邓文杰，陈 柳，褚于颉
（西安科技大学 能源学院，西安 710054）
双冷源温湿度独立控制空调系统将潜热负荷和显热负荷分开处理，可有效提高系统能源效率，改善室内空气品质［1-2］，从而引起了许多学者的广泛关注。
刘拴强等［3］分析了双冷源空调系统在医院建筑的节能性，与常规空调系统相比，约节能25%以上。孙方田等［4］对吸收式制冷和除湿溶液再生的复合冷源系统的年供冷性能系数、供冷成本和减排效益进行了研究，与常规冷源系统相比，该系统年供冷性能系数提高了175%，供冷成本降低了33%，年耗电量降低了77%。吴蔚兰等［5］测试了双冷源空调系统在商品展示中心的运行性能，结果表明：商业建筑热湿比较小，采用该系统更易于温度和湿度的精确控制。曹振等［6］研究了双冷源新风除湿机与辐射板联合制冷系统在会议室的运行特性，发现系统在满足室内热舒适的情况下辐射板表面不会发生结露现象。张智轶等［7］在不同工况下研究了直接蒸发式新风除湿加干盘管空调系统的运行特性和室内温湿度控制效果，结果表明：环境参数的改变对室内温湿度的影响不大，系统在室内湿负荷较小的条件下具有很好的适应性。李鹏魁等［8］开发了两级新风除湿辐射空调系统，显著提高了系统的除湿量。
以上研究表明双冷源空调系统具有节能潜力高、区域适用性广和室内热舒适好的优点，然而这种系统需要2套供水温度不同的冷源，存在机组庞大、设备复杂和运行维护费用高等问题一直是限制这种系统广泛应用的瓶颈。因此，本文提出了太阳能驱动除湿转轮与蒸发冷却复合空调系统，太阳能驱动除湿转轮实现再生。该系统为新型温湿度独立控制空调系统，系统即为高温冷源同时又是新风机组，不仅制备显热空调末端所需的高温冷水，同时制备冷却除湿后的新风。
太阳能驱动除湿转轮与蒸发冷却复合空调系统的原理如图1所示。空气处理热力学过程如图2所示。新风处理系统分为处理空气区和再生空气区。在处理空气区，室外空气通过一级空气冷却器预冷后温度降低，再通过除湿转轮进行等焓减湿，由于存在吸附热使空气温度升高。高温低湿的空气再通过二级空气冷却器降温冷却，成为低温低湿的干燥空气，然后进入直接蒸发冷却器与冷水进行热湿交换，变为低温湿空气并送入空调房间。在再生空气区，环境空气先通过空气-水换热器加热，当太阳能不能提供所需再生热量时，开启电加热器加热到设定的再生温度，再生空气经解吸脱附由再生风机排至室外。
图1 太阳能驱动除湿转轮与蒸发冷却复合空调系统原理Fig.1 Schematic diagram of solar driven desiccant wheel and evaporative cooling composite air conditioning system
图2 空气处理热力学过程Fig.2 Thermodynamic process of air treatment
高温冷水的制备是在新风处理区中实现。状态点4的空气具有很低的湿球温度，通过蒸发冷却器后可制备接近状态点4湿球温度的高温冷水。蒸发冷却系统制备的高温冷水分为2个环路，一个环路连接新风处理区，另一个环路与室内显热空调末端连接。
2.1 系统热力学模型
2.1.1 真空管太阳能集热器
真空管太阳能集热器的效率定义如下：
式中 α0，α1，α2——集热器效率方程的相关系数；
ΔT——进口流体与环境温度的差值，℃；
IT——集热器倾斜面上全球辐射量，kJ/（h·m2）。
2.1.2 除湿转轮
模型首先计算处理空气入口的潜在势函数F1和F2的值，并用于确定处理空气的理想温度。由Jurinak［9］推导的求解其温度的硅胶除湿转轮F1和F2的方程如下：
式中 T——空气温度，℃；
d——空气含湿量，g/kg。
2.1.3 空气冷却器
空气冷却器中气流与流体之间的传热采用旁路系数法计算。即一部分气流通过盘管以饱和状态排出，其余气流绕过盘管不发生任何改变，然后2种气流进行混合并计算出口状态点。
流体冷却速率Qa计算为：
式中 Qa——流体冷却速率，kW；
ma——处理空气的质量流量，kg/s；
f——旁通系数；
hin——处理空气进口的焓值，kJ/kg；
hout——处理空气出口的焓值，kJ/kg；
处理空气出口状态点可由下式计算：
式中 hmin——混合空气的焓值，kJ/kg；
din——处理空气进口的含湿量，g/kg；
dout——处理空气出口的含湿量，g/kg。
2.1.4 蒸发冷却器
