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    分析在空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行優(yōu)化中的可行性研究

    2018-01-29 05:50:27黃婷婷梁彩華張小松
    制冷學(xué)報(bào) 2018年1期
    關(guān)鍵詞:增加率制冷量冷凝器

    黃婷婷 梁彩華 張小松

    (東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院 南京 210096)

    隨著經(jīng)濟(jì)發(fā)展和人們生活水平的提高,空調(diào)能耗在建筑能耗中所占比重日益增加。據(jù)統(tǒng)計(jì),空調(diào)運(yùn)行能耗約占建筑總能耗的50% ~60%[1],因此空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能成為降低建筑總能耗的重要途徑之一。常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)選型是以建筑最大負(fù)荷為依據(jù),而實(shí)際上空調(diào)系統(tǒng)90%以上的運(yùn)行時(shí)間都處于70%設(shè)計(jì)負(fù)荷以下波動(dòng)運(yùn)行[2],由此造成空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行效率降低,能源浪費(fèi)嚴(yán)重。因此,對(duì)空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行準(zhǔn)確的能效評(píng)價(jià),并采取有效的優(yōu)化措施是保證空調(diào)系統(tǒng)在部分負(fù)荷下高效運(yùn)行的重要條件。

    目前,空調(diào)系統(tǒng)優(yōu)化研究方法主要包括能效分析法和“ ”分析法。能效分析法采用一些常規(guī)的能效評(píng)價(jià)指標(biāo)包括日本空調(diào)系統(tǒng)能耗系數(shù)CEC(coefficient of energy consumption)、美國 IPLV(integrated part load value)評(píng)價(jià)指標(biāo)、制冷機(jī)組制冷系數(shù)COP(或EER)、制冷機(jī)組季節(jié)能效比SEER、采暖季節(jié)性能系數(shù)HSPF等對(duì)空調(diào)系統(tǒng)整體性能進(jìn)行評(píng)價(jià)。但能效分析法主要從能源的數(shù)量上對(duì)空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行評(píng)價(jià),尚缺乏從能源的數(shù)量和品位兩方面對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行研究。為此,有學(xué)者提出用“ ”分析方法對(duì)空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行能效評(píng)價(jià)[3-5]。“ ”分析通過研究能量中 的傳遞、轉(zhuǎn)化、利用和損失的情況,進(jìn)而確定系統(tǒng)的 利用效率,其核心內(nèi)容在于熱功轉(zhuǎn)換[6]。然而對(duì)于空調(diào)系統(tǒng)而言,營造空調(diào)房間的建筑熱濕環(huán)境最核心的工作是將室內(nèi)多余熱量和濕量排除到室外,并不以熱功轉(zhuǎn)換為目的。 分析的基礎(chǔ)是研究對(duì)象與環(huán)境溫度(參考溫度)之間的差異形成的做功能力,與建筑熱濕環(huán)境營造過程的核心工作不一致[6]。

    Guo Zengyuan等[7]基于熱電比擬,提出了一個(gè)新的傳熱物理量—— , 具有物體熱量的“能量”性質(zhì),代表物體傳遞熱量的總能力,對(duì)于內(nèi)能為U,溫度為T的物體,其 定義為G=1/2UT。由于熱量傳遞過程的不可逆性,傳熱過程必然伴隨著 的耗散,Guo Zengyuan等[7]發(fā)展了表征當(dāng)量熱阻的 耗散極值原理,將 理論應(yīng)用于優(yōu)化導(dǎo)熱、對(duì)流、輻射等多種傳熱過程[8-10]。為更直觀地表示 在傳熱過程中的變化規(guī)律,Chen Qun等[11]建立了傳熱過程的T-q圖,并用于換熱系統(tǒng)的優(yōu)化分析。對(duì)于熱功轉(zhuǎn)換過程,Cheng Xuetao等[12-14]進(jìn)一步發(fā)展了 理論并基于功

    和 耗散的概念提出 損失的概念,將 損失定義為流入與流出系統(tǒng)的 流之差,也表明 損失等于功

    和 耗散之和,使得既有傳熱又有熱功轉(zhuǎn)換的熱力學(xué)過程優(yōu)化成為可能。

    分析在傳熱和熱功轉(zhuǎn)換優(yōu)化過程中有良好的適用性[15-17],考慮到空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行同樣包括蒸發(fā)、冷凝等換熱過程和壓縮制冷等功-熱轉(zhuǎn)換過程,因此本文將 理論應(yīng)用于空調(diào)系統(tǒng)優(yōu)化運(yùn)行中,提出空調(diào)系統(tǒng) 增加極值原理,構(gòu)建空調(diào)系統(tǒng)的 增加率模型,通過實(shí)驗(yàn)研究,探索 理論在評(píng)價(jià)空調(diào)系統(tǒng)能效方面的可行性,為實(shí)現(xiàn)空調(diào)系統(tǒng)的整體節(jié)能優(yōu)化運(yùn)行提供了新思路。

