热媒水温差对空气加热器及风机盘管性能影响的研究

热量均随其供水温度增大而增大。模拟结果与理论分 内水流量时），对空气加热器及风机盘管的换热性能造
析结果的变化规律基本上相一致。因此可以用模拟结 成不利影响也越大。以图 ４ａ）的空气加热器结果为例，
果来说明本实验系统二次侧热媒水温差对空气加热器 对于二次侧供水温度为 ４６℃，二次侧供回水温差由
及风机盘管换热性能的影响趋势。
Ｔ ＝４６℃
Ｔ ＝４８℃
Ｔ ＝５０℃
Ｔ ＝５２℃
０．７５
Ｔ ＝５４℃
Ｔ ＝５６℃
Ｔ ＝５８℃
Ｔ ＝６０℃
０．６６
０．５７
０．４８
０．３９
Ｔ ＝４６℃ Ｔ ＝５０℃ Ｔ ＝５４℃ Ｔ ＝５８℃
Ｔ ＝４８℃ Ｔ ＝５２℃ Ｔ ＝５６℃ Ｔ ＝６０℃
系统二次侧供回水温差为 ８．８℃，而 空气加热器进出口温差是 ５．９４℃。 对比图 １，可以看出，对于某一供水 温度，末端空气处理设备（即空气加 热器、风机盘管）相对换热量均随其 进出口供回水温差增大而减小；对
如下趋势：
回水温差相对换热量下降越多。
（２）在同样的二次侧供回水温
Ｔ ＝４６℃ Ｔ ＝４８℃
０．９９
Ｔ ＝５０℃ Ｔ ＝５２℃
０．７５
Ｔ ＝５４℃ Ｔ ＝５６℃
０．９
Ｔ ＝５８℃ Ｔ ＝６０℃
０．６６
Ｔ ＝４６℃ Ｔ ＝５０℃ Ｔ ＝５４℃ Ｔ ＝５８℃
Ｔ ＝４８℃ Ｔ ＝５２℃ Ｔ ＝５６℃ Ｔ ＝６０℃
表 １ 各仪表量程及精度
项目 量程 精度
温湿度自记仪 － ２０￣７０℃、５％￣９５％
±０．２℃、±２％
电磁流量计 ６ｍ３／ｈ ２％
温度计 ０￣７０℃ ±０．１℃
１
板式
换热器
２
ＶＡ１ 热泵
机组
图 ２ 实验室土壤源热泵地上水系统简图 ＶＡ１－ 电动三通调节阀 １，２－ 循环水泵
３ 模拟结果与分析
利用瞬时系统模拟程序 ＴＲＮＳＹＳ，同时设定新风 温度为 ９℃，室内回风温度为 １５℃，模拟过渡季节部分 负荷工况，不同热媒水温差、不同供水温度下，空气加 热器及风机盘管换热性能。
１５ Ｎｏ．２／２００８
总第１２０期 第２９卷
制冷空调 Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ Ａｉｒ Ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇ
与电力机械 ＆ Ｅｌｅｃｔｒｉｃ Ｐｏｗｅｒ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ
专题研讨
表 ２ 空气加热器及风机盘管换热量模拟值与实验结果
（１）对 于 二 次 侧
项目
二次侧供回水温差 ／ 二次侧供水温度，℃
６．１９
１７４３０ １６９１０ ３．０３
２０８１．５３ ２０１７．１３
３．１９
１８６７０ １９３５０ ３．４８
２２０４．７６ ２１７９．５６
１．１６
１９５８０ ２１２７０ ７．９９
２２６５．２５ ２２６２．３３
０．１３
即热媒水流量的减 小，空气加热器及风 机盘管相对换热量逐
渐减小。随着热媒水
图 ３ 为空气加热器、风机盘管
