空调冷冻水温的选择及节能效果研究

2013-09-13赖文彬

制冷 2013年2期

赖文彬

(广东省建筑设计研究院，广州510010)

1 前言

随着建筑体的增大，空调系统的管路越长，冷冻水的输送能耗就越大，为了控制系统的输送能耗，在现行的相关规范对系统的输送能耗有了很明确的规定，设计师为了实现节能的目的，同时也为了能满足设计规范的要求，在大型公共建筑中冷冻水采用大温差已经是屡见不鲜的事了，也似乎成了一种常态。实际上，是不是每个系统都适合采用大温差的系统?是不是采用大温差的系统就是一定节能?同时采用多大的温差系统才能满足或达到最终的节能目的?在此笔者认为设计师在做系统设计时有必要进行分析。

2 冷冻水系统输送能耗分析

笔者统计了几个典型的项目来分析空调系统中各部分的能耗比例 (见表1)

表1 空调系统能耗比例

从表1我们可以发现:按常规的5℃温差设空调冷冻水系统，冷冻水泵的能耗均在10%，8℃温差设空调冷冻水系统，冷冻水泵的能耗在7.7%。很据《公共建筑节能设计标准》GB50189的规定:冷冻水系统输送能效比:

ER=0.002342H/(△t.η)≤0.0241

一台轴功率为160kW的水泵，其效率可达86%，如果冷冻水仍采用5℃温差，这时扬程最多只有440 kPa。显然在大型的建筑中，这个扬程无法满足使用要求，同时水泵占的能耗比例也会相应的增加，而水泵的效率难以再提高，这时就要提高供回水温差。

在此之前，有人做过分析:只有在水泵扬程大于31.7m时，实施10℃大温差系统才有节能的效果［1］。然而笔者认为，在不考虑末端设备的情况下，我们不怀疑这个结果的正确性，然而对于整个系统来说，冷冻水温度的变化，对末端设备的出力能力会带来影响，同时也就影响到能耗。笔者认为，我们有必要结合末端设备的性能对冷冻水温度及温差做综合的分析。

3 冷冻水温分析

3.1 冷冻水出水温度及温差对冷水机组效率的影响

冷冻水系统的出水温度取决于末端设备的热、湿负荷的需求和制冷机组的效率。在广州地区，湿度较大，冷冻水温不能设得太高。但冷冻水温设得太低，制冷机组的制冷效率又降低。

笔者以7034kW(2000RT)的离心机组为例分析温差及出水温度对主机效率的影响:图1为冷水机组冷却水温恒定在32/37℃时，各冷冻水温的机组效率曲线。

图1 几种冷冻水工况下某大型主机厂家提供的效率曲线

从图中可发现:冷冻水温为6/13℃、6/14℃、6/16℃时制冷机组的效率曲线是重叠的，4/14℃、4/9℃时制冷机组的效率曲线是重叠的，9/14℃时机组的效率明显高于其它两条曲线。这表明制冷机组的效率与出水温度关系紧密，出水温度越低，效率越低，但与温差没有直接的关系。回水温度及进出水温差对效率影响很小。同样是双程管、10℃温差的主机，出水温度从6℃下降到4℃，效率下降了12.7%。所以，我们应尽量提高冷冻水的出水温度。

3.2 冷冻水出水温度及温差在水泵侧的节能效果

对水泵作总体的分析:

式中:

N—轴功率，kW;

L—流量，m3/s;

P—压头，kN/m2;

η—泵的效率

假定泵的压头和效率在各温差下一致，则:

式中:

Q—热量，kW;

△t—冷冻水进出水温差，℃

也就是说水泵的轴功率与温差成反比，温差为8℃时比温差为5℃时水泵节省了37.5%，温差为10℃时比温差为5℃时节省了50%。而事实上，由于牵涉到系统的平衡问题，大温差时我们有必要对管路中的比摩阻进行控制，大温差时系统的阻力会较小温差时更低，当然水泵的效率也会有所变化，但综合两者的变化，通过水泵的选型，我们发现水泵的节能率将大于37.5%和50%，整个系统的节能率将大于3.7%和5%。

