基于双蒸发温度直膨式温湿分控空调系统的高低温能级模拟分析研究

Simulation and Analysis of High-Low Temperature Energy Levels in a Direct Expansion Dual Evaporation Temperature THIC Air Conditioning System

摘要: 本研究运用集总参数法建立了高低温侧直膨式蒸发器的模型，并进行模拟计算。结果发现，EEV1在改变开度时主要影响高温侧制冷剂流量；EEV2在改变开度时仅会影响低温侧制冷剂流量。且发现系统总冷量和高低温侧冷量的可调节范围均与压缩机的频率成正比，增大压缩机频率会使系统冷量的可调节范围更加广泛。结合高低温侧蒸发器的冷量分配规律以及新回风出口参数随进口参数的变化规律，计算分析作出系统的运行调节特性图，在图中可以直观地看出在不同室外工况下系统的运行调节范围及分布情况。这为后续双蒸发温度直膨式温湿分控空调系统机组的建立、运行调节以及温湿度控制方法的开发与应用提供了重要的理论基础。

Abstract: This study used the lumped parameter method to establish a model of a high and low temperature side direct expansion evaporator and conducted simulation calculations. It was found that EEV1 mainly affects the flow rate of high-temperature side refrigerant when changing the opening degree; EEV2 only affects the refrigerant flow rate on the low-temperature side when changing the opening degree. And it was found that the adjustable range of the total cooling capacity and the cooling capacity on the high and low temperature sides of the system are directly proportional to the frequency of the compressor. Increasing the compressor frequency will make the adjustable range of the system cooling capacity more extensive. By combining the cold distribution law of the high and low temperature side evaporators and the variation law of the new return air outlet parameters with the inlet parameters, a system operation regulation characteristic diagram is calculated and analyzed. In the diagram, the operating regulation range and distribution of the system under different outdoor conditions can be intuitively seen. This provides an important theoretical basis for the establishment, operation regulation, and development and application of temperature and humidity control methods for subsequent dual evaporation temperature direct expansion temperature and humidity control air conditioning system units.

1. 引言

目前常用的THIC系统(温湿度独立控制空调系统)的控制机理是设置两个相对独立的系统分别控制温度与湿度[1]，因此系统结构相对复杂，并且使用溶液除湿或转轮除湿时需要再生热量[2]-[4]，并不完全适用于中小型住宅建筑。而具有双蒸发器结构形式的温湿分控空调系统虽然单一的系统蒸发温度和多次的换热过程降低了其系统能效[5]-[7]，限制了其节能潜力，但配合具有双吸气压缩机所构成的空调系统，相较于普通的单蒸发温度空调系统在能效上有着显著的提升[8]-[11]，因此具有相当大的节能潜力和研究空间。针对温湿度独立控制空调系统和直膨式空调系统的优缺点，提出结合双吸气压缩机以及双直膨式蒸发器建立一套适用于中小型住宅建筑的基于双蒸发温度的直膨式温湿分控空调系统，分析该系统的运行特征，为后续系统机组的建立及运行调节提供重要的理论基础。

2. 双蒸发温度直膨式温湿分控空调系统的原理

该系统是通过在新、回风通道内分别设置两个具有不同蒸发温度的蒸发器对新、回风空气分别进行除湿和降温处理后再送入室内，即一个低温侧蒸发器通过新风冷冻除湿的方式提供低温冷量来处理新风以承担室内全部的潜热负荷与部分的显热负荷；另一个高温侧蒸发器通过回风冷却降温的方式提供高温冷量来处理回风以承担室内剩余的显热负荷，空调系统原理图如图1所示。

3. 双蒸发温度冷水机组蒸发器模型的建立与验证

本章将首先对已有的双蒸发温度冷水机组进行实验测试并记录相关数据，然后对冷水机组中的高低温侧蒸发器建立集总参数模型[12]-[15]，最后利用获得的实验数据进行模型的验证，验证其模拟计算结果的准确性，最后检验此种模型建立方法具有可行性。再基于双蒸发温度直膨式温湿分控空调系统中的高低温侧直膨式蒸发器，运用相同的方法建立集总参数模型，后续再模拟计算，并对结果进行分析，以探究双蒸发温度直膨式温湿分控空调系统的高低温侧直膨式蒸发器在改变工况时所表现出的运行特性。