在末端负荷恒定的情况下，提高热媒水供回水温 差，可以节约系统循环水量，相应减少水泵扬程和电能 的消耗。但是热媒水供回水温差的提高必然会影响到 空调系统末端设备对空气处理的效果。目前的文献报 道中，大部分学者都是针对夏季工况下，从理论上研究 了冷水大温差对表冷器和风机盘管性能影响［１，２］。本文 从理论分析展开，然后利用瞬时系统模拟程序 ＴＲＮＳＹＳ［３］ 进行动态仿真，分析中央空调系统在制热工 况下，采用不同热媒水供回水温差时末端空气处理设 备的特性。
差下，提高热媒水温度可提高相对 换热量。以风机盘管为例，如图 ４ ｂ） 所示，当二次侧供回水温差为
空气加热器相对换热量 风机盘管相对换热量
０．８１
０．５７
０．７２ ０．４８
０．６３
０．５４
０．３９
０．４５ ５ ６ ７ ８ ９ １０ １１ １２ 空气加热器进出口供回水温差 ／℃
０．３ ６ ７ ８ ９ １０ １１ １２ １３ 风机盘管进出口供回水温差 ／℃
为了能够更加清楚地说明热媒水温差对空气加热 器及风机盘管换热性能的影响，下面将利用瞬时系统 模拟程序 ＴＲＮＳＹＳ 对实验室空调系统进行模拟计算。
２ 模拟计算与实验验证
实验系统取为大连理工大学建筑环境与设备工 程研究所实验室土壤源热泵实验台地上水系统，如图 ２ 所示，以组合式空调器与风机盘管 １ 为研究对象。使 用瞬时系统模拟程序 ＴＲＮＳＹＳ，将实验室各具体设备 以 ＴＹＰＥ 子程序的形式联接成一个系统进行整体求
风机盘管 ６ 风机盘管 ５
风机盘管 ４ 风机盘管 ３ 风机盘管 ２
风机盘管 １
组合式空调器
解，用来模拟实际系统在不同供回水温差下的热力特 性。在所有部件模型参数中，一部分参数是根据实际测 试获得；一部分是根据厂家产品样本说明中获得。
热泵机组为清华同方制造的 ＨＳＳＷＲ－ ２３（Ｓ）水源 热泵，末端处理装置分别为大连冰山空调设备有限公 司制造的 ＣＨ－ ００５Ｅ 的组合式空气处理机与 ＨＳＲ－ ６２Ｎ 卧式暗装型风机盘管，板式换热器为舒瑞普公司生产 的 ＧＸ－ ７Ｘ４３ 非对称波纹板片系列，循环水泵 １、２ 分 别为上海凯泉泵业有限公司生产的 ＫＱＬ４０／１２５－ １．１／３ （变频）、ＫＱＬ３２／１２５－ ０．７５／３（定频）单级立式离心泵。
相对换热量 （运行工况下换热量与
０．９９
标准工况下换热量的比值） 在其不
０．９
同供水温度时随其进出口供回水温
０．８１
差的变化曲线。要说明的是空气加
０．７２
热器及风机盘管进出口温差与二次
侧供回水温差是不同的，以空气加
０．６３
热器为例，当供水温度为 ４６℃时，
０．５４
空气加热器相对换热量 风机盘管相对换热量
９℃增大到 １２℃时，空气加热器相对换热量约减少了
图 ４ 为空气加热器、风机盘管相对换热量在二次 １１．９％，而对于二次侧供水温度为 ５２℃，二次侧供回水
侧不同供水温度时随二次侧供回水温差变化曲线，可 温差由 ９℃增大到 １２℃时，空气加热器相对换热量约
看出，二次侧供回水温差对它们换热性能的影响呈现 减少了 １３．９％，即二次侧供水温度越高，增大二次侧供
（３）在一定范围内进行调节，二
１６ Ｎｏ．２／２００８ 总第１２０期 第２９卷
专题研讨
实验系统安装了德国 Ｓｉｅｍｅｎｓ 公司生产的楼宇自 控 软 件 Ｂｕｉｌｄｉｎｇ Ａｕｔｏｍａｔｉｏｎ Ｉｎｓｉｇｈｔ Ｒｅｖｉｓｉｏｎ ３．５．１，可 以将测量的温度、流量、压力、电功率等参数定期存入 相应的数据库中，存储时间间隔可人为设定和更改，并 可以显示数据的历时曲线，各仪表精度如表 １ 所示。为 了验证模拟结果的正确性，本文对实验室土壤源热泵 地上水系统进行了模拟计算与实验测试。在模拟计算 中，二次侧供水温度、二次侧水流量、组合式空调器进 风温度、风机盘管进风温度都是根据根据实际测试结 果的平均值设定的。
