恒溫恒濕空調系統的優化控制與性能模擬

李 申 沈 嘉 張學軍 鄭幼明

(1 浙江大學制冷與低溫研究所 杭州 310027；2 浙江省湖州市博物館 湖州 313000；3 浙江省博物館 杭州 310007)

隨著現代社會經濟的發展，作為一種工藝性空調，恒溫恒濕空調系統的應用和需求領域在逐步擴大[1-3]。它將室內的溫度、濕度、潔凈度及氣流速度控制在一定范圍內，以滿足工業生產、科學研究等特殊場合對室內環境的要求。因此，恒溫恒濕空調系統必須具備加熱、加濕、冷卻、去濕等功能和完善的自控系統。傳統的恒溫恒濕空調一般采用定露點方法，保證表冷器處理后的空氣溫度與濕度同時低于送風參數，之后再利用加熱器、加濕器進行熱濕補償，使溫濕度滿足目標要求，該處理過程中存在較大的能量補償損失。研究顯示，若采用適當的節能技術，能使恒溫恒濕空調系統節能20%～40%[4-5]。

熱濕獨立控制空調系統將熱濕負荷全部或部分分開處理，從而避免或減小了熱濕聯合處理帶來的損失。當前熱濕獨立處理多使用溶液、轉輪等獨立除濕手段。李震等[6]認為溶液除濕是實現濕度獨立處理的較為可行的方式，提出應用溶液除濕方法去除余濕，采用高溫冷源去除余熱的方法；Ascione等[7]利用除濕轉輪搭建了用于博物館的恒溫恒濕空調系統，其相較于傳統系統具有明顯的節能效果。Zhu等[8]研究了使用熱泵驅動的液體除濕模塊的獨立除濕空調系統。然而，上述方法在不同程度上，存在系統復雜化和控制精度不高等缺點。為此，使用一種熱濕獨立控制裝置(THIC device)[9-10]，研制了一套恒溫恒濕空調系統，在實驗驗證基礎上，利用TRNSYS 16軟件，對不同工況下系統的運行狀態及節能效果進行了模擬分析。

1 優化控制方法

1.1 熱濕獨立控制裝置

圖1 傳統恒溫恒濕空調系統Fig.1 Conventional constant temperature and humidity airconditioning system

圖2 獨立控制的恒溫恒濕空調系統Fig.2 Constant temperature and humidity air-conditioning system employing the THIC device

在恒溫恒濕空調系統中，空氣進入空氣處理機組(AHU)依次經過表冷器、加熱器、加濕器處理后，由風機送入被調空間。傳統恒溫恒濕空調系統如圖1所示，一定流量的冷凍水從冷源(Water Chilling Unit, WCU)直接進入表冷器；使用熱濕獨立控制裝置的恒溫恒濕空調系統如圖2所示，熱濕獨立控制裝置布置在冷源與表冷器之間，其結構見圖3。由圖3可知：

式中，冷凍水流量mW由水泵決定；mW1—來自冷源的冷凍水流量；TW1—來自冷源的冷凍水溫度；mW2—表冷器回水量；TW2—表冷器回水溫度；mW3—進入表冷器的冷凍水流量；mW4—表冷器冷凍水旁通流量。

電動三通閥1(MV1)的開度控制mW3的大小，電動三通閥2(MV2)的開度控制來自冷源的冷凍水流量與表冷器回水量的比例。因此，進入表冷器的冷凍水溫度TW可以通過電動三通閥2的開度進行調整。利用冷凍水溫度調整控制表冷器對空氣的除濕量；利用電動三通閥1調整冷凍水流量從而改變表冷器與空氣的換熱量，控制空氣的溫度。

圖3 熱濕獨立控制裝置Fig.3 Schematic diagram of the THIC device

1.2 PID分程控制方法

為保證系統根據工況的變化，實現熱濕獨立控制裝置與加熱器、加濕器協調工作，對PID調節器的輸出信號進行分程控制，信號處理如圖4所示。溫度PID調節器同時控制電動三通閥1及加熱器，PID信號值從0到0.5變化時，電動三通閥1的開度由1降到0.2，減少進入表冷器的冷凍水流量，此時加熱器輸出一直為0；信號值從0.5到1變化時，電動三通閥1開度保持0.2不變，加熱器輸出由0增大到100%。

