廣東省建筑設計研究院有限公司 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，集中空調系統(tǒng)的冷水輸送距離增大，空調水系統(tǒng)的輸送能耗進一步加大，同時管網系統(tǒng)損失也加大。如何選擇合適的空調冷水供回水溫度，目前沒有相關的技術規(guī)范、規(guī)程。通過分析計算，并結合實際工程應用，探討空調水系統(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，以達到節(jié)能運行效果。

1 冷水機組

1.1 冷水大溫差對制冷機的影響

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

冷水機組的效率基本不受蒸發(fā)器溫差的影響，但當冷水供回水溫差達到10 ℃時，冷水機組的運行穩(wěn)定性受影響，一般不推薦冷水機組采用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，冷水不同進出水溫差下的COP和蒸發(fā)器的水壓降。

圖1 冷水機組COP隨蒸發(fā)器進出水溫差的變化

圖2 冷水機組水壓降隨蒸發(fā)器進出水溫差的變化

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，進出水溫差為5～8 ℃時，COP基本不變。

3) 進出水溫差加大，蒸發(fā)器的水壓降減小。

1.2 冷卻水大溫差對制冷機的影響

改變冷卻水流量對冷水機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，疊加后使機組效率下降很多，因冷水機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，空調冷卻水系統(tǒng)不宜采用大溫差。

1.3 變水量對冷水機組在大溫差運行時的影響

因為大部分時間冷水機組在部分負荷下運行，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)冷水機組的要求確定。如目前大部分冷水機組在溫差為5 ℃時都能滿足變水量運行，一般情況下離心式機組允許水流量變化范圍為額定流量的30%～130%，螺桿式機組為額定流量的40%～120%。從安全角度來講，適應冷水流量快速變化的冷水機組能承受每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組的系統(tǒng)，部分負荷時冷水泵變頻運行的最低水量需要滿足冷水機組的安全下限要求。表1給出了某品牌離心式冷水機組在不同冷水進出水溫差時允許的水流量變化范圍。

2 空調末端

表冷器是空調末端的核心部件，其性能直接影

表1 某品牌離心式冷水機組在不同冷水進出水 溫差時允許的水流量變化范圍

響空調機組的性能。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，管內外徑等，同時進口空氣的干球溫度、濕球溫度，進口水的溫度，空氣、水流量等也影響表冷器的熱工性能。

空調機組表冷器多由4～8排管組成，風機盤管多由2～3排管組成，溫差對表冷器的換熱影響宜分別進行討論。

2.1 空調機組

對于大溫差全空氣系統(tǒng)空調機組的表冷器，設備廠家利用軟件選型，因盤管的排數(shù)、片距等結構參數(shù)選擇的余地較大，對空調機組內空間影響較小，僅空調機組的風機能耗稍有增加，因此空調機組可以適應大溫差系統(tǒng)。

文獻[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，結論為：

1) 隨著冷水溫差的增大，表冷器與風機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。由于風機盤管的盤管排數(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) 全空氣空調機組可用較大的溫差，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%，風機能耗增加。

以國產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速，m/s；下標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系統(tǒng)而影響送風參數(shù)，迎面風速宜為2～3 m/s[6]。

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

2.2 風機盤管

2.2.1常規(guī)風機盤管

文獻[7]通過試驗給出了非標準工況風機盤管制冷量、析濕因數(shù)與標準工況下風機盤管制冷量、析濕因數(shù)的擬合關系式。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)的關系。

(4)

(5)

式(4)、(5)中Q、Q0分別為設計工況和標準工況下風機盤管制冷量，kW；tw1為冷水進水溫度，℃；Δt為供回水溫差，℃；ξ、ξ0分別為設計工況和標準工況下風機盤管機組的析濕因數(shù)。

圖3 Q/Q0與進出水溫差的關系

圖4 ξ/ξ0與進出水溫差的關系

由圖3、4可知：

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

2) 進/出水溫度采用6 ℃/14 ℃、7 ℃/14 ℃、7 ℃/15 ℃、8 ℃/15 ℃、8 ℃/16 ℃時，與標準工況相比，風機盤管的制冷量減少超過15%。

3) 進/出水溫度采用7 ℃/15 ℃、8 ℃/15 ℃、8 ℃/16 ℃時，與標準工況相比，風機盤管的除濕能力下降超過10%。

文獻[8]通過模擬計算得出，進/出水溫度采用5 ℃/12 ℃、5 ℃/13 ℃、6 ℃/13 ℃、6 ℃/14 ℃、7 ℃/14 ℃、7 ℃/15 ℃時，風機盤管水阻力遠低于國家標準。圖5、6為某品牌常用風機盤管在不同進水溫度下制冷量及水阻力隨進出水溫差的變化。