    圖1 空調(diào)系統(tǒng)能量轉(zhuǎn)換Fig.1 Energy conversion in air conditioning systems

    1 空調(diào)系統(tǒng) 增加極值原理

    根據(jù)空調(diào)系統(tǒng)能量守恒:

    其中:

    式中:Qh,Ql分別為高,低溫?zé)嵩磁c工質(zhì)之間的換熱量,kW;W,Wc,Wdp,Wqp分別為系統(tǒng)輸入功率,壓縮機(jī)功率,冷凍水泵功率和冷卻功率,kW。

    在空調(diào)系統(tǒng)中 的變化主要包括:1)不可逆?zhèn)鳠嵋鸬?耗散;2)主要功耗設(shè)備(包括壓縮機(jī)、冷凍水泵和冷卻水泵)做功引起系統(tǒng) 增加而產(chǎn)生的功 。

    高低溫?zé)嵩磁c工質(zhì)傳熱所引起的 損失率表示為[7]:

    式中:Gl,Gh分別為低,高溫?zé)嵩磁c工質(zhì)傳熱引起的 損失率,kW·k;Tl,Th分別為低,高溫?zé)嵩礈囟?,K;ql,qh分別為工質(zhì)與低,高溫?zé)嵩吹臒嵬?,kW/m2;Al,Ah分別為工質(zhì)與低,高溫?zé)嵩吹膿Q熱面積,m2。

    根據(jù)熱力學(xué)第一定律,推導(dǎo)得到熱力循環(huán)過程平衡方程為[12]:

    式中:Gm為工質(zhì)的 ,kW·K。由于工質(zhì)的 是一個(gè)狀態(tài)參數(shù),經(jīng)歷一個(gè)循環(huán)后將回到初始狀態(tài),因此:

    式中:GQ,GW分別為工質(zhì)在熱力學(xué)循環(huán)中傳熱引起的 損失率和做功引起的 損失率,kW·K。

    由于:

    所以:

    空調(diào)系統(tǒng)的 損失率為工質(zhì)與高低溫?zé)嵩磦鳠嵋鸬牡?損失率和工質(zhì)在熱力學(xué)循環(huán)中做功引起的 損失率之和,結(jié)合式(3)、式(4)、式(8)可得:

    由于Ql、Th和W都為正值,且Th大于Tl,所以系統(tǒng) 損失率始終為負(fù)值,即系統(tǒng) 不但沒有減少,而且是增加的。

    將空調(diào)系統(tǒng) 增加率表示為:

    由式(10)可知,給定高低溫?zé)嵩礈囟葧r(shí),當(dāng)系統(tǒng)制冷量一定,系統(tǒng) 增加率最小時(shí),系統(tǒng)輸入功率最小,系統(tǒng)效率最高;當(dāng)系統(tǒng)輸入功率一定,系統(tǒng) 增加率最大時(shí),系統(tǒng)制冷量最大,系統(tǒng)效率最高,這就是空調(diào)系統(tǒng) 增加極值原理。

    2 空調(diào)系統(tǒng) 增加模型

    空調(diào)系統(tǒng)由冷水機(jī)組、冷卻塔、末端和管道組成。本文將分別構(gòu)建壓縮機(jī)、冷凝器、蒸發(fā)器、冷卻塔、表冷器、冷凍水泵、冷卻水泵、風(fēng)機(jī)及管道的 損失率計(jì)算模型,最后形成整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)的 變化模型。

    2.1 壓縮機(jī) 損失率模型

    首先對(duì)模型的建立作如下假設(shè):壓縮機(jī)的壓縮過程絕熱。由于壓縮機(jī)可視為一個(gè)開口熱力學(xué)系,采用開口熱力學(xué)的 平衡方程對(duì)其進(jìn)行分析,壓縮機(jī)的輸入功用來增加制冷劑的 ,則壓縮機(jī)過程 損失率為:

