廣東省建筑設(shè)計研究院有限公司 劉坡軍

隨著大型公共建筑體(群)、大型商業(yè)綜合體等建筑的興建，集中空調(diào)系統(tǒng)的冷水輸送距離增大，空調(diào)水系統(tǒng)的輸送能耗進(jìn)一步加大，同時管網(wǎng)系統(tǒng)損失也加大。如何選擇合適的空調(diào)冷水供回水溫度，目前沒有相關(guān)的技術(shù)規(guī)范、規(guī)程。通過分析計算，并結(jié)合實際工程應(yīng)用，探討空調(diào)水系統(tǒng)輸送半徑較大的大型公共建筑或高層建筑如何確定冷水溫差，以達(dá)到節(jié)能運行效果。

1 冷水機(jī)組

1.1 冷水大溫差對制冷機(jī)的影響

冷水機(jī)組蒸發(fā)溫度每降低1 ℃，冷水機(jī)組效率下降1%～2%左右，冷凝溫度升高1 ℃時，冷水機(jī)組效率下降2%～4%左右[1]。

冷水機(jī)組的效率基本不受蒸發(fā)器溫差的影響，但當(dāng)冷水供回水溫差達(dá)到10 ℃時，冷水機(jī)組的運行穩(wěn)定性受影響，一般不推薦冷水機(jī)組采用10 ℃或者更大的溫差[2]。圖1、2顯示了某企業(yè)2 461 kW離心式冷水機(jī)組在制冷量不變、冷卻水出水溫度為30～35 ℃工況時，冷水不同進(jìn)出水溫差下的COP和蒸發(fā)器的水壓降。

圖1 冷水機(jī)組COP隨蒸發(fā)器進(jìn)出水溫差的變化

圖2 冷水機(jī)組水壓降隨蒸發(fā)器進(jìn)出水溫差的變化

由圖1、2可知：

1) 蒸發(fā)器出水溫度升高，COP增大。

2) 蒸發(fā)器出水溫度不變，進(jìn)出水溫差為5～8 ℃時，COP基本不變。

3) 進(jìn)出水溫差加大，蒸發(fā)器的水壓降減小。

1.2 冷卻水大溫差對制冷機(jī)的影響

改變冷卻水流量對冷水機(jī)組性能的影響非常大，因為變流量時冷凝溫度比恒流量時高，加上換熱效率下降，疊加后使機(jī)組效率下降很多，因冷水機(jī)組效率降低而增加的電能抵消了水泵變流量所節(jié)約的電能[3]，因此，空調(diào)冷卻水系統(tǒng)不宜采用大溫差。

1.3 變水量對冷水機(jī)組在大溫差運行時的影響

因為大部分時間冷水機(jī)組在部分負(fù)荷下運行，冷水泵一般采用變頻控制，冷水泵的水流量下限需要根據(jù)冷水機(jī)組的要求確定。如目前大部分冷水機(jī)組在溫差為5 ℃時都能滿足變水量運行，一般情況下離心式機(jī)組允許水流量變化范圍為額定流量的30%～130%，螺桿式機(jī)組為額定流量的40%～120%。從安全角度來講，適應(yīng)冷水流量快速變化的冷水機(jī)組能承受每min 30%～50%的流量變化，從對供水溫度的影響角度來講，機(jī)組允許的每min流量變化不低于10%，不同廠家則各有不同。

而對于冷水大溫差，主機(jī)變水量運行時的變化率范圍隨著溫差的增加幅度減小，因此選用大溫差冷水機(jī)組的系統(tǒng)，部分負(fù)荷時冷水泵變頻運行的最低水量需要滿足冷水機(jī)組的安全下限要求。表1給出了某品牌離心式冷水機(jī)組在不同冷水進(jìn)出水溫差時允許的水流量變化范圍。

2 空調(diào)末端

表冷器是空調(diào)末端的核心部件，其性能直接影

表1 某品牌離心式冷水機(jī)組在不同冷水進(jìn)出水 溫差時允許的水流量變化范圍

響空調(diào)機(jī)組的性能。影響表冷器熱工性能的因素很多，如表冷器長度、高度、厚度，管排數(shù)、管間距，肋片間距，管內(nèi)外徑等，同時進(jìn)口空氣的干球溫度、濕球溫度，進(jìn)口水的溫度，空氣、水流量等也影響表冷器的熱工性能。

