表面式空气-空气能量回收系统节能分析及优化设计措施
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表面式空气-空气能量回收系统节能分析及优化设计措施 摘要: 本文以表面式空气-空气能量回收系统(以下简称能量回收系统)性能系数为评价指标,从分析排风比、回收驱动势、系统附加能耗以及空调系统性能系数因素对回收性能系数的影响入手建立经济性控制方法及体系。根据能量回收系统经济性控制体系对系统设计、运行控制提供参考。关键词: 表面式空气-空气能量回收系统、回收性能系数、排风比、回收驱动势、附加能耗0前言 随着业界对低品位能源回收利用技术日益重视和相关产品性能逐步提高,集中空调系统大量涌现利用表面式空气-空气能量回收装置回收排风低品位能源作为新风预处理手段甚至作为新风处理措施的案例。文献1、2仅对设置能量回收系统的设置条件、回收装置的回收效率及对新风污染等要求作规定。由于能量回收系统设置的仅与系统有关的能量回收装置及通风管路的水力损失将产生输送能耗(本文称附加能耗),若设计使用过程中仅依赖对产品性能的控制而不对附加能耗加以分析控制将导致能量回收系统的经济效益微薄甚至入不敷出。因此笔者提出以回收利用低品位能源折算一次能源节省量与附加能耗折算一次能源消耗量的比值(回收性能系数)为评价指标的评价体系,对能量回收系统的设计工况和使用工况的经济性进行控制。1回收性能系数导出1.1表面式空气-空气能量回收装置的工作原理空调建筑中为改善室内卫生条件、维持空调空间之间或空调空间与室外压差等要求在从室外引入大量新风的同时还需要有组织的向室外排风。由于空调季节排风具有比室外新风更优的热力工况而存在回收驱动势(温差、湿差、焓差),因此可利用表面式空气-空气能量回收装置对排风的低品位能源进行回收利用实现节能。表面式空气-空气能量回收装置工作原理如附图1。附图1.根据热量传递及守恒原则及文献3关于交叉流换热器换热温差推荐计算方法,表面式空气-空气能量回收装置显热交换满足:Qx= Lx.x.Cp(t1-t2)= Lp.p.Cp(t4-t3)=K.F.tm.t (1)Qx显热交换量(kw),L空气流量(m3/s),空气密度(kg/m3),Cp空气定压比热(kj/kg.),K换热系数(kw/m2.),F换热面积(m2),tm能量回收装置对数平均温差(),t换热温差修正系数(由文献3图1.3-13查得),参数下标含义见附图1。令排风比为=Lp.p / Lx.x,能量回收装置无量纲传热特性系数= K.F / Lx.x.Cp由式(1)可导出:(t1-t2)= .(t4-t3) =.tm.t (2)根据热质交换相似性原理,表面式空气-空气能量回收装置湿交换满足:W= Lx.x.(d1-d2)= Lp.p.(d4-d3)=.F.Pqm .pq (3)(d1-d2)=. (d4-d3)=.Pqm .pq (4)W湿交换量(g/s),d湿空气含湿量(g/kg.干空气),水蒸汽传质系数(g/m2.Pa.s),Pqm能量回收装置对数平均水蒸汽分压力差(Pa),pq水蒸汽分压力差修正系数(参照换热温差修正系数计算方法),能量回收装置传质特性系数(=.F/ Lx.x, g/Pa),参数下标含义见附图1。在同一大气压条件下,根据能量回收装置进出口干球温度和含湿量参数计算相应状态焓值则可计算能量回收装置全热交换量。1.2表面式空气-空气能量回收装置的回收效率根据文献4对回收效率的定义,表面式空气-空气能量回收装置的显热效率(t)、湿效率(d)、全效率(h)分别如下:t= (6)d= (7)h= (8)(L.)min能量回收装置新排风质量流量低者(kg/s)。当1时,式(6)、(7)、(8)可简化为:t= (9)d= (10)h= (11)当1时,式(6)、(7)、(8)可简化为:t= (12)d= (13)h= (14)1.3表面式空气-空气能量回收系统的回收性能系数参照冷热源性能系数涵义定义表面式空气-空气能量回收系统回收利用低品位能量折算一次能源节省量与附加能耗折算一次能源消耗量的比值为回收性能系数。