０．４５ ８
９ １０ １１ １２ １３ １４ １５ 二次侧供回水温度 ／℃
０．３ ８ ９ １０ １１ １２ １３ １４ １５ 二次侧供回水温差 ／℃
ａ）
ｂ）
图 ４ 相对换热量随二次侧供回水温差变化曲线
ａ）空气加热器 ｂ）风机盘管
于某一进出口供回水温差，末端空气处理设备相对换 供水温度的提高，增大二次侧供回水温差时（即减小管
１ 理论分析
文献［４］在分析影响风机盘管热量因素基础上，选
用 Ｆ２ － ４００ 型风机盘管无因次性能数据，利用最小二 乘法，使残差平方和为最小，给出了风机盘管热量综合
表达式：
Ｑ ＝ ０．９ · Ｃ· Ｄ· Ｇ ０．１８９· Ｔ １．６８３
（１）
式中 Ｑ —风机盘管换热量，ｋＷ；
Ｇ —通过风机盘管的质量流量，ｋｇ／ｈ；
由于实验系统中热泵机组采用的是单缸活塞式压 缩机，一次侧供水温度不易调节，且一次侧出水温度达 到 ５３℃时，热泵机组就会自动停机，所以实验过程中， 在保证热泵机组一直处于运转状态的情况下，只进行 了较少工况下的测试。通过调节变频泵 １ 的频率使热 媒水流量减少，从而使二次侧（即板式换热器用户侧） 供水温度与热媒水温差同时升高，当二次侧供水温度、 二次侧供回水温差基本保持不变时，即认为系统处于 稳定运行时，记录实验数据。最后将模拟计算结果与实 际测试结果平均值进行了对比（见表 ２），最大误差约 为 ８％，两者显示了良好的一致性，说明可用所建 ＴＲＮＳＹＳ 模型进行更多工况的模拟计算。
（２）
ΔＴ —风机盘管进出口供回水温差，℃；
下标 ０ —标准工况，即风机盘管进风干球温度
１５℃，进水温度 ６０℃，回水温度 ５０℃。
根据式（２），计算出供水温度为 ４６￣６０℃，进出口
供回水温差为 ９￣１４℃范围内的风机盘管相对换热量
１４ Ｎｏ．２／２００８ 总第１２０期 第２９卷
专题研讨
制冷空调 Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ Ａｉｒ Ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇ
ａ）
ｂ）
图 ３ 相对换热量随其进出口供回水温差变化曲线
ａ）空气加热器
ｂ）风机盘管
１１℃，供水温度为 ４６℃、４８℃时的相 对 换 热 量 分 别 约 为 ０．４１３７１６、 ０．４４０４１，即二次侧供水温度为 ４８℃ 时，风机盘管的相对换热量高于二 次侧供水温度为 ４６℃、二次侧相同 供回水温差时的相对换热量。但是 热媒水温度的提高将会导致冷水机 组 ＣＯＰ 下降，所以应作综合分析。
图 １ 风机盘管机组相对换热量随其进出口供回水温差的变化曲线
值，结果如图 １ 所示。 尽管型号不同的风机盘管热量综合表达式可能会
不完全一样，但各参数对其性能影响的规律性应是相 同的。另外，空气处理机组中的空气加热器与风机盘管 中使用的热交换器都属于表面式热交换器，因此相关 参数对空气加热器性能的影响应与风机盘管类似。
Ｔ —风机盘管的供水温度，℃；
