一种新型排风热泵热回收型新风机的特性研究

　摘

　 要

　随着人们生活水平的提高，人们对室内空气品质的要求也越来越高。新风若不加以处理便直接送入室内，势必会增加空调系统的能耗。为了降低空调系统能耗，同时节约能源，本文设计了将排风热回收技术应用于空调新风系统中，回收排风中的能量。

　 首先，本文设计了一种新型热泵热回收型新风机组，该机组结合了回风过冷以及混风冷凝技术提升了新风机组的能效。同时利用GREATLAB仿真模拟平台对该新风机组进行仿真模拟，并进行了部件及系统的参数优化，得到了性能较好的模型机组。

　 然后，委托某企业制作样机，并在该企业焓差实验室测试样机性能，进一步验证仿真的准确性和机组的能效。实验表明，GREATLAB仿真平台精度高，机组在制冷标准条件下系统能效可达3.65。

　 最后，本文探讨了如何将新风机组应用于温湿度独立控制空调系统，利用水机与新风机的组合实现温湿度的独立控制，设计了一种新型新风空调一体机，其中水机控制室内显热负荷，新风机控制室内潜热负荷。

　 关键词：新风机组；热泵热回收；仿真模拟；温湿度独立控制

　Abstract

　With the advancement of science and technology, people＇s requirements for indoor air quality are getting higher and higher. If the fresh air is sent directly to the room without treatment, it will inevitably increase the energy consumption of the air conditioning system

　To reduce the energy consumption of air conditioning system and save energy, this paper presents that the exhaust heat recovery technology can be applied to the DOAS (Dedicated Outdoor Air System) to recover the energy in the exhaust air.

　Firstly, this paper presents a novel design of exhaust air heat hump, which combines the return air subcooling and the mixed air condensation technology to improve the COP of the exhaust air heat hump. At the same time, the simulation model of the outdoor air handling unit using exhaust heat hump was established by using GREATLAB simulation software. As the parameters of the components are optimized, it can provide space cooling with fresh air exchange and reduce power consumption.

　Then, a prototype was built in a factory and tested in a company. The experimental results show the accuracy of the simulation model and evaluate the performance of the exhaust air heat pump, which can get a higher COP (3.65 in standard refrigeration condition).

　Finally, this paper considers how to apply the exhaust air heat hump to the THIC (Temperature and Humidity Independent Control) system, and presents a new design of air conditioning with outdoor air system, in which the chiller regulates indoor temperature and the exhaust air heat hump regulates humidity separately.

　Key words: DOAS; exhaust air heat pump; model-based design; THIC

　目录

　第1章 绪论 6

　1.1 课题背景 6

　1.2 国内外研究现状 7

　1.3 本文的主要研究内容 9

　第2章 新风机设计方案 10

　2.1.2 技术方案 10

　2.1.3 技术先进性 13

　2.2 部件及系统仿真建模 15

　2.2.1 压缩机模型 16

　2.2.2 换热器模型 16

　2.2.3 节流元件模型 16

　2.2.4 新风机整机模型 17

　2.3 部件及系统参数优化 19

　2.3.1 盘管比例（排数）分配 19

　2.3.2 以送风盘管为例：分路数的优化 21

　2.3.3 以送风盘管为例：流向的优化 22

　2.3.4 盘管优化结果 23

　2.3.5 混风比 24

　2.4 样机设计 25

　第3章 样机测试以及系统性能分析 27

　3.1 样机展示 27

　3.2 实验测试 28

　3.2.1 实验室基本情况 28

　3.2.2 实验基本情况 30

　3.2.3 实验测试结果 32

　3.2.4 性能对比与精度分析 34

　3.3 系统性能分析 35

　3.3.1 制冷模式变工况分析 35

　3.3.2 制热模式变工况分析 35

　3.3.3 内循环模式变工况分析 36

　第4章 应用：基于温湿度独立控制的新风空调一体机 38

　4.1 温湿度独立控制空调系统简介 38

　4.2 普通水机+新风机独立组合设计方案评估 39

　4.2.1 方案简介 39

　4.2.2 变频水机仿真模型 40

　4.2.3 负荷模型 41

　4.2.4 仿真结果 44

　4.3 高温水机+新风机一体机方案评估 46

　4.3.1 方案简介 46

　4.3.2 仿真结果 47

　第5章 结论与展望 48

　5.1 结论 48

　5.2 展望 48

　参考文献 49

　致谢 51

　第1章 绪论

　1.1 课题背景

　创造高质量的室内空气环境，对于提高人们的劳动生产率，保护人体身体健康，创造舒适的工作和生活环境有非常重要意义。随着

　当今社会物质和文化生活水平的提高，以及人们自我保护意识的加强，越来越多的人们对空气品质（IAQ）提出了更高的要求。我国也出台了一系列卫生标准[1]，对室内各项污染物浓度指标做出了明确的规定。而将室外的新鲜空气（即新风）送入室内，被普遍认为是去除上述污染物最有效的途径[2, 3]。

　 现代许多建筑，尤其是住宅建筑，开始引入新风空调系统，以此来改进室内空气品质。但是，新风的引入会导致建筑负荷的上升，如何在提高室内空气品质的同时还能降低空调系统的能耗，成为了研究热点，是目前急需解决的问题。据统计[4]，新风带来的热湿负荷已经占空调总负荷的30%以上，供暖季节更是高达60%。因此，为了少增加或不增加空调负荷，新风需经过一定处理后再送入空调区域。

　 2015年新颁布的《公共建筑节能设计标准》中指出，由于新风冷（热）负荷在建筑物总体冷（热）负荷中占很大比例，宜使用排风热回收装置，这样可以回收空调排风中的一部分冷量或者热量，使得新风预冷或者预热，降低用于处理新风的冷（热）负荷，此举可以产生显著地节能效益[5]。

　目前市场上家用的新风机组，主要提供有害物质过滤的功能，部分产品带热回收（显热或全热）功能，少数产品带独立的除湿功能。而热泵式新风机组可以同时满足新风过滤、新风制冷（热）以及新风除湿的要求。而且，由于热泵系统的同时存在制冷（热）和排冷（热）的处理过程，如果可以进行热回收，将建筑排出的冷（热）量转移到需要热（冷）量的地方，就能够大大减少能源的浪费。

　 本文设计的新型排风热泵热回收型新风机组，使用了热泵式排风全热回收技术，综合了热泵以及热排风热回收装置的优点。热泵式排风全热回收技术，是一种新型的有源热回收技术，该技术使用有限的电能，通过制冷剂热力循环来回收排风的冷量和热量[6]。因为热泵机组需要设备配备，所以其初投资略高，但是热泵机组能回收大量能量，回收热效率很高，而且无需担心交叉污染，尤其是在冬季低温工况下，性能优势更为突出。所以在住宅建筑新风空调系统中，热泵式排风热回收全新风机组正得到越来越广泛的应用。

　 温湿度独立控制空调系统，是近年来一种新兴的空调系统理念。不同于传统空调的温湿度耦合控制方法，系统的温湿度是独立调节的，避免了传统空调系统中温湿度联合处理带来的损失，既满足了不断变化的房间温湿度比的要求，又避免了室内湿度过高(或过低)的情况。在商业以及工业上，已经有越来越多的空调系统采用温湿度独立控制空调系统，而家用市场目前还没有出现大规模的应用。

　 1.2 国内外研究现状

　利用室内排风中的余冷、余热来处理新风，可以有效地减少处理新风所需的能力，同时降低机组的负荷，提高机组的经济性。目前，常见的空气热回收装置的使用性能以及适用对象如表11所示：

　 表11 常见的空气热回收装置分类

　上述各种热回收系统各有特色，各有优劣。相对于液体循环式、板式、热管等显热热回收装置来说，全热热回收装置初投资设备费用较高，而且占地面积较大，但是全热热收回装置的回收效率比显热热回收装置的效率高，初投资增加的费用可以从运行费用中得到回报。另外，如果采用全热回收装置，可能会存在交叉污染的问题，在对空气质量要求较高的场合（例如医院等）并不适用[7]。

　 鉴于排风热回收对于空调节能乃至建筑节能的重要性，国内外的众多学者对此都进行了一些研究。

　 文献[8] 介绍了余热回收系统的背景、优点和系统结构，并从理论上分析了全新风空调系统中余热回收措施的节能性能。同时，列举了三个城市，分别进行了节能分析。指出余热回收在我国具有很大的节能潜力，全热回收适合南方潮湿城市，显热回收适合北方干燥地区。

