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美国不同建筑物和气候条件下置换和混合通风系统的能耗比较
胡世平 陈清焰, Ph.D. Leon R. Glicksman, Ph.D.
学生会员 ASHRAE 会员 ASHRAE 会员 ASHRAE
摘要
使用可靠的计算机模拟方式，比较美国三种类型建筑物的置换通风系统与混合通风系统的能耗，如一个小小的办公室，一间教室和一间工业车间。该研究检查了五个典型的气候区域以及不同的建筑区域，研究表明置换通风系统相比于混合通风系统可以使用更多的风扇能量、冷却器能量以及锅炉能量。使用置换通风系统的总能耗稍低，两个系统都可以使用类似尺寸的锅炉。然而，置换通风系统需要比混合通风系统更大的空气处理单元和更小的冷却器。如果系统应用于建筑物的核心区域，则置换通风的总体首次成本较低。
介绍
自斯堪的纳维亚国家首次将其应用于焊接行业以来，置换 通风已经流行了二十年（Yuan et al。，1998a）。研究表明，置换通风可以提供更好的室内空气质量（IAQ）并且可以节省能源（Chen等，1990; Heiselberg和Sandberg，1990）。然而，这样的研究主要是针对斯堪的那维亚和西欧（Mathisen 和 Skaret 1983; Sandberg and Blomqvist 1989; Holmberg et al.1987; Chen et al.1990; Mundt 1996; Nielsen 1993,1996; Skistad 1994）。
由于美国建筑物与斯堪的纳维亚建筑物有不同的布局和更高的冷却负荷，美国建筑物的置换通风能耗可能与斯堪的纳维亚建筑物的不同。Seppanen et al. (1989) 评估了位于美国高层办公楼的排气和混合通风系统的能量性能。该研究分析了美国四个典型气候（明尼阿波利斯，西雅图，亚特兰大和埃尔帕索）的建筑物的北，南和核心区。他们比较了不同的控制策略，例如变风量（VAV）和恒风量（CV）系统，以及具有不同组件的系统，如再循环，省煤器和热回收装置。该调查使用的办公楼核心空间平均冷负荷为4.4 Btu / h-ft2（14 W / m2），最大负荷为7.5 Btu / h-ft2（24 W / m2） （约38 Btu / h-ft2或120 W / m2）。能源消耗非常依赖于控制策略和空气处理系统。带有热量回收和VAV流量控制的排量系统所消耗的能量与混合系统的能量相似。该研究使用建筑模拟程序DOE-2.1C来计算冷负荷。置换通气中的垂直温度梯度由其在实验室中测量的数据表示。
最近，Zhivov和Rymkevich（1998）比较了美国不同气候条件下餐厅置换和混合通风系统之间的能耗。他们考虑了两种不同的室外空气供应模式：固定室外空气供应和可变的室外空气供应。他们发现，通过固定的室外空气供应，置换通风可以节省12％至18％的能源成本，而可变的室外空气供应则可以节省16％至26％的能源成本，但是供热能量增加。他们使用建筑模拟程序BLAST进行工作。
上述能源分析研究是针对两个不同的美国建筑物，采用不同的建筑风格特色。
结论是不同的。因此，需要更全面的研究来获得关于美国建筑物排水通风能耗的可靠结论。
本文报告了使用详细的计算机模拟方法进行能量分析的结果，用于五种不同气候区域的三种美国建筑物的置换通风。这三种类型的建筑是一个小型办公室，一间教室和一个工业车间，五个气候区域是西雅图，华盛顿（海上），波特兰，缅因州（冷），凤凰城，亚利桑那州（炎热和干燥），新奥尔良路易斯安那州（炎热潮湿）和田纳西州纳什维尔（现代派）。对于小型办公室，我们还研究了建筑物不同方向对能耗的影响。排气系统和混合系统均使用VAV和恒定的供气温度控制，除了在供气温度波动以最大限度利用自由冷却的肩峰季节。该研究还比较了办公楼两种通风系统的初投资。
研究方法
能量模拟方法的范围从手动方法到详细的计算机模拟。手工方法，如学位日和分档方法（ASHARE 1997），在实际设计中仍被广泛使用，尽管它们不准确。度日方法只使用一个温度值，而箱子的方法计算温度的几个间隔（区间）内的能量。但是，详细的方法通常以小时为单位计算能量。虽然手动方法很简单，但它们不能用于比较排水和混合通风系统的能耗。详细的计算机模拟可以考虑置换通风和混合通风之间的差异，例如两个通风系统的空气处理过程控制策略的差异。因此，这里报道的调查采用了详细的计算机模拟方法。
