并聯型調溫除濕機制冷劑調節優化方案策略及實驗研究

韓 旭 李 永 茅靳豐

(解放軍理工大學工程兵工程學院 南京 210007)

調溫除濕機利用蒸發器為空氣降溫除濕，并可回收冷凝熱來調節送風溫度，已廣泛應用于倉庫、機房及各類地下工程中。調溫除濕機一般采用雙冷凝器方案，其中一個冷凝器為水冷冷凝器(或蒸發式冷凝器)，用于排除余熱；另一個冷凝器為風冷再熱冷凝器。冷凝器有串聯和并聯兩種模式。

2001年，吳茂杰、劉鳳田等人[1]在測試某調溫除濕機性能時，發現串連型調溫除濕機存在調溫盲區問題。2006年，朱志平、王克勇、程寶義[2]等人申請了無盲區調溫除濕機專利，提出雙冷凝器并聯模式。冷凝器并聯具有阻力小，回收預熱方便，克服了串聯存在的調溫盲區、控制較為復雜、制冷劑行程長、壓縮機功耗較大等問題，可實現送風溫度連續(或分級)調節，是除濕機發展研究的重要方向。

然而，并聯型調溫除濕機在調溫除濕模式和冷凍除濕模式之間轉換時常出現冷凝器中制冷劑分配不平衡現象，可導致調溫除濕能效下降，甚至停機。此外，并聯型調溫除濕機在由冷凍除濕模式向調溫除濕模式轉換時，往往由于前一階段制冷劑積存，導致無法轉換。通過分析以上問題，提出了幾種改進和優化策略，并對各個策略的優缺點做了探討，特別分析了雙蒸發器運行的模式，并搭建實驗臺測試了雙蒸發器模式運行的可行性及其性能。

1 機組的不足及原因

并聯型調溫除濕系統如圖1所示，由壓縮機、并聯的蒸發式冷凝器和風冷冷凝器、儲液器、節流裝置、蒸發器以及三通比例調節閥(以下簡稱：調節閥)等組成，通過調節閥控制流經兩個冷凝器的制冷劑流量，達到調溫目的。

雙冷凝器并聯模式如圖2所示，兩冷凝器I、II通過調節閥實現并聯，為防止制冷劑回流，在連接儲液器III前增加了兩個單向閥。當兩個冷凝器內壓力平衡時，即pk1=pk2＞pk，制冷劑可自由進出。

圖1 并聯型調溫除濕機系統圖Fig.1 The system of parallel condensers temperature control dehumidi fi er

圖2 制冷劑經過三通閥進入兩冷凝器的模型圖Fig.2 The model of refrigerant cross into two condensers by 3-way control valve

當機組運行調溫模式，需控制調節閥的開度(一般在40%～80%的線性區間)。無論開度偏向其中任何一個，制冷劑在兩個冷凝器內的流量分配將產生變化，冷凝器容積為一固定值，因此兩冷凝器內壓力將產生變化，原有平衡被打破，假設pk1＞pk2，則pk＞pk2，因此，冷凝器II中制冷劑則無法全部流出，出現制冷劑積存。積存越多，則參與制冷循環的制冷劑量越少，效率則越低，甚至出現停機故障。

當機組運行于冷凍除濕模式，則再熱冷凝器側完全關閉，再熱冷凝器側一直處于低溫低壓環境中，其內部壓力遠遠低于壓縮機側壓力，則可能導致：第一制冷系統內部壓力平衡會被打破，可能會造成很大的壓力波動，壓縮機可能會因吸氣壓力過低而停機保護；第二制冷劑慢慢滲入，致使機組效率下降[4]。第三除濕機長期運行于冷凍除濕模式，系統也將因制冷劑則不斷積存，導致在再熱冷凝器無法周期工作，失去了調溫除濕的功能，即無法運行調溫除濕模式。

2 傳統的改良策略分析

2.1 大量填充制冷劑

為削弱制冷劑大量積存導致制冷劑不足而引起壓縮機低壓停機保護問題，文獻[4]采取了大量充注制冷劑的方法，并選擇容積合適的儲液器以適應機組變工況運行的需要，從而確保制冷系統形成穩定的蒸發壓力和吸氣壓力。

大量充注制冷劑使得積存于水冷(蒸發式)冷凝器側的制冷劑量增多，以減小其內部有效空間(即參與制冷循環的制冷劑所需空間)，提高冷凝溫度，而使得參與循環的制冷劑量不會太少，改變壓力較低的冷凝器的有效容積，從而在經過一段時間之后，使得兩冷凝器內制冷劑壓力相等。