则表面式空气-空气能量回收系统的回收性能系数可表示为:h= (15)t= (16)h全热型表面式空气-空气能量回收系统的回收性能系数(kw/kw),t显热型表面式空气-空气能量回收系统的回收性能系数(kw/kw),Ne表面式空气-空气能量回收系统附加能耗(kw), s服务项目空调系统性能系数(制冷制热量与冷热源及输送设备功耗折算一次能源消耗量的比值,kw/kw),e电力系统性能系数(kw/kw,通常热电可按0.347取值)。令能量回收系统仅与系统有关的新风、排风管路及设备的附加水力损失为Px、Pp(Pa),能量回收装置(或外设)风机效率为x、p,则附加能耗可表达为:Ne=(Px.Lxx+Pp.Lpp)10-3 (17)根据文献1对单位风机功耗的定义,令能量回收系统新排风附加单位风量功耗为Wsx、Wspw/(m3/h),则式(15)、(16)可表达为:h= (18)t= (19)2变工况运行对回收性能系数影响分析因能量回收传热、传质相似性原理及制冷制热运行原理相同。固以下仅针对显热型能量回收系统制冷运行前提下,以文献4规定工况(标准大气压下,新风入口DB35/WB28,排风入口DB27/WB19.5,排风比为1.0)为标准工况进行性能变化及控制体系分析。本文的分析结果通过边界条件和参数类型替换即可运用到制热工况显热回收和潜热回收系统中。(注:因全热回收过程中显热与潜热耦合运行,在如室内表现正湿负荷而新风含湿量低于室内含湿量等特定情况下排风将向新风排湿对新风处理不利。因此在对潜热回收性能系数d分析时应带有正负属性。潜热回收带上正负属性后全热回收量为显热回收量与潜热回收量之和,而附加能耗为同一参数,则h=t+d)根据前文能量回收系统的工作原理和回收性能系数的定义,影响回收性能系数的动态因素包含:回收驱动势、排风比、附加水力损失、风机效率和空调系统性能系数。为简化分析过程讨论一个动态因素对回收性能系数影响时假定其他条件不发生变化形成单一的动态过程,最终根据各影响因素叠加形成性能系数控制体系。2.1进口温差对回收性能系数的影响在工程应用中空气进口温差变化范围内可忽略空气物理特性(运动粘度系数、动力粘度系数、体积膨胀系数、比热容)的变化。根据空气-空气能量回收装置工作原理。当系统风量、排风比为标准工况(L=L0,=1)时满足K=K0、t =t0(即t=t0),当t1=t2时, tm=t1=t2,结合式(1)、(2)及对数则可导出:= =t (20)t3能量回收装置进口温差(),t换热量温差修正系数,参数下标末位为0则表示对应标准工况参数。按文献4规定标准工况进口温差t30=8。则空气-空气能量回收装置性能系数随进口温度变化关系为:t=t.t0 (21)2.2排风比对回收性能系数的影响为便于分析,当能量回收系统排风比发生变化时对回收装置换热及能耗作以下简化设定:1、排风比变化时新风量仍为标准工况风量;2、标准工况下新风侧表面换热阻(1/x)、传热介质热阻(R)、排风侧表面换热阻(1/p)具有相同权度;3、风量变化时风机等效率变速调节(Ws2);4、标准工况下新风、排风附加单位风量功耗相等(Wsx=Wsp= Ws0)。(注:因简化措施2仅基于降低排风比变化对换热系数影响敏感度的前提而非实际热阻构成权度,所以排风比对回收性能系数影响分析结果只能作定性分析用。排风比对回收性能系数影响的定量修正结果需设备厂家提供真实热阻构成后应用此方法进行验算。)2.2.1排风比对换热量的影响根据传热学原理,表面式空气-空气能量回收装置传热特性符合准则方程:Nu=0.037Re0.8Pr0.333,则当风量发生变化时排风侧表面换热系数p=p0.0.8。因1/K=1/x+ R+1/p,结合简化措施2,则可导出如下关系式:= = (22)令R1=,R2=,=结合式(2)、(22)、对数平均温差计算式进行试算迭代,在表面式空气-空气能量回装置标准工况下,核算结果为附表(1)、(2)。其中:t2(g)、t4(g)试算估算温度;t2(h)、t4(h)试算复核温度;换热量排风比修正系数。与变化关系见附图2、3。2.2.2排风比对附加能耗的影响根据简化措施1、4条件,Wsx= Ws0、Wsp=2. Ws0 ,则空气-空气能量回收装14附表1. 额定显热效率60%排风比影响换热量计算表附表2. 额定显热效率65%排风比影响换热量计算表附图2. 附图3.