应用于首都国际机场T3航站楼的罗盘箱送风测试及影响因素分析

应用于首都国际机场T3航站楼的罗盘箱送风测试及影响因素分析 应用于首都国际机场T3航站楼的罗盘箱送 风测试及影响因素分析 北京市建筑研究院 谷现良 韩维平 摘要 本文借助CFD技术手段研究了罗盘箱用于大空间送风的影响因素。通过实测数据检验所建立的CFD模型～并对CFD算例应用正交实验方法分析了影响喷口送风的主要因素～对活动区温度和射流的射程这两个指标的影响较大的是:送风温度和送风角度。射流的角度与射程不是线性的关系～当射流的角度太大时～会造成射流的向上偏移和能耗的浪费～其射流角度最好小于30?,当喷口安装高度较高时～这种不利影响会更大～此时～喷口的安装角度也应相应减少。 关键词 送风测试 首都机场 罗盘箱 高大空间 1 引言 对于高大空间，侧送风方式是采用最广泛的一种空调方式，且通常采用喷口送风方式，做法是将喷口安装在空间的周边侧墙，但对于跨度较大的空间，两侧对喷喷口射程不够时，通常做法会将喷口布置在顶棚网架内，而这种形式会将空间上空大量的余热带入人员活动区，引入空调系统，不利于空调节能。在这种情况下，出现了一种空调送风形式，即在高大空间区域内布置若干个竖向送风“立管”，在其四周布置风口，向四周射流，既可解决远距离送风的困难，又能节能。这种立管综合建筑、设备、电气等专业用途，形成了一种以设备专业为主的服务性“立管”，在香港国际机场航站楼、北京首都国际机场T3航站楼项目中称之为Binnacle，中文译为:罗盘箱，见图1、图2。罗盘箱包含了通风管道、进出风口、消火栓、水炮、配电盘等电气设备、通讯设备、航显、标识和广告等。 图1 香港国际机场中的罗盘箱 图2 北京首都国际机场中的罗盘箱 在北京首都国际机场T3航站楼的空调设计中，NFA设计联合体设置了若干个罗盘箱，给出了设计，但并未提供设计所必需的计算资料，给设计人员的设计计算造成了很大 [1-3]的困难。虽然国内外对射流的重合叠加特性有过很多研究，但其研究的大多是水平射流，而罗盘箱的喷口通常采用球形喷口，在水平和垂直方向都可设置角度，大部分情况下罗盘箱的送风为非水平射流;射流的经典理论计算忽略了射流的角度不同、送风温度的不同、回风口的位置设置不同等因素，所以罗盘箱的送风不能用经典的射流公式描述，并且也非纯粹的多股水平射流的重合问题。 由于影响罗盘箱送风的因素较多，在研究每一影响因素时，若按全面实验法则实验量较大，并且实验结果分析量也较大，因此考虑采用正交实验法来设计。正交实验法是利用规格化的正交合理安排实验的方法。按照正交实验表安排实验，可以减少实验量和简化 - 1 - 实验结果的分析过程，而不影响实验结果的准确性和可靠性。 结合上述，本文拟用CFD技术手段对罗盘箱风口的射流气流进行研究，通过现场实测结果检验所建立的CFD模型，并在准确的CFD模型的基础上，以正交试验方法研究影响罗盘箱送风的各个参数，对其送风影响的因素进行分析。 2 罗盘箱送风测试及CFD模型验证 于2007年10月2日至7日期间，笔者所在课题组对位于首都国际机场T3航站楼内的刚调试完成的罗盘箱进行了现场测试。由于当时暖通空调系统并未运行，仅对其速度分布进行了测试。航站楼内设有多个罗盘箱，此次测试的罗盘箱处于空调区域的中间，其外形尺寸为5.88X1.8X3.8m，风口内径为180mm，两喷口之间距离为550mm，长边的喷口布置见图3 。 图3 罗盘箱长边喷口布置 为了得到不同工况下罗盘箱送风的速度分布，分别测试S1_7空调箱AHU在100%与50%风量下运行。为了掌握多股射 S1_8125流重合的影响，对图3中间的四个典型喷口(S1、S2、S3、124S1_9S4)送风的速度进行了测试。以喷口S1为例，风口处速度123 122S1_0测点如图4所示。 121S1_1S1_2S1_3S1_4S1_5S1_6罗盘箱送风气流属于多股射流的共同作用，与单股射流120 S1_10119有所不同，因此对喷口轴线所在平面的速度分布进行测试，118速度测点布置如图5所示。为了得到罗盘箱送风喷口轴心速S1_11117 度的衰减特性，对每个喷口轴心速度进行测量，测点布置如116S1_12 115图6所示。所采用的仪器为热球式风速仪，型号为QDF-6，图4 喷口处测点布置 114 测量精度1%。 