余鵬飛1,2  張小松1
1東南大學 能源與環境學院
2 南京工程學院 能源與動力工程學院

    【摘  要】對R236fa/R32與四種常規制冷劑制冷系統的性能進行了實驗研究和對比分析；建立了THIC空調四種模式下的空調系統計算模型和能耗分析方法；對R236fa/R32制冷系統的THIC空調系統和R22常規空調系統能耗進行了比較分析。結果表明：R236fa/R32當R32組份為60%時，制冷系統的COP最大。相對常規制冷劑R22、R410A、R407C、R134a制冷系統，R236fa/R32(0.4:0.6)的COP值最高，壓縮機功率最低，排氣溫度最高，但滿足壓縮機安全穩定運行要求。R236fa/R32制冷系統的THIC空調系統相對R22常規空調系統具有一定的節能潛力，節能率為18.32%。

    【關鍵詞】R236fa/R32；常規制冷劑；性能研究；THIC；能耗比

    【基金項目】國家重點研發計劃項目（No.2016YFC0700305)

    Abstract: The performance of R236fa/R32 and four kinds of conventional refrigerant refrigeration system are tested and analyzed; the calculation model and analysis method of energy consumption of the air conditioning system of THIC air conditioning under the four modes of establishment; THIC air conditioning system and R22 conventional air conditioning system of R236fa/R32 refrigeration system energy consumption were analyzed. The results show that when R32 is 60%, the maximum COP of the refrigeration system is R236fa/R32. Compared with conventional refrigerant R22, R410A, R407C and R134a refrigeration systems, R236fa/R32 (0.4:0.6) has the highest COP value, the lowest compressor power and the highest exhaust temperature, but meets the requirements of safe and stable operation of the compressor. The THIC air-conditioning system of R236fa/R32 refrigeration system has certain energy saving potential relative to R22 conventional air-conditioning system, and the energy saving rate is 18.32%.
    Key words：R236fa/R32; conventional refrigerants; performance study; THIC; energy consumption ratio

0 前言

    當前，隨著社會可持續發展的要求，對于節能型空調系統和相應的環保型、循環性能優越的制冷劑的制冷系統的研究具有重要的現實意義。溫濕度獨立控制空調系統（Temperature and humidity independent control air conditioning system，簡稱THIC空調系統）相對常規空調系統具有“高質高用、低質低用”的合理用能原則^[1] ，因此，多種溫濕度獨立控制空調系統及相應制冷機組的研發得到國內外學者的廣泛研究。在冷卻除濕空調系統方面，新風改善了室內空氣質量，采用輻射空調增強了室內熱舒適性、并且提高了空調系統的能效。Gao等^[2]定量分析了冷卻水參數和室內空氣溫度等參數對輻射冷卻系統冷卻能力的影響。Khan等^[3]通過對輻射冷卻系統的能耗計算得出相對傳統全空氣系統節省17.5%的能耗。Si等^[4]驗證了新型空氣型感應輻射空調系統的可行性，并采用了非共沸制冷劑制冷機組。Zhao等^[5]對一種新型采用新風冷卻除濕的家用VRF輻射空調系統進行了開發和實驗測試。Han等^[6]研制了一種溫濕度分離控制的空調器，可分別調節室內溫濕度。Liu等^[7-9]對用于溫濕度獨立控制空調系統的雙蒸發器制冷裝置進行了大量的研究。在溶液除濕空調系統方面,Yao等^[10]提出了一種新的低溫、低濃度溶液除濕空調系統，冷凝熱能夠滿足溶液的再生。Zhao等^[11]介紹了一種由熱泵驅動的溶液除濕新風機組和干式風機盤管的溫濕度獨立控制系統。在轉輪除濕空調系統方面,Jeong等^[12]研究了低溫除濕轉輪空調系統的性能。在聯合除濕空調系統方面，Su等^[13]提出了一種與液體除濕相結合的壓縮吸收式制冷空調系統。Jiang等^[14]對一種新型混合固體除濕熱泵系統進行了實驗研究。

但是，對于利用非共沸混合工質變溫制冷系統^[15]實現溫、濕獨立處理的空調系統的研究較少，該系統采用一套壓縮機和冷凝器，雙蒸發器，使用R236fa/R32制冷劑，可分別提供7℃/12℃和18℃/23℃冷凍水用于處理空調系統的顯熱和潛熱，可用于雙冷源溫濕度獨立控制空調系統^[16] （Dual Cooling Sources Temperature and Humidity Independent Control air conditioning system ，簡稱DCSTHIC空調系統）。本文通過對該制冷系統與四種常規制冷劑制冷系統的性能比較，以及對所應用的多種空調系統綜合能耗比的比較分析，研究該機組及應用于THIC空調系統的節能潛力。

1 制冷劑

    各制冷劑的物性參數見表1，理想的制冷劑宜選用ODP（ Ozone Depletion Potential）=0、GWP（ Global Warmth Potential）較低的制冷劑，R32具有較大的單位制冷量，R236fa/R32利用兩者不同沸點混合后的大溫度滑移實現變蒸發溫度。

