夏热冬冷地区某大型动物实验室空调冷热源系统设计

王亚林 毛希凯 余俊祥 杨 毅,2△ 丁 德

(1.浙江大学建筑设计研究院有限公司,杭州;2.浙江大学平衡建筑研究中心,杭州)

0 引言

该项目位于浙江省温州市,为大型生物科技类实验室的配套动物实验中心。项目总建筑面积约为32 000 m2。其中,地上建筑面积25 000 m2,分为小动物饲养及实验楼、大动物饲养及实验楼、辅助楼。动物饲养及实验楼均为6层,地上部分主要功能为动物饲养及实验、办公与培训、后勤区等。小动物实验楼每层2个实验区域相互独立,中部交界处设置办公区域与实验辅助区域。地下建筑面积7 000 m2,主要功能为集中清洗及配套库房、影像区、设备用房、机动车库等。作为公共研究平台,整体以模块化的设计理念,保证实验空间的可变性,可满足分期建设和局部使用(非使用空间可以关闭)要求;同时集中布置了通用性实验室和影像设备及公共服务设施,提高使用效率,降低运维成本。实验室总体平面图见图1。

图1 某大型动物实验室总体平面图

1 动物实验室空调冷热源系统设计

该大型动物实验室的定位为具备国际国内认证的含有猪、犬、猴、兔、豚鼠、大小鼠、水生动物等种类动物实验条件,集科研、生产、教学及成果转移转化应用的综合性学术创新平台。项目规模较大,实验动物的种类繁多,各种功能实验室较为齐备,因此对空调系统的安全、高效、低碳运行都提出了较高的要求。

实验动物大多属于恒温动物,当环境温度过高或过低时,都可能导致机体生理、生化功能发生改变,从而影响实验结果的正确性。空气湿度的高低与动物的体温调节有着非常密切的关系,高湿度条件下可明显增加过敏性休克的大小鼠的死亡率;低湿度条件下,仔鼠常出现发育不良等情况[1]。在满足GB 14925—2010《实验动物 环境及设施》和GB 19489—2010《实验室 生物安全通用要求》要求情况下,主要室内环境参数如表1所示[2-3]。

表1 动物饲养及实验室区域空调室内参数

1.1 空调负荷分析

该动物实验室所在地温州为夏热冬冷地区,属于浙江省气候分区的南区,制冷期较长,供热期较短。

动物实验室内饲养的动物密度较大,面积约20 m2的饲养间可饲养小鼠1 600只或大鼠300只。动物产生的氨气、硫化氢等气体需要从室内排出并需给室内补充大量新风,维持室内污染物浓度在安全范围内。动物实验室及辅助用房采用全新风直流净化空调系统,制冷工况下室外新风经过粗效和中效双级过滤后进入表冷段降温除湿,后经再热段升温;制热工况下室外新风经两级过滤、加热段升温后,通过干蒸汽加湿段控制送风湿度。处理后的新风经过定风量阀、电动密闭阀和高效送风口后送入室内。所有主实验室及饲养间送风支管安装可调定风量文丘里阀,仅用于系统运行时根据实验需求及实验室环境调整换气次数。实验室内各个房间排风支管安装变风量文丘里阀,以利于调节和控制风量。

该项目典型的小鼠实验室空调处理过程焓湿图及各状态点参数见表2。

表2 小鼠实验室空气处理过程状态参数

根据室内热湿负荷,分别计算出小动物实验楼SPF(无特定病原体)大小鼠实验室和大动物实验楼豚鼠、兔实验室的空调负荷,见表3。其中,小动物实验室面积为800 m2,净高为2.6 m,换气次数为18 h-1;大动物实验室面积为800 m2,净高为2.6 m,换气次数为12 h-1,空调箱风机修正系数为1.1。由典型实验室的送风处理过程和空调负荷计算结果可知,动物实验室采用全新风空调系统,新风的冷热负荷及湿负荷较大。由于室内热湿负荷较小,送风温差较小,因此空调制冷阶段需要一定的再热负荷[4-6]。