113 112111 110 109 108U107 106 105 104 103d10200l000dUUx/d=10x/d=15x/d=20x/d=25x/d=30101 0000dddUll 0 图5 平面速度分布测点布置示意图 U U0 lx/d=10x/d=15x/d=20x/d=25x/d=30 图6 喷口轴心速度测点示意图 - 2 - l l23456 空调箱内的变频风机在100%运行时，喷口出口处的速度见表1，喷口轴心的速度分 布见表2。 表1 100%风量喷口出口速度分布 测点 S1_1 S1_2 S1_3 S1_0 S1_4 S1_5 S1_6 S1_7 S1_8 S1_9 S1_0 S1_10 S1_11 S1_12 平均 风速15 15 12 12 12 15.5 16.5 17 17 16 12 9.5 6 7 13 (m/s) 测点 S2_1 S2_2 S2_3 S2_0 S2_4 S2_5 S2_6 S2_7 S2_8 S2_9 S2_0 S2_10 S2_11 S2_12 平均 风速9 9 10 10 10 10.5 10 9.5 11 10 10 10 10 9 9.9 (m/s) 测点 S3_1 S3_2 S3_3 S3_0 S3_4 S3_5 S3_6 S3_7 S3_8 S3_9 S3_0 S3_10 S3_11 S3_12 平均 风速11.5 11 9 10 9 11.5 12.5 12 13.5 12 10 8 9 9 10.6 (m/s) 测点 S4_1 S4_2 S4_3 S4_0 S4_4 S4_5 S4_6 S4_7 S4_8 S4_9 S4_0 S4_10 S4_11 S4_12 平均 风速10.7 10.2 10 10.5 9.3 9.5 10 10.2 9.6 10 10.5 10.5 10 11 10.1 (m/s) 表2 100%风量时喷口轴心速度分布 喷口 X/D=10 X/D=15 X/D=20 X/D=25 X/D=30 00000 S1 7.7 6.5 3.8 2.9 2.1 S2 5.7 4.6 3.2 2.5 2.0 S3 7.4 5.0 3.6 2.6 2.0 S4 6.8 4.4 3.2 2.5 2.3 空调箱内的变频风机在50%运行时，喷口出口处的速度见表3，喷口轴心的速度分布 见表4。 表3 50%风量时喷口出口速度分布 测点 S1_1 S1_2 S1_3 S1_0 S1_4 S1_5 S1_6 S1_7 S1_8 S1_9 S1_0 S1_10 S1_11 S1_12 平均 风速7.8 7.4 6.9 6.9 6.5 5.9 6.8 6.3 7.1 7.4 6.5 6.4 6 6 6.7 (m/s) 测点 S2_1 S2_2 S2_3 S2_0 S2_4 S2_5 S2_6 S2_7 S2_8 S2_9 S2_0 S2_10 S2_11 S2_12 平均 风速5 5 5.5 5.6 5.6 5.2 5.5 5 5.5 5.5 5.6 5.5 5 5.5 5.4 (m/s) 测点 S3_1 S3_2 S3_3 S3_0 S3_4 S3_5 S3_6 S3_7 S3_8 S3_9 S3_0 S3_10 S3_11 S3_12 平均 风速6.4 6.5 6 5.8 6.3 6.3 6 6.9 6.7 6.6 5.8 6.2 6.4 5.3 6.2 (m/s) 测点 S4_1 S4_2 S4_3 S4_0 S4_4 S4_5 S4_6 S4_7 S4_8 S4_9 S4_0 S4_10 S4_11 S4_12 平均 风速7.5 7 6.5 6.5 6 5.6 6.5 6.5 7 7 6.5 5.4 4 4 6.1 (m/s) 表4 50%风量时喷口轴心速度分布 喷口 X/D=10 X/D=15 X/D=20 X/D=25 X/D=30 00000 S1 4.4 2.7 2.3 1.5 1.3 S2 3.6 2.2 1.7 1.3 1.2 S3 4.0 2.7 2.1 1.6 1.4 S4 4.2 2.4 2.3 1.7 1.2 由于测试期间空调系统并未运行，所以忽略了温度分布的影响，即没有考虑热浮升力 的影响，导致气流组织测试结果与空调系统实际运行时有一定误差。 - 3 - 图7~图9为模拟计算结果，通过沿射流方向的切片可获得轴心的速度。 