3.1. 双蒸发温度冷水机组的高低温侧蒸发器的模型建立

为了简化模型、降低模型建立的难度，关于蒸发器模型主要提出如下假设：

Figure 1. Schematic diagram of air conditioning system

图1. 空调系统原理图

1) 制冷剂与冷冻水在进行换热时为逆流；

2) 换热器管壁的径向温度及管内外的壁面温度视为一致，换热器壁面热阻忽略不计；

3) 不考虑污垢热阻；

4) 忽略制冷剂侧压降。

水侧能量方程：

$Q_a=m_a\cdot {\rho }_a\cdot c_{pa}\left(t_{a,out}-t_{a,in}\right)=A_0\cdot {\alpha }_a\cdot \left(t_{w1}-\frac{t_{a,out}+t_{a,in}}{2}\right)$ 式(1)

式中：$Q_a$ ——水侧换热量，kW；$m_a$ ——水侧冷冻水流量，m³/s；${\rho }_a$ ——冷冻水密度，kg/m³；$A_0$ ——外表面换热面积，m²；${\alpha }_a$ ——冷冻水的换热系数W/(m²∙℃)；$c_{pa}$ ——冷冻水的比热容，kJ/(kg∙℃)；$t_{a，out}$ ——冷冻水出水温度，℃；$t_{a,in}$ ——冷冻水进水温度，℃；$t_{w1}$ ——壁面温度，℃。

制冷侧能量方程：

$Q_r=m_r\left(h_{r,out}-h_{ }{}_{r,in}\right)=A_i\times {{\alpha }^{\prime }}_i\cdot \left(\frac{t_{r,out}+t_{r,in}}{2}-t_{w1}\right)$ 式(2)

式中：$Q_r$ ——制冷剂侧换热量，kW；$m_r$ ——制冷剂质量流量，kg/s；$A_i$ ——内表面换热面积，m²；$h_{r，out}$ ——制冷剂出口焓值，kJ/kg；$h_{r，in}$ ——制冷剂进口焓值，kJ/kg；$t_{r，out}$ ——制冷剂出口温度，℃；$t_{r，in}$ ——制冷剂进口温度，℃；${{\alpha }^{\prime }}_i$ ——制冷剂换热系数，W/(m²∙℃)。

水冷式蒸发器模型计算流程如图2所示。

Figure 2. Water-cooled evaporator model calculation flowchart

图2. 水冷式蒸发器模型计算流程图

3.2. 模型验证

性能测试实验是将双蒸发温度冷水机组的样机置于焓差实验室中进行。实验系统中的双蒸发温度冷水机组的高低温侧蒸发器与焓差室水系统相连，因此焓差实验室的作用是为冷水机组提供可以调节和控制温度、流量的冷冻水系统以及精确控制和测量室内外温湿度的测量控制系统，冷水机组实验工况如表1所示(EEV为电子膨胀阀)。

Table 1. Cooling water unit experimental conditions

表1. 冷水机组实验工况

压缩机频率	EEV1开度	EEV2开度	冷冻水流量	冷冻水 进水温度	室外设定温度	冷凝温度
Hz	%	%	m^3/h	℃	℃	℃
40、50 55、60	80、85、 90、95、 100	10、15、25、 30、35、40、 45、50	高温侧2 低温侧0.42	高温侧21 低温侧11	干球35 湿球28	50

高低温侧冷水式蒸发器模型计算结果的验证

Figure 3. Comparison of measured vs. simulated outlet temperatures on the high-temperature side (f = 40 Hz, EEV1 opening is 80%)

图3. 高温侧出水温度的实测与模拟值的对比(f = 40 Hz，EEV1开度为80%)

Figure 4. Comparison of measured vs. simulated outlet temperatures on the high-temperature side (f = 40 Hz, EEV1 opening is 100%)

