一種新的全空氣THIC 空調(diào)系統(tǒng)性能分析

劉雄 李林蔚 祝銘 王彥杰 錢亞中 葉志成

西安建筑科技大學(xué)建筑設(shè)備科學(xué)與工程學(xué)院

1 全空氣空調(diào)系統(tǒng)存在的問題

隨著經(jīng)濟的發(fā)展，全空氣空調(diào)系統(tǒng)在公共和商業(yè)建筑中獲得了大量的使用，目前在這種系統(tǒng)中為了調(diào)控室內(nèi)空氣的溫度和濕度一般都是采用一次回風(fēng)或二次回風(fēng)的空氣處理方法，但它們都存在著缺陷。

一次回風(fēng)系統(tǒng)雖然系統(tǒng)簡單，控制管理方便，但由于需要再熱，故存在冷熱量的抵消問題，運行的能耗大[1-2]。

二次回風(fēng)系統(tǒng)雖然能克服一次回風(fēng)系統(tǒng)所存在的缺陷[3-4]，但運行控制復(fù)雜，在實際工程中的應(yīng)用反而不如一次回風(fēng)系統(tǒng)多。

因此，迄今為止已有眾多學(xué)者提出了改進方案，并對系統(tǒng)的性能和適應(yīng)性進行了研究，其中就包括溫濕度獨立控制（THIC）空調(diào)系統(tǒng)[5]?，F(xiàn)有的全空氣THIC空調(diào)系統(tǒng)經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)[6]：新風(fēng)比適用范圍有限（不超過30%），因此，本文提出了一種含有排風(fēng)熱回收的全空氣溫濕度獨立控制（THIC）空調(diào)系統(tǒng)（圖1），并對其夏季工況進行研究。

2 新方案工作原理及適應(yīng)性分析

2.1 系統(tǒng)工作原理

如圖1 所示是一種含兩級排風(fēng)熱回收的全空氣THIC 空調(diào)系統(tǒng)。

圖1 含排風(fēng)熱回收的全空氣THIC 空調(diào)系統(tǒng)

其夏季工況空氣處理過程焓濕圖如圖2 所示。

圖2 夏季工況空氣處理過程焓濕圖

夏季工作過程中，在圖1 所示的高溫表冷器中通入高溫冷凍水對回風(fēng)進行等濕冷卻，承擔(dān)室內(nèi)顯熱負(fù)荷。在低溫表冷器中通入低溫冷凍水對新風(fēng)進行冷卻除濕，由新風(fēng)承擔(dān)室內(nèi)潛熱負(fù)荷和部份顯熱負(fù)荷。顯熱回收器利用室內(nèi)排風(fēng)對低溫表冷器出口的新風(fēng)進行等濕再熱，并回收冷量。再在全熱回收器中用于對新風(fēng)的預(yù)冷。如圖2 所示，其空氣處理過程工作流程如下：

新風(fēng)通過全熱回收被來自顯熱回收器的室內(nèi)排風(fēng)冷卻減濕到3 點，再經(jīng)低溫表冷器處理到機器露點L，再經(jīng)顯熱回收器被排風(fēng)等濕加熱到6 點，排風(fēng)在再熱新風(fēng)時回收冷量后，進入全熱回收器對新風(fēng)進行預(yù)冷。另一方面，回風(fēng)經(jīng)通高溫冷凍水的高溫表冷器等濕冷卻至F 點，然后，被處理后的新、回風(fēng)混合至送風(fēng)狀態(tài)點S1，送入室內(nèi)，沿?zé)釢癖染€至室內(nèi)狀態(tài)點N。

工作過程中，通過調(diào)節(jié)低溫表冷器冷水流量控制室內(nèi)濕度，調(diào)節(jié)高溫表冷器水流量控制室內(nèi)溫度，因此圖1 所示系統(tǒng)可以實現(xiàn)室內(nèi)空氣的溫濕度獨立控制。該系統(tǒng)為全空氣系統(tǒng)，適用于大空間建筑。其優(yōu)點是增加了兩級排風(fēng)熱回收，相當(dāng)于增加了換熱面積，提高了系統(tǒng)的能效和適用范圍。

