冷水大温差在空调系统中的应用

2021-06-23广东省建筑设计研究院有限公司刘坡军

暖通空调 2021年6期

广东省建筑设计研究院有限公司刘坡军

随着大型公共建筑体(群)、大型商业综合体等建筑的兴建，集中空调系统的冷水输送距离增大，空调水系统的输送能耗进一步加大，同时管网系统损失也加大。如何选择合适的空调冷水供回水温度，目前没有相关的技术规范、规程。通过分析计算，并结合实际工程应用，探讨空调水系统输送半径较大的大型公共建筑或高层建筑如何确定冷水温差，以达到节能运行效果。

1 冷水机组

1.1 冷水大温差对制冷机的影响

冷水机组蒸发温度每降低1 ℃，冷水机组效率下降1%～2%左右，冷凝温度升高1 ℃时，冷水机组效率下降2%～4%左右[1]。

冷水机组的效率基本不受蒸发器温差的影响，但当冷水供回水温差达到10 ℃时，冷水机组的运行稳定性受影响，一般不推荐冷水机组采用10 ℃或者更大的温差[2]。图1、2显示了某企业2 461 kW离心式冷水机组在制冷量不变、冷却水出水温度为30～35 ℃工况时，冷水不同进出水温差下的COP和蒸发器的水压降。

图1 冷水机组COP随蒸发器进出水温差的变化

图2 冷水机组水压降随蒸发器进出水温差的变化

由图1、2可知：

1) 蒸发器出水温度升高，COP增大。

2) 蒸发器出水温度不变，进出水温差为5～8 ℃时，COP基本不变。

3) 进出水温差加大，蒸发器的水压降减小。

1.2 冷却水大温差对制冷机的影响

改变冷却水流量对冷水机组性能的影响非常大，因为变流量时冷凝温度比恒流量时高，加上换热效率下降，叠加后使机组效率下降很多，因冷水机组效率降低而增加的电能抵消了水泵变流量所节约的电能[3]，因此，空调冷却水系统不宜采用大温差。

1.3 变水量对冷水机组在大温差运行时的影响

因为大部分时间冷水机组在部分负荷下运行，冷水泵一般采用变频控制，冷水泵的水流量下限需要根据冷水机组的要求确定。如目前大部分冷水机组在温差为5 ℃时都能满足变水量运行，一般情况下离心式机组允许水流量变化范围为额定流量的30%～130%，螺杆式机组为额定流量的40%～120%。从安全角度来讲，适应冷水流量快速变化的冷水机组能承受每min 30%～50%的流量变化，从对供水温度的影响角度来讲，机组允许的每min流量变化不低于10%，不同厂家则各有不同。

而对于冷水大温差，主机变水量运行时的变化率范围随着温差的增加幅度减小，因此选用大温差冷水机组的系统，部分负荷时冷水泵变频运行的最低水量需要满足冷水机组的安全下限要求。表1给出了某品牌离心式冷水机组在不同冷水进出水温差时允许的水流量变化范围。

2 空调末端

表冷器是空调末端的核心部件，其性能直接影

表1 某品牌离心式冷水机组在不同冷水进出水温差时允许的水流量变化范围

响空调机组的性能。影响表冷器热工性能的因素很多，如表冷器长度、高度、厚度，管排数、管间距，肋片间距，管内外径等，同时进口空气的干球温度、湿球温度，进口水的温度，空气、水流量等也影响表冷器的热工性能。

空调机组表冷器多由4～8排管组成，风机盘管多由2～3排管组成，温差对表冷器的换热影响宜分别进行讨论。

2.1 空调机组

对于大温差全空气系统空调机组的表冷器，设备厂家利用软件选型，因盘管的排数、片距等结构参数选择的余地较大，对空调机组内空间影响较小，仅空调机组的风机能耗稍有增加，因此空调机组可以适应大温差系统。

文献[4]以某企业的CR系列表冷器为例,分析大温差对表冷器的影响，结论为：

1) 随着冷水温差的增大，表冷器与风机盘管的冷量及析湿因数均降低，其中对潜热的影响最大，对显热的影响最小。由于风机盘管的盘管排数少，影响程度更大。

2) 表冷器排数不同，受影响程度不同。表冷器排数增加，影响程度减小。对于8排表冷器，各性能参数的变化曲线趋于直线，表冷器空气处理过程的热湿比变化不大。

3) 全空气空调机组可用较大的温差，采用增加表冷器排数来减小大温差对表冷器制冷和除湿能力的不利影响，但空气通过表冷器的阻力将增加18%～29%，风机能耗增加。

以国产JW系列表冷器为例，分别计算4、6、8排管时表冷器的阻力，计算结果见表2。表冷器处理湿空气时空气阻力实验公式为[5]

(1)

(2)

(3)

