板翅式换热器在酒店空调中的应用

摘要：介绍了板翅式换热器的芯体结构、传热传质机理、适用条件。结合工程实例,分析了该换热器用在酒店空调系统中的节能效果和经济效益。

1 板翅式换热器的结构、传热机理和适用条件

1. 1 结构

板翅式换热器芯体结构示意见图1 。

板翅材料为多孔纤维性材料(如经特殊加工的纸) ,较常见的板翅形状有三角形、矩形、平滑波纹形。图1 所示为三角形翅片。板翅式换热器芯体隔板两侧流体的流动形式有顺流式、逆流式和叉流式,最常用的是叉流式(如图1 所示) 。采用叉流式流动可以简化芯体结构。芯体翅片密度通常为120～700 片/ m ,理论上,翅片密度越大越好,因为可以增加有效换热面积,但翅片密度的增大会使空气通过芯体时的压降加大,从而加大系统克服压降的动力消耗,如果回收的能量少于系统克服压降消耗的能量就得不偿失了。芯体翅片高度范围为2～25 mm ,为了增加换热面积、减小换热器外形尺寸,目前用于空调系统换热器的翅片的高度一般在3 mm 以内。

1. 2 传热传质机理

板翅式换热器属于间接接触式中的直接传热式换热器,即两侧不同温度和湿度的流体是分开的,当隔层板两侧气流之间存在温度差和水蒸气分压力差时,两者间就会发生传热与传质,从而进行全热交换,能量通过间壁连续地从热流体流向冷流体。通常用ε(换热器实际换热量与热力学理论最大换热量的比值) 来表示换热器的效率, 它受传热单元数N TU , 热容率(流体质量流量和比定压热容的乘积) 比C3 和流动布置方式的影响。空调系统中采用的板翅式换热器两侧的流体均为单相流体,且换热过程中由于温度和压力变化很小流体不发生相变,故每侧流体的比定压热容都等于常数,因此可以认为换热器的效率ε与新风量和排风量的比值有关,和影响N TU 的总传热系数K 、换热面积A 关系密切。

1. 3 适用条件

利用回收装置回收排风中的“冷”能只有在室内排风的焓低于室外空气的焓时才有效,而利用它回收“热”能时必须是在室内排风的焓高于室外新风的焓时。因此,该装置并非全年任何时候或在任何地理条件下都适合采用。例如在过渡季节室外新风的焓值接近室内空气设计温度时的焓值时,要根据回收的能量能否补偿增加的动力消耗来判断换热器的运行是否经济,即有一个最小经济焓差的概念。若新、排风焓差小于最小经济焓差,采用换热器则不但不节能反而增加能耗,此时,应把该装置的两侧通道切断,将新风直接引入系统。此外,还应对建筑物所处地理位置、气候条件及建筑功能进行负荷成分分析,以确定是否适用热回收装置,如全热交换器的冬季使用空气温度不应低于- 5℃,以防止结霜引起换热器堵塞而降低效率。

2 工程应用实例

2. 1 工程简介

江西中顺大酒店是位于南昌市的一家五星级酒店,地下2 层,为设备用房和汽车库;地上1～8层为裙房,9～36 层为客房标准层。南昌市位于长江中下游,其气候属于典型的夏热冬冷地区气候,夏季室外空气参数为:温度tw = 35. 6 ℃,焓hw =89. 8 kJ / kg ,冬季室外空气参数为: 温度tw = - 3℃,焓hw = 2. 34 kJ / kg。

2. 2 负荷分析

经计算,夏季新风冷却负荷为2 685 kW ,占夏季总冷负荷7 120 kW 的37. 7 % ;冬季新风加热负荷为2 600 kW , 占冬季总热负荷4 240 kW 的61. 3 %。因此,设置热回收装置,回收排风中的能量,可有效减小新风负荷,达到节能目的。南昌地区夏季和冬季设计工况下每处理1m3 / h 室外新风所需的冷、热负荷见表1 。

2) 冬季室内空气参数: tn = 22. 0 ℃,相对湿度为50 % , hn = 42. 96 kJ/ kg。

从表1 所列的数据可以看出,对南昌地区来说,处理新风的热负荷量约为冷负荷量的1. 18 倍。因此,南昌地区更适合采用全热回收装置 。

2. 3 全热交换器的设置

酒店标准层客房均设独立的新风、排风系统,排风来自每个客房的卫生间。板翅式全热交换器在系统中的布置示意图见图2 。为防止排风中的

灰尘及气味污染新风,在全热交换器新风入口处增设了1 台低噪声混流送风机(功率为0. 55 kW) ,以保证全热交换器中新风气流处于正压状态。这样做的缺点是会使漏风率加大。需注意的是,送风机必须提供足够的压力以克服全热交换器设备阻力及全热交换器至新风机入口处的管段阻力。

