梁坤峰， 任峴樂(lè)， 王 振， 王全海

（河南科技大學(xué)，河南洛陽(yáng)4710 03）

0 引言

全新風(fēng)恒溫恒濕空調(diào)系統(tǒng)，作為集中式空調(diào)系統(tǒng)的一種，通常被用在溫濕度要求控制精度比較高和不允許采用回風(fēng)的場(chǎng)所[1～3]，如：涂裝車(chē)間噴漆室、放射性實(shí)驗(yàn)室等。由于此類(lèi)空調(diào)系統(tǒng)所處理的空氣全部來(lái)自室外新風(fēng)，由此引起的設(shè)備裝機(jī)容量和運(yùn)行能耗（夏季耗冷量、冬季耗熱量和加濕量）都較采用混合式一、二次回風(fēng)系統(tǒng)要大得多；加之，系統(tǒng)對(duì)運(yùn)行穩(wěn)定的要求嚴(yán)格，使得全年運(yùn)行時(shí)，室外新風(fēng)的狀態(tài)則持續(xù)干擾空調(diào)系統(tǒng)的運(yùn)行控制[2，3]。因此，研究室外新風(fēng)全年變化對(duì)系統(tǒng)的運(yùn)行穩(wěn)定和空調(diào)箱能源供應(yīng)規(guī)律的影響，對(duì)此類(lèi)工程的運(yùn)行穩(wěn)定與節(jié)能控制具有重要的理論價(jià)值和工程意義。

關(guān)于恒溫恒濕空調(diào)，一些學(xué)者進(jìn)行了積極的研究，如谷波、馬良棟和楊衛(wèi)波等人在空調(diào)箱內(nèi)功能段的計(jì)算方法和數(shù)學(xué)建模與仿真方面進(jìn)行了有益的探索；而在空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能方面，文獻(xiàn)[7]～[14]已給出了許多有建設(shè)性的節(jié)能方案、運(yùn)行策略和系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)的研究成果，如王月鶯[8]和王領(lǐng)[9]提出了雙噴淋室用于空氣排風(fēng)的熱回收節(jié)能方案，利用兩個(gè)噴水室將室外空氣的冷卻干燥和增焓加濕過(guò)程結(jié)合，只須選定合適的噴水系數(shù)，可使熱回收率達(dá)到最大，并能避免新、排風(fēng)之間的交叉污染。本文針對(duì)噴涂房恒溫恒濕空調(diào)系統(tǒng)，建立了空調(diào)箱不同功能段（表冷段、加熱段、噴淋段）的數(shù)學(xué)模型，基于全年運(yùn)行的季節(jié)特征，研究了新風(fēng)對(duì)空調(diào)系統(tǒng)能源供應(yīng)的影響規(guī)律，研究成果為全年運(yùn)行的空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)能控制提供思路。的開(kāi)度和噴淋泵變頻器的頻率，使新風(fēng)經(jīng)過(guò)合理的空氣處理過(guò)程達(dá)到所要求的空氣終狀態(tài)點(diǎn)。

1.1.1 表冷段模型

表冷段的模型建立基于濕球溫度效率法計(jì)算。由干工況到濕工況必然存在一個(gè)臨界工況，又稱(chēng)濕工況等價(jià)干工況[4～6]，即干球溫度效率變成了濕球溫度效率，由此得：

而析濕系數(shù)：

式中 Vy—空氣迎面風(fēng)速，m/s；

ω—表冷器管內(nèi)水的流速，m/s；

A，B，P，m，n—相應(yīng)的系數(shù)和指數(shù)，與表冷器類(lèi)型有關(guān)。

由式（3）得傳熱系數(shù)：

1 建立空調(diào)箱功能段模型

1.1 模型的建立

濕球溫度效率可表示為：

圖1給出了恒溫恒濕空調(diào)系統(tǒng)空調(diào)箱的組成示意圖。如圖1所示，整個(gè)恒溫恒濕空調(diào)系統(tǒng)的溫濕度調(diào)節(jié)部分主要分為三個(gè)功能段，分別為：表冷段、加熱段（包括一次、二次加熱）、噴淋段。進(jìn)入表冷段的冷水量和加熱段的熱水量分別由它們各自管路上的冷、熱水閥來(lái)控制，而進(jìn)入噴淋段的噴淋水量則由噴淋泵變頻器來(lái)控制。在送風(fēng)的入口處設(shè)有溫濕度傳感器，用來(lái)測(cè)量新風(fēng)的溫度和濕度，以此來(lái)控制冷水調(diào)節(jié)閥、熱水調(diào)節(jié)閥

