双冷源梯级空调系统的节能率分析

田向宁，毛颖杰，李翠敏

（1.浙江大学 建筑设计研究院有限公司，杭州 310027；2.湖南大学设计研究院有限公司，长沙 310028；3.苏州科技大学，江苏苏州 215009）

0 引言

据相关数据统计，我国建筑能耗占总能源消耗的20%以上［1］。建筑能耗主要包括供暖、空调、通风、照明和建筑电气等，其中暖通空调能耗占建筑总能耗的50%以上［2］，节能潜力较大。

为降低建筑能耗，一些学者对空调系统展开了研究，并提出了一些新型的系统。例如，Jiang等［2-3］提出了基于溶液除湿的温湿度独立控制空调系统，并在某办公楼进行了实验和示范；刘剑等［1］对基于大滑移温度非共沸工质的双冷源制冷系统的性能进行了研究。双冷源梯级空调系统是一种采用高温和低温冷源共同承担系统负荷的新型节能空调系统。由冷水机组的制冷效率计算方法可知，高温冷源可极大地提高冷水机组的制冷效率，其能效比（COP）可高达8～9，远大于常规低温冷源的COP，进一步减少空调系统能耗。

双冷源梯级空调系统节能效果明显，在这一领域已有一些相关研究［4-7］，但大部分研究都集中于空气处理过程［4］、冷源［5-6］和送风系统［7］等某一部分研究，针对系统整体的分析较少。而双冷源系统领域的进一步研究和应用，需要全面分析其节能效率并提出系统的节能效率计算方法，明确其性能变化规律。本文以双冷源梯级空调系统为模型，对其冷源系统、冷冻水输送系统、冷却水系统和空气处理系统4个主要组成部分的理论节能率进行理论分析，建立双冷源梯级空调系统总效率的计算方法，并合理评估其节能潜力。

1 系统理论总效率

1.1 系统原理

双冷源梯级空调系统由冷源系统、冷冻水输送系统、冷却水系统和空气处理系统组成，具体运行原理见图1。系统环路包括高温冷源、低温冷源、高温集水器、低温集水器及流量传感器等设备。系统采用大温差冷冻水输送方式（7/17 ℃），先通过高温冷源将冷冻水降低到一定温度，再次通过低温冷源降温的形式实现。

图1 双冷源梯级空调系统原理

为满足系统要求，连接在低温分水器上的空调末端系统为独立开发的“小流量大温差专用风机盘管（FCU-SFCR-2019A）”，供回水温度分别为7，17 ℃，该新型风机盘管具备低水阻、低能耗和效率高的特点，与双冷源梯级空调系统配合应用可达到节能和低成本运行的优势。

1.2 系统理论总效率分析

一般空调、供暖设备的能效比（EER）定义为在额定工况下设备提供的冷量或热量与其本身所消耗的能量之比，计算公式为：

式中Qc——空调制冷量，kW；

W——制冷消耗功率，kW。

对于双冷源梯级空调系统，空调制冷量和消耗功率可表达为：

式中Qc，Q1，Q2——总负荷，低温、高温冷源承担的空调冷负荷，kW；

W1，W2，W3，W4——双冷梯级空调系统的冷源系统、冷冻水输送系统、冷却水系统和空气处理系统的理论耗功率，kW；

y1，y2，y3，y4——W1，W2，W3，W4与W的比值。

2 系统理论效率分析

2.1 冷源系统理论节能率

由于蒸发温度的提高，高温冷源的性能系数（COP）显著高于常规低温冷源，定义高温冷源与低温冷源性能系数之比n和高温冷源承担负荷比例m为：

式中COP2——高温冷源性能系数；

COP1——低温冷源性能系数。

常规系统低温冷源耗功率为：

双冷源系统冷源部分耗功率为：

双冷源梯级空调冷源理论节能率ε1为系统节约的耗功量与原耗功量之比，具体为：

可见，双冷源梯级空调冷源系统的理论节能率ε1不仅与n有关，还与m有关。根据前期研究，n的取值范围一般为 1.10～1.35［8］，m的取值范围为 0.5～0.8［9］，冷源系统的理论节能率ε1随m变化规律如图2所示。由图2可知，在给定n的前提条件下，m越高，双冷源梯级空调系统的冷源系统理论节能率ε1越高。在前期工程应用中，高温冷源承担负荷比例一般取0.5～1.0，取n值为1.3，因此冷源系统的理论节能率ε1取值范围为11.54%～23.08%。