對于給定的空調(diào)建筑物，在圖1 所示系統(tǒng)的空氣處理過程中通常已知：

1）N 點的狀態(tài)參數(shù)，即：室內(nèi)空氣干球溫度tN、含濕量dN（或室內(nèi)空氣相對濕度）。

2）W 點的狀態(tài)參數(shù)，即：室外新風(fēng)空氣干球溫度tw、含濕量dw（或室內(nèi)空氣相對濕度）。

3）建筑物室內(nèi)的顯熱熱負(fù)荷Qx、濕負(fù)荷W 以及熱濕比。

4）低溫表冷器冷凍水進口溫度tw1。

5）高溫表冷器冷凍水進口溫度tw3。

在本文的研究中，假設(shè)：

1）新風(fēng)量G 按建筑物內(nèi)總?cè)藬?shù)，以及每人30 m3/h新風(fēng)量計算。

2）排風(fēng)量等于新風(fēng)量。

3）空氣送風(fēng)溫差為5 ℃。

因此，根椐以上所述的已知和假設(shè)的條件，利用式（1）可計算出顯熱回收器新風(fēng)出口含濕量d6，g/kg：

式中：ρ 為新風(fēng)密度，kg/m3，取值1.2；G 為新風(fēng)量，m3/h；W 為濕負(fù)荷，g/h。

因為顯熱回收器僅承擔(dān)顯熱負(fù)荷，所以其進、出口新風(fēng)的含濕量相等，即：顯熱回收器新風(fēng)進口的含濕量，也就是低溫表冷器新風(fēng)出口含濕量dL也等于d6。

在設(shè)計工況下，通常根據(jù)低溫冷凍水進口溫度設(shè)定低溫表冷器出口的新風(fēng)露點狀態(tài)參數(shù)，一般露點溫度比冷凍水進口溫度高4 ℃，相對濕度為95%。再根據(jù)廠家樣本依次設(shè)計計算顯熱回收器，全熱回收器，低溫表冷器和高溫表冷器的面積和結(jié)構(gòu)參數(shù)。

其它運行工況下，由于顯熱回收器，全熱回收器，低溫表冷器和高溫表冷器面積和結(jié)構(gòu)參數(shù)已知，須通過建立高、低溫表冷器，全熱回收器、顯熱回收器的數(shù)學(xué)模型，利用Matlab 編程，先假定低溫表冷器新風(fēng)出口溫度tL，再通過迭代計算出其它未知參數(shù)。

2.2 新方案適應(yīng)性分析

實際運行過程中，圖1 所示系統(tǒng)當(dāng)?shù)蜏乇砝淦鬟M口低溫冷凍水溫一定時，隨著室內(nèi)濕負(fù)荷的增加，可以通過增大新風(fēng)比的方法來滿足室內(nèi)的除濕需求，此時，新風(fēng)不但承擔(dān)了室內(nèi)的全部濕負(fù)荷，也承擔(dān)了一部份室內(nèi)顯熱負(fù)荷。當(dāng)新風(fēng)比增大、使新風(fēng)承擔(dān)了室內(nèi)的全部濕負(fù)荷和顯熱負(fù)荷時，如圖2 所示，此時室內(nèi)狀態(tài)點N，送風(fēng)狀態(tài)點S1，顯熱回收器新風(fēng)出口狀態(tài)點6 成一直線。高溫表冷器承擔(dān)的室內(nèi)顯熱負(fù)荷等于零。系統(tǒng)的新風(fēng)比最大，如再增大新風(fēng)比，在高溫表冷器中就須通入熱水加熱回風(fēng)，這不符合節(jié)能的要求。在本文中，該最大新風(fēng)比被稱為最大除濕新風(fēng)比，其對應(yīng)的熱濕比最小，被稱為最小熱濕比。