式中 F—傳熱面積，m2；

G—空氣量，kg/s；

W—冷水量，kg/s。

1.1.2 加熱段模型

表面式加熱器對(duì)空氣的加熱處理只能實(shí)現(xiàn)等濕加熱過(guò)程，即只有顯熱交換。對(duì)于只有顯熱傳遞的過(guò)程，由傳熱學(xué)可知，換熱器的換熱量：

Q=KFΔtd（6）

圖1 空調(diào)箱組成示意圖

式中K—傳熱系數(shù)，W/（m2·℃）；

F—傳熱面積，m2；

Δtd—對(duì)數(shù)平均溫差，℃。

當(dāng)換熱器的尺寸及交換介質(zhì)的溫度給定時(shí)，由式（6）可知，對(duì)傳熱能力起決定作用的是K值。對(duì)于在空調(diào)工程中常采用的肋片管式換熱器，如果不考慮其他附加熱阻，則：

式中αn，αw—內(nèi)、外表面熱交換系數(shù)，W/（m2·℃）；

φο—肋表面全效率；

δ—管壁厚度，m；

λ—管壁導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·℃）；

τ—肋化系數(shù)，

τ=Fw/Fn；

其中Fn，F(xiàn)w—單位管長(zhǎng)肋管內(nèi)、外表面積，m2。

根據(jù)能量守恒，得：

Gcp（t1-t2）=KFΔtd（8）

同表面式冷卻器類(lèi)似，對(duì)于用水做熱媒的表面式空氣加熱器，其傳熱系數(shù)為：

K=A′（υρ）m′wn′（9）

1.1.3 噴淋段模型

噴淋室模型的簡(jiǎn)化條件：

（1）采用薄膜模型[7～9]；

（2）在空調(diào)范圍內(nèi)，空氣與水表面之間的傳質(zhì)速率比較小，可以不考慮傳質(zhì)對(duì)傳熱的影響；

（3）在空調(diào)范圍內(nèi)，認(rèn)為劉易斯關(guān)系成立，即Le=1。

根據(jù)薄膜模型，由氣水之間的熱質(zhì)交換基本方程式，可分別組合得到以下關(guān)系模型：

式中 di—空氣流過(guò)該段后的焓值增量；

i—濕空氣的焓，J/kg；

ib—飽和空氣的焓，J/kg；

Tw—進(jìn)入微元段的水溫，℃；

Ta—濕空氣溫度，℃；

Tb—?dú)馑唤缑嫔系目諝鉁囟龋妫?/p>

ha—空氣換熱系數(shù)，W/（m2·℃）；

hw—水的換熱系數(shù)，W/（m2·℃）。

由式（10）得：

di/d Tw=±cwGw/（KGa）=±cwμ/K（13）

式中“+”—?dú)馑嫦颍?/p>

“-”—?dú)馑颉?/p>

由式（13）得：

di/d Tw=cwμ/K （14）

由式（14）積分，得：

Ga（i-i1）=GW（TW-TW2）cW（15）

由式（15）可求得出口空氣的焓：

i2=i1+ΔTWcwμ/K （16）

式中 ΔTw—進(jìn)出口水溫差。

1.2 焓濕圖區(qū)域劃分

根據(jù)空調(diào)地區(qū)室外空氣的氣象資料，可繪制出新風(fēng)的氣象包絡(luò)線，并據(jù)此進(jìn)行焓濕圖的區(qū)域劃分，如圖2所示。由圖可知，依據(jù)空調(diào)設(shè)計(jì)基準(zhǔn)和空調(diào)精度，確定出溫濕度的四個(gè)極限點(diǎn)，如圖中1、2、3、4點(diǎn)；同時(shí)根據(jù)新風(fēng)全年的狀態(tài)和空氣處理流程劃分出夏季、冬季和春秋季三種處理模式。由于該空調(diào)系統(tǒng)處理空氣時(shí)采用定風(fēng)量，變冷凍水、熱水和噴淋水流量的方式調(diào)節(jié)處理空氣的溫濕度，因此，夏季模式下，開(kāi)啟表冷段和二次加熱段，冬季模式下，開(kāi)啟一次加熱段和噴淋室，而春秋季模式則使表冷段，一次加熱段和噴淋段聯(lián)合工作。