    式中:mr為制冷劑質(zhì)量流量,kg/s;H1,H2分別為壓縮機(jī)吸氣焓和排氣焓,kJ/kg;Tci,Tco分別為壓縮機(jī)的吸排氣溫度,K。

    2.2 冷凝器 損失率模型

    圖2所示為冷凝器內(nèi)整個(gè)傳熱過程的T-q圖。將傳熱過程分為3段:過熱段、冷凝段、過冷段。在制冷劑與冷卻水的傳熱過程中因傳熱的不可逆性不可避免地將發(fā)生 損失,上下兩條線分別表示制冷劑與冷卻水溫度的變化規(guī)律,整個(gè)傳熱過程總的傳熱量為Qh,而兩條線之間區(qū)域的面積即為在傳熱過程中發(fā)生的 損失。

    圖2 冷凝器傳熱過程T-q圖Fig.2 T-q diagram for heat transfer in the condenser

    冷凝器內(nèi)由傳熱引起的 損失率表示為:

    式中:Qc1,Qc2,Qc3分別為過熱段、冷凝段和過冷段的換熱量,kW;Tri,i,Trc,Trc,o分別為冷凝器進(jìn)口制冷劑溫度,冷凝溫度和冷凝器出口制冷劑溫度,K;Tcw,i,Tcw,1,Tcw,2,Tcw,o分別為冷凝器進(jìn)口冷卻水溫,過熱段出口冷卻水溫,冷凝段出口冷卻水溫和冷凝器出口冷卻水溫,K。

    2.3 蒸發(fā)器 損失率模型

    圖3所示為蒸發(fā)器內(nèi)整個(gè)傳熱過程的T-q圖。將傳熱過程分成兩段:過熱段和蒸發(fā)段。與冷凝器一樣,蒸發(fā)器內(nèi)存在由傳熱引起的 損失。

    圖3 蒸發(fā)器傳熱過程T-q圖Fig.3 T-q diagram for heat transfer in the evaporator

    蒸發(fā)器內(nèi)由傳熱引起的 損失率表示為:

    式中:Qe1,Qe2分別為蒸發(fā)段和過熱段的換熱量,kW;Tw,i,Tw,o,Tw,1分別為蒸發(fā)器進(jìn)口冷凍水溫,出口冷凍水溫和過熱段出口冷凍水溫,K;Tre,Tre,o分別為蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)器出口制冷劑溫度,K。

    2.4 冷卻塔 損失率模型

    從冷凝器流出的高溫冷卻水進(jìn)入冷卻塔內(nèi)與空氣發(fā)生熱濕交換,這時(shí)空氣被加熱加濕,因此空氣與冷卻水之間不僅存在顯熱交換還存在潛熱交換。

    冷卻塔內(nèi)空氣與冷卻水顯熱交換引起的 損失率表示為:

    式中:Qa1為空氣與冷卻水的顯熱換熱量,kW;Ta,i,Ta,o分別為空氣進(jìn)塔溫度和出塔溫度,K;Twt,i,Twt,o分別為冷卻水進(jìn)塔溫度和出塔溫度,K。

    由于空氣和冷卻水之間潛熱交換引起的濕 損失率為:

    式中:ma為空氣質(zhì)量流量,kg/s;da,i,da,o分別為空氣進(jìn)塔絕對(duì)含濕量和出塔絕對(duì)含濕量,g/kg。

    將濕 損失率轉(zhuǎn)換為顯熱 損失率[18]:

    式中:r0為水蒸汽的汽化潛熱,kJ/kg;ta,l為進(jìn)塔空氣對(duì)應(yīng)的露點(diǎn)溫度,K。

    根據(jù)式(14)和式(16)得到空調(diào)系統(tǒng) 損失率為:

    2.5 表冷器 損失率模型

    表冷器內(nèi)被冷卻空氣與冷凍水換熱引起 損失,表示為:

    式中:Qn為空氣與冷凍水的換熱量,kW;Tn,i,Tn,o分別為空氣進(jìn)出表冷器溫度,K;Twb,i,Twb,o分別為冷凍水進(jìn)出表冷器溫度,K。

    2.6 水泵 損失率模型

    冷凍水泵和冷卻水泵均為流體的輸送設(shè)備,其輸入功用于克服流體的黏性阻力耗散,做功導(dǎo)致流體的

    增加。其 損失率分別為:

    2.7 管道 損失模型

    除了傳熱不可逆性引起的 耗散,流體流動(dòng)過程中流動(dòng)阻力的存在使得壓力發(fā)生改變同樣會(huì)造成工質(zhì)

