医院建筑冷却塔供冷节能潜力与优化运行研究

2021-02-16孙宇栋梁彩华白曦

制冷技术 2021年5期

孙宇栋，梁彩华，白曦

（东南大学能源与环境学院，江苏南京 210096）

0 引言

医院建筑一般包括门诊部、住院部、医技部、手术室等功能区，其中放疗科、影像中心、检验中心、外科手术室等特殊用途分区，位置上往往处于内区，设备散热量大且全年较稳定。因此这些区域一般具有一定的常年冷负荷，需要在过渡季或冬季进行供冷[1]。现有的空调系统大多采用全年冷水机组供冷方式，而在部分地区，由于过渡季及冬季室外空气焓值较低，因此可以利用自然冷源部分或全部替代冷水机组供冷，从而降低空调系统的运行能耗。常见的自然冷源利用方式为冷却塔供冷。常规制冷的冷水机组主机能耗在整个医院空调系统能耗中约占50%～75%[1-3]，如在室外环境条件允许的情况下采用冷却塔供冷，并尽可能增加冷却塔供冷时长，则可较大幅度减少冷水机组的运行时间，降低空调系统的全年能耗，实现节能的目的。

冷却塔供冷技术有3种主要形式：开式冷却塔直接供冷、闭式冷却塔直接供冷、开式冷却塔间接供冷[4]。其中开式冷却塔加板式换热器的间接供冷具有改造容易，维护费用低的优点，是国内外应用最广泛的冷却塔供冷方式。SONG[5]对半导体厂冷却塔供冷的节能性进行了研究，通过历史运行数据分析系统能耗和制冷量，结果表明冷却塔供冷有10%的节能效果。KOC等[6]的研究表明，冷却塔供冷和冷水机组供冷联合应用于工业厂房的工艺冷却时，系统全年节能率可达48%，投资回报期为一年。要准确评估建筑采用冷却塔供冷的节能潜力，关键是确定从机械制冷到冷却塔供冷切换的临界切换温度。部分学者[7-9]根据经验或实测数据确定冷却塔逼近度，以此计算切换温度，并探讨不同切换温度设定值对全年节能率的影响。LIU等[10]用冷却塔供冷系统的实测数据分析了冷却塔尺寸、湿球温度、冷负荷等因素对冷却塔出水温度的影响，提出切换温度的计算公式。CHEUNG等[11]假设冷冻水供水温度不变，模拟了不同工况下机械制冷和冷却塔供冷的运行，以冷却塔供冷能效比高于机械制冷时的温度作为切换温度，指出设计合理的冷却塔供冷系统全年有3%～15%的节能潜力。此外，学者们研究了寻找冷却塔供冷时流量、温度等优化设定点的方法。曾晓庆[12]在TRNSYS中对冷却塔与冷水机组联合供冷系统建模，研究了冷却水流量在换热器和冷水机组中的优化分配比例。LIAO等[13]提出了一种简化的方法对冷却塔逼近度控制策略进行优化，利用数学模型分析了冷却塔风机耗功和逼近度的相关性。

然而，对于冷却塔供冷节能潜力的研究，很少全面考虑室外环境和建筑需求对供水温度和切换温度的影响。导致冷却塔供冷在实际应用中主要根据经验确定固定的切换温度，也影响了运行参数优化的准确性，无法充分挖掘节能潜力。同时现有研究多针对工业建筑如数据中心、电子厂房等，对民用建筑的研究较少，而民用建筑在负荷特性和运行策略上与工业建筑有较大区别。

本文以典型的民用建筑医院对象建立冷却塔供冷系统模型，提出冷却塔供冷节能潜力的评估方法。以逐时总能耗最小为目标，提出冷却塔供冷的优化策略，用实际案例研究切换温度的变化规律，并对优化运行结果进行节能分析。

