爲滿足工業生産和科學研究的需要，許多行業需要建造可以控制空氣溫濕度的人工環境室。各種人工環境室對溫濕度的控制要求並不一樣。譬如測定空調性能的焓差室的外側室(用于模擬室外環境的溫濕度)，要求較大的溫濕度控制範圍，溫度從-30℃~+55℃，相對濕度從16%~87%.
看图1，现有的人工环境室的制冷系统，在人工环境室1内具有一热交换风道10，本制冷系统包括空调风机11、电加湿装置12、电加热装置13、蒸发器14、膨胀阀15和压缩冷凝机组16。其中蒸发器14 (大多是直冷式制冷盘管)既用来降温又用来除湿，电加热装置13和电加湿装置12分别用于弥补冷量负荷和除湿负荷，最终使人工环境室1内的温湿度达到工况要求，满足试验所需。
上述人工环境室的制冷系统中，蒸发器14无法兼顾各种温湿度工况条件，并会造成能源的浪费。例如，为了满足低湿度的试验工况，蒸发器14通常设计为具有较大的除湿量。那么在高湿度的试验工况时，开启蒸发器14后由于除湿效果明显，就需要加大电加湿装置12的输出，这就导致了能源浪费。有时，甚至电加湿装置12全力输出仍不能平衡蒸发器14的除湿，并且人工环境室的试验件(如空调机)的运行有时会进一步加大这种矛盾， 致使无法满足高湿度工况条件。因此最后的设计结果只能求取经济性和实用性的平衡，导致对于低湿度和高湿度等极端工况是很难满足的。
本文介绍一种用于人工環境室的雙蒸發器制冷系統，既可满足各类试验工况条件，又能节约能源，很好的解决了上述技术问题。
该制冷系统，包括压缩冷凝机组、空气处理机组（空气处理机组在人工环境室内），以及安装在空气处理机组内、并与同一台压缩冷凝机组相连的第一蒸发器和第二蒸发器；第一蒸发器在空气处理机的回风方向的最前面，占据整个迎风面，翅片片距为8~16mm ; 第二蒸发器在空气处理机的回风方向上位于第一蒸发器之后，占据迎风面的部分截面，翅片片距为3~6mm ; 两个蒸发器均为直冷式盘管。
該制冷系統采用一台壓縮冷凝機組配合雙蒸發器的結構，雙蒸發器的位置、占迎風面的截面積、片距都不同，從而使第一蒸發器側重于降溫，第二蒸發器側重于除濕。對于不同溫濕度工況要求，雙蒸發器可以開啓任一台或同時開啓。本系統不僅提高了人工環境室對各種溫濕度工況的控制範圍和控制精度，還可以節約能源。
图2标记：1-人工环境室；10 -空气处理机组；11-空调风机； 12-电加湿装置；13-电加热装置；14-蒸发器；15 -膨胀阀；16 -压缩冷凝机组；241-第一蒸发器；242-第二蒸发器；251-第一膨胀阀； 252-第二膨胀阀；271-第一切换阀；272-第二切换阀。
本文所述系统的空调风机11、电加湿装置12、电加热装置13均与现有的人工环境室的制冷系统相同。现有的人工环境室的制冷系统中， 由于只有一个蒸发器14，因此只有一个膨胀阀15在蒸发器14的入口管道上。本文系统由于有两个蒸发器241、 242，所以有两个膨胀阀271、 272分别在两个蒸发器241、 242的入口管道上。
第一切换阀271，在第一蒸发器241的入口管道上，控制第一蒸发器 241的启闭；
第二切换阀272，在第二蒸发器242的入口管道上，控制第二蒸发器 242的启闭。
也可以采用一个三通切换阀(未图示)，该三通切换阀安装在压缩冷凝机组16的出口管道、第一蒸发器241 的入口管道、第二蒸发器242的入口管道的三条管道连接处，控制第一蒸 发器241和（或）第二蒸发器242的启闭。这样，该三通切换阀就等效于图2 中的两个切换阀271、 272，并可取代之。
本制冷系统控制人工环境室的温湿度工况，两个蒸发器釆用不同设计使得它们分别侧重降温和除湿，根据试验工况的不同通过液路阀门的开关来进行两个蒸发器的切换。高湿度工况时关掉第二蒸发器，只采用第一蒸发器，此时除湿效果差，换热量中的显热比例得到提高，潜热比例则相对降低，这样就减少了电加湿装置的输出。低湿度工况时则关掉第一蒸发器，只采用第二 蒸发器，此时除湿效果好，换热量中的显热比例相对降低，潜热比例相对提高，这样就减少了电加热装置的输出。而对于环境温度与蒸发器蒸发压力接近的工况，则同时打开两个蒸发器，增大换热面积，来满足试验需要的换热量。这样通过两个蒸发器的切换大大增加了人工环境室试验工况的 控制范围，同时也起到了节能的效果。
下面舉一實例分析說明。
以测定空调性能的焓差室的外侧室为例，做国标规定的最大运行制冷工况，干球温度为43℃、湿球温度为26℃的工况。假定压缩冷凝机组的制冷能力为14kW，空气处理机的风量为3600kg/h。由于人工环境室内存在热负荷， 再假定回风状态为47°C/27. 5°C (此工况的露点温度为20. 4°C)(为简化计算假定空气比热Cp=1kj/(kg °C))。
对图1所示的制冷系统，经过蒸发器14后的空气温度为47-14/(1×3600/3600) =33℃，远大于20. 4°C，可见在14kW的制冷量下，图1中的蒸发器14无法满足除湿要求，该系统达不到该环境工况。
对图2所示的制冷系统，由于第二蒸发器242只占据空气处理机10的部分迎风面，那么经过第二蒸发器242的风量也只有一部分(假定一半的风量经过第二蒸发器242)。那么经过第二蒸发器242后的部分空气温度为47-14/ (1×1800/3600) =19℃，可见经过第二蒸发器242的部分空气出风温度低于露点温度，第二蒸发器242可以满足除湿要求，该系统可以达到该环境工况。当然，经过第二蒸发器242的空气和未经过第二蒸发器242的空气混合后温度也约为33°C。
由以上估算可知，图1所示的制冷系统无法满足该工况要求，而图2所示的制冷系统可以满足该工况要求。由于人工环境室的循环风量有要求， 不可以随意减小，对于图1所示的制冷系统来说，为了达到该工况要求， 只能增大压缩冷凝机组16的能力。而这样经过蒸发器14的出风温度必然降低很多，为达到工况的温度要求，又需要增大电加热量来弥补。可见， 图2所示的制冷系统不仅增大了人工环境室的温湿度控制范围，还比图1所示的制冷系统要节能。
对于高温高湿度的工况，图2所示的制冷系统可以仅启用第一蒸发器 241，由于第一蒸发器241的翅片间距较大，减小了换热器在凝露时的翅片效率和湿换热系数，仅启用第一蒸发器241时的图2所示的制冷系统比图1所示的制冷系统减小了不必要的除湿量，也就减少了电加湿装置12的输出， 最终达到了节能的目的。
綜上，該雙蒸發器制冷系統不僅結構簡單、改造方便，而且增大了人工環境室的溫濕度控制範圍，並能有效節能。
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