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    兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能潛力

    2019-11-14 07:17:06余磊任承欽楊洋萬(wàn)楊大王招
    關(guān)鍵詞:制冷劑蒸發(fā)器新風(fēng)

    余磊,任承欽,楊洋,萬(wàn)楊大,王招

    (湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,湖南長(zhǎng)沙,410082)

    隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和人民生活水平的提高,人們對(duì)居住環(huán)境的要求越來(lái)越高。空調(diào)設(shè)備在改善室內(nèi)居住環(huán)境的同時(shí),也極大地增加了能源的消耗。在發(fā)達(dá)國(guó)家,空調(diào)能耗占其社會(huì)總能耗的10%~20%[1],因此,提高空調(diào)設(shè)備的運(yùn)行效率對(duì)減小能源消耗和降低CO2排放具有重要意義。傳統(tǒng)空調(diào)的除熱和除濕過(guò)程是耦合在一起的,這不僅造成了能源的浪費(fèi),而且無(wú)法使空調(diào)房間的溫度和濕度同時(shí)滿(mǎn)足人體舒適度的要求[2]。溫濕度獨(dú)立控制空調(diào)系統(tǒng)(temperature and humidity independent control air conditioning system,簡(jiǎn)稱(chēng)THIC 空調(diào)系統(tǒng))具有高效、節(jié)能和高舒適性等優(yōu)點(diǎn)[2],能很好地克服傳統(tǒng)空調(diào)的缺陷。THIC 空調(diào)系統(tǒng)采用一套溫度控制系統(tǒng)和一套濕度控制系統(tǒng)分別調(diào)控空調(diào)房間的溫度和濕度,其中,濕度控制系統(tǒng)的主要功能是對(duì)新風(fēng)除濕,除濕方式主要有溶液除濕[3]、固體干燥劑除濕[4]和冷凝除濕[5-6]。采用溶液除濕和固體干燥劑除濕的THIC空調(diào)系統(tǒng)在應(yīng)用過(guò)程中存在2 個(gè)固有的問(wèn)題[7]:1)除濕溶液與室外空氣直接接觸,被空氣中的固體顆粒逐漸污染,需要定期更換;2)除濕溶液和固體干燥劑的再生過(guò)程需要使用高溫?zé)嵩矗捎秒娂訜岬姆绞綍?huì)增大系統(tǒng)能耗,而利用太陽(yáng)能或空調(diào)系統(tǒng)和房間的廢熱則需要設(shè)置額外的設(shè)備,這樣,系統(tǒng)的初投資成本、使用成本和占用的空間都會(huì)大幅度增加。冷凝除濕THIC空調(diào)系統(tǒng)大多采用單級(jí)蒸汽壓縮循環(huán)[7-9],而兩級(jí)壓縮在THIC空調(diào)系統(tǒng)上的應(yīng)用較少。與單級(jí)壓縮循環(huán)相比,兩級(jí)壓縮循環(huán)可以有效地降低壓縮機(jī)的排氣溫度,減小過(guò)熱損失,尤其是在寒冷地區(qū),采用兩級(jí)壓縮的熱泵具有非常大的節(jié)能潛力。目前,人們對(duì)兩級(jí)壓縮的研究?jī)?nèi)容主要包括中間級(jí)壓力的優(yōu)化[8]、經(jīng)濟(jì)器或中間冷卻器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[9]、兩級(jí)壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化[10]和控制算法。然而,在上述兩級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)的研究中,中間級(jí)換熱器的作用是提高蒸發(fā)器的制冷量和降低壓縮機(jī)功耗,雖然對(duì)系統(tǒng)性能具有一定的改善作用,但仍然無(wú)法避免空調(diào)系統(tǒng)對(duì)空氣熱濕耦合處理帶來(lái)的問(wèn)題。為此,本文作者提出一種由2 個(gè)蒸發(fā)器、2 個(gè)壓縮機(jī)、2 個(gè)節(jié)流閥和1 個(gè)冷凝器組成的兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)。該系統(tǒng)能夠最大限度地提高蒸發(fā)溫度,并能對(duì)空調(diào)房間的溫度和濕度進(jìn)行精確控制,具有很大的節(jié)能潛力。同時(shí),在該空調(diào)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上,分析2個(gè)蒸發(fā)器的最優(yōu)換熱面積比,計(jì)算該空調(diào)系統(tǒng)在不同室外氣候條件下的空調(diào)系統(tǒng)性能系數(shù)COP和節(jié)能潛力。

