温湿度独立控制空调系统用于独立住宅的负荷特性

崔雪梅，韦新东

吉林建筑大学 市政与环境工程学院,长春 130118

0 引言

近年来,我国能源形势日趋严峻,与此同时,人们对居住环境的热舒适性以及卫生要求越来越高,传统的中央空调越来越不适应现代居住建筑.相比于传统空调方案,温湿度独立控制(Temperature and humidity independent control,英文缩写为THIC)空调方案将温度和湿度独立处理,避免了传统空调方案热湿耦合处理所带来的能耗偏高、温湿度控制失调、室内空气品质欠佳等一系列问题,逐渐开始在工程实践中被推广运用[1-2].既有研究主要集中在对公共建筑空调系统负荷特性的研究[3-4],而对于居住建筑THIC空调系统的负荷特性研究较少.因此,本文以成都地区某独立住宅为例,通过瞬态系统模拟程序(Transient system simulation program,英文缩写为TRNSYS)计算此独立住宅的空调季逐时冷负荷,进一步对居住建筑负荷特性及其分布规律进行分析统计,总结出高温冷源+冷凝除湿的THIC空调系统机组中低温冷水机组和高温冷水机组分别承担的负荷特性,从而为低温机组和高温冷水机组的设备选型以及时间控制等方面提供指导依据.

1 高温冷源+冷凝除湿的THIC空调系统

THIC空调系统由两个独立调节的温度控制系统与湿度控制系统组成.该形式空调系统的核心是同时设置低温冷源系统和高温冷源系统,其中低温冷源系统制备可用于新风降温除湿的低温冷冻水,高温冷源系统制备可用于室内回风降温的高温冷冻水(高于室内回风露点温度),其系统原理如图1所示.

图1 高温冷源+冷凝除湿系统原理Fig.1 Schematic diagram of high temperature cooling source combined with condensation dehumidification system

2 独立住宅THIC空调系统负荷计算模型

以成都地区某独立住宅为例,采用瞬态模拟软件TRNSYS建立其空调负荷计算模型.该建筑共有3层,层高3.6 m,坐北朝南,总建筑面积394.8 m2,平面图如图2所示，其中空调建筑面积275 m2,各层空调房间基本信息如表1所示.在TRNSYS界面里设置建筑物围护结构的尺寸、形状及门窗安装位置等;根据《夏热冬冷地区居住建筑节能设计标准》(JGJ 134-2010)[5],在TRNSYS界面里设置外墙、内墙、窗户及门等维护结构的热物性参数.本文所建立的TRNSYS负荷计算模型如图3所示.

(a) 1F平面图(a) 1F plan

(b) 2F-3F平面图(b) 2F-3F plan

表1 空调房间信息Table 1 Information of air-conditioned rooms

图3 TRNSYS负荷计算模型Fig.3 TRNSYS load calculation model

3 负荷特性及其分布规律分析

3.1 建筑负荷特性分析

利用瞬态系统模拟程序TRNSYS模拟得出独立住宅空调季的室外气象参数、逐时冷负荷、除湿负荷及新风显热负荷如图4所示.

由图4可以看出:① 该地区空调季室外环境温度基本上在15 ℃ ～ 35 ℃之间,其中30 ℃及以上的发生小时数占比约为6.0 %,相对湿度60 %及以上的发生小时数占比约为75 %;② 建筑逐时冷负荷主要分布在0 kW ～ 15.0 kW之间,累计冷负荷为15 217 kWh,其峰值冷负荷为38.64 kW,出现在7月27日23∶00,主要原因在于此时建筑物内空调开启率较高;③ 建筑总的除湿负荷主要分布在0 kW～ 4.0 kW之间,累计除湿负荷为3 711.7 kWh;④ 在71.7 %的时段内,新风显热负荷小于0(即新风显热冷负荷,此时段内室外温度高于室内温度),在室外湿度较小时,可考虑采用自然通风的方式来满足室内热舒适性要求;⑤ 建筑物中的显热负荷与除湿负荷之比约为3.1∶1,采用THIC空调系统进行温湿度独立控制具有较为明显的节能优势.

(a) 室外气象参数(a) Outdoor weather parameters

(b) 建筑逐时冷负荷(b) Building hourly cold load

(c) 建筑总除湿负荷(c) Building total dehumidification load

(d) 新风显热负荷(d) Fresh air sensible heat load

3.2 THIC空调系统负荷特性分析

根据温湿独立控制系统的基本原理，湿度控制系统(低温冷水机组)除承担室内所有潜热负荷Q室内潜热(kW)外,还要承担新风负荷Q新风负荷(kW)和室内部分显热负荷Q室内部分显热(kW)，因此低温冷水机组承担的负荷Q低温冷水机组(kW)按式(1)计算;温度控制系统(高温冷源)主要承担建筑的室内显热负荷Q室内显热(kW),因此高温冷水机组承担的负荷Q高温冷水机组(kW)按式(2)计算.

Q低温冷水机组=Q室内潜热+Q新风负荷+Q室内部分显热=Q新风显热+Q除湿负荷+Q室内部分显热

(1)

Q高温冷水机组=Q逐时冷负荷-Q低温冷水机组

(2)

式中,新风处理机组处理后的新风所带走的室内部分显热负荷按下式计算:

Q室内部分显热=ρ×Cp×G×Δt

(3)

式中,G为新风量,m3/s;Cp为空气的比热容,kJ/(kg·℃);ρ为空气密度,kg/m3;Δt为室内设计温度与新风送风温度之间的温差,℃,本文取8 ℃.

