張國強 傅凱能 張帆 許字行 張園園

摘? ?要：為實現(xiàn)輻射制冷-獨立新風空調系統(tǒng)負荷比的多目標優(yōu)化，引入了BES-CFD耦合仿真方法，以長沙市某應用輻射制冷-獨立新風空調系統(tǒng)的住宅房間為研究案例，同時研究了不同的送風溫差和不同負荷比下的系統(tǒng)能耗及室內熱環(huán)境，從節(jié)能、熱舒適和運行安全性的角度，分析了最佳負荷比范圍. 結果表明：考慮系統(tǒng)節(jié)能性時，不同送風溫差的最佳負荷比范圍分別為：46%～85%（4 ℃）、16%～85%（6 ℃）、3%～85%（8 ℃），且送風溫差較大時更節(jié)能. 從熱舒適角度分析，最佳負荷比范圍分別為：20%～72%（4 ℃）、16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃），較小的送風溫差具有更大的負荷比調節(jié)區(qū)間. 各工況下頂板與地板壁面溫度均高于近壁面空氣露點溫度，無結露風險. 綜合考慮節(jié)能性、舒適性及安全性的最優(yōu)負荷比宜?。?6%～72%（4 ℃）、16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃）.

關鍵詞：輻射空調;耦合仿真;負荷比;能耗;熱舒適

中圖分類號：TU831.3? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標志碼：A

文章編號：1674—2974（2020）09—0158—11

Abstract：In order to implement the dual-objective optimization of load ratio of the combined ceiling radiant cooling panel and DOAS air-conditioning（CRCP-DOAS） system， BES-CFD co-simulation is introduced. Taking a residential room in Changsha with applications of CRCP-DOAS system as a research case， energy consumption of the system and indoor thermal environment are studied under different load ratio of three supply air temperature difference， and the optimal load ratio range is obtained from the perspective of energy saving， thermal comfort and safety. The results show that when considering the energy saving of the system， the optimal load ratio ranges are 46%～85%， 16%～85%， 3%～85% at the supply air temperature difference of 4 ℃，6 ℃，8 ℃，respectively. And it is more energy efficient when the supply air temperature difference is larger. From the perspective of thermal comfort， the optimal load ratio ranges are：20%～72%（4 ℃），16%～59%（6 ℃），3%～50%（8 ℃），respectively. And the load ratio has a larger adjustment interval when the supply air temperature difference is smaller. Under each load ratio， the surface temperature of ceiling and floor is higher than the air dew-point temperature near the surface， so there is no condensation risk. The optimal load ratio ranges are 46%～72%（4 ℃），16%～59%（6 ℃），3%～50%（8 ℃），respectively，under comprehensive consideration of energy efficiency，thermal comfort and safety.

Key words：radiant cooling system;co-simulation;load ratio;energy consumption;thermal comfort

輻射空調因其節(jié)能性[1]、舒適性[2]及污染小[3]等優(yōu)點而逐漸成為人們新的選擇. 低溫地板輻射供暖作為最先開發(fā)的輻射空調技術，在北美、歐洲已有30多年的使用歷史[4]. 近年來，以頂板輻射供冷為代表的輻射供冷技術受到廣泛關注與研究[5-8].

然而單獨的輻射空調系統(tǒng)只能承擔室內顯熱負荷，因此輻射空調通常配合獨立新風系統(tǒng)來滿足室內除濕和較高的空氣品質要求. 輻射空調與獨立新風復合系統(tǒng)與常規(guī)對流空調相比可節(jié)能30%～40%，具體的節(jié)能潛力大小取決于系統(tǒng)設計、建筑負荷、氣候區(qū)域等因素[9]. 在系統(tǒng)設計方面，輻射末端顯熱負荷承擔比例（輻射末端承擔顯熱負荷/總顯熱負荷，以下簡稱“負荷比”）是一個重要參數(shù)，它不僅影響系統(tǒng)能耗，而且影響室內熱環(huán)境，以能耗和熱舒適為目標進行仿真研究是一個很有價值的研究課題. Kilkis等[10]對土耳其安卡拉民族博物館的輻射空調與獨立新風復合系統(tǒng)在不同負荷比時的能耗進行了分析，結果表明系統(tǒng)在負荷比為60%時能耗降到最低;隋學敏等[11]對住宅夏季工況輻射與新風復合系統(tǒng)的負荷比做了CFD分析，從熱舒適及空氣品質的角度得出高、中、低三種負荷工況下的負荷比最優(yōu)范圍;隋學敏等[12]還用DeST能耗分析軟件研究了夏季工況住宅毛細管輻射空調與獨立新風復合系統(tǒng)在不同送風系統(tǒng)形式、熱回收形式時能耗隨負荷比的變化，發(fā)現(xiàn)能耗始終隨負荷比的增加而降低;Evren等[13]建立了一個混凝土埋管輻射空調試驗艙，采用電加熱風機送風，通過對比冬季不同作用溫度下的能耗隨負荷比的變化情況，得出了負荷比的最優(yōu)范圍為0.65～0.75.