详细的方法使用小时天气数据，建筑物特性和热状况作为输入，计算建筑物整年一个小时的制冷和制热负荷。然后，根据每小时制冷/制热负荷，小时天气数据以及与通风系统配置相关的控制策略，计算通风系统组件的能耗。
冷/热负荷和能耗计算
加权因子法和热平衡法是过去几十年中使用的两种主要的详细方法（Sowell 和 Hittle 1995）。加权因子法以时间顺序估计对流热量与总热源的比率。权重因素取决于建筑材料属性，并且可能预先计算并以某些类型建筑物的表格呈现。能量平衡方法确保室内空气和外壳表面的能量平衡，并允许直接计算即时负载。NBSLD（Kusuda 1978）可能是此类最早的计划。加权因子法和热平衡法都有优点和缺点。根据Sowell和Hittle（1995）的说法，热平衡法被认为是最好的选择，因为它的灵活性，效率以及将负载和系统集成到一个步骤中的便利性。用于这项研究的精确度计划（Chen和Kooi 1988）基于能量平衡方法。以下讨论这个程序的基础。
室内空气的能量平衡方程为
自任何表面的对流热通量qi由建筑物的能量平衡方程确定。室内空气的温度在占用时间内由通风系统保持在期望值（即AT = 0），但在非占用时间内允许波动。将墙壁，窗户，天花板和地板的能量平衡方程代入房间空气的能量平衡方程，得到一系列代数方程。该方程可以解决房间外壳的表面温度，非占用时间内的房间空气温度以及散热（加热/制冷负荷）。
计算每小时冷热负荷需要小时天气数据，例如干球温度，相对湿度和太阳辐射。我们使用典型的气象年份天气数据（TMY2）。这些数据用于计算机模拟太阳能转换系统和建筑机械系统（ASHRAE 1997）。
每小时的冷热负荷可以用于计算通风系统组件的能耗。有两种计算机程序可用于计算能耗：整体建筑模拟程序和基于组件的程序。典型的整体建筑模拟程序是DOE-2，典型的基于组件的程序是TRNSYS（Klein et al.1994）。两种方案都假设室内空气温度的均匀分布不能区分位移和混合通风系统之间的差异。置换通风中的垂直温度分层影响供排风温度和相关控制策略，这对计算能耗非常重要。
计算通风系统能耗的另一种方法是将天气数据分成湿度图中的几个区域（Paassen 1986）。此方法假定空气处理过程在湿度图的每个区域内都是一致的。空气处理部件的能量需求和小时数的乘积给出了每个区域中该部件的年能耗。这种方法简单明了，易于理解，但由于每个区域内空气处理过程的控制策略可能不尽相同，因此不太准确。目前的研究通过计算风机系统部件的能量消耗来逐小时计算，而不是假定每个区域的控制策略是不变的，从而改进了该方法的精度。
此外，本调查假定混合通风系统的房间空气温度均匀。然而，在能量计算中必须考虑置换通风的室内空气中的垂直温度分层。随着分层，排气通风的排气温度高于混合通风的排气温度，因为排气口位于天花板高度。置换通风系统中的供气温度也高于混合通风系统中的供气温度以避免通风（Yuan et al。1998b）。因为空气处理过程与供气和排气温度有关，所以排气通风中的空气温度分层因此对能耗有影响。以下讨论计算置换通风中空气温度分层的基本方程。
Mundt（1990）提出了一个公式来计算足部水平的非尺寸温度：
当
最近Yuan等人 （1998b）开发了一种计算室内无量纲空气温度的方法，作为室内不同热源的函数，例如照明，居住者和设备，以及外墙和窗户的热量。头部水平的无量纲温度由下式给出
利用公式2,3和4，供气温度首先设计为已知的最大冷负荷Qt，最高允许的头部水平与足部水平之间的温差Th-T ^和设计的室温Th（Yuan等，1998c）。利用设计供气温度Tsi，我们可以再次针对未知排气温度Te，脚温度Tp处的温度和每小时冷却负载Qt的通风速率V从以上三个方程求解。
初投资
除了能源消耗外，通风系统的首次成本也是通风系统设计的一个非常重要的参数。目前的调查已经对美国五个气候地区的办公大楼的排气和混合通风系统进行了首次成本分析。目前的研究已经假定，该建筑物有100个相同的个人办公室，如表1所列。这将使我们能够为冷水机组，锅炉和空气处理机组（空调箱）选择合理的尺寸。
表1 建筑特点和热条件
区分排气和混合通风系统的区别。我们进一步假设，三分之一的办公室面向南，三分之一面向北，其他三分之一在核心区域。
