雙冷源空調(diào)機(jī)組供冷性能實(shí)驗(yàn)分析

陸 坤， 李翠敏*， 孫志高， 田向?qū)?/p>

(1.蘇州科技大學(xué)環(huán)境科學(xué)與工程學(xué)院， 蘇州 215009； 2.浙江大學(xué)建筑設(shè)計(jì)研究院有限公司， 杭州 310027)

據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，中國(guó)建筑能耗占總能源消耗的25%以上[1]。建筑能耗主要包括采暖、空調(diào)、通風(fēng)、照明和建筑電氣等，其中暖通空調(diào)能耗占建筑總能耗的50%以上[2-3]，節(jié)能潛力較大。目前，為了達(dá)到除濕的效果，空氣處理過(guò)程通常將送風(fēng)處理到露點(diǎn)溫度，再加熱到送風(fēng)溫度送入室內(nèi)。這種再熱式送風(fēng)方式優(yōu)勢(shì)明顯，如調(diào)節(jié)性能好、除濕能力強(qiáng)，但是再熱會(huì)增加空調(diào)系統(tǒng)能耗。

為了節(jié)約再熱部分的能源，一些學(xué)者針對(duì)空調(diào)系統(tǒng)展開(kāi)了研究，提出了一些新型的系統(tǒng)。Jiang等[2]、Zhao等[4]提出了基于溶液除濕的溫濕度獨(dú)立控制空調(diào)系統(tǒng)，并在某辦公樓進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)和示范；Liu等[1]對(duì)基于大滑移溫度非共沸工質(zhì)的雙冷源制冷系統(tǒng)的性能進(jìn)行了研究。雙冷源空調(diào)機(jī)機(jī)組以節(jié)約再熱能源為目標(biāo)而提出的一種新型空調(diào)機(jī)組，與常規(guī)組合式空調(diào)機(jī)組相比，其設(shè)置兩個(gè)或多個(gè)表冷器，各表冷器根據(jù)需要采用不同的蒸發(fā)溫度，通常為供回水7/12 ℃的低溫冷源和9/14 ℃的高溫冷源。由冷水機(jī)組的制冷效率計(jì)算方法可知，高溫冷源可極大地提高冷水機(jī)組的制冷效率，冷水機(jī)組的能效比(coefficient of performance，COP)值可高達(dá)8～9，遠(yuǎn)大于常規(guī)低溫冷源的COP，進(jìn)一步減少了空調(diào)系統(tǒng)能耗。

雙冷源空調(diào)機(jī)組節(jié)能效果明顯，在這一領(lǐng)域已有一些相關(guān)研究[5-11]，但大部分研究都集中在理論分析[5,7,9]和工作系統(tǒng)分析方面[6,8-10]，針對(duì)機(jī)組本身性能的研究較少。田向?qū)幍萚5]通過(guò)理論分析探討了雙冷源機(jī)組的空氣處理過(guò)程和使用條件。劉鵬[6]通過(guò)數(shù)值計(jì)算和理論計(jì)算分析了雙溫冷源空調(diào)系統(tǒng)中高溫冷源溫度設(shè)定值對(duì)系統(tǒng)各方面能耗的影響。文獻(xiàn)[6,8-10]則從設(shè)計(jì)方法角度、應(yīng)用效果角度對(duì)雙冷源系統(tǒng)進(jìn)行了分析。而雙冷源系統(tǒng)領(lǐng)域的進(jìn)一步研究和應(yīng)用，需要全面分析雙冷源空調(diào)機(jī)組特性，明確其性能變化規(guī)律。

雙冷源空調(diào)機(jī)組與常規(guī)組合式空調(diào)機(jī)組的根本區(qū)別在于其包含高溫表冷器，高溫表冷器的性能對(duì)雙冷源空調(diào)機(jī)組的供冷性能影響很大。研究雙冷源空調(diào)機(jī)組的供冷性能，應(yīng)首先考量高溫表冷器的特性。現(xiàn)試制了一種雙冷源組合式空調(diào)機(jī)組，采用兩組表冷器并聯(lián)的形式組裝，實(shí)驗(yàn)研究了單獨(dú)高溫冷源和雙冷源空調(diào)機(jī)組高的供冷性能，并對(duì)其節(jié)能性進(jìn)行了分析。