置附加能耗随排风比变化关系为:Ne= (23)2.2.3排风比对回收性能系数的影响根据式(19),则空气-空气能量回收装置性能系数随排风比变化关系为:t= (24)3能量回收系统经济性控制体系为便于分析对能量回收系统作以下简化设定:1、变工况运行时新风量仍为标准工况风量;2、排风量变化时风机等效率变速调节(Ws2);3、标准工况下新风、排风风机效率相等(fx=fp =f0,本文取值60%)。为便于工程计算方便,将空调系统性能系数这算为单位空调供能量与耗电量的比值(若冷热源主机为非电力驱动应通过换算关系进行换算, 即COPs=s/e)。通过以上简化措施及第2节分析结果,时(19)可演化为:t= (25)能量回收系统以节约一次能源为宗旨,则变工况因素的控制条件为t1。3.1设定进口温差、排风比及系统性能系数条件下附加水力损失控制令系统总附加水力损失为P(P=Px+Pp),设计条件下排、新风附加水力损失比为p(p=Pp /Px)。根据式(17)、(25)可得:Pmax =1000 (26)标准工况下(t3=t30=8.0,=1, f=f0=60%)时可得:Pmax0 =1000 (27)将文献4规定标准工况参数代入式(27),得到不同空调系统性能系数下的控制附加水力损失关系见附图4、5。附图4.(t0=60%) 附图5. (t0=65%)根据式(26)、(27)则可得附加水力损失的控制值修正关系式如下:Pmax=Pmax0=1.468Pmax0 (28)3.2设定附加水力损失、排风比及系统性能系数条件下进口温差控制根据式(25)及3.1节P、t定义可得:t=1000 (29)以t1为控制条件,结合式(20)、(28)、(29)则可导出:t3mim=10-3 (30)以排风比=1、f0,=60%、x为文献4规定新风工况为基本工况,则基本工况下最小进口温差足关如下: t3mim0=10-3 (31)基本工况最小进口温差控制表见附表3、4:附表3. 额定显热效率60%最小进口温差表 单位:附表4. 额定显热效率65%最小进口温差表 单位:根据式(30)、(31)则可得最小进口温差的控制值修正关系式如下:t3mim= t3mim0 =0.681t3mim0 (32)3.3能量回收系统经济性控制指标应用原则针对回收性能系数的所有影响因素,其中排风比、额定工况回收效率、风机效率、空调系统综合性能系数在工程设计时已经明确或设计者根据相关要求可容易确定。因此,能量回收系统经济性控制的主要任务是在确定以上指标的前提下对仅与能量回收系统相关的附加水力损失和最小回收驱动势进行控制。原则上3.1节的控制方法应用于工程设计,3.2节的控制方法应用于运行控制或设计完成后的复核及经济评价。工程设计步骤:a) 根据已经明确的设计工况排风比、额定工况回收效率、风机效率、空调系统综合性能系数确定合理的回收驱动势。b) 运用3.1节的控制方法确定最大附加水力损失。c) 根据最大附加水力损失指导能量回收系统通风管路设计及设备选型。d) 根据设计完成的能量回收系统进行水力计算,确定设计工况下附加水力损失。e) 运用3.2的控制方法校核最小回收驱动势(对于变排风比系统应分别校核设计工况和最不利工况下的最小驱动势)。由于回收驱动势对能量回收系统性能系数影响敏感度较高,取值过高将导致系统实际运行时间短,取值过低则导致通风管路的初投资造价增加。因此设计者应根据工程所在地气候条件、空调系统运行时间、能量回收系统造价等因素综合分析确定。以笔者工程计算经验最小回收驱动势保证能量回收工作时间不宜低于空调系统运行时间的60%,且不宜小于设计工况最大驱动势的40%。注:本文2.2节中对能量回收装置热阻权度进行假设简化,因此附表1、2及附图2、3中的排风比修正系数不能直接运用于3.1、3.2节控制系统的计算,实际排风比修正系数应由设备厂家提供或根据设备厂家提供的传热性能参数按2.2节的计算方法求得。4工程案例分析及优化设计措施4.1工程案例分析某五星级酒店设计了显热型表面式空气-空气能量回收系统(见附图6)回收客房卫生间排风作为新风的预处理措施。客房为619层共266间。资料反馈初始设计条件:1、卫生间排风扇额定风量为90m3/h;2、工程所在地夏季空调室外计算干球温度34.4,夏季空调室外计算日平均温度为31.3;3、客房夏季空调室内设计温度24,卫生间排风温差按1.5计算; 4、客房同时使用系数0.70,未使用房间排气扇及管道漏风系数1.20;5、制冷机组COP=5.2kw/kw,冷冻水泵输送能耗比ER=0.0189w/w,冷却水泵输送能耗比ER=0.0238 w/w,冷却塔风机输送能耗比ER=0.0151 w/w,四管制新风处理机组单位风量功耗平均值Ws=0.267 w/ (m3/h)(折算输送能耗比0.0079 w/w);6、能量回收机组显热回收效率为65%。