空調(diào)水系統(tǒng)等效模型的水力特性理論研究

毛穎杰，田向?qū)?/p>

（1.湖南大學(xué) 設(shè)計(jì)研究院有限公司，長沙 310028；2.浙江大學(xué) 建筑設(shè)計(jì)研究院有限公司，杭州 310027）

0 引言

據(jù)統(tǒng)計(jì)，采暖空調(diào)的能耗大約占建筑能耗60%～80%，冷凍水輸送系統(tǒng)（簡稱輸送系統(tǒng)，不包含風(fēng)系統(tǒng)、冷卻水系統(tǒng)等的輸送能耗）的能耗約占采暖空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行總能耗的15%～20%，區(qū)域能源系統(tǒng)中輸送能耗的比重更高［1-9］。如果輸送系統(tǒng)的設(shè)計(jì)形式和運(yùn)行方式不合理或者管網(wǎng)系統(tǒng)存在水力失調(diào)等不穩(wěn)定運(yùn)行因素，輸送能耗所占比例會更高［1］。因此，降低輸送能耗是采暖空系統(tǒng)節(jié)能研究的重要研究方向。

長期以來，“大流量、小溫差、高功耗”問題一直是采暖空調(diào)系統(tǒng)工程設(shè)計(jì)中的難題。學(xué)術(shù)界普遍認(rèn)為此問題是由于輸送系統(tǒng)的設(shè)計(jì)流量和揚(yáng)程過大或者輸送系統(tǒng)未采取合理的調(diào)適措施導(dǎo)致。

采暖空調(diào)系統(tǒng)根據(jù)輸送系統(tǒng)中的流體經(jīng)歷一個(gè)循環(huán)的流程是否相等分為異程式系統(tǒng)和同程式系統(tǒng)，如果流體經(jīng)歷任何支路其流程均不相等，則為異程式系統(tǒng)，如圖1所示，否則為同程式系統(tǒng)，如圖2所示。任何采暖空調(diào)系統(tǒng)的輸送系統(tǒng)均可等效為異程式水力系統(tǒng)模型或同程式水力系統(tǒng)模型，本文通過對2種水力系統(tǒng)模型中的能量模型、溫度模型和壓力模型的深入研究，提出一種通過提高設(shè)計(jì)供回水溫差的方式來解決“大流量、小溫差、高功耗”的技術(shù)方案。

圖1 異程式等效水力系統(tǒng)模型Fig.1 Direct return equivalent hydraulic system model

圖2 同程式等效水力系統(tǒng)模型Fig.2 Reverse return equivalent hydraulic system model

1 輸送系統(tǒng)能量模型

異程式輸送系統(tǒng)均可等效為圖1所示的異程式等效水力模型，同程式輸送系統(tǒng)均可等效為圖2所示的同程式等效水力模型。等效水力模型中，均包含了3個(gè)模型，即溫度模型、壓力模型和能量模型。溫度模型與輸送系統(tǒng)的換熱程度有關(guān)，壓力模型與輸送系統(tǒng)的水力穩(wěn)定性有關(guān)，能量模型與輸送系統(tǒng)的能量傳遞過程有關(guān)。