1 實(shí)驗(yàn)裝置及條件

1.1 實(shí)驗(yàn)環(huán)境

利用焓差室研究機(jī)組性能，如圖1所示。焓差室用于模擬進(jìn)風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)的溫度和濕度，主要由測(cè)試小室、控制臺(tái)、送風(fēng)系統(tǒng)和冷源系統(tǒng)組成。測(cè)試小室尺寸為4 m×4 m×2.8 m，其溫度和濕度主要由送風(fēng)系統(tǒng)來(lái)控制，送風(fēng)系統(tǒng)分為冷風(fēng)系統(tǒng)和熱風(fēng)系統(tǒng)，分別由兩臺(tái)組合式空調(diào)機(jī)組單獨(dú)控制?？刂婆_(tái)除調(diào)控測(cè)試小室內(nèi)部溫度、濕度等功能外，還包含一套數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，可實(shí)時(shí)采集供回水流量、送風(fēng)風(fēng)量和溫度、測(cè)試小室內(nèi)溫度和濕度等。冷源系統(tǒng)由冷水機(jī)組和高、低溫水箱組成，其中高、低溫水箱中均設(shè)有電加熱器，以獲取所需的供水溫度。

圖1 焓差室實(shí)驗(yàn)臺(tái)Fig.1 Enthalpy difference laboratory

1.2 雙冷源空調(diào)機(jī)組及測(cè)量參數(shù)

雙冷源空調(diào)機(jī)組樣品內(nèi)部設(shè)置兩組表冷器，分別為高溫表冷器和低溫表冷器，如圖2所示。

1為1#進(jìn)風(fēng)口；2為2#進(jìn)風(fēng)口；3為高溫表冷器；4為低溫表冷器；5，6為擋水板；7為風(fēng)機(jī)；8為送風(fēng)口圖2 雙冷源空調(diào)機(jī)組Fig.2 Double cooling source air conditioning unit

雙冷源空調(diào)機(jī)組尺寸為3 300 mm×1 240 mm×1 380 mm；高溫表冷器和低溫表冷器均為四排管一組，尺寸分別為940 mm×120 mm×460 mm和940 mm×120 mm×300 mm。

實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，測(cè)試小室處于全封閉狀態(tài)，只能模擬出一種進(jìn)風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)。為同時(shí)模擬高溫進(jìn)風(fēng)狀態(tài)和正常進(jìn)風(fēng)狀態(tài)，在高溫表冷器的進(jìn)風(fēng)風(fēng)道上安裝了一組管道式電加熱器，容量為20 kW，由比例積分微分(proportion integration differentiatio，PID)溫控器控制其加熱功率，如圖3所示。

圖3 雙冷源空調(diào)機(jī)組實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)Fig.3 Experimental site of double cold source air conditioning unit

實(shí)驗(yàn)過(guò)程測(cè)量的參數(shù)主要包括高溫表冷器和低溫表冷器的供、回水溫度，循環(huán)水流量，1#、2#進(jìn)風(fēng)口和送風(fēng)口的風(fēng)量、溫度和濕度，測(cè)試小室內(nèi)參考點(diǎn)溫度和濕度。

測(cè)試小室內(nèi)參考點(diǎn)溫度和濕球溫度(用于計(jì)算濕度)、高溫表冷器和低溫表冷器的供、回水溫度均由Pt100測(cè)量，精度為±0.1 ℃；循環(huán)水流量由電磁流量計(jì)(HL-LDG-40)測(cè)量，精度為1%。進(jìn)風(fēng)口參數(shù)由溫濕度傳感器實(shí)時(shí)測(cè)量。送風(fēng)風(fēng)量由測(cè)試小室外的差壓傳感器(ROSRMOUNT3051型)測(cè)量。所有測(cè)量數(shù)據(jù)均由數(shù)據(jù)采集器記錄并實(shí)時(shí)保存到計(jì)算機(jī)中。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 單組表冷器性能分析