刚启动时蒸发冷却器中的水温高于进口空气湿球温度，运行一段时间后，水温接近恒定温度，即进口空气的湿球温度［10］。该模型不断进行迭代，直到预测和计算的出口空气湿球温度一致，最后计算出口水温，总传热量和湿球温度计算式定义如下：
式中 Q——总传热量，kW；
ε——蒸发冷却器的效能；
Cmin——流体的最小比热容，kJ/（kg·K）；
Tw,in——流体进口的温度，℃；
Twb,in——进口空气的湿球温度，℃；
Twb,out——出口空气的湿球温度，℃；
Ca——空气的比热容，kJ/（kg·K）。
蒸发冷却器出口水温可由下式计算：
式中 Tw,out——流体出口的温度，℃；
Cw——流体的比热容，kJ/（kg·℃）。
2.1.5 冷水机组
为了与双冷源温湿度独立控制空调系统对比，建立冷水机组的模型，风冷冷水机组的负荷R（部分负荷率）由下式确定：
式中 Ql——冷水机组的负荷，kW；
mw——流体的质量流量，kg/s；
Tw,s——设定冷冻水温度，℃；
Qo——运行工况下的机组容量，kW。
如果计算的R大于1，冷水机组自动将负荷限制为其额定容量。用一个有效的R再次计算，冷水机组的功率定义为：
式中 P——冷水机组的功率，kW；
S——满载功率的分数。
修正后的COP为：
式中 Qlm——冷水机组满足的负荷，kW。
2.2 典型建筑特性
应用TRNSYS对广州某典型建筑进行建模，建筑的总面积为54 m2，窗户位于朝南和朝北的外墙上，窗墙比为0.20。外墙、屋顶和窗户的传热系数分别为 0.848，0.642，1.264 W/（m2·K），太阳能吸收率为0.6。建筑内共10人，每人的显热和潜热分别为65，55 W，照明为10 W/m2，设备总功率为2 000 W，室内设计温度和相对湿度分别取27℃和60%。工作日设备、灯光和人员作息随时间分布如图3所示［11］。
图3 工作日设备、照明和人员作息随时间分布Fig.3 Time-dependent distribution of working day equipment，lighting and occupants
2.3 系统仿真模型
2.3.1 太阳能驱动除湿转轮与蒸发冷却复合空调系统仿真模型
应用TRNSYS瞬时系统模拟软件对系统进行建模和仿真，太阳能驱动除湿转轮与蒸发冷却复合空调系统主要部件的性能参数见表1，系统的仿真模型如图4所示。
表1 太阳能驱动除湿转轮与蒸发冷却复合空调系统主要部件的性能参数Tab.1 Performance parameters of main components of solar driven desiccant wheel and evaporative cooling composite air conditioning system
图4 太阳能驱动除湿转轮与蒸发冷却复合空调系统的TRNSYS仿真模型Fig.4 TRNSYS simulation model of solar driven desiccant wheel and evaporative cooling composite air conditioning system
2.3.2 双冷源空调系统仿真模型
双冷源空调系统湿度控制子系统采用低温冷水机组，温度控制子系统采用高温冷水机组，其中，冷水机组的额定制冷量为30 kW，额定COP为3.0。
在同等气象条件下进行了模拟仿真，双冷源空调系统的TRNSYS仿真模型如图5所示。
图5 双冷源空调系统的TRNSYS仿真模型Fig.5 TRNSYS simulation model of double cold source air conditioning system
2.4 性能评价指标
系统的性能系数COP定义为系统总制冷量与系统总能耗的比值［12-13］。
式中 ms——处理空气的质量流量，kg/s；
h1——状态点1的空气焓值，kJ/kg；
h5——状态点5的空气焓值，kJ/kg；
Cw——冷水的比热容，kJ/（kg·℃）；
Tw,o——冷水回水温度，℃；
Tw,i——冷水供水温度，℃；
Efan——风机的能耗，kW；
Epump——水泵的能耗，kW；
Eheater——电加热器的能耗，kW。
双冷源空调系统的性能系数为：
式中 Qs——双冷源系统的显热制冷量，kW；
Ql——双冷源系统的潜热制冷量，kW；