　 文献[9]以夏热冬暖地区为例，分析了公共建筑空调负荷的构成，研究了新风负荷对公共建筑的影响，并且研究了使用不同排风热回收装置的建筑节能情况。研究发现，在夏热冬暖地区，对于公共建筑空调系统来说，使用全热回收装置可以获得更好的节能效益。

　 文献[10]利用全年逐时动态模拟的计算方法，以两个城市为例，计算了热回收装置的节能量和全年风机能耗，并对全年动态节能率进行了比较。建议根据投资回收期，考虑是否使用热回收装置和使用何种热回收装置。

　 文献[11]通过实验对比分析了13种实际运行的排风热回收装置的节能情况，发现

　在最好的3个案例中，排风热回收装置的实际能量回收率可以达到理论值的80%，而在最差的3个案例，排风热回收装置消耗的能量大于回收的能量。

　 文献[12]发现如果新风机组采用热回收技术，来回收排风中的冷（热）量，可以减少室内处理设备的压力。同时还对热回收系统安装和运行的成本进行了评估，利用净现值法（NPV）计算出了热回收装置的投资回收期为1-2年。

　 文献[13]则介绍了带余热回收装置的空调系统的生命周期成本，并介绍了回收期的计算。通过对一个实际案例的分析，指出余热回收装置具有较好的节能性能，可以大大节约空调系统本身的生命周期成本，回收期较短具有使用价值和推广前景。

　 文献[14]则介绍了热泵热回收型新风机在工业中的应用，并对其节能性和经济性进行了分析，发现其节能效果好，经济性高，值得推广与应用。

　 文献[15]设计了一种紧凑化的热泵热回收式新风机，这种设计将换热器与轴流风机的叶轮集成在一起，改进了原有的热泵热回收式新风机。与传统新风换气机相比，该设计具有一些优点，焓差利用率高，机组能效高，可适应更多工况。该研究还指出，该设计可以通过添加简单的运行控制策略，以及对换热器表面做出合适的处理,从而达到排风全热回收运行的目的。

　 文献[16] 利用热回收装置对空调系统进行了一些改造，试图回收排风中的能量，在改造中比较了新风换气机、转轮全热交换器、风冷热泵等的节能性和经济性。从总体分析来看，使用风冷热泵这一排风热回收技术的空调系统，运行费用较低，总体经济性略好于其他两种方案。

　 文献[17]给出了一种两级排风热回收新风机组,该机组组合了全热回收装置和热泵热回收装置作为热回收的两级装置，并将其应用于空气-水空调系统以实现温湿度独立控制。研究选取了某地区典型气象年进行负荷计算，模拟结果表明，该系统可以很好地实现温湿度独立控制的目标，并且平均供冷能效系数为4.58，与传统空调系统相比，节能率高达42.8%。

　 从以上文献可以看出，排风热回收技术对于空调系统节能具有重大意义，而热泵式排风热回收技术，在理论和实际中都取得了不错的节能效果和经济性，是一种出色的热回收方式。而温湿度独立控制空调系统，从原理上来说可以避免传统空调中的一些能源浪费的现象，将这两种技术结合在一起，有可能对建筑节能产生更好的效果。

　 1.3 本文的主要研究内容

　设计了一种新型的300风量新型排风热泵热回收型新风机，适用于面积150m2左右的住宅建筑。本文利用仿真方法建立了系统的仿真模型，并利用仿真方法对新型风机进行了优化。此外，还制作了样机进行实验，验证了机组的可靠性，并对仿真模型的准确性进行了评估。

　 本文还尝试将该新风机应用于温湿度独立控制空调系统中，分析了普通水机和新风机独立组合的方案，并针对其缺点进行了改进，设计了一种新的高温水机和新风机一体机方案。具体研究内容如下：

　 （1） 新型热泵式排风热回收全新风机组的设计

　本文针对一种新型带混风冷凝以及回风过冷的新风机，使用由同济大学张春路教授带领团队开发的GREATLAB系列仿真软件，建立换热器，压缩机，风机，节流元件等各个部件的模型，并搭建出机组的系统仿真模型。

　 同时对该新风机进行了优化。在部件层面，对换热器的排数、分路数以及排布方式进行优化设计；在系统层面，对混风比进行优化设计。使得新风机组在制冷模式下有更高的能效，同时兼顾制热、内循环模式切换以及全工况运行。

　 在此基础上，完成了样机的设计。

　 （2） 样机测试、实验以及系统性能分析

　委托某企业制作了一台样机，并在该企业的焓差法实验室进行了样机性能测试，用来评估机器的性能。同时，将测试数据与仿真数据进行比较，评估仿真精度。在试验的基础上，对系统在制冷、制热和内循环模式下的性能进行了分析和讨论。

　 （3） 新风机的应用：基于温湿度独立控制空调系统的新风空调一体机

　本文将已完成的新风机应用在温湿度独立控制空调系统上，模拟了普通住户选择7°C水机和新风机独立组合的方案，针对直接组合产生的问题，本文改进出了一种新的15°C水机和新风机组合的一体机方案。

　 第2章

　新风机设计方案

　本章设计了一种新型的排风热泵热回收新风机的设计方案，其亮点在于回风过冷和混风冷凝技术的组合。本章分析了市面上新风机的常见做法，论证了本设计方案的技术先进性。利用GRAETLAB制冷空调系统稳态/准稳态通用仿真平台对该新型新风机进行了部件模拟和系统仿真，并对该新风机在部件以及系统的层次上进行了优化。在部件层面上，本章对回风盘管，送风盘管以及排风盘管进行了优化，对各个盘管在额定工况下排数、排布方式以及分数路方面进行了探究，同时考虑了各个模式切换的情况，确定了相对较优的盘管设计方案。在系统层面上，本章对混风比进行了优化，探究了额定工况下最佳的混风比。在优化的基础上，本章最后一节给出了新风机样机的最终设计，包括各个部件选型。

　 2.1 新风机技术方案

　2.1.1 设计内容

　本设计涉及一台300风量新风除湿机，设计工况如下：

　 额定制冷工况：新风工况：35°C/RH80 回风工况：27°C/19°C

　额定制热工况：新风工况：7°C/6°C 回风工况：20°C/15°C

　除湿工况：室内20°C/RH80

　2.1.2 技术方案

　图21 新风机流程图

　新风机系统原理图如图21所示，为带内循环模式的整体式热泵热回收型新风机。

　 本设计中，热泵热回收型新风机组具有三种基本运行模式：新风制冷除湿模式、回风除湿（内循环）模式、新风制热模式，以适应不同室外气候条件下的不同需求。在夏季，可开启新风制冷除湿模式对新风进行降温除湿后送入室内；在冬季，可开启新风制热模式对新风进行加热（可含加湿）后送入室内；在梅雨季节或湿度较大的情况下，可开启回风除湿（内循环）模式对室内空气进行除湿与循环净化。三种模式分述如下：

　 新风制冷除湿模式如图22所示，混风风口、排风风口与新风风口均打开，排风风机与送风风机打开，其中：

　 （1） 制冷剂回路：制冷剂被压缩机压缩成高温高压气体，被排气盘管和过冷盘管冷凝成为制冷剂液体，然后通过膨胀阀进行节流，被送风盘管蒸发后送至压缩机。

　 （2） 风侧流路：混风风门打开，室外新风从新风口进入后，在混风风门处分为两路，一路经过送风盘管降温除湿送入室内；另一路与经过过冷盘管回收冷量的室内回风混合，而后经过排风盘管，由排风风机送到室外。