式(1)～(3)中 ΔHs为表冷器处理湿空气时空气阻力，Pa；vy为通过表冷器处迎面风速，m/s；下标4、6、8分别表示4、6、8排管。

表2 JW系列表冷器阻力 Pa

增加表冷器的排数和降低迎面风速都能增大表冷器的接触系数，但是排数的增加也将使空气阻力增大。而排数过多时，后面几排还会因为冷水与空气之间温差过小而减弱传热作用，所以排数不宜过多，一般多用4～8排。迎面风速过低会使表冷器尺寸和初投资增加，过高除了会降低表冷器的接触系数外，还将增加空气阻力，并且可能由于空气把冷凝水带入送风系统而影响送风参数，迎面风速宜为2～3 m/s[6]。

空调机组进出水温差一定时，降低空调机组的进水温度，空调机组表冷器的制冷能力和除湿能力均有很大提升，但是降低进水温度会增加冷水机组能耗。

2.2 风机盘管

2.2.1常规风机盘管

文献[7]通过试验给出了非标准工况风机盘管制冷量、析湿因数与标准工况下风机盘管制冷量、析湿因数的拟合关系式。图3、4显示了不同温差与常规温差的制冷量、析湿因数的关系。

(4)

(5)

式(4)、(5)中Q、Q0分别为设计工况和标准工况下风机盘管制冷量，kW；tw1为冷水进水温度，℃；Δt为供回水温差，℃；ξ、ξ0分别为设计工况和标准工况下风机盘管机组的析湿因数。

图3 Q/Q0与进出水温差的关系

图4 ξ/ξ0与进出水温差的关系

由图3、4可知：

1) 降低冷水温度可以减小大温差对风机盘管制冷能力和除湿能力的不利影响，随着温差加大，降低冷水温度对风机盘管制冷能力和除湿能力的影响也越小。

2) 进/出水温度采用6 ℃/14 ℃、7 ℃/14 ℃、7 ℃/15 ℃、8 ℃/15 ℃、8 ℃/16 ℃时，与标准工况相比，风机盘管的制冷量减少超过15%。

3) 进/出水温度采用7 ℃/15 ℃、8 ℃/15 ℃、8 ℃/16 ℃时，与标准工况相比，风机盘管的除湿能力下降超过10%。

文献[8]通过模拟计算得出，进/出水温度采用5 ℃/12 ℃、5 ℃/13 ℃、6 ℃/13 ℃、6 ℃/14 ℃、7 ℃/14 ℃、7 ℃/15 ℃时，风机盘管水阻力远低于国家标准。图5、6为某品牌常用风机盘管在不同进水温度下制冷量及水阻力随进出水温差的变化。

图5 不同进水温度下风机盘管制冷量随进出水温差的变化

图6 不同进水温度下风机盘管表冷器水阻力随进出水温差的变化

一般来说，风机盘管的额定水阻力在20～50 kPa范围内较合适。采用大温差运行时，因水流量减小，盘管水阻力迅速降低，对系统阻力的降低有一定的意义，但水阻力过低会造成空调水系统水力失调，水力稳定性变差。

2.2.2采用大温差冷水专用风机盘管

为了适应冷水大温差运行，一些厂家开始研发大温差专用风机盘管，相对于常规风机盘管，大温差风机盘管一般在盘管内安放扰流器以提高换热效率，或者增加盘管排数以增加换热面积。大温差专用风机盘管在水阻力、制冷量、除湿量等方面均能满足要求。表3为某品牌大温差专用风机盘管FP06的参数。由于大温差风机盘管的市场占有率小，属于非标生产，造价较高。

表3 某品牌大温差专用风机盘管FP06的参数

3 冷水泵

1) 冷水泵扬程。

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

(6)

式中H为水泵扬程，m；H1为冷水机组蒸发器阻力，m；H2为最不利管路阻力，包括局部阻力和沿程阻力，m；H3为最不利管路末端装置阻力，m；H4为电动两通调节阀阻力，m。

2) 水泵功率[9]。

(7)

式中N为水泵的轴功率，kW；L为水泵的流量，m3/h；η为水泵效率。

3) 水泵温升。

冷水通过水泵后水的温升Δts可按下式[5]计算：

(8)

水泵温升引起的附加冷负荷与冷水流量和温升Δts成正比，因此大温差水系统温升引起的附加冷负荷低于常规温差系统。

4 节能分析

以某项目为例进行分析,该项目总建筑面积约5万m2，主要业态为办公，地上26层，地下1层，建筑高度110 m。空调水系统示意图见图7。项目主机单台制冷量为2 461 kW。

1) 方案1。

每层选用1台制冷量为185 kW的变风量空调机组(VAV Box电耗不分析计算)，根据不同进出水温差下厂家提供的变风量空调机组参数，计算所有末端空调机组运行时的轴功率。

冷水泵、冷却水泵及冷却塔均选1台，因制冷主机冷却水侧不采用大温差，故冷却水泵及冷却塔的耗电量不统计。按照如下公式计算：

Nz=N1+N2+N3

(9)

