田向?qū)?，毛穎杰，李翠敏

（1.浙江大學 建筑設計研究院有限公司，杭州 310027；2.湖南大學設計研究院有限公司，長沙 310028；3.蘇州科技大學，江蘇蘇州 215009）

0 引言

據(jù)相關數(shù)據(jù)統(tǒng)計，我國建筑能耗占總能源消耗的20%以上［1］。建筑能耗主要包括供暖、空調(diào)、通風、照明和建筑電氣等，其中暖通空調(diào)能耗占建筑總能耗的50%以上［2］，節(jié)能潛力較大。

為降低建筑能耗，一些學者對空調(diào)系統(tǒng)展開了研究，并提出了一些新型的系統(tǒng)。例如，Jiang等［2-3］提出了基于溶液除濕的溫濕度獨立控制空調(diào)系統(tǒng)，并在某辦公樓進行了實驗和示范；劉劍等［1］對基于大滑移溫度非共沸工質(zhì)的雙冷源制冷系統(tǒng)的性能進行了研究。雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)是一種采用高溫和低溫冷源共同承擔系統(tǒng)負荷的新型節(jié)能空調(diào)系統(tǒng)。由冷水機組的制冷效率計算方法可知，高溫冷源可極大地提高冷水機組的制冷效率，其能效比（COP）可高達8～9，遠大于常規(guī)低溫冷源的COP，進一步減少空調(diào)系統(tǒng)能耗。

雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)節(jié)能效果明顯，在這一領域已有一些相關研究［4-7］，但大部分研究都集中于空氣處理過程［4］、冷源［5-6］和送風系統(tǒng)［7］等某一部分研究，針對系統(tǒng)整體的分析較少。而雙冷源系統(tǒng)領域的進一步研究和應用，需要全面分析其節(jié)能效率并提出系統(tǒng)的節(jié)能效率計算方法，明確其性能變化規(guī)律。本文以雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)為模型，對其冷源系統(tǒng)、冷凍水輸送系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)和空氣處理系統(tǒng)4個主要組成部分的理論節(jié)能率進行理論分析，建立雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)總效率的計算方法，并合理評估其節(jié)能潛力。

1 系統(tǒng)理論總效率

1.1 系統(tǒng)原理

雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)由冷源系統(tǒng)、冷凍水輸送系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)和空氣處理系統(tǒng)組成，具體運行原理見圖1。系統(tǒng)環(huán)路包括高溫冷源、低溫冷源、高溫集水器、低溫集水器及流量傳感器等設備。系統(tǒng)采用大溫差冷凍水輸送方式（7/17 ℃），先通過高溫冷源將冷凍水降低到一定溫度，再次通過低溫冷源降溫的形式實現(xiàn)。

圖1 雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)原理

為滿足系統(tǒng)要求，連接在低溫分水器上的空調(diào)末端系統(tǒng)為獨立開發(fā)的“小流量大溫差專用風機盤管（FCU-SFCR-2019A）”，供回水溫度分別為7，17 ℃，該新型風機盤管具備低水阻、低能耗和效率高的特點，與雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)配合應用可達到節(jié)能和低成本運行的優(yōu)勢。

1.2 系統(tǒng)理論總效率分析

一般空調(diào)、供暖設備的能效比（EER）定義為在額定工況下設備提供的冷量或熱量與其本身所消耗的能量之比，計算公式為：

式中Qc——空調(diào)制冷量，kW；

W——制冷消耗功率，kW。

對于雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)，空調(diào)制冷量和消耗功率可表達為：

式中Qc，Q1，Q2——總負荷，低溫、高溫冷源承擔的空調(diào)冷負荷，kW；

W1，W2，W3，W4——雙冷梯級空調(diào)系統(tǒng)的冷源系統(tǒng)、冷凍水輸送系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)和空氣處理系統(tǒng)的理論耗功率，kW；

y1，y2，y3，y4——W1，W2，W3，W4與W的比值。

2 系統(tǒng)理論效率分析

2.1 冷源系統(tǒng)理論節(jié)能率

由于蒸發(fā)溫度的提高，高溫冷源的性能系數(shù)（COP）顯著高于常規(guī)低溫冷源，定義高溫冷源與低溫冷源性能系數(shù)之比n和高溫冷源承擔負荷比例m為：

