CN102425822A - 新风空调 - Google Patents
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Abstract
本发明涉及暖通空调领域，具体涉及一种改进的空气处理方法和新风空调装置，改进传统新风处理和空调的问题，尤其强调夏季湿热地区新风处理过程中利用板式空气-空气热交换器和间接水蒸发冷却对排风中的显热和潜热进行能量回收，以及利用凝结水在蒸发器上直接蒸发来改善压缩机工况。在实现定量提供室外新风的情况下，提高新风空调系统的能效比，减轻新风空调对环境的热污染、湿污染和噪音污染，提高室内空气品质，同时为局部区域全空气中央空调提供制造、安装和使用的便利性。本发明所述的新风空调及其设计、制造方法适用于全年各地，特别是湿热地区，为人的室内活动空间提供可控的、舒适的和健康空气环境，以及为工艺加工和仓储等提供空调环境。
Description
新风空调
技术领域
[0001] 本发明涉及暖通空调领域，具体涉及一种改进的空气处理方法和新风空调装置， 尤其强调夏季湿热地区新风处理过程中利用板式空气-空气热交换器和间接水蒸发冷却对排风中的显热和潜热进行能量回收。
背景技术
[0002] 空气调节系统的主旨是对人的室内活动空间提供可控的、舒适的和健康的空气环境或者对仓储、加工过程、设备操作等活动提供特定的空气环境条件。空气调节的主要控制指标包括空气品质、空气温度、空气湿度和风速等。
[0003] 空气品质的控制比较自然而有效的方法是利用室外新鲜空气对室内空气进行置换或稀释，也即吸入室外新风、排出室内脏气。但在室内外空气的温湿状态差别较大的时候，特别是在夏季湿热地区和冬季寒冷地区，新风交换会对空调系统产生堪比室内闭循环的热负荷压力。空气温度、湿度调节是指将室内空气的温度和湿度调节到令人舒适的状态， 例如夏季M°C、60%相对湿度，冬季20°C、40%相对湿度。降温、除湿的方法主要有制冷剂压缩蒸发、制冷剂蒸汽吸收、转轮除湿、溶液除湿和水蒸发等几种系统。水蒸发冷却系统又分直接水蒸发冷却系统和间接水蒸发冷却系统。间接蒸发系统主要包括管式热交换器系统、板式热交换器系统和热管式热交换器系统。本发明涉及的板式空气-空气热交换器的一种优选方案是采用中国专利ZL 200310113333. 7公开的一种热交换器。
[0004]
[0005] 表 1
[0006] 表1是典型气象年中国大陆代表性城市7月份气象观测值每日最高值的月平均值列表。图1是表1中各城市以温度和含湿量表示的状态点在焓湿图中的位置，每个城市的位置用圆圈序号表示，舒适状态点用◎表示。需要说明的是，各城市观测点的大气压不一定等于标准大气压，但都画在同一张标准大气压焓湿图中，近似地表示各观测点在焓湿图中相对位置，用以定性说明本发明强调的室外空气的焓湿状况。为了简化叙述，本发明中的空气处理过程都假定在标准大气压状态下进行。
[0007]一月 最低干球温度 °c 最低相对湿度 % 最低含湿 g/kg 干空气 最低湿球温度 "C 最低露点温度 "C 最低水汽分压 Pa 最低焓 kj/kg 干空气 海拔高度m① 乌鲁木齐 -16.4 71. 8 0. 9 -16. 7 -18. 3 136. 8 -14 .2 935. 0② 西安 -4. 1 43. 9 1. 9 -5 0 -8. 7 301. 4 1. 5 397. 5③ 太原 -10. 4 23. 6 0. 9 -11.6 -17.8 135. 6 -7 9 778. 3④ 北京 -8.2 26. 1 0. 8 -9 8 -20.4 133. 9 -5 7 31.3⑤ 沈阳 -17. 5 51. 2 0. 6 -17.9 -20. 4 106. 2 -16 • 0 44.7⑥ 郑州 -3. 0 32. 7 1. 7 -4 3 -10. 9 273. 2 2. 4 110.4⑦ 济南 -4. 0 37. 8 1. 5 -5 8 -12. 9 238. 0 0. 2 170. 3⑧ 成都 2.9 62. 7 4. 2 2. 2 0. 5 640. 3 14. 0 506. 1⑨ 重庆 6. 5 75. 7 5. 4 5. 9 4. 7 854. 3 20. 7 259. 1⑩ 长沙 2. 7 67. 0 4. 1 2. 1 1. 0 665. 1 13. 3 68. 0⑪ 武汉 1. 3 60. 8 3. 4 0. 4 -1. 6 555. 3 10. 2 23. 1⑫ 南京 -1. 5 52. 7 2. 7 -2 3 -4. 9 434. 8 5. 6 7. 1⑬ 上海 1.6 60. 3 3. 3 0. 6 -2. 0 541. 0 10. 5 5. 5⑭ 昆明 4.5 37. 3 4. 5 2. 8 -0.8 580. 6 17. 4 1892.4⑮ 贵阳 3.8 66. 5 4. 5 2. 5 0.4 638. 9 15. 6 1223.8⑯ 南宁 10. 7 61. 9 7. 0 9. 4 7. 6 1116 2 29. 1 121. 6⑰ 广州 10. 6 58. 8 6. 3 8. 9 6. 7 1009 7 27. 0 41. 0⑱ 厦门 10. 2 57. 5 5. 7 7. 6 4. 8 908. 2 24. 5 139.4⑲ 海口 15. 7 73. 5 10 .0 14 8 13.7 1603 7 41. 7 13. 9◎ 舒适状态 20.0 40. 0
[0008] 表 2
[0009] 表2是典型气象年中国大陆代表性城市1月份气象观测值每日最低值的月平均值列表。图2是表2中各城市以温度和含湿量表示的状态点在焓湿图中的位置，每个城市的位置用圆圈序号表示，舒适状态点用◎表示。需要说明的是，各城市观测点的大气压不一定等于标准大气压，但都画在同一张标准大气压焓湿图中，近似地表示各观测点在焓湿图中相对位置，用以定性说明本发明强调的室外空气的焓湿状况。
[0010] 图1中比焓大于80kJ/kg干空气的城市占全部城市的三分之二，舒适状态点的比焓为58. 45kJ/kg干空气。对这些高焓值城市的室内外焓差进行分析可知，新风中含湿量潜热对焓值的贡献与新风温度对焓值的贡献之比大于3比1。也就是说，新风处理时主要能耗将消耗在对湿度的处理上。列表的城市中，只有乌鲁木齐室外空气含湿量小于舒适状态点含湿量，因而不用除湿，其他地点夏季都需要降温和除湿处理。
[0011] 有新风就有排风，相应地，湿热地区排风中可利用的潜热能也远大于显热能，因此，夏季湿热地区，对排风的热能回收必须重点考虑潜热能的回收。
[0012] 本发明中所说的空气潜热能指的是湿空气在任意状态点空气焓值中由绝对含湿量的潜热造成的焓值，其余的焓值称为湿空气的显热能。干空气能指的是湿空气中可利用的潜热能，也就是说在相同干球温度下，湿空气焓值与饱和湿空气焓值之差。
[0013] 湿热空气的除湿方法常见的有转轮除湿、溶液除湿以及冷冻除湿。冷冻除湿需要将表冷器表面温度降到所处理空气的露点温度以下。板式空气-空气热交换器做间接水蒸发空气冷却时，板壁的温度只有低于新风露点温度才能对新风进行除湿。因此，间接水蒸发必须与传统压缩制冷等可以提供冷冻水的空调系统结合，或者与其他物理除湿方法的系统相结合，才能提供最终符合舒适状态温湿度要求的新风。