图2 冷源系统理论节能率ε1

2.2 冷冻水输送系统理论节能率

冷冻水输送系统的理论耗功率W2可用下式计算［3］：

式中γ——水的比重，kN/m3；

c——水的比热容，kJ/（kg·℃）；

Hdi——第i个冷冻水泵的扬程，kPa；

Qdi——第i个冷冻水泵输送的空调冷负荷，kW；

Ed——冷冻水泵的综合效率；

Δtd——冷冻水供回水温差，℃；

Hmax——最不利管路的阻力损失，kPa；

H1——冷源的蒸发器阻力损失，kPa，一般取 30～100 kPa；

H2——管路水系统的总阻力损失，包含了管路的局部和沿程阻力损失，kPa；

H3——空气处理系统的表冷器总阻力损失，kPa，一般取 20～50 kPa。

S——管路系统阻抗系数，s2/m2。

冷冻水输送系统的理论节能率ε2为系统节约耗功量与常规系统冷冻水输送耗功量之比。双冷源梯级空调系统采用10 ℃大温差的冷冻水输送系统，在空调冷负荷、管路水系统和表冷器阻力损失相同的条件下，双冷源梯级空调冷冻水输送系统的节能率ε2为：

可见，冷冻水输送系统的节能率ε2与冷源蒸发器的阻力损失H1，管路阻力损失H2及表冷器阻力损失H3有关。节能率ε2随冷源蒸发器的阻力损失H1变化规律如图3所示。

图3 冷冻水输送系统节能率ε2

由图3可知，在已知原空调输送系统总阻力损失的条件下，输送系统节能率ε2随冷源蒸发器的阻力损失H1降低而增加，输送系统节能率ε2取值范围为36.25%～70.62%。

2.3 冷却水系统理论节能率

冷却系统的理论耗功率包含了冷却塔风机的功率和冷却水泵的功率，其理论耗效率W3计算方法如下［10］：

式中Hqi——第i个冷却水泵的扬程，kPa；

Wqi——第i个冷却水泵的流量，m3/s；

Δtqi——第i个冷却塔供回水温差，℃，一般取5 ℃；

Δhqi——第i个冷却塔进出空气的焓差，kJ/kg（a）；

Δpi——第i个冷却塔风机的全压，Pa；

η——冷却塔风机效率，℃；

Eq——冷却水泵的综合效率，%。

冷却水系统节能率ε3为节约的耗功量与常规系统耗功率的比值。在空调冷负荷相同的条件下，双冷源梯级空调系统与常规空调系统的冷却水系统相比，高温冷源COP2高于低温冷源，因而双冷源梯级空调系统排向冷却塔的热量要小于常规空调系统，但由此带来对冷却水系统能耗的影响比较小。因此，双冷源梯级空调系统的冷却水系统的节能率ε3近似等于零。

2.4 空气处理系统理论节能率

双冷源梯级空调系统有集中式和分散式2种空气处理方式。为满足除湿能力，仍然采用露点送风，且送风状态点与常规空调系统相同。因此，空调冷负荷相同的条件下，其送风量与常规空调系统相同。

采用分散式空气处理方式时，系统专用的“小流量大温差专用风机盘管（FCU-SFCR-2019A）”通过增加盘管的排数方式来提高其制冷和除湿能力，风机能耗因此增大。但研究表明，适当降低通过盘管风速可抵消增加的风机能耗，使风机盘管的理论耗功率与常规空调系统相同［11］。