表3 典型大动物及小动物实验室空调负荷计算

动物实验室排风量较大,且排风状态即为室内状态,与室外新风存在较大的温差和比焓差,充分回收排风中的热量用于新风预冷或预热是实验动物用房空调系统节能的重要措施。

由于动物房排风中含有氨气、硫化氢等臭味气体,在对排风进行热回收时,必须避免交叉污染。末端空调净化机组采用带制冷剂泵的分离式热管热回收系统,根据冬夏温度自动切换调整热量传递方向,利用热传导及相变传热,通过热管中传热介质间接完成换热。采用自带制冷剂泵的热管热回收系统,增加了系统的耗电量,制冷剂泵的电功率约占热回收系统所增加风阻功率的20%。但是制冷剂泵的引入可实现送、排风的非接触换热,杜绝新排风交叉污染;强化了换热并提升了系统的稳定性,热回收效率可达70%[7-9]。

温州极端最低气温为-3.9 ℃,设置热回收段之后,不需要考虑新风预热[10-11]。动物实验室的空调净化机组组合段如图2所示。

图2 采用热管热回收系统的动物实验室空调箱组合段

该项目的动物饲养及实验区面积较大,小动物饲养及实验区约为8 000 m2,大动物饲养及实验区约为4 000 m2。计算得总冷负荷约为7 881 kW,总热负荷约为5 961 kW。通过末端空调净化机组的热回收系统设计,减小了空调系统的冷热负荷,优化后的空调冷热源系统容量如表4所示。

由表4可以看出,通过采用热管热回收系统,可减少夏季空调冷源容量约10%,冬季空调系统热源容量可减少约36.7%。因为冬季新风温度与排风温度相差较大,显热量回收相对较大,可显著减少空调制热系统的设计容量。

考虑到室内外温差较小的过渡工况热回收量较小,室外气象参数处于供冷供热热回收平衡点时采用旁通措施,新风排风不经过热回收盘管直接排至表冷段,排风直接排至屋面处理机组。文献[8]详细论述了热管热回收系统的供冷供热热回收平衡点的计算过程。

1.2 空调冷热源设计

动物房空调送风参数需稳定,不允许有大的波动,房间环境需全年稳定,净化、空调设备需可靠运行,因此对空调冷热源设计提出了较高要求。一般大型动物实验室冷热源采用冷水机组和燃气热水机组,运行能耗较高。为提升整个项目的运行能效,该项目采用四管制空气源热泵,夏季其制热量用作再热热源,制冷量用于新风降温除湿;冬季及过渡季采用空气源热泵系统作为空调热源。空调冷热源系统的流程如图3所示。

为减少设备噪声及振动的影响,在该项目辅楼设置单独的能源中心,制冷机房位于辅楼地下室,冷却塔及空气源热泵机组设置于辅楼屋面,空调冷水最远输送距离约450 m。为了减小空调冷水输送能耗,夏季空调冷水供/回水温度设为6 ℃/12 ℃。空调冷源拟采用3台单台制冷量为2 110 kW的磁悬浮离心式冷水机组,部分负荷下能效和综合能效较高,并具备较好的调节性能。另外,磁悬浮多机头机组可实现当单个机头故障停机或检测维修时整体不停机维护,更适合动物实验室等对机组稳定性有特殊需求的场所,同时多机头机组可保持各机头均衡的负荷值,确保机组在高效点节能运行。

动物实验室的再热热源采用2台四管制空气源热泵,夏季制冷时热泵的供/回水温度为6 ℃/12 ℃,再热水供/回水温度为45 ℃/40 ℃,为末端空调净化机组提供再热热源。设计工况下单台机组夏季制热量为490 kW,制冷量为380 kW。动物实验室的冬季工况采用3台空气源热泵代替燃气热水机组,热泵供/回水温度为45 ℃/40 ℃。

该项目采用燃气蒸汽发生器为动物实验室空调加湿及设备消毒提供蒸汽,蒸汽发生器放置于实验楼屋面。空调用蒸汽经过减压后送入空调机组进行加湿,工艺用蒸汽接入分汽缸后直接接入末端消毒设备,产生的凝结水用作集中热水系统的辅助热源。该项目空气源热泵在夏季除用作再热热源外,还可用来预热蒸汽发生器补水,通过补水水箱内设置的换热器,将蒸汽发生器补水温度提升至43 ℃左右,以减少系统的燃气用量,提升系统的整体能效水平。

四管制空气源热泵通过翅片式换热器同时控制冷水及热水出水温度,调节性能及系统稳定性较好。在系统制冷阶段,开启四管制空气源热泵,根据系统再热需求调节四管制热泵的制冷量和供热量,同时根据空调冷水回水温度调节磁悬浮冷水机组的运行台数和供冷量,满足系统制冷量需求。在系统制热阶段,先开启空气源热泵,按制热模式运行,并根据空调系统热水回水温度调节空气源热泵机组制热量,制热量不足时再启动四管制空气源热泵机组单制热模式运行,当空调热负荷减小时,减小四管制空气源热泵机组的供热量和运行台数。

