2017, Vol. 34
温湿度独立控制（Temperature and Humidity Independent Control, THIC）空调系统是将建筑室内空气温度和湿度分开独立控制调节，与常规空调系统相比能够更好地实现对建筑热湿环境的调节控制，并且具有较大的节能潜力[1]. THIC是由国内专家学者率先提出的，在国内的相关研究非常多，在文献[2-3] 中，江亿等人就THIC空调系统的设计、选型、运行和优化等方面进行了相当深入的研究. 但该系统除湿后的稀溶液需要消耗大量能源来进行再生是制约其发展的主要因素.
CO2跨临界循环的流程与普通的蒸汽压缩式制冷循环略有不同，CO2跨临界循环这一概念是由Lorentzen教授首先提出的，而后，国内外关于CO2跨临界循环的研究持续发展，文献[4]中J Sarkar对不同的CO2跨临界热泵循环进行了分析与实验研究. 文献[5]对CO2跨临界热泵热水器进行了实验研究，指出要得到较高的系统COP，系统必须在尽可能低的气体冷却器出口温度下运行. 国内马一太等专家在文献[6-8]中对不同的CO2跨临界热泵循环以及CO2跨临界循环中的各个部件进行了全方位多层次的分析与实验研究.
然而，对于结合CO2跨临界循环和THIC两者的优势的一体化系统的研究甚少，仅查找到江亿院士申请的名为二氧化碳超临界循环热泵与溶液除湿相结合的空调装置的专利[9]，但是却找不到相关的研究文献. 本文正是针对两者一体化系统中的CO2跨临界循环各部件参数结合Coolpack软件对系统进行模拟计算[10]，根据计算结果进行分析研究.
1 CO2跨临界制冷循环理论分析 1.1 CO2跨临界制冷循环基本原理新型一体化空调系统中的CO2跨临界制冷循环过程中蒸发器的蒸发过程制备出高温（16 ℃左右）冷冻水供给室内温度控制以及除湿剂和新风预冷，同时气体冷却器的冷却过程制备出来的高温热水（70～90 ℃）则供给除湿剂再生之用. 本节将建立数学物理模型来对CO2跨临界制冷循环过程进行分析研究.
如图1所示，图1(a)为CO2跨临界制冷循环原理图，图1(b)为CO2跨临界制冷循环压焓图. 其中，点1为压缩机入口状态点，点2为压缩机出口状态点，点3为高压侧CO2进气体冷却器状态点，点4为高压侧CO2进入回热器进口状态点，点5为高压侧CO2进入节流阀入口的状态点，点6为节流后的低压CO2进入蒸发器时状态点，点7为低压CO2进入回热器状态点，点8为低压侧CO2出回热器状态点[11].
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图 1 CO2跨临界制冷循环过程 Figure 1 CO2 transcritical cycle process |
1—2为压缩过程，此时压缩机入口的吸气压力在临界压力（状态1）附近，CO2在压缩机中经过压缩后压力提升到超临界（状态2）压力. 3—4为冷却过程，冷却换热过程依靠CO2的显热来完成，此时超临界状态的CO2的冷却过程与常规的亚临界状态下的冷却过程完全不同，超临界状态的CO2在气体冷却器中被冷却介质（本文采用水作为冷却介质）所冷却，以达到降温减焓，放出热量；由此制备出高温热水（70～90 ℃）供给除湿剂再生之用. 4—5为循环内部换热过程，对应于7—8过程，这样节流阀前的高温CO2和来自蒸发器的低温CO2进行内部换热，使得高温CO2因向低温CO2放出热量而进一步过冷，从而增加了单位制冷量. 5—6为节流过程，超临界状态的CO2的经过节流减压降到临界状态以下的蒸发状态. 6—7为蒸发过程，此时的CO2跨临界制冷循环的蒸发过程处于亚临界状态，与常规的蒸气压缩式制冷循环相同，制备出高温（16 ℃左右）冷冻水. 7—8为循环内部换热过程，对应于4—5过程，这样蒸发器后的低温CO2和来自气体冷却器的高温CO2进行内部换热，使得低温CO2因从高温CO2吸收了热量而进一步过热. 由此减小了低温蒸汽与环境之间的传热温差减小了吸气管道中的有害过热.
1.2 模型建立为了分析方便，在以下假定条件下作循环分析：(1) 系统循环处于稳态；(2) 压缩过程为绝热非等熵过程；(3) 换热器与环境无热交换；(4) 忽略CO2在系统中的节流和压力损失。以单位质量CO2为计算对象，结合图1，建立热力学模型如下：
制冷量
| $ {q_{\rm{E}}} = {h_7} - {h_6}. $ | (1) |
制热量
| $ {q_{{\rm{GC}}}} = {h_3} - {h_4}. $ | (2) |
内部换热器换热量（气体冷却器出口）
| $ {q_{{\rm{SGHX}} \bullet 1}} = {h_4} - {h_5}. $ | (3) |
内部换热器换热量（蒸发器出口）
| $ {q_{{\rm{SGHX}} \bullet 2}} = {h_7} - {h_8}. $ | (4) |
压缩机功耗
| $ w = {h_2} - {h_1}. $ | (5) |
压缩机等熵效率[12]
| $ \eta = 1.003 - 0.121r, $ | (6) |
其中r压缩比r=p2/p1.
