小型雙蒸發溫度冷/熱水機組的運行調節特性實驗

李 釗 王順超 張 蕾 劉春慧 陳劍波 崔凌闖

(1 上海理工大學環境與建筑學院 上海 200093；2 上海海立電器有限公司 上海 201206)

我國長江中下游地區年平均濕度較大，尤其在梅雨季節，溫度與濕度都很高。因此在長江中下游地區對于住宅建筑舒適性，尤其在除濕方面有較大需求[1-2]。目前在中小型住宅或辦公建筑中，由于空間限制，仍常用以分體式空調為代表的直膨式空調系統，采用壓縮機啟停對室內溫度進行控制，但不對濕度進行主動控制[3]。若以室內濕度為控制目標，送風溫度則較低，易造成室內過冷，需要再熱，而這將進一步增加能耗[4]，因此中小型住宅辦公建筑應從傳統的僅控制溫度的空調方式向溫濕度獨立控制或分開控制方式轉變，一方面滿足人員熱舒適需要，另一方面實現節能[5]。近年來對溫濕度獨立控制的相關研究主要包括冷卻除濕[6]、溶液除濕[7]、轉輪除濕、冷凍水大溫差系統[8]、毛細管輻射供冷[9]、雙溫冷源溫濕度獨立控制空調系統[10-11]。馬季[10]提出內冷式雙冷源溫濕度獨立控制空調系統，其中高溫冷源是蒸發溫度較高的冷水機組，低溫冷源則為直膨式機組，但該研究僅從理論層面對該系統進行分析。李曹縣等[11]基于雙溫冷源的溫濕度獨立控制空調系統提出除高溫冷源降溫外，串聯高、低溫冷源進行除濕循環，但該研究僅從能耗模型角度說明該系統具有節能效果，未能與實驗相結合。而目前研究較多的基于溶液除濕型的溫濕度獨立控制空調系統普遍存在初投資高、機組龐大、運行維護費用高等缺點，這阻礙了溫濕度獨立控制系統在中小型建筑的推廣與普及[12]。

本文利用雙蒸發溫度壓縮機[13-15]建立一套具有不同蒸發溫度的冷/熱水機組。冷水機組運行時采用兩個板式換熱器(以下簡稱板換)作為蒸發器分別制取高溫和低溫冷凍水。該冷/熱水機組可用于溫濕度獨立控制空調系統，其中高溫冷凍水承擔室內大部分顯熱負荷；低溫冷凍水承擔全部室內濕負荷和部分顯熱負荷。為使冷/熱水機組在不同室外負荷條件下均能滿足室內負荷的需求，機組需進行壓縮機變頻運行，并利用電子膨脹閥(EEV)開度的改變實現冷量的分配。本文分析了在不同壓縮機頻率及EEV開度工況下冷/熱水機組運行過程中高低溫板換的供回水溫度等參數，得到蒸發器輸出的分別用于溫度和濕度調節的冷量及分配情況，從而研究系統的運行及調節特性。

1 機組原理與設計

本文提出了基于冷凍除濕的雙蒸發溫度冷/熱水機組，即一個低溫蒸發器(低溫板換)蒸發溫度為2～4 ℃，制取并提供低溫冷凍水用于承擔室內的濕負荷和部分顯熱負荷，另一個高溫蒸發器(高溫板換)蒸發溫度為12～14 ℃，提供高溫冷凍水用于承擔室內剩余顯熱負荷，原理如圖1所示[16]。該機組由兩個蒸發器、一個冷凝器及壓縮機、兩個四通換向閥、兩個電子膨脹閥和制冷劑管路等組成。壓縮機是機組運行的核心部件，本機組采用雙蒸發溫度壓縮機，該壓縮機的兩個氣缸相差180°對稱布置，可以使負荷轉矩的變化趨于平緩，因而該雙缸滾動轉子式壓縮機廣泛用于較大功率場合。該壓縮機有兩個吸氣管。當高溫側吸氣管R410a壓力等于壓縮后的低溫側R410a氣體壓力時，高溫側R410a進入氣缸并與低溫側R410a混合，壓縮后R410a從排氣口排出。通過吸油管吸上來的潤滑油，潤滑各個潤滑部位后，最后回到壓縮機底部[3]。

