湖南大學土木工程學院 李厚培 彭晉卿 李思慧

       【摘  要】應用低GWP制冷劑并采用高效換熱器對建筑節能有利，因此本文構建了一個基于微通道換熱器的空調系統仿真模型，研究了采用微通道換熱器與R1234yf作為工質的制冷空調系統對建筑能耗的影響。基于建筑能耗仿真探究了上海地區某中型辦公建筑中一個房間的制冷需求特性，通過制冷空調模型研究了空調制冷量與能效比受到壓縮機轉速與蒸發器風速影響的規律。結合建筑仿真、氣候數據、空調系統模型探索了該辦公建筑能耗隨氣溫變化的規律。本文提出了一種耦合了微通道蒸發器模型的建筑空調建模方法，為研究高效換熱器對建筑能耗的影響提供了工具。

       【關鍵詞】制冷空調 微通道換熱器 建筑節能 仿真 環保型制冷劑

1 背景介紹

       我國提出了“3060”碳目標，力爭在2030年碳排放達峰， 2060年之前實現碳排放中和，以完成《巴黎協定》中要求將全球氣溫升高較工業時代前控制在2攝氏度以內的目標^[1]。而我國建筑能耗占社會總能耗比值超過25%，其中空調能耗占比大，有較大的節能空間^[2]。采用高效換熱技術以及應用環保型制冷劑是實現建筑空調節能減排的有效途徑^[3]。同樣，《蒙特利爾協定書》及其基加利修正案將推進上一代高GWP（全球暖化潛勢）制冷劑的削減工作，高GWP制冷劑將逐步退出歷史舞臺^[4]。因此，研究應用低GWP制冷劑且采用高效換熱器的建筑制冷空調系統迫在眉睫。

       目前國內外學者已經針對建筑空調系統開展了一系列關鍵技術研究，在仿真技術上有較大的突破^[5,6]。而目前建筑空調的仿真研究中專門針對換熱器結構設計對整體能耗影響的研究較少，忽略了高效換熱器對建筑節能的作用。微通道蒸發器具有體積小、集成度高、換熱好、充注量低等優點，近年來逐漸被廣泛采用^[7]。Li等人通過耦合建筑冷量需求與空調能耗曲線，對建筑物的空調設備選型匹配進行了深入研究，提出了動態耦合的解決途徑^[8]。本文基于動態耦合，以建筑冷量需求作為輸入條件構建空調仿真模型，計算了采用微通道蒸發器及應用低GWP制冷劑R1234yf的系統的夏季制冷能耗。

2 建筑仿真

       本文建筑負荷仿真采用的建筑為一個三層辦公建筑，該辦公建筑尺寸為54，模型如圖1所示。外墻傳熱系數為0.6 W/m²K，地板傳熱系數為0.86 W/m²K，屋頂傳熱系數為0.47 W/m²K，窗戶傳熱系數為2.97 W/m²K，遵循我國《公共建筑節能設計標準》對公共建筑的要求。建筑負荷仿真軟件為EnergyPlus。

圖1 某中型辦公建筑模型圖

3 空調系統仿真

       本文所建空調系統模型采用了40管的單流程平行流微通道換熱器作為冷凝器與蒸發器，膨脹設備假設為等焓膨脹過程，壓縮機排量為20 cm³。

       針對壓縮機構建其運行工況與效率的擬合關系式，流量、軸功、出口焓值方法如公式1-4所示。其中流量如公式1采用轉速、入口密度、及排量計算而來；軸功如公式2通過等熵效率計算而來；將發熱量如公式3假設為軸功的0.9倍；而出口焓值通過軸功與等熵效率計算而來。壓縮機的體積效率與等熵效率如公式5所示，皆基于實驗數據建模。

       系統換熱器（蒸發器與冷凝器）耦合了微通道換熱器仿真模型。微通道換熱器通過提供工質與空氣產生交叉流換熱的界面以改變兩種流體的熱力學狀態。換熱器模型通過空氣與工質的入口狀態作為輸入，輸出兩種流體的出口狀態，而出入口狀態差則可以求解出換熱器的換熱量及壓降。在模型中，每根微通道管被分成數個微小單元（已經借助計算證實，每個單元最大不能超過10mm以確保結果與單元數量無關），通過類似有限體積的方法計算每個單元內的工質換熱量與壓降，再計算總換熱量與壓降，如圖2所展示。

圖2 基于有限元法的微通道蒸發器模型

       在每個單元內，通過∈-NTU法計算換熱量與壓降，計算方法在公式6-18簡單列出。相關參數的關聯式與模型選用如表1所示。 

表1 換熱器模型中關聯式與模型選用

       微通道換熱器共40根管，管長500mm，其中翅片覆蓋長度達490mm。微通道管管壁厚0.25mm，微通道孔間壁厚0.25mm，管深20.25mm，管厚1.6mm，管孔數20個，管水力直徑1mm。翅片間距1mm，長度5.2mm，厚度0.1mm，角度28度。出于簡化系統研究的目的，蒸發器與冷凝器采用同一結構設計。仿真中膨脹設備假定為等焓膨脹過程。