2 制冷循環性能比較

    2.1 實驗裝置

    如圖1，R236fa/R32混合工質通過壓縮機壓縮后進入冷凝器冷凝，然后經儲液器、干燥過濾器，經電子膨脹閥節流后進入蒸發器1、蒸發器2，然后被壓縮機吸入完成下一個制冷循環。該裝置還包括冷卻水循環系統和兩套冷凍水循環系統，通過電加熱器和閥門調節水流量控制各水箱的出口水溫。

    2.2 變組分制冷循環性能分析

    如圖2：隨著R32組分的增加，制冷系統的COP值先增大，后減小，在R236fa/R32(0.4/0.6）處達到最大。這是因為純R236fa氣體區的等熵線斜率較大,壓縮機耗功較少，隨著R32含量的稍微增加,混合物的潛熱變大,制冷量增加,而此時R236fa占主要成分，等熵線斜率亦較大,壓縮機耗功較小,故COP增加,之后隨著HFC32的增加,混合物受其影響變大,由于 HFC32 的等熵線斜率較小,制冷量的增大無法彌補壓縮機耗功的增加,COP減小。COP理論值小于實測值，但隨R32組分的增加變化趨勢相同。冷凝壓力和蒸發壓力隨著R32組分的增加而增加。壓縮機的功率隨R32組分的增加，先減小，后增大，在R236fa/R32(0.4/0.6）處達到最小。

    如圖3：排氣溫度隨R32組分的增加不斷升高。但最高排氣溫度低于100℃，滿足壓縮機安全穩定運行要求。

    2.3 與常規制冷劑制冷循環性能比較

    用于常規空調系統的制冷工質有R22、R410A、R407C、R134a。如圖4所示，R236fa/R32(0.4/0.6）的COP值相對純制冷工質的實際循環最大，壓縮機的功率最低，R410A的冷凝壓力和蒸發壓力最高。

    由圖5可知：R134a的排氣溫度最低，R236fa/R32(0.4/0.6）的排氣溫度最高。

3 空調系統能耗分析

    空調系統的能耗除了與空調系統的形式有關，還受制冷機組性能的影響，為了進一步研究用于R236fa/R32的雙冷源溫濕度獨立控制空調系統的節能潛力，對于不同模式的常規空調和THIC空調系統，將R236fa/R32(0.4/0.6）制冷系統的溫濕度獨立控制空調系統與R22制冷系統的常規空調系統進行能耗的比較分析，研究各模式下空調系統的能耗和各部件耗能比，為R236fa/R32制冷系統的進一步研究提供理論基礎。

    3.1  THIC模型空氣處理過程模型

    雙冷源溫濕度獨立控制空調系統可采用循環除濕或直流排濕方法，一般有四種處理過程，如圖6，分別為無新風的室內顯熱末端+循環除濕（模式一）、室內顯熱末端+新風直流排濕（模式二）、室內顯熱末端+一次回風系統（模式三）、室內顯熱末端+新風預處理一次回風系統（模式四）。

    THIC空調系統設計計算方法：

    THIC與常規空調系統的設計計算方法有很大的不同，THIC注重濕度控制，強調熱、濕分開的原則，所以在負荷計算中顯熱負荷和潛熱負荷要分類匯總，設計計算時以濕負荷為主要計算依據，根據送風溫度與室內設計溫度的差異，確定顯熱負荷的承擔任務。如圖7：

        （1）除濕所需風量的確定

        按照衛生標準及滿足除濕量的要求，選擇最大的送風量[17]。除濕量要求的風量按公式計算。

       

        對于模式一：除濕所需風量為低溫冷源循環風量。

        對于模式二：除濕所需風量為新風量。

        對于模式三、模式四：除濕所需風量為新風量和回風量之和。

        式中：W—室內余濕量，g/h；G_L—除濕所需風量，kg/h；d_L—L點含濕量，g/kg 干；dn—室內含濕量，g/kg 干;

    （2）低溫冷源制冷量

     對于模式一：Q_L=Q_室內潛熱+Q_{部分室內顯熱}

   

    對于模式二：Q_L=Q_室內潛熱+Q_{部分室內顯熱}+Q_新風顯熱+Q_新風潛熱

   

    對于模式三：Q_L=Q_室內潛熱+Q_{部分室內顯熱}+Q_新風顯熱+Q_新風潛熱

   

    對于模式四：Q_L=Q_室內潛熱+Q_{部分室內顯熱}+Q_新風顯熱+Q_新風潛熱—Q_預冷

  

        式中：Q_L—低溫冷源冷量，kW；i_n—N點焓值，kJ/kg；i_L—L點焓值，kJ/kg；i_W—室外焓值，kJ/kg；i_m—M點焓值，kJ/kg；i_L1—L1焓值，kJ/kg；

    （3）低溫冷源承擔的空調房間顯熱負荷

    Q_XL=cG_L (t_n-t_L)/3600  （6）

    式中：Q_XL—低溫冷源承擔的室內顯熱負荷，kW；C—空氣比熱，KJ/(Kg·℃)

    （4）高溫冷源制冷量

    對于模式一、模式二、模式三：Q_H=Q_室內顯熱—Q_{部分室內顯熱}

   

