一種基于四換熱器構型的整體式熱泵熱回收型新風除濕機

阿曼古麗·開恩斯 成家豪 曹 祥 張春路 朱建華

(1 同濟大學制冷與低溫工程研究所 上海 201804；2 浙江歆風空調有限公司 嘉興 314000)

隨著人們家居條件的日益改善，室內空氣品質問題備受關注，越來越多的建筑引入了新風除濕系統[1]。新風除濕系統是改善空氣質量的關鍵設備[2-3]，一方面將新鮮空氣通過過濾殺菌后排除室內污濁的空氣，另一方面可將經熱濕處理的新風送入房間[4]。

基于蒸氣壓縮式熱泵原理[5-6]的冷卻除濕型[7]新風機，因維護簡單、運行可靠及初投資較低的優勢被廣泛應用于住宅建筑中。該類型的新風機按結構形式可分為分體式[8]和整體式[9]，其中，分體式新風機組換熱器面積大、除濕效率高，但安裝復雜；整體式新風機組[10]因結構緊湊，安裝便利等特點得到廣泛應用，但緊湊的整體式新風除濕熱泵存在傳熱面積受限、空氣流動阻力大、除濕能力不足、能效偏低等問題。因此，如何在緊湊結構的約束下提升系統的除濕能力和能效成為該領域的研究熱點。熱回收技術[11-13]為解決該類問題提供了方案，可采用雙風道系統[14-16]，回收回風冷能用于熱泵散熱，避免制冷劑冷凝熱進入室內，降低了系統功耗。F. Fucci等[17]采用全熱交換器，回收回風冷能預冷新風，使蒸發器換熱中無用顯熱的占比減少。Cao Xiang等[18]提出采用三換熱器構型的新風除濕系統，通過回收回風過冷熱和混風冷凝熱，提升了除濕能效。上述方法在一定程度上改善了系統能效，但仍存在送風溫度較低、運行模式有限等缺陷。

本文在三換熱器構型的基礎上提出一種基于四換熱器構型的熱泵熱回收型新風除濕系統，可實現夏季制冷除濕、冬季制熱、過渡季節內循環等多種運行模式，滿足各種應用場景下的新風除濕需求，同時進一步提升了系統的除濕能力和能效。

1 系統原理

傳統單風道新風除濕系統運行時，制冷劑冷凝熱和回風直接排至室外，造成冷能損失，系統能效較低，難以達到9.5 g/(kg干空氣)的送風含濕量要求。而采用雙風道的二換熱器系統[15]，在制冷工況下，送風側，蒸發器吸收新風中的熱量，將低溫空氣送入室內。排風側，室內回風經過冷凝器，帶走少部分冷凝熱。二換熱器系統的工作原理如圖1所示。

DB干球溫度；WB濕球溫度。

三換熱器構型的新風除濕系統[18]，在制冷工況下，送風側，吸入的新風一部分通過蒸發器降溫除濕送入室內，另一部新風從風口進入排風通道。排風側，室內回風先經過過冷盤管，再與新風混合，共同經過冷凝器，帶走冷凝熱。三換熱器系統的工作原理如圖2所示。

圖2 三換熱器構型的系統

本文提出的四換熱器系統(表1圖示)由風路和制冷劑環路構成：1)風路包括送風和回風風道，送風風道設有新風和送風風口，回風風道設有回風和排風風口，送風和回風風道間設有將二者連通的混風風門，各風口均設置伺服驅動的風門。2)制冷劑環路由壓縮機、四通換向閥、排風風管、過冷盤管、第一膨脹閥、再熱盤管、第二膨脹閥、送風盤管順次連接而成。再熱盤管前后分別設置膨脹閥，用于不同模式間的切換。制冷劑環路中還設置旁通支路，采用可調三通閥調節進入再熱盤管制冷劑的狀態，滿足夏季制冷除濕下不同負荷的需求。

通過調節風門和閥件，該系統具有不同運行模式，如表1所示。

表1 四換熱器系統各模式運行原理

2 仿真設計

根據四換熱器構型系統的運行原理，在制冷空調系統通用仿真平臺GREATLAB[19]中建立的新風除濕機組的部件及系統仿真模型如圖3所示。

圖3 基于GREATLAB的系統仿真模型

根據國標GB/T 40397—2021《戶式新風除濕機》[20]中對新風除濕機組送風狀態的要求，并基于GREATLAB仿真模型完成了系統的優化設計。各部件選型及結構參數如表2所示。

表2 部件選型及結構參數

3 模型驗證

基于仿真設計，制作完成四換熱器新風除濕樣機并投入現場測試運行。以風量300 m3/h為例，樣機如圖4所示，由風路和制冷劑環路構成。風路包括新風、送風、回風、排風和混風5個風口。制冷劑環路主要包括4個盤管和壓縮機等部件。

圖4 四換熱器新風除濕機樣機

實驗在標準焓差實驗室內進行，制冷/熱量測量的不確定度為±5%。利用熱電偶、壓力傳感器及溫濕度傳感器測量制冷側和空氣側的測點。各測點所用測量儀表的精度如表3所示。

表3 測點類型及儀表精度

根據新國標[20]的規定，測得各運行模式下樣機的實驗數據，并按下式計算得到機組的性能參數。樣機實測性能和仿真結果對比如表4所示。由表4可知，對于送風溫度、除濕量、總功耗等性能參數，仿真誤差不超過±5%，從而驗證了GREATLAB仿真平臺的仿真精度。