單組表冷器的性能分析包括供冷能力、全熱交換效率、送風(fēng)狀態(tài)、除濕能力和理想效率。高溫表冷器實(shí)驗(yàn)工況為進(jìn)風(fēng)量1 600 m3/h，供水溫度變化區(qū)間為7～15 ℃，供回水溫差5 ℃。為與常規(guī)表冷器工況做對(duì)比，進(jìn)風(fēng)工況根據(jù)《組合式空調(diào)機(jī)組》(GBT 14296—2008)的標(biāo)準(zhǔn)實(shí)驗(yàn)工況選取，具體為干球溫度27 ℃，濕球溫度19.5 ℃，相對(duì)濕度50%。

2.1.1 供冷量分析

表冷器的供冷量計(jì)算公式為

(1)

式(1)中：c為水的比熱容，取4.2 kJ/(kg·℃)；m為水流量，m3/h；tw1、tw2分別為供、回水溫度， ℃。

由式(1)計(jì)算整理原始數(shù)據(jù)，并獲得供冷量與供水溫度關(guān)系,如圖4所示。

圖4 表冷器供冷量變化Fig.4 Change law of cooling capacity of surface cooler

由圖4可知，在相同的溫濕度和送風(fēng)量條件下，隨著供回水溫度的升高，表冷器的供冷量降低。供水溫度每升高1 ℃，表冷器的供冷量的平均下降9.7%。

2.1.2 全熱交換效率和送風(fēng)溫度

全熱交換效率計(jì)算公式為

(2)

式(2)中：ta1、ta2分別為除濕前后空氣的干球溫度， ℃。

表冷器全熱交換效率與供水溫度關(guān)系曲線如圖5所示。

圖5 全熱交換效率變化Fig.5 Change rule of total heat exchange efficiency

隨著供水溫度的升高，表冷器的全熱交換效率呈現(xiàn)整體下降的趨勢(shì)。此外，計(jì)算得出供水溫度7 ℃工況下的對(duì)數(shù)平均溫差為9.9 ℃，供水溫度14 ℃工況下的對(duì)數(shù)平均溫差為6.5 ℃。由此分析可得，隨著供水溫度的升高，表冷器的平均傳熱溫差隨之降低，換熱效率也降低，即表冷器的換熱效果隨供水溫度的升高而降低，在實(shí)驗(yàn)中最直接的表現(xiàn)為送風(fēng)溫度隨之升高，如圖6所示。

圖6 送風(fēng)干球溫度變化Fig.6 Air supply dry bulb temperature change rule

2.1.3 除濕效率

除濕效率ζ計(jì)算公式為

(3)

式(3)中：φ1、φ2分別為除濕前后空氣的含濕量，g/kg。

表冷器除濕效率隨供水溫度變化規(guī)律如圖7所示。隨著供水溫升高，機(jī)組表冷器的除濕效率逐漸減小，但隨著供水溫度升高除濕效率趨于平緩，當(dāng)供水溫度高于13 ℃，除濕效率基本不變。

圖7 除濕效率變化規(guī)律Fig.7 The change rule of dehumidification efficiency

2.1.4 理想制冷效率

高溫表冷器的節(jié)能效果主要體現(xiàn)在制冷效率的提高上，理想制冷效率ε應(yīng)為逆卡諾循環(huán)效率，計(jì)算公式為

(4)

式(4)中：T1、T2為制冷循環(huán)的冷凝溫度和蒸發(fā)溫度。

取供水溫度為7 ℃時(shí)，蒸發(fā)溫度為5 ℃，冷凝溫度為40 ℃。供水溫度每升高1 ℃，蒸發(fā)溫度隨之升高1 ℃，冷凝溫度保持40 ℃不變。按照式(4)計(jì)算可得冷水機(jī)組的理想制冷效率變化規(guī)律，如圖8所示。

圖8 理想制冷效率變化規(guī)律Fig.8 Change rule of ideal refrigeration efficiency

由圖8可知，在其他條件保持不變的情況下，隨著供回水溫度的升高，冷水機(jī)組的理想制冷效率升高。供水溫度每升高1 ℃，理想制冷效率的平均約提升3.7%。

2.1.5 供水溫度對(duì)表冷器性能影響綜合比較

為突出分析表冷器在高、低供水溫度下的性能，單獨(dú)比較供水溫度為7、14 ℃條件下表冷器的供冷量、全熱交換效率、除濕效率及送風(fēng)參數(shù)，如表1、表2所示。

