雙冷源溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)設計優(yōu)化研究

李曹縣， 張慈枝， 侯根富， 葉靖， 戴貴龍

(福建工程學院 生態(tài)環(huán)境與城市建設學院， 福建 福州 350118)

雙冷源溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)設計優(yōu)化研究

李曹縣， 張慈枝， 侯根富， 葉靖， 戴貴龍

(福建工程學院 生態(tài)環(huán)境與城市建設學院， 福建 福州 350118)

從熵態(tài)視角對空調負荷進行劃分，基于雙溫冷源空調系統(tǒng)基礎上，根據(jù)不同新風處理方法，探討設計參數(shù)選取及負荷計算。通過系統(tǒng)優(yōu)化遵循“高熵負荷用高溫冷源消除，低熵負荷用低溫冷源消除”的原則，除高溫冷源降溫外，提出串聯(lián)高、低溫冷源的除濕循環(huán)，建立雙溫冷源能耗模型，數(shù)值模擬計算得到最佳除濕、除熱冷源有效溫度。

溫濕度獨立控制； 雙溫冷源； 能耗模型； 系統(tǒng)優(yōu)化

縱觀建筑領域中常規(guī)空調系統(tǒng)，一般以熱濕聯(lián)合處理，熱濕平衡不匹配[1]。為了解決傳統(tǒng)熱濕耦合處理中存在的諸多問題[2]，基于降溫和除濕過程需求冷源品位的本質不同，國內學者探究了溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)(temperature-humidity independent control,THIC)[3-4]。這類THIC系統(tǒng)不僅適應室內空氣溫濕度同時變化，還能極大地提高能源利用效率，改善室內空氣品質，正逐漸被推廣應用。江億院士等[5]、張濤等[6]、金輝等[7]研究了溶液除濕式溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)，認為這類空調系統(tǒng)在除濕和減少污染物方面有一定的優(yōu)勢，采用17～20 ℃冷凍水作為高溫冷源消除顯熱負荷，控制室內空氣溫度，溶液除濕實現(xiàn)室內空氣濕度控制及提供新鮮空氣的需求。但引入了獨立除濕系統(tǒng)，如何實現(xiàn)昂貴除濕溶液的再生，其代價計算不清晰。兩套獨立的控制系統(tǒng)增加了管線，控制難度加大，設備初期投入及運行維護費用均提升不少，經濟性還有待商榷。

該研究基于雙溫冷源的溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)[8]，除用傳統(tǒng)低溫冷源冷凝除濕區(qū)別溶液除濕外，還涉及到高溫冷源除熱。利用兩種溫度冷凍水分別承擔兩套獨立系統(tǒng)設備空調負荷，設備初投資較常規(guī)空調系統(tǒng)稍增加，系統(tǒng)綜合性能系數(shù)(COP)大幅度提高，運行費用可大大降低，節(jié)能潛力巨大。因此，在傳統(tǒng)空調設計方法基礎上，更深層次研究雙溫冷源空調系統(tǒng)理論，對其設計運行過程節(jié)能優(yōu)化進行數(shù)理分析具有重大意義。

1 空調系統(tǒng)負荷的熵級分析

傳統(tǒng)空調負荷劃分只注重能量的數(shù)量關系，忽略了品質區(qū)別，即熵態(tài)值的差異，可能對選擇空調組份負荷流的優(yōu)化處理路徑及效率產生影響[1]。因此，對空調負荷引入熵態(tài)視角分析，任何空調系統(tǒng)都可抽象簡化為以冷源流(質能熵流)、組份負荷流(能熵流)以及空氣流(熵流)的相互作用構成“質能熵流模型”，如圖1所示。

圖1 空調系統(tǒng)的“質能熵流”模型Fig.1 Mass energy entropy flow model of air conditioning system

理論上，制冷效率只與蒸發(fā)溫度有關，與蒸發(fā)器內的冷凍水溫度分布值無關，但是蒸發(fā)器出口處的冷源溫度(冷源最低溫度)與傳熱溫差(常量)決定了蒸發(fā)溫度，因此冷源最低溫度(常規(guī)7 ℃)就是決定制冷效率的關鍵值。只要冷源關鍵溫度值及空調總負荷不變，組份負荷不管以何種路徑與順序的差異均不會引起系統(tǒng)能效值的改變。一個冷源所對應的不同組份負荷的熵態(tài)值近似“相等”，亦構成等熵級負荷。