圖1 冷/熱水機組系統原理Fig.1 Principle of the water chiller/heater unit system

為使冷/熱水機組在不同室外負荷條件下均能正常運行，機組的基本控制策略為：通過改變壓縮機頻率來調節整個制冷系統的制冷劑流量，從而調節機組的輸出總冷量；通過調節高溫側板換對應的電子膨脹閥(EEV1)的開度控制系統過熱度；通過調節低溫側板換對應的電子膨脹閥(EEV2)的開度調節進入低溫蒸發器的制冷劑流量，實現高低溫蒸發器的制冷劑流量分配，從而調節系統用于處理顯、潛熱負荷的冷量輸出分配。對機組進行設計選型后，主要部件如表1[3]所示。

表1 雙蒸發溫度冷/熱水機組主要部件Tab.1 Main components of dual evaporation temperatures cold/hot water unit

2 機組運行及調節特性實驗研究

2.1 實驗系統

實驗系統主要分為兩個部分：一部分為雙蒸發溫度冷/熱水機組，另一部分則是為整個實驗提供可控溫度和流量的冷凍水以及精確控制室內溫濕度的焓差實驗室(以下簡稱焓差室)。實驗儀器主要包括：數據采集記錄儀、電磁流量計等主要測量儀器。數據采集記錄儀主要對焓差室的室內、外側空氣溫度、濕度、冷凍水流量和供回水溫度進行采集。實驗中用Pt100溫度傳感器測量冷凍水供回水溫度以及空氣的干、濕球溫度，測量精度為±0.1 ℃，電磁流量計測量冷凍水流量，測量精度為±0.3%(相對誤差)。

2.2 實驗方法及工況

為了測試冷/熱水機組的運行調節特性，在焓差室中進行機組制熱和制冷的變工況穩態運行實驗。實驗過程中，根據測試儀器的精度及分辨率等性能參數，當系統的運行參數波動在一定范圍內時，認為機組運行達到穩態，即保持穩定的運行工況。(采樣時間間隔為1 min，5 min內水溫波動不超過0.5 ℃，壓力波動不超過0.05 MPa，過熱度波動不超過0.5 K。)設定夏季制冷模式下室內空氣干球溫度為26 ℃，冬季制熱模式下室內空氣干球溫度為20 ℃。根據消除顯熱負荷和潛熱負荷的使用要求，并考慮到輸送損失和傳熱溫差，額定工況下高溫板換的供回水溫度分別設定為18 ℃和 21 ℃，低溫板換的供回水溫度分別設定為6 ℃和11 ℃。

實驗過程中機組在不同的壓縮機頻率和EEV開度下運行，當供回水溫度達到穩定后對機組運行的各個參數進行實時采集并記錄多組數據，主要包括高低溫板換供回水溫度、壓縮機頻率、冷凍水流量、EEV開度等。通過機組的基本控制系統和相應閥門的啟閉，實驗系統可以實現制冷和制熱模式的切換。如圖1所示，冷/熱水機組的實驗模式與運行路線分別為：

1)制冷工況運行模式

制冷劑蒸氣由壓縮機排氣后分別進入高低溫側四通換向閥，后合流經過冷凝器、視液鏡、干燥過濾器，再分別流經EEV1、EEV2進行節流，與對應的板換冷凍水回水進行換熱后再進入壓縮機低溫側吸氣口，實現機組的制冷循環。

(1)機組高低溫側供回水溫度、制冷量隨壓縮機頻率變化的實驗：實驗設定室外干球溫度為35 ℃，濕球溫度為24 ℃；高溫側冷凍水流量為2.00 m3/h，低溫側冷凍水流量為0.34 m3/h；由焓差室提供的高溫側回水溫度為21 ℃，低溫側回水溫度為11 ℃。實驗中分別改變壓縮機頻率為30、40、55、60、70、80 Hz，待系統運行穩定時，記錄相關實驗數據，主要測量機組在穩態運行工況下的高低溫板換供回水溫度與冷凍水流量，研究機組在變頻制冷工況下的運行特性。