[0014] 图2中绝大部分城市的含湿量均等于或小于舒适状态点的含湿量，室外新风和室内状态点焓差的三分之二以上是显热造成的，越往纬度高的寒冷地区越是如此，也就是说， 冬季对排风中能量的回收主要是对显热能的回收。
[0015] 美国专利专利号US2174060公开了一种用板式空气-空气热交换器间接水蒸发进行空气制冷，虽然可以不增加干通道的空气含湿量，但在湿热地区无法提供舒适状态空气。
[0016] 美国专利专利号US4051898公开了一种利用日本纸或类似有透湿功能的板式空气-空气热交换器，基于新风通道和排风通道的水汽蒸发压力差，可以让新风通道空气中的水蒸气穿过热交换器间壁进入排风通道，回收排风中的部分干空气能，但这种透湿纸容易脏污堵塞和在湿应力作用下容易损坏。
[0017] 美国专利专利号US4002040公开了一种叉流形式的板式空气-空气热交换器间接蒸发制冷装置，利用湿通道喷水蒸发，可以使干通道空气等湿降温，其中通过对湿通道空气预冷可以使干通道内空气降低到比其湿球温度还低的温度。该装置只有在工作空气的湿度很低，有较大的干空气能可以利用才有实用意义，例如温度30°C，相对湿度30%。实际使用中，如果工作空气的温度高于30°C，相对湿度高于65 %，则是否提前预冷并没有有益的效果，因为这时该空气的湿球温度和露点温度之差小于1. 5°C。
[0018] 日本专利专利号JP1318820公开了一种板式空气-空气热交换器间接水蒸发冷却系统，该装置首先在排风通道里对排风进行直接水蒸发降温，再将等焓降温增湿的排风与新风在板式空气-空气热交换器中进行显热交换，由于在板式空气-空气热交换器中的排风通道里没有液态水源，所以无法将板式换热器中的界面温度锁定在回风的湿球温度， 新风降温除湿不充分。
[0019] 美国专利专利号US7047751公开了一种利用传统压缩机空调的蒸发器对新风进行降温除湿，然后再用转轮对新风进行进一步除湿，以最终达到舒适状态区域，这种温度和湿度分开处理的方法比单独使用压缩机制冷除湿然后再加热要节能，更进一步，该发明利用空调压缩机冷凝器的排放热能对转轮吸湿材料进行再生，同时利用排风中的干空气能提高转轮吸湿材料再生的效率。
[0020] 美国专利专利号US5890372公开了一种利用全热交换转轮对排风的显热能和潜热能进行回收，因此对新风进行降温除湿，然后新风通过吸湿转轮进一步除湿，最后再结合间接蒸发热交换器和直接蒸发热交换器，对已经除湿的新风进行降温，最终达到舒适状态
点ο
[0021] 美国专利专利号US4827733公开了一种利用热管进行间接水蒸发制冷，同时复合传统压缩机制冷系统对室内空气进行制冷的装置。该装置不往室内输送室外空气，所以不增加室内湿度，复合的传统压缩机制冷的冷凝器放在室外风湿通道内，提高了压缩机制冷功效。但这种系统有效使用的前提是室外空气的湿度很低，有足够的干空气能可被利用。
[0022] 各种原理的传统热泵空调主要强调的是对室内空气的制冷制热处理，对新风的处理从节能角度来看效果不佳。本发明中所说的热泵空调指的是任何冷热源下，利用制冷剂压缩蒸发、制冷剂蒸汽吸收等方式实现室内外空气热量转换的空调装置。
[0023] 对新风处理效果不佳的原因是这些系统不是不提供新风，就是简单地把输入新风用同样的制冷制热原理进行预冷和预热，比较好一点的是采用空气-空气热交换器对排风热量进行部分回收。
[0024] 根据图1，在夏季，假定夏季室外空气状态点的焓值取85kJ/kg干空气，室内空气每小时换气5次，室内空间层高3m，室内空气舒适状态点的焓值取58kJ/kg干空气，空气密度取为1. ^cg/rn3，则每平方米室内空间由于直接新风换气造成的焓差约为135W/m2。这额外增加的新风热负荷对空调系统是个巨大的压力，必须对新风带来的热量损失进行热回收。
[0025] 显热板式空气-空气热交换器，假设其热交换效率为70 %，假设室外空气状态为干球温度32 °C、相对湿度70 %、含湿量12. 63g/kg干空气，其焓值为86. 40kJ/kg干空气；假设室内状态点为干球温度^TC、相对湿度60%、含湿量21. 13g/kg干空气，其焓值为 58.4^J/kg干空气。根据热交换器热交换效率的定义，经过热交换器的送风空气状态变成 30. 2°C、相对湿度47%、含湿量12. 63g/kg干空气，其焓值为62. 79kJ/kg干空气；排风空气状态变成27. 8°C、相对湿度89%、含湿量21. 13g/kg干空气，其焓值为82. 00kj/kg干空气。 虽然显热回收效率达到70%，但是实际新风交换的时候室内外焓差的回收效率只有15%， 剩余85%的焓差都以潜热能的形式在新风交换时排放掉了，室内外湿度差别大的时候焓差损失更为严重。
[0026] 上述两点说明新风处理中潜热能回收在湿热地区夏季极为重要，这是现有空调系统的缺陷之一。
[0027] 由于新风能耗高，所以，实际运营时往往在室内外焓差大的时候减小新风供给。新风量的不足容易弓I起所谓的现代建筑综合症，对健康不利。
[0028] 有些必须提供足够新风的场合，由于室外新风焓值动态变化范围大，空调系统的设计容量也相应地大幅度扩大，这样宽幅的动态运行区间，既抬高了设备造价，也不利于主机系统的高效运行。
[0029] 现有空调系统一般是湿度、温度一起处理，通过表冷器进行降温除湿，运行控制只是依据室内温度指标进行调节，由于环境大气的温湿状态变化很大，大量引入新风造成空调系统过载并且难以控制湿度。
[0030] 由于排风焓值不回收或者回收不充分，加大空调系统做功和耗能，最终加重对环境的热污染，形成城市热岛，恶性循环，地球暖化。
[0031] 现有空调的新风设计相对于循环风量是小量，因此在有些可以利用室外新风焓值来置换室内空气的时候无法利用大量通风来实现室内空气的温湿度调节。
[0032] 现有空调蒸发器的冷凝水直接排放，不但容易造成水污染，而且浪费了大量冷凝水的潜热值。
[0033] 现有逆卡诺机原理的空调其理论制冷效率与冷凝温度和蒸发温度之差成反比，当室外机工况处于温度高峰的时候，制冷效率反而是最低的，制冷效率成倍下降，而这个时候恰恰是用冷高峰。
[0034] 现有空调热泵制热运行时，当室外温度低于5°C时，作为蒸发器的室外机热交换器发生结霜，化霜过程大大减低空调系统制热效率，限制了使用范围。
[0035] 现有中央空调系统，风冷机组需要散热、水冷机组的水塔需要散热散湿，因此主机或水塔需要放在室外。当一个建筑共用一套中央空调主机时，造成实际运营时空调系统控制十分不灵活，对用冷时间、用冷空间不一致、不均勻的各个用户管理困难，间或伴随大量能源浪费。
9[0036] 整幢建筑的集中或半集中中央空调系统可以提供处理的新风，但是系统设计复杂，安装、维护工程量大、费用高；分散的制冷剂直接蒸发系统，即所谓的分体空调，又没有新风。
[0037] 在室内有各种污染情况下，包化学污染、烟尘污染、生物污染等，如工厂车间、学校医院、商场餐饮、实验室动物养殖等，这些地方需要大量新风或者在全新风的条件下运行， 对现有空调技术而言，这些是能耗极高的应用，特别是在夏季湿热地区。
