多能源互補建筑節能設計的工程實例及節能分析

王志星，唐易達，王振宇（西南科技大學，四川　綿陽　621010）

本工程位于四川省綿陽市西南科技大學西 102 辦公樓。多品位能源應用的建筑面積為 1 200 m2，分別為位于地面二樓的計算機機房(CAAD 工作站)，地下負一層的資料室。計算機機房作為教學制圖等用途，室內面積約為 600 m2，冷負荷為 67.2 kW，熱負荷為 33.6 kW，濕負荷為3.27 kg/h。資料室位于負一層，室內面積約為 600 m2，冷負荷較小，僅為 30.2 kW，熱負荷為 26.4 kW，濕負荷為1.64 kg/h。

根據測試數據可知，本工程地下土壤初始溫度值約為17.6 ℃，地下水流量約為 20 m2/h，土壤的導熱系數達到 3.0 以上，說明該測試點擁有豐富的地熱能資源；在空調季，太陽的月輻射強度處于 371.21～510.14 MJ/m2之間，屬于太陽輻射可用地區；在采暖季，太陽月輻射強度在162.95～175.93 MJ/m2，說明可在天氣狀況好的情況下利用太陽能；夏季絕大多數時間空氣濕度都達到 75% 左右，空氣中的含濕量較大，空氣中蘊含較大的潛熱，說明該測試點擁有豐富的空氣能資源。

1　方案設計

由于計算機機房及閱覽室的除濕負荷較大，機組承擔的除濕任務較高，本工程采用溫濕度獨立控制的技術方案，空調形式采用風機盤管+獨立新風系統，其中室內風機盤管設計為干工況，用來承擔室內空氣的冷負荷，新風經過新風機組的冷卻減濕處理，形成“干燥”的空氣后送入室內，承擔室內濕負荷。空調房間冷熱負荷則由空氣源熱泵承擔，熱泵機組的額定制冷量為 105 kW，制熱量為 121 kW。

為提高空氣源熱泵機組冷凍水/熱水的利用效率，本工程對空氣源熱泵機組的冷凍水/熱水進行梯級利用，空氣源熱泵的冷凍水/熱水回水(12 ℃/35 ℃)作為室內風機盤管的供水，風機盤管的供回水溫差取值為 5 ℃，也即是說，回到空氣源熱泵機組的冷凍水回水溫度由額定工況的 12 ℃ 變為 17 ℃(熱水回水溫度由額定工況的 35 ℃ 變為 30 ℃)，增大空氣源熱泵冷凍水的供回水溫差，更好地提高能源利用的?效率[1]。多能互補空調方案工作流程，如圖1 所示。

圖1　多能互補空調方案流程圖

根據圖1 可知，在該方案中，包括太陽能集熱系統、地熱系統和空氣源回水梯級利用系統，其中太陽能集熱系統和地熱系統為溶液調溫調濕機組提供冷熱來源，溶液調溫調濕機組實現新風除濕，新風送入空調房間承擔室內濕負荷。空氣源回水梯級利用系統為室內風機盤管提供冷熱來源，室內風機盤管處于干工況，用于承擔室內空氣冷負荷。

太陽能集熱系統主要由太陽能集熱器、熱水箱、電輔助加熱器和循環水泵組成。當熱水箱溫度達到設計要求時，太陽能熱水被輸送至溶液調溫調濕機組的再生單元，對再生單元的稀溶液進行加熱，稀溶液升溫并且溶液中的水分被蒸發。在此過程中，稀溶液再生為濃溶液。地熱系統由地源熱泵、地埋管和水泵等主要設備組成，機組的額定制冷量為14.8 kW，額定制熱量為 17.5 kW。當地源溫度低于 18 ℃時，地源熱泵機組不啟動，僅開啟循環水泵，通過開啟/關閉相應的閥門，將地源冷量輸送至溶液調溫調濕機組的除濕單元；當地源溫度高于 18 ℃ 時，地源熱泵機組開啟，并通過開啟/關閉相應的閥門，將地源熱泵產生的冷量輸送至溶液調溫調濕機組的除濕單元(冬季采暖時，熱泵始終處于開啟狀態)。溶液調溫調濕機組主要由除濕單元、再生單元和溶液泵等設備組成。除濕單元噴淋溴化鋰濃溶液，吸收空氣中的水蒸氣，降低新風含濕量，減濕處理后的新風送入室內承擔室內濕負荷；再生單元用于溶液的濃縮再生，使吸濕溴化鋰稀溶液再生為溴化鋰濃溶液，再生后的濃溶液再次進入除濕單元吸收空氣中的水蒸氣，如此周期性地循環[2-3]。

