混合送風供冷管理論文

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摘要根據置換通風和混合送風設計及運行的特點，以DeST為模擬工具，分析了北京某寫字樓分別采用置換通風和混合送風方式供冷季空調系統的運行情況，討論了兩種送風方式在定風量或變風量運行時系統的逐時能耗及在室外新風利用上的特點。結果表明，置換通風比混合送風節省10%以上的運行費用。

關鍵詞置換通風，混合送風，節能

AbstractBasedonthedesignandoperationcharacteristicsofdisplacementventilationandmixingairsupply,bymeansofDeSTtool,analysesoperationstatusofdisplacementventilationandmixingairsupplyinanofficebuildinginBeijingincoolairsupplyseasonrespectively.Discussesthehourlyenergyconsumptionofoperationofdisplacementventilationandmixingairsupplyunderfixedairvolumeadvariantairvolumeandthecharacteristicsoffreshairutilizationoutdoor.Resultsshowthatdisplacementventilationcansavemorethan10%ofoperationcostcomparedtomixingairsupply.

Keywordsdisplacementventilation,mixingventilation,energysaving

0引言

隨著辦公自動化設備的開發與利用，新型辦公樓室內布局的變化以及智能化建筑的出現，置換通風空調方式以其自身在熱環境、空氣品質等方面的優點及在施工運行中的靈活性及經濟性，歷外辦公建筑中的應用日趨廣泛[1]。目前，置換通風在國內的研究及應用亦已起步。

置換通風形式不同于傳統的混合通風形式。置換通風空間分上區和下區，下區的氣流為置換氣流，空氣品質明顯優于混合式通風。與混合通風相比[2～4]，置換通風還有通風效率高、工作區負荷低、室內垂直溫度分層明顯等特點，但它是否節能學術界沿有爭議。因為盡管工作區負荷低可相對提高置換通風的送風溫度，擴大室外新風的利用率，使冷水溫度相應提高，從而降低AHU負荷并提高制冷機的COP；但基于控制工作區溫度梯度的要求以及AHU回風溫度顯著升高的現實情況，亦有可能增加AHU負荷。Seppanen（1989年）對美國的辦公建筑做了置換通風和混合送風的能耗比較[5]，就美國4個典型的氣候帶、兩種典型的通風控制策略（VAV，CAV）、帶有不同熱回收部件的AHU系統等方面作了研究，內區平均冷負荷14W/m2，最大冷負荷負荷24W/m2,外區負荷約120W/m2。研究發現：置換通風的能耗很大程度上取決于控制策略和空調箱系統。一個帶有熱回收器、采用VAV控制的置換通風系統的能耗和混合通風系統的能耗幾乎一樣。Zhivov（1998年）比較了不同氣候下美國一餐廳使用置換通風和混合送風的能耗[6]。考慮了兩種室外空氣的控制策略：定室外空氣量、變室外空氣量，結果發現：當定室外空氣量時，置換通風節省12%～18%的能量；當變室外空氣量時，置換通風節省16%～26%的能量。陳清焰等考察了美國5種典型氣候條件下辦公室、教室、工業廠房使用置換通風的能耗情況[4]，結果發現：與混合通風相比，置換通風系統可能消耗更多的風機能量、較少的制冷機和鍋爐的能量。置換通風的總體能耗稍微小于混合通風。國內有學者曾作過上送風與下送風方式的耗冷量比較[7]，但只是基于定性分析，并沒有進行逐時計算，也缺乏對不同空調系統運行模式的全面討論。為此本文擬通過計算機逐時模擬，對此問題進行更為深入的探討。

1研究方法

研究對象為北京某寫字樓一標準辦公樓層。如圖1所示。室內空調設計溫度為24±2℃，相對濕度為50%±10%。建筑外墻為370mm保溫磚墻，屋頂采用加氣混凝土保溫屋面。夏季辦公室內設備負荷為20W/m2，照明負荷為15m2，人員密度約0.1人/m2。混合通風樓層高度為3.5m，房間面積：Ar3-1=Ar3-3=Ar3-4=Ar3-5=700m2;Ar3-2=460m2。

以建筑熱環境設計模擬軟件DeST分別計算采用混合送風和置換通風兩種方式供冷季的逐時負荷，并對不同的空調系統模式（定風量、變風量；定新風比、變新風比以及定送風狀態或變送風狀態等）進行逐時模擬。模擬結果包括AHU的逐時送風狀態、送風量、新風比例β、逐時能耗以及各房間的逐時風量及室內溫度等。根據AHU負荷，對冷水側取一固定的綜合COP（一般為1.8～2.5，本文取為2），即可得到水側的總能耗；在風側，分別考慮定風量系統和變風量系統下風機的效率以及風機壓頭，根據逐時的總送風量即可得到風機的側總能耗；由此可得整個系統的總能耗并進行分析比較。

模擬計算說明如下：

①混合送風和置換通風兩種方式所處理的房間總負荷相同。

②不同情況下進行模擬計算時，室外逐時氣象情況相同。

③考慮到置換通風效率較高，因此其所需的新風量應小于混合送風，本文取置換通風和混合送風的效率分別為1.25和1。根據空調辦公房間的空氣品質要求，不同系統類型下混合送風和置換通風的新風設定如表1。