[0038] 针对以上现有空调系统的缺点和不足，本发明试图建立一种改进的强调新风处理的空调设计方法和新风空调装置。其设计理念是：空调的控制参数包括健康度、舒适度、节能节水度，以及环保度等指标。所谓的健康度指的是空调空间的空气品质、卫生度和防止不自然的低湿球温度送风，这一点是通过提供足够量的新风置换、相对较高的送风温度，避免送风含湿量过低而实现，后者实现的方法是将室外新风工况处理成较窄的工况范围，从而可以做到更准确更效效地做好压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器之间的匹配。所谓的舒适度是指对空调系统最终送风的湿度和干球温度都进行控制，避免低温高湿。所谓节能节水指的是利用自然通风、热交换通风和热泵制冷、制热等不同的空调处理过程的单独或者组合使用，最大可能地节约能量，提高整体能效比，提高热机效率，同时方便低品位热源的利用， 回收利用空调冷凝水和冷凝水的潜热焓值。所谓环保指的是减少空调系统对环境的热污染、湿污染和噪音污染。
发明内容
[0039] 针对前述背景技术中指出的现有空调系统的问题，本发明公开了一种改进的空气处理方法和新风空调装置。
[0040] 第一部分，新风空调的组成和结构
[0041] 图3是该新风空调装置的前视剖面整体结构示意图。结构上，整个系统分成上下可以分开的两部分；组成上，整个系统由风系统、水系统和制冷剂压缩蒸发系统和控制系统等几个相对独立但又耦合在一起的子系统组成；功能上，整个系统以板式空气-空气热交换器为核心通过风路连接各个部件在一起。下面分别描述。
[0042] 首先，本发明所述的新风空调一般设计成一体化的结构，如图3所示，其风路特征是，风口位置1是连接室外的新风口，风口位置11是连接室内的送风口，风口位置21是连接室内的回风口，风口位置27是连接室外的排风口。新风空调主机对新风和回风进行热湿处理，通过送风和排风为空调区域提供可控的、舒适的和健康的空气调节。新风空调没有传统空调的室内机和室外机的区分，由于这样的一体化结构，主机只需放在需要空调区域的内部或附近，通过风管和风口等输送装置为室内空间提供全空气中央空气调节。这样的一体化区域中央空调对实际应用有显而易见的好处。例如，相对于水冷机组省却了冷却塔； 相对于冷水机组避免了冷冻水管路可能存在的水路隐患、压力损失和制冷剂载冷剂转换损失；相对于风冷机避免了单一室外机组冷媒长距离输送和分配的问题；相对于风管机避免了长距离、多楼层的风管布置、送风损耗和噪声；相对于分体空调则能提供新风系统而且没有室外机影响建筑外立面。另外，由于是局部区域中央空调，每个用户自己控制空调运行， 从节能和物业管理上也有很大的便利性。
[0043] 其次，图3中风路有两条：位置1、位置3、位置5、位置7、位置8、位置11顺风向而行组成了一条新风通道；位置21、位置23、位置M、位置25、位置27顺风向而行组成了一条回风通道。新风通道与回风通道互相之间没有直接的物质交换和混合，是封闭且互相隔离的两条通道。部件4是显热板式空气-空气热交换器，新风通道与回风通道在部件4中交叉通过，实现热量交换。
[0044] 第三，利用本发明人的另一个中国发明申请号201110007396. 9作为优选方案，板式空气-空气热交换器加上喷淋布水系统构成间接蒸发冷却系统，喷淋水在热交换器4的回风通道中随重力流下，所以热交换器需要竖直摆放，再加上回风风道和风机等部件所占的空间，新风空调最终的整体高度等于或大于1.8米，为了方便制造、装卸和运输，为了方便进出楼宇和室内安装，一体化的新风空调的结构上设计成上下分离的两部分。图3中的部件51为新风空调的上半部分，部件52为新风空调的下半部分。
[0045] 制造和装配的时候这两部分分开进行，运输到现场后，将上下两部件垂直叠放在一起，并进行密封和紧固连接。机内的各系统管路，如水管、电路、以及制冷剂回路等，通过快接头连接，最终形成一个一体化的新风空调。
[0046] 第四，在回风通道回风入口处位置23之下，在板式空气-空气热交换器热交换器4 回风通道入口之上，有前述专利中公开的优选的喷淋布水系统喷水管组31，每个喷水管上有沿轴向排列的两排0. 2毫米到0. 3毫米直径的针孔，针孔的轴向间距为4〜8毫米，针孔中向下喷出的水线在热交换器隔板上产生连续水膜，回风通道的每个壁面都有一根对应的喷淋管，喷淋水随重力下流，在回风通道换热避上形成连续水膜。换热器壁面材料采用亲水铝箔。喷淋水在回风通道板壁上下流的时候一部分蒸发进入回风气流，一部分水流出热交换器4后落入其正下方的水箱32中。水箱中的水通过水泵33和相应的管路输送到喷水管组31，形成水系统环路。回风湿空气带着液态水滴通过水箱出风口上的水汽分离器34时进行水汽分离，被拦截下的液态水回流入水箱32。图3中的水系统绘图省略了位于热交换器4之上，喷水管组31之下的集水槽；省略了位于热交换器4之下与热交换器4相连的软体挡水围裙，该围裙用于防止流出热交换4之下的水散失到水箱32之外；省略了水箱中的上水孔，上水浮球阀，溢水孔，排水泵，排水孔，水位计，水过滤器。
[0047] 第五，制冷剂压缩蒸发系统是一个由压缩机驱动制冷剂在封闭环路中运行的系统，该子系统由如下一些顺序连接的部件构成：排风通道中，位于新风空调下半部分水箱出风口下游的压缩机41，四通阀42，第一盘管换热器43，毛细管或膨胀阀44，以及位于新风空调上半部分中新风通道热交换器4下游的第二盘管换热器45。相应的配管、接头和阀门，图中未画出。制冷剂压缩蒸发系统具有对新风通道和回风通道中的空气进行制冷、制热和除湿功能。在新风通道中第二盘管换热器45的下游，有一个电加热器46。当制冷剂压缩蒸发系统对新风作为制冷机使用时，第一盘管换热器43是冷凝器，第二盘管换热器45是蒸发器；当制冷剂压缩蒸发系统对新风作为制热机使用时，四通阀44换向，制冷剂流向跟制冷时相反，第一盘管换热器43是蒸发器，第二盘管换热器45是冷凝器。在新风空调上半部51 中，第二盘管换热器45的下方有一个凝结水接水盘，接水盘上有漏斗孔连接水管，水管47 穿到新风空调下半部分52中，送入第一盘管换热器43上部，冷凝水均勻布在第一盘管换热器上部的翅片上，并随重力下流。冷凝水接水盘图中未画出。冷凝水淋在冷凝器43上，相当于将新风通道中蒸发器45上凝结水消耗的潜热再在回风通道中在冷凝器43上以潜热形式回收回来。这种回收有几个方面的意义：第一，回收了新风冷凝水的潜热能；第二，回收了冷凝水水体；第三，冷凝水淋在冷凝器上，使其表面温度远低于干工况风冷时候的表面温度，这使得制冷剂压缩蒸发系统的功效大大提高；第四，更为重要的是，因为水的蒸发量对温度的响应是正响应，也就是说温度越高，蒸发量越大，潜热量也越大，从而可以约束冷凝器温升，保证压缩机制冷效率；第五，理论上说，冷凝器上蒸发水量最大值与热交换器4和蒸发器45上冷凝水的总和相当。
