李 明

(湖南凌天科技有限公司，湖南 湘潭 411100)

1 引言

熱回收型空調機是一種將傳統(tǒng)單元式空調機與全熱換熱器聯(lián)用的空調機組，通過增設全熱換熱器，向室內輸入新風并回收排風中的熱量，能夠顯著減少空調機的能耗，對于改善室內空氣品質、提高能源的利用效率具有非常重要的意義[1-4]。在熱回收型空調機運行時，室內外熱、濕負荷及室外溫度的變化將會影響熱回收型空調機的運行特性，導致熱回收型空調機的制冷量、壓縮機耗功和制冷系數(shù)等發(fā)生變化。為分析室內外熱、濕負荷及室外溫度對熱回收型空調機運行特性的影響，本文在合理假設的基礎上，建立了熱回收型空調機各部件的數(shù)學模型，分析熱回收型空調機在不同模式下運行時，機組制冷量、制冷系數(shù)及壓縮機功率的變化情況。本文的研究可為熱回收型空調機在空調行業(yè)的推廣和應用提供參考。

2 數(shù)學模型

熱回收型空調機模型包括五大主要部件：冷凝器、蒸發(fā)器、毛細管、壓縮機和全熱換熱器。由于空調裝置在運行時處于動態(tài)平衡的穩(wěn)定狀態(tài)，為簡便計算，本文采用穩(wěn)態(tài)法建立熱回收型空調機各部件及其系統(tǒng)的數(shù)學模型，并編制計算機仿真程序。

2.1 冷凝器模型

為便于冷凝器特性研究，以考察有關參數(shù)的分布特性，本文采用分布參數(shù)法建立冷凝器模型，忽略管壁熱阻，管內制冷劑為一維均相流動，不考慮壓降，且與管外空氣逆向流動。對微元建立控制方程[5-6]：

空氣側換熱方程：

Qa=ma(ha2-ha1)

(1)

制冷劑側流動換熱方程：

Qr=mr(hr2-hr1)

(2)

管內外換熱量平衡方程：

Qa=ζ·Qr

(3)

微元導熱方程：

Qr=UAr(Trm2-Tam1)

(4)

式中：Q為換熱量，J；m為質量流量，kg/s；h為焓值，J/kg；ζ為漏熱系數(shù)；U為總表明傳熱系數(shù)[7]，W/(m2·℃)；A為面積，m2；T為溫度，℃。下標：a為空氣，r為制冷劑，i為管內側，1為進口，2為出口，m為平均值。

2.2 毛細管模型

熱回收型空調機采用毛細管作為節(jié)流裝置。建立毛細管數(shù)學模型，假設制冷劑在管內一維絕熱均相流動，忽略亞穩(wěn)態(tài)流動，其微元控制方程[8]為：

連續(xù)性方程：

(5)

能量方程：

(6)

動量方程：

(7)

式中：D為毛細管內徑，m；G為制冷劑質流密度，kg/(m2·s)；v為比容，m3/kg；P為壓力，Pa；L為毛細管的長度，m；f為毛細管的沿程阻力系數(shù)。

2.3 蒸發(fā)器模型

為便于蒸發(fā)器特性研究，以考察有關參數(shù)的分布特性，本文采用分布參數(shù)法建立蒸發(fā)器模型，忽略管壁熱阻，管內制冷劑為一維流動，不考慮過熱區(qū)壓降，且與管外空氣逆向流動。對微元建立控制方程：

制冷劑側換熱方程：

Qr=mr(hr2-hr1)=αrAi(Tw-Trm)

(8)

兩相區(qū)制冷劑側壓降方程：

(9)

空氣側換熱方程：

Qa=ma(ha1-ha2)=ξαosAo(Tam-Tw)

(10)

空氣側與制冷劑側換熱量：

Qa=ξ·Qr

(11)

式中：α為換熱系數(shù)，W/(m2·℃)；d為管徑，m；ξ為析濕系數(shù)。下標：w為管壁，os為管外側顯熱交換。

2.4 壓縮機模型

壓縮機是壓縮式制冷空調裝置的“心臟”，本研究采用小型全封閉活塞式壓縮機。從系統(tǒng)仿真優(yōu)化角度研究壓縮機數(shù)學模型，并不要求準確反映壓縮機內部的工作過程，主要關心壓縮機的熱力性能，即確定三個主要物理量：制冷劑流量、壓縮機輸入功率及壓縮機排氣溫度。全封閉活塞式壓縮機仿真數(shù)學模型由式(12)～式(15)組成。

壓縮機的制冷劑流量：

(12)

(13)

壓縮機的有效功率：

(14)

(15)

式中：λ為輸氣系數(shù)；Vth為壓縮機的理論容積輸氣量，m3；vsuc為壓縮機環(huán)節(jié)吸氣口處制冷劑氣體比容，m3/kg；Dcom為壓縮機缸徑，m；S為壓縮機活塞行程，m；n為壓縮機轉速，r/min；i為壓縮機氣缸數(shù)；Nth為壓縮機的理論功率，W；Nef為壓縮機的有效功率，W；Nm為摩擦功率，W；ηi為指示效率。下標：e為蒸發(fā)器，c為冷凝器。

2.5 全熱換熱器模型

全熱換熱器是一種用于空調排風能量回收的節(jié)能設備，應用于空調系統(tǒng)時可以利用排風在夏季時預冷干燥新風，在冬季時預熱加濕新風，使新風負荷顯著降低，從而節(jié)省冷熱系統(tǒng)的能耗。全熱換熱器計算模塊可確定室外新風經(jīng)全熱換熱器進行全熱交換后的出口溫度及焓值，其數(shù)學模型如下：