2　太陽能-地熱能溶液調溫調濕機組研制

太陽能-地熱能溶液調溫調濕機組是多品位能源互補建筑節能體系中的核心，機組性能的好壞與整個體系的節能效果高度相關。通過分析發現，在除濕單元之前設置空氣預處理器有利于減小溶液循環量和溶液再生所需熱量，從而降低溶液調溫調濕機組的運行能耗，并降低對太陽能的依賴。通過開啟/關閉預處理器，使溶液調溫調濕機組的能量調節更為靈活[4-5]。同時，經過研究分析，對空氣預處理器的結構參數進行優化，使空氣預處理器的除濕量及除濕效率極大的提高。更為重要的是，優化后的空氣預處理器能夠利用高溫冷源(18 ℃)對新風進行冷卻減濕預處理(冬季進行預熱處理)，使空氣預處理器直接利用地熱能成為了可能，提高能量?效率的同時盡可能地減少地源熱泵的開啟時間，使整個系統更為節能[1]。

在本工程設計研究成果的基礎上，委托了格瑞空調科技有限公司為本機組進行生產及部分匹配試驗，盡可能地提高機組的能效比。該機組的再生單元加熱量由太陽能集熱系統承擔，額定熱源供水溫度為 55 ℃，回水溫度為 50 ℃；額定冷源供水溫度為 18 ℃，回水溫度為 21 ℃；額定送風含濕量為 7 g/kg 干空氣；額定送風量為 500 m3/h。

3　監控系統設計與實施

為了便于故障診斷及運行數據檢測，本工程設計研制了監控系統。監控系統包括太陽能集熱系統監控、空氣源熱泵系統監測、地源熱泵系統監控及溶液調溫調濕機制監控 4個子系統。太陽能集熱系統設置有溫度變送器、流量變送器、太陽輻射強度儀、電表和控制器，所有監測數據通過局域網實時傳送到控制室。當太陽輻射強度低于設定數值時，循環水泵停止運行；當太陽輻射強度高于設定值，循環水泵啟動，對熱水箱的熱水進行加熱。當熱水箱溫度低于 53℃ 且高于 42 ℃ 時，電輔助加熱器啟動；當熱水箱水溫低于42 ℃時，電輔助加熱器關閉。當熱水箱水溫達到 53 ℃時，熱水泵啟動，開始向溶液調溫調濕機組再生單元輸配熱水。空氣源熱泵監測系統設置有流量變送器、溫度變送器和電表，實時監測空氣源熱泵的溫度、流量和耗電量，并將監測參數通過局域網向控制室傳送。

地源熱泵監控系統設置有流量變送器、溫度變送器、電表和控制器。當地源側溫度低于 18 ℃ 時，控制器自動開啟相應的閥門，水泵啟動，熱泵關閉，地源冷源直接輸送到溶液調溫調濕機組的除濕單元和空氣預處理器；當地源側溫度高于 18 ℃ 時，控制器自動啟閉相應的閥門，水泵開啟，熱泵開啟，地源熱泵向溶液調溫調濕機組的除濕單元和空氣預處理器輸送冷量(冬季時，地源熱泵始終開啟，向溶液調溫調濕機組供應熱量)。溶液調溫調濕機制監控系統設置有溫濕度變送器、流量變送器、電表和控制器，監測參數通過局域網向控制室傳送。當熱水箱熱水溫度處于 53～55 ℃ 之間時，空氣預處理器開啟；高于 55 ℃ 時，空氣預處理器關閉。當熱源或冷源溫度不能滿足要求時，自帶熱泵啟動，同時空氣預處理器開啟。監控系統運行界面如圖2 所示。