圖4 PID分程控制示意Fig.4 Schematic diagram of the PID split-range control

濕度PID調節器同時控制電動三通閥2及加濕器。PID信號值從0到0.5變化時，電動三通閥2的開度由1降到0.2，減小來自冷源的冷凍水比例，提高進入表冷器的冷凍水溫度，此時加濕器輸出一直為0；信號值從0.5到1變化時，電動三通閥2開度保持0.2不變，加濕器輸出由0增大到100%。

2 實驗驗證

按照上述原理為某博物館庫房(22m×16m×4m)搭建了一套恒溫恒濕空調系統，系統參數及實驗時環境參數如表1所示。

表1 系統參數及實驗時環境溫濕度Tab.1 Systematic parameters and environment parameters under experiment

圖5給出了在實驗時間段內，庫房溫濕度及表冷器進口水溫的變化情況。庫房溫濕度值變化范圍分別為21.9～22.1℃，59.3%～61.1%；同時可以看出，表冷器冷凍水進口溫度曲線與室內相對濕度曲線變化趨勢一致，冷凍水溫度升高，室內相對濕度升高；反之亦然。

圖5 實驗中庫房溫濕度及表冷器進口水溫變化情況Fig.5 The variation of the storeroom’s temperature and humidity and the inlet water temperature of CC under experiment

實驗過程中，系統僅表冷器與加熱器運行，加濕器輸出為0。圖6為記錄的PID輸出信號值。溫度PID信號值(ST,PID)最小為0.61，大于0.5，據此可知，電動三通閥1的開度保持在最小值0.2，且加熱器工作；電動三通閥2的開度調整控制了表冷器對空氣的除濕量，使空氣的濕度直接達到送風要求。系統分別在表冷器加熱器上實現了對空氣濕度與溫度的控制，消除了加濕補償損失。

圖6 實驗中PID信號變化情況Fig.6 The variation of PID output signals under experimen

3 TRNSYS模擬分析

實驗時工況受室外環境及季節等因素限制，為考察獨立控制系統在其它更多工況下表冷器、加熱器及加濕器的運行狀態，使用TRNSYS 16軟件建立系統模型，在驗證模型準確性的基礎上，通過改變模型中被調空間的熱濕負荷等參數，詳細研究系統在不同工況下的運行情況。并對相同工況下獨立控制系統與傳統系統進行能耗對比，分析其節能效果。

3.1 TRNSYS模型

圖7 獨立控制的恒溫恒濕空調系統TRNSYS模型Fig.7 The TRNSYS model of the constant temperature and humidity air conditioning system with THIC device

TRNSYS 16軟件及其TESS模塊庫附帶許多模塊，這里建立的TRNSYS模型中模塊基本來源于此。建立的模型如圖7所示，由于實際系統中新風負荷較小，模型中沒有考慮，同時忽略管道漏熱、風機發熱。

表冷器模塊采用矩形翅片表冷器模型Type 52b，輸入參數與實際系統一致，如表2所示。

表2 表冷器結構參數Tab.2 Structural parameters of the CC

空氣電加熱器通過控制加熱量從而控制空氣溫度，選擇Type121b作為模型中的加熱器模塊。

加濕器利用電能使水蒸發產生蒸汽，通過將蒸汽噴入處理空氣中實現加濕。加濕量的大小由輸入的電功率決定。利用Fortran語言編寫新的TRNSYS加濕模塊，其質量方程和能量方程如下。

式中：?m—加濕器加入空氣的蒸汽量，kg/s；mair,in—空氣進口質量流量，kg/s；mair,out—空氣出口質量流量，kg/s；hair,in—空氣進口焓值，kJ/kg；hair,out—空氣出口焓值，kJ/kg；hsteam—蒸汽焓值，kJ/kg；hwater—加濕器入水焓值，kJ/kg；dair,in—加濕器進口空氣含濕量，kg/kg(干空氣)；dair,out—加濕器出口空氣含濕量，kg/kg(干空氣)；Qhumidifier—加濕器輸入電功率，kW。由出口空氣焓值、含濕量可計算得到加濕器出口空氣其他參數，如干球溫度，相對濕度等。

