Comparison between annual energy consumptions of displacement ventilation and mixing ventilation

0 引言 　　随着办公自动化设备的开发与利用，新型办公楼室内布局的变化以及智能化建筑的出现，置换通风空调方式以其自身在热环境、空气品质等方面的优点及在施工运行中的灵活性及经济性，历外办公建筑中的应用日趋广泛[1]。目前，置换通风在国内的研究及应用亦已起步。 　　置换通风形式不同于传统的混合通风形式。置换通风空间分上区和下区，下区的气流为置换气流，空气品质明显优于混合式通风。与混合通风相比[2～4]，置换通风还有通风效率高、工作区负荷低、室内垂直温度分层明显等特点，但它是否节能学术界沿有争议。因为尽管工作区负荷低可相对提高置换通风的送风温度，扩大室外新风的利用率，使冷水温度相应提高，从而降低AHU负荷并提高制冷机的COP；但基于控制工作区温度梯度的要求以及AHU回风温度显著升高的现实情况，亦有可能增加AHU负荷。Seppanen（1989年）对美国的办公建筑做了置换通风和混合送风的能耗比较[5]，就美国4个典型的气候带、两种典型的通风控制策略（VAV，CAV）、带有不同热回收部件的AHU系统等方面作了研究，内区平均冷负荷14 W/m2，最大冷负荷负荷24W/m2,外区负荷约120 W/m2。研究发现：置换通风的能耗很大程度上取决于控制策略和空调箱系统。一个带有热回收器、采用VAV控制的置换通风系统的能耗和混合通风系统的能耗几乎一样。Zhivov（1998年）比较了不同气候下美国一餐厅使用置换通风和混合送风的能耗[6]。考虑了两种室外空气的控制策略：定室外空气量、变室外空气量，结果发现：当定室外空气量时，置换通风节省12%～18%的能量；当变室外空气量时，置换通风节省16%～26%的能量。陈清焰等考察了美国5种典型气候条件下办公室、教室、工业厂房使用置换通风的能耗情况[4]，结果发现：与混合通风相比，置换通风系统可能消耗更多的风机能量、较少的制冷机和锅炉的能量。置换通风的总体能耗稍微小于混合通风。国内有学者曾作过上送风与下送风方式的耗冷量比较[7]，但只是基于定性分析，并没有进行逐时计算，也缺乏对不同空调系统运行模式的全面讨论。为此本文拟通过计算机逐时模拟，对此问题进行更为深入的探讨。 　　 1 研究方法 　　 　　研究对象为北京某写字楼一标准办公楼层。如图1所示。室内空调设计温度为24±2℃，相对湿度为50%±10%。建筑外墙为370mm保温砖墙，屋顶采用加气混凝土保温屋面。夏季办公室内设备负荷为20 W/m2，照明负荷为15m2，人员密度约0.1人/m2。混合通风楼层高度为3.5m，房间面积：Ar3-1=Ar3-3=Ar3-4=Ar3-5=700 m2;Ar3-2= 460m2。 　　以建筑热环境设计模拟软件DeST分别计算采用混合送风和置换通风两种方式供冷季的逐时负荷，并对不同的空调系统模式（定风量、变风量；定新风比、变新风比以及定送风状态或变送风状态等）进行逐时模拟。模拟结果包括AHU的逐时送风状态、送风量、新风比例β、逐时能耗以及各房间的逐时风量及室内温度等。根据AHU负荷，对冷水侧取一固定的综合COP（一般为1.8～2.5，本文取为2），即可得到水侧的总能耗；在风侧，分别考虑定风量系统和变风量系统下风机的效率以及风机压头，根据逐时的总送风量即可得到风机的侧总能耗；由此可得整个系统的总能耗并进行分析比较。 　　模拟计算说明如下： 　　① 混合送风和置换通风两种方式所处理的房间总负荷相同。 　　② 不同情况下进行模拟计算时，室外逐时气象情况相同。 　　③ 考虑到置换通风效率较高，因此其所需的新风量应小于混合送风，本文取置换通风和混合送风的效率分别为1.25和1。根据空调办公房间的空气品质要求，不同系统类型下混合送风和置换通风的新风设定如表1。 　　 　　　　　　　 　　　　　　 　　 　　　　　　　 　　　　　　　 　　　　　表1 新风比的设定 　　 混合送风 置换通风 定风量系统 　 固定新风比β 25 20 可变新风比β 最小25 最大100 最小20 最大100 变风量系统 　 固定新风比β 25 20 可变新风比β 最小25 最大100 最小20 最大100 　　④ 置换通风最大送风温差为5℃，混合送风的最大送风温差为8℃，即二者相应的最低送风温度分别为19℃和16℃；在定风量系统中置换通风和混合送风的送风量相同；在变风量系统中二者风量的变化范围相同，最小送风量为最大送风量的30%。 　　⑤ 假定通过配置风口整个数及类型，置换通风可达到ASHRAE 5592的标准，即离地1.8m和0.1m之间的温差在3℃以内。 　　⑥ 混合送风的回风温度应控制在26℃以下，而置换通风的回风温度则应控制在27℃左右[3]；超过这一温度即认为该房间处于不满意工况。 　　以房间r3-1和r3-2为例，图2给出了在供冷季的逐时负荷，时间从6月1日到9月14日。 　　 　　　　　　　 　　　 　　　　　　　 　　　　　　　 　　　　　　图2 室内逐时负荷

