双冷源空调机组供冷性能实验分析

陆 坤， 李翠敏*， 孙志高， 田向宁

(1.苏州科技大学环境科学与工程学院， 苏州 215009； 2.浙江大学建筑设计研究院有限公司， 杭州 310027)

据相关数据统计，中国建筑能耗占总能源消耗的25%以上[1]。建筑能耗主要包括采暖、空调、通风、照明和建筑电气等，其中暖通空调能耗占建筑总能耗的50%以上[2-3]，节能潜力较大。目前，为了达到除湿的效果，空气处理过程通常将送风处理到露点温度，再加热到送风温度送入室内。这种再热式送风方式优势明显，如调节性能好、除湿能力强，但是再热会增加空调系统能耗。

为了节约再热部分的能源，一些学者针对空调系统展开了研究，提出了一些新型的系统。Jiang等[2]、Zhao等[4]提出了基于溶液除湿的温湿度独立控制空调系统，并在某办公楼进行了实验和示范；Liu等[1]对基于大滑移温度非共沸工质的双冷源制冷系统的性能进行了研究。双冷源空调机机组以节约再热能源为目标而提出的一种新型空调机组，与常规组合式空调机组相比，其设置两个或多个表冷器，各表冷器根据需要采用不同的蒸发温度，通常为供回水7/12 ℃的低温冷源和9/14 ℃的高温冷源。由冷水机组的制冷效率计算方法可知，高温冷源可极大地提高冷水机组的制冷效率，冷水机组的能效比(coefficient of performance，COP)值可高达8～9，远大于常规低温冷源的COP，进一步减少了空调系统能耗。

双冷源空调机组节能效果明显，在这一领域已有一些相关研究[5-11]，但大部分研究都集中在理论分析[5,7,9]和工作系统分析方面[6,8-10]，针对机组本身性能的研究较少。田向宁等[5]通过理论分析探讨了双冷源机组的空气处理过程和使用条件。刘鹏[6]通过数值计算和理论计算分析了双温冷源空调系统中高温冷源温度设定值对系统各方面能耗的影响。文献[6,8-10]则从设计方法角度、应用效果角度对双冷源系统进行了分析。而双冷源系统领域的进一步研究和应用，需要全面分析双冷源空调机组特性，明确其性能变化规律。

双冷源空调机组与常规组合式空调机组的根本区别在于其包含高温表冷器，高温表冷器的性能对双冷源空调机组的供冷性能影响很大。研究双冷源空调机组的供冷性能，应首先考量高温表冷器的特性。现试制了一种双冷源组合式空调机组，采用两组表冷器并联的形式组装，实验研究了单独高温冷源和双冷源空调机组高的供冷性能，并对其节能性进行了分析。

1 实验装置及条件

1.1 实验环境

利用焓差室研究机组性能，如图1所示。焓差室用于模拟进风状态点的温度和湿度，主要由测试小室、控制台、送风系统和冷源系统组成。测试小室尺寸为4 m×4 m×2.8 m，其温度和湿度主要由送风系统来控制，送风系统分为冷风系统和热风系统，分别由两台组合式空调机组单独控制。控制台除调控测试小室内部温度、湿度等功能外，还包含一套数据采集系统，可实时采集供回水流量、送风风量和温度、测试小室内温度和湿度等。冷源系统由冷水机组和高、低温水箱组成，其中高、低温水箱中均设有电加热器，以获取所需的供水温度。

图1 焓差室实验台Fig.1 Enthalpy difference laboratory

1.2 双冷源空调机组及测量参数

双冷源空调机组样品内部设置两组表冷器，分别为高温表冷器和低温表冷器，如图2所示。

1为1#进风口；2为2#进风口；3为高温表冷器；4为低温表冷器；5，6为挡水板；7为风机；8为送风口图2 双冷源空调机组Fig.2 Double cooling source air conditioning unit

双冷源空调机组尺寸为3 300 mm×1 240 mm×1 380 mm；高温表冷器和低温表冷器均为四排管一组，尺寸分别为940 mm×120 mm×460 mm和940 mm×120 mm×300 mm。

实验过程中，测试小室处于全封闭状态，只能模拟出一种进风状态点。为同时模拟高温进风状态和正常进风状态，在高温表冷器的进风风道上安装了一组管道式电加热器，容量为20 kW，由比例积分微分(proportion integration differentiatio，PID)温控器控制其加热功率，如图3所示。

图3 双冷源空调机组实验现场Fig.3 Experimental site of double cold source air conditioning unit