图7喷口送风俯视方向速度分布图 图8距喷口2.7m切片速度分布图 图9 距喷口3.6m切片速度分布图 图10为以上模拟结果与测试结果的对比图， 从图中可以看出，模拟数据的趋势变化与测试值的趋势变化比较吻合，只不过数值较测试值要小，这与测试条件是等温送风，而模拟的条件是非等温送风有关。 simulate8 S1 S27 S3 S46 5 4速度 m/s 3 2 11015202530 X/Do /m 图10 测试速度与模拟速度对比 由以上的比较验证可知，该模型的计算结果与实测数据比较吻合，该模型能够描述罗盘箱送风，进行因素分析。 - 4 - 3 罗盘箱送风主要影响因素分析 本文通过正交实验分析罗盘箱送风的影响因素，其目的是通过定量分析，找出影响罗盘箱送风的主要因素，了解其中规律，以期来指导类似大空间的罗盘箱送风的设计。 如文献[4]介绍，应用于首都国际机场T3航站楼的罗盘箱的形式有9种之多，并且各形式之间有相似的地方。如果对每一种形式单独研究，需要花费很长时间，并且对其共性的因素进行重复研究也没有必要，所以本文从最具典型且研究意义最大的02型罗盘箱入手，全面研究进行因素分析。 罗盘箱送风受到许多因素的影响，比较重要的因素如下: 1) 送风喷口的间距 2) 风口的安装高度及角度 3) 送风温差 4) 送风形式(如上送下回、上送上回等) 设计或者调整罗盘箱送风时，整体考虑这些参数是很重要的。设计的目的就是合理的分配风量，而最重要的目标是获得最小的活动区温升以及较大的射程。所以，后面以人员活动区的平均温度和送风到达的距离作为因素分析的指标。 以02型罗盘箱为例，将以上因素转变为具体参数，见表5。由于与其他因素的耦合关系不强，对不同送风形式的罗盘箱以个例研究，受篇幅所限，其研究结果另文发表。 在找出的影响罗盘箱送风的因素的基础上，若对每个因素在三个水平下逐一实验分 4析，则需要实验3次，这样的次数耗时太长，所以本文采用正交实验方法来分析各个因素。以找出的因素为变量，在3个水平下实施正交试验，以F检验或者极差为判据找出影响罗盘箱送风的主要可变因素。 正如前面提到的，活动区温度和射程是判定空调送风效果重要的两个物理量，后面以这两个指标为目标进行分析。本文射程定义为当射流的气流平均速度为0.5m/s时，该处距风口的水平距离。活动区温度取距地1.8m范围的活动区内的平均温度。正交实验的参数水平表见表5，其中的水平取值范围是根据工程实际设计取值的范围所确定的。 表5 实验因素水平表 因素 水平 名称 符号 1 2 3 喷口的间距 W 0.40 0.55 0.70 S 喷口的高度 H 3 3.6 4.2 S 喷口的角度 C 0 15 30 S 送风温度 t 12 14 16 表6正交实验设计表 因没有交互作用，选用L9(34)正交表。实验设 计见表6。按此表做9个算例，并分别进行CFD模 拟计算。 以计算得出的活动区温度和射流的射程为目标 进行分析，分析结果见表7至表10，图11至图3-11。 在F检验中，显著水平a取0.05。 - 5 - 表7影响因素实验结果计算表(活动区温度) 表8影响因素实验结果计算表(射流的射程) 表9影响因素方差分析表(活动区温度) 表10喷口送风影响因素方差分析表(射流的射程) 图11影响因素效应曲线(活动区温度) - 6 - 图12影响因素效应曲线(射流的射程) 由表7、表9可知，对活动区温度有显著性影响的因素是送风温差，送风角度也有些影响，但送风口高度和送风口间距在选定的范围内对活动区温度的影响很小。由图11可以直观看出各参数对活动区温度的影响方向及影响程度。 由表8、表10可知，对射流的射程有影响的因素按影响作用大小依次是送风角度、送风口高度、送风温差和送风口间距。由图12可以直观看出各参数对射流的射程的影响方向及程度。 值得一提的是，由实验的结果(图12)看，射程并不是随送风角度的增大而线性增加的。由图13~图15的模拟结果看，当送风角度达到一定角度后，射流向上“偏”的较多，活动区的风速反而较低，从而影响活动区的温度分布以及能耗的无益损失。当然，送风角度较小时，为避免活动区的风速太高而出现的“吹风感”，其射程也会降低的。 图13喷口0?送风的速度分布图 图14喷口15?送风的速度分布图 - 7 - 图15喷口30?