式中COP2——高溫冷源性能系數(shù)；

COP1——低溫冷源性能系數(shù)。

常規(guī)系統(tǒng)低溫冷源耗功率為：

雙冷源系統(tǒng)冷源部分耗功率為：

雙冷源梯級空調(diào)冷源理論節(jié)能率ε1為系統(tǒng)節(jié)約的耗功量與原耗功量之比，具體為：

可見，雙冷源梯級空調(diào)冷源系統(tǒng)的理論節(jié)能率ε1不僅與n有關，還與m有關。根據(jù)前期研究，n的取值范圍一般為 1.10～1.35［8］，m的取值范圍為 0.5～0.8［9］，冷源系統(tǒng)的理論節(jié)能率ε1隨m變化規(guī)律如圖2所示。由圖2可知，在給定n的前提條件下，m越高，雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)的冷源系統(tǒng)理論節(jié)能率ε1越高。在前期工程應用中，高溫冷源承擔負荷比例一般取0.5～1.0，取n值為1.3，因此冷源系統(tǒng)的理論節(jié)能率ε1取值范圍為11.54%～23.08%。

圖2 冷源系統(tǒng)理論節(jié)能率ε1

2.2 冷凍水輸送系統(tǒng)理論節(jié)能率

冷凍水輸送系統(tǒng)的理論耗功率W2可用下式計算［3］：

式中γ——水的比重，kN/m3；

c——水的比熱容，kJ/（kg·℃）；

Hdi——第i個冷凍水泵的揚程，kPa；

Qdi——第i個冷凍水泵輸送的空調(diào)冷負荷，kW；

Ed——冷凍水泵的綜合效率；

Δtd——冷凍水供回水溫差，℃；

Hmax——最不利管路的阻力損失，kPa；

H1——冷源的蒸發(fā)器阻力損失，kPa，一般取 30～100 kPa；

H2——管路水系統(tǒng)的總阻力損失，包含了管路的局部和沿程阻力損失，kPa；

H3——空氣處理系統(tǒng)的表冷器總阻力損失，kPa，一般取 20～50 kPa。

S——管路系統(tǒng)阻抗系數(shù)，s2/m2。

冷凍水輸送系統(tǒng)的理論節(jié)能率ε2為系統(tǒng)節(jié)約耗功量與常規(guī)系統(tǒng)冷凍水輸送耗功量之比。雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)采用10 ℃大溫差的冷凍水輸送系統(tǒng)，在空調(diào)冷負荷、管路水系統(tǒng)和表冷器阻力損失相同的條件下，雙冷源梯級空調(diào)冷凍水輸送系統(tǒng)的節(jié)能率ε2為：

可見，冷凍水輸送系統(tǒng)的節(jié)能率ε2與冷源蒸發(fā)器的阻力損失H1，管路阻力損失H2及表冷器阻力損失H3有關。節(jié)能率ε2隨冷源蒸發(fā)器的阻力損失H1變化規(guī)律如圖3所示。

圖3 冷凍水輸送系統(tǒng)節(jié)能率ε2

由圖3可知，在已知原空調(diào)輸送系統(tǒng)總阻力損失的條件下，輸送系統(tǒng)節(jié)能率ε2隨冷源蒸發(fā)器的阻力損失H1降低而增加，輸送系統(tǒng)節(jié)能率ε2取值范圍為36.25%～70.62%。

2.3 冷卻水系統(tǒng)理論節(jié)能率

冷卻系統(tǒng)的理論耗功率包含了冷卻塔風機的功率和冷卻水泵的功率，其理論耗效率W3計算方法如下［10］：

式中Hqi——第i個冷卻水泵的揚程，kPa；

Wqi——第i個冷卻水泵的流量，m3/s；

Δtqi——第i個冷卻塔供回水溫差，℃，一般取5 ℃；

Δhqi——第i個冷卻塔進出空氣的焓差，kJ/kg（a）；

Δpi——第i個冷卻塔風機的全壓，Pa；

η——冷卻塔風機效率，℃；

Eq——冷卻水泵的綜合效率，%。

冷卻水系統(tǒng)節(jié)能率ε3為節(jié)約的耗功量與常規(guī)系統(tǒng)耗功率的比值。在空調(diào)冷負荷相同的條件下，雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的冷卻水系統(tǒng)相比，高溫冷源COP2高于低溫冷源，因而雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)排向冷卻塔的熱量要小于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)，但由此帶來對冷卻水系統(tǒng)能耗的影響比較小。因此，雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)的冷卻水系統(tǒng)的節(jié)能率ε3近似等于零。

2.4 空氣處理系統(tǒng)理論節(jié)能率

雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)有集中式和分散式2種空氣處理方式。為滿足除濕能力，仍然采用露點送風，且送風狀態(tài)點與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)相同。因此，空調(diào)冷負荷相同的條件下，其送風量與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)相同。

采用分散式空氣處理方式時，系統(tǒng)專用的“小流量大溫差專用風機盤管（FCU-SFCR-2019A）”通過增加盤管的排數(shù)方式來提高其制冷和除濕能力，風機能耗因此增大。但研究表明，適當降低通過盤管風速可抵消增加的風機能耗，使風機盤管的理論耗功率與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)相同［11］。