　 图22 新风制冷除湿模式3D示意图

　新风制热模式如图23所示，混风风口关闭，排风风口与新风风口打开，排风风机与送风风机打开，其中：

　 （1） 制冷剂回路：制冷剂被压缩机压缩为高温高压气体，然后经过送风盘管冷凝为制冷剂液体，而后经过膨胀阀节流，由过冷盘管、排风盘管蒸发，后送入压缩机。

　 （2） 风侧流路：混风风门关闭，室外新风从新风口进入后，由送风盘管加热后送入室内。室内回风由回风口经过过冷盘管和排风盘管回收热量，而后由排风风机送到室外。

　 图23 新风制热模式3D示意图

　除湿内循环模式如图24所示，混风风口打开，排风风口与新风风口关闭，排风风机关停，送风风机打开，其中：

　 （1） 制冷剂回路：制冷剂通过压缩机压缩为高温高压气体，通过送风盘管冷凝，而后经过膨胀阀，由过冷盘管、排风盘管蒸发，后送入压缩机。

　 （2） 风侧流路：混风风门打开室内回风通过过冷盘管降温除湿，而后经过混风口，送风盘管送入室内。

　 图24 回风除湿（内循环）模式3D示意图

　2.1.3 技术先进性

　整体式热泵热回收一体机是目前国内外家用新风机市场上的中高端机型，运行能效较高。

　 目前市场上应用最多的整体式热泵热回收一体机基本原理图如图25所示。在制冷工况下，送风盘管作为蒸发器，吸收新风中的热量，将低温空气送入室内，而排风盘管作为冷凝器，回收室内回风的冷量。在制热工况下，送风盘管则作为冷凝器，加热低温新风，将高温空气送入室内，而排风盘管作为蒸发器，回收室内回风的热量和湿量。

　 图25 整体式热泵热回收一体机基本原理图

　但这种整体式热泵热回收一体机也存在一些缺陷。在夏季，冷凝散热量全部由室内排风承担，由于室内需要保持正压，排风风量会小于送风风量，造成冷凝器的风量偏小、冷凝温度较高。而且受到冷凝温度（压缩机高压）上限的限制，送风温度偏高（例如，对于室外干球温度35°C /湿球温度28°C的新风来说，通常送风温度只能到达22°C附近，而此时的冷凝温度已经达到60°C左右），系统效率较低。

　 为了改善冷凝风量过小导致的问题，有研究发现通过引入室外新风增大冷凝风量，可提高机组夏季能效。即带有混风冷凝的整体式热泵热回收一体机，其基本原理如图26所示。如图，在制冷工况下，送风侧的送风盘管作为蒸发器，吸收新风中的热量，将低温空气送入室内。而在排风侧，则将新风风道开启，吸入的新风和室内回风混合后，共同经过作为冷凝器的排风盘管，带走冷凝换热量；制热工况下新风通道关闭，工作原理与普通热泵热回收一体机相同。

　 但这种机组直接将新风与室内排风混合后再通过冷凝器，虽然通过增大风量的方式降低了冷凝温度，但是将高温的新风与低温的室内回风混合，造成了一定的混合损失。

　 图26 带混风冷凝的整体式热泵热回收一体机基本原理图

　本文设计的新型排风热泵热回收新风机，采用混风冷凝加回风过冷的新技术，与前两种整体式热泵热回收一体机相比，在原理上具有以下的先进性：

　 （1） 通过增设过冷盘管，利用回风过冷，增加了系统过冷度，提高了单位制冷量，从而提高了系统能效。同时也保持了（经过过冷排管加热后的）回风与新风混风以降低冷凝温度、提高能效的优点。

　 （2） 紧凑、高效、低成本地实现了回风除湿（室内空气自循环）的功能。目前市场上具有回风除湿（室内空气自循环）功能的产品，都是通过一个附加风箱进行空气流路切换来实现的，造成整机尺寸明显加大，成本上升，而且空气侧不同风道之间的漏风会比较严重，导致性能下降。

　 （3） 除湿能力大幅提升，新风处理后的送风温度显著下降。

　 为了更具体地说明这三种新风机的不同，下文横向比较了在标准制冷工况下（室外35℃/28℃，室内27℃/19℃）时三种热泵热回收一体机的性能。是在相同的送风温度下，三种新风机组的性能对比。

　 其中，表中 Ⅰ 型指普通整体式热泵热回收一体机、Ⅱ 型指带混风冷凝的整体式热泵热回收一体机，Ⅲ 型为带混风冷凝加回风过冷的整体式热泵热回收一体机。

　 表21 制冷模式下三种新风机性能对比

　性能参数

　Ⅰ 型

　Ⅱ 型

　Ⅲ 型

　制冷剂循环

　冷凝温度/°C

　59.6

　49.4

　49.6

　蒸发温度/°C

　18.0

　18.0

　18.0

　送风干球温度/°C

　22.0

　22.0

　22.0

　送风湿球温度/°C

　21.7

　21.7

　21.7

　系统性能

　新风除热量/kW

　1.63

　1.63

　1.63

　压缩机耗功/W

　577

　378

　360

　压缩机转速/Hz

　50

　35

　34

　风机耗功/W

　28

　94

　82

　系统COP

　2.69

　3.45

　3.68

　从表中可以看出，在相同的送风温度的情况下，普通整体式热泵热回收一体机的COP为2.69，带混风冷凝的整体式热泵热回收一体机COP为3.45。而混风冷凝加回风过冷的整体式热泵热回收一体机COP为3.68，比普通整体式热泵热回收一体机的COP高27%左右，比只混风冷凝的整体式热泵热回收一体机高7%左右。

　综上所述，与现有整体式热泵热回收一体新风机相比，本产品所采用的技术具有显著的先进性。在制冷除湿模式时不仅可以有效降低冷凝温度，降低送风温度，提高机组能效，还可以多种循环模式自由切换，满足用户在不同时刻的不同需求，极大提高用户的居家舒适度。

　 2.2 部件及系统仿真建模

　排风热泵热回收型新风机的仿真模型是基于制冷空调系统通用仿真平台GREATLAB进行设计的。GREATLAB软件及其套件由同济大学张春路教授和其团队历时多年开发，是以蒸汽式压缩制冷、空调、热泵系统等为主要研究对象的专业仿真平台。

　 GREATLAB仿真平台简单说明如下[18]：

　 制冷空调系统稳态或准稳态通用仿真平台GREATLAB，适用于各种闭式或者开式系统，可以进行部件的设计以及优化。GREATLAB套件拥有以下可单独运行的仿真模拟软件，包括翅片管换热器通用仿真软件CoilLab；制冷压缩机通用数据建模与性能分析软件CompLab；微通道（平行流）换热器通用仿真软件MCHXLab；风机通用数据建模与性能分析软件FanLab；降膜式换热器通用仿真软件FFHXLab；基于电子表格控件SpreadsheetGear的GREATLAB批量仿真计算及参数分析工具GREATTable；制冷剂物性计算器RefPropCalc。本仿真设计使用了其中的GREATLAB

　软件，CompLab软件，CoilLab软件， GREATTable软件，各软件的具体使用过程以及使用结果将会在相应章节中进行一定的说明。

　 2.2.1 压缩机模型

　本例涉及到一台变频压缩机。压缩机数据由厂商提供，仿真时根据厂商提供的压缩机性能数据，在CompLab软件上进行压缩机模型的搭建。其中，变频压缩机采用ANSI-AHRI-540-2004标准推广的10+系数模型，具体介绍如下：

　 AHRI 10系数模型（ANSI-AHRI-540-2004）是由美国空调、供暖和制冷协会AHRI制定的，被压缩机生产厂商广泛采用，其原理如式：

　 (1-2)

　式中，Y代表功耗或质量流量，Te是压缩机吸气饱和温度，Tc是压缩机排气饱和温度，C1～C10是10个系数，由CompLab计算得到。

　 推广的10+系数模型原理如式：

　 (1-3)

　式中，Y代表功耗或质量流量，Te是压缩机吸气饱和温度，Tc是压缩机排气饱和温度，fr是频率（或负荷）与最大频率（或负荷）之比，C1～C15是15个系数，由CompLab计算得到。

　 2.2.2 换热器模型

　本例中，送风盘管、回风盘管以及排风盘管均采用常见的翅片管换热器，利用CoilLab翅片管换热器通用设计工具进行搭建。

　 CoilLab软件采用逐管建模技术，可以进行灵活的管排布置，进行任意合理的管路连接。考虑到在真实的翅片管换热器中[19]，空气侧和翅片(以及管壁)通过热对流和热传导等传热方式，会形成复杂的温度场；同时，还要考虑分流和合流的情况，以及由于管道流路变化带来的的管路流动不均匀性。在本例中，计算使用的是CondCoil3D模型，即三维分布参数模型。

　 2.2.3 节流元件模型

　节流元件在制冷系统中可以起到提供大压降，以及控制制冷剂流量的作用。本例中，使用了常用的节流元件膨胀阀。进行仿真模拟时，膨胀阀采用了ExpDevCd0模型进行计算，该模型是一个以流量系数为常数的节流元件模型