如圖3 所示為25 ℃室溫，不同冷凍水溫下，圖1所示系統(tǒng)能實現(xiàn)的最小熱濕比。其中顯熱回收器熱交換效率取86%。

圖3 不同冷凍水溫下的最小熱濕比

如圖4 所示為室溫25 ℃，相對濕度50%時，不同冷凍水溫下室內(nèi)熱濕比變化，需要的除濕新風(fēng)比，即：用于承擔(dān)室內(nèi)濕負(fù)荷的新風(fēng)比。

圖4 不同冷凍水溫下的除濕新風(fēng)比

從圖3、圖4 可知：在不同低溫冷凍水進口溫度下，與現(xiàn)有的全空氣THIC 空調(diào)系統(tǒng)[5]相比，圖1 所示系統(tǒng)處理的熱濕比和新風(fēng)比范圍更廣，更適用于工程需要。這是由于增加的全熱及顯熱回收器使系統(tǒng)的換熱面積增大，換熱量、除濕能力提升。

3 新方案性能分析

運行時，對于圖1 所示系統(tǒng)在同一工況下，總是希望低溫表冷器的低溫制冷量盡量小，而單位低溫制冷量的除濕量盡量大。下面以一個實際案例分析全熱回收器、顯熱回收器迎風(fēng)面積變化時，對低溫表冷器的制冷量和單位低溫制冷量的除濕量的影響。

項目是西安的一棟空調(diào)面積800 m3的辦公樓，人員密度為0.25 p/m3，新風(fēng)量每人30 m3/h。濕負(fù)荷僅考慮室內(nèi)人員散濕量，忽略其它因素。夏季室內(nèi)顯熱負(fù)荷由圍護結(jié)構(gòu)傳熱及輻射冷負(fù)荷（外墻及外窗），人體散熱及燈具散熱冷負(fù)荷構(gòu)成。

經(jīng)DeST 軟件模擬計算，得到夏季室外空氣干球溫度t 與室內(nèi)顯熱負(fù)荷Qx的擬合曲線如下：

根據(jù)室內(nèi)人數(shù)、每人新風(fēng)量和式（2），就可以計算出不同室外空氣干球溫度下的室內(nèi)熱濕比。

計算時，新風(fēng)量保持6000 m3/h，高、低溫表冷器進口冷凍水溫分別為16 ℃、7 ℃。低溫表冷器管排數(shù)為12 排，迎風(fēng)面積為0.45 m2。全熱回收器，顯熱回收器初始迎風(fēng)面積均為0.105 m2，當(dāng)它們的迎風(fēng)面積在0.07～0.21 m3之間變化時，對應(yīng)的迎面風(fēng)速約為1～3 m/s。高、低溫表冷器，全熱回收器，顯熱回收器的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1 所示。

表1 系統(tǒng)中換熱器結(jié)構(gòu)參數(shù)

根據(jù)文獻[7-9]分別給出的表冷器和熱回收器數(shù)學(xué)模型，利用Matlab 編程，可以計算出全熱回收器、顯熱回收器迎風(fēng)面積分別變化時，對低溫表冷器制冷量和除濕量的影響。

圖5 所示為室外空氣濕球溫度25.8 ℃、三種不同室外空氣干球溫度下，顯熱回收器或全熱回收器迎風(fēng)面積變化時，對低溫表冷器制冷量的影響。從圖5 可以看出，在相同室外空氣干球溫度下，隨著顯熱和全熱回收器迎風(fēng)面積的增加，低溫表冷器制冷量都逐漸下降。但顯熱回收器迎風(fēng)面積增加使制冷量下降的幅度很小。而隨著全熱換熱器面積的增加，低溫表冷器制冷量顯著降低。

圖5 不同室外空氣干球溫度下回收器迎風(fēng)面積變化對制冷量的影響

圖6 所示為35 ℃室外空氣干球溫度、不同室外空氣濕球溫度下，顯熱或全熱回收器迎風(fēng)面積變化時，對低溫表冷器制冷量的影響。從圖6 可以看出，在相同顯熱或全熱回收器迎風(fēng)面積下，隨著室外空氣濕球溫度的上升，低溫表冷器制冷量也上升。并且室外空氣濕球溫度越高，全熱回收器迎風(fēng)面積增加對低溫表冷器制冷量的影響越大。