送风的速度分布图 4 本章小结 本文应用正交实验方法分析了影响喷口送风的主要因素，其结论是: 1)对活动区温度和射流的射程这两个指标影响较大的是:送风温度和送风角度，喷口间距和喷口高度在本文选定的范围内对这两个指标的影响较小。 2)射流的角度与射程不是线性的关系，即:随射流角度的增大，其射程不是越来越远。 3)当射流的角度太大时，会造成射流的向上偏移和能耗的浪费，本文推荐其射流角度最好小于30?。 4)当喷口安装高度较高时，因射流的角度过大而造成的不利影响会更大，而此时，喷口的安装角度也应相应减少。 参考文献 [1] 官庆，汤广发(多股平行非等温受限射流数值研究[J](空气动力学学报，1992，10(2): 38-42 [2] 肖勇全，刘学亭，杨勇(大空间平面布置送风口射流重合特性的研究[J](通风除尘， 1997(3):1-5 [3] 高军，李晓冬，高甫生(大空间分层空调射流气流重合与卷吸特性研究[J](哈尔滨工 业大学学报，2004，36(6):815-818 [4] 韩维平,谷现良. 罗盘箱在首都国际机场T3航站楼的应用及其气流组织模拟[J].暖通空 调，2008，36 (9) :115-119 VRF空调系统设计中若干问题的模拟研究 清华大学建筑技术科学系 王旭辉 燕达 夏建军 江亿 朱丹丹 摘要 本文通过模拟分析为主的方式对VRF空调系统设计中的选型、分区和新风处理方式等问题进行了研究和讨论。研究表明:在VRF系统设计中～应该适当增大室内机选型以减小管道压降对系统制冷量的影响,应该适当增大室内机与室外机的容量配比以提高系统全年平均COP,对于目前VRF产品主要采用恒定吸气压力控制的情况～在分区时可以不用考 - 8 - 虑室内机负荷不均匀指数的影响,鼓励研发和使用变吸气压力控制的VRF系统～但需采用带冷源的独立新风机组与其配合使用以保证吸气压力提高时的除湿能力～且分区时应注意保证各室内机负荷率分布尽量均匀。 关键词 VRF空调系统 模拟 设计 选型 1 引言 变制冷剂流量(Variable Refrigerant Flow，以下简称VRF)空调系统因其良好的部分负荷能效比、自动化程度高、使用灵活、管理方便等优点，逐渐取代一些中央空调系统，在实际工程中得到越来越广泛的应用，特别是应用于中小型的商用建筑以及中高档的住宅。 但在实际工程中，人们对于VRF系统的使用仍存在不少争论，其中一个主要原因是对VRF的实际运行能效比能否达到设计的高能效存在疑问。VRF的实际运行能效比取决于两个方面，第一是系统自身性能，尤其是部分负荷运行特性;第二是人们对VRF系统的设计的合理性，是否正确考虑分区、系统规模、容量配比、管长、高差、与新风机的配合等因素的影响并加以合理设计，这几个问题也是人们在VRF系统的选型设计中比较关 [1][2][3]注的几个问题。围绕上述几个问题已经有若干学者、设计师、工程师进行研究与讨论，但这些研究和讨论主要根据设计经验进行定性分析，缺乏通过模拟给出具定量分析结果。 [4]笔者已经通过对某VRF系统的实测，了解VRF系统部分负荷特性，在本文中将基于实测结果构建VRF模拟模型，通过模拟研究，针对上述VRF空调系统设计中的若干问题进行定量分析研究，为VRF系统的选型设计准则提供若干建议和参考。 2 VRF模拟模型及验证简介 本文对VRF系统的模拟研究是利用DeST软件中的VRF模拟模块来进行的，该模块以厂家提供的运行数据和对VRF系统的实测数据为基础搭建模型，并经过模型验证误差 [5]在15%以内，精确度符合工程计算的要求。 根据某VRF厂商对用户的使用调查结果，在实际应用中，VRF应用于制冷的情况远多于制热情况。因为在中国南方全年基本无需供暖，北方的VRF用户在冬季一般采用其他热源(如市政热水或锅炉)和末端形式(如暖气片)进行采暖，只有长江中下游地区的VRF用户较多地将VRF应用于冬季供暖。根据这种情况，在本研究中只对VRF系统的制冷工况进行模拟研究，以下讨论的问题都在制冷工况的范畴之内。 针对人们在VRF系统设计选型中普遍关心的问题，本文模拟研究的内容包括以下几项: (1) 室内机选型与管长影响的关系; (2) 室内机与室外机容量配比对全年能效比的影响; (3) 不同蒸发压力控制策略下对于系统分区的考虑; (4) 对于变吸气压力控制策略下不同新风处理方式对除湿能力影响的讨论。 