表1新風比的設定

混合送風置換通風

定風量系統

固定新風比β2520

可變新風比β最小25最大100最小20最大100

變風量系統

固定新風比β2520

可變新風比β最小25最大100最小20最大100

④置換通風最大送風溫差為5℃，混合送風的最大送風溫差為8℃，即二者相應的最低送風溫度分別為19℃和16℃；在定風量系統中置換通風和混合送風的送風量相同；在變風量系統中二者風量的變化范圍相同，最小送風量為最大送風量的30%。

⑤假定通過配置風口整個數及類型，置換通風可達到ASHRAE5592的標準，即離地1.8m和0.1m之間的溫差在3℃以內。

⑥混合送風的回風溫度應控制在26℃以下，而置換通風的回風溫度則應控制在27℃左右[3]；超過這一溫度即認為該房間處于不滿意工況。

以房間r3-1和r3-2為例，圖2給出了在供冷季的逐時負荷，時間從6月1日到9月14日。

2結果分析

2．1定風量系統中，固定新風比β時的能耗比較

需要指出，在定風量系統中，AHU的送風狀態是可變的。圖3所示為定風量系統中固定新風比β時混合送風和置換通風方式下AHU的逐時負荷，從中可以看出，除了6月約20天的時間以外，多數時間內置換通風的AHU負荷要比混合送風的AHU負荷低。在這段時間內，置換通風的AHU總負荷為59039kWh，而混合送風AHU總負荷為67080kWh；比較可知，置換通風在AHU側可節能約12%。由于二者送風量相同，因此風機側面的能耗可認為相同（實際上由于置換通風沒有管路，靜壓箱壓力低，因此風機能耗應相對略低[3]）。

圖3CAV定β的AHU負荷比較

在此段時間內，以房間r3-5為例，混合送風方式下不滿意小時百分數為4.5%；而置換通風方式下不滿意小時百分數為4%?？烧J為二者的熱舒適效果相近。

在采用置換通風的定風量系統中，置換通風的AHU負荷與β并非存在線性關系。研究中分別考慮了β為15%，18%，20%及23%的情況，發現相應的AHU側的負荷為混合送風的AHU負荷（保持不變）的90%，88%，92%及96%。這一結果與文獻[7]不同。原因可能在于定風量空調系統中，固定β后使得在不同氣象條件下，AHU對回風或新風的利用不足。整個供冷季置換通風AHU處理的新風總量為混合送風的80%。

2．2定風量系統中，β可變的能耗比較

圖4比較了定風量系統中可變時的AHU負荷。新風比的設定如前所述?？梢娭脫Q通風的AHU負荷始終低于混合送風。但與β固定時不同的是，在整個供冷期間置換通風AHU負荷降低的幅度始終相對較小。

圖4CAV變β的AHU負荷比較

置換通風的AHU總負荷為62470kWh，而混合送風AHU總負荷為67237kWh；置換通風在AHU側可節能約7%。在這種空調模式

下，降低置換通風的最低新風比β，可降低AHU的負荷。最低新風比β為17.5%，20%，22.5%時，相應的AHU總負荷分別為混合送風的91%，93%和95%?？梢娮钚⌒嘛L比越小時，AHU總負荷也相對越少。

整個供冷季混合送風的AHU采用全新風小時數為62h；而置換通風的AHU采用全新風小時數為87h，占總供冷小時數的11%?？梢娭脫Q通風對自然能源的利用率高于混合送風（回風溫度高并非是惟一原因，室外溫度適宜才是主要推動力）。

以房間r3-5為例，混合送風方式下不滿意小時百分數為6.5%；而置換通風方式下不滿意小時百分數為5%。置換通風的效果應略好于混合送風。

2．3變風量系統中，定送風狀態、固定β時的能耗比較

圖5比較了變風量系統定送風狀態、固定新風比β時的AHU負荷。新風比β的設定如前所述?；旌纤惋L的送風狀態點參數為16℃，70%；置換通風的送風狀態點參數為19℃，60%。

圖5VAV定送風狀態定β時的AHU負荷比較

如圖5所示，置換通風AHU負荷始終低于混合送風。但是二者AHU側的負荷都大為增加。置換通風的AHU總負荷為79569kWh，而混合送風AHU總負荷為93696kWh；置換通風在AHU側可節能約15%。在這一空調模式下降低置換通風的最低新風比β，同樣可減輕AHU的負荷。最低新風比β為17.5%，20%，22.5%時，相應的AHU總負荷分別為混合送風的83%，85%和87%。

此時置換通風AHU所處理的風量將大于混合送風，如圖6所示。統計可知，混合送風在供冷季總風量為1420萬m3，而置換通風在供冷季的總風量為1787萬m3，后者為前者的1.26倍。但需要指出的是，在此空調模式下采用了置換通風和混合送風后，房間溫度的不滿意率均為0。而置換通風回風溫度在26℃以上的小時百分數也僅僅為3%；即在使用置換通風的多數的時間內，房間內的溫度偏低的。如果考慮采用置換通風時工作區負荷較小，重新進行模擬（在模擬中假定房間允許的最高溫度為27℃），所得結果如下：置換通風AHU負荷百分比為混合送風的75%，總送風量百分比為100.2%。

