基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)的仿真研究

樂意，黃世芳，張小松

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

0 引言

近年來，建筑能耗迅速增長，全球建筑終端能源消費(fèi)占全球終端能源消費(fèi)總量的30.60%，中國建筑能源消費(fèi)占全國能源消費(fèi)總量的 19.12%[1]，而空調(diào)系統(tǒng)能耗則約占建筑物能源消耗的50%[2]。所以，降低建筑能耗是國內(nèi)外目前關(guān)注的問題，各國也相繼制定強(qiáng)制性條文法規(guī)來發(fā)展建筑節(jié)能技術(shù)，使空調(diào)系統(tǒng)能耗進(jìn)一步減少?，F(xiàn)代建筑常規(guī)的空調(diào)冷熱源方案可以分為3類：冷水機(jī)組加鍋爐、空氣源熱泵、水地源熱泵。冷水機(jī)組加鍋爐空調(diào)系統(tǒng)雖然在夏季有著較高的效率[3]，但在冬季運(yùn)行時冷水機(jī)組會閑置，設(shè)備使用率低。同時鍋爐的一次能源利用率低，造成能源的浪費(fèi)，并且在使用過程中會釋放有害氣體，污染環(huán)境?？諝庠礋岜迷诙臼彝鉁囟认陆禃r，特別是在極端天氣下，供熱能力急劇降低，且當(dāng)環(huán)境溫度降到-5 ℃以下時，空氣源熱泵不能可靠工作[4-7]。水地源熱泵雖然有著很高的能源效率[8-9]，但其系統(tǒng)初投資較高，且有地理地質(zhì)限制，不能大規(guī)模使用。因此，一種新型的熱泵系統(tǒng)——熱源塔熱泵系統(tǒng)被提了出來，其在夏季工況時與冷水機(jī)組工作模式一樣，但在冬季工況時，熱源塔中的水被替換成低溫溶液，用以吸收空氣中的熱量作為低溫?zé)嵩?。熱源塔熱泵系統(tǒng)具有設(shè)備利用率高、夏季效率與冷水機(jī)組相當(dāng)、冬季無結(jié)霜問題、不受地理地質(zhì)條件限制等優(yōu)點(diǎn)，在現(xiàn)代建筑中具有較強(qiáng)優(yōu)勢。

已有文獻(xiàn)對于熱源塔進(jìn)行了深入的研究。梁彩華等[10]構(gòu)建了一種以乙二醇溶液為循環(huán)工質(zhì)的基于熱源塔的熱泵系統(tǒng)，當(dāng)環(huán)境溫度為-1.20 ℃，熱源塔溶液進(jìn)出口溫差從 1.50 ℃增大到 3.00 ℃，系統(tǒng)COP由3.02降到2.72，空氣溫度與蒸發(fā)溫度差值由7.64 ℃增大到11.96 ℃。CHEN等[11]進(jìn)行了熱源塔熱泵空調(diào)系統(tǒng)效率的研究，研究表明當(dāng)濕球溫度為3.60 ℃、相對濕度為80%，并且需要噴灑防凍液進(jìn)行防凍時，系統(tǒng)效率提高了5%～11%。LI等[12]在冬季工況下對熱源塔熱泵系統(tǒng)的熱力參數(shù)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：在空氣干球溫度為-1.00 ℃～5.00 ℃、相對濕度為 71%～95%時，冷水機(jī)組的 COP為 2.58～4.34，單位季節(jié)能效比（Seasonal Energy Efficiency Ratio，SEER）在冬季可以達(dá)到2.45～3.45。李達(dá)等[13]提出了一種基于低壓條件沸騰再生的方法，分析了不同運(yùn)行工況對溶液再生裝置性能的影響規(guī)律。

傳統(tǒng)的熱源塔一般與冷水機(jī)組結(jié)合，而一般冷水機(jī)組全年在 100%負(fù)荷下運(yùn)行時間占總運(yùn)行時間的1/4以下[14]，各負(fù)荷運(yùn)行時間占總運(yùn)行時間比例見圖1所示。從圖1可以看出，建筑負(fù)荷在大部分時間下都低于100%負(fù)荷，而建筑負(fù)荷越低，系統(tǒng)供熱或供冷的效率越低。以辦公樓為例，目前辦公樓內(nèi)部主要有普通辦公室、會議室、多功能廳、休息活動室等，各個房間獨(dú)立控制室內(nèi)溫度和啟停時間，建筑負(fù)荷變動較大。這些類別的房間具有使用時間不確定性和人員隨機(jī)性等特點(diǎn)，此類特點(diǎn)決定空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)該具有控制靈活、操作方便等特性，使用多聯(lián)機(jī)系統(tǒng)則能滿足這些特性。多聯(lián)機(jī)具有控溫精準(zhǔn)、舒適度高、美觀方便、控制靈活、噪音小、能耗低等優(yōu)點(diǎn)，在辦公樓建筑中應(yīng)用較多。