3 VRF设计常见问题的模拟探讨 3.1适当增大室内机选型以减小管长影响 管长对于VRF系统制冷量的影响在很多以往的研究中已给予分析，青岛理工大学的李绪全等人通过实验和模拟分析，得出VRF系统的最大作用范围为等效配管长度不大于 [6]160米，室内机间距不大于40米的结论。对于室外机和各室内机同层布置的VRF系统， - 9 - 当维持室内机个数不大于8这样一个合适的系统规模时，一般配管长度不会超过160米。但在以下情况下系统配管长度很有可能超出最大作用范围限制:(1)系统室内机个数过多;(2)由于各层无机房而只能将室外机置于楼顶。在这些情况下系统制冷量将由于管长影响而产生较大衰减，尤其是从室内机出口到压缩机进口这一段管路对于系统制冷量的影响尤为明显。其主要原理是:制冷剂流经这段管路产生压降，系统为了维持一定的吸气压力导致室内机换热器侧蒸发压力的提高，从而影响室内机的制冷量输出，使系统总制冷量下降。 图1展示了在固定室内机风量和室内机出口过热度为5?(一般VRF产品均控制室内机出口过热度为5?)的情况下，室内机最大制冷量衰减情况的模拟结果。在恒定蒸发温度和出口过热度的情况下，最大显热、潜热和全热制冷量随蒸发温度的提高而都大致呈线性下降的趋势，蒸发温度每提高1?，显热、潜热和全热最大制冷量分别约下降7%、14%和9%。潜热制冷量(即除湿能力)的下降速度大于显热制冷量的下降速度。该模拟结果说明了管道压降导致的蒸发温度上升使得室内机换热器的制冷能力下降，导致系统COP降低并有可能无法满足室内冷负荷的需求。 1.2 显热潜热全热1 0.8 0.6 0.4 0.2 最大制冷量与额定值的比值0 5791113 蒸发温度? 图1 室内机最大制冷量随蒸发温度变化趋势 此时，若系统形式由于客观条件限制无法改变，应该适当增大室内机的选型以减小管道压降对系统制冷能力的影响。在室内机的部分负荷工况下，由于室内负荷的减小，各室内机总流量的减小使得管道压降幅度减小，同时尽管由于蒸发温度提高导致室内机制冷能力降低()，但有可能仍大于。也就是说，在室内机处理能力大于室内负荷的前提下，系统负荷率越小，系统所能承担的由管道压降导致的制冷能力下降的幅度越大。因此在室内机选型时可以适当偏大，特别是对于管长较长的系统，室内机额定制冷量可以是室内负荷峰值的110%~130%，这样减小了室内机的负荷率，在系统管长超出最大作用范围的情况下保证室内机的处理能力满足室内负荷的要求。 当然，增大室内机选型会增大系统初投资，但更重要的是在大管长的情况下提高室内满意率，而这点对于公共建筑是很重要的。因此在室内机选型时还是应当根据系统管长适当增大室内机的选型。 3.2 适当增大室内外机容量配比以提高全年能效比 室外机选型是VRF系统设计选型时另一重要因素。在室内机根据室内负荷选定的情况下，室外机选型关系着与室内机的容量配比问题。容量配比定义为: - 10 - [7]文献认为，对于常见的单台变频压缩机VRF系统，或者一台变频加多台定频压缩机VRF系统，当容许EER的底限是额定EER的70%时，室内机与室外机容量之比的可变范围是0.3~1.3。 室内风机电耗对于VRF系统，在各室内机根11%据各房间峰值负荷选定的情况下， 选择合适的容量配比对于减小系统室外风机电耗能耗具有重要意义。因为从图2可18% 见，VRF系统中室外机部分的能耗 (包括压缩机电耗和室外风机电 耗)所占据的比例接近系统总能耗 压缩机电耗的90%，室内机能耗只占据很小一71%部分比例。当提高系统COP时，能 耗节省的绝对数量就主要从室外机能耗的节省中获得。 图2 VRF系统各部分能耗比例 常规设计中，为保证用户满意率，通常选择小于1或等于1的名义容量配比，即室外机的制冷能力要大于各室内机同时制冷能力之和。但是系统尖峰负荷只是出现在极少数的时间段，在大部分情况下系统将工作在低负荷率区间，图4说明了对常见写字楼建筑，当采用接近于1的名义容量配比时，系统将有50%以上的时间工作在低于30%负荷率的工况下，而该低负荷率区间的COP较低(如图5)，将拉低全年平均COP。而且根据前文分析，为了减小管道压降影响室内机应当选型偏大，但其真正出力由室内实际负荷决定，而不是由其额定制冷量决定。此时若再根据名义容量配比小于1进行室外机选型，室外机的容量会更加偏大，年平均COP会更加偏低。 