2 结果分析
　　
　　2．1 定风量系统中，固定新风比β时的能耗比较
　　需要指出，在定风量系统中，AHU的送风状态是可变的。图3所示为定风量系统中固定新风比β时混合送风和置换通风方式下AHU的逐时负荷，从中可以看出，除了6月约20天的时间以外，多数时间内置换通风的AHU负荷要比混合送风的AHU负荷低。在这段时间内，置换通风的AHU总负荷为59039kWh，而混合送风AHU总负荷为67080 kWh；比较可知，置换通风在AHU侧可节能约12%。由于二者送风量相同，因此风机侧面的能耗可认为相同（实际上由于置换通风没有管路，静压箱压力低，因此风机能耗应相对略低^[3]）。
　　　　　
　　　 　　　　　　　 　　　　　　 　　　　图3 CAV定β的AHU负荷比较

　　在此段时间内，以房间r3-5为例，混合送风方式下不满意小时百分数为4.5%；而置换通风方式下不满意小时百分数为4%。可认为二者的热舒适效果相近。
　　在采用置换通风的定风量系统中，置换通风的AHU负荷与β并非存在线性关系。研究中分别考虑了β为15%，18%，20%及23%的情况，发现相应的AHU侧的负荷为混合送风的AHU负荷（保持不变）的90%，88%，92%及96%。 这一结果与文献[7]不同。原因可能在于定风量空调系统中，固定β后使得在不同气象条件下，AHU对回风或新风的利用不足。整个供冷季置换通风AHU处理的新风总量为混合送风的80%。
　　
　　2．2 定风量系统中，β可变的能耗比较
　　图4比较了定风量系统中可变时的AHU负荷。新风比的设定如前所述。可见置换通风的AHU负荷始终低于混合送风。但与β固定时不同的是，在整个供冷期间置换通风AHU负荷降低的幅度始终相对较小。
　　 　　
　　 　　　　　　　 　　　　　　　 　　　　　图4 CAV变β的AHU负荷比较
　　
　　置换通风的AHU总负荷为62470kWh，而混合送风AHU总负荷为67237kWh；置换通风在AHU侧可节能约7%。在这种空调模式
下，降低置换通风的最低新风比β，可降低AHU的负荷。最低新风比β为17.5%，20%，22.5%时，相应的AHU总负荷分别为混合送风的91%，93%和95%。可见最小新风比越小时，AHU总负荷也相对越少。
　　整个供冷季混合送风的AHU采用全新风小时数为62h；而置换通风的AHU采用全新风小时数为87h，占总供冷小时数的11%。可见置换通风对自然能源的利用率高于混合送风（回风温度高并非是惟一原因，室外温度适宜才是主要推动力）。
　　以房间r3-5为例，混合送风方式下不满意小时百分数为6.5%；而置换通风方式下不满意小时百分数为5%。置换通风的效果应略好于混合送风。