Echiller——冷水机组的能耗，kW。
太阳能贡献率（SF）定义为使用太阳能系统减少不可再生消耗能源的部分［14］。
式中 Qaus——再生空气消耗的辅助加热量，kW；
Qreg——再生空气所需的再生热量，kW。
对广州夏季典型热湿气候下系统的热力性能和能耗特性进行了仿真，分析系统小时动态模拟结果和典型月动态模拟结果。
3.1 气水比对系统性能影响
气水比λ为进入蒸发冷却器的空气质量流量与喷淋水质量流量之比［15-16］。在新风风量为774 kg/h，再生风量为258 kg/h，再生温度为70 ℃，一级空气冷却器、二级空气冷却器和显热末端占制备冷水的比例为3：3：4，冷水流量从774变到430 kg/h（气水比从1.0变到1.8，间隔为0.2）的条件下，分析了不同气水比下冷水温度随室外参数的逐时变化。
由图6可知，系统存在最佳气水比，当气水比为1.4时，系统制备冷水的温度最低，平均冷水温度为 16.3 ℃。当气水比为 1.0，1.2，1.6，1.8 时，平均冷水温度分别为 17.8，17.5，16.7，17.2 ℃。气水比过小会使空气与冷水的热湿交换不充分，从而导致空气与水热湿交换后的温降有限。当气水比过大时，空气会把过小的喷淋水量带走，使填料表面局部水膜变薄，导致热流密度减小，降低了热湿交换的效率［17］。
图6 气水比λ对冷水温度影响Fig.6 Effect ofλair-water ratio on chilled water temperature
3.2 小时动态性能
系统在典型周7月15日至7月22日（4 680～4 848 h），室外温度和系统设备出口温度逐时变化如图7所示。室外温度经过一级空气冷却器的预冷过程温度降低，温度随室外温度的变化而变化。降温后的空气通过除湿转轮后除湿温度显著升高，温度范围为28.2～32.1 ℃，这是由于吸附放热造成的，波动的主要原因受室外温度的影响。除湿后空气再通过二级空气冷却器的冷却过程，温度进一步降低，获得低温低湿空气，温度范围为20.2～21.8 ℃，波动范围很小，受室外温度的影响较小。低温低湿的空气通过蒸发冷却器的蒸发冷却作用，制备出冷空气和冷水。冷空气温度为16.6～17.8 ℃，该空气为冷却除湿后的新风，直接送入空调房间。冷水温度为15.5～16.8 ℃，该高温冷水送入一级空气冷却器，二级空气冷却器和空调房间的显热空调末端。
图7 室外温度和系统设备出口温度逐时变化Fig.7 Hourly variation of outdoor temperature and outlet temperature of system equipment
室外含湿量和系统设备出口含湿量逐时变化如图8所示。
图8 室外含湿量和系统设备出口含湿量逐时变化Fig.8 Hourly variation of outdoor moisture content and outlet moisture content of system equipment
一级空气冷却器将空气降温冷却到露点温度以下，使空气的含湿量降低，变化范围为13.8～22.2 g/kg。由于除湿转轮的除湿作用，使空气的含湿量进一步降低，变化范围为5.3～8.7 g/kg。经过二级空气冷却器时空气进行等湿冷却过程，含湿量保持不变。最终，经过蒸发冷却器时空气的含湿量显著升高，这是由于低温低湿空气与高温冷水发生热湿交换，从而增加了空气的含水率，含湿量变化范围为9.9～12.1 g/kg。
图9，10分别示出室外温湿度和空调房间温湿度的逐时变化。由图可知，室内空气的温度维持在26 ℃左右，变化范围为25.6～26.8 ℃；
室内相对湿度维持在60%左右，变化范围为57%～63%。因此，系统具有将室内空气温度和相对湿度维持在舒适区域左右的能力，表明所提出的系统在炎热潮湿地区具有提供良好热舒适的能力。
图9 室外温度和空调房间温度逐时变化Fig.9 Hourly variation of outdoor temperature and airconditioned room temperature
图10 室外相对湿度和空调房间相对湿度逐时变化Fig.10 Hourly variation of outdoor relative humidity and airconditioned room relative humidity