性能系数
| $ \begin{aligned} & {\rm{CO}}{{\rm{P}}_{{\rm{cooling}}}} = \frac{{{q_{\rm{E}}}}}{w},\\& {\rm{CO}}{{\rm{P}}_{{\rm{heating}}}} = \frac{{{q_{{\rm{GC}}}}}}{w},\\& {\rm{CO}}{{\rm{P}}_{{\rm{system}}}} = {\rm{CO}}{{\rm{P}}_{{\rm{scooling}}}} + {\rm{CO}}{{\rm{P}}_{{\rm{heating}}}}. \end{aligned} $ | (7) |
以上各式中，hi 和pi 分别为状态点的焓值和压力值（i代表图1所示的各状态点）。运用以上的理论计算公式和初始假设条件，结合Coolpack软件，对CO2跨临界制冷循环进行模拟计算。
2 CO2跨临界制冷循环模拟分析 2.1 CO2跨临界制冷循环模拟初始假设条件：(1) 内部换热器的换热效率为0.8；(2) 机组制冷量为100 kW；(3) 蒸发器的过冷度为5 ℃；(4) 压缩机的等熵效率为0.8；(5) 忽略压缩机和管线输送的热损失和压力降；(6) 因为干式风机盘管的进出水温为16 ℃，而蒸发温度通常比冷冻水出口水温低2～6 ℃，所以蒸发温度取值范围是10～14 ℃；(7) 气体冷却器出口温度取值范围暂定30～50 ℃；(8) 气体冷却器高压侧出口压力取值暂定为7.5～15 MPa。根据以上初始假设条件运用Coolpack软件对CO2跨临界制冷循环在不同的蒸发温度TE，不同的气体冷却器出口温度T4和不同气体冷却器高压侧出口压力P时的状态进行模拟计算，结果如图2所示。
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图 2 不同TE时COPsystem的变化 Figure 2 Changes of COP in system under differentTE |
由图2可得，蒸发温度TE和气体冷却器出口温度T4确定时，在达到最优高压侧压力Popt之前，机组COPsystem随气体冷却器出口压力P的提高而提高，在达到最优高压侧压力Popt之后，机组COPsystem随气体冷却器出口压力P的提高而降低；蒸发温度TE和气体冷却器出口压力P确定时，机组COPsystem随气体冷却器出口温度T4的提高而降低；气体冷却器出口压力P和气体冷却器出口温度T4确定时，系统机组COPsystem随蒸发温度TE的提高而提高.
2.2 CO2跨临界制冷循环最优高压侧压力CO2跨临界循环的冷却过程始终在CO2的超临界区域内，此时，温度和压力是两个分别独立的状态参数，它们又同时影响着CO2的焓值。图2显示，对应于不同的确定的蒸发温度TE和气体冷却器出口温度T4，当气体冷却器出口温度T4低于CO2的临界温度时，系统机组总COPsystem随气体冷却器出口温度T4的变化呈线性变化，不存在最优值（如图2中T4=30 ℃时）；而当气体冷却器出口温度T4高于CO2的临界温度时，均对应存在一个气体冷却器出口高压侧压力P，使得系统的循环性能系数达到最优，此时称为最优高压侧压力Popt。表1为对应不同的蒸发温度TE和气体冷却器出口温度T4时的最优高压侧压力Popt。
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表 1 最优高压侧压力Popt随蒸发温度TE和气体冷却器出口温度T4的变化 Table 1 Changes of the optimum high side pressurePopt asTE andT4 change MPa |
由表1可得，蒸发温度TE确定时，最优高压侧压力Popt随气体冷却器出口温度T4的提高而提高，进一步对数据进行分析, 最优高压侧压力Popt还随蒸发温度TE、压缩机绝热效率η和过热度的不同而不同，但相比较而言，在上述诸因素中，气体冷却器出口温度T4对Popt的影响程度最大。文献[13]中给出的最优高压侧压力Popt的关联式：Popt=(2.778–0.015 7TE)×T4+(0.381TE–9.34)中也可以看出，T4的系数要比TE的系数大得多，影响Popt的主要因素是T4。这说明了为什么模拟数据中当气体冷却器出口温度T4确定时，最优高压侧压力Popt基本保持不变。
2.3 气体冷却器出口温度T4和蒸发温度TE对系统循环性能的影响根据上文初始假设条件可得，在对应的最优高压侧压力Popt下，模拟计算对应不同的气体冷却器出口温度T4时系统各循环参数随蒸发温度TE的变化。模拟计算数据如图3～图4所示。
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图 3 Popt时T2的变化 Figure 3 Changes ofT2 inPopt |
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图 4 Popt时COPsystem的变化 Figure 4 Changes of COPsystem inPopt |
由图3可以看出，在保持最优高压侧压力Popt之下，蒸发温度TE确定时，压缩机排气温度T2随气体冷却器出口温度T4的提高而提高，而当气体冷却器出口温度T4确定时，压缩机排气温度T2随蒸发温度TE的提高而降低。
由图4可以看出，气体冷却器出口温度T4的变化对系统性能系数COPsystem的影响很大，在保持最优高压侧压力Popt之下，随着气体冷却器出口温度T4的提高，系统性能系数COPsystem降低。
3 结论本文模拟分析了CO2跨临界循环温湿度独立控制一体化空调系统中CO2跨临界循环热泵的运行情况。由以上模拟分析可以得出以下结论：
(1) CO2跨临界循环中气体冷却器在运行过程中存在最优高压侧压力Popt，使得系统COPsystem达到最大值；影响最优高压侧压力Popt的因素有蒸发温度TE和气体冷却器出口温度T4，其中，T4的影响最为明显。
(2) 在保持最优高压侧压力Popt之下，压缩机排气温度T2随T4的增大而增大，随TE增大而减小，根据以上模拟数据以及系统需要制备70～90 ℃的热水可得，T4取值范围是30～40 ℃。
(3) 而COPsystem与T4成反比关系，所以，T4的取值越小，COPsystem越高，因此，在满足实际需求的情况下，应尽可能降低气体冷却器出口温度T4。
| [1] |
张涛, 刘晓华, 张海强, 等. 温湿度独立控制空调系统设计方法[J].