　。

　 ExpDevCd0模型属于控制模型，即用控制目标方程代替节流元件的物理模型。使用时，将流量系数设置为输出参数，而指定被控参数（例如压缩机的吸气过热度）。

　 2.2.4 新风机整机模型

　利用GREATLAB软件，搭建了排风热泵热回收型新风机在新风制冷除湿模式、新风制热模式以及回风除湿（内循环）模式下的仿真模型。除了2.2.3节中叙述的主要部件之外，还添加了必要的连接管、压降器件等，用来模拟机组的真实情况。

　 具体情况如图27、图28、图29所示。

　 其中，图27为新风制冷除湿模式，图28为新风制热模式，图29为回风除湿（内循环）模式。

　 图27 GRAETLAB仿真新风制冷除湿模式（截图）

　图28 GRAETLAB仿真新风制热模式（截图）

　图29 GRAETLAB仿真回风除湿模式（截图）

　2.3 部件及系统参数优化

　本节在部件以及系统的层面上，对新风机进行了优化。

　 在部件层面上，主要考虑的是换热器的最佳设计方案。首先确定了回风盘管，送风盘管，以及排风盘管的比例分配，然后进行了盘管的分路数以及流向的优化。进行比例分配时主要是结合各个工况下新风机的运行情况考虑，确定了各个盘管的排数。分数路以及流向的优化以送风盘管为例，展示优化过程（其余盘管同理）。本节末给出了各个盘管的仿真优化结果。

　 在系统层面上，本节对混风比这一参数做出了一些探究，试给出额定工况下最佳的混风比。

　 2.3.1 盘管比例（排数）分配

　由于用户对于机器尺寸的限制，各盘管胀高和孔数均已确定，如表22所示。

　 表22 盘管的胀高和孔数

　 盘管

　胀高（mm）

　孔数（孔）

　排风盘管

　400

　12

　过冷盘管

　280

　12

　送风盘管

　250

　12

　结合实际制作工艺要求，换热器选用7mm 螺旋强化圆管，并确定其他结构参数如表23所示。

　 表23 换热器的其他结构参数

　胀管后

　外径（mm）

　管壁厚（mm）

　管间距（mm）

　排间距（mm）

　翅片类型

　翅片

　间距（mm）

　翅片

　厚度（mm）

　7.3

　0.3

　22

　19.05

　双波纹片

　1.4

　0.115

　三个盘管的面积比例（即排数之比）应综合考虑各个模式下的表现来确定。

　 通常情况下，新风机在制冷除湿模式应用较多，故主体优化思路如下：以制冷模式的性能为主，同时保证其他模式能够使用且其他模式性能达到要求。

　 制冷模式下，由送风盘管担任蒸发器，过冷和排风盘管共同担任冷凝器；制热模式下，由过冷和排风盘管共同担任蒸发器，送风盘管担任冷凝器；内循环模式下，由

　过冷盘管担任蒸发器，送风盘管担任冷凝器。

　 为了配合各个模式的换热器需要，初步考虑将送风盘管定为顺流，过冷盘管以及排风盘管定为逆流。考虑到内循环模式下只有过冷盘管担任蒸发器，为了保证该模式的使用情况，需要先确定过冷盘管的排数。

　 确定过冷盘管排数时，需要满足以下条件：

　 （1） 压缩机频率范围在11～110Hz；

　（2） 冷凝温度不超过60°C；

　（3） 用户尺寸限制要求：不超过4排。

　 利用CoilLab软件，建立1～4排（此时各盘管均为1路）的过冷盘管模型在GRAETLAB中进行计算。发现过冷盘管排数为4时可以满足以上条件（在其他情形时，冷凝温度均超过60°C），故过冷盘管确定为4排。

　 由于新风机大部分时间运行在制冷除湿模式下，因此先考虑制冷模式再校核制热模式。在制冷模式下，将送风盘管看作一个蒸发器，过冷和排风看作一个冷凝器进行计算。

　 确定制冷模式下蒸发器以及冷凝器排数时，需要满足以下条件：

　 （1） 压缩机频率范围在11～110Hz；

　（2） 冷凝温度不超过60°C；

　（3） 用户尺寸限制要求：蒸发器不超过5排，冷凝器（过冷盘管＋排风盘管）不超过8排。

　 利用CoilLab软件，建立各排数的冷凝器和蒸发器（此时各盘管均为1路）带入GRAETLAB中进行计算，计算结果如表24所示。从满足条件的情况中，选择能效最高的组合方式，即蒸发器5排而冷凝器8排的情况。

　 表24 制冷模式盘管排数比较

　蒸发器排数（排）

　冷凝器排数　（排）

　压缩机频率（Hz）

　冷凝温度（°C）

　蒸发温度（°C）

　COP

　5

　8

　54

　51.93

　10.22

　3.07

　4

　8

　--

　>60°C

　--

　--

　5

　7

　60

　54.7

　9.45

　2.76

　4

　7

　--

　>60°C

　--

　--

　5

　6

　64

　58.35

　9.16

　2.44

　4

　6

　--

　>60°C

　--

　--

　5

　5

　--

　>60°C

　--

　--

　故最终排数为：过冷盘管4排，排风盘管4排，送风盘管5排。

　 2.3.2 以送风盘管为例：分路数的优化

　翅片管换热器在进行串管时，应该考虑是否要将管内制冷剂分成多股流动，以此来寻求换热能力和压降的平衡。

　 一方面，在分路数少时，制冷剂的压降大，平均换热温差小，但制冷剂流速大，换热系数大；另一方面，当分路数多时，制冷剂压降小，平均换热温差大，但制冷剂流速的小，换热系数也小。所以，应该在两者之间寻求一个最佳的平衡，得到一个最佳分路数。

　 以送风盘管为例，对于5排12孔的送风盘管来说，串管存在四种可能性，即1路、2路、3路以及6路。利用CoilLab建立各分路数的送风盘管，盘管示意图如图210所示。

　 图210 送风盘管不同分路数串管示意图

　将建立的各个盘管分别带入仿真模型里进行计算，计算结果如表25所示。其中，各组的压缩机频率均是在满足负荷的情况下选取最佳COP时的频率。

　 由表中数据可得，送风盘管分两路（单程流路长7.5m）的时候系统能效最佳，故送风盘管分路数确定为两路。

　 表25 送风盘管分路数对系统的影响

　分路数（路）

　单程流路长度（m）

　压缩机频率（Hz）

　冷凝温度（°C）

　蒸发温度（°C）

　COP

　1

　15

　54

　51.5

　10.5

　3.12

　2

　7.5

　50

　51.3

　12.9

　3.37

　3

　5

　53

　52.0

　12.1

　3.21

　6

　2.5

　53

　51.2

　10.6

　3.14

　2.3.3 以送风盘管为例：流向的优化

　考虑到本设计系统为热泵系统，即制冷模式下作为蒸发器的送风盘管在制热模式下会变为冷凝器使用。对冷凝器来说，若排布方式为顺流，则换热量会大大下降（存在夹点），所以蒸发器的排布方式只能为顺流或者顺逆流。

　 当制冷剂出口过热度较大时，可以尝试的采用顺逆流。当制冷剂处于两相状态时，因为压降的存在会导致制冷剂饱和温度下降，此时若采用顺流方式可以获得较大的平均换热温差，但当制冷剂变为气态时，温度上升，此时若仍是顺流排布，为了使换热介质仍旧能达到之前的出口温度，需要将蒸发温度降得很低，这样会降低系统的能效，若在气态段采用逆流排布，则换热温差均匀，利于整个系统能效的提高。

　 利用CoilLab建立顺流以及顺逆流的送风盘管，串管如图211所示。

　 图211 送风盘管顺流和顺逆流串管示意图

　将盘管带入仿真模型中进行计算，送风盘管采用顺流和顺逆流形式对系统的影响如表26所示。其中，各组的压缩机频率均是在满足负荷的情况下选取最佳COP时的频率。

　 表26 送风盘管采用顺流和顺逆流时对系统的影响

　流向

　压缩机频率（Hz）

　冷凝温度（°C）

　蒸发温度（°C）

　COP

　顺流

　50

　51.3

　12.9

　3.37

　顺逆流

　43

　49.4

　14.5

　3.74

　从表中可以看出，送风盘管采用顺逆流流向时可以提高制冷模式下的能效，COP提高幅度高达11%。

　 将顺逆流流向的盘管带入冬季制热以及内循环模式中校核，发现冬季制热下的COP降低了0.1，内循环模式下的COP提升了0.1。由于新风机主要运行在夏季制冷模式，故可以选择顺逆流作为送风盘管的流向。