圖2　監控系統運行界面

4　系統性能檢測分析

工程完成后，委托中國建筑科學研究院對多品位能源互補建筑節能系統進行了系統性能檢測，檢測內容主要包含機組 COP 值和系統能效等參數。

4.1　室內參數檢測

夏季室內溫濕度測試結果見表1，冬季室內溫濕度測試結果見表2。

表1　夏季室內溫濕度測試結果

表2　冬季室內溫濕度測試結果

4.2　多能互補能源系統性能測試結果分析

4.2.1地源熱泵系統夏季制冷性能系數

地源熱泵系統的夏季制冷能效比根據測試結果，按式(1)計算：

式中：COPS——熱泵系統的制冷能效比；

QS——系統測試期間的總制冷量，kW·h；

∑Ni——系統測試期間，所有熱泵機組累計消耗的電量，kW·h；

∑Nj——系統測試期間，所有水泵累計消耗的電量，kW·h。

系統測試期間的總制冷量按式(2)計算：

式中：Qs——系統測試期間的總制冷量，kW·h；

qi——系統第i時段制冷量，kW；

ΔTi——第i時段持續時間，h；

Vi——系統第i時段用戶側的平均流量，m3/h；

Δti——系統第i時段用戶側的進出口水溫差，℃；

ρi——第i時段熱水平均密度，kg/m3；

ci——第i時段熱水平均定壓比熱，kJ/(kg·℃)。

ρi、ci可根據介質進出口平均溫度由物性參數表查取。

對熱泵系統用戶側的供水溫度、回水溫度、水流量以及系統耗電量進行連續測試。根據測試結果，計算得到熱泵系統的性能系數，如表3 所示。

表3　地源熱泵系統夏季性能系數測試結果

4.2.2除濕系統夏季性能系數

除濕系統的夏季制冷性能系數，按式(3)計算：

式中：COPSC——除濕系統的制冷能效比；

QSC——系統測試期間的總制冷量，kW·h；

∑Ni——系統測試期間，所有壓縮機累計消耗的電量，kWh；

∑Nj——系統測試期間，所有水泵累計消耗的電量，kW·h。

系統測試期間的總制冷量按式(4)計算：

式中：qi——系統第 i 時段制冷量，kW；

Gma——第 i 時段送風側空氣流量，m3/s；

ha1——系統第 i 時段新風側空氣的焓值，kJ/kg干空氣；

ha2——系統第 i 時段送風側空氣的焓值，kJ/kg干空氣；

Va——第 i 時段送風側空氣比容，m3/kg；

Wa——第 i 時段送風側空氣含濕量，g/kg干空氣。

對除濕系統中除濕機組的進送風側空氣溫度、相對濕度、進送風側風速以及系統耗電量進行連續測試。根據測試結果，計算得到除濕系統的制冷性能系數和除濕性能系數，如表4 所示。

表4　系統夏季制冷和除濕性能測試結果

4.2.3地源熱泵系統冬季制熱性能系數

熱泵系統的冬季制熱能效比根據測試結果，按式(5)計算：

式中：COPS——熱泵系統的制熱能效比；

QS——系統測試期間的總制熱量，kW·h；

∑Ni——系統測試期間，所有熱泵機組累計消耗的電量，kWh；

∑Nj——系統測試期間，所有水泵累計消耗的電量，kW·h。

系統測試期間的總制熱量按式(6)計算：

式中：Qs——系統測試期間的累計制熱量，kW·h；

qi——系統第 i 時段制熱量，kW；

ΔTi——第 i 時段持續時間，h；

Vi——系統第 i 時段用戶側的平均流量，m3/h；

Δti——系統第 i 時段用戶側的進出口水溫差，℃；

ρi——第 i 時段熱水平均密度，kg/m3；

ci——第 i 時段熱水平均定壓比熱，kJ/(kg·℃)。

ρi、ci可根據介質進出口平均溫度由物性參數表查取。對熱泵系統空調側的供水溫度、回水溫度、水流量以及系統耗電量進行連續測試。根據測試結果，計算得到熱泵系統的性能系數，詳見表5。