圖6VAV定送風狀態定β時的AHU風量比較

混合送風和置換通風的AHU逐時處理的新風量如圖7所示?；旌纤惋LAHU處理的新風量高于置換通風的。

圖7VAV定送風狀態定β時AHU新風量比較

2．4變風量系統中，定送風狀態，變β時的AHU新風量比較

規律與固定β時類似，不過節能比例和風量比略有變化。采用全新風的小時數置換通風高于混合通風，前者為46h，剛好為后者的2倍。詳細結果見表2。

表2不同空調運行模式下的模擬結果匯總

AHU總負荷

/%AHU總風量

/%制冷機側能耗

/%風機側能耗

/%系統總能耗/%AHU采用新風量/%AHU采用全新風小時數/h

置換混合

CAV，固定β8810088100918000

CAV，可變β931009310094918762

VAV，定送風狀態點，定β85126851269594.600

VAV，定送風狀態點，變β9012690126911034724

VAV，變送風狀態點，變β1161181161181171138070

VAV，定送風狀態點，定β☆75100.275100.278.58100

VAV，變送風狀態點，定β☆961059610597.31059070

注：1☆表示考慮了置換通風工作區負荷比混合送風要低，其它欄表示二者工作區負荷相同。

2對冷水側取一固定的綜合COP，均取為2。

3風機側能耗計算：根據文獻[8]的建議，取風機壓頭為1000Pa，風機全壓效率0.6，以單風機系統計算；變風量運行時，考慮控制策略為供回風管壓不變，則功率可近似認為與風量成線性關系。

4模擬中，房間溫度的不滿意率均控制在7%以下；在變風量系統中，房間溫度的不滿意率控制在4%以下。

5百分數=置換通風/混合送風

2.5變風量系統中，變送風狀態、變β時的能耗比較

如果不考慮采取置換通風時工作區負荷低，如圖8所示，則統計模擬結果可得：混合送風AHU總負荷為59685kWh；置換通風AHU總負荷為64586kWh，后者為前者的116%?；旌纤惋LAHU總風量為1529萬m3；而置換通風AHU總風量為1863萬m3，是混合送風的118%。混合送風和置換通風的房間不滿意率均為0。而置換通風房間溫度高于26℃的小時數也僅僅為4%。

圖8VAV系統變送風狀態變β時的AHU負荷比較

考慮置換通風工作負荷較低，其他設定不變而假定房間允許最高溫度為27℃重新進行模擬，則結果為（混合送風結果不變）：置換通風AHU總負荷53205kWh，是混合送風的96%；置換通風AHU總風量為1609萬m3，是混合送風的105%。其余結果見表2。

從以上的模擬計算結果來看，置換通風在絕大多數情況下較混合送風節能，節能幅度在5%～10%左右。如果考慮了置換通風工作區負荷比混合送風要小，置換通風風管阻力要比混合送風要低，以及提高送風溫度可提高制冷機側的COP，則置換通風節能的幅度可望再提高5%～10%，即總節能效果達到10%以上。

對于變風量系統而言，利用計算機來逐時模擬置換通風的能耗情況還需要更深入地結合置換通風的特點如工作區負荷低、存在垂直溫度梯度來進行，否則可能會忽視置換通風的節能效果。

3結論

以DeST模擬一典型辦公樓層分別采用置換通風和混合送風方式，在不同空調系統運行模式下的逐時能耗、新風量及新風比情況，經比較分析得到以下結論：

3．1在定風量系統中，無論是否固定新風比，采用置換通風的空調系統都較混合送風系統節能，整個系統的能耗（包括冷凍機側和風機側）可減少約5%～10%左右；并且當室外溫度較高時，考慮置換通風效率高而適當降低最小新風比，可減少更多的能耗。

3．2在變風量系統中，采用置換通風時制冷機側（也即AHU側）可節能約10%～15%左右，但風機側可能會消耗稍多的能

量，約15%～25%；二者結合起來看，系統仍可節能約5%以上。

3．3如果考慮置換通風工作區負荷低的情況，以上節能指標可能會更高。

置換通風作為一種極具潛力的空調送風方式，以其自身在熱環境、空氣品質、節能以及施工和運行方面的靈活性與經濟

性，正日益受到各方青睞。相信置換通風這種空調形式會在國內有越來越多的應用。

參考文獻

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6ZhivovAM,Rymkevich,parisonofheatingandcoolingenergyconsumptionbyHVACsystemwithmixinganddisplacementairdistributionforarestaurantdiningareaindifferentclimates.ASHRAETrans,1998,104(2)

7馬仁民，論下部送風空調節能及其適用條件，暖通空調，1983，13（3）

8陸耀慶，實用供熱空調設計手冊，北京：中國建筑工業出版社，1993