图4. 高温侧出水温度的实测与模拟值的对比(f = 40 Hz，EEV1开度为100%)

由图3和图4可知，高温侧蒸发器在压缩机频率为40 Hz时，高温侧电子膨胀阀开度分别为80%与100%时，随着低温侧电子膨胀阀开度从10%增大至50%的过程中，其出水温度的波动幅度较小，这说明低温侧电子膨胀阀开度的变化对于高温侧出水温度的影响几乎没有；高温水冷式蒸发器模型模拟计算得出的出水温度的模拟值变化趋势较为平缓，从图中表现近乎为一条直线，最大相对误差仅为2.5%，因此高温侧水冷式蒸发器的模型的模拟计算结果较为准确。

低温侧水冷式蒸发器模型模拟计算得出的出水温度的模拟值与出水温度的实测值的变化趋势一致，且与出水温度的实测值较为吻合，最大相对误差为7.05%，因此低温侧水冷式蒸发器模型的模拟计算结果较为准确。综上所述，该模型的建立方法具有可行性。

4. 双蒸发温度直膨式蒸发器的模拟计算与分析

4.1. 高低温侧蒸发器冷量的输出特性

图5反映的是直膨式蒸发器模型在压缩机为额定频率下(55 Hz)调节两个EEV开度时高温侧蒸发器冷量的模拟计算结果。当EEV1开度固定时，高温侧输出冷量在EEV2开度变化情况下也基本保持不变。固定EEV2的开度，高温侧冷量随着EEV1开度增大呈明显上升的趋势，EEV1开度每增加10%，高温侧冷量平均增加5.8%。由此可见，EEV1开度与高温侧冷量呈正比关系，EEV2开度对于高温侧冷量几乎没有影响。

Figure 5. Variation of cooling load on high-temperature side with EEV opening degree (f = 55 Hz)

图5. 高温侧冷量随EEV开度的变化情况(f = 55 Hz)

EEV1在改变开度时主要影响高温侧制冷剂流量；而EEV2在改变开度时，主要会影响低温侧制冷剂流量。因此，从冷量输出的角度考虑，EEV1与EEV2对高低温侧蒸发器输出冷量的调节作用相对独立，耦合性较低，这在一定程度上为实现所提出系统的温湿分控目的提供了有利的条件。

为了探究不同工况下的系统冷量输出的调控范围，提出系统高温侧冷量占比(High Temperature Side Cooling Capacity Ratio，简称HSCR)的概念，HSCR表征了在此双蒸发温度直膨式温湿分控空调系统中，高温侧输出冷量占总冷量的比值，即在某一总冷量下，HSCR越小，系统所提供的处理新风的低温侧冷量就越大，从而在相同条件下系统具备更强的除湿能力。现将不同EEV开度下的系统总冷量以及HSCR列于同一图表中进行分析，如图6所示。

通过图6可以清楚地了解在各个EEV1与EEV2的开度组合下系统的总冷量以及高低温侧冷量及其分配关系，其所有边界点所围成的四边形即为在该压缩机频率下系统可通过调节EEV1与EEV2开度所能达到的冷量调节范围。从图中可见，在EEV开度变化时，系统的总冷量和高温侧冷量比相互限制在这个非矩形的四边形内，在以此四边形为限值的矩形范围内的某些冷量分配组合是无法达到的，从而无法实现对温湿度的控制。由此可见对系统运行特性的充分了解是十分必要的。

图7反映的是在压缩机频率从30 Hz增大至110 Hz时，调节EEV1与EEV2开度对HSCR以及系统总冷量的影响结果。由此可知：系统总冷量和高低温侧冷量的可调节范围均与压缩机频率成正比，因此系统在满足总冷量匹配需求的前提下，增大压缩机频率会使系统冷量的可调节范围更加广泛，这也能更加适应不同的室外条件下所带来的冷量分配比例的需求。

Figure 6. Variation of system total cooling load and HSCR with EEV valve opening (f = 55 Hz)

图6. 系统总冷量及HSCR随EEV开度改变时的变化情况(f = 55 Hz)