異程式和同程式等效水力模型中的能量模型均反應(yīng)的是采暖空調(diào)系統(tǒng)的能量傳遞變化的規(guī)律，可用下式表達(dá)：

式中 Q0——冷卻水輸送系統(tǒng)輸送的能量，kW；

Q1——冷源的制冷量，kW；

Q2——冷凍水輸送系統(tǒng)輸送的能量，kW；

Q3—— 空調(diào)末端的空氣-水之間的換熱量，kW；

Lq——冷卻水的流量，m3/h；

tg，th—— 冷卻水系統(tǒng)供、回水溫度，℃；

t，t＇ —— 冷凍水系統(tǒng)的供、回水溫度，℃；

ti—— 第i個(gè)支路的回水溫度，℃；

ΔP，ΔPi—— 輸送系統(tǒng)的資用壓差、第 i個(gè)支路的資用壓差；

li——第i個(gè)支路的送風(fēng)量，kg/s；

mi——第i個(gè)支路末端的空氣的新風(fēng)比；

Hn——室內(nèi)焓值，kJ/kg；

Hw——室外焓值，kJ/kg；

Hsi——露點(diǎn)送風(fēng)狀態(tài)點(diǎn)焓值，kJ/kg；

S，Si—— 輸送系統(tǒng)的管路特性阻力系數(shù)、第i個(gè)支路的管路特性阻力系數(shù)，s2/m5。

由式（1）可看出：空調(diào)系統(tǒng)夏季能量模型的本質(zhì)是一個(gè)熱量逐級由低溫冷源傳向高溫冷源的逆卡諾循環(huán)。在整個(gè)熱量傳遞過程中，經(jīng)過4次換熱，熱量的總量逐級增加，熱量的品質(zhì)逐漸下降。

在4次換熱過程中，1級的換熱過程是在空調(diào)末端中空氣-水之間換熱，1級換熱過程與室內(nèi)的空調(diào)逐時(shí)冷負(fù)荷有關(guān)。采暖空調(diào)系統(tǒng)逐時(shí)冷負(fù)荷模型的輸入?yún)?shù)采用“最不利工況”輸入?yún)?shù)，如室外空氣干球溫度、人員密度等參數(shù)等，逐時(shí)冷負(fù)荷計(jì)算值采用計(jì)算日中“最不利工況”的計(jì)算值。采暖空調(diào)系統(tǒng)逐時(shí)冷負(fù)荷是一個(gè)時(shí)變量且沿計(jì)算日的時(shí)間方向呈正態(tài)分布，“最不利工況”的空調(diào)逐時(shí)冷負(fù)荷計(jì)算值是空氣處理機(jī)組表冷器的選型的依據(jù)，但其出現(xiàn)時(shí)間僅占總實(shí)際運(yùn)行時(shí)間的10%左右［6］，整個(gè)采暖空調(diào)系統(tǒng)長時(shí)間處于小負(fù)荷工況，這也是造成輸送系統(tǒng)供回水溫度“小溫差”的原因之一。

2 輸送系統(tǒng)的溫度模型

如圖1，2所示，在理想保溫隔熱條件下，輸送系統(tǒng)的能量損失為零，輸送系統(tǒng)的供水管路中任意點(diǎn)的供水溫度均等于分水器的供水溫度。輸送系統(tǒng)的回水管路中任意點(diǎn)的回水溫度均不相等，集水器的回水溫度是所有不同支路、不同流量和不同回水溫度的混合溫度。同程式和異程式等效水力模型的集水器混合溫度t＇均可采用下式計(jì)算：

式中 L＇i——輸送系統(tǒng)中第i個(gè)支路的水流量，m3/h；

t＇i——輸送系統(tǒng)中第i個(gè)支路的回水溫度，℃；

L ——輸送系統(tǒng)總的水流量，m3/h。

由式（2）可以看出：集水器的混合溫度取決于每一個(gè)支路的回水溫度和流量，任意支路的回水溫度和流量又取決于該支路的空調(diào)逐時(shí)冷負(fù)荷，任意支路的溫度變化不會影響其余支路的溫度變化，因此，輸送系統(tǒng)的溫度模型是一個(gè)無關(guān)模型。集水器的回水溫度只有在兩種工況下才有可能等于設(shè)計(jì)回水溫度，一是每個(gè)支路回水溫度均等于設(shè)計(jì)回水溫度，二是部分支路的回水溫度高于設(shè)計(jì)回水溫度并且存在部分支路回水溫度低于設(shè)計(jì)回水溫度。

如果輸送系統(tǒng)的流量和揚(yáng)程等設(shè)計(jì)參數(shù)選擇過大，且空調(diào)系統(tǒng)中絕大部分支路處于小負(fù)荷的工況點(diǎn)，勢必造成支路實(shí)際流量大于設(shè)計(jì)流量，輸送系統(tǒng)供水溫度不變，集水器的回水溫度必然小于設(shè)計(jì)回水溫度。