实验过程测量的参数主要包括高温表冷器和低温表冷器的供、回水温度，循环水流量，1#、2#进风口和送风口的风量、温度和湿度，测试小室内参考点温度和湿度。

测试小室内参考点温度和湿球温度(用于计算湿度)、高温表冷器和低温表冷器的供、回水温度均由Pt100测量，精度为±0.1 ℃；循环水流量由电磁流量计(HL-LDG-40)测量，精度为1%。进风口参数由温湿度传感器实时测量。送风风量由测试小室外的差压传感器(ROSRMOUNT3051型)测量。所有测量数据均由数据采集器记录并实时保存到计算机中。

2 实验结果及分析

2.1 单组表冷器性能分析

单组表冷器的性能分析包括供冷能力、全热交换效率、送风状态、除湿能力和理想效率。高温表冷器实验工况为进风量1 600 m3/h，供水温度变化区间为7～15 ℃，供回水温差5 ℃。为与常规表冷器工况做对比，进风工况根据《组合式空调机组》(GBT 14296—2008)的标准实验工况选取，具体为干球温度27 ℃，湿球温度19.5 ℃，相对湿度50%。

2.1.1 供冷量分析

表冷器的供冷量计算公式为

(1)

式(1)中：c为水的比热容，取4.2 kJ/(kg·℃)；m为水流量，m3/h；tw1、tw2分别为供、回水温度， ℃。

由式(1)计算整理原始数据，并获得供冷量与供水温度关系,如图4所示。

图4 表冷器供冷量变化Fig.4 Change law of cooling capacity of surface cooler

由图4可知，在相同的温湿度和送风量条件下，随着供回水温度的升高，表冷器的供冷量降低。供水温度每升高1 ℃，表冷器的供冷量的平均下降9.7%。

2.1.2 全热交换效率和送风温度

全热交换效率计算公式为

(2)

式(2)中：ta1、ta2分别为除湿前后空气的干球温度， ℃。

表冷器全热交换效率与供水温度关系曲线如图5所示。

图5 全热交换效率变化Fig.5 Change rule of total heat exchange efficiency

随着供水温度的升高，表冷器的全热交换效率呈现整体下降的趋势。此外，计算得出供水温度7 ℃工况下的对数平均温差为9.9 ℃，供水温度14 ℃工况下的对数平均温差为6.5 ℃。由此分析可得，随着供水温度的升高，表冷器的平均传热温差随之降低，换热效率也降低，即表冷器的换热效果随供水温度的升高而降低，在实验中最直接的表现为送风温度随之升高，如图6所示。

图6 送风干球温度变化Fig.6 Air supply dry bulb temperature change rule

2.1.3 除湿效率

除湿效率ζ计算公式为

(3)

式(3)中：φ1、φ2分别为除湿前后空气的含湿量，g/kg。

表冷器除湿效率随供水温度变化规律如图7所示。随着供水温升高，机组表冷器的除湿效率逐渐减小，但随着供水温度升高除湿效率趋于平缓，当供水温度高于13 ℃，除湿效率基本不变。

图7 除湿效率变化规律Fig.7 The change rule of dehumidification efficiency

2.1.4 理想制冷效率

高温表冷器的节能效果主要体现在制冷效率的提高上，理想制冷效率ε应为逆卡诺循环效率，计算公式为

(4)

式(4)中：T1、T2为制冷循环的冷凝温度和蒸发温度。

取供水温度为7 ℃时，蒸发温度为5 ℃，冷凝温度为40 ℃。供水温度每升高1 ℃，蒸发温度随之升高1 ℃，冷凝温度保持40 ℃不变。按照式(4)计算可得冷水机组的理想制冷效率变化规律，如图8所示。

图8 理想制冷效率变化规律Fig.8 Change rule of ideal refrigeration efficiency

由图8可知，在其他条件保持不变的情况下，随着供回水温度的升高，冷水机组的理想制冷效率升高。供水温度每升高1 ℃，理想制冷效率的平均约提升3.7%。

2.1.5 供水温度对表冷器性能影响综合比较

为突出分析表冷器在高、低供水温度下的性能，单独比较供水温度为7、14 ℃条件下表冷器的供冷量、全热交换效率、除湿效率及送风参数，如表1、表2所示。

表1、表2表明，随着供水温度升高，表冷器的换热效率和除湿效率均有显著下降。供水温度14 ℃工况下的换热效率较7 ℃工况的换热效率下降了约16%，除湿效率则下降了约27.6%。供水温度为14 ℃时，送风干球温度由13.2 ℃(7 ℃供水)升高到19.4 ℃，高于室内空气露点温度(15.7 ℃)，不具备除湿能力。但与室温(27 ℃)相比，仍有7.6 ℃温差，可以满足送风温度要求。

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

表2 送风参数比较Table 2 Comparison table of air supply parameters

此外，由理想制冷效率分析中可知，供水温度14 ℃工况下的冷水机组理想制冷效率较7 ℃工况提高了2.65，即提高了33%。高温表冷器节能效果显著，且能够满足送风温度要求，但没办法保证除湿效果。要想利用高温表冷器来节能，需要其与低温表冷器共同配合使用，即双冷源空调机组。

