變熱媒水溫差對空調(diào)末端設(shè)備性能的影響

變熱媒水溫差對空調(diào)末端設(shè)備性能的影響

0供熱回水高差近年來，隨著經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，管道空調(diào)系統(tǒng)得到了越來越多的應(yīng)用，管道系統(tǒng)的節(jié)能也是一個越來越受關(guān)注的問題。常規(guī)中央空調(diào)熱媒水溫差通常為10℃，名義工況熱媒水供回水溫度為60℃/50℃，而在實際工程中，由于空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計時按最大熱負(fù)荷來計算，設(shè)備選擇時又需考慮設(shè)備安全系數(shù)等原因，供回水溫差常常達(dá)不到上述要求，這就造成系統(tǒng)運(yùn)行過程中普遍存在的“小溫差大流量”現(xiàn)象。在末端負(fù)荷恒定的情況下，提高熱媒水供回水溫差，可以節(jié)約系統(tǒng)循環(huán)水量，相應(yīng)減少水泵揚(yáng)程和電能的消耗。但是熱媒水供回水溫差的提高必然會影響到空調(diào)系統(tǒng)末端設(shè)備對空氣處理的效果。目前的文獻(xiàn)報道中，大部分學(xué)者都是針對夏季工況下，從理論上研究了冷水大溫差對表冷器和風(fēng)機(jī)盤管性能影響。本文從理論分析展開，然后利用瞬時系統(tǒng)模擬程序TRNSYS進(jìn)行動態(tài)仿真，分析中央空調(diào)系統(tǒng)在制熱工況下，采用不同熱媒水供回水溫差時末端空氣處理設(shè)備的特性。1風(fēng)機(jī)盤管對空氣加熱器的影響文獻(xiàn)在分析影響風(fēng)機(jī)盤管熱量因素基礎(chǔ)上，選用F2-400型風(fēng)機(jī)盤管無因次性能數(shù)據(jù)，利用最小二乘法，使殘差平方和為最小，給出了風(fēng)機(jī)盤管熱量綜合表達(dá)式：式中Q—風(fēng)機(jī)盤管換熱量，kW;G—通過風(fēng)機(jī)盤管的質(zhì)量流量,kg/h;為了研究熱媒水溫差對風(fēng)機(jī)盤管的影響，將Q=G·C·ΔT/3600代入式（1），整理，再將兩邊無因次化，得：式中—相對換熱量；ΔT—風(fēng)機(jī)盤管進(jìn)出口供回水溫差，℃；下標(biāo)0—標(biāo)準(zhǔn)工況，即風(fēng)機(jī)盤管進(jìn)風(fēng)干球溫度15℃，進(jìn)水溫度60℃，回水溫度50℃。根據(jù)式（2），計算出供水溫度為46～60℃，進(jìn)出口供回水溫差為9～14℃范圍內(nèi)的風(fēng)機(jī)盤管相對換熱量值，結(jié)果如圖1所示。盡管型號不同的風(fēng)機(jī)盤管熱量綜合表達(dá)式可能會不完全一樣，但各參數(shù)對其性能影響的規(guī)律性應(yīng)是相同的。另外，空氣處理機(jī)組中的空氣加熱器與風(fēng)機(jī)盤管中使用的熱交換器都屬于表面式熱交換器，因此相關(guān)參數(shù)對空氣加熱器性能的影響應(yīng)與風(fēng)機(jī)盤管類似。為了能夠更加清楚地說明熱媒水溫差對空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管換熱性能的影響，下面將利用瞬時系統(tǒng)模擬程序TRNSYS對實驗室空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行模擬計算。2實驗系統(tǒng)與實驗測試實驗系統(tǒng)取為大連理工大學(xué)建筑環(huán)境與設(shè)備工程研究所實驗室土壤源熱泵實驗臺地上水系統(tǒng)，如圖2所示，以組合式空調(diào)器與風(fēng)機(jī)盤管1為研究對象。使用瞬時系統(tǒng)模擬程序TRNSYS，將實驗室各具體設(shè)備以TYPE子程序的形式聯(lián)接成一個系統(tǒng)進(jìn)行整體求解，用來模擬實際系統(tǒng)在不同供回水溫差下的熱力特性。