變熱媒水溫差對空調末端設備性能的影響

0供熱回水高差近年來，隨著經濟的快速發展，管道空調系統得到了越來越多的應用，管道系統的節能也是一個越來越受關注的問題。常規中央空調熱媒水溫差通常為10℃，名義工況熱媒水供回水溫度為60℃/50℃，而在實際工程中，由于空調系統設計時按最大熱負荷來計算，設備選擇時又需考慮設備安全系數等原因，供回水溫差常常達不到上述要求，這就造成系統運行過程中普遍存在的“小溫差大流量”現象。在末端負荷恒定的情況下，提高熱媒水供回水溫差，可以節約系統循環水量，相應減少水泵揚程和電能的消耗。但是熱媒水供回水溫差的提高必然會影響到空調系統末端設備對空氣處理的效果。目前的文獻報道中，大部分學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機盤管性能影響。本文從理論分析展開，然后利用瞬時系統模擬程序TRNSYS進行動態仿真，分析中央空調系統在制熱工況下，采用不同熱媒水供回水溫差時末端空氣處理設備的特性。1風機盤管對空氣加熱器的影響文獻在分析影響風機盤管熱量因素基礎上，選用F2-400型風機盤管無因次性能數據，利用最小二乘法，使殘差平方和為最小，給出了風機盤管熱量綜合表達式：式中Q—風機盤管換熱量，kW;G—通過風機盤管的質量流量,kg/h;為了研究熱媒水溫差對風機盤管的影響，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—風機盤管進出口供回水溫差，℃；下標0—標準工況，即風機盤管進風干球溫度15℃，進水溫度60℃，回水溫度50℃。根據式（2），計算出供水溫度為46～60℃，進出口供回水溫差為9～14℃范圍內的風機盤管相對換熱量值，結果如圖1所示。盡管型號不同的風機盤管熱量綜合表達式可能會不完全一樣，但各參數對其性能影響的規律性應是相同的。另外，空氣處理機組中的空氣加熱器與風機盤管中使用的熱交換器都屬于表面式熱交換器，因此相關參數對空氣加熱器性能的影響應與風機盤管類似。為了能夠更加清楚地說明熱媒水溫差對空氣加熱器及風機盤管換熱性能的影響，下面將利用瞬時系統模擬程序TRNSYS對實驗室空調系統進行模擬計算。2實驗系統與實驗測試實驗系統取為大連理工大學建筑環境與設備工程研究所實驗室土壤源熱泵實驗臺地上水系統，如圖2所示，以組合式空調器與風機盤管1為研究對象。使用瞬時系統模擬程序TRNSYS，將實驗室各具體設備以TYPE子程序的形式聯接成一個系統進行整體求解，用來模擬實際系統在不同供回水溫差下的熱力特性。在所有部件模型參數中，一部分參數是根據實際測試獲得；一部分是根據廠家產品樣本說明中獲得。熱泵機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設備有限公司制造的CH-005E的組合式空氣處理機與HSR-62N臥式暗裝型風機盤管，板式換熱器為舒瑞普公司生產的GX-7X43非對稱波紋板片系列，循環水泵1、2分別為上海凱泉泵業有限公司生產的KQL40/125-1.1/3（變頻）、KQL32/125-0.75/3（定頻）單級立式離心泵。實驗系統安裝了德國Siemens公司生產的樓宇自控軟件BuildingAutomationInsightRevision3.5.1，可以將測量的溫度、流量、壓力、電功率等參數定期存入相應的數據庫中，存儲時間間隔可人為設定和更改，并可以顯示數據的歷時曲線，各儀表精度如表1所示。為了驗證模擬結果的正確性，本文對實驗室土壤源熱泵地上水系統進行了模擬計算與實驗測試。在模擬計算中，二次側供水溫度、二次側水流量、組合式空調器進風溫度、風機盤管進風溫度都是根據根據實際測試結果的平均值設定的。由于實驗系統中熱泵機組采用的是單缸活塞式壓縮機，一次側供水溫度不易調節，且一次側出水溫度達到53℃時，熱泵機組就會自動停機，所以實驗過程中，在保證熱泵機組一直處于運轉狀態的情況下，只進行了較少工況下的測試。通過調節變頻泵1的頻率使熱媒水流量減少，從而使二次側（即板式換熱器用戶側）供水溫度與熱媒水溫差同時升高，當二次側供水溫度、二次側供回水溫差基本保持不變時，即認為系統處于穩定運行時，記錄實驗數據。