2. 4 使用要点

a) 在过渡季节,最节能的方法是使用新风,因此,在配置换热器时应设置旁通管,使新风能不经过回收装置而直接进入空调系统。设置旁通管会使系统接管相对复杂和困难,尤其是在机房空间有限的情况下。b) 为了延长设备的使用寿命,减少维护工作量,在新风口和排风口处均设置了效率约为60 %(对于粒径大于等于5μm 粒子) 的粗效过滤器。增加粗效过滤器后会使系统阻力增加60～80 Pa ,选用风机时,必须将这一因素考虑进去。c)为了使新风和排风汇集到换热装置上,新风口和排风口位置往往很接近,在实际工程设计中,设计者应注意新风口的布置,既要满足卫生要求又要符合规范的规定。d) 控制新风与排风比例,使换热器在其最高效率点运行。

2. 5 节能效果和经济效益

2. 5. 1 换热效率表达式及设备选型

板翅式换热器换气机的温度效率ηt 和焓效率ηh 可表示为

ηt=(tw - t′w/tw – tn)×100 % (1)

ηh =(hw - h′w/hw – hn)×100 % (2)

式(1) , (2) 中tw 为换热前新风的温度, ℃; hw 为换热前新风的焓, kJ / kg ; t′w为换热后新风的温度, ℃; h′w为换热后新风的焓, kJ / kg ; tn 为换热前排风的温度, ℃; hn 为换热前排风的焓,kJ / kg。

全热交换后空调机组的进风参数为

h′w = hw - ηh ( hw - hn ) (3)

t′w = tw - ηt ( tw - tn ) (4)

中顺大酒店冬夏季新风处理计算结果见表2 。

以新、排风量为2 000 m3 / h 的系统为例计算节能效果。选用1 台型号为BC 1000B 12 的全热交换器进行热回收,其性能参数(效率数据由厂商提供) 如下:风量G 为1 700～2 200 m3 / h ;阻力为190 Pa ;温度效率为75 %～76 % ;夏季焓效率为50 %～53 % ;冬季焓效率为67 %～69 %。

2. 5. 2 夏季节能

取平均全热交换效率ηh = 51. 5 %。原新风冷负荷为

Q = Gρ( hw - hn ) = 2 000 m3 / h ×1. 2 kg/ m3 ×(89. 8 kJ / kg - 55. 53 kJ / kg) = 22. 85 kW

经全热交换后,新风机组冷负荷为

Q′= (1 - 0. 515) Q = 11. 08 kW

即回收了22. 85 kW - 11. 08 kW = 11. 77 kW能量,可减少功耗约2. 45 kW(根据中顺大酒店冷水机组参数计算得到的冷水系统的综合性能参数 CO P 约为4. 8) ,扣除送风机功率0. 55 kW 后为1. 9 kW ,整个制冷运行期(当量满负荷运行时间为1 300 h) 可节电2 470 kWh 。电价按0. 8 元/(kWh) 计,则可节约电费1 976 元。

2. 5. 3 冬季节能

取平均全热交换效率ηh = 68 % ,原新风冷负荷Q = Gρ( hw - hn ) = 2 000 m3 / h ×1. 25 kg/ m3 ×(42. 96 kJ / kg - 2. 34 kJ / kg) = 28. 2 kW ,经全热交换后, 新风机组热负荷Q′= ( 1 - 0. 68) Q =9. 02 kW ,即回收了28. 2 kW - 9. 02 kW = 19. 18kW 能量,可以节省燃油1. 668 L/ h (燃油热值按11. 5 kW/ L 计) ,整个供暖运行期(当量满负荷运行时间为1 050 h) 可节省1 751 L 。油价按3. 2元/ L 计,则可节约燃料费用5 603 元,扣除风机运行费用0. 55 kW ×1 050 h ×0. 8 元/ ( kWh) =462 元后为5 141 元。综合冬夏节能收益,设备投资1 年多就可收回。

3 结论

3. 1 在决定采用换热器进行热回收之前,应结合项目实际情况,根据当地地理、气候条件综合分析评判其技术经济性。本文的分析表明,在南昌地区酒店空调中使用热回收设备,经济节能效果显著,投资回收期短,值得广泛应用。

3. 2 采用热回收装置可减少新风机组的容量,节省初投资。

3. 3 选择全热交换器还是显热交换器,主要取决于当地新风负荷中潜热与显热负荷的比例,为了最大限度地回收能量,在初投资允许情况下,应选用全热回收器。以南昌地区为例,使用全热交换器比显热交换器经济效益更为明显。

3. 4 由于工艺制作原因,全热交换器排风道与送风道之间不严密,可能出现送排风渗混的情况,当排风中存在有毒、有害气体时,不适合采用全热交换器。