在所有部件模型參數(shù)中，一部分參數(shù)是根據(jù)實際測試獲得；一部分是根據(jù)廠家產(chǎn)品樣本說明中獲得。熱泵機(jī)組為清華同方制造的HSSWR-23(S）水源熱泵，末端處理裝置分別為大連冰山空調(diào)設(shè)備有限公司制造的CH-005E的組合式空氣處理機(jī)與HSR-62N臥式暗裝型風(fēng)機(jī)盤管，板式換熱器為舒瑞普公司生產(chǎn)的GX-7X43非對稱波紋板片系列，循環(huán)水泵1、2分別為上海凱泉泵業(yè)有限公司生產(chǎn)的KQL40/125-1.1/3（變頻）、KQL32/125-0.75/3（定頻）單級立式離心泵。實驗系統(tǒng)安裝了德國Siemens公司生產(chǎn)的樓宇自控軟件BuildingAutomationInsightRevision3.5.1，可以將測量的溫度、流量、壓力、電功率等參數(shù)定期存入相應(yīng)的數(shù)據(jù)庫中，存儲時間間隔可人為設(shè)定和更改，并可以顯示數(shù)據(jù)的歷時曲線，各儀表精度如表1所示。為了驗證模擬結(jié)果的正確性，本文對實驗室土壤源熱泵地上水系統(tǒng)進(jìn)行了模擬計算與實驗測試。在模擬計算中，二次側(cè)供水溫度、二次側(cè)水流量、組合式空調(diào)器進(jìn)風(fēng)溫度、風(fēng)機(jī)盤管進(jìn)風(fēng)溫度都是根據(jù)根據(jù)實際測試結(jié)果的平均值設(shè)定的。由于實驗系統(tǒng)中熱泵機(jī)組采用的是單缸活塞式壓縮機(jī)，一次側(cè)供水溫度不易調(diào)節(jié)，且一次側(cè)出水溫度達(dá)到53℃時，熱泵機(jī)組就會自動停機(jī)，所以實驗過程中，在保證熱泵機(jī)組一直處于運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)的情況下，只進(jìn)行了較少工況下的測試。通過調(diào)節(jié)變頻泵1的頻率使熱媒水流量減少，從而使二次側(cè)（即板式換熱器用戶側(cè)）供水溫度與熱媒水溫差同時升高，當(dāng)二次側(cè)供水溫度、二次側(cè)供回水溫差基本保持不變時，即認(rèn)為系統(tǒng)處于穩(wěn)定運(yùn)行時，記錄實驗數(shù)據(jù)。最后將模擬計算結(jié)果與實際測試結(jié)果平均值進(jìn)行了對比（見表2），最大誤差約為8%，兩者顯示了良好的一致性，說明可用所建TRNSYS模型進(jìn)行更多工況的模擬計算。3供回水高差對熱媒水溫度的影響利用瞬時系統(tǒng)模擬程序TRNSYS，同時設(shè)定新風(fēng)溫度為9℃，室內(nèi)回風(fēng)溫度為15℃，模擬過渡季節(jié)部分負(fù)荷工況，不同熱媒水溫差、不同供水溫度下，空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管換熱性能。圖3為空氣加熱器、風(fēng)機(jī)盤管相對換熱量（運(yùn)行工況下?lián)Q熱量與標(biāo)準(zhǔn)工況下?lián)Q熱量的比值）在其不同供水溫度時隨其進(jìn)出口供回水溫差的變化曲線。要說明的是空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管進(jìn)出口溫差與二次側(cè)供回水溫差是不同的，以空氣加熱器為例，當(dāng)供水溫度為46℃時，系統(tǒng)二次側(cè)供回水溫差為8.8℃，而空氣加熱器進(jìn)出口溫差是5.94℃。對比圖1，可以看出，對于某一供水溫度，末端空氣處理設(shè)備（即空氣加熱器、風(fēng)機(jī)盤管）相對換熱量均隨其進(jìn)出口供回水溫差增大而減??；對于某一進(jìn)出口供回水溫差，末端空氣處理設(shè)備相對換熱量均隨其供水溫度增大而增大。模擬結(jié)果與理論分析結(jié)果的變化規(guī)律基本上相一致。因此可以用模擬結(jié)果來說明本實驗系統(tǒng)二次側(cè)熱媒水溫差對空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管換熱性能的影響趨勢。