[0048] 第六，风系统详细构成如下。在新风空调主机的上半部分51，新风通道的入口处是新风过滤器2，根据实际需要，采用相应过滤效果的过滤器，普通情况可采用板式粗效过滤器。顺新风流向而下，首先是板式空气-空气热交换器4的新风通道，再往下游是新风空调上半部分在前面板和/或后面板上的第一回风混风口 6，该混风口上有相应的风门和回风过滤器，图中未画出。然后新风穿过第二盘管换热器45和电加热器46，进入新风风机10， 并由新风风机送出新风空调主机，进入送风管道。在新风风机10与电加热器46之间，在新风空调上半部分的前面板和/或后面板上有第二回风混风口 9，该混风口上有相应的风门和回风过滤器，图中未画出。在新风空调主机的上半部分51，回风通道的入口处是回风过滤器22，然后向下是喷淋布水系统的喷管组31，然后穿过板式空气-空气热交换器4的回风通道，下行到水箱中的上半部分位置24，由于导流板的作用，回风发生转向后横向通过水汽分离器34，到达回风通道位置25，水平流向的回风继续穿过位于新风空调下半部52的水泵和压缩机，流过第一盘管换热器43，进入回风风机沈，最后送至新风空调的排风口 27，水箱 32中的导流板图中未画出。
[0049] 第七，本发明所用的板式空气-空气热交换优选采用中国专利ZL 200310113333. 7公开的板式空气-空气热交换器，并在此基础上对新风通道并联一个旁通通道，用于在不需要热交换回收排风能量的时候直接引入新风。图4是这种带旁通的热交换器的轴测示意图。当需要新风和回风进行热交换的时候，关闭新风旁通风道，也即关闭新风通道13，新风3延气流通道12，穿过热交换器4，经过气流通道14到达新风通道位置5 ； 当不需要新风和回风进行热交换的时候，关闭新风热交换风道12，新风3延气流通道13，穿过热交换器4，经过气流通道15到达新风通道位置5，这时，新风与回风不发生热交换。第三种情况时，热交换通道和旁通通道的风门都不完全关闭，而是部分新风气流走热交换通道， 部分气流走旁通通道，最后在新风通道位置5进行混合，实现部分新风排风热交换。图中未画出新风通道上热交换通道和旁通通道的风门结构。回风通道没有旁通通道，从回风通道入口 23，经过热交换器4，到达回风通道位置24。热交换器4的新风通道和旁通通道在风量相同的情况下压力降相同。热交换器4新风通道中凝结水从热交换器新风通道的末尾下部流出，在热交换器新风通道末尾下部外有凝结水接水盘，接水盘上有漏斗孔连接水管，水管穿到新风空调下半部分52中，送入第一盘管换热器43上部，冷凝水均勻布在第一盘管换热器上部的翅片上，并随重力下流。热交换器4凝结水接水盘图中未画出。
[0050] 第二部分，新风空调的设计方法
[0051] 本发明的新风空调相对于传统空调主要区别在于新风的处理上，所以新风量成为新风空调的第一设计参数和主要产品规格之一。由于夏季室外新风状态变化范围很大，如果采用固定新风量，将导致制冷量也需要在很大的范围内变动。一般情况下，从经济角度考虑，传统固定制冷量的主机系统只能设计为经济运行的制冷量，当新风焓值高的时候，通过减少或者关闭新风来保证送风状态。本发明所述的新风空调强调设计时保证定量提供新风
1量，同时不需要用采用过度冗余的系统制冷量。主要是利用了水蒸发的三个特性，第一，水蒸发具有巨大的潜热比焓，第二，饱和蒸汽压在常温下随温度增加而急剧增加，第三，随温度升高而增加蒸发量并不需要通过额外增加能耗而获得。
[0052] 主要设计过程：首先根据新风量确定板式空气-空气热交换器的规格尺寸，然后确定间接水蒸发处理后的新风状态点，余下的设计计算过程与传统全空气系统相同，只是由于增加了对制冷剂压缩蒸发系统的冷凝器进行淋水处理，致使压缩机工况、蒸发器和冷凝器的设计规格有很大不同。实际计算过程包括第一回风混风风量计算、第二回风混风风量计算、压缩机系统冷量计算、盘管换热器型号规格计算、风机规格等。具体详细设计过程如下：
[0053] 第一步，确定新风量。根据被空调空间的换气次数或者其他特征需求或者最低限度满足国家新风量规范计算出系统所需的新风量qm,wkg/s。可以设计为全新风空调也可以设计为部分回风混风加部分新风的方式运行，全新风运行时新风总量上限为室内冷负荷、 湿负荷与送风状态点共同决定的送风总量。
[0054] 第二步，确定板式空气-空气热交换器的规格和热力、动力参数。板式热交换器的特征参数有板面的长、宽，热交换器板间距和热交换器厚度。相应的热力、动力参数包括热交换器显热热回收效率、热交换器压力损失和风速等。通过热交换器的几何尺寸约束和合适的动力、热力效果选择，可以最终确定热交换规格。所谓合适的动力、热力效果指的是选择显热回收效率在55%〜75%，压力损失在150〜250帕，风速在1〜3米/秒，这样的热交换器的整体经济效益最优。通过上述选择，一般是首先确定热交换器厚度，最终可以确定热交换器板间距和板面的长和宽。通常情况下，假定长宽相等，而且新风和回风风量相等。
[0055] 第三步，计算夏季新风经过板式热交换器4后的状态。本发明所述的新风空调在夏季利用间接水蒸发对新风进行第一步冷却，同时实现对排风进行显热和潜热的第一步能量回收。具体做法是在热交换器回风通道口 23处有喷淋布水器31，对回风通道的所有板壁进行布水，在板面上形成水膜。回风风机26驱动回风从位置23进入热交换器回风通道，回风的状态为室内空气舒适点状态，例如温度^°C，相对湿度60%，湿球温度20. 4°C，夏季室外新风温度一般远高于该湿球温度。于是在回风通道内发生喷淋水蒸发、喷淋水温度变化、 回风湿度增加、回风温度变化，以及新风温度变化和可能的湿度减少。
[0056] 实验得出结论，作为一个整体来看，当外大气温度在25〜45°C之间时，回风经过热交换器后的温度与水温之差小于rc，新风经过热交换器之后的温度与水温之差也小于 l°c。而且回风经过热交换器之后湿度变成95%〜100%。同时，新风侧减少的焓值应该等于回风侧增加的焓值。
[0057] 图5是夏季选择一些代表性室外空气状态点®〜©所代表的新风经过间接水蒸发板式空气-空气热交换器冷却的焓湿过程图，其中：
[0058] ◎是室内空气状态点，其值为温度沈V、相对湿度60 %、焓值58. 45kJ/kg干空气，
[0059] ®状态点温度27. 76°C、相对湿度70%、焓值70kJ/kg干空气，
[0060] ®状态点温度30. 43°C、相对湿度70%、焓值80kJ/kg干空气，
[0061] ©状态点温度32. 84°C、相对湿度70%、焓值90kJ/kg干空气，
[0062] ©状态点温度37. 40°C、相对湿度50%、焓值90kJ/kg干空气，
[0063] ⑧状态点温度29. 46°C、相对湿度90%、焓值90kJ/kg干空气，
13[0064] ©状态点温度；35. 03°C、相对湿度70%、焓值100kJ/kg干空气
[0065] ⑧〜①为对应于®〜©状态的新风经过间接水蒸发板式热交换器后达到的状态点。其中有如下特点：
[0066] 第一，⑥、⑨、⑥三状态点是相同的同一点，也就是说，虽然©、©、©状态点不同，但是他们焓值相同，经过间接水蒸发热交换处理后达到的状态点也相同；
[0067] 第二，®〜©的焓值下降了 5〜19kJ/kg干空气，而且焓值变化范围从70〜 100kJ/kg干空气，变成了 65〜81kJ/kg干空气，减少了室外新风焓值的动态范围；
[0068] 第三，®〜©宽幅的相对湿度范围处理后变成统一近饱和状态。
[0069] 第四，通过间接水蒸发，板式空气-空气热交换器回收了原始室外新风和室内舒适状态点之间焓差的一半。
[0070] ©〜Θ为室内空气状态点◎对应于室外新风®〜©的回风经过热交换器后到达的状态点，在这之后，这些回风在新风空调的回风通道中将继续流过制冷剂压缩蒸发系统的第一盘管换热器43。由于O〜Θ的温度只有22°C〜 ^rc,这样的工况相对于室外工况将降低压缩机41的排气压力，提高压缩机效率，同时成倍地提高制冷剂压缩蒸发系统的制冷能效比，这样配置制冷剂压缩蒸发系统是在进一步回收排风中的显热焓值。