暖通空调, 2011, 41 (1): 1-8.
ZHANG T, LIU X H, ZHANG H Q, et al. Design method of temperature and humidity independent control air conditioning system[J]. HV & AC, 2011, 41 (1): 1-8. |
| [2] |
刘拴强, 刘晓华, 江亿. 温湿度独立控制空调系统在医院建筑中的应用[J].
暖通空调, 2009, 39 (4): 68-73.
LIU S Q, LIU X H, JIANG Y. Application of temperature and humidity independent control air conditioning system in hospital buildings[J]. HV&AC, 2009, 39 (4): 68-73. |
| [3] | 张涛, 刘晓华, 赵康, 等. 温湿度独立控制空调系统应用性能分析[J]. 建筑科学, 2010, 26 (10): 146-150. |
| [4] | SARKAR J, BHATTACHARYYA S, RAM GOPAL M. Transcritical CO2 heat pump systems:Energy analysis including heat transfer and fluid flow effects[J]. Energy Conversion and Management, 2005 (46): 2053-2067. |
| [5] | QI P C, HE Y L, WANG X L, et al. Experimental investigation of the optimal heat rejection pressure for a transcritical CO2 heat pump water heater[J]. Applied Thermal Engineering, 2013, 56 : 120-125. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2013.03.045. |
| [6] |
管海清, 马一太, 李敏霞, 等. 制冷空调中CO2跨临界循环方式的分析[J].
制冷与空调, 2005, 5 (2): 35-38.
GUAN H Q, MA Y T, LI M X, et al. Analysis on the modes of CO2 transcritical cycle adopted in refrigeration and air-conditioning[J]. Refrigeration and Air-Conditioning, 2005, 5 (2): 35-38. |
| [7] |
王景刚, 马一太, 魏东. CO2跨临界双级压缩带膨胀机制冷循环研究[J].
制冷学报, 2001, 2 : 6-11.
WANG J G, MA Y T, WEI D. Study of CO2 transcritical two stage compression with turbine cycle[J]. Journal of Refrigeration, 2001, 2 : 6-11. |
| [8] |
王景刚, 马一太, 王侃宏. CO2跨临界循环和除湿法冷却联合循环系统的研究[J].
暖通空调, 2002, 32 (3): 1-3.
WANG J G, MA Y T, WANG K H. Combination of CO2 transcritical cycle and desiccant cooling[J]. HV&AC, 2002, 32 (3): 1-3. |
| [9] | 江亿, 刘晓华, 李震, 等.二氧化碳超临界循环热泵与溶液除湿相结合的空调装置.中国ZL200620022837.7[P]. 2007-3-21. |
| [10] |
刘丽孺, 吕崇花, 王晓霞. 水冷冷水机组中央空调系统的能流模型分析[J].
广东工业大学学报, 2015, 32 (1): 38-41.
LIU L R, LYU C H, WANG X X. Analysis of energy flow model of central air conditioning systems with water-cooled chiller[J]. Journal of Guangdong University of Technology, 2015, 32 (1): 38-41. |
| [11] | 乔丽.二氧化碳跨临界循环在热泵热水机组的应用研究[D].西安:西安建筑科技大学环境与市政工程学院, 2006. |
| [12] | KIM J K, JEON H K, KEE J S. Wall temperature measurement and heat transfer correlation of turbulent supercritical carbon dioxide flow in vertical circular/non-circular tubes[J]. Nuclear Engineering and Design, 2007, 237 : 1795-1802. DOI: 10.1016/j.nucengdes.2007.02.017. |
| [13] |
管海清, 马一太, 马利蓉. CO2制冷系统的最优高压压力研究[J].
制冷与空调, 2006, 6 (1): 17-20.
GUAN H Q, MA Y T, MA L R. Research on the optimum high pressure of CO2 refrigeration system[J]. Refrigeration and Air-Conditioning, 2006, 6 (1): 17-20. |