選用的其他模塊為：冷凍水泵Type114，循環風機Type112b，三通閥Type647、Type649，房間模塊Type88，PID模塊Type23。

3.2 TRNSYS模型驗證

建立的TRNSYS模型能否反映實際情況，需要進行驗證。模型中參數按表1、表2設定；同時為了反映實驗工況，使用數據讀取模塊Type9a來讀取實驗時間段內水箱溫度，作為模型中水箱水溫的輸入；模型中庫房的熱濕負荷根據實際系統送風參數、室內空氣參數及風量，由下列公式計算得到。

式中：Q—室內顯熱負荷，kW；ma—空氣質量流量，kg/s；cp—空氣比定壓熱容，kJ/(kg.k)；Ti—室內空氣溫度，℃；Ts—送風空氣溫度，℃；W—室內濕負荷，kg/s；di—室內空氣含濕量，kg/kg(干空氣)；ds—送風空氣含濕量，kg/kg(干空氣)。

圖8為實驗工況下，模擬得到的庫房溫濕度、送風溫濕度與實驗的數據對比情況。可以看到，二者溫濕度吻合很好，偏差不超過10%。通過模擬與實驗的對比，可以認為該模型能真實反映實際系統的運行情況，能夠用來模擬系統在不同工況下各部件的運行狀態。

圖8 模擬與實驗中送風及庫房溫濕度對比Fig.8 The comparison of supply air parameters and storeroom air parameters between simulation and experiment

3.3 獨立控制系統模擬分析

室內外環境及其季節的變化影響被調空間的熱濕負荷，進而影響AHU需處理的顯熱負荷(Qs)、潛熱負荷(Ql)。根據AHU處理的顯熱負荷、潛熱負荷的不同，可以將工況分為四種：1)高溫高濕：Qs＞0，Ql＞0；2)低溫高濕：Qs＜0，Ql＞0；3)高溫低濕：Qs＞0，Ql＜0；4)低溫低濕：Qs＜0，Ql＜0。為達到同樣的目標溫濕度(22.0℃、60.0%)，取不同工況下相應的熱濕負荷作為被調空間的輸入量，模擬結果如表3所示。模擬時，水箱水溫保持在9.0℃。

表3 不同工況下系統模擬結果Tab.3 System simulation results under different working conditions

Case 1為高溫高濕工況，由PID信號可知，系統僅表冷器與加熱器工作。進入表冷器的冷凍水流量固定為最小值，調整冷凍水溫度可控制被處理空氣的除濕量，利用加熱器使空氣溫度達到要求。該工況顯熱負荷為10kW，而表冷器冷凍水流量為最小，說明表冷器換熱面積此時足夠大，表冷器與空氣的換熱較為充分。

Case 2為顯熱負荷(15kW)進一步增大時的情況，PID信號表明，只有表冷器在工作。這說明表冷器與空氣的熱濕交換量剛好與需處理的顯熱和潛熱負荷相匹配，此時完全實現了在表冷器兩冷凍水回路中的熱濕獨立控制。

Case 3為低溫高濕工況。此時，表冷器出口空氣溫度須低于進口空氣露點溫度，因此加熱器工作，加濕器不工作。相對于Case 1，Case 3盡管潛熱負荷不變，但顯熱負荷降低，導致ST,PID增加。二者工作狀態相似，加濕器輸出都為零。

Case 4、Case 5、Case 6均為高溫低濕工況，由SRH,PID可知，電動三通閥2的開度最小，表冷器回水比例最大。在Case 4中，調整表冷器冷凍水流量以控制空氣溫度，此時加熱器輸出為零，利用加濕器控制空氣濕度。而在Case 5中，所需處理的顯熱負荷小于Case 4，因此冷凍水流量將減小，但即使減至最小，表冷器與空氣換熱量仍大于需要處理的顯熱負荷，所以表冷器、加熱器、加濕器三者同時工作。此時，如果調整進入表冷器的冷凍水最小流量值也可以消除加熱補償，模擬發現，將電動三通閥1的最小開度設為0.1時，模型穩定后ST,PID、SRH,PID分別為0.49、0.51，系統加熱輸出為零。在Case 6中，所需處理的顯熱負荷大于上述兩種情形，ST,PID為0，表明進入表冷器的冷凍水流量達到最大值。若顯熱負荷進一步增大，表冷器將無法提供所需的換熱量，此時可調大電動三通閥2的最小開度，增大來自冷源的冷凍水最小比例，從而降低進入表冷器的冷凍水溫度，保證所需的換熱量；或在設計此類表冷器時，換熱面積應該以一個較高的冷凍水進口溫度(如12℃而不是通常的7℃)來進行計算。