全熱換熱器溫度效率計算式：

(16)

全熱換熱器焓效率計算式：

(17)

式中：ET為溫度效率；tw為室外空氣溫度，℃；tw為室外空氣經(jīng)過全熱換熱器后的溫度，℃；tN為室內回風空氣溫度，℃；h為焓效率；hw為室外空氣焓值，kJ/kg；hw′為室外空氣經(jīng)過全熱換熱器后的焓值，kJ/kg；hN為室內回風焓值，kJ/kg。

3 模擬結果與分析

為分析室內外熱、濕負荷及室外溫度對熱回收型空調機運行特性的影響，本文對熱回收型空調機分別在全回風、全新風以及新回風混合三種模式下運行的性能進行了研究，各熱回收型空調機的運行模式及其主要參數(shù)如表1所示。

表1 熱回收型空調機運行模式及性能參數(shù)

3.1 負荷變化對熱回收型空調機性能的影響

為了維持空調房間內相對穩(wěn)定的熱、濕環(huán)境，當室內空調負荷波動時，熱回收型空調機通過改變蒸發(fā)溫度來調節(jié)制冷量，而蒸發(fā)溫度的波動將引起空調機運行工況改變。為分析蒸發(fā)溫度的波動對熱回收型空調機運行性能的影響，本文對不同模式下運行的空調機運行特性進行了模擬仿真，仿真結果如圖1～圖3所示。

圖1 制冷量隨蒸發(fā)溫度的變化

由圖1可知，當蒸發(fā)溫度升高時，三種模式下運行的熱回收型空調機輸出的制冷量均增大，這是由于室內負荷的增大會導致蒸發(fā)器的換熱加強，當蒸發(fā)溫度升高時, 制冷量隨之升高，從而維持室內穩(wěn)定的熱濕環(huán)境。由圖2可知，當蒸發(fā)溫度升高時，三種模式下運行的壓縮機功率均增大，這是由于隨著蒸發(fā)溫度的升高，制冷劑流量不斷增大，同時冷凝溫度也升高，從而導致壓縮機功率增大。由圖3可知，隨著蒸發(fā)溫度的增加，三種模式下運行的熱回收型空調機的制冷系數(shù)呈現(xiàn)出先增大后減少的趨勢，這說明對每一種運行模式，均存在一個最佳蒸發(fā)溫度使得熱回收型空調機的制冷系數(shù)達到最大。

圖2 壓縮機功率隨蒸發(fā)溫度的變化

圖3 制冷系數(shù)隨蒸發(fā)溫度的變化

3.2 室外溫度變化對熱回收型空調機性能的影響

空調機實際運行過程中，室外環(huán)境溫度是變化的，室外空氣溫度的變化將影響冷凝器空氣側的換熱，從而影響空調機的運行特性。本文根據(jù)室外環(huán)境溫度的變化對上述三種運行模式的熱回收型空調機運行特性進行仿真模擬，仿真結果如圖4～圖6所示。

由圖4可知，隨著室外溫度的升高，熱回收型空調機的制冷量不斷增大，當其達到額定制冷量后，室外溫度升高而制冷量不再變化。這是由于室外溫度的升高,室內外傳熱負荷增大,熱回收型空調機只有提供更多的制冷量才能維持室內相對穩(wěn)定的熱濕環(huán)境, 但當機組到達額定制冷量后，盡管隨室外溫度升高，室內需要的制冷量增大，但由于熱回收型空調機無法提供更大的制冷量，制冷量將不再變化。由圖5可知，室外溫度升高，壓縮機耗功增大，當壓縮機到達額定功率后，隨著室外溫度的升高，壓縮機的功率將保持不變。這是由于室外溫度的升高,熱回收型空調機提供的制冷量增加，導致壓縮機功率上升, 當熱回收型空調機的壓縮機到達額定功率后，其功率將不再變化。由圖6可知，室外溫度升高，制冷系數(shù)減小，當空調機到達額定制冷量后，其制冷系數(shù)基本保持不變。

圖4 制冷量隨室外溫度的變化

圖5 壓縮機耗功隨室外溫度的變化

圖6 制冷系數(shù)隨室外溫度的變化

4 結論

本文針對熱回收型空調機不同運行模式下的運行特性進行了模擬仿真，得到的結論如下：

(1)當室內外熱、濕負荷變化時，通過改變蒸發(fā)溫度能夠調節(jié)熱回收型空調機的制冷量，以適應室內熱濕、負荷的需要。隨著蒸發(fā)溫度的升高，熱回收型空調機的制冷量和壓縮機耗功不斷增大，而制冷系數(shù)呈現(xiàn)先增大后減少的趨勢，三種不同運行模式的熱回收型空調機均存在一個最佳的蒸發(fā)溫度使其制冷系數(shù)最大。

(2)隨著室外溫度的增加，熱回收型空調機的制冷量和壓縮機耗功不斷增大，但當空調機達到額定工況后，繼續(xù)增加室外溫度對機組的制冷量和壓縮機耗功幾乎沒有影響；隨著室外溫度的增加，熱回收型空調機的制冷系數(shù)先減少隨后基本保持不變。室外溫度變化對三種模式下運行的熱回收型空調機影響程度不同，對全新風熱回收型空調機性能的影響程度最大，其次是部分新風、部分回風熱回收型空調機，室外溫度變化對全回風熱回收型空調機性能的影響程度最小。