安裝2個(gè)電子聯(lián)動(dòng)風(fēng)閥,根據(jù)一溫度傳感器感測(cè)到的回風(fēng)溫度信號(hào)來(lái)改變兩風(fēng)閥的開(kāi)度,以此來(lái)分配通過(guò)冷凝器C1的風(fēng)量,實(shí)現(xiàn)調(diào)節(jié)送風(fēng)溫度的目的.當(dāng)實(shí)際溫度高于所需要的溫度時(shí),使通過(guò)冷凝器C1的風(fēng)量減小,送風(fēng)溫度降低;當(dāng)實(shí)際溫度低于所需溫度時(shí),使通過(guò)冷凝器C1的風(fēng)量增大,送風(fēng)溫度升高.

2.2 并聯(lián)型再熱空氣系統(tǒng)

并聯(lián)型再熱空氣系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、冷凝器C1、電子三通調(diào)節(jié)閥、風(fēng)機(jī)、冷凝器C2、膨脹閥、蒸發(fā)器、風(fēng)管及制冷劑管等組成(圖5).冷凝器C1和冷凝器C2并聯(lián)連接,制冷劑從壓縮機(jī)出來(lái)后分成兩路:一路進(jìn)入冷凝器C1來(lái)與低溫空氣換熱,另一路則進(jìn)入冷凝器C2來(lái)與冷卻水換熱.新風(fēng)和回風(fēng)混合后經(jīng)蒸發(fā)器冷凍除濕,再經(jīng)冷凝器C1加熱到送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn),最后被送入空調(diào)房間;多余的冷凝熱通過(guò)冷凝器C2由冷卻水系統(tǒng)排出.并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的空氣處理過(guò)程與一次回風(fēng)式系統(tǒng)相同.

在制冷劑出壓縮機(jī)后的管道中安裝一電子三通調(diào)節(jié)閥,同樣通過(guò)一溫度傳感器感測(cè)到的回風(fēng)溫度信號(hào)來(lái)改變?cè)撊ㄩy的開(kāi)度,以此來(lái)分配進(jìn)入冷凝器C1和冷凝器C2的制冷劑量,實(shí)現(xiàn)調(diào)節(jié)送風(fēng)溫度的目的.當(dāng)實(shí)際溫度高于所需要的溫度時(shí),調(diào)節(jié)三通閥開(kāi)度使通過(guò)冷凝器C1的制冷機(jī)量減小,送風(fēng)溫度降低;當(dāng)實(shí)際溫度低于所需溫度時(shí),調(diào)節(jié)三通閥開(kāi)度使通過(guò)冷凝器C1的制冷機(jī)量增大,送風(fēng)溫度升高.

圖5 并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)Fig.5 Parallel air conditioning system using condensing heat for reheating air

3 實(shí)例設(shè)計(jì)

以南京地區(qū)某演講廳夏季空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)為例,分別采用串聯(lián)型和并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì).根據(jù)南京常年氣候資料,室外設(shè)計(jì)干球溫度取35℃,濕球溫度取28.3℃;室內(nèi)設(shè)計(jì)干球溫度取26℃,相對(duì)濕度取60%.該演講廳面積為200m2,可同時(shí)容納150人,人均散熱全熱量為108 W,人均散濕量為68 g/h[9],圍護(hù)結(jié)構(gòu)及室內(nèi)設(shè)備散熱量取60 W/m2.經(jīng)計(jì)算,室內(nèi)總冷負(fù)荷為28.2 kW,室內(nèi)總濕負(fù)荷為2.833 g/s(僅考慮室內(nèi)人員散濕).要求送風(fēng)溫差不高于6℃,人均新風(fēng)量不小于20 m3/h,新風(fēng)比不低于15%.