空調(diào)機(jī)組表冷器多由4～8排管組成，風(fēng)機(jī)盤管多由2～3排管組成，溫差對表冷器的換熱影響宜分別進(jìn)行討論。

2.1 空調(diào)機(jī)組

對于大溫差全空氣系統(tǒng)空調(diào)機(jī)組的表冷器，設(shè)備廠家利用軟件選型，因盤管的排數(shù)、片距等結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇的余地較大，對空調(diào)機(jī)組內(nèi)空間影響較小，僅空調(diào)機(jī)組的風(fēng)機(jī)能耗稍有增加，因此空調(diào)機(jī)組可以適應(yīng)大溫差系統(tǒng)。

文獻(xiàn)[4]以某企業(yè)的CR系列表冷器為例,分析大溫差對表冷器的影響，結(jié)論為：

1) 隨著冷水溫差的增大，表冷器與風(fēng)機(jī)盤管的冷量及析濕因數(shù)均降低，其中對潛熱的影響最大，對顯熱的影響最小。由于風(fēng)機(jī)盤管的盤管排數(shù)少，影響程度更大。

2) 表冷器排數(shù)不同，受影響程度不同。表冷器排數(shù)增加，影響程度減小。對于8排表冷器，各性能參數(shù)的變化曲線趨于直線，表冷器空氣處理過程的熱濕比變化不大。

3) 全空氣空調(diào)機(jī)組可用較大的溫差，采用增加表冷器排數(shù)來減小大溫差對表冷器制冷和除濕能力的不利影響，但空氣通過表冷器的阻力將增加18%～29%，風(fēng)機(jī)能耗增加。

以國產(chǎn)JW系列表冷器為例，分別計算4、6、8排管時表冷器的阻力，計算結(jié)果見表2。表冷器處理濕空氣時空氣阻力實驗公式為[5]

(1)

(2)

(3)

式(1)～(3)中 ΔHs為表冷器處理濕空氣時空氣阻力，Pa；vy為通過表冷器處迎面風(fēng)速，m/s；下標(biāo)4、6、8分別表示4、6、8排管。

表2 JW系列表冷器阻力 Pa

增加表冷器的排數(shù)和降低迎面風(fēng)速都能增大表冷器的接觸系數(shù)，但是排數(shù)的增加也將使空氣阻力增大。而排數(shù)過多時，后面幾排還會因為冷水與空氣之間溫差過小而減弱傳熱作用，所以排數(shù)不宜過多，一般多用4～8排。迎面風(fēng)速過低會使表冷器尺寸和初投資增加，過高除了會降低表冷器的接觸系數(shù)外，還將增加空氣阻力，并且可能由于空氣把冷凝水帶入送風(fēng)系統(tǒng)而影響送風(fēng)參數(shù)，迎面風(fēng)速宜為2～3 m/s[6]。

空調(diào)機(jī)組進(jìn)出水溫差一定時，降低空調(diào)機(jī)組的進(jìn)水溫度，空調(diào)機(jī)組表冷器的制冷能力和除濕能力均有很大提升，但是降低進(jìn)水溫度會增加冷水機(jī)組能耗。

2.2 風(fēng)機(jī)盤管

2.2.1常規(guī)風(fēng)機(jī)盤管

文獻(xiàn)[7]通過試驗給出了非標(biāo)準(zhǔn)工況風(fēng)機(jī)盤管制冷量、析濕因數(shù)與標(biāo)準(zhǔn)工況下風(fēng)機(jī)盤管制冷量、析濕因數(shù)的擬合關(guān)系式。圖3、4顯示了不同溫差與常規(guī)溫差的制冷量、析濕因數(shù)的關(guān)系。

(4)

(5)