　　2．3 变风量系统中，定送风状态、固定β时的能耗比较
　　图5比较了变风量系统定送风状态、固定新风比β时的AHU负荷。新风比β的设定如前所述。混合送风的送风状态点参数为16℃，70%；置换通风的送风状态点参数为19℃，60%。
　　 　　　
　　 　　　　　　　 　　　　　　 　　　　　图5 VAV定送风状态定β时的AHU负荷比较
　　
　　如图5所示，置换通风AHU负荷始终低于混合送风。但是二者AHU侧的负荷都大为增加。置换通风的AHU总负荷为79569kWh，而混合送风AHU总负荷为93696kWh；置换通风在AHU侧可节能约15%。在这一空调模式下降低置换通风的最低新风比β，同样可减轻AHU的负荷。最低新风比β为17.5%，20%，22.5%时，相应的AHU总负荷分别为混合送风的83%，85%和87%。
　　此时置换通风AHU所处理的风量将大于混合送风，如图6所示。统计可知，混合送风在供冷季总风量为1420万m³，而置换通风在供冷季的总风量为1787万m³，后者为前者的1.26倍。但需要指出的是，在此空调模式下采用了置换通风和混合送风后，房间温度的不满意率均为0。而置换通风回风温度在26℃以上的小时百分数也仅仅为3%；即在使用置换通风的多数的时间内，房间内的温度偏低的。如果考虑采用置换通风时工作区负荷较小，重新进行模拟（在模拟中假定房间允许的最高温度为27℃），所得结果如下：置换通风AHU负荷百分比为混合送风的75%，总送风量百分比为100.2%。
　　 　　　
　　 　　　　　　　 　　　　　　 　　　　图6 VAV定送风状态定β时的AHU风量比较
　　
　　混合送风和置换通风的AHU逐时处理的新风量如图7所示。混合送风AHU处理的新风量高于置换通风的。
　　 　　　
　　　 　　　　　　　 　　　　　　 　　　　　图7 VAV定送风状态定β时AHU新风量比较
　　
　　2．4 变风量系统中，定送风状态，变β时的AHU新风量比较
　　规律与固定β时类似，不过节能比例和风量比略有变化。采用全新风的小时数置换通风高于混合通风，前者为46h，刚好为后者的2倍。详细结果见表2。
　　
　　表2 不同空调运行模式下的模拟结果汇总

	AHU总负荷 /%	AHU总风量 /%	制冷机侧能耗 /%	风机侧能耗 /%	系统总能耗 /%	AHU采用新风量 /%	AHU采用全新风小时数 /h
							置换	混合
CAV，固定β	88	100	88	100	91	80	0	0
CAV，可变β	93	100	93	100	94	91	87	62
VAV，定送风状态点，定β	85	126	85	126	95	94.6	0	0
VAV，定送风状态点，变β	90	126	90	126	91	103	47	24
VAV，变送风状态点，变β	116	118	116	118	117	113	80	70
VAV，定送风状态点，定β☆	75	100.2	75	100.2	78.5	81	0	0
VAV，变送风状态点，定β☆	96	105	96	105	97.3	105	90	70

注：1 ☆表示考虑了置换通风工作区负荷比混合送风要低，其它栏表示二者工作区负荷相同。
　　2 对冷水侧取一固定的综合COP，均取为2。
　　3 风机侧能耗计算：根据文献[8]的建议，取风机压头为1000Pa，风机全压效率0.6，以单风机系统计算；变风量运行时，考虑控制策略为供回风管压不变，则功率可近似认为与风量成线性关系。
　　4 模拟中，房间温度的不满意率均控制在7%以下；在变风量系统中，房间温度的不满意率控制在4%以下。
　　5 百分数=置换通风/混合送风
　　