圖6 不同室外空氣濕球溫度下回收器迎風(fēng)面積變化對制冷量的影響

圖7 所示為室外空氣濕球溫度25.8 ℃、三種不同室外空氣干球溫度下，顯熱回收器或全熱回收器迎風(fēng)面積變化時，對低溫表冷器單位制冷量的除濕量的影響。從圖7 中可以看出，在同一迎風(fēng)面積下，隨著室外空氣干球溫度的升高，除濕量都減小。在同一室外空氣干球溫度下，隨著顯熱回收器迎風(fēng)面積的增加，單位制冷量除濕量緩慢增加，但增加幅度很小。在35 ℃室外空氣干球溫度下，隨著全熱回收器迎風(fēng)面積增加，低溫表冷器單位制冷量的除濕量先增大后減小，在圖7 所示的（0.07～0.21 m2）內(nèi)，除濕量在0.173 m2左右達到最高值。而在38 ℃和41 ℃室外空氣干球溫度下，隨著全熱回收器迎風(fēng)面積增加，除濕量增長曲線先快速上升后變得平緩。

圖7 不同室外空氣干球溫度下回收器迎風(fēng)面積變化對表冷器單位制冷量除濕量的影響

在35 ℃室外空氣干球溫度下，除濕量出現(xiàn)峰值的原因是：隨著全熱回收器迎風(fēng)面積的增加，在全熱回收器中排風(fēng)對新風(fēng)的預(yù)冷作用增強，使所需要的低溫表冷器制冷量大幅度下降（如圖5 所示），因為低溫表冷器進口冷凍水溫不變，所以只能通過減少低溫表冷器的冷凍水流量來調(diào)控低溫表冷器的制冷量，一方面提高了低溫表冷器出口冷凍水溫，使其進、出口冷凍水溫平均水溫提高。另一方面也降低了低溫表冷器中冷凍水側(cè)的對流換熱系數(shù)。因此給低溫表冷器的除濕能力帶來了不利影響。

圖8 所示為室外空氣干球溫度35 ℃、不同室外空氣濕球溫度下，顯熱回收器或全熱回收器迎風(fēng)面積變化時，對低溫表冷器單位制冷量的除濕量的影響。從圖8 中可以看出，在同一顯熱或全熱回收器迎風(fēng)面積下，隨著室外空氣濕球溫度的升高，低溫表冷器單位制冷量的除濕量增大。

圖8 不同室外空氣濕球溫度下回收器迎風(fēng)面積變化對表冷器單位制冷量除濕量的影響

在25.8 ℃及28.8 ℃室外空氣濕球溫度下，隨著全熱回收器迎風(fēng)面積的增大，低溫表冷器單位制冷量的除濕量都先增大后減小，全熱回收器迎風(fēng)面積為0.173 m2左右時，除濕量出現(xiàn)了峰值。而22.8 ℃室外空氣濕球溫度下，隨著全熱回收器迎風(fēng)面積的增大，除濕量一直增大，未出現(xiàn)峰值。說明室外空氣相對濕度越大，即越接近飽和狀態(tài)，全熱回收器迎風(fēng)面積的增大，反而對低溫表冷器單位制冷量的除濕量有不利的影響。

4 結(jié)論

通過對新系統(tǒng)夏季工況的研究發(fā)現(xiàn)：

1）新系統(tǒng)具有更大的熱濕比、新風(fēng)比適用范圍。

2）增大顯熱回收器迎風(fēng)面積對低溫表冷器制冷量，以及其單位制冷量的除濕量的影響不大。

3）全熱回收器才是系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，增加全熱回收器的迎風(fēng)面積可以大幅度減少低溫表冷器的制冷量。但在室外空氣濕球溫度較高時，會使低溫表冷器單位制冷量的除濕量出現(xiàn)先快速增大后減小現(xiàn)象。

4）顯熱回收器與全熱回收器之間的最佳迎風(fēng)面積比是1:3。