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冷水侧和冷却水侧大温差设计

近年来大温差空调水系统方案受到广泛关注。《公共建筑节能设计标准》(GB 50189-2005)要求冷冻水供、回水温差不小于5℃,并阐明某些实际工程采用8℃温差,获得了良好的节能效果, 如位于上海浦东地区的中保大厦。大温差系统可以减少空调水系统初投资,降低空调系统能耗,深受空调专家推崇,市场发展前景广阔。

1. 为什么要大温差?

大温差的目的是为了优化空调系统各设备间的能耗配比,在保证舒适度的前提下,减少冷量输配的能耗,减少冷却塔和末端空调箱的能耗,同时降低初投资。大温差可以在冷水侧,冷却水侧实现,也可以在空气侧实现。本文主要介绍冷水侧和冷却水侧的大温差。

在过去的30 年中,随着冷水机组的技术改进和机载控制技术的革新,冷水机组的单位冷量能耗大大下降,目前冷水机组的最高效率为0.45kW/Ton 或COP为7.8(Trane ARI 额定工况) 。我们把目光转向系统,在70年代,通常一个冷站的年能耗中,冷水机组所占的比例为73%,冷水泵和冷却水泵所占的能耗为18%,冷却塔所占的能耗为9%。当今(2000’s )的冷水机组,机组的年运行能耗下降了,占机房年能耗的58%,而冷水泵和冷却水泵(占26%)以及冷却塔(占16%)占机房能耗的比例上升了。其实水泵和冷却塔的效率并没变差,只是

相对于冷水机组的能耗比例上升了。

考虑冷量计算的基本公式,Q = m Cp △T。假定比热Cp 为常数。为保持冷量Q 不变,既可以提高水的流量m 并减小温差△T,也可以降低水的流量且增大温差。这意味着既可以增加水泵耗功并减少机组耗功,亦可相反,但两条路的总耗功不一定相同。

为了理解大温差系统在运行上的低能耗特点,选择一个1800 冷吨(6329kW)的旅馆空调系统来分析。该旅馆设在上海,全年空调运行时间为5月至11月共计7个月。比较两种系统设计方案,见表1。

表1两种系统设计方案

系统设计方案

方案1

方案2

(常规温差)

(大温差)

供回水温度

冷水7-12℃

冷水5-13℃

冷却32-37℃

冷却32-40℃

3台冷水机组

COP=5.97

冷量2110kW

COP=5.61

冷量2110kW

4台冷水泵

(三用一备)

功率55 kW

功率 37kW

流量100 l/s

流量63l/s

扬程320kPa

扬程320kPa

4台冷却水泵

(三用一备)

功率55 kW

功率37kW

流量119 l/s

流量75l/s

扬程280kPa

扬程280kPa

冷却塔

CTI认证

15227型号

功率11 kW

功率11kW

8台

6台

采用System Analyzer 进行全年运行模拟分析,计算全年主机水泵和冷却塔的运行能耗,见图1。


图1 两种方案的年运行能耗比较

能耗分析表明,采用大温差以后,冷却塔的年能耗从460,444kWh降低到353,899kWh,降低23.1%;水泵的年能耗从1,286,796kWh 降低到808,077kWh,降低37.2%;冷水机组的年能耗从3,452,491kWh 上升到3,722,886kWh,增加7.8%;以上三项汇总, 年冷水机房总能耗从5,199,731kWh 降低到4,884,792kWh,降低6.1%。

从上述模拟结果看,大温差的系统意在使冷水机组承受相对严厉的工况来使系统的其他部分诸如水泵,冷却塔的能耗得以降低,从而达到系统运行总能耗降低的目的。

2. 低温低流,使表冷器更冷

冷水的供回水温度和温差的设定要兼顾到冷水机组和末端表冷器的换热效率。

2.1. 冷水侧或蒸发器侧大温差

冷水侧或蒸发器侧大温差实现的关键是冷水机组和末端。冷水机组要求能提供低于常规的冷水出水温度,如6℃,5℃,4℃等。毫无疑问,现在的冷水机组不但能够生产低温水,甚至可以制冰(乙二醇介质)。我们相信现代的技术已完全有能力制造出冷水侧低温出水,冷却水侧高温出水的大温差机组。那么末端的表冷器是否能够在低流量,低温供水的工况下实现大温差换热来响应冷水机组的大温差呢?

