雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)空氣處理過(guò)程的研究

田向?qū)?楊毅 丁德

浙江大學(xué)建筑設(shè)計(jì)研究院有限公司

0 引言

空調(diào)系統(tǒng)普遍采用溫濕耦合的空氣處理方法，即利用7 ℃的冷凍水將干球溫度為 35.7 ℃的空氣（濕球溫度為28.5 ℃）處 理到干球溫度為16.4 ℃或更低溫度（空氣的相對(duì)濕度均為90%）。7 ℃冷凍水吸熱升高到12 ℃。因此，空 調(diào)冷源的蒸發(fā)溫度一般設(shè)計(jì)為4 ℃，冷凝溫度一般為 40 ℃（考慮到冷卻水的供回水溫度為32/37 ℃）。根據(jù)逆卡諾循環(huán)，冷源理想的制冷系數(shù)COP 為7.694，目前效率最高的冷源在該工況下的最大COP 值也只能達(dá)到5.6，即 為理想值的72.8%。經(jīng)過(guò)多年的發(fā)展，空 調(diào)系統(tǒng)的冷機(jī)通過(guò)提高壓縮機(jī)的壓縮效率、尋 找適宜的制冷劑、改 善換熱條件等措施來(lái)提高冷機(jī)COP 的途徑似乎走到了盡頭[1]。

尋找一種提高冷源COP 的新途徑迫在眉睫，眾 所周知，冷 源在冷凝溫度不變的條件下，冷 源的蒸發(fā)溫度與冷源的COP 值成正比。因此，在 空調(diào)系統(tǒng)冷源制冷量不變的前提下，為 了提高冷源的 COP 可提高冷源的蒸發(fā)溫度。若冷源的蒸發(fā)溫度全部提高，空調(diào)系統(tǒng)的除濕能力將大大降低，這 種通過(guò)犧牲舒適度以求節(jié)能的方式不是一種最佳的措施。那么，是否存在一種既不降低空調(diào)房間的舒適度，又能節(jié)能的最佳措施呢？答案是是肯定的，本 文將提出一種全新的空調(diào)系統(tǒng)——雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)[2]。

雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)有兩種不同的供水溫度的冷源，出 水溫度相對(duì)較低的冷源稱之為“ 低溫冷源”，一般 5～9 ℃，其 COP 值一般只有 3.8～5.6，出 水溫度相對(duì)較高的冷源稱之為“ 高溫冷源”，一 般為13～21 ℃，其COP 值可高達(dá)6.5～9 以上[2]。高溫冷源和低溫冷源共同承擔(dān)空調(diào)系統(tǒng)冷負(fù)荷，如 圖1 所示。圖 1 為雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的冷源并聯(lián)型原理圖，可 適用于以電機(jī)驅(qū)壓縮式機(jī)組為高溫冷源的系統(tǒng)，特 別適用于高溫冷源為自然冷源的空調(diào)系統(tǒng)，其 中自然冷源可以是江河湖海的水等。

圖1 雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的冷源并聯(lián)型原理圖

雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)溫濕耦合的空氣處理過(guò)程有5 種，本 文將詳細(xì)介紹其中一種空氣處理過(guò)程[3]。

1 理論分析

首先假定Q1為高溫冷源承擔(dān)的空調(diào)冷負(fù)荷為，kW；Q2為低溫冷源承擔(dān)的空調(diào)冷負(fù)荷，kW；L為空調(diào)總的送風(fēng)量，m3/ h；m為新風(fēng)比；Hn為室內(nèi)焓值，kJ/kg·干空氣；Hw為室外焓值，kJ/kg (a)；Hs為露點(diǎn)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)焓值，kJ/kg(a)；C OP 低溫冷源的性能系數(shù)；nCOP 為高溫冷源的性能系數(shù)，其 中系數(shù)n＞1。