3.1 串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

取送風(fēng)溫差為5℃,人均新風(fēng)量為20 m3/h(即新風(fēng)量3 000 m3/h),除濕機(jī)器露點(diǎn)為90%,空氣處理過(guò)程如圖4.根據(jù)焓濕圖可知:熱濕比ε=9 954 kJ/kg,N點(diǎn)的焓hN=58.4 kJ/kg,W點(diǎn)的焓hW=91.11 kJ/kg，O點(diǎn)的焓hO=51.46 kJ/kg,L點(diǎn)的焓hL=48.8 kJ/kg，MW為新風(fēng)量，Qin為室內(nèi)空調(diào)負(fù)荷.

新風(fēng)冷負(fù)荷Qx=MW(hW-hN)=1.147×

3 000/3 600×(91.11-48.4)=31.27 kW

4.063 4 kg/s,即12 512 m3/h

再熱量Qre=M(hO-hL)=4.063×(51.46-

48.8)=10.8 kW

新風(fēng)比m=3 000÷12 512×100%=

24%>15%,滿足新風(fēng)比要求.

需要總冷量Q=Qin+Qx+Qre=28.2+

31.27+10.8=70.27 kW

綜上所述,冷凝器C1替代電加熱器再熱除濕后的低溫空氣,制取每千瓦冷量可省電:10.8÷70.27=0.154 kW

因?qū)嶋H的制冷循環(huán)過(guò)程比較復(fù)雜,影響因素很多,現(xiàn)對(duì)其做以下簡(jiǎn)化:忽略蒸發(fā)器和冷凝器中的微小壓力p變化,將壓縮機(jī)內(nèi)部過(guò)程看成一個(gè)從吸氣壓力到排氣壓力有損失的多變壓縮過(guò)程,節(jié)流過(guò)程簡(jiǎn)化成等焓過(guò)程.簡(jiǎn)化后的制冷循環(huán)過(guò)程如圖6,即從壓縮機(jī)出來(lái)的高溫高壓制冷劑氣體先經(jīng)冷凝器C1冷凝降溫至狀態(tài)點(diǎn)3′后,再經(jīng)冷凝器C2進(jìn)一步冷凝降溫至狀態(tài)點(diǎn)6,然后經(jīng)膨脹閥節(jié)流后進(jìn)入蒸發(fā)器,最后吸收室內(nèi)熱量后被吸入壓縮機(jī)氣缸,如此循環(huán).

注：1.壓縮機(jī)吸氣狀態(tài)點(diǎn)；2.壓縮機(jī)排氣狀態(tài)點(diǎn)； 3.冷凝壓力下飽和制冷劑氣體狀態(tài)點(diǎn)； 3′經(jīng)過(guò)冷凝器C1后的制冷劑狀態(tài)點(diǎn)； 4.冷凝壓力下飽和制冷劑液體狀態(tài)點(diǎn)； 5.過(guò)冷狀態(tài)點(diǎn)；6.節(jié)流后的制冷劑狀態(tài)點(diǎn)

選用R22為制冷劑,蒸發(fā)溫度取10℃,過(guò)熱度取5℃,冷凝溫度取40℃,過(guò)冷度取3℃,壓縮機(jī)指示功率取0.7,根據(jù)所需提供的冷量值70.27 kW,結(jié)合壓焓圖可知:h1=257.2 kJ/kg,h2=286.6 kJ/kg,h5=90.4 kJ/kg.

壓縮機(jī)耗功率Ws=(h2-h1)×qm=

(286.6-257.2)×0.4212=12.38 kW

冷凝器C1的排熱量Q1=Qre=10.8 kW

冷凝器C2的排熱量Q2=Q+Ws-Q1=

70.27+12.38-10.8=71.85 kW

3.432 kg/s,即12.36 m3/h

式中：c為水的比熱；tout為出水溫度；tin為進(jìn)水溫度.取再熱風(fēng)量為6 000 m3/h,根據(jù)風(fēng)冷冷凝器設(shè)計(jì)公式[10],可計(jì)算出冷凝器C1的換熱面積18.75 m2,對(duì)數(shù)平均傳熱溫差18.82 ℃;根據(jù)水冷冷凝器設(shè)計(jì)公式[10],可計(jì)算出冷凝器C2的換熱面積3.29 m2,對(duì)數(shù)平均傳熱溫5.5℃.