冷源的有效工作溫區(qū)即冷源可利用溫度的最小值與最大值構成集的區(qū)域。舒適性空調系統(tǒng)冷源的有效工作溫度在7～20 ℃之間，能被2～3個獨立冷源覆蓋，同時可劃分2個(最多不超過3個)與獨立冷源對應的等熵級負荷。而雙溫THIC空調系統(tǒng)則可將空負荷按熵態(tài)值的相對高低，分為高、低熵級負荷，與之對應的冷源分別為高、低溫冷源。以此類推，空調負荷等價熵級的劃分取決于獨立冷源的數(shù)量。

2 雙冷源THIC空調系統(tǒng)基本模型

空調系統(tǒng)中只有一個冷源時對負荷熵態(tài)值的區(qū)分沒有意義。分析涉及空調負荷的熵態(tài)影響，至少要有兩個及以上的獨立冷源。以兩個獨立且有效工作溫區(qū)互不重疊的冷源為前提，建立一個基本THIC空調系統(tǒng)，如圖2所示。

1-高溫冷源；2-低溫冷源；3-除濕設備；4-除熱設備圖2 雙冷源空調系統(tǒng)基本模型示意圖Fig.2 The basic model of dual cold source air conditioning system

空調房間總負荷Q為顯熱負荷Qt和濕負荷Qr之和，不涉及新風負荷。低溫冷源為除濕設備供冷構成一個等價低熵態(tài)負荷集，即低熵負荷Qd，高溫冷源為除熱設備供冷構成一個等價高熵態(tài)負荷集，即高熵負荷Qg。而除濕設備負荷和除熱設備負荷分別為Qw、QT。

2.1 基本系統(tǒng)設計參數(shù)分析

2.1.1 經濟傳熱溫差

文獻[9]研究建議在實際THIC系統(tǒng)設計中冷水供回水溫差取3.5～5.5 ℃。為了便于分析，統(tǒng)一設定為經濟傳熱溫差：換熱器傳遞單位(熱)冷量所耗費的總成本(包括設備投資與運行成本)最低時溫差，符號記為Δtec。干過程，Δtec1=6 ℃；濕過程，Δtec2=5.5 ℃。

2.1.2 冷源有效溫度

冷源有效溫度是指該冷源為換熱器供冷時的冷媒最低供冷溫度與對應的經濟傳熱溫差之和，符號記te。高溫冷凍水側供回水溫度不能與低溫冷凍水側供回水溫度重疊，又低溫冷凍水供水最高溫度≤14 ℃[5]，供、回水溫差(干過程)為6 ℃，故高溫冷水有效溫度te2范圍是18.5～20 ℃。

2.1.3 除濕風量定義與計算

除濕風量是指除濕設備在以冷卻除濕法消除余濕過程中所需風量，符號為Lw，單位kg/s，消除單位余濕量的除濕風量為單位除濕風量lw,單位kg/(gs)。兩者關系式：Lw=w×lw，w為系統(tǒng)除濕量。假設除濕設備入口處空氣狀態(tài)點為室內設計工況點N(tN=26 ℃，φ=60%，dN=12.6 g/kg)；處理后空氣狀態(tài)點在機器露點L(tL，φ=90%，dL)上，則除濕風量計算公式為：

(1)

式中，Lw大小與dL變化有關，而dL值由設備出口溫度tL(除濕溫度)決定，當室內設計參數(shù)與w不變時，除濕風量Lw由tL決定。當tL高于室內設計點N的露點溫度tLu(φ=100%)時，過程不具除濕功能；當tL從低溫端趨近tLu時Lw趨近于無窮大；當tL逐漸下降，Lw越來越小。

2.1.4 伴隨負荷定義與計算

空調系統(tǒng)冷卻去濕過程中，除濕設備在消除潛熱Qr的同時不可避免承擔伴隨空氣部分的降溫負荷，引入“伴隨負荷Qb”這個新概念，處理單位余濕伴隨的顯熱負荷為單位伴隨負荷qb，兩者關系式：Qb=w×qb，計算公式如下：

(2)

又Lw=w×lw，則qb=Cplw(tN-tL)。其中，Cp為濕空氣的定壓比熱，為計算方便，取Cp=1.01 kJ/(kg℃)?？梢酝瞥觯摵蒕b由除濕溫度tL決定。

2.1.5 除濕、除熱設備負荷計算

除濕設備能夠除掉全部潛熱負荷和伴隨負荷，故除濕設備負荷Qw計算式為：

(3)

又Qw=w×qw、Qr=w×qr，同理單位除濕設備負荷qw=qr+qb,qr為除濕設備運行工況下1 g水的汽化潛熱。此外，以除濕設備為節(jié)點建立能量平衡方程：Qd+Lw×hL=Lw×hN，除濕設備流向冷源熱量等于低熵負荷Qd，即Qw=Qd，可推導出計算除濕設備負荷的焓流表達式為：