圖2 焓濕圖區(qū)域劃分

1.3 模型求解

對(duì)于組合式空調(diào)機(jī)組模型的求解，需要根據(jù)不同的空氣處理過(guò)程，將表冷段、加熱段和噴淋段的數(shù)學(xué)模型耦合在一起進(jìn)行求解。模型求解之前，需根據(jù)測(cè)得的室外新風(fēng)狀態(tài)判斷此時(shí)所處的季節(jié)，然后基于該季節(jié)的空氣處理特點(diǎn)，耦合相應(yīng)的空調(diào)箱功能段模型，以此計(jì)算不同季節(jié)時(shí)空調(diào)箱的能源供應(yīng)量，如冷水量、熱水量和噴淋水量。

夏季工況下，新風(fēng)溫濕度較高，需耦合表冷段和加熱段模型，分別求出所需的冷水流量和熱水流量；冬季工況下，新風(fēng)溫濕度較低，需經(jīng)過(guò)加熱和噴淋處理實(shí)現(xiàn)升溫加濕，此時(shí)耦合加熱段和噴淋段模型，聯(lián)立加熱段和全過(guò)程的能量守恒方程以及噴淋過(guò)程的熱濕交換方程求解熱水量和噴淋水量。而在春秋季工況下，新風(fēng)焓值接近空調(diào)系統(tǒng)要求的送風(fēng)狀態(tài)的焓值，以噴淋處理為主實(shí)現(xiàn)空氣的等焓增濕和減濕功能，空調(diào)箱冷、熱水的能源供應(yīng)較小，但由于空氣溫濕度的波動(dòng)較大，難以僅依靠噴淋功能段實(shí)現(xiàn)空氣的處理，此時(shí)需輔助供應(yīng)冷熱水以達(dá)到降溫和升溫目的，因此，此時(shí)需將三個(gè)功能段的模型耦合在一起計(jì)算冷水量、熱水量和噴淋水量。

2 計(jì)算結(jié)果與分析

2.1 夏季工況

夏季工況下，室外新風(fēng)須經(jīng)過(guò)冷卻除濕及加熱處理，冷卻除濕終了狀態(tài)點(diǎn)-機(jī)器露點(diǎn)不變，由此空氣的加熱過(guò)程確定，新風(fēng)狀態(tài)對(duì)空調(diào)箱空氣處理過(guò)程的要求只限于表冷段，即冷水流量的大小。

圖3表示了在相同濕球溫度下干球溫度對(duì)冷水流量的影響曲線。由圖3可知，在濕球溫度分別為25℃、30℃兩種情況下，隨著干球溫度的逐漸升高，所需的冷水量都逐漸增大，且當(dāng)濕球溫度為25℃時(shí)，冷水流量隨干球溫度的升高，增大得較緩慢；而當(dāng)濕球溫度為30℃時(shí)，冷水流量隨干球溫度的升高，增大得較快。這是因?yàn)?，在同一濕球溫度下，隨著干球溫度的不斷升高，邊界層空氣與主體空氣間的溫差增大，但水蒸氣分壓力差卻減小，因此顯熱交換量增大，而潛熱交換量減小。但由于水蒸氣分壓力差減小的值較小，對(duì)總的換熱量影響較小，而溫差變化較大，所以總的換熱量還是隨著干球溫度的不斷升高而增大，因此所需冷水量也逐漸增大。在干球溫度增大相同的范圍內(nèi)，濕球溫度越高，則相應(yīng)的水蒸氣分壓力減小的越少，因此此時(shí)的水蒸氣分壓力差越大，所需要的潛熱交換量就越大，而兩種情況下，邊界層空氣與主體空氣之間的溫差相同，故由溫差引起的顯熱交換量相同，所以濕球溫度越高，則總的換熱量隨著干球溫度的升高就增大得越快，于是所需要的冷水流量就越大。

