復合水蓄冷的熱濕分控空調系統能耗與運行費用分析

丁云飛, 蘇 浩, 王劍平

(廣州大學 a.土木工程學院, b.廣東省建筑節能與應用技術重點實驗室, 廣東 廣州 510006)

復合水蓄冷的熱濕分控空調系統能耗與運行費用分析

丁云飛a,b, 蘇 浩a, 王劍平a

(廣州大學 a.土木工程學院, b.廣東省建筑節能與應用技術重點實驗室, 廣東 廣州 510006)

水蓄冷系統能夠提供滿足熱濕分控空氣處理模式中新風除濕要求的低溫水，將兩者組合構成的復合系統，既能獲得較好的室內空氣品質，又能擴大蓄冷溫差，達到更好的移峰填谷效果.文章對比分析了復合水蓄冷前后熱濕分控空調系統的運行能耗和運行費用，并與2種常規空調系統進行了比較.結果顯示，熱濕分控空調系統能耗均低于常規熱濕耦合空調系統，能耗分別為常規熱濕耦合空調系統的95%和88%；由于存在蓄冷槽損失，各系統與水蓄冷槽組成復合系統后，能耗均略有上升，但運行費用均有明顯降低，運行費用分別是原系統的81%、61%和48%，而且具有顯著的移峰填谷效果；與復合蓄冷槽的常規熱濕耦合系統相比，熱濕分控空調系統能有效增加蓄冷槽的蓄冷溫差，由傳統的5 ℃溫差蓄冷，變成15 ℃溫差蓄冷.

熱濕分控； 水蓄冷； 能耗； 運行費用

隨著社會經濟的高速發展，我國電力供應日顯緊張，電力供應也呈現新特點，用電高峰時負荷大，影響正常用電，用電低谷時，發電效率大大下降，因此，必須采取有效措施移峰填谷[1].蓄冷技術能夠實現有效的移峰填谷，其中，水蓄冷系統具有造價低、設計運行方便、維護簡單等優點[2]，得到越來越多的推廣使用.常規空調系統采用熱濕耦合空氣處理模式，風機盤管處于濕工況運行，盤管滋生霉菌，影響室內空氣品質，新型熱濕分控空氣處理模式由新風承擔全部濕負荷，非常適合于熱濕氣候[3]，室內盤管干工況運行，不僅改善了室內空氣品質，而且可以提高空調系統的能源利用率[4].

水蓄冷系統(CWS)能夠提供滿足熱濕分控空氣處理模式(ITHC)中新風除濕要求的低溫水，將2者組合構成的復合系統，既能獲得較好的室內空氣品質，又能擴大蓄冷溫差，達到了更好的電網移峰填谷效果.本文對比分析了復合水蓄冷前后熱濕分控空調系統的運行能耗和運行費用，并與2種常規空調系統進行了比較.

1 系統形式

2種常規空調系統：系統1為風機盤管加新風系統(FCU-FA)、系統2為增加水蓄冷的風機盤管加新風系統(FCU-FA+CWS)；4種基于熱濕分控的空調系統：系統3為雙冷源系統(DCS-ITHC)、系統4為復合水蓄冷的雙冷源系統(DCS-ITHC+CWS)、系統5為單冷源系統(SCS-ITHC)、系統6為復合水蓄冷的單冷源系統(SCS-ITHC+CWS)，各種空調系統的原理見圖1，運行模式見表1.

為了分析方便，蓄冷槽蓄/放冷過程均采用開式系統，即不使用板式換熱器；水蓄冷溫度均取7 ℃.

2 能耗分析模型

2.1 負荷分析

圖1 空調系統原理圖

系統名稱系統運行模式FCU-FA7℃供水,12℃回水,冷水機組承擔新風機組冷量和風機盤管冷量,風機盤管為濕工況.FCU-FA+CWS在FCU-FA系統基礎上,增加水蓄冷槽(7℃/12℃).用電峰段使用蓄冷槽供冷,冷水機組承擔用電谷段的蓄冷和其余時段系統供冷,風機盤管為濕工況.DCS-ITHC低溫冷水機組(CH-L)為新風機組供冷,高溫冷水機組(CH-H)為風機盤管供冷,風機盤管干工況運行.DCS-ITHC+CWSDCS-ITHC基礎上,增加水蓄冷槽(7℃/22℃),擴大了蓄冷溫差.第一階段:用電峰段使用蓄冷槽為新風機組供冷,溫升后的17℃冷凍水回到蓄冷槽,高溫冷水機組為風機盤管供冷;第二階段:蓄冷槽17℃冷凍水繼續為風機盤管供冷,風機盤管干工況運行,低溫冷水機組開始為新風機組供冷.用電低谷,使用高溫冷水機組將蓄冷槽中22℃的水降溫到17℃,再使用低溫冷水機組將17℃的水處理到7℃.SCS-ITHC采用高溫冷水機組(CH-H)和低溫冷水機組(CH-L)串聯實現7℃/22℃的大溫差供冷,風機盤管為干工況.7℃的冷水為新風機組供冷,溫升后的17℃冷凍水為風機盤管供冷.SCS-ITHC+CWSSCS-ITHC基礎上,增加水蓄冷槽(7℃/22℃),擴大了蓄冷溫差.用電峰段使用蓄冷槽供冷,冷水機組承擔用電谷段的蓄冷和其余時段系統用冷,風機盤管干工況運行.