1 冷却塔供冷系统仿真模型

冷却塔供冷系统由冷却塔、（板式）换热器、冷却水系统、冷冻水系统及供冷末端（风机盘管或表冷器）等部件组成。本文分别对冷却塔、水泵、表冷器、换热器等主要部件建立完整的冷却塔供冷系统模型，实现冷却塔供冷系统仿真。

1.1 冷却塔模型

本文采用Merkel法建立横流冷却塔的传热传质模型[14]，在冷却塔内的热质交换过程控制方程组中，仅包含a，βt，Fz这3个与冷却塔结构和换热性能有关的参数，通过实验数据或冷却塔性能曲线获取，通过有限差分法求解填料内不同位置和冷却塔进出口空气及水的物性参数。冷却塔内热质交换过程的控制方程为：

式中，a为填料比表面积；βt为传质系数，kg/(m2·s)；Fz为填料横截面积，m2；Mw,t为冷却塔内水质量流量，kg/s；Ma,t为冷却塔空气质量流量，kg/s；Xs,w为水温对应的饱和空气含湿量，kg/(kg干空气)；ha,t为冷却塔内空气焓值，kJ/kg；ha,s为水温对应的饱和空气焓值，kJ /kg；Tw,t为冷却水温度，℃；cp,v,w为以冷却水温度为定性温度的水蒸气定压比热；r0为水0 ℃时的汽化潜热，kJ/kg。

1.2 水泵模型

冷却塔供冷系统最主要的能耗来自冷却水泵。单台水泵在额定转速下，扬程、输入功率和效率可以表示为流量Qp的关系式：

式中，Hp为水泵的扬程，m；Np为水泵的轴功率，kW；εp为水泵效率；a、b、c均为性能常数，通过实验数据或对应型号的性能曲线拟合得到。

1.3 板式换热器模型

板式换热器是冷却塔供冷系统中的关键组成部分，它将冷冻水和冷却水分隔开来，实现换热过程的同时保证了冷冻水的水质。采用效能-传热单元数法[15]构建板式换热器的模型为：

式中，ε为换热器传热效能；t1′-t2′为流体在换热器中可能发生的最大温差，(t′-t′)max为冷流体或热流体在换热器中实际温差的最大值；NTU为换热器传热单元数；K为换热器总传热系数，kW/(m2·℃)；F为换热器总换热面积，m2；Gmin和Gmax分别为换热器中流体当量数值的最小值和最大值；Q为换热器的传热量，kW。

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2 冷却塔供冷节能潜力评估方法

对建筑采用冷却塔供冷的节能潜力进行评估的方法如图1所示，评估方法为：1）采用第1节的方法，对各部件建立性能模型，实现冷却塔供冷系统仿真；2）根据不同类型房间在冷却塔供冷时的冷负荷，确定供冷最不利房间，以该房间末端需求供水温度作为系统冷冻水供水温度；3）确定逐时冷冻水供水温度及冷却塔最大可提供制冷量，进而确定冷却塔供冷切换温度；4）以能效最高为目标对满足冷却塔供冷条件的所有时刻工况进行设定值寻优，对比常规机械制冷的能耗，获得建筑全年节能潜力。

图1 冷却塔供冷节能潜力评估流程

2.1 确定供冷最不利房间

在冷却塔供冷系统中，空调末端供水温度相比夏季提高，在末端设备已经选定的情况下，提高供水温度会使末端供冷量减小，末端冷量需求越小，供水温度可以提高得越多[16]。若存在一个房间，在末端设备风量和水流量达到最大时，满足室内负荷需求的供水温度低于其他房间，则称其为供冷最不利房间。末端设备是按照房间全年峰值冷负荷进行选型，因此冷却塔供冷时的最不利房间是冷负荷占末端额定制冷量比例β最大的房间。

式中，qf为各房间冷却塔供冷时的峰值冷负荷，kW；qb为各房间末端设备额定制冷量，kW；

风机盘管风量一定时，任一工况下的制冷量[17]：

式中，ts1和t′s1分别为额定工况和任一工况的进口湿球温度，℃；tg1和t′g1分别为额定工况和任一工况的进水温度，℃；W和W′分别为水流量，m3/h；系数p取值0.0167，n、m与风机盘管的结构有关。