采用大量填充制冷劑的方法，可有效解決系統停機問題。然而需增加儲液裝置，一方面造成成本的大量增加；另一方面其并沒有從根本上解決制冷劑死循環問題，從而使得機組的制冷除濕效果并不理想。

2.2 制冷劑抽吸

為了使得在升溫除濕向冷凍除濕轉變時，減少制冷劑在風冷冷凝器中的積存，有人提出了制冷劑抽吸的方法。其方法是在再熱冷凝器下游至壓縮機側增加旁通閥，當調溫除濕機由升溫除濕模式轉換為冷凍除濕模式時，打開旁通閥，使制冷劑被部分吸入低溫低壓的蒸發器中，以減少在風冷冷凝器中的積聚量。

然而采取這種模式，存在兩個問題：一是旁通閥打開及關閉的時機問題。因大量冷凝成液態的制冷劑未經蒸發器蒸發即被吸入壓縮機，若啟閉時機把握不當，很容易引起壓縮機因吸液而導致沖缸；另一方面，則是旁通閥的不斷啟閉可能導致制冷系統不能正常運行不斷地啟閉將影響該電磁閥的壽命。

2.3 冷凝器串聯模式

圖3 雙冷凝器混聯方案Fig.3 The scheme of two parallel condensers

雙冷凝器串聯模式的改進方案[5]見圖3。通過調節流經再熱冷凝器的制冷劑流量及水冷冷凝器的循環水量以實現調溫除濕的目的。該方案可以消除調溫盲區，但同樣存在控制較為復雜、制冷劑行程長，壓縮機功耗較大等缺點。

2.4 冷凝器并聯模式

文獻[6][7]提出采用電磁閥取代制冷劑流量三通調節閥，從而解決制冷劑不平衡問題。如圖4所示。通過兩個閥的通斷組合，可以實現三種不同模式的轉換：再熱閥開，升溫除濕；排熱閥開，降溫除濕；兩閥均開，準調溫除濕。即送風存在三個狀態點(如圖5所示)：高溫點1、機械露點3以及跟兩冷凝器體積相關的中間狀態點2(或2'，2'')，其只能在三個狀態點調節，多稱其為“準調溫除濕”模式。

王恕清等人在文獻[8]中詳細講述了該方案的出發點及優勢。然而該方案因只有三個送風狀態點，不適用于對送風溫度調節要求較高的場合。

圖4 雙電磁閥的“準調溫除濕”模式Fig.4 The "quasi-dehumidi fi cation thermostat" mode of double solenoid valve

圖5 “準調溫除濕”模式的送風狀態點Fig.5 The air state point of "quasi-dehumidi fi cation thermostat" mode

3 雙蒸發器模式的提出

為了防止除濕機長期運行于冷凍除濕模式，系統將因制冷劑積存而無法正常運行。課題組提出在運行冷凍除濕模式時(即停止使用再熱冷凝器)，將再熱冷凝器轉化為蒸發器使用，采用雙蒸發器的模式。即：如圖6所示，當機組運行冷凍除濕模式是，調節閥再熱冷凝器側完全關閉，打開電磁閥16，使得再熱冷凝器可作為蒸發器參與系統運行，則制冷劑積存問題可完全解決，從而避免了壓力波動的停機問題；當機組運行調溫模式時，關閉電磁閥16，打開再熱冷凝器側閥門，則可正常運行調溫模式，從而改變了傳統并聯型調溫除濕機的模式轉換而不能正常運行問題。

圖6 改進的雙冷凝器并聯型調溫除濕系統圖Fig.6 The improved system of parallel condensers temperature control dehumidi fi er

4 雙蒸發器的實驗研究

4.1 主要部件選型

為驗證該模式的可靠性，研制了依據圖6模式的調溫除濕機組，主要部件如下：

壓縮機選用谷輪VR144KS-TFP-522，制冷量為35.3KW，輸入功率10.1KW，能效比為3.58，制冷劑為R22。

機組的室內換熱器采用蛇形管，是空氣-制冷劑的翅片管式換熱器。其中管束正三角形排布，換熱管材料為紫銅，翅片材料為鋁，其基本結構參數如表1所示，蒸發器與風冷冷凝器換熱面積比為1:1.5。