至今，關于負荷比的仿真研究，都是分別通過能耗或熱舒適的單目標優(yōu)化得到適宜的負荷比范圍，而在實際工程中需同時考慮節(jié)能性、舒適性及安全性對負荷比進行多目標優(yōu)化. 為了實現(xiàn)負荷比的多目標優(yōu)化，本文引入BES-CFD耦合仿真，以長沙市某應用輻射制冷-獨立新風空調系統(tǒng)的住宅房間為案例，同時對系統(tǒng)能耗、室內熱環(huán)境及結露風險進行分析，以節(jié)能性、熱舒適性和安全性為目標優(yōu)化負荷比，為輻射制冷-獨立新風空調系統(tǒng)的優(yōu)化設計提供理論基礎.

1? ?BES-CFD耦合仿真與系統(tǒng)模型

1.1? ?BES-CFD耦合仿真

BES仿真用于全面分析建筑能源系統(tǒng)能耗，而對于室內氣流組織則采用多節(jié)點模型[14]來預測，該模型將每個房間視為空氣溫度與壓力均勻混合的一個節(jié)點. 在研究存在室內空氣溫濕度分層現(xiàn)象的空調系統(tǒng)時，BES軟件無法精確分析室內氣流組織及局部熱環(huán)境. 而CFD軟件通過求解Navier-Stokes方程，能夠準確預測室內溫度與氣流分布. 但CFD在建筑系統(tǒng)仿真中也存在不足之處，一方面是準確和動態(tài)的邊界條件的獲取十分困難，另一方面是CFD需要消耗大量計算資源. 因此盡管實際建筑邊界條件是動態(tài)的，單獨的CFD仿真也往往只能做靜態(tài)邊界條件下的流場分析. 為了使兩種軟件能夠互補，近年來出現(xiàn)了一些耦合仿真接口與平臺，例如FMI（Functional Mock-up Interface）、BCVTB（Building Controls Virtual Test Bed）、AAMM（Agent and Artefact for Multiple Models）等[15]. 在耦合仿真中，兩種軟件相互交換數(shù)據(jù)，BES提供邊界條件，而CFD提供局部熱環(huán)境數(shù)據(jù)，相互取長補短，因此對于存在明顯室內溫度分層的空調系統(tǒng)，耦合仿真比單獨仿真的計算結果更精確[16].

1.2? ?準動態(tài)松耦合方法

本文選取EnergyPlus作為BES軟件，Ansys Fluent作為CFD軟件，BCVTB作為耦合仿真平臺. 由于BCVTB暫無接口與Fluent直接連接，本文用Matlab作為媒介來調用Fluent. 各軟件之間的協(xié)同工作關系如圖1所示.

目前已有的耦合方法中，純動態(tài)耦合計算精度最高，但消耗計算資源最多，而準動態(tài)松耦合方法能夠在精度與計算資源間達到較好的平衡. 因此本文選用準動態(tài)松耦合的方法實現(xiàn)EnergyPlus與Fluent之間的數(shù)據(jù)交互.