按上述方法及图4给出的结果,计算得到高温冷水机组负荷与低温冷水机组负荷.为了避免设备选型过大而导致初投资过高及后期运行出现“大马拉小车”的问题,本文还利用EXCEL同时给出了按峰值冷负荷和不保证50 h对应的冷负荷的选型结果,如图5所示.

(a) 高温冷水机组逐时负荷与设计负荷的对比(a) Comparison of hourly load and design load of high-temperature chiller

(b) 低温冷水机组逐时负荷与设计负荷的对比(b) Comparison of hourly load and design load of low temperature chiller

通过图5(a)和图5(b)可以看出:① 高温冷水机组的负荷主要分布在0 kW～10 kW之间,主要集中在6月1日～8月30日,负荷波动比较大，其中峰值冷负荷为38.64 kW,据此确定高温冷水机组的额定制冷量为40 kW,不保证50 h所对应的冷负荷为20.21 kW，据此确定高温冷水机组的额定制冷量为21 kW;② 低温冷水机组的负荷主要分布在1.4 kW～2.8 kW之间,主要集中在6月1日～8月30日,负荷波动比较大,其中峰值冷负荷为6.58 kW,据此确定低温冷水机组的额定制冷量为7.0 kW,不保证50 h所对应的峰值冷负荷为5.57 kW,出现在第4 834 h(7月21日10∶00),据此确定低温冷水机组的额定制冷量为6 kW.

从高温冷水机组所承担的负荷分布情况及其选型结果可以看出,按照传统的设计选型方法，不可避免地会存在设备选型过大的问题,这主要与住宅空调时间分布有关系,如表2所示.

表2 每个房间空调概率逐时分布Table 2 Hourly distribution of the probability of air conditioning in each room

房间编号Room number时刻Time13∶0014∶0015∶0016∶0017∶0018∶0019∶0020∶0021∶0022∶0023∶0024∶001F-LR000000.30.31.01.01.00.301F-SBR00000000001.01.02F-S000000.30.31.01.01.00.302F-MBR00000000000.51.02F-SBR00000000001.01.03F-S00000000001.01.03F-MBR00000000000.51.03F-SBR00000000001.01.0

注：0,0.3,0.5,1.0分别表示空调开启概率为0 %,30 %,50 %,100 %.

Note:0,0.3,0.5,1.0 means that the probability of air-conditioning is 0 %,30 %,50 %,100 % respectively.

在23∶00时刻，该建筑物空调系统在一定概率下处于全部开启状态,从而导致该时间段内的空调负荷较大.

3.3 THIC空调系统负荷率及其分布小时数分析

准确地掌握高温冷源系统和低温冷源系统的负荷率分布对于双温空调系统冷源数量的选择十分重要,可有效地避免“大马拉小车”问题.

图6和图7分别给出了高温冷源系统和低温冷源系统冷源数量均为1的情况下,机组在两种不同设计负荷情况下(峰值冷负荷与不保证50 h对应的冷负荷)的负荷率分布.

(a) 高温冷水机组负荷率(设计负荷40 kW)(a) High temperature water chiller load ration(Designed load=40 kW)

(b) 高温冷水机组负荷率(设计负荷21 kW)(b) High temperature water chiller load ration(Designed load=21 kW)

(a) 低温冷水机组负荷率(设计负荷7 kW)(a) Low temperature water chiller load ration(Designed load=7 kW)

(b) 低温冷水机组负荷率(设计负荷6 kW)(b) Low temperature water chiller load ration(Designed load=6 kW)

由图6和图7可以看出:① 当设计负荷为40 kW时,高温冷水机组负荷率在5 %左右出现了发生小时数峰值,达到了1 082 h,在72 %的时间里机组运行负荷率在20 %及以下,说明按照这种方法进行设备选型存在很大的“大马拉小车”的问题,一方面会增加设备初投资；另一方面也导致机组后期难以实现节能运行;当设计负荷为21 kW时,虽然一定程度上缓解了上述问题,但机组仍然在60 %的时间里机组运行负荷率在20 %及以下.② 当设计负荷为7 kW时,低温冷水机组负荷率7.5 %～40 %之间,其发生小时数占比达到了51 %,机组负荷率在40 %以上的发生小时数为624 h;当设计负荷为6 kW时,低温冷水机组负荷率7.5 %～40 %之间的发生小时数占比下降至46.8 %,机组负荷率在40 %以上的发生小时数增至896 h,这说明按照这种方法确定低温冷水机组数量及其额量是合理的.

由以上分析可知,为了降低高温冷水机组设备的初投资,同时实现机组的节能运行,可按中小冷量并联方式对高温冷水机组进行设备选型即高温冷水机组数量为2.根据高温冷水机组所承担负荷的分布特点,可确定2台机组的额定制冷量分别为10 kW和11 kW.

4 结论

(1) 该独立住宅的显热负荷与除湿负荷之比约为3.1∶1,采用THIC空调系统进行温湿度独立控制具有较为明显的节能优势.

(2) 该独立住宅中的空调系统在22∶00～23∶00时间段内在一定概率下处于全部开启状态,从而导致该时间段内的空调负荷较大,这也是按照传统方法难以避免“大马拉小车”运行问题的根本原因.

(3) 当高温冷源数量与低温冷源数量为1时,高温冷水机组在绝大多数时间里运行在“大马拉小车”的状态下,难以实现节能运行,低温冷水机组设备选型结果较为合理.

(4) 为了降低高温冷水机组的设备初投资,同时实现机组的节能运行,可按照中小冷量并联的方式对高温冷水机组进行设备选型即高温冷水机组数量为2.

在今后的研究工作中尚需对常规空调系统与THIC空调系统的能耗进行模拟分析,进一步明确THIC空调系统的节能优势，对该系统的推广应用具有一定的指导和促进意义.