熱源塔與多聯(lián)機(jī)結(jié)合的空調(diào)系統(tǒng)被稱為基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)，雖然眾多學(xué)者對熱源塔和多聯(lián)機(jī)都有研究，但基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)的研究還比較少。本文介紹了基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)組成和流程，對壓縮機(jī)、蒸發(fā)器、冷凝器、熱源塔等部件進(jìn)行數(shù)學(xué)建模，在冬季工況下取一個典型日，模擬它的系統(tǒng)流程，并分析其系統(tǒng)性能，為基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)模擬和實(shí)驗(yàn)提供依據(jù)和指導(dǎo)。

圖1 各負(fù)荷運(yùn)行時間占總運(yùn)行時間比例

1 基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)構(gòu)成

基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)主要分為兩部分：室內(nèi)分散末端側(cè)和室外冷熱源側(cè)。室內(nèi)分散末端側(cè)包括室內(nèi)換熱器、膨脹閥和四通換向閥等部件，室外冷熱源側(cè)包括壓縮機(jī)、室外換熱器和熱源塔等部件。基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)原理如圖2所示，此系統(tǒng)可分為制冷劑側(cè)循環(huán)與熱源塔側(cè)循環(huán)。在制冷劑循環(huán)中含有多個室內(nèi)換熱器，制冷劑在室內(nèi)換熱器中與房間空氣進(jìn)行換熱，室內(nèi)換熱器可單獨(dú)進(jìn)行啟?？刂?，不影響整體系統(tǒng)的運(yùn)行。在熱源塔側(cè)循環(huán)中，夏季循環(huán)的工質(zhì)為水，冬季為溶液，水或溶液通過室外換熱器與制冷劑換熱。

2 基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)各部件數(shù)學(xué)模型

2.1 壓縮機(jī)模型

壓縮機(jī)是系統(tǒng)仿真模型的心臟，是整個系統(tǒng)中最重要的部分，準(zhǔn)確性要求對于壓縮機(jī)模型是最高的。美國空調(diào)、供暖和制冷協(xié)會AHRI制定的容積式壓縮機(jī)標(biāo)準(zhǔn)提出了擬合壓縮機(jī)性能的 10系數(shù)模型，被壓縮機(jī)生產(chǎn)廠商廣泛使用[15]。本文采用壓縮機(jī)AHRI 10系數(shù)模型如下：

式中：

y——壓縮機(jī)的冷量、能效比、耗功、質(zhì)量流量等性能參數(shù)；

te——蒸發(fā)溫度，℃；

tc——冷凝溫度，℃；

c1，c2，c3，c4，c5，c6，c7，c8，c9，c10——待定系數(shù)。

圖2 基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)原理圖

2.2 室內(nèi)換熱器模型

在冬季工況，制冷劑在換熱器中與室內(nèi)空氣直接進(jìn)行換熱，空氣吸收熱量后其溫度上升。本系統(tǒng)中，室內(nèi)換熱器使用翅片式換熱器。下面對翅片式換熱器模型進(jìn)行以下幾點(diǎn)假設(shè)：1）制冷劑在換熱器管中的流動是沿軸向方向的流動；2）制冷劑在垂直方向上各點(diǎn)物性參數(shù)是一致的；3）只考慮制冷劑、管壁和空氣之間的軸向換熱；4）忽略壓降的影響。其數(shù)學(xué)模型如下：