　 但在实际生产中发现，换热器顺逆流流向加工工艺较为复杂，次品率高，不利于生产。故设计保持维持了送风盘管顺流流向。

　 2.3.4 盘管优化结果

　过冷盘管以及排风盘管优化过程同上。

　 盘管优化的整体结果如表27所示。

　 各盘管最终优化串管示意图如图212所示。

　 表27 盘管优化结果

　盘管

　孔数

　（孔）

　胀高（mm）

　流向

　分路数

　排数

　（排）

　单程流路长度（m）

　送风盘管

　12

　250

　顺流

　2

　5

　7.5

　过冷盘管

　12

　280

　逆流

　2

　4

　6.72

　排风盘管

　12

　400

　逆流

　2

　4

　9.6

　图212 送风盘管、过冷盘管、排风盘管串管示意图（从左至右）

　2.3.5 混风比

　在额定制冷工况下，本设计将室内回风和室外新风混合送入排风盘管，增大经过冷凝器的风量，来降低冷凝温度，从而提高系统能效。然而，随着室外新风占比的增大，一方面，风量进一步增大，有利于冷凝温度的降低；另一方面，室内回风和室外新风混合的损失增大，不利于系统能效的提高，综合两方面来看，应该存在最佳混风比。利用GREATLAB软件，在已经搭建的新风机模型中调节额定制冷工况下新风机的混风比（混入新风风量/经过排风盘管的总风量），发现混风比对系统COP的影响如图213所示。

　 由图中可以看出，额定制冷工况下，系统最佳混风比为0.6。

　 图213 额定制冷工况下混风比对系统COP的影响

　2.4 样机设计

　结合新风机组的实际设计需要，在初步设计图中添加初效以及中效过滤器，防虫网，低压以及高压保护开关，阀件等设备，样机的最终设计如图214、图215、图216所示，分别对应新风机在个新风制冷除湿、新风制热以及内循环模式运行的情况。

　 图214 样机系统流程图（新风制冷除湿模式）

　图215 样机系统流程图（新风制热模式）

　图216 样机系统流程图（内循环模式）

　其中，在新风制热模式下运行时，混风风门关闭；在内循环模式下运行时，排风风门与新风风门关闭。

　 第3章 样机测试以及系统性能分析

　根据第2章中设计的结果，在某企业制作了一台样机，并利用标准焓差法实验室对样机进行了实验测试。测试时严格参照GB/T25128-2010《直接蒸发式全新风空气处理机组》的相关要求进行。实验分别测试了制冷工况和制热工况，以及除湿（内循环）工况。利用实验测试的结果来评估机器的性能，并且将测试数据和GREATLAB仿真数据进行对比，评估GREATLAB软件中搭建的排风热泵热回收新风机组的仿真精度。

　 同时根据第2章中设计的结果，本章利用GREATLAB软件对系统在制冷、制热以及内循环三种模式下的变工况下运行结果进行了仿真和分析。

　 3.1 样机展示

　委托某企业制作的样机展示如下。其中为图31样机俯视图，为图32样机侧视图，

　图33为换热器。

　 图31 样机俯视图

　图32 样机侧视图

　图33 换热器

　3.2 实验测试

　3.2.1 实验室基本情况

　本次实验委托给了某企业的焓差法实验室。

　 实验室中配备有人工环境模拟系统、空气循环系统、温度测量系统、压力测量系统和数据实时采集系统。实验仪器精度和测试范围满足相关的国家规范。实验室经国家相关质量检验中心审核评定通过。

　 以下是对人工环境模拟系统和数据采集系统的简要介绍。

　 （1） 人工环境模拟系统

　测试实验室包括室外环境模拟室和室内模拟实验室，用于模拟实验所需的室内外环境。可以模拟新风状态参数（包括室外空气的干、湿球温度），以及室内回风的状态参数（包括室内空气的干球温度和湿球温度）。由于本实验对一体机进行了测试，样机被放置在室外环境模拟室内，并分别通过风道与室内和室外侧相连。空气取样系统，由取样耙和测定干球和湿球温度的温度传感器组成，可以测定实验机组的进风状态，当发现所测量的进风状态不满足设定的要求时，可以调整环境模拟室布置的制冷系统的压缩机频率和电加热器、加湿器功率等，以保证空气状态参数达到实验设定的控制值。

　 （2） 数据采集系统

　在控制柜上输入的控制环境模拟间仪表上的数值，及测温热电偶、压力探头等所有传感测试元件的测量数据，均与计算机进行通信。通过在该计算机上运行的专业测试软件界面中获取实验数据。且机组过程中可在该界面中修改实验控制条件，如风机风量，但室内外模拟间的空气状态参数只能由控制柜修改。控制柜如图34所示，数据采集界面如图35所示。

　 图34 控制柜

　图35 数据采集界面

　3.2.2 实验基本情况

　样机的实验测试点如图36布置所示，其中P指的是压力测试点，T指的是温度测试测点。

　 图36 实验测点布置图

　具体测点说明、标定范围、精度见表31所示。

　 表31 测点说明表

　测点

　标号

　说明

　标定范围

　精度

　压缩机吸气口

　P1

　压缩机吸气压力

　0~4500kPa

　0.25%

　T1

　压缩机吸气温度

　0~70℃

　±0.1℃

　压缩机排气口

　P2

　压缩机排气压力

　0~4500kPa

　0.25%

　T2

　压缩机排气温度

　0~100℃

　±0.1℃

　过冷盘管出口

　P3

　过冷盘管出口压力

　0~4500kPa

　0.25%

　T3

　过冷盘管出口温度

　0~70℃

　±0.1℃

　室外新风

　T4

　新风干球温度

　-20~70℃

　±0.1℃

　T5

　新风湿球温度

　-20~70℃

　±0.1℃

　室内送风

　T6

　送风干球温度

　0~70℃

　±0.1℃

　T7

　送风湿球温度

　0~70℃

　±0.1℃

　室内回风

　T8

　回风干球温度

　0~70℃

　±0.1℃

　T9

　回风湿球温度

　0~70℃

　±0.1℃

　室外排风

　T10

　排风干球温度

　0~70℃

　±0.1℃

　在样机实验过程中，有以下几个注意事项：

　 （1） 新风机安放位置

　新风机具有除湿功能，有进排风两侧的出水管，测试时需要放置在离地30cm以上的支架上。

　 （2） 样机的密封性处理

　由于新风样机是第一次制作的样机，密封性上有待改善。新风机运行时，若系统不严密，则对性能参数影响很大。测试前，测试团队先对系统检查，有对新风机外侧和中间风道隔层不严密的地方，进行了手工密封。连接室外和风道的风管连接也进行了密封连接处理。

　 （3） 电气连接和开启

　连接电源线和通信线，开启新风机。因为是第一次性能测试，采用手动测试模式，来调节风机转速和风门控制和膨胀阀开度。

　 （4） 风量测定和两个风道的相互干扰因素

　由于实验室只有一个风道，先打开一个进风风道，测定300m3/h风量，排风风机不开，记下进风风机转速，排风风机的转速开到最大，再记下进风风机转速。确认两个风道的影响因素。