表1、表2表明，隨著供水溫度升高，表冷器的換熱效率和除濕效率均有顯著下降。供水溫度14 ℃工況下的換熱效率較7 ℃工況的換熱效率下降了約16%，除濕效率則下降了約27.6%。供水溫度為14 ℃時(shí)，送風(fēng)干球溫度由13.2 ℃(7 ℃供水)升高到19.4 ℃，高于室內(nèi)空氣露點(diǎn)溫度(15.7 ℃)，不具備除濕能力。但與室溫(27 ℃)相比，仍有7.6 ℃溫差，可以滿足送風(fēng)溫度要求。

表1 表冷器性能比較Table 1 Performance comparison of surface cooler

表2 送風(fēng)參數(shù)比較Table 2 Comparison table of air supply parameters

此外，由理想制冷效率分析中可知，供水溫度14 ℃工況下的冷水機(jī)組理想制冷效率較7 ℃工況提高了2.65，即提高了33%。高溫表冷器節(jié)能效果顯著，且能夠滿足送風(fēng)溫度要求，但沒(méi)辦法保證除濕效果。要想利用高溫表冷器來(lái)節(jié)能，需要其與低溫表冷器共同配合使用，即雙冷源空調(diào)機(jī)組。

2.2 雙冷源機(jī)組性能分析

為模擬實(shí)際工程中空調(diào)機(jī)組運(yùn)行情況，在研究雙冷源空調(diào)機(jī)組性能實(shí)驗(yàn)中，高溫表冷器和低溫表冷器同時(shí)運(yùn)行。其中，高溫表冷器實(shí)驗(yàn)工況根據(jù)蘇州夏季空調(diào)室外計(jì)算干球溫度選取，具體為34.7 ℃，相對(duì)濕度70%；低溫表冷器實(shí)驗(yàn)工況進(jìn)風(fēng)工況根據(jù)《組合式空調(diào)機(jī)組》(GBT 14296—2008)的標(biāo)準(zhǔn)實(shí)驗(yàn)工況選取，具體為干球溫度27 ℃，濕球溫度19.5 ℃，相對(duì)濕度50%。具體實(shí)驗(yàn)工況如表3所示。

表3 雙冷源機(jī)組實(shí)驗(yàn)工況(供回水溫差5 ℃)Table 3 Experimental conditions of double cold source unit

2.2.1 送風(fēng)參數(shù)分析

雙冷源空調(diào)機(jī)組4組實(shí)驗(yàn)工況送風(fēng)的參數(shù)具體如表4所示。

表4 送風(fēng)參數(shù)Table 4 Air supply parameter

從工況1和工況2數(shù)據(jù)可以看出，與兩個(gè)表冷器都低溫供水相比，高、低溫表冷器共同送風(fēng)的工況下送風(fēng)溫度明顯增高，含濕量和濕球溫度也相應(yīng)增高。工況2送風(fēng)溫差為11.7 ℃，可以滿足送風(fēng)溫差要求；濕球溫度15.2 ℃，低于室內(nèi)空氣露點(diǎn)溫度(15.7 ℃)，可以滿足除濕要求。

對(duì)比工況3、4，高溫表冷器送風(fēng)所占比例越高，送風(fēng)溫度越高，含濕量和濕球溫度也相應(yīng)增高。兩種工況的送風(fēng)溫差分別為12.1、9.5 ℃(與室溫27 ℃相比)，均可以滿足送風(fēng)溫差要求。兩種工況的濕球溫度分別為14.6、17.4 ℃，其中工況2的濕球溫度高于室內(nèi)空氣露點(diǎn)溫度(15.7 ℃)，除濕能力不滿足要求。

因此，從送風(fēng)參數(shù)角度分析，雙冷源機(jī)組工況可以滿足送風(fēng)溫度和濕度的要求，但是高溫冷源送風(fēng)比例不宜過(guò)高。