表1 換熱器的基本結構參數(單位:mm)Tab.1 The basic structural parameters of the heat exchanger(Unit: mm)

室外冷凝器采用大連億斯德的VC-10型蒸發式冷凝器；其參數如表2所示。調節閥選用西門子M3FB20LX/A型。

表2 VC-10型蒸發式冷凝器詳細參數Tab.2 Detailed parameters of VC-10evaporative condenser

4.2 實驗條件和過程

《除濕機》(GB/T 19411—2003)中規定室內側名義工況為干球溫度27℃，濕球溫度21.2℃，室外側干球溫度35℃，濕球溫度24℃，實驗即按照以上參數作為室內外測試參數。三通閥設置為排熱冷凝器側全開。關閉電磁閥16，系統運行于單蒸發器冷凍除濕模式，打開16，則換熱器2轉變為蒸發器2，系統運行于雙蒸發器模式。

4.2.1 測量工具

溫度的測量采用德國TEMP14(多點溫度測量儀)，用于測量進排風溫度和水冷冷凝器進出水溫，相關技術參數見表3。

表3 TEMP14多點溫度測量儀參數Tab.3 The parameters of TEMP14 multi-point temperature measuring instrument

壓力測量采用1～16通道SY系列U盤儲存多路壓力記錄儀(北京)，用于測量冷凝器和蒸發器的制冷劑壓強變化，參數見表4。

表4 SY系列多路壓力記錄儀Tab.4 The SY multi-channel pressure recorder

流量傳感器用JYLUGB系列智能型渦街流量計，其是一種精密流量測量儀表，在壓縮機出口及蒸發式冷凝器入口處分別設置一個制冷劑流量測量裝置，以測試制冷劑總流量及蒸發式冷凝器側制冷劑分配流量變化值[9]，參數見表5。

表5 JYLUGB智能型渦街流量計參數Tab.5 The parameters of intelligent vortex fl ow meter

4.2.2 制冷量與能效比計算

1)制冷量

除濕機機組的制冷量測定是采用室內側焓差法，被測機組安裝在風量測量裝置之前，由風量測量裝置測量空氣流量，再通過測定除濕機機組進口與蒸發器出口空氣的干、濕球溫度，計算出兩者的焓差，從而得到機組的制冷量。被測機組的制冷量計算公式如式(1)：

式中：Q0—制冷量，kW；Gi—風量測量裝置測得的風量，m3/s；h1—機組進口處空氣的焓值，kJ/kg；h2—蒸發器出口處空氣的焓值，kJ/kg；dn—蒸發器出口處空氣的含濕量，kg/kg；ρn'—蒸發器出口處空氣的密度，kg/m3。

2)能效比

機組能效比計算式為

式中：P—除濕機運行時消耗的總功率，kW。

4.2.3 除濕量與單位功率除濕量

1)除濕量的測定

在進行除濕量測定過程中，除濕機應不少于1h的運行，工況穩定后記錄數據。每隔10min記錄一次以下數據：

①進風干球溫度，℃；②進風濕球溫度，℃；③輸入總功率，kW；④輸入電流，A；⑤電壓，V；⑥電源頻率，Hz。

直至連續7次的記錄數據的誤差在規定的范圍內，取記錄數據的算術平均值為計算值，并將收集的凝結水稱重，按式(3)和(4)計算除濕量。

式中：W—名義工況下的實測除濕量，kg/h；W1—實驗持續時間內收集的凝結水量，kg；T—實驗記錄持續時間，h；t—除濕機進風平均干球溫度，℃；φ—相對濕度，%。

相對濕度按下式計算：

式中：φ1—實測相對濕度，按實測干球溫度平均值；B—實驗期間大氣壓，kPa。

2)單位功率除濕量

根據機組名義工況下的除濕量和輸入功率，其單位輸入功率除濕量[SMER，kg/(h.kW)]計算公式如式(5)：

式中：W—除濕機除濕量，kg/h。

4.3 實驗結果分析

1) 系統制冷劑壓力的變化

圖7 不同模式下系統壓力與閥門關系圖Fig.7 The relation between pressure and valve of different mode

從圖7可知系統制冷劑壓力在不同模式下隨閥門開度變化而變化：在并聯型單蒸發器模式下，在閥門開度為30%～80%時，水冷冷凝器側壓力一直上升，但在80%～100%階段卻急劇下降，這是由于再熱冷凝器側閥門關閉，導致參加循環的制冷劑不斷減少，從而導致整個系統的壓力急劇下降。系統壓力的不穩定波動往往造成停機事故。