　 3.2.3 实验测试结果

　（1） 新风制冷工况

　制冷工况开启后，新风风门开启，混风风门开启。手动调整膨胀阀，压缩机频率逐步升到50Hz，实验共1组，每隔2分钟记录一次数据，共记录7次取平均值。

　 测试结果显示，在制冷工况下，该新风机制冷量为3.33kW，功耗911W，系统COP3.65。

　 具体数据如表32所示。

　 表32 样机实验数据（新风制冷工况）

　参数

　单位

　测试1（平均值）

　室外干球温度

　°C

　29.9

　室外湿球温度

　°C

　26.8

　室内干球温度

　°C

　27.0

　室内湿球温度

　°C

　19.0

　压缩机转速

　rps

　50

　送风机转速

　rpm

　1660

　排风机转速

　rpm

　1900

　送风干球温度

　°C

　19.8

　送风湿球温度

　°C

　17.8

　送风风量

　m3/h

　298

　整机功耗

　W

　911

　制冷量

　kW

　33.3

　COP

　-

　3.65

　（2） 新风制热工况

　制热工况开启，混风风门关闭。实验共3组（压缩机频率分别为30Hz、40Hz以及50Hz，其余参数不变），每组实验均每隔2分钟记录一次数据，共记录7次取平均值。

　 测试数据显示，在制热工况下，该新风机制热量为2.84kW，功耗449W，系统COP为6.32。

　 具体数据如表33所示。

　 表33 样机实验数据（新风制热工况）

　参数

　单位

　测试1（平均值）

　测试2（平均值）

　测试3（平均值）

　室外干球温度

　°C

　6.4

　7.6

　7.4

　室外湿球温度

　°C

　4.1

　4.5

　4.3

　室内干球温度

　°C

　20.0

　20.0

　20.0

　室内湿球温度

　°C

　15.0

　15.0

　15.0

　压缩机转速

　rps

　30

　40

　50

　送风干球温度

　°C

　30.7

　36.7

　41.0

　送风风量

　m3/h

　317

　320

　324

　整机功耗

　W

　449

　660

　884

　（3） 回风除湿（内循环）工况

　除湿工况开启，排风风门与新风风门均关闭。实验共2组（压缩机频率分别为30Hz以及50Hz，其余参数不变），每组实验均每隔2分钟记录一次数据，共记录7次取平均值。

　 内循环工况主要应用在过渡季节，进行回风除湿，考虑其除湿性能。

　 具体数据如表34所示。

　 表34 样机实验数据（内循环工况）

　参数

　单位

　测试1（平均值）

　测试2（平均值）

　室外干球温度

　°C

　-

　-

　室外湿球温度

　°C

　-

　-

　室内干球温度

　°C

　20

　20.0

　室内湿球温度

　°C

　17.7

　17.7

　压缩机转速

　rps

　30

　50

　送风机转速

　rpm

　1560

　1680

　排风机转速

　rpm

　-

　-

　送风干球温度

　°C

　31.6

　38.0

　送风湿球温度

　°C

　19.0

　20.0

　送风风量

　m3/h

　318

　326

　整机功耗

　W

　417

　786

　3.2.4 性能对比与精度分析

　将以上测试结果进行整理总结，新风机在制冷、制热、以及除湿（内循环）工况下的性能测试结果如表35所示。

　 表35 新风机在制冷、制热以及除湿工况下的测试结果

　制冷工况

　制热工况

　除湿工况（内循环）

　室外30°C/RH80

　室外7°C/6°C

　室内20°C/RH80

　室内27°C/19°C

　室内20°C/15°C

　压缩机频率/Hz

　50

　30

　30

　制冷（热）量/kW

　3.32

　2.84

　-

　功耗/W

　911

　449

　417

　COP

　3.65

　6.32

　-

　送风干球温度/°C

　19.8

　30.7

　-

　湿球温度/°C

　17.8

　15.9

　除水量/ kg/da

　78.2

　-

　28.2

　SMER/ kg/(kW×h)

　3.58

　-

　2.81

　将实际结果与模拟仿真结果进行对比，对比结果如表36所示。

　 由图表得，各项参数的误差基本集中在5%以内，最高不超过7%，可以看出GREATLAB具有良好的仿真精度。

　 表36 测试结果和仿真结果的对比

　制冷工况

　制热工况

　除湿工况（内循环）

　仿真值

　实验值

　误差

　仿真值

　实验值

　误差

　仿真值

　实验值

　误差

　制冷量/kW

　3.29　　

　3.33

　-0.1%

　3.00

　2.84

　5.6%

　-

　-

　-

　功耗/W

　965

　911

　5.9%

　461

　449

　2.7%

　397

　417

　-4.8%

　COP

　3.41

　3.65

　-6.6%

　6.5

　6.32

　2.8%

　-

　-

　除水量/ kg/da

　82.7

　78.2

　5.8%

　-

　-

　27.6

　28.2

　-2.1%

　SMER/ kg/(kW×h)

　3.53

　3.58

　-1.4%

　-

　-

　2.80

　2.81

　-0.4%

　在设计机组时，若采用仿真手段提前模拟机组性能并进行优化，可以大大的缩短产品的研发设计时间且节省成本。

　 3.3 系统性能分析

　本节针对所设计的排风热泵热回收型新风机，利用GREATLAB仿真手段进行变参数的性能分析，探究系统在三种不同运行模式下可能运行到的极端工况，以及变工况下系统的性能变化。

　 3.3.1 制冷模式变工况分析

　室内保持27°C/19°C，室外温度发生变化，此时固定送风含湿量不变，调整压缩机频率（控制压缩机频率不超过110Hz）以达到更高的系统能效，分析系统的运行情况。

　 发现当室外温度超过38°C，压缩机频率将达到上限，若室外温度继续往上增加，只能以最高频率运行，此时除湿量（即潜热换热量）将稍不满足要求。

　 其余情况下系统能效COP以及系统单位能耗除湿量SMER的变化如图37所示。

　 由图可以看出，随着室外温度的增加，系统能效COP以及系统单位能耗除湿量SMER均在下降，但仍能满足室内新风的制冷以及除湿需要。

　 图37 变工况运行分析（夏季）

　3.3.2 制热模式变工况分析

　室内20°C/15°C，室外温度发生变化，调整压缩机频率以达到更高的系统能效，同时保证出风温度不低于30°C，且蒸发器侧不结霜，分析系统的运行情况。

　 发现当室外温度低于-5°C以后，为了保证出风温度大于等于30°C，蒸发器侧将开始出现结霜现象，当室外温度进一步下降时，蒸发器侧结霜现象严重，必须采取相应的化霜措施。

　 其余情况下COP如图38所示。

　 图38 变工况运行分析（冬季）

　右图可以看出，随着室外温度的降低，系统能效COP也在降低，但总体COP还是处在一个相对较高的值。但是，当室外温度进一步降低（低于-5°C）需要考虑除霜时，系统能效COP将面临大幅度的衰减。

　 3.3.3 内循环模式变工况分析

　图39 压缩机频率对除湿量的影响

　过渡季节采用内循环模式，主要考虑室内除湿的情况，图39给出了当压缩机频

　率变化时，新风机除湿量的变化。可以看出，随着压缩机频率的增加，除湿量呈现上升趋势，且随着频率的升高除湿量上升趋缓。

　 系统单位能耗除湿量SMER随压缩机频率变化如图310所示。可以看出，随着压缩机频率的增加，SMER减小。这是因为随着压缩机频率的增加，压缩机功耗也在增加，系统的功耗也在增加，且这种功耗的增加超过了除湿量的增加，故SMER一直在减小。

　 图310 压缩机频率对SMER的影响

　第4章

　应用：基于温湿度独立控制的新风空调一体机

　本文将设计的新型排风热泵热回收型新风机应用于温湿度独立控制空调系统，设计了一种新型的新风空调一体机。

　 首先，本章利用仿真手段，模拟了普通住户选用的传统7°C变频水机和新风机直接组合的方案，探究了此方案的性能表现。然后设计了一种改进的15°C变频水机和新风机组合的一体机方案，和传统方案进行对比。研究发现，新设计的新风空调一体机方案，可以很好的适应各种工况下的需要，且性能也得到了很大提升。

　 4.1 温湿度独立控制空调系统简介

　传统的空调系统，利用各种介质（例如空气，水，制冷剂等等）来运送冷量或者热量，将其传递到室内，利用对流、辐射等传热方式，通过这些冷媒或热媒在室内的末端进行热质交换。但目前的常规空调存在着以下问题[20, 21]：

　 （1） 热湿统一处理的损失

　现有空调系统一般采用温度湿度耦合调节的控制方法。夏季，混合新风和回风，使用冷凝除湿的手段来处理混合后的空气，同时进行降温和除湿，将处理后的空气送入室内，同时去除建筑的显热负荷和潜热负荷。为了满足除湿需要，冷源温度（例如冷冻水供水温度）将会受到室内空气露点温度的限制，这一温度通常为5~7℃，一般只能使用机械制冷的方法制取。但就排除余热这一过程来说，只需要温度在15~18℃的冷源就可以满足需求。可见，热湿统一处理会带来能量利用品位上的浪费。