    1 兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)工作原理

    圖1所示為兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的示意圖。該系統(tǒng)由冷凝器、2 個(gè)電子膨脹閥、2 個(gè)蒸發(fā)器和2個(gè)壓縮機(jī)組成。在制冷工況下,過(guò)冷狀態(tài)的制冷劑(狀態(tài)6)經(jīng)由2 個(gè)電子膨脹閥節(jié)流后(狀態(tài)7 和8)分別進(jìn)入高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器;狀態(tài)7的制冷劑在高溫蒸發(fā)器內(nèi)以高于室內(nèi)空氣露點(diǎn)的溫度蒸發(fā),吸收室內(nèi)空氣的顯熱后成為狀態(tài)1 的過(guò)熱蒸汽;狀態(tài)8的制冷劑在低溫蒸發(fā)器內(nèi)以低于室外新風(fēng)露點(diǎn)的溫度蒸發(fā),吸收新風(fēng)的顯熱和水蒸氣的凝結(jié)熱后成為狀態(tài)2的過(guò)熱蒸汽;隨后,低壓壓縮機(jī)將狀態(tài)為2的制冷劑壓縮到與狀態(tài)1相同的壓力(狀態(tài)3),狀態(tài)3 與狀態(tài)1 的制冷劑混合進(jìn)入狀態(tài)4;然后,高壓壓縮機(jī)吸入狀態(tài)4 的過(guò)熱蒸汽并壓縮到狀態(tài)5 后送入冷凝器,制冷劑在冷凝器內(nèi)冷凝,成為狀態(tài)6的制冷劑,完成制冷循環(huán)。

    圖1 兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic diagram of two-stage compression dual-temperature air conditioning system

    2 數(shù)學(xué)模型

    2.1 換熱器模型

    管外空氣與管內(nèi)制冷劑的相對(duì)流動(dòng)方式為交叉流動(dòng),采用一維穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)法對(duì)換熱器進(jìn)行建模。為了簡(jiǎn)化模型,減小計(jì)算量,在換熱器的建模過(guò)程中,進(jìn)行以下假設(shè):1)忽略管內(nèi)制冷劑壓降;2)忽略管壁熱阻、污垢熱阻、翅片與光管之間的接觸熱阻和冷凝水膜的熱阻;3)假設(shè)每個(gè)微元體的壁面溫度均勻分布;4)假設(shè)劉易斯數(shù)等于1;5)假設(shè)空氣的比定壓熱容為定值。將換熱器分為多個(gè)微元體,并對(duì)每個(gè)微元體建立能量守恒和質(zhì)量守恒方程。管外主流空氣的質(zhì)量守恒方程可表示為

    式中:ma為質(zhì)量流量,kg/s;da,in為入口空氣的含濕量,g/g;da,out為出口空氣的含濕量,g/g;dˉa為空氣的平均含濕量,g/g;dtw為管外壁空氣的含濕量,g/g;A0為微元體外表面面積,m2;hm為空氣的對(duì)流傳質(zhì)系數(shù),kg/m2,由假設(shè)4)可知,hm=ha/cpa,cpa為流經(jīng)換熱器的空氣的比定壓熱容,kJ/(kg·℃);ha為空氣的對(duì)流換熱系數(shù),kJ/(m2·℃)。

    空氣的能量守恒方程為

    式中:ia,in為入口空氣的比焓,J/g;ia,out為出口空氣的比焓,J/g;γ為水的汽化潛熱,J/g;為空氣溫度的算術(shù)平均值,℃;ttw為管壁溫度,℃。

    制冷劑的能量守恒方程為

    式中:mr為制冷劑質(zhì)量流量;hr為制冷劑與管壁之間的對(duì)流換熱系數(shù),kJ/(m2·℃);Ai為微元體內(nèi)表面面積,m2;為制冷劑溫度的算術(shù)平均值,℃;ir,in為入口制冷劑的比焓,J/g;ir,out為出口制冷劑的比焓,J/g。在單相對(duì)流換熱、沸騰換熱和凝結(jié)換熱情況下,依次采用文獻(xiàn)[11-13]中的關(guān)聯(lián)式計(jì)算hr。