具體仿真流程見圖2. 首先EnergyPlus執(zhí)行tn時刻的計算，并將Fluent計算所需的邊界條件通過BCVTB接口傳遞至Matlab. Matlab將數(shù)據(jù)寫入txt文檔，通過腳本完成Fluent Journal文件編寫，并調用Fluent進行tn時刻的計算. Fluent計算收斂后，Matlab讀取數(shù)據(jù)并通過接口傳遞至EnergyPlus，進行tn+1時刻的計算. 如此完成一個時間步長的運算.

1.3? ?建筑與模型概況

本文研究對象為長沙市某高層住宅中間層A戶型的客廳，房間尺寸為4.2 m×8.12 m×3 m，東墻、北墻與西墻均為內墻，南墻與陽臺相連并設有大面積玻璃門. 圍護結構的傳熱系數(shù)均滿足標準限定值，具體參數(shù)見表1. 室內熱源為人、燈具和其他用電設備. 房間內有2人，每人散熱量為120 W，每人散濕量為100 g/h. 燈具功率密度參照《建筑照明設計標準》（GB 50034—2013）[17]設計，居住建筑取6 W/m2，用電設備散熱量取6 W/m2. 室內空調設計溫度為26 ℃，設計相對濕度為60%. 房間的室內熱源時刻表見表2.

該住宅區(qū)空調形式為混凝土埋管輻射頂板與獨立新風復合系統(tǒng)，除頂層屋頂和二層地板做了保溫隔熱措施外，其余層樓板均未做保溫措施，因此標準層的頂板與地面均為冷輻射面. 該系統(tǒng)以地源熱泵為冷熱源，其中高溫冷熱水機組夏季供回水溫度為16/21 ℃，通過旁通供應18/21 ℃的輻射頂板冷水;低溫冷熱水機組夏季供回水溫度為7/12 ℃，為新風系統(tǒng)提供冷水. 本文EnergyPlus能源系統(tǒng)模型部件均按實際系統(tǒng)構建，以保證仿真的準確性.

圖3為Fluent幾何模型，送風口位于房間南側地面，回風口位于房間北墻上部. 模型全部劃分六面體結構網(wǎng)格，壁面、風口及熱源附近局部加密，總網(wǎng)格數(shù)為623 761，網(wǎng)格質量均為1.

Fluent邊界條件在每個時間步長均由EnergyPlus計算提供，包括：人員冷負荷、人員濕負荷、燈光設備冷負荷、壁面溫度、送風量、送風溫度、送風含濕量等. 完成一個步長的迭代計算后，F(xiàn)luent輸出壁面對流換熱系數(shù)至EnergyPlus，使其進行下一時間步長的計算.

2? ?模型驗證

2.1? ?驗證工況的選取

徐照南[18]已在2016年5月至6月期間對該住宅進行了試驗測試，測試期間系統(tǒng)以固定的工況運行，房間新風量為108 m3/h，新風溫度為22 ℃. 由于耦合仿真僅模擬單個房間，輻射與新風系統(tǒng)的供回水流量較難通過總流量乘以比例來換算，故由EnergyPlus根據(jù)供回水溫差自動計算流量.

為了充分驗證耦合仿真模型的準確性，選取了3個具有代表性的試驗日作為對比工況，分別為6月7日、6月12日、6月14日，其室外干球溫度在一天內的變化如圖4所示. 其中，6月14日的峰值溫度最高，6月7日次之，6月12日的全天溫度最低，3個試驗日可分別代表高、中、低3個負荷工況. 本文利用實測的氣象數(shù)據(jù)對EnergyPlus的氣象文件進行修改，以保證耦合仿真與試驗時的室外氣候條件基本一致.

2.2? ?室內垂直溫度分布對比

選取試驗日下午14：00和夜間20：00兩個時刻實測的室內垂直溫度與Fluent計算的垂直溫度分布進行對比，如圖5所示.

可以看到，耦合仿真計算的溫度和實測溫度隨高度的整體變化趨勢一致，地面附近空氣溫度較低，隨著高度增加空氣溫度逐漸上升，在1.1 m左右達到最大值，之后又逐漸降低，但耦合仿真計算的0.1～0.6 m高度的溫度梯度較實測數(shù)據(jù)大.

表3給出了耦合仿真計算的垂直溫度與實測值之間的誤差，不同時刻各個高度處空氣溫度的誤差均在5%之內，計算結果的準確性較高.