下面用一个VRF应用于写字楼案例的模拟分析来比较采用不同容量配比的结果。建筑模型如图3所示，为一典型正方形写字楼，其标准层分为中心的核心筒和周边的办公室，核心筒为非空调房间，所有办公室都为空调房间。根据房间所处内外区的位置和朝向，将所有办公室分为3个区:北向和东向外区共8个房间，由Sys1负责;南向和西向外区共8个房间，由Sys2负责;内区共8个房间，由Sys3负责。图4和图5给出系统的冷负荷频度分布和COP关于负荷率的曲线的模拟结果。 Sys 1负荷频度分布 (名义容量配比1.080) 468 500 366 400 338 300 245 243 170 156 152 200 100 制冷运行小时数31 12 0 10%20%30%40%50%60%70%80%90%100% 负荷率区间 图3 建筑模型与VRF系统分区 图4 Sys1全年制冷负荷频度分布 - 11 - 图5 系统COP随部分负荷率变化曲线 考察案例中3个系统在不同容量配比下(如表1)的全年平均COP与累积电耗，以及由容量配比变化(即室外机选型变化)造成的不满意小时数。 表1变容量配比案例设置 室外机型号 RHXYQ22PY1 RHXYQ22PY1 RHXYQ48PY1 容量配比(名义/实际) 1.080/0.943 1.047/0.919 1.025/0.926 室外机型号 RHXYQ20PY1 RHXYQ20PY1 RHXYQ46PY1 容量配比(名义/实际) 1.186/1.036 1.150/1.009 1.065/0.962 室外机型号 RHXYQ18PY1 RHXYQ18PY1 RHXYQ44PY1 容量配比(名义/实际) 1.317/1.150 1.278/1.121 1.121/1.013 COPCOPCOPSys3 SEER与累积电耗Sys2 SEER与累积电耗Sys1 SEER与累积电耗总电耗总电耗总电耗4.00 3.50 36000 12200 4.00 12100 12100 12000 3.45 35500 3.95 3.95 12000 11900 3.40 35000 3.90 3.90 11900 11800 3.35 34500 11800 11700 3.85 3.85 3.30 34000 累积电耗Kj累积电耗Kj累积电耗Kj11700 11600 3.80 3.80 3.25 33500 11500 11600 3.20 11400 3.75 11500 3.75 33000 1.080 1.186 1.317 1.080 1.186 1.317 1.080 1.186 1.317 室内机与室外机容量配比室内机与室外机容量配比室内机与室外机容量配比 图6 不同容量配比下各系统平均COP与累积电耗 Sys 1Sys 1Sys 1376468 500 500 400 437333450 450 350 366 400 400 286347274338 300 350 350 301281250 300 300 200199245 243 192200 250 250 185181137170 166200 200 156 152152 150 87150 150 87100 63制冷运行小时数制冷运行小时数制冷运行小时数100 100 343731 50 12 50 50 70 0 0 10%20%30%40%50%60%70%80%90%100%10%20%30%40%50%60%70%80%90%100%>110%20%30%40%50%60%70%80%90%100%>1负荷率区间负荷率区间负荷率区间 容量配比1.080 容量配比1.186 容量配比1.317 图7不同名义容量配比下Sys1负荷频度分布 由图6结果可见，随着容量配比的增大，系统的平均COP增大，并且由于外机额定容量的减小，全年能耗将减小3.5%~4%。主要原因是系统在较高COP的负荷区间的时间比例增大，以系统1为例，在图7可以看见三种容量配比下Sys1负荷频度分布的变化，容量配比增大后，系统运行于30%负荷率以下的时间减少，运行于 而由于减小容量配比付出的代价，只是在室内机总开启制冷容量大于室外机制冷容量时，系统制冷的暂时性不满足以及制冷速度的下降，但这种情况一般只发生在极端气候下，或者高温天气时早上上班开机的第一个小时，这些时间不仅所占比例极小，而且用户对于这些条件下的不满足是可以容忍的。