2.2 双冷源机组性能分析

为模拟实际工程中空调机组运行情况，在研究双冷源空调机组性能实验中，高温表冷器和低温表冷器同时运行。其中，高温表冷器实验工况根据苏州夏季空调室外计算干球温度选取，具体为34.7 ℃，相对湿度70%；低温表冷器实验工况进风工况根据《组合式空调机组》(GBT 14296—2008)的标准实验工况选取，具体为干球温度27 ℃，湿球温度19.5 ℃，相对湿度50%。具体实验工况如表3所示。

表3 双冷源机组实验工况(供回水温差5 ℃)Table 3 Experimental conditions of double cold source unit

2.2.1 送风参数分析

双冷源空调机组4组实验工况送风的参数具体如表4所示。

表4 送风参数Table 4 Air supply parameter

从工况1和工况2数据可以看出，与两个表冷器都低温供水相比，高、低温表冷器共同送风的工况下送风温度明显增高，含湿量和湿球温度也相应增高。工况2送风温差为11.7 ℃，可以满足送风温差要求；湿球温度15.2 ℃，低于室内空气露点温度(15.7 ℃)，可以满足除湿要求。

对比工况3、4，高温表冷器送风所占比例越高，送风温度越高，含湿量和湿球温度也相应增高。两种工况的送风温差分别为12.1、9.5 ℃(与室温27 ℃相比)，均可以满足送风温差要求。两种工况的湿球温度分别为14.6、17.4 ℃，其中工况2的湿球温度高于室内空气露点温度(15.7 ℃)，除湿能力不满足要求。

因此，从送风参数角度分析，双冷源机组工况可以满足送风温度和湿度的要求，但是高温冷源送风比例不宜过高。

2.2.2 能效比分析

如前所述，高温表冷器的节能效果主要体现在冷水机组的制冷效率的提高上。实际的制冷效率COP可表示为

COP=ηε

(5)

式(5)中：η为热力学完善度，%。

高、低温冷源理想制冷效率的比值n为

(6)

式(6)中：Tg1、Tg2为高温冷源的冷凝温度与蒸发温度；Td1、Td2为低温冷源的冷凝温度与蒸发温度。

空调、采暖设备的能效比(EER)，定义为在额定工况下设备提供的冷量或热量与其本身所消耗的能量之比，计算公式为

(7)

式(7)中：W为制冷消耗功率，kW。

双冷源空调机组的制冷量Qc和消耗能量均由两部分组成，则双冷源空调系统的冷源综合能效比EER可通过式(7)计算，即

(8)

式(8)中：Q1、Q2分别为高、低温冷源制冷量，kW。

由式(8)计算双冷源机组的综合能效比，计算过程中，η取65%，其他参数与理想制冷效率计算过程选取相同，计算结果如表5所示。

表5 综合能效比计算结果Table 1 Calculation of comprehensive energy efficiency ratio

由表5可知，与两个表冷器都是低温供水(工况1)相比，高、低温表冷器共同送风的工况下EER显著提高，节能效果明显。且随着高温表冷器送风所占比例越高，EER逐步增加。可知，在双冷源空调机组运行过程中，高温表冷器承担的负荷部分越大，系统的综合能效比EER就越大，节能效果越大。

3 结论

通过实验研究分析了高温表冷器的供冷能力、全热交换效率和除湿效率等变化规律，进而对高温表冷器的性能进行综合分析；实验研究了双冷源空调机组高温表冷器和低温表冷器同时运行的工作状态，对双冷源空调机组的供冷性能和节能性进行了分析，得到如下结论。

(1)单组表冷器，供水温度在7～15 ℃变化时，随着供水温度升高，表冷器的供冷能力、全热交换效率和除湿效率均有显著下降，但系统的理想制冷效率提高。供水温度每升高1 ℃，理想制冷效率的平均提升百分比为3.7%。

(2)同样工况条件下，高温表冷器单独运行，节能效果明显，送风温差可以满足，但除湿能力不足。当供水温度为14 ℃时，送风温差为7.6 ℃，可以满足送风要求，但除湿能力不能满足要求。使用高温表冷器的系统理想制冷效率较常规(7 ℃)工况提高了33%。

(3)双冷源空调机组可以满足送风要求。高、低温表冷器共同送风的工况，随着高温表冷器送风所占比例越高，送风温度越高，含湿量和湿球温度也相应增高。其中，高温与低温表冷器送风量的比为1∶1和1∶2时，送风温差和除湿能力可以满足实验中房间要求。

(4)双冷源空调机组节能效果明显。与两个表冷器都是低温供水相比，高、低温表冷器共同送风的工况下EER显著提高，节能效果明显。且随着高温表冷器送风所占比例增大，EER逐步增加。