采用大量填充制冷劑的方法可以增加參與循環的制冷劑量從而可以避免壓力的突降，圖中在80%～100%階段水冷冷凝器側制冷劑壓力有一定的上升。

采用雙蒸發器的模式，在80%～100%階段將再熱冷凝器轉換為蒸發器，使得所有制冷劑參與系統循環，避免了制冷劑的積存，從而穩定了系統壓力，解決了因壓力波動停機的事故。

2)機組模式的連續調節運行

為了檢驗機組是否能夠在雙蒸發器模式(冷凍除濕模式)和調溫除濕模式下連續轉換運行。將閥門開度從100%到10%逐步調節，并對出風的溫度進行了測試，如圖8所示。

圖8 送風參數隨閥門開度變化圖Fig.8 The change of air parameters with valve

從圖8中可知，采用雙蒸發器時，送風干濕球溫度比100%開度單蒸發器時分別低1℃、0.5℃。當閥門開度在30%～80%范圍內變化時，送風參數與閥門開度變化幾乎成線性，即調溫除濕模式正常。因此采用雙蒸發模式并不影響機組運行模式的變化。

3) 能效比和除濕量

圖9 除濕量隨閥門變化圖Fig.9 The change of dehumidi fi cation with valve

圖10 機組能效比隨閥門變化圖Fig.10 The change of EER with valve

從圖9可以看出采用單蒸發器模式在閥門開度10%～30%和80%～100%間除濕量維持在21～22kg/h范圍內。當閥門開度為45%時，除濕量突降到只有17 kg/h。這是由于當閥門開度在45%左右時，引起了制冷劑系統壓力的不平衡波動，進入蒸發器的制冷劑減少而造成；當閥門開度由45%調至50%時，又突然升高到24.45kg/h的最大值，這是由于冷凝器側制冷劑閥門開度變小，使得流入蒸發器的制冷劑流量相對增大，使得除濕量突增；當閥門開度在60%以后，由于制冷劑在冷凝器中不斷積存，使得整體除濕量下降。

當閥門在100%開度，運行雙蒸發器模式時，與100%開度單蒸發器模式相比，除濕量高2kg/h(圖9中紅點處)，與閥門開度為50%～65%時除濕量相當，基本達到了除濕量最大的水平，這說明了采用雙蒸發器模式可以很好地解決并聯型調溫除濕機由調溫除濕模式向冷凍除濕模式轉變的不足。

從圖10可以看出，在單蒸發器模式下，能效比在閥門開度為45%時達到了最大，而此時的除濕量為最小值，這是因為此時的因總輸入功率也從11.2kW下降至8.67kW，引起了能效比的相對較大。

從圖10可以看出采用雙蒸發器模式在開度100%時其能效比約為3.3，比并聯型調溫除濕機的單蒸發器在開度100%能效比2.8要優越18%。

圖11對比了制冷劑流量調節閥開度100%時，雙蒸發器模式與單蒸發器模式下，系統的各項參數。與單蒸發器100%模式相比，采用雙蒸發器模式時，送風干濕球溫度分別低1℃、0.5℃，除濕量高2kg/h，單位功率除濕量則大0.1kg/(kW.h)，制冷量高出單蒸發器模式4kW左右。可以看出，采用雙蒸發器模式時，制冷劑積存現象基本消除，系統效果較單蒸發器模式要好。

圖11 冷凍除濕模式下雙蒸發器與單蒸發器情況下實驗結果對比Fig.11 The comparation between dual-evaporator and single evaporator under the dehumidi fi cation mode

5 結論

調溫除濕機在地下工程中有著廣泛的應用，由于雙冷凝器在機組不同模式轉換時需要通過調節閥來調節制冷劑流量，特別是在由冷凍除濕模式向調溫除濕模式轉換的過程中往往造成系統制冷劑壓力波動大，停機事故。通過比較各種策略和實驗研究得到如下結論：

1)雙蒸發模式可避免系統制冷劑壓力波動，可解決停機事故。

2)采用雙蒸發模式，機組可以連續在調溫除濕和冷凍除濕模式之間轉換，避免了單蒸發模式不能向調溫除濕模式轉變的不足。

3)該模式的能效比和除濕效果均優于單蒸發器模式。雙蒸發器模式的研究對并聯型調溫除濕機組優化和推廣應用具有一定意義。

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