图7中大于1的负荷率区间内运行小时数表示不满意小时数，容量配比为1.816时不满意小时数占0.3%，容量配比为1.816时不满意小时数占1.5%。 根据以上分析，在室外机选型时，应该根据实际容量配比选择0.9~1.1，如果是根据 - 12 - 名义容量配比则应选择1.0~1.3。通过适当减小室外机容量，增加容量配比，可以实现用很少的不满足小时数来换取系统全年COP的提高和能耗的降低。 3.3对负荷不均匀指数的考虑 室内机负荷不均匀指数(Unevenness Index，缩写为UI)是表征各室内机负荷率差异性的指标。根据文献[7]，其定义公式如下。其中n为室内机台数，为第i台室内机的负荷率，为所有室内机负荷率的平均值。 (1) 在VRF系统的设计中，对负荷不均匀指数的考虑对应于房间分区。在各室内机按照各房间负荷合理选型的情况下，各房间的使用作息越一致，各室内机的负荷也就越均匀。在VRF系统的设计分区时，往往会考虑将使用时间一致或者接近的房间分在同一区，避免出现长时间只有单台室内机运行从而使系统运行在低能效比的低负荷率区间。 然而有时会遇到这样的情况:某一内区租户包含若干办公室和一个使用频率较高的会议室，但这些房间内的总人数基本保持一致。考虑到会议室的使用作息跟其他办公室不一样，是否需要单独把会议室分一个区呢, 由于位于内区，该系统负荷主要由室内热扰决定，由于总人数保持一致，系统总负荷基本保持不变。开会时间负荷集中在会议室，其他房间很小，非开会时间则负荷均摊在各个办公室，会议室几无负荷。因此开会时间比起非开会时间，负荷不均匀指数较大。如果要考虑维持较小的负荷不均匀指数，就应该只把办公室分在一个VRF系统中，会议室单独用一个系统，当然这样会增加室外机数量以及初投资。因此这里的分区方式取决于负荷不均匀指数对于系统COP的影响大小。 笔者在文献[4]中已经分析了负荷不均匀指数对于系统COP的影响，它取决于VRF系统对于吸气压力的控制策略。文献[4]中的实测结果说明，在采用恒定压缩机吸气压力的控制逻辑下，负荷不均匀指数对于系统COP的影响很小。这里用模拟结果进一步证实该结论，同时反映变吸气压力控制策略下负荷不均匀指数对于系统COP的影响。 构建一个与文献[4]中被测系统完全一致的VRF系统模型，即一个额定制冷量28kW的室外机联接6个额定制冷量5kW的室内机，考察表2中的3种工况:系统总冷负荷15kW，总负荷率都是0.536，负荷不均匀指数各不相同。 表2 不同的负荷不均匀指数工况设置 工况1 5 5 5 0 0 0 0.5 工况2 3.5 1.5 3.5 1.5 3.5 1.5 0.2 工况3 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 0 分别计算采用恒定吸气压力和变吸气压力的两种控制逻辑下，以上各工况的计算结果，见表3。为简便起见计算过程中忽略管长影响，蒸发压力等于压缩机吸气压力。室外温度为35?。恒定吸气压力的控制策略为控制吸气压力9.6 bar(对应饱和蒸发温度为6?)，变吸气压力的控制策略为使负荷率最大的室内机满液。 - 13 - 表3 不同负荷不均匀指数工况的计算结果 工况编号 吸气压力 bar COP 吸气压力 bar COP 工况1 9.6 3.35 9.6 3.35 工况2 9.6 3.35 10.4 3.68 工况3 9.6 3.37 11.4 3.86 从模拟结果可见，当采用恒定吸气压力控制策略时，在各种工况下吸气压力维持一定，系统COP基本保持不变。而当采用变吸气压力控制策略时，从工况1到工况3，室内机负荷不均匀指数变小，最大负荷率室内机的负荷率从100%到70%再到50%逐渐减小，吸气压力(此即蒸发压力)可以因此而提高，使得系统COP显著上升。 目前市面上的主要VRF产品都采用恒定蒸发压力的控制策略，因此室内机的负荷不均匀指数对于系统COP的影响基本可以忽略。因此对于上述分区问题，可以将会议室与其余办公室同分在一个区内，由同一VRF系统负责。 3.4 变吸气压力控制的系统新风处理方式的讨论 根据上文模拟分析结果，采用变吸气压力控制的VRF系统能够根据各室内机负荷率的变化调节吸气压力，在最大负荷率室内机的负荷率降低时提高吸气压力以提高系统COP，是应该提倡使用的控制策略，在VRF的新产品中应该加以使用。 