冷凝熱再熱空氣的空調系統探討

周根明,趙忠梁,唐春麗,張東輝

(江蘇科技大學 能源與動力工程學院,江蘇 鎮江 212003)

隨著社會生活質量的不斷改善,人們對室內工作和生活環境的要求也越來越高[1].普遍使用的一次回風式空調系統雖能提供良好的室內熱濕環境,但新風和回風混合后,經低溫冷表面冷凝除濕,送風溫度略高于其露點溫度,為滿足送風溫差的要求[2],通常還需要電加熱器或蒸汽來再熱,這就造成了能量的大量浪費,運行成本增加.二次回風式空調系統雖可利用二次回風再熱低溫空氣,但由于其系統結構相對復雜、初投資較大及冷凝除濕能力有限等,應用范圍不及一次回風式空調系統廣泛[3].通常來講,空調系統的冷凝熱量是制冷量的1.15～1.3倍[4],是具有一定能量品位的熱源,但大多數情況下,它們都是通過風冷或水冷的方式直接排向環境,這不僅會導致能量的不合理利用,還會加劇城市的局部“熱島效應”.若能回收部分的冷凝熱用于再熱除濕后的低溫空氣,可有效解決上述問題.

目前,有關冷凝熱回收利用的研究主要集中于回收冷凝熱來制取或預熱生活熱水[5-7],而對冷凝熱再熱空氣的研究相對較少[8].因此,文中在一次回風系統的基礎上,提出了采用雙冷凝器的冷凝熱回收再熱空氣系統,并以南京地區某演講廳空調系統的設計為例對其展開進一步的研究.

1 一次回風式系統

一次回風式系統主要由壓縮機、冷凝器、膨脹閥、蒸發器、風機及電加熱器等部件組成(圖1).新風和回風混合后經蒸發器冷凍除濕至L狀態點,再經電加熱器加熱到送風狀態O點,最后被送入空調房間;冷凝熱全部通過冷凝器由冷卻水系統排出.一次回風式系統空氣處理過程如圖2，t為空氣攝氏溫度，h為空氣的焓，文中以每千克干空氣為基準，單位為kJ/kg.

圖1 一次回風式系統Fig.1 Air conditioning system with primary return air

圖2 一次回風式系統空氣處理過程Fig.2 Air handling proceed of air conditioning system with primary return air

2 冷凝熱再熱空氣系統

冷凝熱再熱空氣系統在一次回風系統的基礎上增加了一個冷凝器,根據兩個冷凝器在制冷劑管道線路上的不同連接方式,又可分為串聯型和并聯型兩大類.

2.1 串聯型冷凝熱再熱空氣系統

串聯型再熱空氣系統主要由壓縮機、冷凝器C1、電子聯動風閥、風機、冷凝器C2、膨脹閥、蒸發器、風管及制冷劑管等組成(圖3).冷凝器C1和冷凝器C2串聯連接,從壓縮機出來的制冷劑先經過冷凝器C1,再經過冷凝器C2.新風和回風混合后經蒸發器冷凍除濕,一部分低溫空氣經冷凝器C1加熱后與另一部分低溫空氣混合至送風狀態點,最后被送入空調房間;多余的冷凝熱通過冷凝器C2由冷卻水系統排出.串聯型冷凝熱再熱空氣系統的空氣處理過程如圖4.

圖3 串聯型冷凝熱再熱空氣系統Fig.3 Series air conditioning system using condensing heat for reheating air

圖4 串聯型冷凝熱再熱空氣系統空氣處理過程Fig.4 Air handling proceed of series air conditioning system using condensing heat for reheating air

在送風經過蒸發器后的管道中安裝2個電子聯動風閥,根據一溫度傳感器感測到的回風溫度信號來改變兩風閥的開度,以此來分配通過冷凝器C1的風量,實現調節送風溫度的目的.當實際溫度高于所需要的溫度時,使通過冷凝器C1的風量減小,送風溫度降低;當實際溫度低于所需溫度時,使通過冷凝器C1的風量增大,送風溫度升高.