(2)機組總制冷量及高低溫板換輸出冷量分配隨EEV開度變化的實驗：實驗設定室外干球溫度為35 ℃，濕球溫度為28 ℃；高溫側冷凍水流量為2.00 m3/h，低溫側冷凍水流量為0.42 m3/h；由焓差室提供的高溫側回水溫度為21 ℃，低溫側回水溫度為11 ℃。實驗中分別改變壓縮機頻率、EEV1開度與EEV2開度，設置數值如表2所示，待系統運行穩定時，記錄3個參數所有組合工況下的實驗數據從而確定高低溫板換輸出的冷量。如：先固定壓縮機頻率為40 Hz，EEV1開度為80%，再按照表2所示依次改變EEV2開度，完成后再改變EEV1開度分別為85%、90%、95%、100%，以此類推，直至完成表2所列的所有工況組合。因為高溫板換對應的EEV1在系統基本控制中需要保證系統過熱度在設計值范圍內。因此在保證一定過熱度的條件下，實時采集高低溫板換供回水溫度及冷凍水流量，計算出板換輸出的分別用于溫度和濕度調節的冷量及其分配情況。

表2 EEV開度調節實驗運行工況參數Tab.2 The operation parameters for EEV regulating at cooling mode

2)制熱工況運行模式

在制熱工況下，系統與常規熱泵系統一致，采用單一冷凝溫度和蒸發溫度。制冷劑蒸氣由壓縮機排氣后分別流經對應四通換向閥、板換，與焓差室提供的恒溫熱水回水進行換熱，兩路制冷劑液體經過各自對應的EEV后混合流經干燥過濾器、視液鏡，經板換蒸發后分兩路進入壓縮機的兩個吸氣口，實現機組的制熱循環。

由于本研究重點在于機組在制冷模式下的運行調節特性，因此在制熱工況下，只需研究高低溫側板換的供回水溫度、制熱量在變頻工況下的情況。實驗設定室外干球溫度為7 ℃，濕球溫度為6 ℃；高溫側冷凍水流量設為2.00 m3/h，低溫側冷凍水流量為0.33 m3/h；由焓差室提供的高溫側回水溫度設為32 ℃，低溫側回水溫度為31 ℃。實驗中分別改變壓縮機頻率為30、40、50、55、60、70、80 Hz，待系統運行達到穩定后，記錄兩個板換供回水溫度及冷凍水流量，以確定機組在變頻制熱工況下的運行特性。

3 實驗結果及分析

本文主要研究該機組在不同的壓縮機頻率和EEV開度下的運行特性，即冷量的輸出與分配。因此實驗結果分析主要分為3個方面：壓縮機變頻調節下的冷量輸出特性；EEV開度調節下的冷量輸出特性；EEV2開度調節時的冷量分配特性。系統輸出的冷量通過測量得到的冷凍水供回水溫差與流量計算得到。

3.1 壓縮機變頻下機組運行特性

1)壓縮機變頻制冷工況

在制冷工況下對機組的高溫側板換的供水溫度(high temperature supply water temperature，HSWT)、高溫側板換的回水溫度(high temperature return water temperature，HRWT)、低溫側板換的供水溫度(low temperature supply water temperature，LSWT)、低溫側板換的回水溫度(low temperature return water temperature，LRWT)及制冷量進行分析研究。

圖2所示為制冷工況下供回水溫度隨壓縮機頻率的變化。由圖2可知，機組在制冷工況下運行時，在高低溫側板換水流量不變的情況下，壓縮機頻率從30 Hz升至80 Hz的過程中，低溫側板換供水溫度下降趨勢較為顯著，降低了2.6 ℃，基本上達到了除濕所需的6 ℃左右的冷凍水溫度設定值。其回水由焓差室水系統提供，穩定在11 ℃，供回水溫差從1.7 ℃升至4 ℃；高溫側板換回水也由焓差室水系統提供，溫度穩定在21 ℃，而供水溫度也呈下降趨勢，降低了 1.4 ℃，達到了室內消除顯熱負荷所需的18 ℃設計水溫，供回水溫差從1.6 ℃升至2.9 ℃。從實驗結果可知，壓縮機變頻運行時能夠滿足高低溫側板換供回水溫的設計需求。由此可知，機組在變頻制冷工況下能平穩可靠運行，且能夠達到對于水系統水溫的基本控制。

圖2 制冷工況下供回水溫度隨壓縮機頻率的變化Fig.2 Variation of water supply and return temperature with varying compressor speed under cooling mode