但在使用变吸气压力控制的VRF系统时应该注意到，虽然变吸气压力控制可以带来系统COP的提高，但也会因系统除湿能力的下降而可能无法满足系统除湿要求。由图1可知随着蒸发温度提高，潜热制冷量比显热制冷量下降得快;而且一般VRF系统自身只根据室内回风干球温度进行反馈控制，因此蒸发压力是根据满足显热负荷为标准进行调节的。然而室内负荷热湿比通常是变化的，当显热负荷率(显热负荷与室内机最大显热处理能力的比值)小于潜热负荷率(湿负荷与室内机最大除湿能力的比值)的情况下，比如办公室内只有人员、不开灯与设备的情况，按照显热负荷率调节吸气压力的VRF系统，其除湿能力就无法满足湿负荷的要求。 因此，对于变吸气压力控制的VRF系统，必须使其负责的热湿负荷比尽量稳定，才能使其在满足显热负荷要求的同时满足除湿要求。而VRF系统负责的热湿负荷比取决于该系统的新风处理方式。常见的与VRF系统配合的新风引入和处理方式有三种: (1) 开窗引入新风(仅限于外区房间)。 (2) 集中通过全热交换型新风机引入新风。 (3) 新风VRF机组或其他等效的带冷源的新风机组。 若采用前两种方式，VRF系统需要处理的湿负荷包括室内湿负荷和新风湿负荷两部分，其热湿比受新风影响变化剧烈;若采用第三种方式，新风机组承担全部新风湿负荷，或者是全部新风湿负荷加部分室内湿负荷，这使得VRF系统只需要处理室内的热湿负荷，其热湿比只受人数影响，相对稳定很多。最优的情况是新风机组承担全部的新风湿负荷与室内湿负荷，VRF系统只承担室内显热负荷，完全运行于干式工况。这样不但完全没有除湿的后顾之忧，而且VRF系统可以把蒸发压力提高到15?左右，类似于在干式风机盘管中通高温冷水(18?左右)，这样系统COP将可以大大提高。 综上所述，在应用的变吸气压力控制的VRF系统时，应该为其配备带冷源的独立新风机组，使VRF系统负责的热湿负荷比维持相对稳定，甚至是纯干工况，这样才能使其在提高吸气压力的情况下满足室内除湿要求。 另外，如前文分析，室内机负荷不均匀指数对于此类VRF系统的能效比影响较大，在系统分区时应该注意各室内机的负荷率分布尽量均匀。 - 14 - 4 结论 本文采用模拟分析为主的方式，对VRF设计和选型中的若干问题进行了研究与讨论，主要结论如下: 1. 对于管长较长的系统，应该适当增加室内机选型，为室内尖峰负荷的110%~130%， 以减小管长对系统制冷量衰减的影响，保证室内机的最大制冷能力满足室内负荷 的要求。 2. 室外机选型应适当减小，按照名义容量配比则应选择1.0~1.3，或实际容量配比 0.9~1.1，用少量增加的不满足小时数为代价增大室外机全年平均COP。 3. 在目前VRF产品主要用恒定吸气压力的控制策略情况下，在系统分区时可以不 考虑室内机负荷不均匀指数的影响。对于总人数基本保持一致的若干个房间，即 使个别房间的使用作息与其他房间大不相同，也可以把它们分在一个VRF系统 里面。 4. 应该鼓励研发和使用采用变吸气压力控制的VRF系统，以提高系统COP。但应 该采用带冷源的独立新风机组与此类VRF系统配合使用，以保证在提高吸气压 力情况下系统的除湿能力满足湿负荷的要求。另外此类系统在分区时应该注意各 室内机的负荷率分布尽量均匀。 5 参考文献 [1] 郭筱莹(多联式空调机组的设计应用研究[J](福建建筑，2004，89(4):43-44 [2] 吴石晶(论多联机空调系统设计中的几个问题[J](福建建筑，2006，91(1):164-165 杜立春，陈开作(VRV空调系统的设计及应注意的问题[J](制冷与空调，2005，[3] (3):55-57 王旭辉，夏建军，彭琛等(VRF空调系统部分负荷特性的实测研究[C](2010[4] 年全国暖通空调与制冷年会论文(2010 Xuhui Wang, Jianjun Xia, Xiaoliang Zhang, MODELING AND EXPERIMENT [5] ANALYSIS OF VARIABLE REFRIGERANT FLOW AIR-CONDITIONING thSYSTEMS[C]. 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