摘要 根據(jù)置換通風和混合送風設(shè)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(diào)系統(tǒng)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(tǒng)的逐時能耗及在室外新風利用上的特點。結(jié)果表明，置換通風比混合送風節(jié)省10%以上的運行費用。
關(guān)鍵詞 置換通風， 混合送風， 節(jié)能
Abstract Based on the design and operation characteristics of displacement ventilation and mixing air supply, by means of DeST tool, analyses operation status of displacement ventilation and mixing air supply in an office building in Beijing in cool air supply season respectively. Discusses the hourly energy consumption of operation of displacement ventilation and mixing air supply under fixed air volume ad variant air volume and the characteristics of fresh air utilization outdoor. Results show that displacement ventilation can save more than 10% of operation cost compared to mixing air supply.
Keywords displacement ventilation, mixing ventilation, energy saving
★Tsinghua University , China |
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0 引言
隨著辦公自動化設(shè)備的開發(fā)與利用，新型辦公樓室內(nèi)布局的變化以及智能化建筑的出現(xiàn)，置換通風空調(diào)方式以其自身在熱環(huán)境、空氣品質(zhì)等方面的優(yōu)點及在施工運行中的靈活性及經(jīng)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(nèi)的研究及應用亦已起步。
置換通風形式不同于傳統(tǒng)的混合通風形式。置換通風空間分上區(qū)和下區(qū)，下區(qū)的氣流為置換氣流，空氣品質(zhì)明顯優(yōu)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(qū)負荷低、室內(nèi)垂直溫度分層明顯等特點，但它是否節(jié)能學術(shù)界沿有爭議。因為盡管工作區(qū)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(qū)溫度梯度的要求以及AHU回風溫度顯著升高的現(xiàn)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(tǒng)等方面作了研究，內(nèi)區(qū)平均冷負荷14 W/m2，最大冷負荷負荷24W/m2,外區(qū)負荷約120 W/m2。研究發(fā)現(xiàn)：置換通風的能耗很大程度上取決于控制策略和空調(diào)箱系統(tǒng)。一個帶有熱回收器、采用VAV控制的置換通風系統(tǒng)的能耗和混合通風系統(tǒng)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]?？紤]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(jié)果發(fā)現(xiàn)：當定室外空氣量時，置換通風節(jié)省12%～18%的能量；當變室外空氣量時，置換通風節(jié)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(yè)廠房使用置換通風的能耗情況[4]，結(jié)果發(fā)現(xiàn)：與混合通風相比，置換通風系統(tǒng)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(nèi)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(diào)系統(tǒng)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(nèi)空調(diào)設(shè)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(nèi)設(shè)備負荷為20 W/m2，照明負荷為15m2，人員密度約0.1人/m2?；旌贤L樓層高度為3.5m，房間面積：Ar3-1=Ar3-3=Ar3-4=Ar3-5=700 m2;Ar3-2= 460m2。
以建筑熱環(huán)境設(shè)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(diào)系統(tǒng)模式（定風量、變風量；定新風比、變新風比以及定送風狀態(tài)或變送風狀態(tài)等）進行逐時模擬。模擬結(jié)果包括AHU的逐時送風狀態(tài)、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(nèi)溫度等。根據(jù)AHU負荷，對冷水側(cè)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(cè)的總能耗；在風側(cè)，分別考慮定風量系統(tǒng)和變風量系統(tǒng)下風機的效率以及風機壓頭，根據(jù)逐時的總送風量即可得到風機的側(cè)總能耗；由此可得整個系統(tǒng)的總能耗并進行分析比較。