2 设计工况分析

为了降低空调系统能耗,该项目采取了新排风热管热回收和四管制空气源热泵热回收的组合方式。热管热回收及热泵热回收装置均减少了空调系统的设备容量和运行能耗,包括冷热源能耗、输送能耗等。增加热管热回收装置增大了换热阻力和风机电耗,四管制空气源热泵系统增加了热泵主机能耗和输送能耗,因此需对前述的动物实验室空调冷热源系统的节能性进行合理判断。其中,因能量回收而减少的能耗,根据实际使用的加热或冷却形式,折合成相应的电耗或者一次能源的消耗量;增加的泵和风机能耗为电耗。最终折算出能源的总消耗量,并与采用水冷冷水机组制冷及燃气热水机组加热的冷热源方案进行对比。

动物实验室空调冷热源系统方案对比的过程中,暂不考虑空气源热泵系统预热蒸汽发生器补水所节约的能耗,因此仅对系统总的一次能源消耗量(夏季制冷及再热能耗、冬季加热能耗)进行分析。夏季设计计算工况和冬季设计计算工况的室外气象参数采用GB 50736—2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》中的温州市室外气象参数[10]。该动物实验室空调冷热源系统设计计算工况下每小时的综合能耗采用式(1)计算[11]。

(1)

式中E为系统综合能耗;n为消耗的能源种类数;Ei为实际消耗的第i种能源量(含耗能工质消耗的能源量);ki为第i种能源的折标准煤系数。

该项目一次能源主要采用电力及燃气,其中电力折标准煤系数为0.122 9 kg/(kW·h),燃气折标准煤系数为1.214 3 kg/m3[12]。

2.1 夏季设计计算工况能耗分析

夏季采用2台四管制空气源热泵机组为末端净化机组提供再热量980 kW,供/回水温度为45 ℃/40 ℃,同时提供制冷及除湿冷量约762 kW,其余空调冷负荷由3台磁悬浮离心式冷水机组承担,冷水供/回水温度均为6 ℃/12 ℃。据此,计算出该项目夏季空调工况下每小时的能耗,并与传统空调冷热源系统进行对比,结果见表5。

表5 夏季空调工况下冷热源系统每小时能耗对比

由表5可知,采用四管制热回收系统,不仅可减少末端机组再热的能耗,还可以提供部分空调制冷量,减小空调制冷系统容量及减少能耗。综合分析,夏季设计计算工况下,可减少标准煤耗量约36.7%。

2.2 冬季设计计算工况能耗分析

冬季采用空气源热泵机组制热。2台热回收热泵在冬季空调室外气象参数条件下的制热量为820 kW,不足部分由另外3台空气源热泵机组提供,热泵供/回水温度为45 ℃/40 ℃。计算得到该项目冬季设计计算工况下每小时的能耗,并与采用燃气热水机组供热的热源系统进行对比,结果见表6。

表6 冬季空调工况下冷热源系统每小时能耗对比

由表6可知,采用空气源热泵系统的制热供回水温差为燃气热水系统的一半,输送能耗约为燃气热水系统的2倍。综合分析,冬季设计计算工况下,采用空气源热泵相对于燃气热水系统可减少标准煤耗量约67.9%,具备显著的节能效果。

3 结论

1) 采用热管热回收系统,利用热传导及相变传热间接完成换热,热回收效率较高,并且可以避免新排风交叉污染,可显著减少空调冷热源的设计容量和运行能耗,特别是在冬季空调设计工况下,系统热源容量减少约36.7%。

2) 采用四管制空气源热泵热回收系统同时制冷制热,在夏季设计工况下,相对于采用燃气热水机组再热,可减少一次能源耗量约36.7%。

3) 结合项目所在地的气候条件,采用空气源热泵系统代替燃气热水机组,在冬季设计工况下,可大幅度减少空调系统的综合能耗,减少一次能源耗量约67.9%。

4) 空气源热泵系统在系统热负荷较小时,可用于蒸汽发生器的补水预热,以减少蒸汽发生器的能耗。

综上所述,针对夏热冬冷地区的大型动物实验室,采用磁悬浮离心式冷水机组+空气源热泵制热,结合分离式热管热回收、四管制空气源热泵热回收的空调冷热源系统,可实现空调系统的高效运行。