換熱器空氣側(cè)表面換熱系數(shù)可表示為[16]：

式中：

hc,a——空氣側(cè)表面換熱系數(shù)，W/(m2?℃)；

C、Ψ、n、m——待定系數(shù)；

λa——空氣的熱導(dǎo)率，W/(m?K)；

dc.e——翅片式換熱器當(dāng)量直徑，m；

Ref——雷諾數(shù)；

b——翅片寬度，m。

換熱器制冷劑側(cè)平均凝結(jié)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)可表示為：

式中：

hc.r——制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2?℃)；

B——制冷劑物性集合參數(shù)；

di——翅片管管內(nèi)徑，m；

tw1——管內(nèi)壁溫度，℃。

根據(jù)式(2)與式(3)可求得翅片式換熱器總的傳熱系數(shù)Kc，則換熱器總的換熱量可表示為：

式中：

Qc——翅片式換熱器總換熱量，W；

Kc——翅片式換熱器總傳熱系數(shù)，W/(m2?℃)；

Ac——翅片式換熱器總換熱面積，m；

θc.m——換熱器平均溫差，℃。

2.3 室外換熱器模型

在室外換熱器中，制冷劑與從熱源塔出來的溶液進(jìn)行換熱，制冷劑吸收溶液中的熱量后溫度升高。本系統(tǒng)中，室外換熱器使用板式換熱器。低溫的液態(tài)制冷劑吸熱后變?yōu)闅鈶B(tài)制冷劑，過熱后進(jìn)入壓縮機(jī)，所以板式換熱器中分為蒸發(fā)段與過熱段，計(jì)算時也需分別進(jìn)行計(jì)算。下面對板式換熱器模型進(jìn)行以下幾點(diǎn)假設(shè)：1）換熱器采用逆流的方式進(jìn)行換熱；2）制冷劑的質(zhì)量流量和溶液的質(zhì)量流量在整個換熱面上都是常量；3）制冷劑和溶液流動看作均相流；4）只考慮板間的換熱，忽略漏熱。其數(shù)學(xué)模型如下：

換熱器溶液側(cè)換熱系數(shù)可表示為[17]：

式中：

hb.y——溶液側(cè)換熱系數(shù)，W/(m2?℃)；

λy——溶液的熱導(dǎo)率，W/(m?K)；

Rey——溶液的雷諾數(shù)；

Pry——溶液的普朗特?cái)?shù)；

db.e——板式換熱器當(dāng)量直徑，m。

換熱器制冷器側(cè)蒸發(fā)段換熱系數(shù)可表示為[18]：

式中：

hb.r1——制冷劑蒸發(fā)段換熱系數(shù)，W/(m2?℃)；

hr.l——制冷劑液相表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2?℃)；

λr.l——制冷劑液相熱導(dǎo)率，W/(m?K)；

Re——當(dāng)量雷諾數(shù)；

Prr.l——制冷劑液相普朗特?cái)?shù)；

q——換熱器內(nèi)熱流密度，W/m2；

G——制冷劑質(zhì)量流率，kg/(m2?s)；

r——制冷劑汽化潛熱，kJ/kg。

換熱器制冷劑側(cè)過熱段換熱系數(shù)可表示為[19]：

式中：

λr.y——制冷劑是氣相時的導(dǎo)熱率，W/(m?K)；

Rer——制冷劑雷諾數(shù)；

Prr.y——制冷劑是氣相時的普朗特?cái)?shù)。

板式換熱器蒸發(fā)段總傳熱系數(shù) Kb1可由式(5)～式(8)得出，板式換熱器過熱段總傳熱系數(shù)Kb2可由式(5)和式(9)得出，則換熱器總的換熱量可表示為：

式中：

Qb——板式換熱器總換熱量，W；

Kb1、Kb2——板式換熱器蒸發(fā)段和冷凝段的傳熱系數(shù)，W/(m?K)；

Ab1、Ab2——板式換熱器蒸發(fā)段和過熱段的換熱面積，m；

θb.m1、θb.m2——板式換熱器蒸發(fā)段和過熱段的平均溫差，℃。

2.4 熱源塔模型

溶液在熱源塔中與空氣進(jìn)行換熱，吸收空氣中的熱量作為整個空調(diào)系統(tǒng)的低溫?zé)嵩础嵩此哪Ｐ筒捎?HUANG等[20]提出的熱源塔耦合熱質(zhì)傳遞模型（如圖3所示），先將模型簡化成x-y平面的二維模型，然后對其中的微元使用有限差分法。微元的熱質(zhì)傳遞模型介紹如下。

