变热媒水温差对空调末端设备性能的影响

变热媒水温差对空调末端设备性能的影响

0供热回水高差近年来，随着经济的快速发展，管道空调系统得到了越来越多的应用，管道系统的节能也是一个越来越受关注的问题。常规中央空调热媒水温差通常为10℃，名义工况热媒水供回水温度为60℃/50℃，而在实际工程中，由于空调系统设计时按最大热负荷来计算，设备选择时又需考虑设备安全系数等原因，供回水温差常常达不到上述要求，这就造成系统运行过程中普遍存在的“小温差大流量”现象。在末端负荷恒定的情况下，提高热媒水供回水温差，可以节约系统循环水量，相应减少水泵扬程和电能的消耗。但是热媒水供回水温差的提高必然会影响到空调系统末端设备对空气处理的效果。目前的文献报道中，大部分学者都是针对夏季工况下，从理论上研究了冷水大温差对表冷器和风机盘管性能影响。本文从理论分析展开，然后利用瞬时系统模拟程序TRNSYS进行动态仿真，分析中央空调系统在制热工况下，采用不同热媒水供回水温差时末端空气处理设备的特性。1风机盘管对空气加热器的影响文献在分析影响风机盘管热量因素基础上，选用F2-400型风机盘管无因次性能数据，利用最小二乘法，使残差平方和为最小，给出了风机盘管热量综合表达式：式中Q—风机盘管换热量，kW;G—通过风机盘管的质量流量,kg/h;为了研究热媒水温差对风机盘管的影响，将Q=G·C·ΔT/3600代入式（1），整理，再将两边无因次化，得：式中—相对换热量；ΔT—风机盘管进出口供回水温差，℃；下标0—标准工况，即风机盘管进风干球温度15℃，进水温度60℃，回水温度50℃。根据式（2），计算出供水温度为46～60℃，进出口供回水温差为9～14℃范围内的风机盘管相对换热量值，结果如图1所示。尽管型号不同的风机盘管热量综合表达式可能会不完全一样，但各参数对其性能影响的规律性应是相同的。另外，空气处理机组中的空气加热器与风机盘管中使用的热交换器都属于表面式热交换器，因此相关参数对空气加热器性能的影响应与风机盘管类似。为了能够更加清楚地说明热媒水温差对空气加热器及风机盘管换热性能的影响，下面将利用瞬时系统模拟程序TRNSYS对实验室空调系统进行模拟计算。2实验系统与实验测试实验系统取为大连理工大学建筑环境与设备工程研究所实验室土壤源热泵实验台地上水系统，如图2所示，以组合式空调器与风机盘管1为研究对象。使用瞬时系统模拟程序TRNSYS，将实验室各具体设备以TYPE子程序的形式联接成一个系统进行整体求解，用来模拟实际系统在不同供回水温差下的热力特性。在所有部件模型参数中，一部分参数是根据实际测试获得；一部分是根据厂家产品样本说明中获得。热泵机组为清华同方制造的HSSWR-23(S）水源热泵，末端处理装置分别为大连冰山空调设备有限公司制造的CH-005E的组合式空气处理机与HSR-62N卧式暗装型风机盘管，板式换热器为舒瑞普公司生产的GX-7X43非对称波纹板片系列，循环水泵1、2分别为上海凯泉泵业有限公司生产的KQL40/125-1.1/3（变频）、KQL32/125-0.75/3（定频）单级立式离心泵。实验系统安装了德国Siemens公司生产的楼宇自控软件BuildingAutomationInsightRevision3.5.1，可以将测量的温度、流量、压力、电功率等参数定期存入相应的数据库中，存储时间间隔可人为设定和更改，并可以显示数据的历时曲线，各仪表精度如表1所示。为了验证模拟结果的正确性，本文对实验室土壤源热泵地上水系统进行了模拟计算与实验测试。在模拟计算中，二次侧供水温度、二次侧水流量、组合式空调器进风温度、风机盘管进风温度都是根据根据实际测试结果的平均值设定的。由于实验系统中热泵机组采用的是单缸活塞式压缩机，一次侧供水温度不易调节，且一次侧出水温度达到53℃时，热泵机组就会自动停机，所以实验过程中，在保证热泵机组一直处于运转状态的情况下，只进行了较少工况下的测试。通过调节变频泵1的频率使热媒水流量减少，从而使二次侧（即板式换热器用户侧）供水温度与热媒水温差同时升高，当二次侧供水温度、二次侧供回水温差基本保持不变时，即认为系统处于稳定运行时，记录实验数据。