选择设备容量是为了同时处理建筑物三个区域的最大负荷。利用设备容量，主要部件即空调箱，冷却器和锅炉的首次成本通过使用1998年的Means机械成本数据来估算。成本是材料和人工（安装）的成本，但不包括项目开销。
结果分析
建筑特性和热状况
针对五个气候地区的小型办公室，教室和工业车间计算每小时的制冷/制热负荷（见表1）。工业厂房是一个很大的空间，有很多设备和工人，如表1所示。它的邻居是除了外墙以外的其他行政办公室和附属房间。表1还总结了本研究中使用的其他重要建筑特征和热条件。
系统布局和控制策略
图1显示了排气和混合通风系统的布局。这两个系统都使用热交换器来恢复供暖季节室外空气的排气中的能量。系统使用蒸汽进行加湿，并在适当时使用回风来节省能源。置换通风系统使用第二次混合以避免室外空气高温潮湿时再加热。位移通风的典型供气温度在夏季为68°F（20°C）（图2中的a线）。当室外空气高温潮湿时，例如图2中的点O，在回风E与室外空气O至M1的第一次混合之后，室外空气被除湿至点D1。由于D1点的温度低于供气温度，因此需要重新加热以将空气加热至供气温度。返回空气E与冷空气D1至M2的第二次混合可以节省再热能量。但是，为了混合通风，冷却季节供气温度为55°F（12.8°C）（图2中的b线）。对于O点的相同室外条件，室外空气和回风的混合物可以直接供应到供应点D2，如图2所示，并且不需要重新加热。
图1位移和混合通风系统使用的空气处理系统。
（a）置换通风空气处理系统，（b）混合通风空气处理系统。
图2 湿度图
在冷却季节，当室外空气具有低湿度比率（湿度比小于12g /（kg干燥空气）或0.012lb /（lb干燥空气））并且焓高于排气的焓时 例如图2中的点O，则使用最小室外空气。当室外空气的焓小于排气的焓时，例如图2中的点O“，则使用100％的室外空气，由于较高的通风效率（Yuan et al.1989b），排水量 通风系统可以使用比混合通风系统更少的室外空气来实现相同的室内空气质量，该调查使用每人7.7 L / s（16.3 cfm）作为置换通风的最小室外空气和10 L / s（21.2 cfm ）每人进行混合通风。
在采暖季节，置换通风的典型供气温度为64°F（18°C）。当通风系统提供新鲜空气时，通过第二系统即热水系统输送热量。这是因为位移扩散器不适合加热（见图1a）。对于混合通风，热量通过温度为104°F（40°C）的热空气扩散器输送。不需要二次系统。
两个通风系统在季节使用自由冷却。图2将自由冷却区域定义为室外温度在68°F（20°C）和73.4°F（23°C）之间且湿度比率在4.5 g /（kg干燥空气）内的区域（0.0045磅/（磅干空气））和12克/（千克干空气）（0.012磅/（磅干空气））。这对应于湿度图中舒适区的一部分。当室外温度在混合通风的供应温度（55°F或12.8°C）和置换通风的供应温度（68°F或20°C）之间时（参见图中线a和b之间的区域2），需要冷水将空气冷却到供应点以便混合通风。在混合通风中使用低供气温度的目的是为了节省风扇能量，因为较高的供气温度以及因此排气和供气之间的较小温差将导致更大量的冷却空气，以便抵消冷却负荷。然而，对于置换通风，由于供气温度较高，室外温度在此范围内时不需要冷水。在这个意义上，置换通风使用更多的自由冷却。
冷却季节的排气通风温度较高意味着冷水温度也可能高于混合通风。因此，置换通风系统中的冷却器可以具有更好的性能（ASHRAE 1997）。在这项研究中，我们对置换通气（3.0）的COP值略高于混合通气量（2.9）。两个通风系统的风机（0.60）和锅炉（0.75）都使用恒定的效率。假设空气处理系统的压降为7.64英寸水柱（1900帕）。
图3 华盛顿州西雅图一个办公室的排水和混合通风系统的月能耗比较（海洋气候）
能源消费结果
办公楼。图3显示了华盛顿州西雅图的小型办公室每月的能源消耗量以及朝南的墙壁和窗户。置换通风系统比混合通风系统使用更多的风扇能量。尽管排气通风系统的排气温度高于混合通风系统的排气温度，但排气和供气之间的温差较小。通常情况下，排气系统的排气温度夏季为85°F（290C），冬季为81°F（2
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