(1)

(2)

式中,

Qa——新風承擔的室內負荷，kW；

ca——空氣的比熱容，取1.01 kJ·(kg℃)-1；

Va——新風量，m3·h-1；

tn——室內設計溫度，℃；

to——新風送風溫度，℃；

w——成年男子散濕量，g·(h·人)-1；

ρa——室內空氣的密度，取1.2 kg·m-3；

lx——新風量標準，m3·(h·人)-1.

2.2 蓄冷槽蓄冷量

根據蓄冷槽容積，并結合蓄冷效率，利用式(3)、式(4)計算蓄冷槽最大可蓄存冷量Q蓄和實際可取用的冷量Q取.

Q蓄=VρcΔt

(3)

Q取=ηQ蓄

(4)

式中,

V——蓄冷水槽容積，m3；

ρ——水的密度，取1 000 kg·m-3；

c——水的比熱容，取4.2 kJ·(kg℃)-1；

Δt——蓄冷溫差，℃；

η——蓄冷效率，為0.8～0.9，常取0.85[2].

2.3 運行控制策略

制訂運行控制策略的主要目的是充分利用已蓄存的冷量和當地電價政策，從而實現電網的移峰填谷和節約運行費用.根據蓄冷槽實際可取用冷量Q取，將蓄冷槽冷量分配到用電峰段，多余冷量分配到用電平段.利用柱狀負荷分布圖，表示冷水機組與蓄冷槽的配合狀態[7].

2.4 冷水機組選擇

ITHC+CWS系統中，冷水機組除用于用電低谷段蓄冷，還用于蓄冷槽停止供冷后的新風機組和風機盤管的冷量供應，因此冷水機組的容量滿足2者的要求.蓄冷槽停止供冷后系統冷負荷最大值為p*，同時蓄冷時間不能超過低谷段時長t*，因此冷水機組的容量為

2.5 冷水機組運行COP

實際運行過程中，冷水機組COP受部分負荷率PLR(實際制冷量與額定制冷量的比值)和冷卻水進水溫度影響.其修正系數為[8-9]

X=X1·X2

(5)

式中，X1為PLR對COP的修正系數，可用式(6)計算，X2為冷卻水溫度對COP的修正系數，可用式(7)計算.

(6)

其中，a、b、c為常數，可以通過冷水機組樣本數據擬合得到.

X2=1+αlΔtci

(7)

Δtci=tcie-tci

(8)

tci=twb+Δtapp

(9)

式中,αl——系數，離心機約為1.8%～2.1%，螺桿機約為3.0%～4.0%；

tcie——額定冷卻水進口溫度，℃；

tci——實際冷卻水進口溫度，℃；

twb——濕球溫度，℃；

Δtapp——冷卻塔出水溫度與空氣濕球溫度接近程度，通常取4 ℃.

2.6 系統能耗分析

冷水機組在實際運行中，在不同的負荷率下冷水機組的COP不同.令PLR=0.1i(i=1,2…10)，根據下式確定在不同負荷率下冷水機組的耗電功率為

(10)

根據統計可得全年不同負荷率下運行時間ti，則全年制冷量和耗電量為

(11)

(12)

2.7 系統經濟性分析

根據分時電價，通過全年不同時段的用電量分析，確定用電峰段、平段和谷段的不同用電量，計算全年運行電費.

3 案例分析

3.1 建筑概況

建筑為位于深圳市的一棟辦公樓，空調面積為6 095 m2，蓄冷槽容積為450 m3.建筑運行時間為8:00～21:00.夏季室內設計參數見表2[10-11].空調期從5月1日到10月20日.深圳市分時電價如下：①高峰時段：9:00～11:30、14:00～16:30、19:00～21:00，電價為1.069 7元·(KWh)-1；②平峰時段：7:00～9:00、11:30～14:00、16:30～19:00、

表2 室內設計參數

21:00～22:00，電價為0.850 9元·(KWh)-1；③低谷時段：0:00～7:00、23:00～24:00，電價為0.446 1元·(KWh)-1；蓄冷空調谷期電價：0.278 8元·(KWh)-1.