当末端水流量不变时，W=W′，上式可简化为：

通过式(15)求解最不利房间末端在不同冷负荷下的最高允许供水温度，即此时系统所需的供水温度。m可通过不同工况下产品性能参数拟合得到。

2.2 确定冷却塔供冷临界切换温度

当室外湿球温度低于切换温度时，空调系统由机械制冷切换至冷却塔供冷，冷却塔供冷的可运行时间与切换温度成正比。设定的切换温度过低会导致冷却塔节能潜力无法充分发挥，因此需要确定合理的切换温度。对特定系统，给定湿球温度、相对湿度及冷负荷，确定冷冻水供水温度和冷却塔的出水温度设定值，计算冷却塔在水流量达到上限时的总制冷量。若冷却塔供冷最大制冷量与冷负荷相等，则达到临界状态，切换温度等于湿球温度；否则改变湿球温度，重新计算供水温度等参数，进行迭代，确定该工况的切换温度。具体流程如图2所示。

图2 冷却塔供冷切换温度优化流程

2.3 冷却塔供冷运行优化策略

式中，nt为冷却塔运行台数；Qt为单台冷却塔制冷量，kW；N为系统的总能耗，kW；EERs为系统的总能效比；Nfn为单台风机变频运行的能耗，kW；Npn为多台水泵并联变频运行的能耗，kW。

在某一工况下，根据冷负荷、室外气象参数、所需的供水温度及一定的约束条件，使用模式搜索法求解冷却水流量、冷却塔风量、冷却塔运行台数等运行参数的最优值，同时采用上述的运行策略，使冷却塔供冷系统运行在能效最高的状态。

3 案例分析

3.1 系统概况与模型验证

某医院位于南京，冷却水系统由6台冷却水泵和22台同规格开式机械通风冷却塔组成。系统各设备配置及参数如表1。该医院空调系统全年24 h运行，使用燃气锅炉为整座建筑供热，使用冷水机组供冷。

表1 某医院中央空调系统设备配置及设计参数

为验证本文所建模型的准确性，进行了冷却塔供冷系统变冷却水总流量（310～570 m³/h）和变冷却塔数量（8～12）的15组实验，与同工况下的模拟结果进行对比，验证模型的准确性。实验时，冷却水泵频率分别设定为50、45、40、35和30 Hz，此时冷却塔运行数量分别设定为8台、10台和12台。实验时的室外干球温度为7 ℃，相对湿度为62%，冷冻水流量恒为440 m³/h。

图3所示为二次侧（板式换热器冷冻水侧）出水温度的实验值与模拟值比较，最大偏差在±0.2 ℃，相对偏差在±5%以内。图4所示为冷却塔供冷系统EER实验值与模拟值的比较，最大偏差在10%以内，模型准确性得到验证。

图3 二次侧出水温度实验值与模拟值比较

图4 冷却塔供冷系统EER实验值与模拟值比较

采用Open Studio软件对整座建筑进行负荷预测，采用南京地区典型年气象数据，模拟时取建筑围护结构屋顶、外墙、内墙、外窗的传热系数分别为0.45、0.70、2.01和2.44 W/(m2·K)。建筑主楼屋顶标高为58 m，地下二层底板标高为10.5 m，总建筑面积为225,191 m2。全年负荷预测结果见图5。

图5 某医院全年冷负荷变化趋势

3.2 最不利房间

南京地区夏季室外计算干球温度35 ℃，相对湿度60%；冷却塔供冷时室外计算干球温度和相对湿度取秋冬过渡季[19]平均值，分别为15.6 ℃，75%，比较不同类型房间末端设备的额定制冷量与冷却塔供冷时的峰值冷负荷，如图6所示。

图6 三种类型房间冷却塔供冷时冷负荷与末端额定负荷比较

在末端选定的情况下，从夏季到过渡季，X光造影室制冷量减少比例最小，冷冻水供水温度可提升空间最小，即在过渡季满足室内负荷需求的供水温度低于其他房间，故将X光造影室作为供冷最不利房间，确定仿真中冷冻水供水温度设定值。