2.2.2 能效比分析

如前所述，高溫表冷器的節(jié)能效果主要體現(xiàn)在冷水機(jī)組的制冷效率的提高上。實(shí)際的制冷效率COP可表示為

COP=ηε

(5)

式(5)中：η為熱力學(xué)完善度，%。

高、低溫冷源理想制冷效率的比值n為

(6)

式(6)中：Tg1、Tg2為高溫冷源的冷凝溫度與蒸發(fā)溫度；Td1、Td2為低溫冷源的冷凝溫度與蒸發(fā)溫度。

空調(diào)、采暖設(shè)備的能效比(EER)，定義為在額定工況下設(shè)備提供的冷量或熱量與其本身所消耗的能量之比，計(jì)算公式為

(7)

式(7)中：W為制冷消耗功率，kW。

雙冷源空調(diào)機(jī)組的制冷量Qc和消耗能量均由兩部分組成，則雙冷源空調(diào)系統(tǒng)的冷源綜合能效比EER可通過(guò)式(7)計(jì)算，即

(8)

式(8)中：Q1、Q2分別為高、低溫冷源制冷量，kW。

由式(8)計(jì)算雙冷源機(jī)組的綜合能效比，計(jì)算過(guò)程中，η取65%，其他參數(shù)與理想制冷效率計(jì)算過(guò)程選取相同，計(jì)算結(jié)果如表5所示。

表5 綜合能效比計(jì)算結(jié)果Table 1 Calculation of comprehensive energy efficiency ratio

由表5可知，與兩個(gè)表冷器都是低溫供水(工況1)相比，高、低溫表冷器共同送風(fēng)的工況下EER顯著提高，節(jié)能效果明顯。且隨著高溫表冷器送風(fēng)所占比例越高，EER逐步增加。可知，在雙冷源空調(diào)機(jī)組運(yùn)行過(guò)程中，高溫表冷器承擔(dān)的負(fù)荷部分越大，系統(tǒng)的綜合能效比EER就越大，節(jié)能效果越大。

3 結(jié)論

通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究分析了高溫表冷器的供冷能力、全熱交換效率和除濕效率等變化規(guī)律，進(jìn)而對(duì)高溫表冷器的性能進(jìn)行綜合分析；實(shí)驗(yàn)研究了雙冷源空調(diào)機(jī)組高溫表冷器和低溫表冷器同時(shí)運(yùn)行的工作狀態(tài)，對(duì)雙冷源空調(diào)機(jī)組的供冷性能和節(jié)能性進(jìn)行了分析，得到如下結(jié)論。

(1)單組表冷器，供水溫度在7～15 ℃變化時(shí)，隨著供水溫度升高，表冷器的供冷能力、全熱交換效率和除濕效率均有顯著下降，但系統(tǒng)的理想制冷效率提高。供水溫度每升高1 ℃，理想制冷效率的平均提升百分比為3.7%。

(2)同樣工況條件下，高溫表冷器單獨(dú)運(yùn)行，節(jié)能效果明顯，送風(fēng)溫差可以滿足，但除濕能力不足。當(dāng)供水溫度為14 ℃時(shí)，送風(fēng)溫差為7.6 ℃，可以滿足送風(fēng)要求，但除濕能力不能滿足要求。使用高溫表冷器的系統(tǒng)理想制冷效率較常規(guī)(7 ℃)工況提高了33%。

(3)雙冷源空調(diào)機(jī)組可以滿足送風(fēng)要求。高、低溫表冷器共同送風(fēng)的工況，隨著高溫表冷器送風(fēng)所占比例越高，送風(fēng)溫度越高，含濕量和濕球溫度也相應(yīng)增高。其中，高溫與低溫表冷器送風(fēng)量的比為1∶1和1∶2時(shí)，送風(fēng)溫差和除濕能力可以滿足實(shí)驗(yàn)中房間要求。

(4)雙冷源空調(diào)機(jī)組節(jié)能效果明顯。與兩個(gè)表冷器都是低溫供水相比，高、低溫表冷器共同送風(fēng)的工況下EER顯著提高，節(jié)能效果明顯。且隨著高溫表冷器送風(fēng)所占比例增大，EER逐步增加。