最后将模拟计算结果与实际测试结果平均值进行了对比（见表2），最大误差约为8%，两者显示了良好的一致性，说明可用所建TRNSYS模型进行更多工况的模拟计算。3供回水高差对热媒水温度的影响利用瞬时系统模拟程序TRNSYS，同时设定新风温度为9℃，室内回风温度为15℃，模拟过渡季节部分负荷工况，不同热媒水温差、不同供水温度下，空气加热器及风机盘管换热性能。图3为空气加热器、风机盘管相对换热量（运行工况下换热量与标准工况下换热量的比值）在其不同供水温度时随其进出口供回水温差的变化曲线。要说明的是空气加热器及风机盘管进出口温差与二次侧供回水温差是不同的，以空气加热器为例，当供水温度为46℃时，系统二次侧供回水温差为8.8℃，而空气加热器进出口温差是5.94℃。对比图1，可以看出，对于某一供水温度，末端空气处理设备（即空气加热器、风机盘管）相对换热量均随其进出口供回水温差增大而减小；对于某一进出口供回水温差，末端空气处理设备相对换热量均随其供水温度增大而增大。模拟结果与理论分析结果的变化规律基本上相一致。因此可以用模拟结果来说明本实验系统二次侧热媒水温差对空气加热器及风机盘管换热性能的影响趋势。图4为空气加热器、风机盘管相对换热量在二次侧不同供水温度时随二次侧供回水温差变化曲线，可看出，二次侧供回水温差对它们换热性能的影响呈现如下趋势：(1）对于二次侧某一热媒水供水温度，随着二次侧供回水温差的逐渐增大，即热媒水流量的减小，空气加热器及风机盘管相对换热量逐渐减小。随着热媒水供水温度的提高，增大二次侧供回水温差时（即减小管内水流量时），对空气加热器及风机盘管的换热性能造成不利影响也越大。以图4a）的空气加热器结果为例，对于二次侧供水温度为46℃，二次侧供回水温差由9℃增大到12℃时，空气加热器相对换热量约减少了11.9%，而对于二次侧供水温度为52℃，二次侧供回水温差由9℃增大到12℃时，空气加热器相对换热量约减少了13.9%，即二次侧供水温度越高，增大二次侧供回水温差相对换热量下降越多。(2）在同样的二次侧供回水温差下，提高热媒水温度可提高相对换热量。以风机盘管为例，如图4b）所示，当二次侧供回水温差为11℃，供水温度为46℃、48℃时的相对换热量分别约为0.413716、0.44041，即二次侧供水温度为48℃时，风机盘管的相对换热量高于二次侧供水温度为46℃、二次侧相同供回水温差时的相对换热量。但是热媒水温度的提高将会导致冷水机组COP下降，所以应作综合分析。(3）在一定范围内进行调节，二次侧供水温度升高到足够大的值，也会使空气加热器及风机盘管相对换热量增加，从而导致送风温度增加，形成大温差送风，使空调系统的一次投资和运行费用都可以减少。同样以风机盘管为例，如图4b）所示，二次侧供回水温差为9℃，二次侧供水温度为46℃时，其相对换热量约为0.505652，增大二次侧供回水温差到11℃，同时提高二次侧供水温度到58℃，其相对换热量约为0.573816，即不同的二次侧供回水温差的情况下，供水温度达到58℃时的相对换热量要大于46℃时的相对换热量。二次侧热媒水供水温度的提高，可在一定程度上弥补由于二次侧供回水温差的增大（即热媒水流量的减少）对空气加热器及风机盘管换热性能带来的不利影响。4热媒水供水温度(1）从理论分析展开，然后使用瞬时系统模拟程序TRNSYS建立实验室空调系统动态仿真器，通过对实验室空调系统的实际测试，验证了已建动态仿真器所采用模型的可靠性，由此可利用所建动态仿真器进行更多工况的模拟计算。(2）研究结果表明，采用减少热媒水流量而加大供回水温差运行的方式，空气加热器及风机盘管的换热性能都有所下降；适当提高热媒水供水温度，可以部分抵消热媒水温差增大对空气加热器及风机盘管换热性能带来的不利影响，如果在一定范围内供水温度提高到足够大的值，不仅可以全部抵消热媒水温差增大对空气加热器及风机盘管换热性能带来的不利影响，还会产生剩余的换热量，从而导致送风温度增加，形成大温差送风。(3）选择合适的供回水温差与供水温度，不仅可以降低水系