(4)

式中，hN為已知室內設計點N的焓值，而hL為除濕設備空氣出口狀態(tài)點L(送風狀態(tài)點)的焓值，與除濕溫度tL有關，同理推斷出除濕設備負荷Qw也只由tL決定。

根據(jù)能量守恒定律, 除濕設備負荷Qw與除熱設備負荷QT之和與系統(tǒng)濕負荷Qr與顯熱負荷Qt之和相等，即：

(5)

將式(3)代入，可得除熱設備負荷計算式為：

(6)

2.2 基本模型優(yōu)化思路

基本模型系統(tǒng)的總空調負荷可劃分為由顯熱負荷Qr與濕負荷Qw組成，也可劃分為由高熵負荷Qg與低熵負荷Qd組成，從熱力學第二定律來看，不同的劃分可能導向不同的負荷處理優(yōu)化路徑或優(yōu)化過程參數(shù)。高熵負荷既可用高溫冷源來處理，也可用低溫冷源來處理，而低熵負荷只能用低溫冷源來處理，通過使空調系統(tǒng)的低熵負荷(除濕設備負荷)最小化則可能獲得最優(yōu)節(jié)能系統(tǒng)，優(yōu)化條件方程式如下：

(7)

2.3 低溫冷源能耗分析

低溫冷源對除濕設備供冷中發(fā)生的除濕過程，承擔了除濕設備負荷Qw，包括濕負荷(潛熱)Qr和伴隨負荷Qb。低溫冷源的冷量是通過消耗電量獲得的，該耗電量P與低溫冷源蒸發(fā)器內冷劑的最低蒸發(fā)溫度T0、冷凝器內冷劑的最高冷凝溫度Tk及低溫冷源的低熵負荷Qd有關。對基本系統(tǒng)來說，Qd=Qw，所以低溫冷源耗電功率P計算公式如下：

(8)

式中，cop(T0,Tk)為冷凍水機組制冷系數(shù)，且cop(T0,Tk)=H·ε(T0,Tk)，ε為逆卡諾循環(huán)效率。T0為蒸發(fā)溫度：T0=tL-Δtec1-Δtec2；Δtec1=6 ℃,Δtec2=5 ℃；Tk為高溫冷源溫度，Tk=tW+Δtec3，tW為夏季空調室外設計溫度,Δtec3=10 ℃。將式(3)代入得單位耗電量P為：

(9)

由于濕負荷Qr是常量，Qb是除濕溫度tL的函數(shù)，故耗電量P是除濕溫度tL和室外計算溫度tW的函數(shù)，但是tW隨不同地域或不同省份的夏季空調室外設計溫度各異，因而本研究采取控制變量法，tW將取30～42 ℃，間隔1 ℃，則耗電量P變成僅除濕溫度tL的單值函數(shù)。

(10)

圖3 p和qb與tL關系趨勢圖Fig.3 Unit power consumption vs unit load and dehumidification temperature

3 雙冷源THIC空調系統(tǒng)擴展模型

雙冷源THIC系統(tǒng)基本模型是一個全封閉空調系統(tǒng)，不涉及新風負荷，這類系統(tǒng)在實際空調工程中所占比例極小，如特殊的人防工程。在基本系統(tǒng)的基礎上，增加新風功能，并導出新風負荷計算公式。本研究主要涉及兩種新風系統(tǒng)形式[10]：(1)單獨新風機；(2)新風與空調回風混合(見圖4)。

3.1 擴展模型(一)與負荷新風修正

新風處理(一)：室外空氣經新風機組處理至室內設計點N等焓線和相對濕度90%交點O，空氣處理焓差為Δh，不增加房間的顯熱負荷，但需除去部分余濕量為Δw?？照{新風負荷為：

(11)

單位時間進入室內新風所含余濕量為：

(12)

式中，LXF為新風，kg/s；hW為室外狀態(tài)點W焓值，kJ/kg；hO為新風處理設備出風LXF點的焓值，kJ/kg；dO為新風處理設備出風點的含濕量，g/kg；在基本模型基礎上，按照新風處理(一)要求，增加新風機組5，形成空調系統(tǒng)的擴展模型(一)，見圖4(a)。

圖4 雙冷源空調系統(tǒng)擴展模型Fig.4 The extended model of dual cooling air conditioning system

3.2 擴展模型(二)與負荷新風修正

新風處理(二)：室外空氣經新風機組處理至低于室內的含濕量(dO

(13)

3.3 擴展模型(三)與負荷新風修正

結論：若沒有特別的條件限制時，新風處理(三)的方式要優(yōu)于新風處理(二)的方式；新風處理(二)的方式通常都要優(yōu)于新風處理(一)的方式。因此，在沒有特別的條件限制時，應采用新風處理(三)方式。