對流傳遞方程：

式中：

hc——傳熱系數(shù)，W/(m?K)；

L——填料在垂直面上的長度，m；

aw——填料比面積，m2/m3；

Ts——溶液溫度，℃；

Ta——空氣溫度，℃；

ma——空氣質(zhì)量流量，kg/s；

Cp.a——空氣比熱容，kJ/(kg?℃)；

wa——空氣含濕量，kg/kg；

Cp.v——水蒸氣比定壓熱容，kJ/(kg?℃)。

對流傳質(zhì)方程：

式中：

hd——傳質(zhì)系數(shù)，W/(m?K)；

ws——溶液表面等效含濕量，kg/kg。

能量守恒方程：

式中：

ha——空氣焓值，kJ/kg；

Cp.s——溶液比熱容，kJ/(kg?℃)；

ms——溶液質(zhì)量流量，kg/s。

質(zhì)量守恒方程：

式中：

Xs——溶液質(zhì)量分?jǐn)?shù)，%。

將式(11)～式(15)進(jìn)行聯(lián)立求解，具體求解過程可參考文獻(xiàn)[20]。

圖3 熱源塔模型示意圖

2.5 房間數(shù)學(xué)模型

本系統(tǒng)的房間立體圖如圖4所示，房間所處常州市。房間的物理結(jié)構(gòu)如下。

尺寸：10 m×5 m×3 m；

外墻：240 mm厚磚墻和50 mm瀝青膨脹珍珠巖，內(nèi)外粉刷；

內(nèi)墻：120 mm厚磚墻，內(nèi)外粉刷；

屋頂：200 mm加氣混凝土；

外窗：6 mm+9 mm low-e玻璃；

外窗尺寸：3 m×2 m；

門：1.5 m×2.2 m。

圖4 房間模型立體圖

空調(diào)房間是一個很復(fù)雜的模型，其室內(nèi)各項(xiàng)參數(shù)受到室內(nèi)人員、室內(nèi)設(shè)備、門窗開關(guān)次數(shù)以及室外環(huán)境等因素的影響，所以想用精準(zhǔn)的數(shù)學(xué)模型來描述房間模型是非常困難的。本文采用華電源的HDY-SMAD對房間進(jìn)行模擬。HDY-SMAD軟件中能進(jìn)行空調(diào)逐日設(shè)計(jì)負(fù)荷的詳細(xì)計(jì)算，根據(jù)全年365天8,760 h的逐時氣象數(shù)據(jù)對建筑物空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行全年能耗分析，根據(jù)熱平衡法計(jì)算逐時空調(diào)負(fù)荷，并且其數(shù)據(jù)庫在原有標(biāo)準(zhǔn) GBJ19-87氣象資料基礎(chǔ)之上，集成最新《中國建筑熱環(huán)境分析專用氣象數(shù)據(jù)集》，可用于全年負(fù)荷計(jì)算分析，確保計(jì)算結(jié)果的權(quán)威性及可靠性。

本文進(jìn)行仿真模擬時選用的是5個相同的房間，房間類型為辦公室，將房間參數(shù)輸入到HDY-SMAD軟件中后，得到冬季空調(diào)房間負(fù)荷。在冬季工況中，選取一個典型日作為研究的對象，得到其逐時氣象參數(shù)及房間空調(diào)負(fù)荷。本文中選取1月13日作為典型日，圖5為典型日的室外逐時干球溫度和逐時空調(diào)負(fù)荷。

圖5 典型日室外逐時干球溫度和逐時空調(diào)負(fù)荷曲線圖

2.6 模擬參數(shù)及典型計(jì)算數(shù)據(jù)

在進(jìn)行模擬前，需要對本系統(tǒng)各模型進(jìn)行選型以及參數(shù)設(shè)置。在本系統(tǒng)中，制冷劑選用R22，溶液選用乙二醇溶液，房間溫度設(shè)定保持在 20 ℃，人員上班時間為上午8點(diǎn)至下午5點(diǎn)，空調(diào)開啟時間亦在此段時間，各計(jì)算參數(shù)如表1所示。

表1 典型計(jì)算參數(shù)

3 仿真結(jié)果與分析

根據(jù)數(shù)學(xué)模型中式(1)～式(15)，設(shè)定計(jì)算參數(shù)，通過編程軟件對其進(jìn)行求解。隨著室外溫度和房間負(fù)荷的變化，系統(tǒng)各參數(shù)會隨之發(fā)生變化，本文主要對系統(tǒng)蒸發(fā)溫度、冷凝溫度、供熱COP的變化規(guī)律進(jìn)行分析，其中系統(tǒng)供熱COP由以下公式得出：