Ｃ —风机盘管型号及运转档次系数；
Ｄ —室内空气温度条件系数。
为了研究热媒水温差对风机盘管的影响，将 Ｑ＝
Ｇ·Ｃ·ΔＴ ／３６００ 代入式（１），整理，再将两边无因次化，
得：
! " ! " Ｑ ＝ Ｑ ＝ Ｑ０
ΔＴ ΔＴ０
－ ０．２３３
·
Ｔ Ｔ０
２．０７５
式中 Ｑ —相对换热量；
＆ Ｅｌｅｃｔｒｉｃ Ｐｏｗｅｒ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ 与电力机械
相对换热量
１．１ １．０２ ０．９４ ０．８６ ０．７８ ０．７ ０．６２ ０．５４ ０．４６ ９
Ｔ ＝４６℃ Ｔ ＝５４℃
Ｔ ＝４８℃ Ｔ ＝５６℃
Ｔ ＝５０℃ Ｔ ＝５８℃
Ｔ ＝５２℃ Ｔ ＝６０℃
１０
１１
１２
１３
１４
风机盘管进出口供回水温差 ／℃
关键词：空调； 空气加热器； 风机盘管； 热媒水温差
中图分类号：ＴＵ８３
文献标识码：Ａ
文章编号：１００６－ ８４４９（２００８）０２－ ００１４－ ０４
０ 引言
近年来，随着国民经济的快速发展，建筑空调系统 得到越来越广泛的应用，空调系统的节能也成为人们 日益关注的问题。常规中央空调热媒水温差通常为 １０℃，名义工况热媒水供回水温度为 ６０℃／５０℃，而在 实际工程中，由于空调系统设计时按最大热负荷来计 算，设备选择时又需考虑设备安全系数等原因，供回水 温差常常达不到上述要求，这就造成系统运行过程中 普遍存在的“小温差大流量”现象。
８．６／３８．６
１０．４／４２．２
１１．５／４５．２
１２．６／４７．１
空气加热器 风机盘管 空气加热器 风机盘管 空气加热器 风机盘管 空气加热器 风机盘管
某一热媒水供水温 度，随着二次侧供回 水温差的逐渐增大，
模拟值，Ｗ 间接测量值，Ｗ
相对误差，％
１５３２０ Biblioteka Baidu４３４０ ６．８４
１９５８．４５ １８４４．２６
制冷空调 Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ Ａｉｒ Ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇ
与电力机械 ＆ Ｅｌｅｃｔｒｉｃ Ｐｏｗｅｒ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ
专题研讨
热媒水温差对空气加热器及风机盘管性能影响的研究
梁洪新， 王树刚
（大连理工大学 土木水利学院，辽宁 大连 １１６０２４）
摘要：提高中央空调水系统循环水温差，以减少循环水泵输送能耗，越来越受到业内人士的 关注。为了能够更加清楚地了解循环水温差的调节对空调末端空气处理设备性能的影响，本文从 理论分析展开，然后利用瞬时系统模拟程序 ＴＲ ＮＳＹＳ 建立了实验室空调系统仿真器，在对模拟结 果进行实验验证的基础上，模拟分析变热媒水温差对末端设备换热量的影响。结果表明，供水温 度一定，空气加热器及风机盘管换热性能随热媒水温差增大而下降，但是在一定范围内调节，增 大热媒水温差，并且供水温度提到足够大的值时，空气加热器及风机盘管换热性能也会得到提 高。最后指出选择合理热媒水温差与供水温度，要综合考虑空调系统水力稳定性、冷热源机组 ＣＯＰ 的大小、和送风温差的影响。