3.3 室内负荷对冷冻水温度的影响

我们以广州某围护结构为玻璃幕墙的办公建筑为例来分析末端空调负荷对水温的要求。

该项目位于广州市区，外围护结构为纯玻璃幕墙，其中塔楼标准层的逐时负荷由计算可知:室内总热量为83.6kW，余湿量为21.7g/s，要求室内空气状态为:室内温度 tn=25℃，相对湿度为55%，新风量为4000m3/h。采用全空气系统，一次回风处理，露点送风 (90%)。

冷冻水需要的初始水温:

式中:

tg1、tg2—空气初、终干球温度;℃

tw1—冷冻水初温;℃

Eg—表冷器全热交换效率

假定水流速:

ν=1.2m/s。我们通过选择一标准的 (JW型)水冷式表冷器作为计算型号。通过热工计算可得出:系统选用JW型水冷式表面冷却器4排管、迎面风速为2.37m/s时冷冻水的初始水温和终温为 (具体的计算步骤及方法参考文献［2］，由于篇幅较长，这里就不逐一列出):

冷冻水初温:tw1=6.54℃，

终温:tw2=11.19℃，

温差△t=4.65℃，

选取表冷器实际处理能力Q=129.2kW。

这就证明在室内散湿量不大的情况下，空调冷冻水出水温度在6.85℃以下，即可满足对室内空气的处理要求。

如果选用JW型水冷式表面冷却器6排管，则迎面风速变为2.30m/s，冷冻水的初始温度将升高到10.63℃，即:

冷冻水初温:tw1=10.63℃，

终温:tw2=15.28℃，

温差△t=4.65℃，

选取表冷器实际处理能力Q=129.2kW。

由此可知增加表冷器的排数，可以提高冷冻水的供水温度，但供回水温差及处理能力仍保持一致。

如果室内的热湿比增大，如上面的案例显热量增大20%，散湿量不变，则冷冻水初始温度变为:tw1=11.2℃即能满足要求。

从分析的过程我们可以知道盘管型号固定后，显热量越大，冷冻水需要的初始温度就越高。

还是用上面的案例，我们再来做一组计算:

当风量、空气的初始参数、冷冻水的供水温度确定时，选用JW型水冷式表面冷却器6排管，水终温及处理能力 (具体的计算步骤及方法参考文献［2］):

当冷冻水初温tw1=6℃，初始计算温差为△t=5℃时:

选型校核计算结果:

水终温tw2=12.6℃，

实际处理能力Q=170.4kW。

当冷冻水初温tw1=6℃，初始计算温差为△t=10℃时:

选型校核计算结果:

水终温tw2=16.5℃，

实际处理能力Q=136.0kW。

显然，当风量一定时，冷冻水的温差增大，表冷器的产冷量下降，要保持产冷量势必要加大表冷器的排数或增大翅片的密度，而两者均会加大末端设备的风路的阻力，从而加大风系统的耗功。

在以上计算的过程和结果中，我们可以发现以下几个问题:

(1)如果把空气处理至90%的相对湿度时，选用6排的表冷器即能满足要求，但把空气处理至95%的相对湿度时，则需选择8排的表冷器才能满足要求。

(2)增加表冷器的排数，可以提高冷冻水的供水温度，但供回水温差仍基本保持一致。

(3)如果室内负荷的热湿比加大时，所需送风量加大，需要冷冻水的初始温度升高。

(4)当风量一定时，冷冻水的温差增大，表冷器的产冷量下降，如果要保持制冷量不变，则需增加盘管的排数或片距。

以上的分析结果及过程中发现的问题均表明:冷冻水所需要的出水温度及最大温差决定于末端负荷特性及表冷器的处理能力和空气的最终处理目的。

4 风系统的能耗分析

我们查看表冷器的空气阻力可以发现:仍以JW型盘管为例，迎面风速在2.5m/s时，当盘管排数由6排增加到8排，干冷空气阻力将由82.2Pa增大到117.2Pa，增加了42.6%。湿冷空气阻力将由 170.5Pa增加到 213.8Pa，增加了25.4%。水侧阻力增加了39%。也就是说仅因为风系统的能耗加大就使整个系统的能耗增大的幅度超过6%和3.8%，显然这个数和前面计算得出的水泵节能率相差无几，再加上水侧阻力的增大将会导致整个系统的总能耗更大。