[0071] 至此可以得出，经过板式空气-空气热交换器间接水蒸发处理过后的室外新风的状态点浓缩成温度范围t® = 24°C〜27°C、相对湿度范围Φ® = 95%〜100%,®为新风经过热交换器4被间接水蒸发冷却后到达新风通道位置5的状态点，比原先室外新风的温度范围〜37°C、相对湿度范围50%〜90%要小很多，这有利于制冷剂压缩蒸发系统的配置。
[0072] 以下第四步和第五步的计算与通常的全空气系统夏季空气处理计算过程相同，这里只是罗列主要步骤和主要参数。
[0073] 第四步、确定室内送风状态点、计算夏季送风量。
[0074] 参照图6，根据室内舒适状态点◎的温度t0°C、相对湿度Φ θ，送风温差5°C，冷负荷Q kW，湿负荷W kg/s，可计算出室内送风状态点⑤的温度t®°C、含湿量d®g/kg干空气、 焓值h@)kj/kg干空气。进一步可得出夏季送风量qm kg/s。
[0075] 第五步、计算回风混风量和系统冷量。
[0076] 回风混风分两种方式，一种是一次回风混风方式，一种是二次回风混风方式，分别描述。
[0077] 一次回风混风方式，一次回风混风通过部件6进入新风通道。
[0078] 根据夏季送风量qm kg/s和新风量qm, ffkg/s确定一次回风混风量qml kg/s。参照图6，根据一次回风混风量qml kg/s和新风量qm,w kg/s确定一次回风混风状态点(0)的焓值 h® kj/kg。根据室内送风状态点⑤的温度t®°C、相对湿度Φ ©，加上机器露点相对湿度取为 90 %，得到机器露点©的温度t©°C，其中约束条件为机器露点©处的含湿量d© g/kg干空气与室内送风点⑤的含湿量d®g/kg干空气相同。根据一次回风混风焓值h®kj/kg和机器露点焓值h© kj/kg，可确定系统冷量延kj/kg。最后得出系统所需再热量Qzk kj/kg。再热可以通过电加热器46进行，当不是非常强调保证送风温差时，可以不进行再热。
[0079] 二次回风混风方式，一次回风混风通过部件6进入新风通道，二次回风混风通过部件9进入新风通道。
[0080] 参照图7，一次回风混风后的状态点为(@)，二次回风混风状态点为室内送风状态点 ⑤。根据室内送风状态点温度t®°C、相对湿度Φ®、冷负荷Q kW、湿负荷W kg/s，机器露点相对湿度取为90%，得到二次回风方式的机器露点®的温度t®°C和焓值l^kj/kg。由此可以确定二次回风混风量qm2 kg/s，一次回风混风量qml kg/s。然后确定一次回风混风状态点@ 的焓值h®kj/kg。最终确定系统冷量延kj/kg。二次回风混风方式不需再热，但是室内湿负荷非常大的时候不适合采用。
[0081] 第六步、确定制冷剂压缩蒸发系统各部件的规格。
[0082] 本发明中制冷剂压缩蒸发系统的蒸发器和冷凝器装置在一体化新风空调内部，因此压缩机、冷凝器和蒸发器的工况不同于通常空调的工况。
[0083] 为简化说明，只对一次回风混风方式进行描述。
[0084] 首先，确定新风通道中第二盘管换热器45的规格。
[0085] 参照图6，室外新风状态点为@，新风经过热交换器4被间接水蒸发冷却后到达新风通道位置5的状态点为®，温度范围t® = 24°C〜27°C、相对湿度范围Φ® = 95%〜 100%，经过一次回风混风后到达新风通到位置7的状态点为(0),相应得出第二盘管换热器 45的迎风面温度范围是t®、相对湿度范围是Φ®，风速为一次回风混风后的风速ν® m/s，系统冷量延kj/kg，背风面新风通道位置8的状态点©的温度是t©°C、含湿量是d©g/kg干空气。 依这些数据即可确定第二盘管换热器45的规格。
[0086] 第二，确定回风通道中第一盘管换热器43的规格。
[0087] 室内回风在回风通道位置23的状态为室内舒适状态点◎，经过热交换器4的间接水蒸发过程后，回风到达回风通道位置对，其状态点为®，因此，第一盘管换热器43的迎风面的温度范围是t® = 22°C〜26°C、相对湿度范围Φ® = 95%〜100%，风速为热交换器 4的回风风速ν® m/s。
[0088] 由于第二盘管换热器45在制冷过程产生的凝结水通过排水管47滴到第一盘管换热器43上，使得冷凝器47的表面工作在有水蒸发的湿工况下。因为水的蒸发量对温度的响应是正响应，也就是说温度越高，蒸发量越大，潜热量也越大，从而可以约束冷凝器的温升。回风在冷凝器前后的热量变化等于系统制冷量加上压缩机额外消耗的功。设定回风通道位置25的风量为换热器4回风通的风量，可以得到最终排风位置27状态点②的温度范围t®、相对湿度范围Φ ®，当排风27处的相对湿度尽可能大，例如Φ ©大于85 %时，其干球温度t®将小于38°C。这个温度远低于传统空调风冷冷凝时状态点®的温度t® °C。在图6示意的条件下，假设传统风冷空调室外冷凝器的风量取为室内送风量的两倍的时候，t®依然需要高达58°C以上，压缩机制冷效率急剧下降。本发明的冷凝器背风面温度t®:在〜 38°C。根据t®、Φ®和t®、Φο，加上冷凝器的散热量和回风通道几何尺寸约束，即可确定第一盘管换热器43的规格。
[0089] 第三，确定压缩机41和膨胀阀44的规格
[0090] 根据第一盘管换热器43和第二盘管换热器45的工况，确定压缩机41排气、吸气压力，根据制冷量和相应制冷剂的特性，可以确定压缩机41的规格。最后可确定毛细管或膨胀阀44的规格。[0091] 本发明的新风空调第一盘管换热器43迎风面气流温度t®的最大值与背风面气流温度t®的最大值的平均值约为32°C，而根据图6示意的情形，传统空调室外机风冷冷凝器的迎风面气流温度t®的最大值与背风面气流温度t®的最大值的平均约为48°C。因此，本发明所述新风空调冷凝器的工况温度远低于通常空调的工况温度，所以压缩机排气压力降低，压缩机工效提高。同时蒸发器与冷凝器之间的温差比传统空调二者的温差大大减小，所以制冷效率成倍提高。
[0092] 采用制冷剂压缩蒸发系统对新风和回风进行的第二步处理，一方面完全回收了新风和排风之间全部焓差，回收了新风和排风之间的全部含湿量差，同时使压缩机效率提高， 整个制冷剂压缩蒸发系统能效比成倍提高。
[0093] 第七步、确定新风风机10和回风风机沈的规格
[0094] 根据第一步、第二步、第四步、第五步确定的新风通道新风量qm,w kg/s、第一回风混风量qml kg/s、第二回风婚风量qm2 kg/s、夏季送风量qm kg/s、风道尺寸以及新风压降，可以确定新风风机10的规格，其中新风压降是考虑了整个新风系统内部风阻，如过滤器2、热交换器4、蒸发器45、电加热器46的风阻，加上系统外部管道风阻，而最终确定的总压降。
[0095] 回风风量等于新风风量，根据新风通道新风量qm,w kg/s，加上回风风道尺寸以及回风压降，可以确定回风风机沈的规格，其中回风压降是考虑了整个回风通道内部风阻， 如过滤器22、热交换器4、水汽分离器34、冷凝器43的风阻，加上系统外部管道的风阻，而最终确定的总压降。
[0096] 第八步、确定电加热器46的规格。