2.2. 使表冷器更冷

根据实验与分析,冷水侧的大温差应该是朝着低温的方向发展,使表冷器更冷。低冷水温度可以增加表冷器换热时冷水与空气间的对数温差,虽然大温差形成的低流量会降低表冷器的换热系数,但总体上,末端的表冷器的换热量是增加了,因为对数温差引起的换热增加大于流量减少导致的换热减少,换句话,合理配置低温低流,换热充分的末端表冷器在大温差工况下不但不会增加投资,而且可以降低投资。

在低温低流下冷量的增加也得益于表冷器盘管内的扰流形成。通常,流量减少会使流体在管内的扰动减少,管内流动从扰流向层流变化,这时,在管内的扰流器设置会使水流增加扰动,提高换热系数。

3. 高温低流,使冷却塔更热

冷却水侧大温差的关键是冷水机组和冷却塔。冷却塔选型的主要参数为水流量G,进入冷却塔的热水温度HWT,离开冷却塔的冷水温度CWT,环境湿球温度WBT。

3.1. 逼近度

冷却塔的逼近度Approach 是离开冷却塔的冷却水温度CWT 与环境湿球温度WBT 的差值。比如,上海夏季的室外空调计算湿球温度是28.2℃,离开冷却塔的冷水温度为32 ℃ , 那么逼近度为3.8 ℃Approach=CWT-WBT=32-28.2℃=3.8℃。

如果环境的湿球温度是“驱动力”,那么离开冷却塔的冷水温度就是“结果”。逼近度体现了冷却塔换热过程中的“驱动力”与产生的“结果”之间的关系。在一定的地域,较小的逼近度可以提供较低的冷却塔冷水温度,前提是选用较大冷却塔和较大的冷却塔风扇,这样冷却塔的初投资和运行费用会增加,占地面积增加。

3.2. 冷却塔的进出水温差

增加冷却塔的进出水温差可以降低冷却塔的初投资和运行费用,但会使冷水机组的运行效率变差。温差该设定多少才比较经济呢?

3.3. 使冷却塔更热

较大温差使得冷却水系统的综合效率提高。从常规的5℃(32/37℃),提高温差到7℃(32/39℃),8℃(32/40℃),提高了冷却塔的换热效率, 降低了冷却塔、冷却水泵和相应管路系统的初投资。以1000RT 冷水机组选择冷却塔配置方案为例,比较二种方案的结果见表2,经过CTI 认证的国际品牌冷却塔电脑选型软件输出结果见图2、图3。

表2冷却塔的配置方案比较

冷却塔

方案1

方案2

配置方案

(常规温差)

(大温差)

冷却水温度

32-37℃

32-40℃

湿球温度

28.2℃

28.2℃

水流量

199l/s

125 l/s

冷却塔

4台

3台

CTI认证

15250型号

14.92kW/台

14.92kW/台

散热冗余

8.2%

3.4%

我们发现,相同的冷却塔在常规温差下需要四台,但在冷却水大温差工况下仅需要三台。冷却塔台数少了,占地面积小了,总价低了,耗电也少了。


4. 中保大厦大温差方案简介

中保大厦位于上海市浦东陆家嘴,是一座高38层,建筑面积为7.3 万平方米的5A 智能化办公楼。中保大厦于99 年4 月竣工,选用特灵2 台1000Ton和1 台500Ton 的冷水机组,由于采用大温差小流量系统设计,不仅节省了空调水系统的初投资,而且降低了空调水系统的整体能耗,每年可节约人民币约52.6 万元。大厦业主及物业管理部门对特灵的设备及节能效果比较满意。

4. 中保大厦大温差方案简介

该项目的冷冻水温差为6.8℃、比常规设计流量减少26.5%;冷却水温差为8℃,比常规设计流量减少37.5%。两种水系统方案的参数比较见表3

表3两种水系统方案的参数比较

水系统参数

常规方案

大温差方案

冷水温度(OC)

7/12

6.8/13.6

冷水流量(l/s)

386

284

冷却水温度(OC)

32/37

32/40

冷却水流量(l/s)

606

379

使用空调系统分析软件SystemAnalyzer模拟该大厦 建筑物的负荷,与实际冷负荷比较,10个月的平均误差2%左右,最大误差6.23%。System Analyzer软件的分析步骤见图5, 模拟结果见表4和图6


使用System Analyzer 空调系统分析软件模拟该大厦5 月至10 月的空调系统运行情况,结果表明大温差小流量系统方案可节约6.9%的空调系统运行费用,模拟结果见表5 和图7 该软件模拟结果与该大厦的实际运行情况相接近。


表5两种水系统方案的耗电量比较

常规方案耗 电量(kWH)

大温差方案 耗电量(kWH)

差值%

五月

518,916

487,137

6.12

六月

549,929

515,584

6.25

七月

557,827

518,596

7.03

八月

653,614

606,468

7.21

九月

515,335

482,128

6.44

十月

486,127

445,531

8.35

月平均耗电

546,958

509,241

6.90

年度耗电

3,281,748

3,055,444

6.90

5. 小结

由于冷水机组和末端空调设备以及冷却塔的性能改善与技术进步,在冷水侧和冷却水侧的大温差设计方案,相对于7/12℃和32/37℃的常规系统设计,可以减少空调水系统初投资,降低空调系统能耗。空调系统分析软件的全年运行模拟和冷却塔的电脑选型结果表明,冷水侧和冷却水侧大温差的设计方案切实可行,上海中保大厦的实例说明了大温差设计的节能效果。

来源:暖通南社

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