如果輸送系統(tǒng)的流量和揚(yáng)程等設(shè)計(jì)參數(shù)選擇恰好滿足管網(wǎng)特性，輸送系統(tǒng)供水溫度不變且空調(diào)系統(tǒng)中絕大部分支路處于小負(fù)荷的工況點(diǎn)，仍然會造成支路實(shí)際流量大于設(shè)計(jì)流量，集水器的回水溫度仍然會小于設(shè)計(jì)回水溫度。

由以上分析可知，無論輸送系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)選擇合理與否，都無法避免輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”問題的出現(xiàn)，但輸送系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)不當(dāng)卻會加劇“大流量、小溫差、高功耗”現(xiàn)象的發(fā)生。因此，要解決輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”問題，就必須研究輸送系統(tǒng)的壓力模型。

3 輸送系統(tǒng)的壓力模型

與溫度模型不同，壓力模型是一個(gè)相關(guān)性的模型，即任意支路的壓差變化就會影響其它支路的壓差變化。

3.1 異程式等效水力模型中的壓力模型

異程式等效水力模型的壓力模型遵循2個(gè)變化規(guī)律。

（1）輸送系統(tǒng)的資用壓差沿流程方向逐漸遞減，可采用下式計(jì)算：

式中 ΔPi，ΔPi+1—— 輸送系統(tǒng)中第 i，i+1 個(gè)支路的資用壓差，kPa；

Li，Li+1—— 輸送系統(tǒng)中第 i，i+1 個(gè)支路的流量，m3/h。

（2）輸送系統(tǒng)任意支路的資用壓差均大于支路最大需求壓差的規(guī)律，可采用下式計(jì)算：

式中 ΔPmaxi—— 輸送系統(tǒng)中第i個(gè)支路的需求最大壓差，kPa。

由式（3）可以看出：沿著流體的流程方向，輸送系統(tǒng)的資用壓差逐級遞減直至最不利支路的資用壓差，即最不利支路的資用壓差最小，且只有最不利支路資用壓差等于需求最大壓差，輸送系統(tǒng)的揚(yáng)程根據(jù)最不利支路的需求最大壓差選取。這種“最不利工況”的設(shè)計(jì)思想勢必造成除最不利支路以外，其余支路的資用壓頭均大于支路實(shí)際需求最大壓差，這種普遍現(xiàn)象稱為支路“超壓現(xiàn)象”（見式（4））。支路“超壓現(xiàn)象”極易導(dǎo)致支路實(shí)際運(yùn)行流量超過需求最大流量，在支路需求冷負(fù)荷不變的條件下，支路必然發(fā)生“小溫差”現(xiàn)象，即實(shí)際運(yùn)行回水溫度必然小于集水器的混合回水溫度。

3.2 同程式等效水力模型中的壓力模型

在同程式等效水力模型的壓力模型中，同樣存在2個(gè)基本的壓力變化規(guī)律：

（1）輸送系統(tǒng)中任何支路的資用壓差均相等，可采用下式計(jì)算：

（2）輸送系統(tǒng)各個(gè)支路的資用壓差均大于支路的需求壓差，可采用下式計(jì)算：

由式（5）可以看出：雖然同程式輸送系統(tǒng)中任意支路的資用壓差均相等，輸送系統(tǒng)的揚(yáng)程根據(jù)最不利支路的最大需求壓差選取，但由于各個(gè)支路的需求壓差均不相等，支路的“超壓現(xiàn)象”有所改善但依然存在（見式（6））。在支路需求冷負(fù)荷不變的前提條件下，支路仍然會發(fā)生“小溫差”現(xiàn)象，即實(shí)際運(yùn)行回水溫度必然小于集水器的混合回水溫度。因此，同程式輸送系統(tǒng)僅僅改善了支路“超壓現(xiàn)象”，但并未根本解決問題。

4 雙冷源串聯(lián)空調(diào)系統(tǒng)的解決方案

采暖空調(diào)系統(tǒng)逐時(shí)冷負(fù)荷計(jì)算采用“最不利”工況點(diǎn)計(jì)算，輸送系統(tǒng)流量根據(jù)采暖空調(diào)系統(tǒng)逐時(shí)冷負(fù)荷“最不利”的工況點(diǎn)設(shè)計(jì)，輸送系統(tǒng)的揚(yáng)程根據(jù)輸送系統(tǒng)阻力的“最不利”的工況點(diǎn)設(shè)計(jì)，這種采取多重疊加“最不利”工況的設(shè)計(jì)思想是導(dǎo)致輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”問題的根本原因。輸送系統(tǒng)不合理的參數(shù)設(shè)計(jì)會加劇輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”的現(xiàn)象。

