某厂房全新风恒温低湿空调系统的能耗分析

某厂房全新风恒温低湿空调系统的能耗分析1. 广东吉荣空调有限公司2. 同济大学姚可丹 1吴喜平 2摘 要： 对某厂房全新风恒温低湿空调系统的性能参数进行计算， 在此基础上采用焓频法对其全年运行能耗进行分析，得出空调系统的运行 COP 曲线。对空调系统所能回收的能量进行分析计算，结果表明：采用冷凝热回收加热再生空气的方案最具有可行性。 空调系统每年可节省耗电量 13803kWh，占年总耗电量 4.13%。关键词： 全新风；低湿；能耗分析；焓频法Energy Consumption Analysis on an All Fresh Air Conditioning Systemof Constant Temperature and Low humidity for WorkshopYao Kedan，Wu XipingAbstract: The performance parameters of an all fresh air conditioning system of constant temperature and low humidity for workshop are calculated. Then the annual operation energy consumption is analyzed by enthalpy-frequency method and the operation COP curve of the air conditioning system is achieved. By analyzing and calculating the energy which can be recovered from the air conditioning system, it is shown that the project using the condensing heat recovery to heat the regeneration air is the most feasible. The annual power consumption saving for the airconditioning system is 13803kWh . Its accounted for 4.13 percent of the annual total powerconsumption.Keywords:methodall fresh air; low humidity; energy consumption analysis; enthalpy -frequency全新风空调系统是一种特殊空气处理方式。在某些特殊生产车间，由于生产过程中散热量很大，局部 排风量很大；或者生产过程中散发有害气体和易燃易 爆气体，则空调系统必须采用全新风设计。而对于室 内要求低温或低湿的全新风空调系统来说，由于送风 露点温度较低（通常小于 5），常规空调系统难以满足要求。转轮除湿与常规制冷相结合的复合式空调系统采用潜热和显热分开处理的方式，将潜热转化为显 热，使处理后空气露点温度可以低于-40而不结霜1。目前，暖通空调系统的设计方法大多采用工况设计方法，暖通空调系统设计方案和设备的选择都是根据 满足设计工况的最大负荷需要来确定。然而，暖通空 调系统在全年的运行过程中，情况是不断变化的，运 行过程的绝大部分时间都不是在设计工况的条件下 进行的。在设计工况下选择具有较高效率的设备，在 部分负荷条件下运行效率有可能大幅度降低2。本文 以厂房全新风恒温低湿空调系统为对象，采用焓频法 对其全年能耗进行分析，为同类空调工程提供参考。上海 节 能SHANGHAI ENERGY CONSERVATION2010 年第 6 期291、8 - 过滤器 2 - 一级蒸发器 3 - 转轮除湿机4 二级蒸发器 5 电加热器 6 电极加湿器7 送风机 9 再生电加热器 10 再生风机1 排风机图 1 空调系统原理图图 2 空调系统夏季空气处理焓湿图图 3 空调系统冬季空气处理焓湿图S hanghai Energy Conservation节 能 技 术和产品上 海 节 能1 概述某气体发生器生产厂房，由于部分生产车间生 产过程中有易燃易爆的气体产生，根据工艺要求， 空调系统互相独立且不可回风，并保持车间微负 压。