　 （2） 冷热抵消以及除湿加湿抵消造成的损失

　经过冷凝除湿处理之后，空气的含湿量虽然满足要求，但温度过低，有些情况下还需要再热才能满足送风温湿度的要求。这种冷热抵消是不节能的，产生了过多的能源消耗。在某些常年湿度较低的区域，除湿加湿抵消造成的损失也不可低估。这种由于再热或者再湿造成的能源浪费是我们希望避免的。

　 （3） 难以适应显热比的变化

　常规空调利用冷凝除湿的方式，温度和湿度的控制高度耦合，必须同时进行降温和除湿，通常情况下只能满足其中的一个参数，难以同时对室内的温度和湿度有效调节。而且在实际运行的民用建筑空调系统中，很少有系统进行再热，一般空调系统将除湿后的空气直接送入室内，即采用最大送风温差，通过调节送风量和送风参数来进行室内环境的调节。这种方式以温度调节为主，对室内湿度调节的控制很差，难以适应室内显热比的变化。

　 为了从根本上避免降温、再热与除湿、加湿抵消所造成的能量损失，同时适应建筑室内显热比不断变化的需求，能够同时满足室内热湿参数的调节，温湿度独立控制空调系统应运而生。

　 温湿度独立控制空调系统的核心思想是[22]：采用温湿度两套独立的空调子系统，分别对应室内的温度与湿度的控制和条件。其中，温度控制系统包括夏季的高温冷源以及冬季的供热热源，可考虑辐射以及干式末端设备；湿度控制系统包括空气处理机组以及送风口末端装置。其工作原理如图41所示。

　 图41 温湿度独立控制空调系统原理图

　在这种系统中，由于温度和湿度是独立控制的，彼此之间没有相互牵扯，避免了常规空调系统中由于热湿联合处理带来的损失，提高了机组的能效和经济性；同时还能满足房间不断变化的显热比，提高人体在室内环境中的舒适性，避免了室内湿度过高（或过低）的情况。

　 4.2 普通水机+新风机独立组合设计方案评估

　本节评估了普通7°C水机和新风机直接独立组合的方案。为了评估改方案的性能，本节以上海地区某156平高端公寓为例，根据上海典型气象年数据挑选了典型工况，建立了负荷模型。同时利用GREATLAB仿真平台，搭建了方案的仿真模型，计算不同典型工况下的能效。

　 4.2.1 方案简介

　此方案模拟了普通住宅用户在同时购买户式家用中央空调（变频水机）以及新风除湿机时的情形。在该方案中，冷水机组供回水温设定为7 °C/12 °C，配合使用新风除湿机承担潜热。机组之间的控制逻辑为：当冷水机能够完全除去室内湿负荷时，仅打开新风机风机，压缩机关闭；当冷水机不能完全除去室内湿负荷时，打开新风机压缩机，利用新风除湿机除湿。冬季仅打开水机，新风机通风运行，考虑风机功率。

　 4.2.2 变频水机仿真模型

　参照某厂商提供的变频水机，在GREATLAB仿真平台上搭建该水机的仿真模型，制冷工况如图42所示，制热工况如图43所示。

　 图42 GREATLAB水机仿真模型（制冷）

　图43 GREATLAB水机仿真模型（制热）

　该水机基本信息如表41所示。

　 表41 水机基本信息

　部件名称

　类型

　型号/尺寸

　压缩机

　谷轮

　ZPV038LE-3X9-571

　室外换热器

　翅片管换热器

　9.52mm圆管(强化管)

　室内换热器

　板式换热器

　F85Hx40/1P-SC-M

　室外侧风机

　直流

　Z556-167

　气液分离器

　-

　外径120mm 高180mm

　储液器

　-

　外径90mm 高200mm

　制冷剂

　R410A

　4.2.3 负荷模型

　4.2.3.1 房间模型

　图44 公寓平面图（标准层）

　设计一多层独栋建筑（四面均有外墙外窗）公寓，套内房间面积156m2（其中制冷面积146 m2）层高3m，其标准层房间平面图如图44所示。

　 该建筑针对上海及周边地区，其中房屋的建筑热工参数满足《夏热冬冷地区居住建筑节能规范》[23]的规定,具体参数见表42所示。

　 表42 建筑热工系数

　体形系数

　0.4

　窗墙比

　东

　0.35

　南

　0.45

　西

　0.35

　北

　0.4

　围护结构

　部位

　材料

　传热系数(W/m2·K)

　外墙

　钢筋砼膨胀聚苯板

　0.77

　外窗

　6mm双层隔热玻璃

　2.46

　4.2.3.2 室内设计参数

　室内参数取自《民用建筑供暖通风与空调设计规范》[24]，具体取值如所示。

　 干球温度 (°C)

　湿球温度 (°C)

　相对湿度

　夏季

　27

　19

　47%

　冬季

　20

　15

　60%

　结合实际情况，室内有以下假设：

　 （1） 房间内人数按4人计算，人员活动状态为轻度劳动。

　 （2） 室内灯光按照10 W/m2计算。

　 （3） 室内设备15 W/m2计算。

　 （4） 室内除人体外，无其他湿源。

　 4.2.3.3 室外典型工况点的选取

　气象参数选取上海市作为算例。利用DeST（Designer’s Simulation Tools）导出上海市全年气象参数，如图45所示，为上海市典型气象年逐时气象数据分布，根据气象数据分布选取典型工况点，典型工况点覆盖常见的温湿度范围边界和中心以及极端工况。其中，ADEFG为夏季常见温湿度范围的边界点和中心点，BC为夏季极端工况点（40℃以上），HIJK为冬季典型工况点，具体数值见表43。

　 图45 典型工况点的分布

　表43 典型工况点数据

　季节

　编号

　工况名称

　干球温度

　/°C

　湿球温度

　/°C

　含湿量

　/g×kg-1

　相对湿度

　夏季

　A

　标准制冷

　35

　28

　21.2

　59%

　B

　高温制冷

　43

　30

　21.8

　39%

　C

　高温高湿制冷

　40

　33

　29.6

　62%

　D

　低温低湿制冷

　29

　19

　9.7

　39%

　E

　低温中湿制冷

　29

　25

　18.5

　72%

　F

　低温高湿制冷

　29

　28

　24.4

　95%

　G

　过渡季高湿制冷

　22

　21

　15.9

　95%

　冬季

　H

　标准制热

　7

　6

　-

　-

　I

　低温制热

　2

　1

　-

　-

　J

　超低温制热

　-4

　-5

　-

　-

　K

　高温制热

　12

　11

　-

　-

　4.2.3.4 负荷计算结果

　空调系统负荷应同时考虑空调区负荷以及新风负荷，取两者之和。

　 机组设计时，以空调系统负荷计算为准。计算典型工况负荷（包括空调区负荷以及新风负荷）如表44和表45所示。

　 表44 典型工况点负荷（夏季）

　编号

　工况名称

　室外温度

　/°C

　全热冷负荷

　/kW

　显热冷负荷

　/kW

　潜热冷负荷

　/kW

　A

　标准制冷

　35/28

　14.8

　 12.5

　 2.27

　 B

　高温制冷

　43/30

　23.0

　 20.1

　 2.86

　 C

　高温高湿制冷

　40/33

　21.9

　 17.3

　 4.57

　 D

　低温制冷

　29/19

　7.59

　 7.05

　 0.54

　 E

　低温中湿制冷

　29/25

　9.23

　 7.01

　 2.21

　 F

　低温高湿制冷

　29/28

　10.5

　 7.01

　 3.53

　 G

　过渡季高湿制冷

　22/21

　2.06

　 0.41

　 1.65

　 表45 典型工况点负荷（冬季）

　编号

　工况名称

　室外温度

　/°C

　总热负荷

　/kW

　H

　标准制热

　7/6

　4.03

　I

　低温制热

　2/1

　5.67

　J

　超低温制热

　-4/-5

　7.60

　K

　高温制热

　12/11

　2.34

　注：冬季热负荷中，考虑了新风所需的加热量和新风加湿所需的汽化潜热。

　 4.2.4 仿真结果

　典型工况下制冷结果如表46所示。其中，在高温制冷，高温高湿制冷，过渡季节高湿制冷时由于水机不能满足制冷除湿的需要，开启了新风机。

　 表46 普通水机+新风机独立组合典型工况仿真结果（夏季）

　工况名称

　室外温度（℃）

　水机频率（Hz）

　是否开新风机

　新风机频率（Hz）

　冷负荷满足率

　总COP

　标准制冷

　35/28

　84

　不开

　-

　100%

　2.69

　高温制冷

　43/30

　100

　开

　110

　63%

　1.80

　高温高湿制冷

　40/33

　100

　开

　110

　70%

　2.06

　低温制冷

　29/19

　35

　不开

　-

　100%

　3.93

　低温中湿制冷

　29/25

　43

　不开

　-

　100%

　3.93

　低温高湿制冷

　29/28

　43

　开

　17

　100%

　4.14

　过渡季节高湿制冷

　22/21

　30

　不开

　-

　100%

　4.76

　注：功耗和COP的计算包含所有风机和水泵功耗。

　 可以看出，在极端工况（高温制冷，高温高湿制冷工况）下，即使同时满频开启水机和新风机，还是不能满足此时的冷负荷，故在实际运行时，室内气温将高于设计温度。而在过渡季节高湿制冷工况下，由于负荷较低，水机仅以低频开停运行，开机率为30%，但是不能满足除湿的需要，故需要新风机以低频开停运行，开机率72%。