圖3所示為制冷工況下各制冷量隨壓縮機頻率的變化。由圖3可知，壓縮機頻率從30 Hz升至80 Hz的過程中，機組各制冷量均呈上升趨勢。機組總制冷量從3.94 kW升至7.88 kW，與壓縮機理論制冷量相符合。由此可知，壓縮機在變頻運行時能滿足溫濕度獨立控制的冷量需求。

圖3 制冷工況下各制冷量隨壓縮機頻率的變化Fig.3 Variation of cooling capacities with varying compressor speed under cooling mode

2)壓縮機變頻制熱工況

在制熱工況下對機組的兩個板換的供回水溫度及制熱量進行分析研究。

圖4所示為制熱工況下供回水溫度隨壓縮機頻率的變化。由圖4可知，機組在制熱工況下運行時，在高低溫側板換水流量不變的情況下，壓縮機頻率從30 Hz升至70 Hz的過程中，低溫側回水溫度穩定在31 ℃，供水溫度上升較為顯著，供回水溫差由3.5 ℃升至6.8 ℃；高溫側板換回水溫度穩定在32 ℃，供水溫度也呈上升趨勢，供回水溫差由1.7 ℃升至3.2 ℃。由實驗結果可知，當壓縮機變頻運行時，高低溫側板換供回水溫度均能滿足室內制熱需求的熱水溫度設定值。

圖4 制熱工況下供回水溫度隨壓縮機頻率的變化Fig.4 Variation of water supply and return temperature with varying compressor speed under heating mode

圖5所示為制熱工況下各制熱量隨壓縮機頻率的變化。由圖5可知，壓縮機頻率從30 Hz 升至70 Hz的過程中，機組各制熱量均呈上升趨勢，機組制熱量由5.54 kW升至10.45 kW，與壓縮機理論制熱量相符合。由此可知，機組在變頻制熱工況下能平穩可靠運行。

圖5 制熱工況下各制熱量隨壓縮機頻率的變化Fig.5 Variation of heating capacities with varying compressor speed under heating mode

3.2 變EEV開度下機組運行特性

在改變EEV開度的實驗中，發現在EEV1開度較大(80%～100%)和EEV2開度較小(10%～50%)的情況下調節才能較為顯著地改變高低溫側的冷量分配比例，故該實驗的實驗工況為3種壓縮機頻率(40、50、55 Hz)，EEV1開度為80%～100%、EEV2開度為10%～50%。

1)低溫側制冷量的分配情況

圖6所示為壓縮機頻率為40 Hz時低溫側制冷量隨EEV開度的變化。EEV1開度固定時，EEV2開度由10%增至50%的過程中，低溫側制冷量呈先上升后下降的趨勢，在EEV2開度約為30%時，低溫側制冷量出現最大值；EEV2開度在10%～30%之間時，EEV1開度由80%增至100%的過程中，由于高溫側制冷劑流量增大，低溫側制冷劑流量降低，使低溫側制冷量略有下降。壓縮機在其余變頻運行工況下與上述變化規律相同，不再贅述。

圖6 壓縮機頻率為40 Hz時低溫側制冷量隨EEV開度的變化Fig.6 Variation of low temperature cooling capacities with varying opening of EEV when the compressor frequency is 40 Hz

對于EEV2開度約為30%時低溫側冷量出現峰值的原因為：對于板換，在EEV2開度逐漸增大的過程中，過熱區長度逐漸降低，而蒸發器換熱面積一定，因此兩相區長度逐漸增大，換熱效果逐漸變好，低溫側換熱量逐漸增大。當EEV2開度大于30%后，制冷劑流量雖然增大，但由于蒸發器換熱面積限制，制冷劑未能及時蒸發，并隨著開度的繼續增大，被液態制冷劑覆蓋的換熱面積增大，造成低溫側換熱量逐漸減小。這說明蒸發器容量與壓縮機容量在動態匹配上存在一定問題。要解決這一問題，需要一方面從設計角度合理選擇板換容量以適應壓縮機容量的動態調節；另一方面，要求EEV2開度對流量的調節在今后開發系統控制策略時需要更加精細，以避免出現制冷劑蒸發不充分的現象，從而充分發揮蒸發器換熱能力。