表4 樣機模擬和實測數據的對比

制冷/制熱量：

Qa=ρiL(h2-h1)

(1)

式中：Qa為機組空氣測的換熱量，kW；h1、h2分別為機組新風、送風焓值，kJ/(kg干空氣)；ρi為噴嘴處空氣密度，kg/m3；L為噴嘴的風量，m3/s。

除濕量：

G=3.6ρiL(d2-d1)

(2)

式中：G為實測的除濕量理論計算值，kg/h；d1、d2分別為機組新風、送風含濕量，g/(kg干空氣)。

單位能耗除濕量SMER(kg/(kW·h))：

SMER=G/W

(3)

式中：W為系統總功耗，包括風機和壓縮機的功耗，kW。

機組COP：

COP=Qa/W

(4)

4 性能分析

本文在新國標規定[20]的名義制冷工況下(室外35/28 ℃,室內27/19.5 ℃)，對二換熱器、三換熱器和四換熱器構型的新風除濕系統的效率進行了綜合對比，為保證結果的合理性，各構型系統在排風風道使用相同的總傳熱面積，結果如表5所示。由表5可知，二換熱器系統的冷凝溫度已經超過壓縮機允許最高冷凝溫度(65 ℃)，難以通過升高壓縮機頻率進一步降低送風含濕量至9.5 g/(kg干空氣)。且二換熱器系統的SMER僅為1.32 kg/(kW·h)，而三換熱器系統的SMER為2.12 kg/(kW·h)，相比二換熱器系統提升37.7%，這是因為三換熱器系統通過回收回風過冷熱和混風冷凝熱，使系統過冷度增大，制冷量升高，同時降低了冷凝溫度，從而提升了整個制冷循環的除濕能效。但三換熱器系統的送風溫度較低，為13.8 ℃，不能滿足新國標中送風溫度大于22 ℃的要求。四換熱器系統的SMER為3.27 kg/(kW·h)，相比三換熱器系統提升了35.2%，相比二換熱器系統提升了59.6%，這是因為四換熱器系統進一步回收了新風再熱過程的冷能和低溫冷凝熱，降低了冷凝溫度，提升了系統除濕能力。此外，因四換熱器系統增加了再熱盤管，使送風溫度提升，解決了三換熱器送風溫度不能滿足新國標要求的問題。

表5 不同構型機組性能對比

從經濟性角度，四換熱器系統比二、三換熱器系統傳熱面積增加約14%，而換熱器約占系統總材料成本的20%，則總材料成本僅增加約3%。從控制復雜性角度，由于四換熱器系統的制冷劑側依然是一個單回路制冷系統，空氣側也僅增加了風門等少量部件，所以控制硬件并不復雜。控制算法的實際調試表明控制效果良好。

本文還對各構型系統在變工況下的性能進行了對比。在各構型機組送風風量為300 m3/h，室內干球溫度為27 ℃，室內濕球溫度為19.5 ℃，室外相對濕度為60%的工況下，保持送風含濕量為13.8 g/(kg干空氣)，仿真計算結果如圖5和圖6所示。可知，在除濕負荷較小的情況下，二換熱器系統的性能較三換熱器系統和四換熱器系統更好。但隨著室外除濕負荷的增加，三換熱器系統和四換熱器系統的性能優勢逐漸顯著，其除濕能效遠高于二換熱器系統。原因是三換熱器系統和四換熱器系統充分回收了回風過冷熱和混風冷凝熱，具備更好的散熱條件，所以這兩種系統在較高的除濕負荷下性能更佳，而二換熱器系統在較低的除濕負荷下表現更好。在極端情況下，新風無除濕負荷，系統冷凝溫度較低，無需混風。此時，應關閉三換熱器系統和四換熱器系統的混風風門，降低排風風機的轉速，以提升系統能效。

圖5 不同工況下系統制冷COP的對比

圖6 不同工況下系統SMER的對比

在加熱模式下，保持室內干球溫度為21 ℃，室內濕球溫度為13 ℃，仿真計算結果如圖7所示。可知，四換熱器系統具有良好的制熱性能。當室外溫度較低、送風溫度較高時會導致較高的熱負荷，熱負荷的增加會降低蒸發溫度，從而使系統性能下降，結霜風險(圖7陰影區)上升。因此，在冬季氣候不是很寒冷的地區(如上海)，只要保持送風溫度低于35 ℃，即可有效避免結霜問題。

圖7 不同工況下系統制熱COP的對比

5 結論

本文提出一種基于四換熱器構型的熱泵熱回收型新風除濕系統，該系統不僅能通過全面回收內外部冷能，提升系統的除濕能力和能效，同時滿足新國標中對送風溫度和送風含濕量的要求。又能通過流路轉換實現夏季制冷除濕、冬季制熱、過渡季節內循環等多種運行模式，滿足各種應用場景下的新風除濕需求。經樣機測試驗證和仿真對比分析，得到如下結論：

1)四換熱器構型的新風除濕系統仿真與樣機測試結果吻合良好，關鍵性能參數的誤差在±5%以內。

2)四換熱器構型的新風除濕系統在名義制冷工況下除濕能效SMER達3.27 kg/(kW·h)，相比三換熱器構型提升35.2%，相比二換熱器構型提升59.6%；在變工況下，隨著室外除濕負荷的增加，四換熱器構型的系統能效優于二換熱器和三換熱器構型的系統。