Case 7為低溫低濕工況，由于空氣不需要降溫除濕，表冷器處于流量最小、回水比例最大的“準”不工作狀態，空氣溫濕度分別由加熱器、加濕器控制。

由以上可知，在空氣需要降溫、除濕處理時，熱濕獨立控制裝置與PID分程控制相結合能夠保證表冷器直接控制空氣溫濕度中的一個，而另一個由加熱器或加濕器控制；如果調整表冷器與空氣的熱濕交換量剛好與需處理的顯熱和潛熱負荷相匹配時，可實現只有表冷器一個部件對空氣溫濕度實施控制。在低溫低濕工況下，空氣溫濕度直接由加熱器、加濕器控制。相較于傳統恒溫恒濕空調系統，該系統最多只需要表冷器、加熱器、加濕器中的兩個部件工作，即可實現對溫濕度的精確控制，從而減小了空氣處理過程中的熱濕補償損失。

3.4 獨立控制系統能耗分析

為考察獨立控制系統節能效果，在相同工況下，對該系統與傳統恒溫恒濕空調系統的運行能耗進行模擬比較。模擬時認為水箱水溫保持為9.0℃，傳統空調系統表冷器冷凍水流量固定為20000kg/h。水箱水溫保持不變，則表冷器換熱量等于冷水機組制冷量，系統能耗可由式(9)計算得出。

式中:Q—系統總能耗功率，kW；QCC—表冷器換熱量，kW；Qheater—加熱器輸出功率，kW；Qhumidifier—加濕器輸出功率，kW；Qfan—風機功率，kW；Qpump—水泵功率，kW。

圖9給出了不同負荷下，獨立控制的恒溫恒濕空調系統相對于傳統系統節能率的大小。低溫高濕工況下，節能率最小，但也在30%以上；在部分高溫低濕工況(如Qs=12～14kW)下，節能率最高，在50%左右。主要原因是，在模擬工況下，傳統恒溫恒濕空調系統中的表冷器、加熱器、加濕器始終都在工作。

在同一潛熱負荷下，隨著顯熱負荷的增大，節能率不斷增大，當顯熱負荷增大到一定值時，節能率有所下降。傳統系統隨顯熱負荷的增大，加熱補償不斷減小，系統能耗不斷降低；獨立控制系統隨顯熱負荷的增大，先是加熱量不斷減小，直至為零，而后表冷器與空氣換熱量增大，因此系統能耗先不斷減小，而后增大。節能率呈現先上升后有所下降的趨勢。

在同一顯熱負荷下，潛熱負荷為負時，節能率隨著潛熱負荷的增大略微上升，潛熱負荷為正時，節能率隨潛熱負荷的增大而有所下降。傳統系統隨潛熱負荷的增大，加濕補償不斷減小，系統能耗不斷降低；潛熱負荷為負時，獨立控制系統隨潛熱負荷增大，加濕量不斷減小，兩種系統能耗差值保持不變，而傳統系統能耗降低，所以節能率略增大；潛熱負荷為正時，隨潛熱負荷增大，獨立控制系統表冷器水溫降低，在保證除濕量增大的同時，降低了出口空氣的溫度，因此加熱補償增大，節能率下降。

圖9 不同工況下獨立控制系統相較傳統系統的節能情況Fig.9 Energy saving rates of the THIC system compared with the conventional system under different working conditions

4 結論

通過實驗和模擬分析，研制出的獨立控制恒溫恒濕空調系統在不同工況下，能自動調節表冷器冷凍水流量與溫度，以及加熱器或加濕器的投入量，實現對空氣溫濕度的獨立控制，使目標溫濕度達到要求。在設計此類表冷器時，換熱面積應該以一個較高的冷凍水進口溫度(如12℃而不是通常的7℃)來進行計算。該系統節能效果顯著，在低溫高濕工況下，比傳統系統節能30%以上；在高溫低濕工況下，節能50%左右。

本文受2008年浙江省第三批省級文物保護專項補助經費項目(614841)資助。(The project was supported by the third batch subsidies of the Zhejiang provincial cultural relic protection in 2008 (No.614841).)

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