式(4)、(5)中Q、Q0分別為設(shè)計工況和標(biāo)準(zhǔn)工況下風(fēng)機(jī)盤管制冷量，kW；tw1為冷水進(jìn)水溫度，℃；Δt為供回水溫差，℃；ξ、ξ0分別為設(shè)計工況和標(biāo)準(zhǔn)工況下風(fēng)機(jī)盤管機(jī)組的析濕因數(shù)。

圖3 Q/Q0與進(jìn)出水溫差的關(guān)系

圖4 ξ/ξ0與進(jìn)出水溫差的關(guān)系

由圖3、4可知：

1) 降低冷水溫度可以減小大溫差對風(fēng)機(jī)盤管制冷能力和除濕能力的不利影響，隨著溫差加大，降低冷水溫度對風(fēng)機(jī)盤管制冷能力和除濕能力的影響也越小。

2) 進(jìn)/出水溫度采用6 ℃/14 ℃、7 ℃/14 ℃、7 ℃/15 ℃、8 ℃/15 ℃、8 ℃/16 ℃時，與標(biāo)準(zhǔn)工況相比，風(fēng)機(jī)盤管的制冷量減少超過15%。

3) 進(jìn)/出水溫度采用7 ℃/15 ℃、8 ℃/15 ℃、8 ℃/16 ℃時，與標(biāo)準(zhǔn)工況相比，風(fēng)機(jī)盤管的除濕能力下降超過10%。

文獻(xiàn)[8]通過模擬計算得出，進(jìn)/出水溫度采用5 ℃/12 ℃、5 ℃/13 ℃、6 ℃/13 ℃、6 ℃/14 ℃、7 ℃/14 ℃、7 ℃/15 ℃時，風(fēng)機(jī)盤管水阻力遠(yuǎn)低于國家標(biāo)準(zhǔn)。圖5、6為某品牌常用風(fēng)機(jī)盤管在不同進(jìn)水溫度下制冷量及水阻力隨進(jìn)出水溫差的變化。

圖5 不同進(jìn)水溫度下風(fēng)機(jī)盤管制冷量隨進(jìn)出水溫差的變化

圖6 不同進(jìn)水溫度下風(fēng)機(jī)盤管表冷器水阻力隨進(jìn)出水溫差的變化

一般來說，風(fēng)機(jī)盤管的額定水阻力在20～50 kPa范圍內(nèi)較合適。采用大溫差運行時，因水流量減小，盤管水阻力迅速降低，對系統(tǒng)阻力的降低有一定的意義，但水阻力過低會造成空調(diào)水系統(tǒng)水力失調(diào)，水力穩(wěn)定性變差。

2.2.2采用大溫差冷水專用風(fēng)機(jī)盤管

為了適應(yīng)冷水大溫差運行，一些廠家開始研發(fā)大溫差專用風(fēng)機(jī)盤管，相對于常規(guī)風(fēng)機(jī)盤管，大溫差風(fēng)機(jī)盤管一般在盤管內(nèi)安放擾流器以提高換熱效率，或者增加盤管排數(shù)以增加換熱面積。大溫差專用風(fēng)機(jī)盤管在水阻力、制冷量、除濕量等方面均能滿足要求。表3為某品牌大溫差專用風(fēng)機(jī)盤管FP06的參數(shù)。由于大溫差風(fēng)機(jī)盤管的市場占有率小，屬于非標(biāo)生產(chǎn)，造價較高。

表3 某品牌大溫差專用風(fēng)機(jī)盤管FP06的參數(shù)

3 冷水泵

1) 冷水泵揚程。

H=1.1(H1+H2+H3+H4)

(6)

式中H為水泵揚程，m；H1為冷水機(jī)組蒸發(fā)器阻力，m；H2為最不利管路阻力，包括局部阻力和沿程阻力，m；H3為最不利管路末端裝置阻力，m；H4為電動兩通調(diào)節(jié)閥阻力，m。

2) 水泵功率[9]。

(7)

式中N為水泵的軸功率，kW；L為水泵的流量，m3/h；η為水泵效率。

3) 水泵溫升。

冷水通過水泵后水的溫升Δts可按下式[5]計算：

(8)