    耗散。若流體流動(dòng)是穩(wěn)態(tài)絕熱的,焓的變化對(duì)熵產(chǎn)的影響可忽略不計(jì),由熱力學(xué)熵和 的聯(lián)系可得[16]:

    因流體阻力引起的 耗散為[16]:

    管道主要包括冷凍水管道和冷卻水管道。

    冷凍水管道和冷卻水管道內(nèi)的水為不可壓縮流體,由流動(dòng)阻力引起的 損失率分別表示為[16]:

    式中:mcw,mw分別為冷卻水和冷凍流量,kg/s;Δpcw,Δpw分別為冷卻水管路和冷凍水管路壓差,kPa;ρcw,ρw分別為冷卻水和冷凍水密度,kg/m3。

    綜上所述,得到空調(diào)系統(tǒng) 損失率為:

    式中:G1、G6、G7均為負(fù)值,且絕對(duì)值大于G2、G3、G4、G5、G8、G9之和,因此,空調(diào)系統(tǒng)的 增加率表示為:

    式(26)即空調(diào)系統(tǒng) 增加率方程,下文將用此方程對(duì)實(shí)驗(yàn)機(jī)組運(yùn)行過程中的空調(diào)系統(tǒng) 增加率進(jìn)行計(jì)算。

    3 理論評(píng)價(jià)空調(diào)系統(tǒng)能效的可行性

    為研究在空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行中,系統(tǒng) 增加在評(píng)價(jià)空調(diào)系統(tǒng)能效方面的可行性,本文采用定系統(tǒng)制冷量和定系統(tǒng)輸入功率為前提條件,通過調(diào)節(jié)各運(yùn)行參數(shù)對(duì)空調(diào)系統(tǒng)不同運(yùn)行工況下研究了 增加率。

    3.1 實(shí)驗(yàn)裝置

    為研究實(shí)際空調(diào)系統(tǒng)在不同工況下的運(yùn)行性能,搭建了空調(diào)系統(tǒng)綜合性能實(shí)驗(yàn)系統(tǒng),如圖4所示。系統(tǒng)采用全封閉型旋轉(zhuǎn)式變頻壓縮機(jī),使用R22制冷劑,頻率變化范圍為30~110 Hz。冷凝器與蒸發(fā)器均為板式換熱器,其中冷凝器傳熱面積為2.04 m2,蒸發(fā)器傳熱面積為1.08 m2。節(jié)流裝置為熱力膨脹閥。冷卻塔為逆流開式冷卻塔,額定水流量為10 m3/h,額定風(fēng)量為135 m3/min。空氣干濕球溫度與水溫測量均采用鉑電阻溫度傳感器,測量范圍-200~500℃,測量偏差±0.15℃。冷凍水與冷卻水流量測量采用渦輪流量計(jì),量程0.6~6 m3/h,精度為1.0%。冷水機(jī)組蒸發(fā)壓力與冷凝壓力測量采用壓阻型壓力變送器,根據(jù)測壓范圍不同,量程分為0~1.5 MPa型和0~2.0 MPa型,測量精度均為0.1%FS。壓縮機(jī)、水泵功率采用WT230數(shù)字功率表,測量精度為0.1%。系統(tǒng)數(shù)據(jù)采集采用Agilent34970A型數(shù)據(jù)采集儀。

    3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

    3.2.1 定系統(tǒng)制冷量條件下系統(tǒng) 增加率分析

    當(dāng)室內(nèi)外空氣溫度一定時(shí),通過壓縮機(jī)、冷凍水泵和冷卻水泵的變頻調(diào)節(jié),使空調(diào)系統(tǒng)制冷量為5 kW,符合系統(tǒng)制冷量為5 kW的運(yùn)行工況,參數(shù)如表1所示。

    圖4 空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行性能實(shí)驗(yàn)裝置系統(tǒng)Fig.4 The experiment platform of the air conditioning system for testing its operating performance

    表1 定制冷量空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行工況參數(shù)Tab.1 The operating parameters of the air conditioning system in fixed load