　 典型工况下除湿情况如图46所示。

　 图46 普通水机+新风机独立组合典型工况仿真结果（夏季除湿情况）

　由于温度和湿度耦合控制，在夏季典型工况中出现了明显的过除湿现象，在实际运行时，室内会出现明显的干燥，造成人体的不舒适感。其中，在高温制冷以及高温高湿制冷情况下，由于水机不能满足室内显热负荷的需要，开启了新风机，造成了室内进一步过除湿。在低温高湿制冷工况，由于水机不能满足室内湿负荷，故打开新风机进行除湿，新风机开停运行，正好满足室内湿负荷的需要。

　 典型制热工况下的运行结果如表47所示。其中，在低温制热和超低温制热工况下，考虑到室外机结霜影响，表中的水机制热量按仿真模型计算结果的80% 计算，COP也据此做了修正。

　 表47 普通水机+新风机独立组合典型工况仿真结果（冬季）

　工况名称

　室外

　温度

　/°C

　水机

　制热量

　/kW

　水机

　功耗

　/kW

　水机

　频率

　/Hz

　开机率

　COP

　标准制热

　7/6

　6.81

　2.41

　30

　59%

　2.82

　低温制热

　2/1

　5.67

　2.48

　36

　100%

　2.06

　超低温制热

　-4/-5

　7.60

　3.62

　61

　100%

　1.87

　高温制热

　12/11

　7.73

　2.41

　30

　30%

　3.21

　注：功耗和COP的计算包含所有风机和水泵功耗。

　 水机压缩机最低频30Hz，在标准制热以及高温制热工况下最低频运行时制热量仍然过剩，此时按最低频的开停运行进行性能计算，并给出开机率。

　 冬季不开启新风机压缩机，仅考虑新风机开启风机，通风运行。

　 4.3 高温水机+新风机一体机方案评估

　4.3.1 方案简介

　针对上一节普通水机+新风机独立组合出现的问题，本节设计了一种基于温湿度独立控制系统的新风空调一体机。在GREATLAB中建模模型如图47所示。

　 图47 GREATLAB建模仿真新风空调一体机（截图）

　其中，变频冷水机组供回水温设定为15 °C/18 °C，水冷机组仅仅承担室内显热负荷而不承担潜热负荷，潜热负荷由变频新风机负责承担。由于温度和湿度分开控制，该方案在理论上可以很好的满足室内变化的显热比，提高用户居住的舒适性，不会出现上一节中明显的过除湿现象。提高了水机的供水温度，水机制冷循环的蒸发温度也有相应的提升，单位制冷量将得到提升，有可能解决上一节里出现的极端工况下制冷量不足的情形。同时，蒸发温度的提升也带来了机组能效的提升。此外，为了进一步提高能效，本方案对新风机进行了更改，在新风入口处设计了水预冷盘管，利用水机制得的冷水，对新风进行预冷。冬季仅打开水机，新风机通风运行，考虑风机功率。

　 4.3.2 仿真结果

　典型工况下制冷结果如表48所示。可以看出，除低温高湿工况外，其他工况下均有明显的性能提升。特别是标况下，COP提升高达46%。

　 在低温制冷，低温中湿制冷，低温高湿制冷，过渡季节高湿制冷工况下，冷负荷较低，水机开停运行，表中给出了水机的开机率。

　 表48 高温水机+新风机一体机

　工况名称

　室外温度（℃）

　水机频率

　水机开机率

　新风机频率

　COP

　提升比例

　标准制冷

　35/28

　46

　100%

　41

　3.94

　46%

　高温制冷

　43/30

　90

　100%

　80

　2.48

　38%

　高温高湿制冷

　40/33

　74

　100%

　105

　2.58

　25%

　低温制冷

　29/19

　30

　73%

　30

　4.67

　19%

　低温中湿制冷

　29/25

　30

　77%

　49

　4.39

　12%

　低温高湿制冷

　29/28

　30

　83%

　62

　3.95

　-5%

　过渡季节高湿制冷

　22/21

　30

　4%

　17

　5.53

　16%

　冬季不打开新风除湿机的压缩机，仅考虑新风机风机功耗，两方案在冬季运行时并无差异，此方案冬季运行仿真结果同表47所示。

　 第5章

　结论与展望

　5.1 结论

　本文设计了一种新型的排风热泵热回收新风机，利用GREATLAB仿真平台对机组进行模拟优化，并制作了样机进行实验，实验证明机组整体能效较高，GREATLAB仿真平台具有较高的精度。针对温湿度独立控制系统空调市场，本文在仿真建模的基础上，设计了一种新型的新风空调一体机。

　 通过本次研究得出了以下结论：

　 （1） 本文所设计的新型的排风热泵热回收新风机具有较高能效，其创新点在于同时利用了回风过冷以及混风冷凝技术，不仅降低了冷凝温度，还回收了一部分室内空气的冷量，提高了机组整体能效，使得机组具有较高的节能性和经济性。

　 （2） 经过样机实验验证可以得到，利用GREATLAB对机组进行模拟仿真具有较高的精度，可以对机组的设计起到指导作用。通过仿真模拟结合实验研究可以大大缩短产品设计的研发时间和成本。

　 （3） 温湿度独立控制空调系统能够很好地解决目前传统空调系统出现的不能适应房间变化的显热比、冷热抵消等等问题。对于家用户式空调系统，可以考虑利用水机承担室内潜热负荷，利用新风机承担室内潜热负荷，来实现温度湿度独立控制的方案。本文设计的新风空调一体机，适用于家用市场的户式温湿度独立控制系统。

　 5.2 展望

　由于时间限制，本文仅仅对新风机适用于温湿度独立空调系统做出了一个基础的研究，仍然存在一些问题有待进一步探索：

　 （1） 本文仅以上海地区为例，挑选了冬夏以及过渡季的典型工况对全年运行状态进行模拟和评估。而全年运行能效评估较为复杂，是否有更好的手段进行计算，有待进一步的探究。

　 （2） 本文仅设计了一种新风空调一体机的应用，该机组可以较好的适应全年运行的情况，并拥有较高的能效。但机组整体还有待进一步优化和改进，以评估其在各个方面上的指标和性能。

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　[24] GB50736-2012. 民用建筑供暖通风与空调设计规范[S].

　致谢

　本文在石家庄铁道大学韩鹏副教授以及同济大学张春路教授的共同指导下完成，为外出进行毕业论文。

　 衷心感谢本科期间曾教授过我的各位老师，以及陪伴我成长的各位同学。感谢韩鹏老师、高玲老师、张桂荣老师等对我的教导，让我打下了坚实的专业基础，感谢王利军老师、李亚宁老师、常冰老师等对我专业课的教授，让我进一步了解和学习了本专业的相关知识。在此，特别感谢王利军老师对于制冷原理的教授，让我萌发了对于制冷专业的兴趣，也让我选择了制冷与低温工程作为研究生阶段的研究方向。

　 在同济大学完成论文期间，衷心感谢张春路老师对我的指导。张老师在制冷方面理论和实际的知识都十分丰富，让我在制冷仿真方面有了进一步的认识，学术能力有了极大的增长。同时感谢课题组各位师兄师姐给予我的关心和帮助，让我顺利的在同济大学完成毕业论文。

　 最后感谢担任本文评阅的各位老师，对他们严谨和耐心的审阅表示谢意。