式中Nz为空调系统总输入功率(不包括冷却水泵及冷却塔的输入功率)，kW；N1为冷水机组输入功率，kW；N2为冷水泵输入功率，kW；N3为末端全空气系统空调机组或风机盘管输入功率，kW。

经计算，冷水机组出水温度5 ℃、温差5 ℃时，N1=392.3 kW，冷水泵流量为422 m3/h，水泵扬程为35 m，N2=53.6 kW。

冷水机组出水温度5 ℃、温差8 ℃时，冷水泵流量为263.9 m3/h。在实际工程中，空调系统冷水管道的设计采用假定比摩阻法，当管道系统冷水流量减小时，冷水管道尺寸也将减小，因此按照8 ℃温差选用管道后，冷水管道的压力损失与5 ℃温差的系统基本相当，即H2基本不变。对于常规风机盘管，采用大温差时盘管水阻力较小，一般通过增加盘管阀门阻力来保证水力系统的稳定性，按照H3+H4基本不变进行分析。对于大温差冷水机组，蒸发器阻力与常规5 ℃温差冷水机组蒸发器阻力差异较大，即H1按照图2选取。此时水泵扬程为31.6 m，水泵的功率为30.3 kW。

某品牌全空气系统空调机组参数为：① 进水温度5 ℃、温差5 ℃时，制冷量为188 kW，风量为25 000 m3/h，表冷器选用4排管，表冷器风阻力为138 Pa。② 进水温度7 ℃、温差8 ℃时，制冷量为187.8 kW，风量为25 000 m3/h，表冷器选用8排管，表冷器风阻力为229 Pa。假设空调机组除表冷器外管路的计算风阻力为650 Pa，风机的全压效率为70%，机械效率为95%，计算得到：5 ℃温差下空调机组的功率为214.0 kW，空调系统的总输入功率为659.9 kW；8 ℃温差下空调机组的功率为238.7 kW，空调系统的总输入功率为631.0 kW。

2) 方案2。

每层选用PF06风机盘管(温差分别为5、6 ℃，均按照普通风机盘管计算；温差分别为7、8 ℃，均按照大温差专用风机盘管计算)，每层新风量为6 000 m3/h，制冷量为62 kW，新风机组的运行功率为1.35 kW。某品牌PF06风机盘管参数为：① 进水温度5 ℃、温差5 ℃时，制冷量为7.4 kW，风量为1 020 m3/h，配电功率为105.3 W。每层需要风机盘管数量18台。② 进水温度7 ℃、温差8 ℃时，制冷量为5.0 kW，风量为1 020 m3/h，配电功率为105.3 W。每层需要风机盘管数量26台。经计算，7、8 ℃温差下风机盘管的功率分别为84.4 kW和112.2 kW，空调系统的输入功率分别为530.3 kW和505.2 kW。

同理可计算出方案1、2在冷水出水温度为5、6、7 ℃，温差分别为5、6、7、8 ℃时的系统总输入功率，结果见表4。

由表4可以看出：

1) 对于末端采用全空气空调机组的空调系统，其总输入功率(主机、冷水泵、末端风柜)远高于末端采用风机盘管+新风的空调系统。

2) 对于末端采用全空气空调机组的空调系统和末端采用风机盘管的空调系统，末端进水温度7 ℃时，空调系统总输入功率最小，不同温差下系统总输入功率差异不大。

采用大温差系统，制冷主机和末端盘管造价较高，而冷水泵及管道、阀门、保温等辅材成本降低。不同项目应根据项目实际情况，经过方案比选、经济性分析后确定。

5 采用冷水大温差系统的相关工程

表5给出了国内采用冷水大温差的几个工程[10-19]的相关信息。

6 结论

1) 采用冷水大温差时，需要考虑空调系统冷源形式、冷水输送半径、末端形式、中间能量转换(即中间换热器接力换热)次数等多种因素，需根据项目的实际情况，通过经济分析比较后确定合适的温差。

2) 末端以全空气空调机组为主，冷水采用大温差形式时，进水温度不应高于8 ℃，温差不应大于10 ℃，温差随输送半径的加大而增加。末端为常规风机盘管时，进水温度不应高于8 ℃，冷水可采用大温差形式，温差不应大于6 ℃；末端为大温差专用风机盘管时，进水温度不应高于8 ℃，冷水可采用大温差形式，温差不应大于8 ℃。

3) 为降低运行能耗，提高供冷效率，超高层空调水系统分区应减少，超高层建筑最多换热次数不超过2次[20]，末端进水温度不超过8 ℃。

4) 随着空调水系统输送半径加大，冷水的温差也应加大，一般不大于10 ℃。

5) 采用大温差冷水机组时，部分负荷时变频冷水泵的水流量不应低于冷水机组最低允许水流量。