圖4為空氣加熱器、風(fēng)機(jī)盤管相對換熱量在二次側(cè)不同供水溫度時隨二次側(cè)供回水溫差變化曲線，可看出，二次側(cè)供回水溫差對它們換熱性能的影響呈現(xiàn)如下趨勢：(1）對于二次側(cè)某一熱媒水供水溫度，隨著二次側(cè)供回水溫差的逐漸增大，即熱媒水流量的減小，空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管相對換熱量逐漸減小。隨著熱媒水供水溫度的提高，增大二次側(cè)供回水溫差時（即減小管內(nèi)水流量時），對空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管的換熱性能造成不利影響也越大。以圖4a）的空氣加熱器結(jié)果為例，對于二次側(cè)供水溫度為46℃，二次側(cè)供回水溫差由9℃增大到12℃時，空氣加熱器相對換熱量約減少了11.9%，而對于二次側(cè)供水溫度為52℃，二次側(cè)供回水溫差由9℃增大到12℃時，空氣加熱器相對換熱量約減少了13.9%，即二次側(cè)供水溫度越高，增大二次側(cè)供回水溫差相對換熱量下降越多。(2）在同樣的二次側(cè)供回水溫差下，提高熱媒水溫度可提高相對換熱量。以風(fēng)機(jī)盤管為例，如圖4b）所示，當(dāng)二次側(cè)供回水溫差為11℃，供水溫度為46℃、48℃時的相對換熱量分別約為0.413716、0.44041，即二次側(cè)供水溫度為48℃時，風(fēng)機(jī)盤管的相對換熱量高于二次側(cè)供水溫度為46℃、二次側(cè)相同供回水溫差時的相對換熱量。但是熱媒水溫度的提高將會導(dǎo)致冷水機(jī)組COP下降，所以應(yīng)作綜合分析。(3）在一定范圍內(nèi)進(jìn)行調(diào)節(jié)，二次側(cè)供水溫度升高到足夠大的值，也會使空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管相對換熱量增加，從而導(dǎo)致送風(fēng)溫度增加，形成大溫差送風(fēng)，使空調(diào)系統(tǒng)的一次投資和運(yùn)行費用都可以減少。同樣以風(fēng)機(jī)盤管為例，如圖4b）所示，二次側(cè)供回水溫差為9℃，二次側(cè)供水溫度為46℃時，其相對換熱量約為0.505652，增大二次側(cè)供回水溫差到11℃，同時提高二次側(cè)供水溫度到58℃，其相對換熱量約為0.573816，即不同的二次側(cè)供回水溫差的情況下，供水溫度達(dá)到58℃時的相對換熱量要大于46℃時的相對換熱量。二次側(cè)熱媒水供水溫度的提高，可在一定程度上彌補(bǔ)由于二次側(cè)供回水溫差的增大（即熱媒水流量的減少）對空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管換熱性能帶來的不利影響。4熱媒水供水溫度(1）從理論分析展開，然后使用瞬時系統(tǒng)模擬程序TRNSYS建立實驗室空調(diào)系統(tǒng)動態(tài)仿真器，通過對實驗室空調(diào)系統(tǒng)的實際測試，驗證了已建動態(tài)仿真器所采用模型的可靠性，由此可利用所建動態(tài)仿真器進(jìn)行更多工況的模擬計算。(2）研究結(jié)果表明，采用減少熱媒水流量而加大供回水溫差運(yùn)行的方式，空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管的換熱性能都有所下降；適當(dāng)提高熱媒水供水溫度，可以部分抵消熱媒水溫差增大對空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管換熱性能帶來的不利影響，如果在一定范圍內(nèi)供水溫度提高到足夠大的值，不僅可以全部抵消熱媒水溫差增大對空氣加熱器及風(fēng)機(jī)盤管換熱性能帶來的不利影響，還會產(chǎn)生剩余的換熱量，從而導(dǎo)致送風(fēng)溫度增加，形成大溫差送風(fēng)。(3）選擇合適的供回水溫差與供水溫度，不僅可以降低水系