为了评估本系统的节能性，定义节电率为两种系统耗电量的差值与系统较大耗电量之比。本系统和双冷源系统的逐时耗电量和节电率如图11所示。本系统的除湿是通过吸附和解吸过程进行的，而在双冷源系统中是通过将空气温度降低到露点温度以下来完成的。因此本系统的耗电量更低，有助于减少热湿地区的用电高峰需求。本系统耗电量波动较大是因为再生能耗占系统总能耗的绝大部分，而太阳能提供的再生热量受太阳辐射量的影响而导致的。可以看出，本系统的节能率在0.2～0.8之间波动，平均节电率为36.2%，具有更好的环保效益。
图11 本系统和双冷源系统总耗电量和节电率逐时变化Fig.11 Hourly variation of total electricity consumption of the system and the double cold source system and energy saving rate
系统太阳能贡献率的逐时变化如图12所示。由图12可知，系统太阳能贡献率在0.2～0.9之间波动，这是由于太阳能贡献率主要受室外空气温度和太阳辐射量的影响。由于夜晚温度降低和无太阳辐射量，导致太阳能集热器换热效率降低，再生空气与热水的换热量减小，从而太阳能贡献率下降，平均太阳能贡献率为0.46。
图12 太阳能贡献率逐时变化Fig.12 Hourly variation of SF of the system
本系统和双冷源系统的COP逐时变化如图13所示。本系统的COP在许多小时内明显高于双冷源系统。然而，在一些小时内，本系统的COP低于双冷源系统，这是由于本系统在这些小时数内受太阳辐射量的影响，而消耗了更多的辅助电加热量所造成的。本系统和双冷源系统在该时段的平均COP为2.10和1.33，说明本系统具有较高的能效。
图13 本系统和双冷源系统的性能系数逐时变化Fig.13 Hourly variation of COP of the system and the double cold source system
3.3 典型月性能
对夏季制冷月份（7月）进行了逐时模拟，图14示出了本系统和双冷源系统各部件制冷季节7月的总能耗。本系统的总能耗中占比最大的是除湿转轮所消耗的电能，而在双冷源系统中总能耗中占比最大的是低温冷水机组所消耗的电能。本系统的风机和水泵能耗比传统系统略高，这是由于本系统中除湿转轮需要再生风机和太阳能系统需要集热水泵，但综合来看本系统的耗电量更低。
图14 本系统和双冷源系统各部件制冷季节7月的总能耗Fig.14 Monthly electricity consumption of the system and the double cold source system during the cooling season in July
本系统采用太阳能作为驱动热源，降低了系统的总能耗，若再生热源全部采用电能驱动，不仅能耗高而且对环境污染大，在电力消耗中会产生许多污染物。制冷季节7月本系统和双冷源系统CO2和氮氧化物的排放量如图15所示。由图15可知，本系统的CO2和氮氧化物的排放量明显低于双冷源系统，而且本系统的CO2排放量更低，可在一个月内减少45.9%的CO2排放量。因此，本系统具有较大的碳节约潜力。
图15 制冷季节7月本系统和双冷源系统CO2和氮氧化物的排放量Fig.15 Emissions of carbon oxides and nitrogen oxides from the system and the double cold source system during the cooling season in July
（1）系统可实现温湿度独立控制，对新风进行降温除湿的同时制备出高温冷水。系统对新风处理后的温度为16.6～17.8 ℃，含湿量为9.9～12.1 g/kg，高温冷水的温度为 15.5～16.8 ℃。
（2）在炎热潮湿的气候下，系统能够维持空调房间的温度为25.6～26.8 ℃，相对湿度为57%～62%，具有良好的室内热舒适环境。
（3）与双冷源空调系统相比，本系统在典型周的平均COP可高出57.9%和平均节电率为36.2%，典型月内可减少45.9%的CO2排放量。
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