    整個(gè)微元體的能量守恒方程為

    兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)中的冷凝器、高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器均采用式(1)~(4)進(jìn)行計(jì)算。選擇R410A 作為制冷劑。在計(jì)算過(guò)程中,R410A 的物性參數(shù)由REFPROP軟件計(jì)算得出。

    2.2 電子膨脹閥和壓縮機(jī)模型

    流經(jīng)電子膨脹閥的制冷劑的質(zhì)量流量采用LI等[14]提出的半經(jīng)驗(yàn)關(guān)系式進(jìn)行計(jì)算。假設(shè)制冷劑流經(jīng)電子膨脹閥前后的比焓不變,有

    式中:Wcomp為壓縮機(jī)的總功耗,kW;mr1和mr2分別為流經(jīng)高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器的制冷劑質(zhì)量流量,kg/s;i5s和i3s分別為高、低壓壓縮機(jī)等熵壓縮過(guò)程的排氣比焓,J/g;ηsH和ηsL分別為高壓壓縮機(jī)、低壓壓縮機(jī)的等熵系數(shù)。這些參數(shù)均采用文獻(xiàn)[15]中的關(guān)系式計(jì)算。

    2.3 風(fēng)機(jī)模型

    空調(diào)系統(tǒng)室外機(jī)采用軸流風(fēng)機(jī),室內(nèi)機(jī)采用貫流風(fēng)機(jī),風(fēng)機(jī)功耗均采用下式計(jì)算:

    式中:Wfan為風(fēng)機(jī)的功耗,kW;ma為流經(jīng)風(fēng)機(jī)的空氣質(zhì)量流量,kg/s;ρa(bǔ)為空氣密度,kg/m3;?Ptf為空氣流經(jīng)換熱器的全壓降,kPa;ηtf為風(fēng)機(jī)的全壓效率。為了簡(jiǎn)化計(jì)算,2種風(fēng)機(jī)的全壓效率均取定值,分別為0.22[16]和0.52[17]。

    2.4 空調(diào)房間負(fù)荷模型

    選取長(zhǎng)沙市某一間長(zhǎng)×寬×高為5.5 m×7.0 m×3.4 m 的辦公室為空調(diào)對(duì)象,該辦公室的窗戶(hù)面積為6 m2,辦公人員數(shù)量為10 人,根據(jù)GB 50736—2012“民用建筑供暖通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)規(guī)范”,設(shè)置新風(fēng)量為30 m3/(h·人),室內(nèi)計(jì)算干球溫度為26 ℃,相對(duì)濕度為50%??照{(diào)房間圍護(hù)結(jié)構(gòu)的傳熱系數(shù)、設(shè)備的發(fā)熱量及工作人員的熱負(fù)荷和濕負(fù)荷[18]見(jiàn)表1。采用穩(wěn)態(tài)計(jì)算法計(jì)算透過(guò)圍護(hù)結(jié)構(gòu)導(dǎo)入空調(diào)房間的負(fù)荷Qen:

    表1 空調(diào)房間參數(shù)[18]Table 1 Parameters of the air conditioning room[18]

    式中:U為圍護(hù)結(jié)構(gòu)的傳熱系數(shù),J/(m2·℃);A為圍護(hù)結(jié)構(gòu)的面積,m2。下標(biāo)roof,wall 和win 分別表示屋頂、墻面和窗戶(hù),RA 和FA 分別表示室內(nèi)和室外空氣狀態(tài)。

    式中:Qtotal,Qhp,Qwp和Qfresh分別表示空調(diào)房間總負(fù)荷、房間內(nèi)人員和設(shè)備產(chǎn)生的熱負(fù)荷、濕負(fù)荷和新風(fēng)負(fù)荷,W;Wfan,c,Wfan,e1和Wfan,e2分別為冷凝器風(fēng)機(jī)功率、高溫蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功率、低溫蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)功率,W。

    2.5 空調(diào)系統(tǒng)模型求解算法

    基于Simulink仿真平臺(tái)求解系統(tǒng)模型。圖2所示為兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)仿真模型的算法流程圖。圖2中:Pc和Pe分別為冷凝壓力和蒸發(fā)壓力;Qe為蒸發(fā)器的制冷量;下標(biāo)1和2分別表示高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器。