2.5 变风量系统中，变送风状态、变β时的能耗比较
　　如果不考虑采取置换通风时工作区负荷低，如图8所示，则统计模拟结果可得：混合送风AHU总负荷为59685kWh；置换通风AHU总负荷为64586 kWh，后者为前者的116%。混合送风AHU总风量为1529万m³；而置换通风AHU总风量为1863万m³，是混合送风的118%。混合送风和置换通风的房间不满意率均为0。而置换通风房间温度高于26℃的小时数也仅仅为4%。
　　　　　　
　　　　　　　 　　　　　　 　　　　图8　 VAV系统变送风状态变β时的AHU负荷比较

　　考虑置换通风工作负荷较低，其他设定不变而假定房间允许最高温度为27℃重新进行模拟，则结果为（混合送风结果不变）：置换通风AHU总负荷53205 kWh，是混合送风的96%；置换通风AHU总风量为1609万m³，是混合送风的105%。其余结果见表2。
　　从以上的模拟计算结果来看，置换通风在绝大多数情况下较混合送风节能，节能幅度在5%～10%左右。如果考虑了置换通风工作区负荷比混合送风要小，置换通风风管阻力要比混合送风要低，以及提高送风温度可提高制冷机侧的COP，则置换通风节能的幅度可望再提高5%～10%，即总节能效果达到10%以上。
　　对于变风量系统而言，利用计算机来逐时模拟置换通风的能耗情况还需要更深入地结合置换通风的特点如工作区负荷低、存在垂直温度梯度来进行，否则可能会忽视置换通风的节能效果。
　　
3 结论
　　
　　以DeST模拟一典型办公楼层分别采用置换通风和混合送风方式，在不同空调系统运行模式下的逐时能耗、新风量及新风比情况，经比较分析得到以下结论：
　　3．1 在定风量系统中，无论是否固定新风比，采用置换通风的空调系统都较混合送风系统节能，整个系统的能耗（包括冷冻机侧和风机侧）可减少约5%～10%左右；并且当室外温度较高时，考虑置换通风效率高而适当降低最小新风比，可减少更多的能耗。
　　3．2 在变风量系统中，采用置换通风时制冷机侧（也即AHU侧）可节能约10%～15%左右，但风机侧可能会消耗稍多的能
量，约15%～25%；二者结合起来看，系统仍可节能约5%以上。
　　3．3 如果考虑置换通风工作区负荷低的情况，以上节能指标可能会更高。
　　置换通风作为一种极具潜力的空调送风方式，以其自身在热环境、空气品质、节能以及施工和运行方面的灵活性与经济
性，正日益受到各方青睐。相信置换通风这种空调形式会在国内有越来越多的应用。

参考文献

　　1 Sandberg M, Blomqvist C. Displacement ventilation systems in office rooms. ASHRAE Trans, 1989, 95.
　　2 马仁民，置换通风的通风效率及其微热环境评价，暖通空调，1997，27（4）
　　3 范存养，办公室下送风空调方式的应用，暖通空调，1997，27 （4）
　　4 Chen Q. Performance evaluation and development of design guidelines for displacement ventilation. Final Report to ASHRAE TC 5.3-Room Air Distribution on ASHRAE Research Project-RP-949, 1998.
　　5 Seppanen O A, Fisk W J, Eto, J, et al. Comparison of convectional mixing and displacement air-conditioning and ventilating systems in US commercial buildings. ASHRAE Trans, 1995, (2), VA-89-19-3
　　6 Zhivov A M, Rymkevich, AA. Comparison of heating and cooling energy consumption by HVAC system with mixing and displacement air distribution for a restaurant dining area in different climates. ASHRAE Trans, 1998, 104 (2)
　　7 马仁民，论下部送风空调节能及其适用条件，暖通空调，1983， 13 （3）
　　8 陆耀庆，实用供热空调设计手册，北京：中国建筑工业出版社，1993