要求采用制冷剂直接蒸发的空调系统，车间温 湿度控制要求为：1824，15%30%。2 空调系统方案的确定 35 该项目空调系统的最大特点是除湿量大（单位 除湿量d18g/kg），常规冷冻除湿空调系统无法 满足如此大的除湿要求。按照以往的经验，通常是采用两级制冷冷冻除湿加除霜装置的方式。但由于 随着温度的降低，冷冻除湿盘管的除湿量越来越 小，制冷机的效率越来越低，再加上除霜和再热对 冷量的抵消，使得该除湿方式很不经济。而转轮除 湿复合式空调系统由于采用温湿度分开处理的方 式，不受露点温度限制，在低温低湿的工况下具有 很好的除湿效果，正越来越多地应用于各类低温低 湿空调工程中。该项目空调系统的方案如图 1 所示。空调系统 的送风量（新风量）为 1.833kg/s，采用该厂所处的 杭州地区的室外气象参数，夏季空气处理焓湿图和 状态点参数分别见图 2 和表 1，冬季空气处理焓湿 图和状态点参数分别见图 3 和表 2。表 1 空调系统夏季空气处理状态点参数表上海 节 能SHANGHAI ENERGY CONSERVATION2010 年第 6 期30状态 点干球温度（）湿球温度（） （含湿量g /kg）相对湿度（%） （焓值kJ /kg）露点温度（）W35.727.921.0356%90.0425.6N2210.83.632231.45- 0.6L114139.069037.0412.4H14317.72.755.150.53- 3.9L215.872.7524.622.92- 3.9O17.37.72.7522.324.45- 3.9H3130/21.031.19188.2625.6E24337.339.9669.9146.5336.3图 4 空调系统的新风焓频图S hanghai Energy Conservation节 能 技 术和 产 品上 海 节 能表 2 空调系统冬季空气处理状态点参数表表 3 空调系统各部件功率3空调系统的性能参数3.1 冷量、加热量和加(除)湿量 一级蒸发器对新风进行预处理（冷冻除湿），制冷量 QSC1(kW )为：QSC1=G (hw-hL1)=97.15 kW式中 G 空调系统送风量，kg/s；(1)出现的年频率数（用于全年性空调系统）或季节频率数（用于季节性空调系统）和空调系统的全年运行工 况计算出不同室外空气状态参数下的加热量、冷却 量和加湿量，然后，累计计算出全年耗能量或季节性 耗能量。常用的负荷频数法有温频法和焓频法。4.2 焓频图 根据杭州地区设计典型年的逐时气象参数（焓值极高）6，以 3kJ/kg 的焓差作为一个焓频段7，将 空调系统全年运行时间（8:0018:00）内的焓值按 升序排列，可得出空调系统的新风焓频图 （见图4）。hw、hL1 夏季室外空气计算焓值、一级蒸发器机器露点焓值，kJ/kg。二级蒸发器对除湿后的高温空气进行降温处 理，制冷量 QSC2 (kW )为：QSC2 =Gc (tH1-tL2)=50.36kW(2)式中 C 空气比热，kJ/kg，取值 1.01；tH1、tL2 状态点 H1、L2 的干球温度，。转轮除湿量 W（D kg/h）为：WD=3.6G (dL1-dH1)=41.64 kg/h(3)式中 dL1、dH1 状态点 L1、H1 的含湿量，g/hg。冬季加热量 QWH（kW）为：QWH =Gc (tH -tW )=48.5 kW(4)式中 tH 、tW 加热终状态点焓值、冬季室外空气计算焓值，kJ /kg。加湿量 WH （kg/h）为：WH =3.6G (dO -dH )=3.56 kg/h(5)式中 dO 、dH 状态点 O 、H 的含湿量，g/kg。