[0097] 简化描述，只叙述一次回风混风方式情形。
[0098] 冬季时，停止水系统运行。图8是新风空调冬季运行时新风和回风的焓湿过程图示意图。O)是室外空气状态点，它从新风通道位置1进入新风空调系统，经过板式空气-空气热交换器4后到达新风通道位置5，其状态点变成(g);◎是室内舒适空气状态点，它从回风通道位置21进入新风空调系统，经过板式空气-空气热交换器4后到达回风通道位置 M，其状态点变成◎。根据本发明新风空调设计方法的第一步、第二步确定的新风量和板式空气-空气热交换器的热交换率，根据室外新风状态点Q)的范围，可以确定新风和回风通过热交换器4后状态点®和状态点@的范围。例如，室外新风温度t® =-10〜5°C，含湿量 d@ = 1.3g/kg干空气，热交换器显热交换效率为70%，室内舒适状态◎的温度t0=2O°C， 相对湿度Φ ο= 40%，经过热交换器4处理后的新风通道位置5状态点®的温度范围是 t® = 12〜15. 5°C，含湿量d® = 1.3g/kg干空气；经过热交换器4处理后的回风通道位置 M状态点◎的温度范围为t® = 1.9〜9.61：，相对湿度4>@ = 98%〜78%。
[0099] 根据冬季被空调空间的热负荷、湿负荷和送风温差，可以确定室内送风状态点©， 随即确定冬季室内送风量、一次回风混风量。新风和一次回风混风后的状态点为®，即新风通道位置7的状态点为®)。
[0100] 制冷剂压缩蒸发系统在冬季运行时，四通阀42换向，第一盘管换热器43变成蒸发器，第二盘管换热器45变成冷凝器。
[0101] 一次回风混风后的新风状态点(8)通过冷凝器45等湿加热后到达状态点⑦，回风状态点◎经过蒸发器43降温除湿后到达状态点{§)。新风状态点⑦一般通过等温加湿达到
16室内送风状态点(0)。这个蒸汽等温加湿用另外的设备单独完成，本发明系统结构图中未画
出ο
[0102] 一般情况下，冬季室内送风从状态点(8)改变到状态点⑦,所需的热负荷由制冷剂压缩蒸发系统承担，但是当室外温度低于o°c时，如果冷凝器和蒸发器温差过大，回风通过蒸发器43后的温度t@可能等于或小于2V，这将造成蒸发器43发生结霜，影响蒸发器热交换效果。发生这种情况时，所需热负荷中只有一部分由制冷剂压缩蒸发系统承担，另一部分由电加热器46承担，原则是控制制冷剂压缩蒸发系统的制热量以保证冷凝器43不结霜，剩余的热负荷由电加热器46补偿承担。
[0103] 第九步、单纯热交换新风系统的使用。
[0104] 新风换气全年都需要，这是为了保证室内空气品质所必需的过程。除了前面第三步到第八步涉及的需要热交换器4和制冷剂压缩蒸发系统一起工作的场合之外，剩下的情况只需要热交换器4所属的风系统单独工作或者热交换器4在旁通状态下工作。通常情况下，这春秋季节，室内是正得热量，湿度是正得湿量或者在舒适状态附近，同时，室外焓值和湿度都比室内低，可以通过室内外空气置换达到室内空气舒适状态点，其中通过调整板式空气-空气热交换器4新风通道上热交换通风和旁通通风的比例，实现板式空气-空气热交换器的热交换效率调整，该热交换效率处于完全热交换通风的热交换效率和零热交换效率之间。
[0105] 本发明所述的春夏秋冬季节只是通常意义上的室外空气状态的简单表达，具体情况还是需要根据室内冷负荷、湿负荷，以及室外状况来确定最终采用何种空气处理过程，例如计算机房，秋、冬、春室内都有大量的热负荷，在这些季节都是旁通运行来达到室内舒适状态。
[0106] 所有的通风控制中，在保证新风量的前提下，可以通过调节风系统的风速来控制风量，也可以通过调节风系统的起停时间来控制风量。
[0107] 本发明所述的新风空调的结构特征和设计方法带来大量有益效果，下面分别从结构功能上和节能效果上列出：
[0108] 结构上，一体化的新风空调作为局部区域全空气中央空调，相对于水冷机组省却了冷却塔；相对于冷水机组避免了冷冻水管路可能存在的水路隐患、压力损失和制冷剂载冷剂转换损失；相对于风冷机避免了单一室外机组冷媒长距离输送和分配；相对于风管机避免了长距离、多楼层的复杂风管布置、送风损耗和噪声；相对于分体空调则能提供新风系统而且没有室外机影响建筑外立面。同时，由于是局部区域中央空调，每个用户自己安装和控制运行，从节能和物业管理上有很大的便利性。
[0109] 一体化的新风空调结构上设计成上下分离的两部分，方便制造、装配、运输和安装。板式空气-空气热交换器、冷凝器、蒸发器同在一体化新风空调内部，空气热交换器和蒸发器产生的冷凝水被循环再利用，避免了冷凝水污染。
[0110] 一体化的新风空调，提供通风换气、制冷制热除湿、排风热回收和冷凝水回收等多种功能，一机多用，提高效率。
[0111] 节能上，由于利用水蒸发回收新风交换时室内外空气焓差中的潜热能和显热能， 极大地减轻了新风负荷，使新风不再昂贵。同时减轻了空调系统对环境的热污染。
[0112] 定量提供新风，保证室内空气品质。[0113] 板式空气-空气热交换器的间接水蒸发和冷凝器上的直接水蒸发，使得变化剧烈的室外空气的焓值范围变到相对窄小的区间，从而使得压缩机功率所需的动态范围大大减小，便于工况匹配和提高工作效率。
[0114] 制冷剂压缩蒸发系统的蒸发压力和冷凝压力之差减小，提高系统能效比。
[0115] 压缩机排气压力减低，使压缩机功效提高。
[0116] 冬季运行时，压缩机的蒸发器工作在排风通道内，使蒸发器产生结霜的室外温度的下限值降低了 5°C，扩大了制冷剂压缩蒸发系统在冬季的应用范围。
附图说明
[0117] 图1是典型气象年中国大陆代表性城市7月份气象观测值每日最高值的月平均值以各城市温度和含湿量表示的状态点在焓湿图中的位置图。
[0118] 图2是典型气象年中国大陆代表性城市1月份气象观测值每日最低值的月平均值以各城市温度和含湿量表示的状态点在焓湿图中的位置图。
[0119] 图3是新风空调装置的前视剖面整体结构示意图。
[0120] 图4是带旁通的板式空气-空气热交换器的轴测示意图。
[0121] 图5是夏季6个代表性室外空气状态点的新风和相应的回风经过间接水蒸发板式空气-空气热交换器的焓湿过程示意图。
[0122] 图6是夏季一次回风混风方式下，新风和回风在整个新风空调内部的焓湿过程示意图。
[0123] 图7是夏季二次回风混风方式下，新风在整个新风空调内部的焓湿过程示意图。
[0124] 图8是新风空调冬季运行时新风和回风的焓湿过程图示意图。