1.1 空氣處理過(guò)程

如圖 2 所示，雙 冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理過(guò)程是先利用高溫冷源將室外新風(fēng)處理到狀態(tài) L1 點(diǎn)（該點(diǎn)空氣溫度為tL，此時(shí)空氣的相對(duì)濕度為 90%。tL即為空氣與冷凍水在給定表冷器經(jīng)過(guò)充分換熱后，空氣能獲得的最低溫度。），同 時(shí)將室內(nèi)回風(fēng)處理到狀態(tài)L2 點(diǎn)（該點(diǎn)空氣的干球溫度等于tL，該 點(diǎn)空氣的相對(duì)濕度≤90%且大于房間相對(duì)濕度的設(shè)計(jì)值），再 將新風(fēng)與室內(nèi)回風(fēng)混合至L 點(diǎn)（該點(diǎn)空氣的干球溫度等于tL，空氣的相對(duì)濕度介于 L1 點(diǎn)和 L2 點(diǎn)空氣相對(duì)濕度之間），最 后利用低溫冷源處理到露點(diǎn)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn) S（該點(diǎn)溫度為tS，相 對(duì)濕度為90%），再 送到室內(nèi)。

圖2 空氣處理過(guò)程

圖2 可以看出，為保證最不利點(diǎn)除濕給定低溫冷源供水溫度的前提條件下，高 溫冷源的供水溫度tL決定了高溫冷源承擔(dān)的空調(diào)負(fù)荷Q1和低溫冷源承擔(dān)的空調(diào)負(fù)荷Q2之間的比例。隨著高溫冷源的供水溫度tL的逐漸升高，高溫冷源承擔(dān)的空調(diào)負(fù)荷Q1逐漸減小，低溫冷源承擔(dān)的空調(diào)負(fù)荷Q2逐漸增加。高 溫冷源的供水溫度tL不可能任意增加或者減少，還 受制于表冷器換熱的效率極其經(jīng)濟(jì)性，因 此，合 理選擇高低溫冷源的供水溫度是雙冷源分級(jí)控制的空調(diào)系統(tǒng)的難點(diǎn)，在 下一節(jié)將根據(jù)數(shù)據(jù)詳細(xì)分析。

高溫冷源承擔(dān)的空調(diào)負(fù)荷Q1可通過(guò)式（1）計(jì) 算，低溫冷源承擔(dān)的空調(diào)負(fù)荷Q2可通過(guò)式（2）計(jì) 算：

L1 點(diǎn)焓值HL1、L 2 點(diǎn)焓值HL2和混合點(diǎn)焓值HL、室外狀態(tài)點(diǎn)和室內(nèi)狀態(tài)點(diǎn)之間的混合焓值Hm可通過(guò)式（3），（4），（5）和（6）計(jì) 算：

式中：dL1為狀態(tài)點(diǎn)L1 點(diǎn)含濕量，g/kg (a)；dn為室內(nèi)含濕量，g/kg(a)；tL為L(zhǎng) 點(diǎn)的干球溫度，℃ 。

雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的冷源能效比 EER 可通過(guò)式（7）計(jì) 算：

將式（1）和（2）代 入式（7），通 過(guò)化簡(jiǎn)，即 可得到雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的冷源綜合能效比 EER 的計(jì)算式（8）：

當(dāng)冷源的冷凝溫度一定的條件，實(shí) 際冷源的能效比COP 不僅取決冷源的熱力完善度，還 取決與冷源的理想制冷效率ε(1，c)值 有關(guān)，理 想制冷效率ε(1，c)可用式（9）計(jì) 算：

式中：T1為冷源的冷凝溫度，K ；T2則為冷源的蒸發(fā)溫度，K 。

實(shí)際冷源的能效比COP 可用式（10）計(jì) 算：

式中：η為冷源的熱力完善度，% 。

冷源的熱力完善度是由于冷源摩擦，溫 差傳熱等不可逆因素引起。目前，根 據(jù)實(shí)測(cè)冷源的能效比和冷源的能效比模擬軟件的模擬結(jié)果發(fā)現(xiàn)，冷 機(jī)在蒸發(fā)溫度變化范圍不大時(shí)其熱力完善度η基本保持不變。因此，n值可由式（11）計(jì) 算得出。

式中：Td1、Tg1分別為高溫冷源的蒸發(fā)溫度與冷凝溫度，℃ ；Td2、Tg2分別為低溫冷源的蒸發(fā)溫度與冷凝溫度，℃ 。

由式（11）可 知：假 定冷源的冷凝溫度為 36 ℃時(shí)，當(dāng)冷源蒸發(fā)溫度從5 ℃變化到 16 ℃時(shí)，冷 源的供水溫度每升高1 ℃，冷 源的性能系數(shù)可增加3%～5%[4～7]。