水泵溫升引起的附加冷負(fù)荷與冷水流量和溫升Δts成正比，因此大溫差水系統(tǒng)溫升引起的附加冷負(fù)荷低于常規(guī)溫差系統(tǒng)。

4 節(jié)能分析

以某項目為例進(jìn)行分析,該項目總建筑面積約5萬m2，主要業(yè)態(tài)為辦公，地上26層，地下1層，建筑高度110 m。空調(diào)水系統(tǒng)示意圖見圖7。項目主機(jī)單臺制冷量為2 461 kW。

1) 方案1。

每層選用1臺制冷量為185 kW的變風(fēng)量空調(diào)機(jī)組(VAV Box電耗不分析計算)，根據(jù)不同進(jìn)出水溫差下廠家提供的變風(fēng)量空調(diào)機(jī)組參數(shù)，計算所有末端空調(diào)機(jī)組運行時的軸功率。

冷水泵、冷卻水泵及冷卻塔均選1臺，因制冷主機(jī)冷卻水側(cè)不采用大溫差，故冷卻水泵及冷卻塔的耗電量不統(tǒng)計。按照如下公式計算：

Nz=N1+N2+N3

(9)

式中Nz為空調(diào)系統(tǒng)總輸入功率(不包括冷卻水泵及冷卻塔的輸入功率)，kW；N1為冷水機(jī)組輸入功率，kW；N2為冷水泵輸入功率，kW；N3為末端全空氣系統(tǒng)空調(diào)機(jī)組或風(fēng)機(jī)盤管輸入功率，kW。

經(jīng)計算，冷水機(jī)組出水溫度5 ℃、溫差5 ℃時，N1=392.3 kW，冷水泵流量為422 m3/h，水泵揚程為35 m，N2=53.6 kW。

冷水機(jī)組出水溫度5 ℃、溫差8 ℃時，冷水泵流量為263.9 m3/h。在實際工程中，空調(diào)系統(tǒng)冷水管道的設(shè)計采用假定比摩阻法，當(dāng)管道系統(tǒng)冷水流量減小時，冷水管道尺寸也將減小，因此按照8 ℃溫差選用管道后，冷水管道的壓力損失與5 ℃溫差的系統(tǒng)基本相當(dāng)，即H2基本不變。對于常規(guī)風(fēng)機(jī)盤管，采用大溫差時盤管水阻力較小，一般通過增加盤管閥門阻力來保證水力系統(tǒng)的穩(wěn)定性，按照H3+H4基本不變進(jìn)行分析。對于大溫差冷水機(jī)組，蒸發(fā)器阻力與常規(guī)5 ℃溫差冷水機(jī)組蒸發(fā)器阻力差異較大，即H1按照圖2選取。此時水泵揚程為31.6 m，水泵的功率為30.3 kW。

某品牌全空氣系統(tǒng)空調(diào)機(jī)組參數(shù)為：① 進(jìn)水溫度5 ℃、溫差5 ℃時，制冷量為188 kW，風(fēng)量為25 000 m3/h，表冷器選用4排管，表冷器風(fēng)阻力為138 Pa。② 進(jìn)水溫度7 ℃、溫差8 ℃時，制冷量為187.8 kW，風(fēng)量為25 000 m3/h，表冷器選用8排管，表冷器風(fēng)阻力為229 Pa。假設(shè)空調(diào)機(jī)組除表冷器外管路的計算風(fēng)阻力為650 Pa，風(fēng)機(jī)的全壓效率為70%，機(jī)械效率為95%，計算得到：5 ℃溫差下空調(diào)機(jī)組的功率為214.0 kW，空調(diào)系統(tǒng)的總輸入功率為659.9 kW；8 ℃溫差下空調(diào)機(jī)組的功率為238.7 kW，空調(diào)系統(tǒng)的總輸入功率為631.0 kW。