2.3? ?壁面溫度對比

試驗期間壁面溫度數(shù)據(jù)記錄時段為10：00—16：00，選取該時間段內實測的南墻、北墻、頂板和地板的壁溫與EnergyPlus計算的壁溫進行對比，如圖6所示. 3個試驗日的耦合仿真計算結果與實測值相差不大，差值均在1 ℃以內，各壁面溫度在一天內的波動幅度很小，耦合仿真計算的壁面溫度變化趨勢與實測值基本一致. 表4為耦合仿真計算的各壁面溫度和實測值之間的平均誤差，均在5%以內. 6月14日（高負荷）和6月7日（中負荷）兩個試驗日的北墻壁面溫度計算誤差均比其他壁面高，主要是由于實際住宅的回風口位于廚房和衛(wèi)生間，而耦合仿真模型中將回風口布置在北墻，這將對北墻的壁溫計算造成一定的影響. 總體上看，本文耦合仿真模型的準確性可以接受.

3? ?負荷比工況選取

3.1? ?負荷比調節(jié)模式

選取夏季典型日7月10日作為負荷比分析的試驗日. 為了實現(xiàn)不同的負荷比工況，需要調節(jié)輻射末端和新風末端承擔的顯熱負荷. 在本文所述空調系統(tǒng)中，可實現(xiàn)的負荷比調節(jié)模式有：調節(jié)輻射頂板水流量、調節(jié)新風送風量、調節(jié)新風送風溫差. 考慮到調節(jié)的便捷性與直接性，本文將調節(jié)送風量與送風溫差作為主要的調節(jié)模式.

由于所研究房間采用地板送風的形式，按照《民用建筑供暖通風與空氣調節(jié)設計規(guī)范》（GB 50736—2012）[19]的規(guī)定，送風溫度不宜低于16 ℃，因此本文將送風溫差上限定為8 ℃，選取的3組送風溫差分別為4 ℃、6 ℃、8 ℃. 在每組送風溫差工況中，分別改變送風量來實現(xiàn)不同的負荷比.

3.2? ?動態(tài)仿真逐時負荷比的調節(jié)

在能耗的動態(tài)仿真中，房間的負荷是逐時變化的，需要通過自控系統(tǒng)調節(jié)逐時制冷量. 本文EnergyPlus模型中，輻射末端水流量根據(jù)逐時負荷自動調節(jié). 而對于新風末端，由于每組送風溫差的不同負荷比工況是通過改變送風量來實現(xiàn)的，因此在每個負荷比工況下不再單獨改變逐時送風量，即固定送風量，以保證各工況間的可比性.

因此，本模型通過調節(jié)逐時送風溫差來改變逐時的新風末端承擔負荷（僅在房間峰值負荷時刻，送風溫差為該工況的設計溫差），以保證逐時負荷比均等于該工況的設計負荷比.

3.3? ?輻射末端承擔最大負荷比的確定

在調節(jié)負荷比時，由于最小新風量的存在，且各工況送風溫差不為0，因此輻射末端所能承擔的最大負荷比并不是100%，需要通過計算確定該最大負荷比.

該房間最小新風量按《民用建筑供暖通風與空氣調節(jié)設計規(guī)范》（GB 50736—2012）[19]設計，為人均30 m3/h. 在3組送風溫差下，分別用最小新風量進行EnergyPlus初次模擬，得到3組送風溫差的最大負荷比分別為：92.59%（4 ℃）、88.83%（6 ℃）、84.98%（8 ℃）. 為了使3組送風溫差下的負荷比工況一致，以便對比分析，選取85%作為最大負荷比，使3組送風溫差均能調節(jié)至該負荷比.

3.4? ?各負荷比工況的調節(jié)參數(shù)

該復合空調系統(tǒng)需輻射末端與新風末端配合使用，負荷比為0%（只有新風系統(tǒng)時）的工況不切合實際，不予考慮. 為了使負荷比工況分布更均勻，將各工況之間的間隔定為20%，以20%為最小負荷比，依次增大至85%，各負荷比工況下的送風溫差及送風量見表5.