3.2 全年能耗分析

采用能耗分析軟件(DeST)對辦公樓進行全年能耗動態模擬計算，首層平面圖見圖2.新風機組和干式風機盤管冷負荷逐時變化見圖3.

圖2 辦公室首層平面圖

Fig.3 Cooling load for fresh air handing unit and fan coil unit change with time

3.3 不同系統冷負荷分配

根據不同系統的運行情況和全年典型日冷負荷分布，確定6種系統的負荷分配圖，見圖4.實際蓄冷槽蓄冷量參照系統負荷分配圖確定，并滿足全年實際負荷需求量.實際運行中，蓄冷槽的冷量從投入到使用完成后才使用冷水機組進行制冷.

3.5 系統能耗與運行費用分析

根據不同系統運行情況和負荷分布，選擇系統的裝機容量.各個系統冷水機組的配置見表3.根據能耗分析過程，對6種系統的數據進行計算，得到不同系統的全年累計耗電量、制冷量、蓄冷槽全年轉移電量，其結果列于表4.6種系統的全年累計運行電費,見圖5.

表3 不同系統冷水機組選型

表4 各系統耗電量

圖5 各系統全年運行電費

4 結 論

水蓄冷系統能夠提供滿足熱濕分控空氣處理模式中新風除濕要求的低溫水，將2者組合構成的復合系統，既能獲得較好的室內空氣品質，又擴大了蓄冷溫差，對電網具有更好的移峰填谷效果.通過分析復合水蓄冷槽前后熱濕分控空調系統的運行能耗和運行費用，并與復合水蓄冷槽前后常規熱濕耦合空調系統進行比較，得到如下結論：①熱濕分控空調系統能耗均低于常規熱濕耦合空調系統，能耗分別為常規熱濕耦合空調系統的95%和88%，具有較好的節能效果；②由于存在蓄冷槽損失，各系統與水蓄冷槽組成復合系統后，能耗均略有上升，但由于存在峰谷電價差，運行費用均有明顯降低，分別是原系統的81%、61%和48%，同時，復合系統均有顯著的電網移峰填谷效益；③與復合蓄冷槽的常規熱濕耦合系統相比，復合蓄冷槽的熱濕分控空調系統能有效增加蓄冷槽的蓄冷溫差，由5 ℃蓄冷溫差變成15 ℃蓄冷溫差，因此，在相同的蓄冷容積下，能有效降低系統運行費用，移峰填谷的效果更為顯著.

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【責任編輯： 陳 鋼】

The analysis on the operating energy consumption and cost of the air-conditioning system adopting temperature and humidity independent controlling and chilled water storage

DINGYun-feia，b，SUHaoa，WANGJian-pinga

(a. School of Civil Engineering; b.Guangdong Provincial Key Laboratory of Building Energy Efficiency and Application Technologies，Guangzhou University, Guangzhou 510006, Chian)

The chilled water storage system(CWS) can provide low temperature chilled water which satisfies fresh air dehumidification demand of the temperature and humidity independent controllingair conditioning system(THIC),and the system compositing CWS and THIC(THIC+CWS) can not only obtain better indoor air quality(IAQ), but also extend temperature difference of CWS, and achieve better effect of power grid peak load shift. The system operation energy consumption and cost before and after compositing THIC and CWS is analyzed, and then compared with those of the two conventional air conditioning systems——the fan-coil unit with fresh air system(FCU-FA) and the compositing CWS and FCU-FA(FCU-FA +CWS). The results show that the energy consumption of THICs is 95% and 88% of conventional FCU-FA, and energy consumption of THICs+CWS rises slightly as chilled water tank loss, and the operating costs are 48% and 61% of THICs. THICs+CWS system can effectively increase the chilled water temperature difference of water storage tank compared with the conventional FCU-FA+CWS,from 5 ℃ to 15 ℃, and has significant peak load shift effect.

temperature and humidity independent controlling; chilled water storage; energy consumption; operating cost

2016-05-05;

2016-05-18

廣東省重大科技專項資金資助項目(2013A011402001)

丁云飛(1967-)，男，教授，博士. E-mail: dingyf@126.com

1671- 4229(2016)05-0072-06

TU 831.3

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