    3 模型驗(yàn)證

    由于缺少兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)設(shè)備,相關(guān)研究也缺乏實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),為此,本文通過(guò)對(duì)具有類(lèi)似結(jié)構(gòu)和相同組件的單級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)模型進(jìn)行驗(yàn)證,以說(shuō)明兩級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)仿真模型的合理性。與傳統(tǒng)單級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)相比,兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)僅多1個(gè)并聯(lián)的蒸發(fā)器支路,并且2條支路中蒸發(fā)器的求解過(guò)程相互獨(dú)立,這2種空調(diào)系統(tǒng)模型的求解算法也基本相同。此外,2種空調(diào)系統(tǒng)的模型使用了完全相同的子模塊(換熱器、節(jié)流閥和壓縮機(jī)),因此,通過(guò)驗(yàn)證單級(jí)壓縮傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)模型,可以說(shuō)明兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)計(jì)算結(jié)果具有可靠性。

    圖2 系統(tǒng)模型算法流程Fig.2 Algorithm flow of system model

    根據(jù)上述換熱器、壓縮機(jī)和電子膨脹閥的模型建立單級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)的模型。其中,換熱器的結(jié)構(gòu)尺寸、過(guò)熱度、過(guò)冷度、空氣入口狀態(tài)和制冷量均按照文獻(xiàn)[19]選定。在不同負(fù)荷下,蒸發(fā)溫度、冷凝溫度和空調(diào)系統(tǒng)性能系數(shù)COP計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值見(jiàn)圖3[19]。從圖3(a)可以看出:冷凝溫度和蒸發(fā)溫度計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的相對(duì)誤差分別低于2%和5%,這說(shuō)明換熱器模型的計(jì)算精度很高,可以用于兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的性能計(jì)算。從圖3(b)可以看出:隨著制冷量增大,COP計(jì)算值單調(diào)減小,而COP實(shí)驗(yàn)值先增大后減小。這是因?yàn)楫?dāng)制冷量過(guò)小時(shí),變頻壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)數(shù)較低,壓縮機(jī)內(nèi)潤(rùn)滑油的潤(rùn)滑效果較差,摩擦損失較大[20]。而壓縮機(jī)模型沒(méi)有考慮低轉(zhuǎn)數(shù)下摩擦損失增大帶來(lái)的影響,因此,當(dāng)制冷量較小時(shí),計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的相對(duì)誤差較大。當(dāng)制冷量大于2 kW時(shí),壓縮機(jī)的摩擦損失較小,COP計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的最大相對(duì)誤差小于7%。由于本次研究的兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)所有工況的制冷量都大于2 kW,因此,該壓縮機(jī)模型的計(jì)算結(jié)果是可靠的。

    圖3 單級(jí)壓縮空調(diào)系統(tǒng)的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的對(duì)比圖Fig.3 Comparison of calculated values and experimental values of single-stage compression system

    4 計(jì)算結(jié)果

    4.1 高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器的最優(yōu)面積比

    在制冷工況下,兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的負(fù)荷由2個(gè)蒸發(fā)器承擔(dān),因此,當(dāng)蒸發(fā)器的總換熱面積不變時(shí),高溫蒸發(fā)器換熱面積和低溫?fù)Q熱蒸發(fā)器面積會(huì)影響空調(diào)系統(tǒng)的運(yùn)行效率。下面計(jì)算2個(gè)蒸發(fā)器在計(jì)算工況下分別承擔(dān)的負(fù)荷,然后分析高、低溫蒸發(fā)器的面積比對(duì)空調(diào)系統(tǒng)COP的影響。

    長(zhǎng)沙市夏季空調(diào)室外計(jì)算干球溫度為35.9 ℃,計(jì)算濕球溫度為28.0 ℃,選取回風(fēng)風(fēng)量為2 100 m3/h,根據(jù)空調(diào)房間的負(fù)荷模型計(jì)算空調(diào)系統(tǒng)的總負(fù)荷Qtotal為9 383 W。圖4所示為兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)與傳統(tǒng)帶新風(fēng)的空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理過(guò)程。因?yàn)榈蜏卣舭l(fā)器承擔(dān)了新風(fēng)和空調(diào)房間的濕負(fù)荷,故由式(11)可計(jì)算新風(fēng)處理后的含濕量。假設(shè)新風(fēng)流經(jīng)低溫蒸發(fā)器后相對(duì)濕度為95%,F(xiàn)′點(diǎn)空氣的溫度和比焓分別可通過(guò)式(12)[21]和式(13)計(jì)算得出。最后根據(jù)(14)和(15)可計(jì)算高溫蒸發(fā)器和低溫蒸發(fā)器的負(fù)荷分別為3 653 W 和5 730 W。將計(jì)算所得的蒸發(fā)器負(fù)荷、空氣入口狀態(tài)和風(fēng)量作為模型的輸入條件,計(jì)算兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP。