表5　地源熱泵系統冬季性能系數測試結果

4.2.4除濕系統冬季性能系數

除濕系統的冬季制熱性能系數，按式(7))計算：

式中：COPSH——除濕系統的制熱能效比；

QSH——系統測試期間的總制熱量，kW·h；

∑Ni——系統測試期間，所有壓縮機累計消耗的電量，kWh；

∑Nj——系統測試期間，所有水泵累計消耗的電量，kWh。

系統測試期間的總制熱量按式(8)計算：

式中：qi——系統第i時段制熱量，kW；

Gma——第 i 時段送風側空氣流量，m3/s；

ha1——系統第 i 時段新風側空氣的焓值，kJ/kg 干空氣；

ha2——系統第 i 時段送風側空氣的焓值，kJ/kg 干空氣；

Va——第 i 時段送風側空氣比容，m3/kg；

Wa——第 i 時段送風側空氣含濕量，g/kg干空氣。

對除濕系統除濕機組的進送風側空氣溫度、相對濕度、進送風側風速以及系統耗電量進行連續測試。根據測試結果，計算得到系統的制熱性能系數和加濕性能系數，如表6所示。

表6　系統冬季制熱和加濕性能測試結果

4.3　多能互補能源系統年節電率

4.3.1夏季節電率

根據測試結果以及采用溫頻法，計算出多能互補能源系統年消耗一次能源量夏季為 11.04 t 標煤(折算)。參照 GB/T 50801—2013《可再生能源建筑應用工程評價標準》，常規供冷方式的比較對象夏季選取系統能效為 2.3 的常規空調，年消耗一次能源量為 35.08 t 標煤(折算)。由此計算得出該系統每年夏季節約 35.08-11.04=24.04 t 標煤。計算表如表7 所示。

表7　夏季示范項目常規能源替代量計算表

4.3.2冬季節電率

根據測試結果以及采用度日法，計算出多能互補能源系統年消耗一次能源量冬季為 1.31 t 標煤(折算)。依據 GB/T 50801—2013，常規供暖方式的比較對象冬季選取燃氣鍋爐(效率取 0.8)，年消耗一次能源量為 2.35 噸標煤(折算)。由此計算得出該可再生能源示范項目每年節約 2.35-1.31=1.04 t 標煤，如表8 所示。

表8　冬季示范項目常規能源替代量計算表

4.4　多能互補能源系統年節約費用

4.4.1常規供冷方式年節約運行費用

常規供冷方式年節約運行費用按式(9)計算：

式中：Ntx——傳統供冷系統累計耗電量，kW·h；

Qtx——傳統供冷系統總能耗，kgce。

常規供冷方式總費用按式(10)計算：

式中：Ctx——傳統供冷系統總費用，元；

Ntx——傳統供冷系統累計耗電量，kW·h。

4.4.2多能互補能源系統年節約運行費用

地源熱泵系統用電量根據式(11)計算：

式中：Ns——多能互補能源系統累計耗電量，kW·h；

Qs——多能互補能源系統總能耗，kgce。多能互補能源系統總費用按式(12)計算：

式中：Csx——多能互補能源系統總費用，元；

Nsx——多能互補能源系統累計耗電量，kW·h。

4.4.3多能互補能源系統節電率和節約運行費用

多能互補能源系統節電率和節約運行費用，如表9 所示。

表9　多能互補能源系統節電率和節約運行費用

5　結　語

(1) 多能互補建筑除濕系統夏季制冷能效比為 4.95，除濕能效比為 2.95，夏季綜合性能系數為 7.89；除濕系統冬季制熱能效比為 4.10，加濕能效比為 1.85，冬季綜合性能系數為 5.95。

(2) 同常規能源系統相比，多能互補能源系統夏季節電率為 68.5%，冬季節電率為 44.2%，年節電率為 67.0%。

(3) 同常規能源系統相比，多能互補能源系統夏季節約運行費用 68.5%，冬季節約運行費用 44.2%。

參考文獻：

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[3] 劉曉華,謝曉云,劉拴強,等. 溫濕度獨立控制空調系統及其性能分析[J].中國建設信息供熱制冷,2008(07)：22-26.

[4] 唐易達,何波,唐中華,等. 溶液除濕空調在高溫高濕地區的應用研究[J].暖通空調,2010(05)：129-132.

[5] 唐易達,何波,賈彬,等. 復合型太陽能溶液除濕空調的性能模擬[J].暖通空調,2010(09)：118-121.