2) 方案2。

每層選用PF06風(fēng)機(jī)盤管(溫差分別為5、6 ℃，均按照普通風(fēng)機(jī)盤管計算；溫差分別為7、8 ℃，均按照大溫差專用風(fēng)機(jī)盤管計算)，每層新風(fēng)量為6 000 m3/h，制冷量為62 kW，新風(fēng)機(jī)組的運行功率為1.35 kW。某品牌PF06風(fēng)機(jī)盤管參數(shù)為：① 進(jìn)水溫度5 ℃、溫差5 ℃時，制冷量為7.4 kW，風(fēng)量為1 020 m3/h，配電功率為105.3 W。每層需要風(fēng)機(jī)盤管數(shù)量18臺。② 進(jìn)水溫度7 ℃、溫差8 ℃時，制冷量為5.0 kW，風(fēng)量為1 020 m3/h，配電功率為105.3 W。每層需要風(fēng)機(jī)盤管數(shù)量26臺。經(jīng)計算，7、8 ℃溫差下風(fēng)機(jī)盤管的功率分別為84.4 kW和112.2 kW，空調(diào)系統(tǒng)的輸入功率分別為530.3 kW和505.2 kW。

同理可計算出方案1、2在冷水出水溫度為5、6、7 ℃，溫差分別為5、6、7、8 ℃時的系統(tǒng)總輸入功率，結(jié)果見表4。

由表4可以看出：

1) 對于末端采用全空氣空調(diào)機(jī)組的空調(diào)系統(tǒng)，其總輸入功率(主機(jī)、冷水泵、末端風(fēng)柜)遠(yuǎn)高于末端采用風(fēng)機(jī)盤管+新風(fēng)的空調(diào)系統(tǒng)。

2) 對于末端采用全空氣空調(diào)機(jī)組的空調(diào)系統(tǒng)和末端采用風(fēng)機(jī)盤管的空調(diào)系統(tǒng)，末端進(jìn)水溫度7 ℃時，空調(diào)系統(tǒng)總輸入功率最小，不同溫差下系統(tǒng)總輸入功率差異不大。

采用大溫差系統(tǒng)，制冷主機(jī)和末端盤管造價較高，而冷水泵及管道、閥門、保溫等輔材成本降低。不同項目應(yīng)根據(jù)項目實際情況，經(jīng)過方案比選、經(jīng)濟(jì)性分析后確定。

5 采用冷水大溫差系統(tǒng)的相關(guān)工程

表5給出了國內(nèi)采用冷水大溫差的幾個工程[10-19]的相關(guān)信息。

6 結(jié)論

1) 采用冷水大溫差時，需要考慮空調(diào)系統(tǒng)冷源形式、冷水輸送半徑、末端形式、中間能量轉(zhuǎn)換(即中間換熱器接力換熱)次數(shù)等多種因素，需根據(jù)項目的實際情況，通過經(jīng)濟(jì)分析比較后確定合適的溫差。

2) 末端以全空氣空調(diào)機(jī)組為主，冷水采用大溫差形式時，進(jìn)水溫度不應(yīng)高于8 ℃，溫差不應(yīng)大于10 ℃，溫差隨輸送半徑的加大而增加。末端為常規(guī)風(fēng)機(jī)盤管時，進(jìn)水溫度不應(yīng)高于8 ℃，冷水可采用大溫差形式，溫差不應(yīng)大于6 ℃；末端為大溫差專用風(fēng)機(jī)盤管時，進(jìn)水溫度不應(yīng)高于8 ℃，冷水可采用大溫差形式，溫差不應(yīng)大于8 ℃。

3) 為降低運行能耗，提高供冷效率，超高層空調(diào)水系統(tǒng)分區(qū)應(yīng)減少，超高層建筑最多換熱次數(shù)不超過2次[20]，末端進(jìn)水溫度不超過8 ℃。

4) 隨著空調(diào)水系統(tǒng)輸送半徑加大，冷水的溫差也應(yīng)加大，一般不大于10 ℃。

5) 采用大溫差冷水機(jī)組時，部分負(fù)荷時變頻冷水泵的水流量不應(yīng)低于冷水機(jī)組最低允許水流量。

7 致謝

感謝特靈空調(diào)系統(tǒng)(中國)有限公司歐陽欽經(jīng)理和麥克維爾中央空調(diào)有限公司劉麗芳經(jīng)理在冷水機(jī)組及全空氣空調(diào)機(jī)組和風(fēng)機(jī)盤管選型方面給予的幫助。

表5 項目案例匯總