通過(guò)式（8）可 以發(fā)現(xiàn)：1）雙 冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比EER 與新風(fēng)比m，送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)焓值HS以及高低溫冷源的供水溫度有關(guān)。2）雙 冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的能效比隨高溫冷源供水溫度的升高而升高，達(dá) 到最大值后，又隨著高溫冷源供水溫度的升高而逐漸降低，存 在奇點(diǎn)。

2 數(shù)據(jù)分析

以杭州某工程中空調(diào)房間的冷負(fù)荷數(shù)據(jù)為例，進(jìn) 一步驗(yàn)證雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理過(guò)程中冷源能效比EER 的變化規(guī)律。

室外氣象參數(shù)為：夏 季空調(diào)室外干球溫度35.6 ℃，夏 季空調(diào)室外濕球溫度27.9 ℃。室內(nèi)設(shè)計(jì)參數(shù)為：夏 季室內(nèi)設(shè)計(jì)溫度26 ℃，相 對(duì)濕度55%，露 點(diǎn)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)溫度16.5 ℃，相 對(duì)濕度。低溫冷源供回水溫度為7/12 ℃時(shí)的 COP 取 5.6，高 溫冷源供水溫度與被冷卻空氣最小溫差 取 3 ℃，高 溫冷源的供水溫度從12 ℃變化至23 ℃，新 風(fēng)比m從 0.1 變化至 1.0?？照{(diào)房間的總送風(fēng)量為最小送風(fēng)量，即 送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)為露點(diǎn)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)時(shí)的送風(fēng)量。

根據(jù)以上已知條件可計(jì)算出混合點(diǎn)L 的焓值HL、室外狀態(tài)點(diǎn)HW和室內(nèi)狀態(tài)點(diǎn)Hn之間的混合焓值Hm、以及送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)焓值Hs，將 以上已知量代入式（8）即 可計(jì)算出冷源能效比EER，詳 見表1：

表1 冷源能效比EER

由表1 可以看出：1）雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的冷源能效比EER 隨高溫冷源的供水溫度先增大后減小。2 ）當(dāng)給定高溫冷源供水溫度時(shí)，雙 冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的冷源能效比EER 隨著新風(fēng)比的增加而逐漸增加。與 常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比相比，冷 源能效比約提高 28%～33%。

根據(jù)表1 可繪制出當(dāng)新風(fēng)比m為0.3 時(shí)，雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比 EER 隨高溫冷源的供水溫度tg變化的曲線，如 圖3 所示。

圖3 冷源能效比EER 隨高溫冷源的供水溫度變化曲線

由圖3 可以發(fā)現(xiàn)：1）在給定新風(fēng)比和低溫冷源供水溫度的條件下，隨 高溫冷源供水溫度的升高，雙 冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比EER 先逐漸增加，當(dāng) 高溫冷源的供水溫度升至 14 ℃時(shí)，空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比EER 達(dá)到最大值，當(dāng)高溫冷源供水溫度繼續(xù)升高，雙 冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比EER 又逐漸減小，該 曲線稱為雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比 EER 的能效拋物線。

通過(guò)多組數(shù)據(jù)分析發(fā)現(xiàn)，在 不同的雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)中，其 冷源能效比EER 隨高溫冷源的供水溫度的變化曲線均符合拋物線的規(guī)律，即 高溫冷源存在一個(gè)供水溫度使得雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的能效比最大，這也為雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)高低溫冷源供水溫度的確定指明了方向。

3 結(jié)論

綜上所述：1）雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比EER 明顯大于傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)的能效比EER，冷 源的節(jié)能效益明顯。2）本 文提供的雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理過(guò)程合理可行，可供暖通設(shè)計(jì)人員使用。3）本 文提出的雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源能效比的拋物線規(guī)律對(duì)高低溫冷源的供水溫度確定指明了方向。

本文僅對(duì)雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)冷源的節(jié)能效益和空氣處理過(guò)程做了初步研究，下 一步的工作方向?qū)⑹菍?duì)雙冷源梯級(jí)空調(diào)系統(tǒng)的輸送系統(tǒng)，初 投資和整個(gè)系統(tǒng)的節(jié)能效益作深入分析研究。