附图6.经计算COPs=3.88kw/kw, Pp=448Pa(其中机组内部损失218 Pa)、Wsp=0.207w/ (m3/h),Px=403Pa(其中机组内部损失218 Pa)、Wsx=0.187 w/ (m3/h),t3=26.7、t3max=7.7、t=0.963,x=1.134kg/m3。求得设计工况下(=1)时tmax= 1.05kw/kw,t3min=7.39。通过以上核算该系统在设计的同时使用系数下运行时间非常有限,若客房开房率低于设计工况的70%由于漏风系数的增加将导致排风进口温度上升则会入不敷出。若按t3min=3.0记取,在其他条件不变化的前提下系统附加水力损失Pmax =614 Pa。若量回收装置仍选择原设备,管路资用压力仅178 Pa,则管理截面需要增大为原有的1.5倍,占用建筑空间过大而不易实现。因此笔者给予修改意见将通风管路截面和能量回收装置额定风量同时增大1.2倍(系统仍按原设计风量运行)则可将附加水力损失控制在600Pa以内,从而实现经济性控制。4.2能量回收系统设计优化措施鉴于能量回收系统在回收低品位能源的同时以消耗电力克服附加水力损失为代价,附加水力损失制约着能量回收系统的回收性能系数。因此系统设计优化的原则为在确定系统输入条件(排风比、空调系统性能系数、最小回收驱动势)的前提下对附加能耗进行合理控制。具体措施如下(系统设计的经济性控制步骤在此不再赘述):a) 新排风系统的总管及最不利点支管避免设置非消防用途的风阀。b) 系统风量变化时应采用风机变频调节措施而非增加阻力的风阀调节等措施。c) 非回收工况下仍需排风的系统其排风机应外置并设置旁通管路(避免排风经过回收装置及较长的附加管路),且排风风机应采用变频调节措施。d) 非回收工况下新风处理系统取风端通过最小的水力损失途径直接从室外取风,避免经过回收装置及较长的附加管路。新风处理系统水力计算应以直接取风口为计算边界。回收系统新风附加水力计算也应以新风处理系统取风口为计算边界,充分利用新风处理机组资用压头。e) 能量回收系统的换热器、空气过滤器应设置压差监测措施,管路水力计算过程中换热器、空气过滤器水力损失应按终阻力记取。f) 能量回收系统服务于多空调区域时,排风支管应设置可靠的控制设施并与空调设备联动。g) 能量回收系统新、排风入口应设置空气状态参数监测(温、湿度传感器等)设施并结合设计校核的最小驱动势对系统运行进行控制。h) 对于冷暖两用空调系统按制冷工况下控制的附加能耗通常能适用于制暖工况,应分别计算最小驱动势作为系统运行控制依据。但对于夏热冬暖地区、空调冷暖综合性能系数差距较大等特殊场合宜分别按制冷、制暖工况分别计算并优化选择经济性控制指标。5结束语本文通过建立能量回收系统经济性控制体系及设计优化措施对能量回收系统的设计和运行使用提供参考。其中最大附加水力损失控制指标可应用于系统管路设计及设备选型,最小驱动势控制指标可运行于系统复核及运行控制指导。由于篇幅有限本文经济性控制体系仅分析制冷工况下显热回收系统控制指标计算方法及数据结果,根据热、质传递相似性原理,本文的控制体系方法可运用于潜热回收指标控制,同理制冷工况分析方法也可运用于制暖工况,因此本文不再赘述。鉴于笔者的专业水平有限,本文的分析方法和计算结果难免有不妥之处。敬请业内专家学者提出宝贵意见,以期能量回收系统运用发挥更大的节能效益而为节能减排做微薄贡献。参考文献:1.公共建筑节能设计标准(GB50189-2005) 北京:中国建筑工业出版社 20052.民用建筑供暖通风与空气调节设计规范(GB50736-2012)北京:中国建筑工业出版社 20123.陆耀庆.实用供热空调设计手册M.2版. 北京:中国建筑工业出版社 20084.空气-空气能量回收装置(GB/T21087-2007) 北京:中国标准出版社 2008
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