Figure 7. Variation of system total cooling load and HSCR with changes in EEV valve opening and compressor frequency

图7. 系统总冷量及HSCR随EEV开度、压缩机频率改变时的变化情况

根据图7中所展示的在不同频率下系统冷量输出特性的变化趋势，假如将计算频率的间隔继续缩小，冷量输出的包络线则可以得出系统在30 Hz~110 Hz范围内连续调节的冷量输出特性图，图8中由abcd围成的区域即为系统的冷量可调节范围。

4.2. 系统在运行参数与进口参数耦合作用下的运行调节特性

为了更全面地了解系统的运行调节特性，本节将结合高低温侧蒸发器的冷量分配规律以及新回风出口参数随进口参数的变化规律，通过改变压缩机频率、EEV开度和低温侧蒸发器的进口干球温度、风量等参数，计算得出低温侧蒸发器的出口参数范围，并根据结果分析系统的运行调节特性。

图9与图10分别反映的是新风出口干球温度与出口含湿量随压缩机频率、新风进口干球温度的变化情况。通过改变EEV开度以及风量，计算出口干球温度以及出口含湿量的最大与最小值，其围成的区域即为系统可实现的新风侧调节范围。

现将26℃~30℃设置为过渡季节工况下的干球温度的变化范围、30℃~34℃设置为夏季标准工况下的干球温度的变化范围、34℃~38℃设置为夏季高温高湿工况下的干球温度的变化范围，以含湿量8.6 g/kg为出口除湿标准做一条基准线，分别对3种工况的调节范围进行比对，调节范围与基准线以下相交的区域表明在当前工况下，出风含湿量可以满足温湿分控中的除湿要求的点的集合。

Figure 8. System cooling output characteristic diagram (30 Hz~110 Hz)

图8. 系统的冷量输出特性图(30 Hz~110 Hz)

Figure 9. Changes in dry bulb temperature of fresh air outlet with compressor frequency and fresh air inlet dry bulb temperature

图9. 新风出口干球温度随压缩机频率、新风进口干球温度的变化情况

Figure 10. The variation of moisture content at the fresh air outlet with compressor frequency and dry bulb temperature at the fresh air inlet

图10. 新风出口含湿量随压缩机频率、新风进口干球温度的变化情况

Figure 11. Distribution diagram of system operation and regulation range under different outdoor working conditions

图11. 不同室外工况下的系统运行调节范围分布图

图11从而反映了过渡季节、夏季标准以及夏季高温高湿工况在系统的冷量输出特性图的运行调节范围的分布图。图中整个包络线范围内是改变压缩机频率以及EEV开度时HSCR与系统总冷量的变化范围，是整个系统的运行调节范围。其中A1区域是过渡季节干球温度低于26℃时系统的运行调节范围，A2区域为过渡季节干球温度在26℃~30℃时的运行调节范围，A3与A4区域分别为夏季标准工况和夏季高温高湿工况下的运行调节范围。从图11中可以直观地看出在不同压缩机频率与EEV开度下系统的冷量输出特性与不同室外工况下系统的运行调节范围及分布情况。

5. 结论

1) EEV1在改变开度时主要影响高温侧制冷剂流量，对低温侧制冷剂流量的影响较小；EEV2在改变开度时仅会影响低温侧制冷剂流量，对高温侧制冷剂流量几乎没有影响。

2) 根据系统的运行特性，系统总冷量和高低温侧冷量可调节范围均与压缩机频率成正比，因此系统在满足总冷量匹配需求的前提下，增大压缩机频率会使系统冷量的可调节范围更加广泛，这也能更加适应不同的室外条件下所带来的冷量分配比例的要求。

3) 结合高低温侧蒸发器的冷量分配规律以及新回风出口参数随进口参数的变化规律，计算分析各种室外工况下在系统的冷量输出特性与运行调节范围，得出不同室外工况下的系统运行调节特性图，在图中可以直观地看出在不同室外工况下系统的运行调节范围及分布情况。这为后续双蒸发温度直膨式温湿分控空调系统机组的建立、运行调节以及温湿度控制方法的开发与应用提供了重要的理论基础。