4 雙冷源的除濕循環(huán)優(yōu)化分析

采用新風處理方法(三)，其熱濕處理過程將新風負荷由除濕設備承擔，現(xiàn)設計將新風機組并入除濕設備，使得除濕循環(huán)中存在串聯(lián)高低溫冷源同時消耗，優(yōu)化除濕循環(huán)的目的就是盡可能在除濕設備中實現(xiàn)有高溫(高熵)冷源段處理新風攜帶的熱濕。在實際工程設計中新風負荷占總負荷的30%～40%，則它占無新風的雙冷源除濕循環(huán)總負荷60%～90%。單位新風負荷為：

(14)

式中，Δh1為無新風情況下單位低熵負荷，Δh1=he2-he1；Δh2為無新風情況下單位高熵負荷，Δh2=hN-he2。在有新風參與的除濕循環(huán)中，因為新風消耗代價全部可以由高溫冷源來承擔，不消耗低溫冷源，所以新風原來由新風機組處理，變成在除濕設備采用串聯(lián)高、低溫冷源中的高溫冷源承擔。此時，系統(tǒng)的單位高熵負荷增加為Δh2+qXF，而低熵負荷不變?yōu)棣1，單位總耗電量為：

(15)

耗電指數(shù)為：

(16)

圖5 耗電指數(shù)pcz與有效溫度te2關系趨勢圖Fig. 5 Power consumption index pczvs effective temperature te2of high temperature cold source

耗電指數(shù)pcz1、pcz2、pcz3和pcz4隨te2增大而增大，但是增加幅度比較平緩，說明te2越低，高溫冷源消耗越多，高品位的低溫冷源消耗越少。系統(tǒng)實現(xiàn)雙冷源進行除濕過程，高溫冷源的有效溫度te2取18.5 ℃，耗電指數(shù)pcz相對最小，達到相對最佳節(jié)能狀態(tài)。

5 結論

[1] 張海強,劉曉華,江億.溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)和常規(guī)空調系統(tǒng)的性能比較[J].暖通空調,2011，41(1)：48-52.

[2] 楊修飛,羅清海,楊會娟，等.溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)的現(xiàn)狀分析[J].能源工程,2011(6):58-60.

[3] 馬季.內冷式雙冷源溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)的優(yōu)化研究[D].重慶:重慶大學,2016.

[4] 賀建鑫,劉凱敬,劉拴強. 溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)在民用建筑中的應用[J].制冷與空調,2013,13(7):108-111.

[5] 江億,李震,陳曉陽，等. 溶液除濕空調系列文章溶液式空調及其應用[J].暖通空調,2004,34(11):88-97.

[6] 張濤,劉曉華,張海強，等.溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)設計方法[J].暖通空調,2011,41(1):1-8.

[7] 金輝,文靈紅,熊海.溶液除濕溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)設計[J].重慶建筑,2012,11(11):54-57.

[8] 王飛.基于雙溫冷源的溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)的研究[D].廣州:華南理工大學,2011.

[9] 田旭東,史敏,周建誠,等.溫濕度獨立控制空調系統(tǒng)中冷水設計溫差的選取探討[J].流體機械,2008,36(12):75-78.

[10] 劉鵬昊.大型商場的暖通空調設計要點[J].建筑工程技術與設計,2016(21):616.

(特約編輯：黃家瑜)

Study on the design optimization of air conditioning system with dual cooling source temperature and humidity independent control

Li Caoxian， Zhang Cizhi， Hou Genfu， Ye Jing， Dai Guilong

(College of Eco-Environment and Urban Construction， Fujian University of Technology， Fuzhou 350118， China)

The division of air conditioning loads was performed in the view of entropy. The selection of the design parameters and the calculation of the air conditioning loads of dual temperature cold source air conditioning system were discussed based on different fresh air processing methods. Systematic optimization was conducted, which follows the principle of “high entropy load can be eliminated with high temperature cold source, while low entropy load can be eliminated with low temperature cold source”. In addition to high temperature cold source cooling, dehumidification cycle combining high and low temperature cold sources was proposed. A dual temperature cold source energy consumption model was established. Numerical simulation calculation was employed to obtain the optimum dehumidification temperature and heat removal cold source temperature.

temperature-humidity independent control; dual temperature cold source; energy consumption model; system optimization

10.3969/j.issn.1672-4348.2017.03.015

2017-03-16

李曹縣(1958-)，男，山東曹縣人，副教授，碩士，研究方向：暖通空調、太陽能熱利用。

TU831.3

A

1672-4348(2017)03-0273-06