3.2 并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與串聯(lián)型基本相同,還只需確定冷凝器C1和C2的相關(guān)參數(shù).

根據(jù)風(fēng)冷冷凝器設(shè)計(jì)公式,可計(jì)算出冷凝器C1的換熱面積16.71 m2,對(duì)數(shù)平均傳熱溫差20.27℃;根據(jù)水冷冷凝器設(shè)計(jì)公式[10],可計(jì)算出冷凝器C1的換熱面積3.02 m2,對(duì)數(shù)平均傳熱溫5.99℃.

3.3 串聯(lián)型和并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的分析比較

根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果,運(yùn)用TRNSYS軟件分別模擬串聯(lián)型和并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能,可得在送風(fēng)風(fēng)量恒定的情況下,各調(diào)節(jié)工況所對(duì)應(yīng)的送風(fēng)溫度T如圖7,8所示.

圖7 串聯(lián)型不同再熱風(fēng)量下的送風(fēng)溫度Fig.7 The supply air temperature of the series type when the different reheating air volume

圖8 并聯(lián)型通過(guò)冷凝器C1的不同制冷劑流量下的送風(fēng)溫度Fig.8 The supply air temperature of the parallel type as a function of refrigerant volume through condenser C1

從圖7,8可以看出,并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的送風(fēng)溫度受通過(guò)冷凝器C1的制冷劑流量的影響比串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的送風(fēng)溫度受再熱風(fēng)量Qre的影響大,前者送風(fēng)溫度相對(duì)稍高且變化不平穩(wěn).這是由于在并聯(lián)型系統(tǒng)中,冷凝器C1的冷卻能力有限,當(dāng)通過(guò)它的制冷劑流量qm較多時(shí),節(jié)流前存有氣態(tài)制冷劑,這就導(dǎo)致了節(jié)流閥工作性能不穩(wěn)定且效率下降,部分氣態(tài)制冷劑進(jìn)入蒸發(fā)器,蒸發(fā)器處的制冷量減少,故從蒸發(fā)器出來(lái)的空氣溫度升高.

設(shè)計(jì)再熱空氣系統(tǒng)時(shí),從系統(tǒng)穩(wěn)定性、可靠性及持久性考慮,應(yīng)避免并聯(lián)型系統(tǒng)節(jié)流前存有氣態(tài)制冷劑.串聯(lián)型系統(tǒng)雖因空氣再熱后還需再次混合而使系統(tǒng)體積偏大,電子聯(lián)動(dòng)風(fēng)閥調(diào)節(jié)也相對(duì)困難,但其運(yùn)行穩(wěn)定,送風(fēng)溫度變化平穩(wěn),具有不可比擬的優(yōu)勢(shì),在安裝空間充足的條件下,可優(yōu)先選擇串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng).

4 結(jié)論

1)制取每千瓦冷量,冷凝熱再熱空氣的空調(diào)系統(tǒng)可比一次回風(fēng)式空調(diào)系統(tǒng)省電0.154 kW;

2)并聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的送風(fēng)溫度受通過(guò)冷凝器C1的制冷劑流量的影響比串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng)的送風(fēng)溫度受再熱風(fēng)量的影響大,前者送風(fēng)溫度相對(duì)稍高且變化不平穩(wěn);

3)設(shè)計(jì)再熱空氣系統(tǒng)時(shí),應(yīng)避免并聯(lián)型系統(tǒng)節(jié)流前存有氣態(tài)制冷劑,若安裝空間充足,可優(yōu)先選擇串聯(lián)型冷凝熱再熱空氣系統(tǒng).

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