采用集中式的空气处理方式时，空气处理机组风机全压Pi的计算方法如下：

式中 ΔP1i——第i个组合式空气处理机组的阻力损失（除表冷器之外其余设备阻力损失），Pa；

ΔP2i——第i个组合式空气处理机组表冷器风系统的阻力损失，Pa；

ΔP3i——第i个通风管路的阻力损失，Pa。

前期研究结果表明，对于组合式空调机组的表冷器也可以通过增大盘管盘数的方法获得大温差换热，如将排数由4排增加到6排或由6排增加到8排，温差可增大到10 ℃，其性能接近于原表冷器［11］但此时空气通过表冷器的阻力将增加18%～29%。

风机理论耗功率还取决与表冷器的风系统阻力损失ΔP2i占风机全压Pi的比值zi。根据工程经验可知，组合式空气处理机组的阻力损失ΔP1i一般为100～200 Pa；通风管路的阻力损失ΔP3i与空调送风系统的管路截面积、长度、变径、弯头等设计参数有关，一般为400～600 Pa。在风机全压Pi已知的条件下，可得到zi随表冷器风系统阻力损失ΔP2i的变化规律，如图4所示。

图4 zi随表冷器阻力损失ΔP2i的变化规律

由图可知，zi随表冷器阻力损失ΔP2i增加而增大。一般在工程应用中常规空调系统中zi经济合理的取值范围为0.1～0.4。对于zi的一系列研究表明，可通过适当增加空气处理机组横断面积的方式降低面风速，从而降低表冷器的阻力损失以控制zi，使其处于合理范围［11-12］。因此，双冷源梯级空调系统中，采取适当条件控制zi，取值≤0.2。

空气处理系统的理论节能率ε4为其节约的耗功量与常规系统耗功量的比值，具体计算公式如下：

式中Pi——双冷源梯级空调系统第i个空气处理系统的风机全压，Pa；

Li——第i个空气处理系统的风机送风量，m3/s；

xi——双冷源梯级空调系统第i个空气处理系统的风机全压与原空调系统之间的比值。

式中λ——双冷源梯级空调系统表冷器风系统阻力损失节约量与常规系统的比值，λ取值范围 0.18～0.29［11］。

计算可知，采用集中式的空气处理方式时，双冷源梯级空调系统中空气处理系统的节能率ε4取值范围为-3.15%～-4.71%。

2.5 系统总理论节能率

双冷源梯级空调系统的总理论节能率ε定义为其节约的耗功量与常规空调系统耗功量之比，综合以上分析，可得其具体计算方法为：

对于一般系统，冷却水系统的理论耗功率与系统总耗功率的比例系数y3变化范围较小，取值范围约为 0.08～0.12［8］，取y3值为 0.1 并保持不变，可得到双冷源梯级空调系统理论节能率ε随y1和y2的变化曲线如图5所示。由图可知，当y3不变的条件下，系统理论节能率ε随y1和y2的增加而增大。双冷源梯级空调系统总理论节能率ε取值范围为6.85%～39.67%。可见，该系统节能效率明显。

图5 节能率ε随y1和y2的变化曲线

3 结论

（1）高温冷源承担负荷比率越高，冷源系统理论节能率ε1越高，冷源系统的理论节能率取值范围为11.54%～23.08%。

（2）在已知冷冻水输送系统总阻力损失的条件下，冷冻水输送系统节能率ε2随冷源蒸发器的阻力损失H1降低而增加，输送系统节能率ε2取值范围为36.25%～70.62%。

（3）采用分散式空气处理方式时，双冷源梯级空调系统的空气处理系统耗功率与常规空调系统相同，节能率为零。采用集中式的空气处理方式时，双冷源梯级空调系统中的空气处理系统的节能率ε4取值范围为-3.15%～-4.71%。

（4）双冷源梯级空调系统总理论节能率ε随y1和y2的增加而增大。总理论节能率ε取值范围为6.85%～39.67%，系统节能效率明显。