式中：

qi——系統(tǒng)供熱量，W；

P——壓縮機(jī)功耗，W。

3.1 室內(nèi)機(jī)全開時系統(tǒng)各參數(shù)變化及比較

在相同工況下，本文基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)與普通空冷式多聯(lián)機(jī)進(jìn)行比較。從圖6可以看出，蒸發(fā)溫度的變化趨勢與室外溫度的變化趨勢一致，室外溫度的升高使得系統(tǒng)的蒸發(fā)溫度升高，集散式系統(tǒng)蒸發(fā)溫度比空冷式蒸發(fā)溫度平均高1.80 ℃左右。從圖7可以看出，冷凝溫度變化趨勢與房間負(fù)荷變化趨勢一致。集散式系統(tǒng)冷凝溫度在上午8點(diǎn)到9點(diǎn)變化較大，由38.30 ℃上升到39.40 ℃，其余時間變化不大，在11點(diǎn)到14點(diǎn)之間有所下降，這是因?yàn)槿藛T在中午會有午休時間，活動量減少，導(dǎo)致室內(nèi)負(fù)荷減少、冷凝溫度下降。集散式系統(tǒng)冷凝溫度比空冷式冷凝溫度平均高2.1 ℃左右。從圖8可以看出COP變化趨勢與冷凝溫度變化趨勢剛好相反。集散式系統(tǒng)COP在上午8點(diǎn)到9點(diǎn)有個很大的下跌，由4.74下降到4.60，其余時間變化不大，從8點(diǎn)到17點(diǎn)的平均COP為4.65。空冷式系統(tǒng)從8點(diǎn)到17點(diǎn)的平均COP為3.79，在相同工況下，集散式系統(tǒng) COP約為空冷式系統(tǒng)COP的1.2倍。

圖6 典型日各系統(tǒng)蒸發(fā)溫度變化圖

圖7 典型日各系統(tǒng)冷凝溫度變化圖

圖8 各系統(tǒng)COP變化圖

3.2 室內(nèi)機(jī)開啟數(shù)量不同時各參數(shù)變化對比

當(dāng)分別開啟n臺室內(nèi)機(jī)時，得到圖9、圖10、圖11。其中，n=3、4、5。由圖9可知，隨著室內(nèi)機(jī)開啟臺數(shù)的減少，蒸發(fā)溫度會逐漸上升，當(dāng)n由5變到4時，蒸發(fā)溫度平均上升0.1 ℃，當(dāng)n由4變到3時，蒸發(fā)溫度平均上升0.2 ℃，這是由于建筑負(fù)荷減少，室外吸收的熱量也減少，同時由于熱源塔中溶液質(zhì)量流量不變，最終導(dǎo)致溶液溫度與蒸發(fā)溫度的差值減少，蒸發(fā)溫度升高。由圖10可知，冷凝溫度會隨著室內(nèi)機(jī)開啟臺數(shù)的減少而逐漸升高，當(dāng)減少1臺時，冷凝溫度平均升高約2 ℃，再減少1臺時，冷凝溫度平均升高4 ℃，冷凝溫度的增量比蒸發(fā)溫度大，這是因?yàn)榻ㄖ?fù)荷減少，壓縮機(jī)輸出的熱量也相應(yīng)減少，而蒸發(fā)溫度升高的同時，冷凝溫度需增大更多，使得壓縮機(jī)輸出的熱量降低。由圖11可知，COP隨著室內(nèi)機(jī)開啟臺數(shù)的減少而逐漸下降，當(dāng)室內(nèi)機(jī)停開 1臺時，COP平均下降0.30，當(dāng)室內(nèi)機(jī)繼續(xù)停開1臺時，COP平均下降0.45。

圖9 室內(nèi)機(jī)開啟臺數(shù)對蒸發(fā)溫度的影響

圖10 室內(nèi)機(jī)開啟臺數(shù)對冷凝溫度的影響

圖11 室內(nèi)機(jī)開啟臺數(shù)對COP的影響

4 結(jié)論

本文介紹了基于熱源塔的集散式空調(diào)系統(tǒng)，并簡要介紹了翅片式換熱器、板式換熱器、熱源塔和房間模型，用HYD-SMAD模擬了房間負(fù)荷變化。在冬季工況下，選取一個典型日，進(jìn)行系統(tǒng)地仿真模擬，得到如下結(jié)論：

1）集散式系統(tǒng)蒸發(fā)溫度與室外溫度變化保持一致，其蒸發(fā)溫度比空冷式系統(tǒng)蒸發(fā)溫度平均高1.8 ℃；冷凝溫度受室內(nèi)負(fù)荷變化較大，初時由38.3 ℃上升到39.4 ℃，后面變化不大，其冷凝溫度比空冷式系統(tǒng)冷凝溫度平均高2.1 ℃左右；COP變化趨勢與冷凝溫度相反，其變化主要受室內(nèi)負(fù)荷影響，8點(diǎn)到17點(diǎn)的系統(tǒng)平均COP為4.40，是在相同工況下運(yùn)行的空冷式系統(tǒng)COP的1.2倍；

2）本系統(tǒng)在部分負(fù)荷下優(yōu)勢明顯，當(dāng)室內(nèi)機(jī)開啟臺數(shù)變化時，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度變化較小，冷凝溫度和 COP變化較大，當(dāng)關(guān)閉兩臺室內(nèi)機(jī)時，系統(tǒng)COP仍能維持在3.97左右。