    對于模式四：Q_H=Q_室內顯熱—Q_{部分室內顯熱}+Q_預冷

  

    式中：Q_H—高溫冷源冷量，kW；Q_T—空調房間顯熱負荷，kW；G_F—空調房間顯熱末端風量，kg/h；Q_yL—新風預冷量，kW；

   3.2常規空調空氣處理過程模型

    常規空調空氣處理過程一般有三種，如圖:8，分別為為無新風模式（模式一）、全新風模式（模式二）新風加回風混合模式（模式三）。

   3.3 空調系統的能效比

    不同形式空調系統的能耗不同，由于采用的空調機組不同，空調系統能耗大小不能真實的反映空調系統的節能特點，而能效比能夠反映出空調系統的能源消耗情況。空調系統總能耗[18]包括機組能耗、水泵能耗、風機能耗。

    空調系統能耗比

    

    式中：EER—空調系統能耗比，Q—空調系統總制冷量，KW；P—空調系統總的功耗，KW；P₁—冷源的功耗，KW；P₂—系統水泵的功耗，KW；P₃—系統風機的功耗，KW；Q_L—低溫冷源冷量，KW；Q_H—高溫冷源冷量，KW；COP₁—低溫冷源制冷系數；COP₂—高溫冷源制冷系數；K—取1.25；ρ—水的密度，kg/m3；g—重力加速度，m/s²；H—揚程，mH₂O； η—效率，取0.7^[19] ；P_f—單位冷量下風機的功耗，KW/ KW。

    3.4 應用舉例及空調能耗分析

    以典型的夏熱冬冷地區南京市某商店為例，空調房間面積20m²，負荷2800Ｗ，新風20m³人·ｈ，人員密度為4m²/人，人員散濕量為109g/（人·h），室內設計參數N：溫度26 ℃、相對濕度60％，室外設計參數W：干球溫度34.8 ℃、濕球溫度28.1℃。各空調模式下冷源冷量、風量、功耗及能效比計算結果見表2：

    由表2可知：

    （1）對于常規空調和THIC空調系統，系統總能耗隨新風量的增加而增加；
    （2）對于常規空調系統的三種模式，新風量不影響空調系統總的能效比，但對于THIC空調系統，新風量影響著空調系統總的能效比，主要原因是對于不同的空調模式，一方面，新風量的增加，可以加大空調系統的除濕能力，另一方面，也增加了空調系統負荷。
    （3）對于常規空調系統盡管采用不同模式，空調系統總功耗不同，但是由于采用單一冷源，所以空調系統能效比相同。對于THIC空調系統，不同模式下，空調系統總功耗不同，空調系統能效比也不同。主要原因是高溫冷源和低溫冷源承擔的負荷不同。其中，采用新風預冷的THIC空調系統模式四能耗比最高。
    （4）對于無新風的空調系統（THIC空調模式一和常規空調模式一），THIC空調系統相對常規空調系統有著明顯的節能優勢，節能率為24.5%。
    （5）對于全新風的空調系統（THIC空調模式二和常規空調模式二），常規空調需要的冷源冷量最大。這種模式下THIC空調系統相對常規空調系統節能率為16.49%。
    （6）對于一次回風系統（THIC空調模式三和常規空調模式三），由于THIC空調的新風主要滿足人員衛生和除濕的要求，所以新風量相對常規空調小，因此，冷源的冷量要求小。能效比高，節能率為18.32%。
    （7）對于THIC空調模式四，新風通過預冷，高溫冷源承擔的負荷增加，低溫冷源承擔的負荷減少，所以相對THIC空調模式三能效比增加了12.23%。

    各系統中主要耗能部件耗能情況如圖9、10所示：

    （1）空調系統的主要能耗是冷源的耗能，由于THIC空調相對常規空調系統復雜，所以水泵和風機在系統中能耗比會增加。

    （2）隨著高溫冷源能耗比的增加，THIC空調系統的能效比也增加。所以，在THIC空調設計時，盡量利用高溫冷源的冷量，在滿足人員衛生和除濕的要求下，適當調整回風量的大小以增加空調系統的能效比。

4 結論

    （1）通過與常規制冷劑比較，R236fa/R32(0.4/0.6）非共沸混合工質COP最高；壓縮機功率最低；冷凝壓力和蒸發壓力適中。缺點是排氣溫度最高，但最高排氣溫度低于100℃，滿足壓縮機安全穩定運行要求。

    （2）采用R236fa/R32(0.4/0.6）制冷系統的THIC空調相對R22機組的空調系統具有一定的節能潛力。特別是采用THIC空調模式四節能率為27.22%。

    （3）對于常規空調，無新風模式下空調系統的冷量需求最少。對于THIC空調模式，適當增加新風量，雖然空調系統的冷量需求增加，但是空調的能效比增加。所以在室外含濕量較小的地區，可以適當增加新風量的設計。

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    備注：本文獲評為第21屆暖通空調制冷學術年會青年優秀論文，收錄于《建筑環境與能源》2018年10月刊總第15期（第21屆暖通空調制冷學術年會文集）。

              版權歸論文作者所有,任何形式轉載請聯系作者。