2)高溫側制冷量的分配情況

圖7所示為壓縮機頻率為40 Hz時高溫側冷量隨EEV開度的變化。EEV2開度固定時，隨著EEV1開度由80%增至100%，機組高溫側制冷量逐漸減小。對于固定的EEV1開度，EEV2開度由10%增至50%的過程中，其測量值與平均值的偏差在5%以內，表明機組高溫側制冷量基本保持不變，故系統可以在實現提供穩定顯冷量的同時，對潛冷量進行一定的調節，從而實現顯、潛冷量的分配，并在一定范圍內適應不同的負荷條件。壓縮機在其余變頻運行工況下與上述變化規律相同，不再贅述。

圖7 壓縮機頻率為40 Hz時高溫側制冷量隨EEV開度的變化Fig.7 Variation of high temperature cooling capacities with varying opening of EEV when the compressor frequency is 40 Hz

3.3 變EEV開度下機組冷量分配調節特性

圖8所示為壓縮機頻率為55 Hz時，總制冷量、高低溫側制冷量隨EEV2開度的變化。當EEV1開度為80%時，EEV2開度由10%增至50%的過程中，低溫側制冷量逐漸增大，在EEV2開度為30%時，低溫側制冷量達到最大值?？傊评淞颗c低溫側制冷量變化趨勢一致；與此同時，由于在低溫側制冷劑流量增大的過程中，對高溫側制冷劑流量影響較小，高溫側制冷量基本保持恒定。壓縮機在其余變頻運行工況下與上述變化規律相同，不再贅述。

圖8 壓縮機頻率為55 Hz時各冷量隨EEV2開度的變化(EEV1開度為80%)Fig.8 Variation of cooling capacities with varying opening of EEV2 (EEV1 opening is 80%)when the compressor frequency is 55 Hz

圖9所示為機組的高溫側制冷量(顯冷量)與總冷量的比值，即設備顯熱比(equipment sensible heat ratio，ESHR)。ESHR反映了機組除濕能力，ESHR越小，表明總冷量中用于除濕的低溫側制冷量(潛冷量)所占比例越大，除濕能力越好。由圖9可知，在壓縮機頻率為40 Hz時，EEV2開度由10%增至45%的過程中，ESHR由0.77逐漸變小達到最小值0.71，此時機組除濕能力達到最大，之后ESHR逐漸增大，整個變化過程中，最大變化幅度為15%。

圖9 不同壓縮機頻率下ESHR隨EEV2開度的變化(EEV1開度為80%)Fig.9 Variation of ESHR with varying compressor speed and opening of EEV2 (EEV1 opening is 80%)

4 結論

為解決中小型住宅辦公建筑在溫濕度獨立控制方面存在的不足，本文提出了小型雙蒸發溫度冷/熱水機組，在改變壓縮機頻率及EEV開度的工況下進行機組的穩態運行調節特性實驗，得到如下結論：

1)當EEV開度固定時，機組進行變頻工況實驗。制冷運行時，高低溫側板換供水溫度與壓縮機頻率變化均呈反比關系，回水溫度基本維持在設計溫度，機組制冷量與壓縮機頻率變化呈正比關系；制熱運行時，高低溫側板換供水溫度與機組制熱量均呈正比關系，回水溫度基本穩定。這說明機組在變頻工況下能夠平穩可靠運行且能達到對于兩個水系統水溫的控制。

2)當壓縮機頻率固定時，機組進行變EEV開度工況實驗。EEV2開度在10%～30%之間時：隨著EEV1開度的增大，機組高低溫側制冷量與總制冷量均呈下降趨勢，這說明當EEV2開度較大時，EEV1開度的變化對制冷劑流量的總體分配影響程度降低；當壓縮機頻率和EEV1開度固定時：隨著EEV2開度的增大，機組高溫側制冷量基本保持恒定，低溫側制冷量和總制冷量呈先上升后下降的趨勢，EEV2開度約為30%時出現最大值，此時機組的除濕能力也最強。這說明了系統在對潛冷量實現有效調節的同時能夠保持顯熱冷量的穩定，從而實現顯潛冷量的分配，以適應不同的負荷條件。并且EEV2開度對流量的調節在系統控制策略中占據主導作用，這也有助于完善中小型住宅辦公建筑的熱濕調控理論。