最后將模擬計算結果與實際測試結果平均值進行了對比（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模擬程序TRNSYS，同時設定新風溫度為9℃，室內回風溫度為15℃，模擬過渡季節部分負荷工況，不同熱媒水溫差、不同供水溫度下，空氣加熱器及風機盤管換熱性能。圖3為空氣加熱器、風機盤管相對換熱量（運行工況下換熱量與標準工況下換熱量的比值）在其不同供水溫度時隨其進出口供回水溫差的變化曲線。要說明的是空氣加熱器及風機盤管進出口溫差與二次側供回水溫差是不同的，以空氣加熱器為例，當供水溫度為46℃時，系統二次側供回水溫差為8.8℃，而空氣加熱器進出口溫差是5.94℃。對比圖1，可以看出，對于某一供水溫度，末端空氣處理設備（即空氣加熱器、風機盤管）相對換熱量均隨其進出口供回水溫差增大而減小；對于某一進出口供回水溫差，末端空氣處理設備相對換熱量均隨其供水溫度增大而增大。模擬結果與理論分析結果的變化規律基本上相一致。因此可以用模擬結果來說明本實驗系統二次側熱媒水溫差對空氣加熱器及風機盤管換熱性能的影響趨勢。圖4為空氣加熱器、風機盤管相對換熱量在二次側不同供水溫度時隨二次側供回水溫差變化曲線，可看出，二次側供回水溫差對它們換熱性能的影響呈現如下趨勢：(1）對于二次側某一熱媒水供水溫度，隨著二次側供回水溫差的逐漸增大，即熱媒水流量的減小，空氣加熱器及風機盤管相對換熱量逐漸減小。隨著熱媒水供水溫度的提高，增大二次側供回水溫差時（即減小管內水流量時），對空氣加熱器及風機盤管的換熱性能造成不利影響也越大。以圖4a）的空氣加熱器結果為例，對于二次側供水溫度為46℃，二次側供回水溫差由9℃增大到12℃時，空氣加熱器相對換熱量約減少了11.9%，而對于二次側供水溫度為52℃，二次側供回水溫差由9℃增大到12℃時，空氣加熱器相對換熱量約減少了13.9%，即二次側供水溫度越高，增大二次側供回水溫差相對換熱量下降越多。(2）在同樣的二次側供回水溫差下，提高熱媒水溫度可提高相對換熱量。以風機盤管為例，如圖4b）所示，當二次側供回水溫差為11℃，供水溫度為46℃、48℃時的相對換熱量分別約為0.413716、0.44041，即二次側供水溫度為48℃時，風機盤管的相對換熱量高于二次側供水溫度為46℃、二次側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致冷水機組COP下降，所以應作綜合分析。(3）在一定范圍內進行調節，二次側供水溫度升高到足夠大的值，也會使空氣加熱器及風機盤管相對換熱量增加，從而導致送風溫度增加，形成大溫差送風，使空調系統的一次投資和運行費用都可以減少。同樣以風機盤管為例，如圖4b）所示，二次側供回水溫差為9℃，二次側供水溫度為46℃時，其相對換熱量約為0.505652，增大二次側供回水溫差到11℃，同時提高二次側供水溫度到58℃，其相對換熱量約為0.573816，即不同的二次側供回水溫差的情況下，供水溫度達到58℃時的相對換熱量要大于46℃時的相對換熱量。二次側熱媒水供水溫度的提高，可在一定程度上彌補由于二次側供回水溫差的增大（即熱媒水流量的減少）對空氣加熱器及風機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，然后使用瞬時系統模擬程序TRNSYS建立實驗室空調系統動態仿真器，通過對實驗室空調系統的實際測試，驗證了已建動態仿真器所采用模型的可靠性，由此可利用所建動態仿真器進行更多工況的模擬計算。(2）研究結果表明，采用減少熱媒水流量而加大供回水溫差運行的方式，空氣加熱器及風機盤管的換熱性能都有所下降；適當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機盤管換熱性能帶來的不利影響，如果在一定范圍內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機盤管換熱性能帶來的不利影響，還會產生剩余的換熱量，從而導致送風溫度增加，形成大溫差送風。(3）選擇合適的供回水溫差與供水溫度，不僅可以降低水系