采用集中式的空氣處理方式時，空氣處理機組風機全壓Pi的計算方法如下：

式中 ΔP1i——第i個組合式空氣處理機組的阻力損失（除表冷器之外其余設備阻力損失），Pa；

ΔP2i——第i個組合式空氣處理機組表冷器風系統(tǒng)的阻力損失，Pa；

ΔP3i——第i個通風管路的阻力損失，Pa。

前期研究結果表明，對于組合式空調(diào)機組的表冷器也可以通過增大盤管盤數(shù)的方法獲得大溫差換熱，如將排數(shù)由4排增加到6排或由6排增加到8排，溫差可增大到10 ℃，其性能接近于原表冷器［11］但此時空氣通過表冷器的阻力將增加18%～29%。

風機理論耗功率還取決與表冷器的風系統(tǒng)阻力損失ΔP2i占風機全壓Pi的比值zi。根據(jù)工程經(jīng)驗可知，組合式空氣處理機組的阻力損失ΔP1i一般為100～200 Pa；通風管路的阻力損失ΔP3i與空調(diào)送風系統(tǒng)的管路截面積、長度、變徑、彎頭等設計參數(shù)有關，一般為400～600 Pa。在風機全壓Pi已知的條件下，可得到zi隨表冷器風系統(tǒng)阻力損失ΔP2i的變化規(guī)律，如圖4所示。

圖4 zi隨表冷器阻力損失ΔP2i的變化規(guī)律

由圖可知，zi隨表冷器阻力損失ΔP2i增加而增大。一般在工程應用中常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中zi經(jīng)濟合理的取值范圍為0.1～0.4。對于zi的一系列研究表明，可通過適當增加空氣處理機組橫斷面積的方式降低面風速，從而降低表冷器的阻力損失以控制zi，使其處于合理范圍［11-12］。因此，雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)中，采取適當條件控制zi，取值≤0.2。

空氣處理系統(tǒng)的理論節(jié)能率ε4為其節(jié)約的耗功量與常規(guī)系統(tǒng)耗功量的比值，具體計算公式如下：

式中Pi——雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)第i個空氣處理系統(tǒng)的風機全壓，Pa；

Li——第i個空氣處理系統(tǒng)的風機送風量，m3/s；

xi——雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)第i個空氣處理系統(tǒng)的風機全壓與原空調(diào)系統(tǒng)之間的比值。

式中λ——雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)表冷器風系統(tǒng)阻力損失節(jié)約量與常規(guī)系統(tǒng)的比值，λ取值范圍 0.18～0.29［11］。

計算可知，采用集中式的空氣處理方式時，雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)中空氣處理系統(tǒng)的節(jié)能率ε4取值范圍為-3.15%～-4.71%。

2.5 系統(tǒng)總理論節(jié)能率

雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)的總理論節(jié)能率ε定義為其節(jié)約的耗功量與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)耗功量之比，綜合以上分析，可得其具體計算方法為：

對于一般系統(tǒng)，冷卻水系統(tǒng)的理論耗功率與系統(tǒng)總耗功率的比例系數(shù)y3變化范圍較小，取值范圍約為 0.08～0.12［8］，取y3值為 0.1 并保持不變，可得到雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)理論節(jié)能率ε隨y1和y2的變化曲線如圖5所示。由圖可知，當y3不變的條件下，系統(tǒng)理論節(jié)能率ε隨y1和y2的增加而增大。雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)總理論節(jié)能率ε取值范圍為6.85%～39.67%?？梢?，該系統(tǒng)節(jié)能效率明顯。

圖5 節(jié)能率ε隨y1和y2的變化曲線

3 結論

（1）高溫冷源承擔負荷比率越高，冷源系統(tǒng)理論節(jié)能率ε1越高，冷源系統(tǒng)的理論節(jié)能率取值范圍為11.54%～23.08%。

（2）在已知冷凍水輸送系統(tǒng)總阻力損失的條件下，冷凍水輸送系統(tǒng)節(jié)能率ε2隨冷源蒸發(fā)器的阻力損失H1降低而增加，輸送系統(tǒng)節(jié)能率ε2取值范圍為36.25%～70.62%。

（3）采用分散式空氣處理方式時，雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)的空氣處理系統(tǒng)耗功率與常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)相同，節(jié)能率為零。采用集中式的空氣處理方式時，雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)中的空氣處理系統(tǒng)的節(jié)能率ε4取值范圍為-3.15%～-4.71%。

（4）雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)總理論節(jié)能率ε隨y1和y2的增加而增大?？偫碚摴?jié)能率ε取值范圍為6.85%～39.67%，系統(tǒng)節(jié)能效率明顯。