2.2 并聯型再熱空氣系統

并聯型再熱空氣系統主要由壓縮機、冷凝器C1、電子三通調節閥、風機、冷凝器C2、膨脹閥、蒸發器、風管及制冷劑管等組成(圖5).冷凝器C1和冷凝器C2并聯連接,制冷劑從壓縮機出來后分成兩路:一路進入冷凝器C1來與低溫空氣換熱,另一路則進入冷凝器C2來與冷卻水換熱.新風和回風混合后經蒸發器冷凍除濕,再經冷凝器C1加熱到送風狀態點,最后被送入空調房間;多余的冷凝熱通過冷凝器C2由冷卻水系統排出.并聯型冷凝熱再熱空氣系統的空氣處理過程與一次回風式系統相同.

在制冷劑出壓縮機后的管道中安裝一電子三通調節閥,同樣通過一溫度傳感器感測到的回風溫度信號來改變該三通閥的開度,以此來分配進入冷凝器C1和冷凝器C2的制冷劑量,實現調節送風溫度的目的.當實際溫度高于所需要的溫度時,調節三通閥開度使通過冷凝器C1的制冷機量減小,送風溫度降低;當實際溫度低于所需溫度時,調節三通閥開度使通過冷凝器C1的制冷機量增大,送風溫度升高.

圖5 并聯型冷凝熱再熱空氣系統Fig.5 Parallel air conditioning system using condensing heat for reheating air

3 實例設計

以南京地區某演講廳夏季空調系統設計為例,分別采用串聯型和并聯型冷凝熱再熱空氣系統對其進行設計.根據南京常年氣候資料,室外設計干球溫度取35℃,濕球溫度取28.3℃;室內設計干球溫度取26℃,相對濕度取60%.該演講廳面積為200m2,可同時容納150人,人均散熱全熱量為108 W,人均散濕量為68 g/h[9],圍護結構及室內設備散熱量取60 W/m2.經計算,室內總冷負荷為28.2 kW,室內總濕負荷為2.833 g/s(僅考慮室內人員散濕).要求送風溫差不高于6℃,人均新風量不小于20 m3/h,新風比不低于15%.

3.1 串聯型冷凝熱再熱空氣系統的設計

取送風溫差為5℃,人均新風量為20 m3/h(即新風量3 000 m3/h),除濕機器露點為90%,空氣處理過程如圖4.根據焓濕圖可知:熱濕比ε=9 954 kJ/kg,N點的焓hN=58.4 kJ/kg,W點的焓hW=91.11 kJ/kg，O點的焓hO=51.46 kJ/kg,L點的焓hL=48.8 kJ/kg，MW為新風量，Qin為室內空調負荷.

新風冷負荷Qx=MW(hW-hN)=1.147×

3 000/3 600×(91.11-48.4)=31.27 kW

4.063 4 kg/s,即12 512 m3/h

再熱量Qre=M(hO-hL)=4.063×(51.46-

48.8)=10.8 kW

新風比m=3 000÷12 512×100%=

24%>15%,滿足新風比要求.

需要總冷量Q=Qin+Qx+Qre=28.2+

31.27+10.8=70.27 kW

綜上所述,冷凝器C1替代電加熱器再熱除濕后的低溫空氣,制取每千瓦冷量可省電:10.8÷70.27=0.154 kW

因實際的制冷循環過程比較復雜,影響因素很多,現對其做以下簡化:忽略蒸發器和冷凝器中的微小壓力p變化,將壓縮機內部過程看成一個從吸氣壓力到排氣壓力有損失的多變壓縮過程,節流過程簡化成等焓過程.簡化后的制冷循環過程如圖6,即從壓縮機出來的高溫高壓制冷劑氣體先經冷凝器C1冷凝降溫至狀態點3′后,再經冷凝器C2進一步冷凝降溫至狀態點6,然后經膨脹閥節流后進入蒸發器,最后吸收室內熱量后被吸入壓縮機氣缸,如此循環.