    圖4 空氣處理過(guò)程焓濕圖Fig.4 Psychrometric chart of air-handling process

    式(11)至(15)中,?D為房間的濕負(fù)荷,kg/s;Qe1和Qe2分別為高溫蒸發(fā)器負(fù)荷和低溫蒸發(fā)器負(fù)荷,W;mF為新風(fēng)質(zhì)量流量,kg/s;dF為新風(fēng)含濕量,kg/kg;dF′為新風(fēng)被處理后的含濕量,g/g;iF為新風(fēng)比焓,J/g;iF′為新風(fēng)被處理后的比焓,kJ/kg;tF為新風(fēng)溫度,℃;tF′為新風(fēng)被處理后的溫度,℃。

    圖5所示為兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP與RA(高溫蒸發(fā)器的換熱面積與低溫蒸發(fā)器的換熱面積之比)之間的關(guān)系。從圖5可以看出:當(dāng)RA從0.54增大到3.00 時(shí),COP先增大后減小。這是因?yàn)殡S著RA增大,高溫蒸發(fā)器的換熱面積逐漸變大,其管內(nèi)制冷劑與空氣的傳熱溫差減小,蒸發(fā)溫度升高;而低溫蒸發(fā)器的面積隨RA的增大而減小,其蒸發(fā)溫度隨之降低,因此,高壓壓縮機(jī)的壓比降低,功耗減小,低壓壓縮機(jī)的壓比升高,功耗增大;當(dāng)RA小于1.86 時(shí),隨著RA增大,高壓壓縮機(jī)功耗減小的幅度大于低壓壓縮機(jī)功耗增大的幅度;當(dāng)RA大于1.86 時(shí)則相反。因此,當(dāng)RA為1.86 時(shí),系統(tǒng)COP達(dá)到最大,并以該RA確定2 個(gè)蒸發(fā)器換熱面積。表2所示為換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

    圖5 兩級(jí)壓縮系統(tǒng)的COP與RA之間的關(guān)系Fig.5 Relationship betweenCOP of two-stage compression system andRA

    表2 兩級(jí)壓縮系統(tǒng)換熱器的設(shè)計(jì)參數(shù)Table 2 Design parameters of heat exchangers of two-stage compression system

    4.2 兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的性能和節(jié)能潛力分析

    選擇具有相同換熱面積的冷凝器和蒸發(fā)器的傳統(tǒng)空調(diào)作為參照對(duì)象,計(jì)算2種空調(diào)系統(tǒng)在不同室外空氣狀態(tài)條件下的COP和兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能潛力。

    4.2.1 傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)模型輸入?yún)?shù)的計(jì)算

    空調(diào)系統(tǒng)的負(fù)荷Qtotal和空調(diào)房間的熱濕比ε由空調(diào)房間的負(fù)荷模型計(jì)算得出。選作參照的傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)采用露點(diǎn)送風(fēng),如圖4所示。其中,H點(diǎn)處狀態(tài)反映新風(fēng)和回風(fēng)混合后的狀態(tài),H點(diǎn)的空氣經(jīng)蒸發(fā)器處理后成為H′處的送風(fēng)狀態(tài)。假設(shè)H′點(diǎn)處狀態(tài)的相對(duì)濕度為95%,則H′點(diǎn)就是熱濕比線(xiàn)與95%相對(duì)濕度線(xiàn)的交點(diǎn)。從圖4可以看出:兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)S的溫度高于傳統(tǒng)空調(diào)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)H′的溫度,室內(nèi)人員沒(méi)有吹冷風(fēng)的感覺(jué),因而具有更好的舒適性。傳統(tǒng)空調(diào)的回風(fēng)量和混合點(diǎn)H的狀態(tài)為

    由于H′點(diǎn)在95%相對(duì)濕度線(xiàn)上,可采用下列擬合關(guān)系式[24]計(jì)算H′處的溫度:

    聯(lián)立式(16)~(18)可計(jì)算H′點(diǎn)處的含濕量dH′和溫度tH′。

    H′處的空氣送入室內(nèi)后能消除空調(diào)房間的濕負(fù)荷,因此,由式(19)可計(jì)算出回風(fēng)量mR。根據(jù)計(jì)算的回風(fēng)量和已知的新風(fēng)量,由式(20)和(21)可計(jì)算出H點(diǎn)處的溫度tH和含濕量dH:

    4.2.2 性能對(duì)比和節(jié)能潛力分析

    圖6 傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)和兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)性能比較Fig.6 Performance comparison of traditional system and two-stage compression system

    傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)和兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的性能比較見(jiàn)圖6。從圖6(a)可以看出:隨著室外空氣溫度和相對(duì)濕度降低,2 種空調(diào)系統(tǒng)的COP均逐漸上升,在相同室外空氣狀態(tài)下,兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP始終比傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)的高,最高達(dá)6.32。從圖6(b)可以看出:在相對(duì)濕度為45%且溫度從27.25 ℃升高到37.25℃時(shí),兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率從20.19%降低到12.6%;在空氣溫度為27.25 ℃且相對(duì)濕度從45%增大到95%時(shí),兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率從20.19%增大到30.97%;在室外空氣溫度為37.25 ℃且相對(duì)濕度為45%時(shí),該空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能率最低,為12.6%。以上計(jì)算結(jié)果說(shuō)明兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)在溫度較低且相對(duì)濕度較高的季節(jié),節(jié)能效果更顯著;在炎熱干燥的氣候下節(jié)能效果較差,但仍具有很好的節(jié)能效果。

    4.2.3 供冷季節(jié)節(jié)省的能耗

    選取典型氣象年6月1日至9月30日,作息8:00—18:00為供冷季節(jié)空調(diào)的工作時(shí)間(當(dāng)室外溫度低于26 ℃時(shí)空調(diào)不工作)。在26.0~38.5 ℃范圍內(nèi),以2.5 ℃為間隔劃分溫度區(qū)間;在40%~100%的相對(duì)濕度范圍內(nèi),以10%為間隔劃分相對(duì)濕度區(qū)間,將該時(shí)間段內(nèi)長(zhǎng)沙市典型氣象年的逐時(shí)氣候參數(shù)分為22 組,以每個(gè)分組空氣溫度和相對(duì)濕度上、下限的算術(shù)平均值作為該組工況的計(jì)算參數(shù),并統(tǒng)計(jì)每組室外氣候條件的時(shí)間,如圖7所示。根據(jù)圖6和圖7,兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)在整個(gè)供冷季節(jié)節(jié)約的能耗為876 804.84 kJ,節(jié)能率為16.74%。

    圖7 空調(diào)系統(tǒng)制冷工況室外氣候頻率分布Fig.7 Frequency distribution of different climates during cooling mode of air conditioning system

    5 結(jié)論

    1)兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的送風(fēng)溫度比傳統(tǒng)空調(diào)的送風(fēng)溫度高,能夠降低房間內(nèi)人員的吹冷風(fēng)感,具有更好的舒適性。

    2)兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)由2個(gè)蒸發(fā)器分別承擔(dān)空調(diào)房間的顯熱負(fù)荷和潛熱負(fù)荷,能夠?qū)照{(diào)房間的溫度和濕度進(jìn)行精確控制。此外,高溫蒸發(fā)器換熱面積和低溫蒸發(fā)器換熱面積對(duì)空調(diào)系統(tǒng)的COP有較大影響。當(dāng)2 個(gè)蒸發(fā)器總換熱面積不變時(shí),隨著高溫蒸發(fā)器面積增大,空調(diào)系統(tǒng)的COP先增大后減小。

    3)兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)的COP比帶新風(fēng)的傳統(tǒng)空調(diào)系統(tǒng)有明顯提高,在制冷工況下,節(jié)能率為12.6%~30.97%。在室外空氣溫度較低且相對(duì)濕度較高的氣候條件下,節(jié)能效果更明顯。

    4)在整個(gè)供冷季節(jié),兩級(jí)壓縮雙溫空調(diào)系統(tǒng)能夠節(jié)約能耗16.74%,具有較大的節(jié)能潛力。

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