4? ?結果分析與討論

4.1? ?系統(tǒng)能耗分析

4.1.1? ?各工況系統(tǒng)總能耗評價

圖7為各工況下的系統(tǒng)總能耗. 3組送風溫差下，系統(tǒng)總能耗變化趨勢一致，當輻射末端承擔顯熱負荷量增加（新風送風量減?。r，系統(tǒng)總能耗降低，并且隨著送風溫差的增大，不同負荷比下的系統(tǒng)總能耗均降低.

在4 ℃送風溫差下負荷比為20%時系統(tǒng)總能耗最大，為260.79 MJ;在8 ℃送風溫差下負荷比為85%時系統(tǒng)總能耗最小，為55.44 MJ. 由《夏熱冬冷地區(qū)居住建筑節(jié)能設計標準》（JGJ 134—2010）[20]相關條例計算得到本房間夏季空調日平均能耗限值為43.92 MJ，由圖可看到所有工況下的系統(tǒng)能耗均大于標準限值，系統(tǒng)節(jié)能性有待提高.

4.1.2? ?系統(tǒng)各部分能耗分析

各工況下系統(tǒng)的各部分能耗如圖8所示. 在各送風溫差下，新風系統(tǒng)能耗占比均在負荷比為20%時達到最大，分別為99.13%（4 ℃）、98.50%（6 ℃）、97.95%（8 ℃）;隨著新風量減小，新風系統(tǒng)能耗占比逐漸減小，在負荷比為85%時降至最低，分別為89.27%（4 ℃）、86.08%（6 ℃）、83.95%（8 ℃）.

由圖8可知新風系統(tǒng)地源熱泵主機和再熱盤管是新風系統(tǒng)的主要能耗來源，各工況下這兩部分能耗占新風系統(tǒng)總能耗的比值平均可達82.32%. 這是因為本空調系統(tǒng)新風機組采用冷盤管除濕，新風先被處理到送風含濕量對應的露點溫度，再經(jīng)過再熱送往空調區(qū)域. 因此，雖然隨著負荷比的增大，輻射系統(tǒng)各部分能耗上升，但由于占比較大的新風系統(tǒng)能耗降低，系統(tǒng)總能耗依然呈下降趨勢. 另一方面，隨著送風溫差增大，再熱盤管能耗降低，系統(tǒng)總能耗也減小. 因此該空調系統(tǒng)在新風處理方面仍有較大的節(jié)能潛力.

4.1.3? ?系統(tǒng)節(jié)能潛力分析

由前節(jié)可知，該空調系統(tǒng)中用于處理新風的能耗遠遠大于輻射末端能耗，若能優(yōu)化新風處理方式，系統(tǒng)總能耗將大幅降低.

溶液除濕因其節(jié)能、高效的特點而得到了廣泛的關注與應用，因此本節(jié)選用全熱回收熱泵式溶液除濕機組代替原冷卻盤管除濕機組，以分析系統(tǒng)節(jié)能潛力. 用于替代的溶液除濕機組COP取4，全熱交換效率取60%. 在計算溶液除濕機組能耗時，保持原送風狀態(tài)點及室內狀態(tài)點不變，以保證原輻射系統(tǒng)能耗不變，由此來確定熱交換過程及機組除濕量.

經(jīng)計算，采用溶液除濕后的系統(tǒng)總能耗如圖9所示. 各工況的總能耗與冷卻除濕相比明顯下降，平均下降比例為72.13%. 除工況1、2之外，其余工況的總能耗均在標準限值43.92 MJ以下，滿足節(jié)能標準. 總能耗隨新風量及送風溫差的變化趨勢與原系統(tǒng)一致，新風量越小、送風溫差越大，總能耗越低. 但在負荷比為85%時，3組送風溫差下的總能耗相差無幾，此時已接近最大節(jié)能限度. 3組送風溫差下滿足節(jié)能標準的負荷比范圍分別為：46%～85%（4℃）、20%～85%（6℃）、20%～85%（8℃）.