3.2 空调系统各部件功率（见表 3）4 空调系统的能耗分析 4、5 4.1 负荷频数法 负荷频数法是根据当地室外空气含湿量、焓、干湿球温度在不同室外空气含湿量、焓、干湿球温度下4.3空调系统的能耗计算根据焓频图可得出空调系统的年新风耗能量QO（A kWh）为：上海 节 能SHANGHAI ENERGY CONSERVATION2010 年第 6 期31状态 点干球温度（）湿球温度（）含湿量（g /kg）相对湿度（%） （焓值kJ /kg）露点温度（）W- 2.2- 3.12.55824.13- 4.5N209.63.142228.16- 2.1O2411.33.091732.10- 2.3H2410.72.551430.71- 4.5用电部件功率功率(kW)压缩机第一级制冷压缩机32.36第二级制冷压缩机16.34电加热器54电极加湿器3.62转轮除湿机处理风机驱动电机4再生风机驱动电机1.5转轮驱动电机0.11再生电加热62.7送风机驱动电机4冷凝风机驱动电机5.88排风机驱动电机1.1图 5 空调系统的运行 COP 曲线图S hanghai Energy Conservation节 能 技 术 和 产 品上 海 节 能占 91.79%。若可以采用废热回收的方式使转轮再生，则空调系统的 COP 值将大幅度提升。4.4 空调系统能量回收的可行性分析该空调系统可回收的能量主要有转轮除湿机 处理侧出口空气的热量、转轮除湿机再生侧出口空 气的热量、冷凝热和排风能量，前三种可用于加热 再生空气，第四种可用于预处理新风。由表 1 可知：在设计工况条件下，转轮除湿机 处理侧出口空气温度和再生侧出口空气温度均为43，而再生空气进口空气温度为 35.7，温度差 均 为 7.3 。公 共 建筑节能设计标 准（GB/ T50189 -2005） 中 规 定：送风量大于或等于 3000m3/h 的直流式空调系统，且新风与排风的温 差大于或等于 8时，宜设置排风热回收装置，排 风热回收装置的额定热回收效率不应低于 60%。 因此在转轮除湿机处理侧出口和再生侧出口设置 热回收装置是不经济的。冷凝热回收是在常规的制冷系统的冷凝器前 增设一个冷凝热回收器，压缩机的高温排气先通过 冷凝热回收器后再进入冷凝器，冷凝热回收器可以 回收过热蒸气的全部显热量和制冷剂液体的部分 或全部潜热，用于加热空气或热水。在本空调系统 中，由于第二级制冷系统与转轮除湿机同时使用，QOA =G （hWX -hN）fXN+G（hNX-hW X ）fXN=1.4310 kWhX（6）5式中 hWX 、hW X 夏季、冬季某一时刻室外空气焓值，kJ/kg；hN 、hN 夏季、冬季室内空气计算状态的 焓值，kJ/kg；fX 某一室外空气焓值的年频率值，%； N 全年运行时间，h。 空调负荷主要由围护结构负荷、室内负荷和新风负荷构成。对于室内负荷和新风负荷较小的空调 系统而言，一般认为空调负荷与室内外温差成线性 关系。对于室内负荷较小的全新风空调系统而言， 如果围护结构隔热性能较好，新风负荷是主要负 荷，而新风负荷与室内外焓差成线性关系。为了简 化计算，假设本空调系统负荷与室内外焓差成线性 关系，当室外焓值24kJ/kg 或当室外焓值24kJ/kg 且含湿量3.63g/kg 时空调系统制冷除湿运行；当室外焓值24kJ/kg 且含湿量3.63gkg 空 调系统加热加湿运行。经计算，空调系统的年总耗能量为 2.59105kWh，年总耗电量为 3.34105 kWh。图 5 为空调系 统的运行 COP 曲线图。可见，该空调系统的性能 系数较低，特别是在过渡季节，COP 值达到最小值0.25。其根本原因在于除湿的能耗太大。在制冷除 湿能耗组成中，转轮除湿机的能耗占 52.25% 84.78%。而在转轮除湿机的能耗组成中，电加热量可采用其冷凝热量作为再生热量。根据文献 ，空气8通过冷凝热回收器的温升取 8，再生侧风量为处理侧风量的 1/3，空调系统所回收的冷凝热量为QK1 （kW）：QK1= 1 Gct=4.94 kW(7)3式中t 空气通过冷凝热回收器的温升，。空调系统的年制冷时间为 3007h，则空调系统的年热回收量为 14855 kWh，占年总耗能量5.74%。