圖3 干球溫度對(duì)冷水流量的影響

圖4給出了新風(fēng)濕球溫度對(duì)冷水流量的影響曲線，圖中新風(fēng)干球溫度為定值，研究新風(fēng)干球溫度分別為35℃和40℃兩種情況下冷水流量隨著濕球溫度的變化情況。由圖可知，隨著濕球溫度的增大，冷水流量也隨之增大，且不同的干球溫度下，冷水流量的變化趨勢(shì)相同，但干球溫度大時(shí)，所需的冷水流量也大。原因在于當(dāng)冷水溫度低于空氣的露點(diǎn)溫度時(shí)，飽和空氣邊界層內(nèi)空氣溫度低于主體空氣的露點(diǎn)溫度，此時(shí)邊界層內(nèi)空氣與主體空氣之間不但存在溫差，也存在水蒸氣分壓力差，在這兩個(gè)勢(shì)差的作用下主體空氣將進(jìn)行減濕冷卻過(guò)程，由此通過(guò)表冷器換熱表面不但有顯熱交換，也有伴隨濕交換的潛熱交換。

圖4 濕球溫度對(duì)冷水流量的影響

2.2 冬季工況

圖5給出了冬季工況下干球溫度對(duì)熱水量及噴淋水量的影響。由圖5可知，當(dāng)空氣的相對(duì)濕度保持30%（鄭州地區(qū)冬季平均相對(duì)濕度）時(shí)，隨著干球溫度的逐漸升高，熱水量和噴淋水量都逐漸地減少，且所需熱水量要遠(yuǎn)大于噴淋水量。由于噴淋水的水溫為20℃，而規(guī)定的送風(fēng)狀態(tài)的濕球溫度為17.8℃，受限于噴淋水初溫的影響，空氣在經(jīng)過(guò)加熱后要經(jīng)過(guò)增焓加濕過(guò)程，并逐漸接近于等焓加濕，所以空氣加熱終了時(shí)的焓值應(yīng)接近于規(guī)定的送風(fēng)狀態(tài)的焓值，即空氣在噴淋前后的焓差較小。根據(jù)空氣與水直接接觸時(shí)的熱濕交換原理，焓差是總熱交換的推動(dòng)力，當(dāng)處理前后空的焓差較小時(shí)，表明總的換熱量較小，因此所需噴淋水量就較小。而在相對(duì)濕度一定的情況下干球溫度越高，則噴淋前的空氣狀態(tài)越接近于規(guī)定的送風(fēng)狀態(tài)，此時(shí)，噴淋前后空氣的溫差以及水蒸氣分壓力差都較小，總的換熱量較小，故所需的噴淋水量也越小。

圖5 冬季工況下干球溫度對(duì)熱水量及噴淋水量的影響

圖6 濕球溫度對(duì)各功能段參數(shù)要求的影響

圖6給出了兩種不同干球溫度情況下，各功能段參數(shù)與濕球溫度的關(guān)系。在干球溫度一定的情況下，隨著濕球溫度的逐漸升高，所需的熱水量和噴淋水量都逐漸減小。原因在于隨著濕球溫度的逐漸升高，要想使加熱終了的空氣焓值接近規(guī)定送風(fēng)狀態(tài)的焓值，則空氣加熱前后的溫差就必須減小，即空氣吸收的熱量逐漸減??；根據(jù)能量守恒原則，當(dāng)熱水溫差波動(dòng)不大時(shí)，所需的熱水量就逐漸減小。相應(yīng)地，由于空氣加熱過(guò)程是等濕加熱，濕球溫度越高，加熱后的空氣狀態(tài)越接近于規(guī)定的送風(fēng)狀態(tài)。此時(shí)，噴淋前后空氣的溫差以及水蒸氣分壓力差都較小，總換熱量較小，因此所需的噴淋水量也越小。