[0125] 图中1.新风通道的新风入口，2.新风过滤器，3.新风通道位置3，4.板式空气-空气热交换器，5.新风通道位置5，6.第一回风混风口，7.新风通道位置7，8.新风通道位置 8,9.第二回风混风口，10.新风风机，11.新风通道送风口，12.新风通道的热交换通道位置 12，13.新风通道的旁通通道位置13，14.新风通道的热交换通道位置14，15.新风通道的旁通通道位置15，21.回风通道的回风入口，22.回风过滤器，23.回风通道位置23，24.回风通道位置对，25.回风通道位置25，26.回风风机，27.回风通道排风口，31.喷淋布水系统喷水管组，32.水箱，33.水泵，34.水汽分离器，41.压缩机，42.四通阀，43.第一盘管换热器，44.毛细管或膨胀阀，45.第二盘管换热器，46.电加热器，51.新风空调主机上半部分， 52，新风空调主机下半部分，◎.焓湿图上的室内空气舒适状态点，带圈数字①〜⑲.焓湿图上19个中国大陆代表性城市空气状态点对应于表1和表2中的乌鲁木齐〜海口，带圈大写英文字母®〜©.焓湿图上6个夏季代表性室外空气新风状态点其值在发明内容的设计方法部分有详细列出，带圈小写英文字母@〜①.焓湿图上对应于®〜©状态的新风经过间接水蒸发板式空气-空气热交换器后达到的状态点，黑底带圈数字O〜Θ.焓湿图上室内空气状态点◎作为对应于室外新风®〜©的回风经过热交换器后到达的状态点，焓湿图上冬季回风经过热交换器4和第二盘管换热器43降温除湿后到达的状态点，®.焓湿图上夏季一次回风混风方式下一次回风混风后的新风状态点，Q).焓湿图上冬季室外新风状态点，焓湿图上冬季室外新风经过热交换器4后到达的状态点，焓湿图上夏季一次回风混风方式下新风的机器露点状态点，焓湿图上夏季二次回风混风方式下一次回风混风后的新风状态点，(§).焓湿图上冬季一次回风混风方式下一次回风混风后的新风状态点，焓湿图上夏季传统空调风冷冷凝器背风面的空气状态点，焓湿图上冬季一次回风混风方式下回风经过热交换器4后的状态点，焓湿图上夏季二次回风混风方式下新风的机器露点状态点，⑤.焓湿图上夏季室内送风状态点，⑦.焓湿图上冬季一次回风混风方式下新风一次回风混风后经过第二盘管换热器43后的状态点，(0).焓湿图上冬季室内送风状态点，®.焓湿图上夏季室外新风状态点，®.焓湿图上夏季室外新风经过热交换器4处理之后达到的状态点，®.焓湿图上夏季室内回风经过热交换器4处理之后达到的状态点，②.焓湿图上夏季室内回风经过热交换器4间接水蒸发和经过第一盘管换热器43之后的状态点。
具体实施方式
[0126] 由于本发明公开的是一种新风空调整体系统装置和其中各子系统的设计匹配方法，为了清楚地阐述系统配置和设计计算方法，在发明内容部分就较详细地针对具体结构、 部件组成、功能关系、匹配计算等方面进行了描述，相当于已经给出了原则性的全面的实施方式描述，在此不再重复。下面通过一个具体设计实例，详细描述夏季一次回风混风方式下的计算过程和节能对比。
[0127] 计算过程
[0128] 已知当地大气压力为101325Pa，室内冷负荷Q = 19. 80kW，湿负荷W = 0. 0044kg/ s，室外空气状态温度t® = 33. 0°C、相对湿度Φ® = 70%，室内舒适状态温度= 26.0 0C、相对湿度Φ ◎ = 60%，送风温差5. 0°C，新风量qm,w = 0. 56kg/s。
[0129] 计算第一步，由发明内容部分新风空调设计中的第二步，可以得出经过间接蒸发空气热交换器4之后新风状态点®和回风状态点⑦的参数值：温度t® = 25.6°C、相对湿度Φ® ： 95%、焓值h® = 76. 17kJ/kg，温度t® = 24. 9°C、相对湿度Φ® = 95%、焓值 h® = 73.33kJ/kg。
[0130] 计算第二步，室内舒适状态的焓值h0= 58.45kj/kg、含湿量d0 = 12.63g/kg干空气。根据室内冷负荷Q、湿负荷W和送风温差，可以确定室内送风状态的温度t® = 21. O0C, 含湿量d® = 10.0g/kg干空气、焓值& = 46. 61kJ/kg干空气。
[0131] 计算第三步，根据室内送风点与室内舒适点的焓差以及室内冷负荷，可以得出夏季送风量Clm = Q/ (ha - h©) = 1.67kg/s，一次回风混风量 qml = qm-qm,ff = 1. llkg/s。
[0132] 计算第四步，取机器露点相对湿度为Φ© = 90%,可得机器露点温度 t© = 15. 7°C，焓值h© = 41. 14kJ/kg。
[0133] 计算第五步，根据一次回风混风量qml、一次回风混风前的回风焓值110、新风量 qm,w和一次回风混风前的新风焓值h®，可以得出一次回风混风后的新风焓值h® = 64. 36
kj/kgo
[0134] 计算第六步，根据一次回风混风后新风焓值与机器露点焓值之差，加上夏季送风量，可得系统冷量Qs = qmX Οι® - h©) = 38. 77kW,系统所需再热量 Qzr = qmX (h⑤-ho) =9. 14kW。新风负荷=q^X (h® _ h0) = 9. 92kW
[0135] 整个系统冷量=系统冷负荷+系统再热量+新风负荷[0136] 计算第七步，根据已算出的冷凝器蒸发器工况、几何尺寸以及制冷量、风量，可以确定制冷剂压缩蒸发系统的部件规格。
[0137] 节能对比
[0138] 在夏季，根据本计算实例的假设条件，在夏季如果不用间接蒸发板式空气-空气热交换器4对室外新风⑩进行处理，原始的新风负荷=qm,w X (h® - ho) = 18. 06kW,
相对本发明方案中的新风负荷大了一倍，几乎等于系统的冷负荷。
[0139] 按照本发明进行新风处理，冷凝器平均温度等于31. 5°C，蒸发器平均温度等于 20. 6°C ；传统空调，假设其蒸发器工况与本方案一样，都是20. 6°C，但冷凝器在室外工作，而且是干工况工作，则其冷凝器平均温度为45. 5。因为逆卡诺机理论制冷效率与冷凝器与蒸发器温度之差成反比，所以，本发明中制冷剂压缩蒸发系统的理论效率是传统工况空调的两倍以上。
[0140] 这说明，对回风排风焓值的回收利用使得压缩机子系统的工况发生改变，使得压缩子系统相对于传统空调可以节能一半以上。加上间接水蒸发对新风预冷而造成的新风负荷减少一半，最终，在本计算实例的室外工况条件、冷负荷和湿负荷，以及新风量约等于送风量的三分之一的这些假定条件下，本发明的新风空调系统相对于传统空调总的节能效果可达50%以上。
[0141] 值得指出的是，室内外焓差越大，新风量越大，本发明的新风空调节能效果越大。
[0142] 在冬季，排风能量主要是以显热能形式存在，所以板式热交换器对排风显热能的回收即完成对排风显热能的回收，加上热泵系统的蒸发器运行工况也发生有利改变，这可以大大提高低温下压缩机系统的工作效率，所以，冬季时间，本发明的新风空调相对于传统空调也能大大节能。
20
Claims (10)
1. 一种新风空调，包括板式空气-空气热交换器（4)为主的室内外空气交换系统，压缩机Gl)为主的制冷剂压缩蒸发系统，喷水管组（31)为主的间接水蒸发喷淋布水系统，其特征在于新风空调是一个一体化的整体，结构上分成上下两部分，即上半部分（51)和下半部分（5¾，制造和储运时这两部分是分开进行，现场安装后这两部分上下连接在一起成为一个整体，气流组织上新风空调以板式空气-空气热交换器（4)为核心，新风通道和回风通道在所述的热交换器中交叉通过，其中，1.1、所述新风通道位于新风空调的上半部分（51)中，呈水平方向，从新风入口到送风口依次排列着新风通道的新风入口（1)、新风过滤器O)、板式空气-空气热交换器的热交换通道（1¾和（14)或者旁通通道（1¾和（14)、第一回风混风口（6)、第二盘管换热器（45)、电加热器（46)、第二回风混风口（9)、新风风机（10)和新风通道送风口（11)，1.2、所述回风通道从新风空调上半部分（51)的顶部回风通道的回风入口进入新风空调，垂直向下穿过板式空气-空气热交换器的回风通道03)和（M)，进入新风空调的下半部分（52)，转为水平流向后水平通过新风空调的下半部分（52)，从回风入口到排风口依次排列着回风通道的回风入口（21)、回风过滤器（22)、喷淋布水系统喷水管组（31)、板式空气-空气热交换器的回风通道03)和（M)、水汽分离器（34)、水泵（33)、压缩机 (41)、第一盘管换热器（43)、回风风机（¾)、回风通道排风口（27)，1.3、在所述板式空气-空气热交换器（4)正下方的新风空调下半部分（52)中有水箱 (32)，它与水泵（33)、喷水管组（31)以及水汽分离器（34)和相应配管组成喷淋布水系统。