    圖5為定系統(tǒng)制冷量5 kW時(shí),空調(diào)系統(tǒng) 增加率與總輸入功率在不同運(yùn)行工況下的實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。由圖5可知,當(dāng)空調(diào)系統(tǒng)在給定制冷量條件下運(yùn)行時(shí),不同運(yùn)行工況所對(duì)應(yīng)的空調(diào)系統(tǒng) 增加率和總輸入功率呈現(xiàn)相同的變化規(guī)律,當(dāng)系統(tǒng) 增加率越小時(shí),系統(tǒng)輸入功率也越小,系統(tǒng)效率越高,較好的驗(yàn)證了空調(diào)系統(tǒng) 增加極值原理。實(shí)驗(yàn)中,當(dāng)空調(diào)系統(tǒng)在運(yùn)行工況5,即壓縮機(jī)頻率為70 Hz,冷凍水流量為0.6 kg/s,冷卻水流量為0.9 kg/s時(shí),系統(tǒng) 增加率最小,系統(tǒng)總輸入功率也最小,系統(tǒng)能效最高,因此該工況為實(shí)驗(yàn)空調(diào)系統(tǒng)在5 kW定制冷量運(yùn)行時(shí)的最佳運(yùn)行工況。

    圖5 定制冷量5 kW系統(tǒng) 增加率與輸入功率變化Fig.5 The correlation between total entransy increase rate and total power consumption for system cooling load fixed 5 kW

    3.2.2 定系統(tǒng)輸入功率條件下系統(tǒng) 增加率分析

    實(shí)驗(yàn)中,當(dāng)室內(nèi)外空氣溫度一定時(shí),通過壓縮機(jī)、冷凍水泵和冷卻水泵的變頻調(diào)節(jié),使空調(diào)系統(tǒng)輸入功率為2.8 kW,符合系統(tǒng)輸入功率為2.8 kW的運(yùn)行工況參數(shù)如表2所示。

    表2 定輸入功率空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行工況參數(shù)Tab.1 The operating parameters of the air conditioning system in fixed power consumption

    圖6所示為定輸入功率2.8 kW時(shí),空調(diào)系統(tǒng)增加率與制冷量在不同運(yùn)行工況下的實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。由圖6可知,當(dāng)空調(diào)系統(tǒng)在給定制冷量條件下運(yùn)行時(shí),不同運(yùn)行工況所對(duì)應(yīng)的空調(diào)系統(tǒng) 增加率和制冷量的變化規(guī)律呈現(xiàn)較好的一致性,當(dāng)系統(tǒng) 增加率越大時(shí),系統(tǒng)制冷量也越大,系統(tǒng)效率越高,較好的驗(yàn)證了空調(diào)系統(tǒng) 增加極值原理。實(shí)驗(yàn)中,當(dāng)空調(diào)系統(tǒng)在運(yùn)行工況Ⅰ,即壓縮機(jī)頻率=97.9 Hz,冷凍水流量=0.41 kg/s,冷卻水流量=1.00 kg/s時(shí),系統(tǒng) 增加率最大,系統(tǒng)制冷量也最大,系統(tǒng)能效最高,因此該工況為實(shí)驗(yàn)空調(diào)系統(tǒng)在2.8 kW定輸入功率運(yùn)行時(shí)的最佳運(yùn)行工況。

    圖6 定輸入功率2.8 kW系統(tǒng) 增加率與制冷量變化Fig.6 The correlation between total entransy increase rate and cooling load for system power consumption fixed 2.8 kW

    4 結(jié)論

    1)基于 理論,提出空調(diào)系統(tǒng) 增加極值原理,指出給定系統(tǒng)制冷量時(shí),系統(tǒng) 增加率最小對(duì)應(yīng)的系統(tǒng)輸入功率最小,系統(tǒng)效率最高;給定系統(tǒng)輸入功率時(shí),系統(tǒng) 增加率最大對(duì)應(yīng)的系統(tǒng)制冷量最大,系統(tǒng)效率最高。

    2)分別構(gòu)建了空調(diào)系統(tǒng)中壓縮機(jī)、冷凝器、蒸發(fā)器、表冷器、水泵和管道的 損失率計(jì)算模型,得到空調(diào)系統(tǒng) 增加率計(jì)算模型。

    3)根據(jù)定系統(tǒng)制冷量條件下空調(diào)系統(tǒng) 增加率與輸入功率的實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比,以及定系統(tǒng)輸入功率條件下空調(diào)系統(tǒng) 增加率與制冷量的實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比,均較好的驗(yàn)證了空調(diào)系統(tǒng) 增加極值原理。當(dāng)系統(tǒng)制冷量=5 kW時(shí),最佳運(yùn)行工況為壓縮機(jī)頻率=70 Hz,冷凍水流量 =0.6 kg/s,冷卻水流量 =0.9 kg/s;當(dāng)系統(tǒng)輸入功率=2.8 kW時(shí),最佳運(yùn)行工況為壓縮機(jī)頻率=97.9 Hz,冷凍水流量=0.41 kg/s,冷卻水流量 =1.00 kg/s。

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