4.2? ?室內熱舒適分析

4.2.1? ?PMV-PPD指標

PMV（預測平均投票數(shù)）和PPD（預測不滿意率）是分析室內人體熱感覺的兩個重要指標，都是基于人體熱平衡方程來計算的. 本文計算PMV指標時，服裝熱阻取0.3 clo，人體新陳代謝率取1.06 met（按人體散熱量120 W、人體表面積1.95 m2計算，即61.538 5 W/m2），空氣溫濕度均取人員活動區(qū)（本文取1.7 m以下）的平均值. 由于房間室內各表面發(fā)射率均較高，因此式（1）可用于計算平均輻射溫度，其中人體對各表面角系數(shù)由Fluent導出.

式中：Tmrt為室內平均輻射溫度，K;T1、T2、…、TN為室內各表面溫度，K;FP-1、FP-2、…、FP-N為人體對室內各表面的角系數(shù).

各工況均取16：00時刻（負荷最大時刻）進行計算，PMV值和PPD值分別如圖10和圖11所示，人員活動區(qū)空氣溫度和平均輻射溫度如圖12所示.

送風溫差不變時，隨著負荷比增大，輻射末端承擔顯熱負荷增加，室內各壁面溫度下降，平均輻射溫度下降，導致PMV值減小，PPD值增大. 同一負荷比下，送風溫差增大時，人員活動區(qū)空氣溫度降低，因此PMV值也減小，PPD值增大. ISO 7730[21]中PPD推薦值為0%～10%，對應的PMV推薦值為-0.5～0.5，在此范圍內的負荷比區(qū)間隨送風溫差增大而減小，各送風溫差下滿足PMV-PPD預測舒適要求的最大負荷比分別為72%（4 ℃）、59%（6 ℃）、50%（8 ℃）左右，因此較小的送風溫差下負荷比的調節(jié)空間更大.

4.2.2? ?室內垂直溫度梯度

垂直溫度梯度是局部不舒適度評價的一個重要指標，圖13給出了16：00時刻各工況下的室內垂直溫度分布，各高度分別為0.1 m、0.6 m、1.1 m、1.7 m、2.2 m、2.8 m.

由圖可知，在各工況下，室內溫度在1.7 m以下空間呈上升趨勢，而在1.7～2.2 m之間出現(xiàn)下降. 這是因為人體熱源主要作用區(qū)在0～1.7 m之間，垂直高度高于人體熱源一定距離時，空氣得熱量減少. 在2.2 m以上空間，負荷比較小時送風速度較大，上層熱空氣換熱量增加，空氣溫度依然呈略微下降趨勢;在負荷比較大時，送風速度小，對上層熱空氣的冷卻作用大大降低，雖然輻射頂板溫度較低，但對流換熱量極小，因此溫度呈上升趨勢. 另外，室內垂直溫度梯度也隨送風溫差的增大而增大.

按照ISO 7730[21]的垂直溫差舒適性標準，人體腳踝到頭部（靜坐0.1～1.1 m，站立0.1～1.7 m）垂直溫差應小于3 ℃. 由圖可看出所有工況下腳踝到頭部垂直溫差均在標準允許范圍內.

4.2.3? ?冷風不滿意率

各工況下，16：00時刻室內0.1 m、0.6 m、1.1 m、1.7 m高度的平均風速見表6. 可見大部分工況下，不同高度處的空氣平均流速均在0.05 m/s以下，按ISO 7730[21]冷風不滿意率的計算方法，0.05 m/s以下空氣流速的冷風不滿意率為0.

冷風不滿意率最大值出現(xiàn)在工況1下室內高1.7 m處，計算值為2.49%，遠遠低于ISO 7730限值20%. 因此該空調系統(tǒng)地板送風方式舒適性良好，不會造成吹風感.

4.3? ?結露風險分析

本文空調系統(tǒng)頂板與地板均為冷輻射面，均需進行結露風險分析. 在z = 0.05 m（地板附近）和z = 2.95 m（頂板附近）兩個平面分別選取12個均勻分布的點計算空氣露點溫度，各點在x-y平面的分布如圖14所示. 經(jīng)統(tǒng)計發(fā)現(xiàn)各工況下位置7處的空氣露點溫度均最高，故將兩個高度的位置7處的空氣露點溫度分別與地板和頂板的壁面溫度對比，分析結露風險.