注：1.壓縮機吸氣狀態點；2.壓縮機排氣狀態點； 3.冷凝壓力下飽和制冷劑氣體狀態點； 3′經過冷凝器C1后的制冷劑狀態點； 4.冷凝壓力下飽和制冷劑液體狀態點； 5.過冷狀態點；6.節流后的制冷劑狀態點

選用R22為制冷劑,蒸發溫度取10℃,過熱度取5℃,冷凝溫度取40℃,過冷度取3℃,壓縮機指示功率取0.7,根據所需提供的冷量值70.27 kW,結合壓焓圖可知:h1=257.2 kJ/kg,h2=286.6 kJ/kg,h5=90.4 kJ/kg.

壓縮機耗功率Ws=(h2-h1)×qm=

(286.6-257.2)×0.4212=12.38 kW

冷凝器C1的排熱量Q1=Qre=10.8 kW

冷凝器C2的排熱量Q2=Q+Ws-Q1=

70.27+12.38-10.8=71.85 kW

3.432 kg/s,即12.36 m3/h

式中：c為水的比熱；tout為出水溫度；tin為進水溫度.取再熱風量為6 000 m3/h,根據風冷冷凝器設計公式[10],可計算出冷凝器C1的換熱面積18.75 m2,對數平均傳熱溫差18.82 ℃;根據水冷冷凝器設計公式[10],可計算出冷凝器C2的換熱面積3.29 m2,對數平均傳熱溫5.5℃.

3.2 并聯型冷凝熱再熱空氣系統的設計

并聯型冷凝熱再熱空氣系統的設計與串聯型基本相同,還只需確定冷凝器C1和C2的相關參數.

根據風冷冷凝器設計公式,可計算出冷凝器C1的換熱面積16.71 m2,對數平均傳熱溫差20.27℃;根據水冷冷凝器設計公式[10],可計算出冷凝器C1的換熱面積3.02 m2,對數平均傳熱溫5.99℃.

3.3 串聯型和并聯型冷凝熱再熱空氣系統的分析比較

根據設計結果,運用TRNSYS軟件分別模擬串聯型和并聯型冷凝熱再熱空氣系統的動態性能,可得在送風風量恒定的情況下,各調節工況所對應的送風溫度T如圖7,8所示.

圖7 串聯型不同再熱風量下的送風溫度Fig.7 The supply air temperature of the series type when the different reheating air volume

圖8 并聯型通過冷凝器C1的不同制冷劑流量下的送風溫度Fig.8 The supply air temperature of the parallel type as a function of refrigerant volume through condenser C1

從圖7,8可以看出,并聯型冷凝熱再熱空氣系統的送風溫度受通過冷凝器C1的制冷劑流量的影響比串聯型冷凝熱再熱空氣系統的送風溫度受再熱風量Qre的影響大,前者送風溫度相對稍高且變化不平穩.這是由于在并聯型系統中,冷凝器C1的冷卻能力有限,當通過它的制冷劑流量qm較多時,節流前存有氣態制冷劑,這就導致了節流閥工作性能不穩定且效率下降,部分氣態制冷劑進入蒸發器,蒸發器處的制冷量減少,故從蒸發器出來的空氣溫度升高.

設計再熱空氣系統時,從系統穩定性、可靠性及持久性考慮,應避免并聯型系統節流前存有氣態制冷劑.串聯型系統雖因空氣再熱后還需再次混合而使系統體積偏大,電子聯動風閥調節也相對困難,但其運行穩定,送風溫度變化平穩,具有不可比擬的優勢,在安裝空間充足的條件下,可優先選擇串聯型冷凝熱再熱空氣系統.

4 結論

1)制取每千瓦冷量,冷凝熱再熱空氣的空調系統可比一次回風式空調系統省電0.154 kW;

2)并聯型冷凝熱再熱空氣系統的送風溫度受通過冷凝器C1的制冷劑流量的影響比串聯型冷凝熱再熱空氣系統的送風溫度受再熱風量的影響大,前者送風溫度相對稍高且變化不平穩;

3)設計再熱空氣系統時,應避免并聯型系統節流前存有氣態制冷劑,若安裝空間充足,可優先選擇串聯型冷凝熱再熱空氣系統.

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