圖5 不同進水溫度下風機盤管制冷量隨進出水溫差的變化

圖6 不同進水溫度下風機盤管表冷器水阻力隨進出水溫差的變化

一般來說，風機盤管的額定水阻力在20～50 kPa范圍內較合適。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水系統(tǒng)水力失調，水力穩(wěn)定性變差。

2.2.2采用大溫差冷水專用風機盤管

為了適應冷水大溫差運行，一些廠家開始研發(fā)大溫差專用風機盤管，相對于常規(guī)風機盤管，大溫差風機盤管一般在盤管內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。大溫差專用風機盤管在水阻力、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機盤管FP06的參數(shù)。由于大溫差風機盤管的市場占有率小，屬于非標生產，造價較高。

表3 某品牌大溫差專用風機盤管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荷低于常規(guī)溫差系統(tǒng)。

4 節(jié)能分析

以某項目為例進行分析,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?？照{水系統(tǒng)示意圖見圖7。項目主機單臺制冷量為2 461 kW。

1) 方案1。

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

冷水泵、冷卻水泵及冷卻塔均選1臺，因制冷主機冷卻水側不采用大溫差，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)空調機組或風機盤管輸入功率，kW。

經計算，冷水機組出水溫度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，空調系統(tǒng)冷水管道的設計采用假定比摩阻法，當管道系統(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，即H2基本不變。對于常規(guī)風機盤管，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基本不變進行分析。對于大溫差冷水機組，蒸發(fā)器阻力與常規(guī)5 ℃溫差冷水機組蒸發(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)空調機組參數(shù)為：① 進水溫度5 ℃、溫差5 ℃時，制冷量為188 kW，風量為25 000 m3/h，表冷器選用4排管，表冷器風阻力為138 Pa。② 進水溫度7 ℃、溫差8 ℃時，制冷量為187.8 kW，風量為25 000 m3/h，表冷器選用8排管，表冷器風阻力為229 Pa。假設空調機組除表冷器外管路的計算風阻力為650 Pa，風機的全壓效率為70%，機械效率為95%，計算得到：5 ℃溫差下空調機組的功率為214.0 kW，空調系統(tǒng)的總輸入功率為659.9 kW；8 ℃溫差下空調機組的功率為238.7 kW，空調系統(tǒng)的總輸入功率為631.0 kW。

2) 方案2。

每層選用PF06風機盤管(溫差分別為5、6 ℃，均按照普通風機盤管計算；溫差分別為7、8 ℃，均按照大溫差專用風機盤管計算)，每層新風量為6 000 m3/h，制冷量為62 kW，新風機組的運行功率為1.35 kW。某品牌PF06風機盤管參數(shù)為：① 進水溫度5 ℃、溫差5 ℃時，制冷量為7.4 kW，風量為1 020 m3/h，配電功率為105.3 W。每層需要風機盤管數(shù)量18臺。② 進水溫度7 ℃、溫差8 ℃時，制冷量為5.0 kW，風量為1 020 m3/h，配電功率為105.3 W。每層需要風機盤管數(shù)量26臺。經計算，7、8 ℃溫差下風機盤管的功率分別為84.4 kW和112.2 kW，空調系統(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，結果見表4。

由表4可以看出：

1) 對于末端采用全空氣空調機組的空調系統(tǒng)，其總輸入功率(主機、冷水泵、末端風柜)遠高于末端采用風機盤管+新風的空調系統(tǒng)。

2) 對于末端采用全空氣空調機組的空調系統(tǒng)和末端采用風機盤管的空調系統(tǒng)，末端進水溫度7 ℃時，空調系統(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。不同項目應根據(jù)項目實際情況，經過方案比選、經濟性分析后確定。

5 采用冷水大溫差系統(tǒng)的相關工程

表5給出了國內采用冷水大溫差的幾個工程[10-19]的相關信息。

6 結論

1) 采用冷水大溫差時，需要考慮空調系統(tǒng)冷源形式、冷水輸送半徑、末端形式、中間能量轉換(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，通過經濟分析比較后確定合適的溫差。

2) 末端以全空氣空調機組為主，冷水采用大溫差形式時，進水溫度不應高于8 ℃，溫差不應大于10 ℃，溫差隨輸送半徑的加大而增加。末端為常規(guī)風機盤管時，進水溫度不應高于8 ℃，冷水可采用大溫差形式，溫差不應大于6 ℃；末端為大溫差專用風機盤管時，進水溫度不應高于8 ℃，冷水可采用大溫差形式，溫差不應大于8 ℃。

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

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

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

7 致謝

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

表5 項目案例匯總