限于篇幅，本文僅對3組送風溫差下85%負荷比工況的分析結果進行說明，如圖15所示. 在85%負荷比下，輻射末端承擔的顯熱負荷較大，各時刻頂板與地板的壁面溫度均較低，接近于回水溫度21 ℃，但頂板與地板附近的空氣露點溫度仍低于壁面溫度2～3 ℃，并無結露風險. 其他負荷比工況下，頂板與地板的壁面溫度更高，但壁面附近空氣露點溫度基本不變，均無結露風險.

4.4? ?最佳負荷比范圍匯總

本文綜合考慮了負荷比對系統(tǒng)能耗、熱舒適、結露風險的影響，從不同角度分析了各送風溫差下適

宜的負荷比范圍，為：46%～72%（4 ℃）、20%～59%（6 ℃）、20%～50%（8 ℃）. 但在6 ℃與8 ℃送風溫差下，通過觀察各指標變化趨勢可發(fā)現(xiàn)20%并非實際的適宜負荷比范圍下限值.

為了得到更準確的范圍，根據(jù)各參數(shù)的變化趨勢補充了10%（6℃）和5%（8 ℃）的負荷比工況進行分析. 根據(jù)兩組送風溫差下能耗-負荷比、PMV-負荷比及PPD-負荷比的曲線擬合分析得到滿足標準限值的負荷比范圍分別為：16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃）. 在此負荷比范圍內，垂直溫差和吹風感均在限值內，且無結露風險，由于篇幅有限在此不贅述. 調整后的各送風溫差下最優(yōu)負荷比范圍見表7.

5? ?結? ?論

本文引入BES-CFD耦合仿真方法，分析住宅輻射制冷-獨立新風空調系統(tǒng)在不同送風溫差下輻射末端承擔的負荷比對系統(tǒng)能耗、室內熱舒適、結露風險的影響. 以長沙市某住宅為研究案例，得出了以下結論：

1）相同的送風溫差下，系統(tǒng)總能耗隨負荷比增大而增大;相同負荷比下，系統(tǒng)總能耗隨送風溫差增大而減小. 原空調系統(tǒng)在所有工況下的日均總能耗均大于標準限值（43.92 MJ），主要原因是新風采用冷卻除濕及再熱的方式進行處理，導致新風系統(tǒng)能耗非常大，最高占比可達99.13%.

2）采用溶液除濕系統(tǒng)代替原冷卻除濕機組，優(yōu)化后系統(tǒng)總能耗明顯下降，平均下降比例可達72.13%. 在各送風溫差下，系統(tǒng)總能耗在標準限值范圍內的負荷比區(qū)間分別為：46%～85%（4 ℃）、16%～85%（6 ℃）、3%～85%（8 ℃）. 較大的送風溫差下，系統(tǒng)能耗更低.

3）室內PMV指標隨負荷比的增大以及送風溫差的增大而減小，各送風溫差下PMV指標滿足標準限值范圍的負荷比區(qū)間分別為：20%～72%（4 ℃）、16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃）. 更小的送風溫差下負荷比調節(jié)范圍更大.

4）室內垂直溫度梯度隨負荷比的增大以及送風溫差的增大而增大，但各工況下人體腳踝到頭部位置垂直溫度梯度均在標準限值內. 各工況下室內不同高度的平均空氣流速均較低，最大僅為0.075 2 m/s，冷風不滿意率最大僅為2.49%. 所有工況冷風不滿意率均在標準限值內.

5）各工況下頂板與地板附近的空氣露點溫度

均低于壁面溫度2～3 ℃，無結露風險，系統(tǒng)能夠安全運行.

6）不同送風溫差下，綜合節(jié)能性、熱舒適性、運行安全性的最佳負荷比范圍分別為：46%～72%（4 ℃）、16%～59%（6 ℃）、3%～50%（8 ℃）. 在適宜的負荷比范圍內，對于追求經(jīng)濟效益的工程項目（普通住宅或酒店），宜取較大值提高節(jié)能性，而對于舒適性要求較高的項目（高檔酒店），宜取較小值來提高舒適性.

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