       系統模型將耦合換熱器仿真方法以計算蒸發器與冷凝器出口條件，膨脹設備將簡單地以等焓膨脹過程進行計算。仿真中的迭代流程如圖3所展示，關鍵控制參數是冷凝器出口過冷度和蒸發器出口過熱度，關鍵系統迭代參數是蒸發器進出口壓力。雖然冷凝器過冷度應該由充注量控制，但是在此出于簡化模型的目的，通過排氣壓力控制過冷度。因此模型中將通過對比計算的過冷度與控制需求的過冷度（5攝氏度）比較，若差值過大（在此選擇0.05攝氏度為判據）將重新迭代壓縮機模型與冷凝器模型；對比計算的過熱度（5攝氏度）與控制需求比較（判據為0.05攝氏度），判斷是否需要迭代蒸發器模型；通過對比計算出的壓縮機進口壓力與迭代開始所估值比較（判據為0.05千帕），判斷是否需要迭代整個仿真流程。

圖3 蒸汽壓縮循環迭代流程圖

4 結果討論

       4.1 建筑5-10月冷量需求

       通過仿真計算了上海地區某辦公建筑每小時的冷量，空調設定溫度為24攝氏度。圖4所述為該房間的逐月冷量。數據基本滿足平均氣溫越高，制冷量約高的規律，而7、8兩月呈相反規律，7月份平均氣溫為30.07攝氏度，冷量需求為2,484,344kJ。而8月份平均氣溫較7月低，為28.49攝氏度，冷量需求卻較7月高，為2,622,374kJ。這主要是逐日與逐時數據變化較大帶來的月平均統計差異導致。

圖4 上海地區某辦公建筑5-10月空調制冷需求。

       4.2 空調系統制冷量與能耗受到轉速與換熱器風速影響。

       空調系統仿真中換熱器模型耦合了風速、風溫、空氣濕度對換熱量的影響。如公式19所示，空調COP計算以制冷量除以軸功而來；而對空調效能比EER評估時亦考慮了壓縮機能耗與換熱器鼓風機、風扇能耗，列入公式20中。

       圖5展示了該制冷空調系統在冷凝器風溫36攝氏度，相對濕度50%，風速3m/s；蒸發器風溫24攝氏度，相對濕度50%，風速3m/s時的制冷量與能效比。其中空調制冷量隨著轉速增加而增加，空調COP與EER皆隨著壓縮機轉速升高而下降。這是因為壓縮機轉速升高后，壓縮機入口進氣量隨之增加，增加了系統中制冷劑流量，進而增加了換熱器換熱量，最終提升了系統制冷量。而COP與EER受到轉速影響，轉速越高壓縮機效率越低，導致能效比下降。圖6展示了同樣的空調系統，但壓縮機定轉速為3000RPM，蒸發器風速從1提升至6m/s時效能的變化規律。當風速升高時，空調制冷量升高，COP隨之升高。這是因為風速升高后，蒸發器換熱增強，蒸發器換熱量增加，進而使空調制冷量與COP升高。但是由于風速升高導致蒸發器側風阻增加，蒸發器鼓風機能耗升高，導致空調EER在3.5m/s達到最大值。

圖5 空調效能受壓縮機轉速影響                    圖6 空調效能受蒸發器風速影響

       4.3 基于建筑輸入的微通道換熱器空調系統能耗

       前文總結了空調效能會隨壓縮機轉速及蒸發器風速影響的規律，同時歸納了上海某辦公建筑的冷量需求逐月特征。本文以該建筑每小時冷量需求為輸入，計算空調系統在典型氣象數據下的效能，并且通過調整冷凝器風扇轉速與蒸發器鼓風機轉速使空調達到最高的能效比EER。空調能耗(Power)計算方法如公式21所列，由每小時制冷量與EER計算而來；每月平均EER（EER_avg）如公式22，通過每月總制冷量（Q_total）與總能耗（POWER_total）計算而來。

       圖7展示了上海該辦公建筑逐月空調能耗仿真計算結果。5-10月中，空調總共能耗 約632.5 kWh，對應制冷量累計2847.1 kWh。隨著平均氣溫升高，空調月平均EER降低，這主要是因為隨著氣溫升高，空調所需制冷量升高，壓縮機轉速上升，導致系統效率下降而能耗升高。

圖7 上海某辦公建筑逐月空調能耗仿真計算結果

5 總結與展望

       本文構建了一種以建筑仿真結果作為輸入的微通道換熱器空調系統仿真方法。基于該方法總結了上海某辦公建筑5-10月的冷量特性（圖4），通過空調系統仿真研究闡明了空調效能受到轉速與蒸發器風速變化的影響規律（圖5、6），揭示了上海某辦公建筑5-10月空調能耗的特性（圖7）。

       本文提出了一種耦合微通道換熱器仿真的建筑空調模型構建方法，提供了深入研究換熱器結構對建筑能耗影響的建模工具。未來將基于本研究基礎，深入探索換熱器結構設計（微通道管尺寸、翅片尺寸、流程設計、等）對建筑空調能耗的影響，基于更多地區的氣候數據探明空調能耗的變化規律，并且將本研究拓展至可逆熱泵空調系統。

參考文獻：

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       備注：本文收錄于《建筑環境與能源》2021年4月刊 總第42期（第二十屆全國暖通空調模擬學術年會論文集）。版權歸論文作者所有，任何形式轉載請聯系作者。