模擬計算說明如下：
?、?混合送風和置換通風兩種方式所處理的房間總負荷相同。
?、?不同情況下進行模擬計算時，室外逐時氣象情況相同。
?、?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(jù)空調(diào)辦公房間的空氣品質(zhì)要求，不同系統(tǒng)類型下混合送風和置換通風的新風設(shè)定如表1。
表1 新風比的設(shè)定
| |
混合送風 |
置換通風 |
|
定風量系統(tǒng)
|
固定新風比β |
25 |
20 |
|
可變新風比β |
最小25 最大100 |
最小20 最大100 |
|
變風量系統(tǒng)
|
固定新風比β |
25 |
20 |
|
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(tǒng)中置換通風和混合送風的送風量相同；在變風量系統(tǒng)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(shù)及類型，置換通風可達到ASHRAE 5592的標準，即離地1.8m和0.1m之間的溫差在3℃以內(nèi)。
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。
圖2 室內(nèi)逐時負荷
2 結(jié)果分析
2．1 定風量系統(tǒng)中，固定新風比β時的能耗比較
需要指出，在定風量系統(tǒng)中，AHU的送風狀態(tài)是可變的。圖3所示為定風量系統(tǒng)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(shù)時間內(nèi)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(nèi)，置換通風的AHU總負荷為59039kWh，而混合送風AHU總負荷為67080 kWh；比較可知，置換通風在AHU側(cè)可節(jié)能約12%。由于二者送風量相同，因此風機側(cè)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3 CAV定β的AHU負荷比較
在此段時間內(nèi)，以房間r3-5為例，混合送風方式下不滿意小時百分數(shù)為4.5%；而置換通風方式下不滿意小時百分數(shù)為4%。可認為二者的熱舒適效果相近。
在采用置換通風的定風量系統(tǒng)中，置換通風的AHU負荷與β并非存在線性關(guān)系。研究中分別考慮了β為15%，18%，20%及23%的情況，發(fā)現(xiàn)相應的AHU側(cè)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(jié)果與文獻[7]不同。原因可能在于定風量空調(diào)系統(tǒng)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(tǒng)中，β可變的能耗比較
圖4比較了定風量系統(tǒng)中可變時的AHU負荷。新風比的設(shè)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4 CAV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(cè)可節(jié)能約7%。在這種空調(diào)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(shù)為62h；而置換通風的AHU采用全新風小時數(shù)為87h，占總供冷小時數(shù)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(shù)為6.5%；而置換通風方式下不滿意小時百分數(shù)為5%。置換通風的效果應略好于混合送風。
2．3 變風量系統(tǒng)中，定送風狀態(tài)、固定β時的能耗比較
圖5比較了變風量系統(tǒng)定送風狀態(tài)、固定新風比β時的AHU負荷。新風比β的設(shè)定如前所述。混合送風的送風狀態(tài)點參數(shù)為16℃，70%；置換通風的送風狀態(tài)點參數(shù)為19℃，60%。
圖5 VAV定送風狀態(tài)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(cè)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(cè)可節(jié)能約15%。在這一空調(diào)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(tǒng)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(diào)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(shù)也僅僅為3%；即在使用置換通風的多數(shù)的時間內(nèi)，房間內(nèi)的溫度偏低的。如果考慮采用置換通風時工作區(qū)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(jié)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6 VAV定送風狀態(tài)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7 VAV定送風狀態(tài)定β時AHU新風量比較
2．4 變風量系統(tǒng)中，定送風狀態(tài)，變β時的AHU新風量比較