假设冷凝热回收器的阻力为 80Pa，系统 需 增 加 电 机 功 率 0.35kW （年 耗 电 量 为 1052 kWh），则空调系统每 年可节省耗电量 13803 kWh，占年总耗电量 4.13%。冷凝热回收属于废热 回收，空调系统只需增加一个冷凝热回收器，初期上海 节 能SHANGHAI ENERGY CONSERVATION2010 年第 6 期32S hanghai Energy Conservation节能技术 和 产 品上 海 节 能投资不大。排风能量回收利用空气-空气热交换器将排 风中的冷（热）量对新风进行预处理，按热交换器的 类型可分为转轮式、板式、板翅式、热管式、中间冷 媒式等几种。转轮热回收器和板翅式热回收器可回 收排风的全热，热交换效率较高，但由于排风和新 风之间存在空气渗漏，不适合用于本空调系统。板 式热回收器、热管式热回收器和中间冷媒式热回收 器都只能回收排风的显热。对于热管式热回收器， 为了避免排风和新风之间发生渗漏，必须对分隔板 进行密封。但由于热管必须保持一定的倾斜度，并 且冬季和夏季使用时需要改变倾斜方向，也无法做 到零泄漏。因此，只有板式热回收器和中间冷媒式 热回收器能应用于本空调系统。显热回收效率 可 用下式表示4：5 结论本文通过对厂房全新风恒温低湿空调系统的 能耗计算，得出以下结论：1) 由于除湿能耗很大，空调系统的 COP 较 低，在过渡季节达到最小值 0.25。2) 在制冷除湿能耗组成中，转轮除湿机的能 耗占 52.25%84.78%。而在转轮除湿机的能耗组 成中，电加热量占 91.79%。若可以采用废热回收 的方式使转轮再生，则空调系统的 COP 值将大幅 度提升。3) 对调系统所能回收的能量进行分析计算， 结果表明：采用冷凝热加热再生空气的方案最具有 可行性。空调系统的年热回收量为 14855 kWh，占 年总耗能量 5.74% 。 每年可节省耗电量 13803 kWh，占年总耗电量 4.13%。= G（S T1-T2）(8)Gm（in T1-T3）参考文献：1 吴亚琴. 硅胶转轮除湿机的试制 J. 制冷 技术，2004,(3)：3738.式中 GS 送风量，kg/s送风量与排风量中的小值，kg/sGminT1、T2、T3 新风进风温度、新风出风温度、排风进风温度，假设本空调系统使用的显热回收器热回收效 率为 65%，排风量为新风量的 102%，T1、T3 为已知 参数，则2 陈在康,丁力行.空调过程设计与建筑节能M. 北京：中国电力出版社，2004.3 电子工业部第十设计研究院. 空气调节设 计手册M（第二版）. 北京：中国建筑工业出版社，1999.4 陆耀庆. 实用供热空调设计手册M（第二 版）. 北京：中国建筑工业出版社，2008.5 赵荣义. 简明空调设计手册M. 北京：中 国建筑工业出版社，1998.6 中国气象局气象信息中心气象资料室, 清T2=（1-）T1+T3空调系统的显热回收量为 Q（R kW）：QR =G（C T1-T2）=1.2（T1-T3）(9)(10)夏季和冬季排风温度分别为 22、20，当室外温度大于 28或小于 14时运行显热回收器， 总运行时间为 1812h，根据图 4，计算出空调系统 的年回收冷（热）量为 2.41104 kWh（减少耗电量8048 kWh），占年总耗能量 9.31%。假设新风侧和 排风侧的阻力均为 250Pa，配 1.1kW 的电机 2 台（年耗电量为 3986 kWh），则空调系统每年可节省 耗电量 4062 kWh，占年总耗电量 1.22%。由此可见，在以上各种热回收方案中，采用冷 凝热加热再生空气的方案最具有可行性。华大学建筑技术科学系.中国建筑热环境分析专用气象数据集 M. 北京： 中国建筑工业出版社，2005.7 黄大宇.郑州地区室外空气焓频图在新风能耗分析中应用J. 郑州纺织工学院学报，1999，10(3)：3139.8 吴业正.小型制冷装置设计指导北M.京：机械工业出版社，2004.上海 节 能SHANGHAI ENERGY CONSERVATION2010 年第 6 期33