2.如权利要求1所述的新风空调，压缩机（41)、四通阀02)、第一盘管换热器G3)、毛细管或膨胀阀G4)和第二盘管换热器0¾通过配管顺序连接在一起，构成制冷剂压缩蒸发系统，其特征在于第二盘管换热器G5)作为制冷工况运行时，其冷凝凝结水通过其下的接水盘和排水管G7)滴淋到第一盘管换热器的盘管翅片上部，同时，板式空气-空气热交换器的新风通道出口下部也有接水盘，新风在板式空气-空气热交换器的新风通道内发生的冷凝水也通过排水管输送到第一盘管换热器的盘管翅片上部，这两处的凝结水是第一盘管换热器^幻的表面直接水蒸发过程的液态水来源。
3. 一种空气处理方法，包括空气处理过程、确定各过程之间的状态点、确定为满足这些空气处理过程所需的空调各部件的规格，其特征在于，在夏季，根据室内空气环境的需求确定新风量，根据新风量确定板式空气-空气热交换器（4)的规格，根据室内舒适状态点和夏季室外空气状态点确定经过板式空气-空气热交换器（4)间接水蒸发处理后的新风和回风状态点，根据所述经过处理后的新风和回风状态点确定所需冷负荷、湿负荷下的室内夏季送风状态点、夏季送风量、回风混风量、系统冷量，根据系统冷量、夏季送风量和送风状态点确定制冷剂压缩蒸发系统各部件的工况和规格，根据新风空调的风量和风压损失确定新风风机和回风风机的工况和规格，在冬季，根据室外空气状态点，确定电加热器规格，在春秋季，根据室内热负荷和湿负荷，当新风经过板式空气-空气热交换器（4)热交换通道后造成的温升高于室内送风状态点时，开启板式空气-空气热交换器的旁通通道。
4.如权利要求3所述的空气处理方法，回风量与新风量相等，确定新风量后，进一步确定新风空调使用的板式空气-空气热交换器的几何尺寸和热力、动力规格，其特征在于，板式空气-空气热交换器（4)选择热交换器本身的显热回收热交换率在55%〜75%之间，热交换器本身的压力损失在150〜250帕之间，热交换器入口的新风和回风风速在1〜3米/秒之间，然后根据热交换器的厚度确定热交换器的板间距、板面的长和宽。
5.如权利要求3所述的空气处理方法，确定新风空调中新风和回风通过板式空气-空气热交换器（4)后的状态点，其特征在于，在夏季，板式空气-空气热交换器的回风通道入口中有喷淋水，喷淋水沿板式空气-空气热交换器的回风通道板壁下流，形成对新风通道的间接水蒸发冷却，回风的初始状态为室内舒适状态点，新风的初始状态为室外空气状态点，回风和新风经过板式空气-空气热交换器（4)后的状态点通过下面四个因素确定，第一是回风经过板式空气-空气热交换器（4)前后的焓差等于新风经过板式空气-空气热交换器热交换器（4)前后的焓差，第二是回风经过板式空气-空气热交换器（4) 之后的温度与喷淋水水温之差小于1°C，第三是新风经过板式空气-空气热交换器（4)之后的温度与喷淋水水温之差小于1°C，第四是回风经过板式空气-空气热交换器（4)之后的湿度变成95%〜100%;在冬季，通过板式空气-空气热交换器（4)的新风和回风的状态点根据板式空气-空气热交换器的热交换效率直接得出。
6.如权利要求3所述的空气处理方法，确定新风空调的室内送风状态点、夏季送风量、 一次和或二次回风混风量以及系统冷量，其特征在于，在夏季，新风状态点不是传统空调设计使用的空调设计室外空气状态点，而是新风空调内部经过板式空气-空气热交换器间接 (4)间接水蒸发冷却后的新风状态点，在冬季，新风状态点是经过板式空气-空气热交换器 (4)后的新风状态点。
7.如权利要求3所述的空气处理方法，确定新风空调的制冷剂压缩蒸发系统各部件的规格，其特征在于，在夏季，第二盘管换热器GO迎风面的状态点是所述经过板式空气-空气热交换器（4)处理后的新风与第一回风混风进行混合后的状态点，第二盘管换热器G5) 背风面的状态点是室内送风状态点，加上已经计算出的所述夏季送风量、系统冷量，即可确定第二盘管换热器0¾的工况和规格；第一盘管换热器^幻迎面的状态点是所述回风经过板式空气-空气热交换器间接水蒸发处理后的状态点，回风经过第一盘管换热器 (43)的过程是该盘管换热器表面有水直接蒸发的湿热过程，回风在第一盘管换热器G3) 前后的焓差等于系统冷量加上压缩机额外消耗的功所确定的冷凝器的散热量，回风风量等于新风风量，回风经过第一盘管换热器后的相对湿度大于等于85%，根据这些条件可以确定第一盘管换热器^幻的工况和规格；根据第一盘管换热器和第二盘管换热器 (45)的工况和规格，可以确定压缩机Gl)和膨胀阀或毛细管G4)的工况和规格。
8.如权利要求3所述的空气处理方法，确定新风风机（10)和回风风机06)的规格，其特征在于，新风风量加上回风混风风量等于新风风机风量，新风空调内部新风通道的风阻加上新风空调机外新风通道和送风通道的风阻等于新风风机（10)的总风阻，依此确定新风风机（10)的工况和规格；回风风量等于新风风量，回风风机风量等于回风风量，新风空调内部回风通道的风阻加上新风空调外部回风通道和排风通道的风阻等于回风风机（26) 的风阻，依此确定回风风机06)的工况和规格。
9.如权利要求3所述的空气处理方法，确定电加热器06)的规格，其特征在于，在冬季，制冷剂压缩蒸发系统处于热泵制热运行状态，其冷凝器、蒸发器、压缩机、膨胀阀的规格和匹配在夏季工况时已确定，冬季运行时，室外新风和室内回风通过板式空气-空气热交换器（4)进行第一步热交换处理，然后分别经过第二盘管换热器0¾和第一盘管换热器 (43)进一步升高新风温度和降低回风温度，当室外温度低于0°C时，制冷剂压缩蒸发系统只承担不造成第一盘管换热器0¾发生结霜的的热负荷，剩余的热负荷由电加热器G6) 承担。
10.如权利要求3所述的空气处理方法，固定室外新风量造成新风负荷变化使得系统冷量不确定，通过回风的显热和潜热回收、通过冷凝器表面的直接水蒸发，来平衡这种制冷量的动态变化，其特征在于，对新风负荷的大范围变化，不是通过加大设备容量、不是通过减少新风量来保证达到室内舒适状态点，而是，在夏季，通过板式空气-空气热交换器（4) 的间接水蒸发和冷凝器表面的直接接水蒸发正反馈响应室外空气状态点的温度变化，在冬季，通过板式空气-空气热交换器（4)排风的显热回收正反馈响应室外空气状态的温度变化，使得在冬季和夏季，新风空调在提供定量新风量的前提下制冷剂压缩蒸发系统用较小的系统能耗容量满足较大动态范围室外空气状态变化，在春秋季节，不使用制冷剂压缩蒸发系统，只需要通过板式空气-空气热交换器（4)的热回收进行室内外热量平衡，在不需要热回收的情况下通过板式空气-空气热交换器（4)的旁通通道的室内外空气置换进行热量平衡。
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