根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)和理論分析，本文提出一種有效解決輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”問題的空調(diào)系統(tǒng)——雙冷源串聯(lián)兩管制空調(diào)系統(tǒng)（又稱雙冷源串聯(lián)大溫差空調(diào)系統(tǒng)），雙冷源串聯(lián)兩管制空調(diào)系統(tǒng)屬于雙冷源梯級空調(diào)系統(tǒng)的其中一種系統(tǒng)形式，如圖3所示。在保證末端換熱可行的條件下，最大限度提高輸送系統(tǒng)的設(shè)計(jì)供回水溫差，最大值可高達(dá)12 ℃，冷源由高溫冷源和低溫冷源組成，高溫冷源工作在18±1/13±1 ℃的高溫工況，低溫冷源工作在12±1/7±1 ℃的低溫工況，分集水器之間的設(shè)計(jì)最高可達(dá)12 ℃［6-7］。

圖3 雙冷源串聯(lián)兩管制的空調(diào)系統(tǒng)Fig.3 Tandem double-pipe air-conditioning system with double cooling sources

在設(shè)計(jì)工況下，雙冷源串聯(lián)大溫差的輸送系統(tǒng)提供7 ℃的低溫冷凍水，經(jīng)過空氣末端換熱后，低溫冷凍水吸熱后變成17 ℃的高溫冷凍回水，高溫冷凍回水經(jīng)過高溫集水器后，首先經(jīng)過高溫冷源降溫后變成12 ℃的冷凍水，其次在經(jīng)過低溫冷源降溫后變成7 ℃的低溫冷凍水，如此循環(huán)。雙冷源串聯(lián)兩管制的空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)仍然采用“最不利工況”的設(shè)計(jì)思想，因此供回水溫差亦然達(dá)不到設(shè)計(jì)工況，但是與供回水溫差為5 ℃的輸送系統(tǒng)相比，雙冷源串聯(lián)兩管制的空調(diào)系統(tǒng)供回水溫差得到了大幅度提高，供回水溫差的估算值為6～8 ℃。由此可見，雙冷源串聯(lián)兩管制的空調(diào)系統(tǒng)有效的解決了輸送系“大流量、小溫差、高功耗”的問題，輸送系統(tǒng)的能耗大幅度下降。

雙冷源串聯(lián)兩管制的空調(diào)系統(tǒng)雖然提高了輸送系統(tǒng)的供回水溫差，但是為了不增加送風(fēng)量，其末端仍然采用露點(diǎn)送風(fēng)的方式，即雙冷源串聯(lián)大溫差空調(diào)系統(tǒng)的送風(fēng)量與原空調(diào)系統(tǒng)的送風(fēng)量相同，只是改變末端盤管結(jié)構(gòu)并增加了相應(yīng)的換熱面積，盤管的成本增加10%左右，系統(tǒng)的投資回收比可控制在1～2年。雙冷源串聯(lián)兩管制的空調(diào)系統(tǒng)中的高溫冷源可以采用原低溫冷源在高溫工況運(yùn)行，也可以單獨(dú)開發(fā)高溫冷源機(jī)組，關(guān)于高溫冷源機(jī)組等相關(guān)內(nèi)容可以參考文獻(xiàn)［10～14］。

5 結(jié)語

綜上所述，在采暖空調(diào)系統(tǒng)中，任何輸送系統(tǒng)均可以等效為異程式或者同程式水力模型，等效水力模型包含了溫度模型、壓力模型和能量模型。現(xiàn)有“最不利”的設(shè)計(jì)模型是造成輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”的問題根本原因，即使輸送系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)的合理也無法有效解決輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”的問題，但是不合理的設(shè)計(jì)參數(shù)卻會加劇輸送系統(tǒng)“大流量、小溫差、高功耗”問題的惡化。