規(guī)律與固定β時類似，不過節(jié)能比例和風量比略有變化。采用全新風的小時數(shù)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(jié)果見表2。
表2 不同空調(diào)運行模式下的模擬結(jié)果匯總
| |
AHU總負荷
/% |
AHU總風量
/% |
制冷機側(cè)能耗
/% |
風機側(cè)能耗
/% |
系統(tǒng)總能耗 /% |
AHU采用新風量 /% |
AHU采用全新風小時數(shù) /h |
|
置換 |
混合 |
| CAV，固定β |
88 |
100 |
88 |
100 |
91 |
80 |
0 |
0 |
| CAV，可變β |
93 |
100 |
93 |
100 |
94 |
91 |
87 |
62 |
| VAV，定送風狀態(tài)點，定β |
85 |
126 |
85 |
126 |
95 |
94.6 |
0 |
0 |
| VAV，定送風狀態(tài)點，變β |
90 |
126 |
90 |
126 |
91 |
103 |
47 |
24 |
| VAV，變送風狀態(tài)點，變β |
116 |
118 |
116 |
118 |
117 |
113 |
80 |
70 |
| VAV，定送風狀態(tài)點，定β☆ |
75 |
100.2 |
75 |
100.2 |
78.5 |
81 |
0 |
0 |
| VAV，變送風狀態(tài)點，定β☆ |
96 |
105 |
96 |
105 |
97.3 |
105 |
90 |
70 |
注：1 ☆表示考慮了置換通風工作區(qū)負荷比混合送風要低，其它欄表示二者工作區(qū)負荷相同。
2 對冷水側(cè)取一固定的綜合COP，均取為2。
3 風機側(cè)能耗計算：根據(jù)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(tǒng)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(guān)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(tǒng)中，房間溫度的不滿意率控制在4%以下。
5 百分數(shù)=置換通風/混合送風
2.5 變風量系統(tǒng)中，變送風狀態(tài)、變β時的能耗比較
如果不考慮采取置換通風時工作區(qū)負荷低，如圖8所示，則統(tǒng)計模擬結(jié)果可得：混合送風AHU總負荷為59685kWh；置換通風AHU總負荷為64586 kWh，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%?；旌纤惋L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(shù)也僅僅為4%。
圖8 VAV系統(tǒng)變送風狀態(tài)變β時的AHU負荷比較
考慮置換通風工作負荷較低，其他設(shè)定不變而假定房間允許最高溫度為27℃重新進行模擬，則結(jié)果為（混合送風結(jié)果不變）：置換通風AHU總負荷53205 kWh，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(jié)果見表2。
從以上的模擬計算結(jié)果來看，置換通風在絕大多數(shù)情況下較混合送風節(jié)能，節(jié)能幅度在5%～10%左右。如果考慮了置換通風工作區(qū)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(cè)的COP，則置換通風節(jié)能的幅度可望再提高5%～10%，即總節(jié)能效果達到10%以上。
對于變風量系統(tǒng)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(jié)合置換通風的特點如工作區(qū)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(jié)能效果。
3 結(jié)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(diào)系統(tǒng)運行模式下的逐時能耗、新風量及新風比情況，經(jīng)比較分析得到以下結(jié)論：
3．1 在定風量系統(tǒng)中，無論是否固定新風比，采用置換通風的空調(diào)系統(tǒng)都較混合送風系統(tǒng)節(jié)能，整個系統(tǒng)的能耗（包括冷凍機側(cè)和風機側(cè)）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(tǒng)中，采用置換通風時制冷機側(cè)（也即AHU側(cè)）可節(jié)能約10%～15%左右，但風機側(cè)可能會消耗稍多的能
量，約15%～25%；二者結(jié)合起來看，系統(tǒng)仍可節(jié)能約5%以上。
3．3 如果考慮置換通風工作區(qū)負荷低的情況，以上節(jié)能指標可能會更高。
置換通風作為一種極具潛力的空調(diào)送風方式，以其自身在熱環(huán)境、空氣品質(zhì)、節(jié)能以及施工和運行方面的靈活性與經(jīng)濟
性，正日益受到各方青睞。相信置換通風這種空調(diào)形式會在國內(nèi)有越來越多的應用。
參考文獻
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8 陸耀慶，實用供熱空調(diào)設(shè)計手冊，北京：中國建筑工業(yè)出版社，1993
作者簡介：
李先庭，男，1967年10月生，工學博士，副教授
100084 北京市清華大學建筑學院建筑技術(shù)科學系
（010）62782746
E-mail: XtingLi@tsinghua.edu.cn
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