2.3 春、秋季工況

圖7給出了噴淋室處理空氣的實(shí)際過(guò)程。由圖7可知，噴淋過(guò)程中，水的初溫高于空氣的露點(diǎn)溫度，在開(kāi)始階段，狀態(tài)1的室外新風(fēng)與初溫為tw1的水接觸，一小部分達(dá)到飽和狀態(tài)，溫度等于tw1。這一小部分空氣與其余空氣混合達(dá)到狀態(tài)點(diǎn)2，點(diǎn)2位于點(diǎn)1與tw1的連線上。第二階段，水溫下降到tw2，此時(shí)具有點(diǎn)2狀態(tài)的空氣與溫度為tw2的水接觸，又有一小部分空氣達(dá)到飽和。這一小部分空氣與其余空氣混合達(dá)到狀態(tài)點(diǎn)3，點(diǎn)3位于點(diǎn)2與tw2的連線上。依次類(lèi)推，當(dāng)水溫降到等于空氣的濕球溫度時(shí)，空氣的處理過(guò)程將按照等焓加濕進(jìn)行，室外新風(fēng)的焓值接近于規(guī)定的送風(fēng)焓值，干球溫度高于規(guī)定的送風(fēng)溫度，而相對(duì)濕度則較低。此狀態(tài)的室外新風(fēng)只需經(jīng)過(guò)噴淋處理就可以達(dá)到規(guī)定的送風(fēng)狀態(tài)。

圖7 噴淋室處理空氣的實(shí)際過(guò)程圖

圖8 干濕球溫度對(duì)噴淋水量的影響

圖8表示了干濕球溫度對(duì)噴淋水量的影響。如圖8所示，室外新風(fēng)的干球溫度越高，濕球溫度越小，則噴淋前后空氣的溫差越大，水蒸氣分壓力差也越大，總的換熱量越大，因此所需的噴淋水量就越大。

若空氣狀態(tài)參數(shù)接近規(guī)定的送風(fēng)狀態(tài)，但各功能段均無(wú)法實(shí)現(xiàn)等濕冷卻的過(guò)程，而且同一天之內(nèi)，溫度和濕度的變化很大。在這種工況下最好的辦法是冷水、熱水、噴淋一起開(kāi)，讓這三種過(guò)程在空調(diào)里混合調(diào)節(jié)，自己達(dá)到平衡。在這種情況下，用焓值控制冷水調(diào)節(jié)閥的開(kāi)度，用溫度控制熱水調(diào)節(jié)閥的開(kāi)度，用濕度控制噴淋泵變頻器的輸出頻率。

3 結(jié)語(yǔ)

（1）根據(jù)空調(diào)箱全年處理空氣的需求，提出了一套恒溫恒濕空調(diào)系統(tǒng)方案，主要包括兩段加熱段、表冷段和噴淋段；并基于室外新風(fēng)的狀態(tài)，在焓濕圖上劃分出三種工作模式：夏季、冬季和春秋季。

（2）建立各功能段（表冷段、加熱段、噴淋段）的數(shù)學(xué)模型，基于不同的工作模式，耦合相應(yīng)的功能段實(shí)現(xiàn)空氣的最佳處理路徑，獲得了不同工作模式下各功能段的控制參數(shù)變化規(guī)律，顯然基于焓濕圖對(duì)空調(diào)箱工作模式的劃分，使得空氣處理過(guò)程更靈活和有針對(duì)性。

（3）比較分析了新風(fēng)狀態(tài)變化時(shí)空調(diào)箱能源供應(yīng)量（冷水、熱水和噴淋水）的變化及其原因，便于空調(diào)箱不同功能段的組合使用，避免了能源的浪費(fèi)和控制上的盲目性。

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