3.3 临界切换温度

该医院的X光造影室风机盘管型号为FP-102，面积为25 m2；层高为4.2 m；新风量为210 m3/h；风量为1 020 m3/h，水质量流量980 kg/h。回风温湿度设定为24 ℃，60%。室内湿负荷为120 g/h，计算可得干球温度为23.3 ℃，相对湿度为60%的新风即能完全承担湿负荷，故冷却塔供冷时末端可视为仅需承担显热冷负荷。新风干球温度降低，承担的冷负荷增大，末端应承担的冷负荷减小。由式(15)求得满足负荷需求的供水温度，m=0.09。如图7所示，干球温度从17 ℃下降到1 ℃，风机盘管应承担的冷负荷降低了37.9%，冷冻水供水温度增加了4.0 ℃。

图7 风机盘管应承担的冷负荷与满足负荷所需的冷冻水供水温度随室外条件的变化

根据图2流程得到系统在不同负荷率和相对湿度下对应的临界切换湿球温度如图8所示。由图8可知，相对湿度和切换温度成正比，这是因为相同焓值的湿空气，随着相对湿度增大，对应的干球温度降低，系统需要的冷冻水供水温度增大，冷却塔换热效率提高。湿球温度提高，同一出水温度下冷却塔最大制冷量降低，因此负荷率越高，对应的切换温度越低。

图8 优化后不同负荷率时的临界切换湿球温度变化

图9所示为南京地区全年湿球温度与某医院冷却塔供冷切换温度变化趋势。由图9可知，某医院全年切换温度的最小值和最大值分别为3.25 ℃和9.52 ℃，湿球温度低于3.25 ℃的时刻共计1 639 h，均适用冷却塔供冷；湿球温度介于3.25 ℃和9.52 ℃的时刻共1 806 h，其中1 344 h适用冷却塔供冷，湿球温度高于9.52 ℃时均不适用冷却塔供冷。冷却塔全年可供冷时间共计2 983 h，占全年供冷时长比例为34.1%。

图9 南京地区全年湿球温度与某医院冷却塔供冷切换温度变化趋势

3.4 优化结果及节能潜力

对系统进行仿真优化，以总能效最高为目标寻优的约束条件为：单台冷却塔风量V为58 500～117 000 m³/h，单台冷却塔水流量Q为20～200 m³/h，冷却塔台数n为1～22。得到最优运行参数如表2、表3，室外条件设定为1月和3月的平均温湿度，分别代表冬季与过渡季的典型气象条件。可以看出在负荷与湿球温度均较低时，风机低频率运行并尽量多开冷却塔时，冷却塔效率较高，需要的水量较少；随着负荷和温度的升高，冷却塔运行数量达到最大无法继续增加，且此时冷却塔效率较低，故需要的水量和风量都大幅增加。

表2 不同负荷下最优运行参数（室外条件2.2 ℃，76%）

表3 不同负荷下最优运行参数（室外条件8.8 ℃，69%）

该系统在采用常规控制方式[20]、冷却塔额定流量、冷冻水7 ℃定水温运行，全年使用冷水机组供冷时的总能耗为9.1×106kW·h，总能效比为4.15。采用冷却塔供冷并优化后，月累计节能量和供冷时长变化趋势如图10所示。

图10 优化后月累计节能量和冷却塔供冷时长

全年7个月中可以进行冷却塔供冷，12月至次年1月冷却塔供冷可用时间最长，节能效果最好。优化后冷却塔供冷时的总EER为16.0，系统采用冷却塔供冷后全年总EER为4.37，相比全年冷水机组供冷提高5.3%。累计节能量为4.61×105kW·h，相比适用冷却塔供冷的时刻，节能率为68.0%，相比全年能耗，节能率为5.1%。因此该系统采用冷却塔供冷将有明显的节能效果。