摘要：在楼宇空调水系统设计方案中，冷水机组的冷冻水供、回水温差通常为5 ℃。近年来冷水机组的效率提高很快，同时大温差小流量的空调水系统方案受到了更多关注。本文分析说明大温差小流量的空调水系统方案经过优化可以减少空调系统的总能耗和配套设备的初投资，探讨在该方案中空调水系统末端设备的选择问题，并结合工程实例说明该方案的应用效果。
关键词：冷水机组 空调水系统 运行费用 初投资
0 前言
近年来中国许多大中城市夏季电力短缺现象日趋严重，已影响了当地的经济发展和人民生活。夏季空调设备的耗电量节节攀升，高峰时甚至消耗约40 %的城市电力供应，因此节约用电迫在眉睫。
于2005年实施的《冷水机组能效限定值及能源效率等级》（GB19577-2004）和《公共建筑节能设计标准》（GB 50189-2005）均提出了强制性的冷水机组能效比要求，为空调设备节约用电打下坚实基础。
由于楼宇的空调电费取决于整个空调系统的能耗，因此不仅需要提高空调设备本身的效率，而且要优化空调系统设计，降低楼宇空调系统的整体能耗。楼宇空调的冷水系统一般包括冷水机组、冷却塔、冷冻水水泵及冷却水水泵等几个主要的耗能部件。在过去的30年内，冷水机组的效率几乎提高了一倍，冷水机组占整个系统能耗的比例已降低了20 %，而冷却塔和水泵的能耗比例提高了10 %（图1）。需要优化空调系统的设计方案，调整各部件所占系统能耗的分配比例来降低整个系统的能耗。
图1 过去30年内冷水系统能耗百分比的变化
1 优化空调水系统
多年来冷水机组的冷冻水供、回水设计温差通常为5 ℃。冷水机组提供的冷量与冷冻水的供、回水温差和流量有关，计算公式如下：
Q = M*Cp*DT （1）
式（1）中假定比热Cp为常数。若所需的冷量Q不变，则既可采用增大流量M而减小温差DT的方案（即增加水泵耗功而减少机组耗功），又可采用减少流量M而增大温差DT的方案（即减少水泵耗功而增加机组耗功），而这两种方案的系统总能耗可能并不相等。
为了分析系统总能耗如何随水流量和水温差而变化，在表1中选择4种不同的流量/温差方案进行了计算。表中2.4/3.0 gpm/ton这一基准方案也是ARI的标准额定工况。本例中对系统的构成不作详细介绍。
表1 水流量对系统总能耗的影响
水流量方案 | 2.4/3.0 | 2.0/3.0 | 1.3/3.0 | 1.3/2.0 |
冷冻水流量 | gpm/ton | 2.4 | 2.0 | 1.3 | 1.3 |
m3/h.kW | 0.155 | 0.129 | 0.084 | 0.084 |
温差 | oF | 10 | 12 | 18 | 18 |
oC | 5.6 | 6.7 | 10 | 10 |
进口温度 | oF | 54 | 54 | 60 | 60 |
oC | 12.2 | 12.2 | 15.5 | 15.6 |
出口温度 | oF | 44 | 42 | 42 | 42 |
oC | 6.7 | 5.6 | 5.6 | 5.6 |
冷却水流量 | gpm/ton | 3.0 | 3.0 | 3.0 | 2.0 |
m3/h.kW | 0.194 | 0.194 | 0.194 | 0.129 |
温差 | oF | 10 | 10 | 10 | 15 |
oC | 5.6 | 5.6 | 5.6 | 8.3 |
进口温度 | oF | 85 | 85 | 85 | 85 |
oC | 29.4 | 29.4 | 29.4 | 29.4 |
进口温度 | oF | 95 | 95 | 95 | 100 |
oC | 35 | 35 | 35 | 37.8 |
年耗电量(kWh) | | | | |
压缩机 | 477,231 | 494,871 | 492,466 | 516,377 |
冷却塔 | 147,963 | 148,756 | 148,648 | 114,928 |
冷冻水水泵 | 218,894 | 126,731 | 37,725 | 37,725 |
冷却水水泵 | 329,508 | 329,508 | 329,508 | 97,534 |
系统总能耗 | 1,173,596 | 1,099,866 | 1,008,347 | 766,564 |
基准方案百分比 | 100% | 94% | 86% | 65% |
这4种方案的能耗对比见图2。可见，随着水流量的减小，整个系统的总能耗是逐渐减小的，冷却水水泵、冷冻水水泵及冷却塔的能耗也是逐渐降低的，而压缩机的能耗则反而增多。这个变化趋势是与水流量减小而水温差增大有关的。
图2 冷水系统的总能耗随工况的变化
图3 部分负荷下的节能效果
上文分析了空调系统全负荷下的系统总能耗。对于部分负荷，同样可以进行类似的计算分析，其结果如图3所示，大温差小流量系统在部分负荷下的节能趋势与常规的定流量系统的相似，但节能效果更为显著。因为在部分负荷下，当制冷量减小时，冷水机组的能耗随着降低，对于常规的定流量系统，冷却水水泵、冷冻水水泵及冷却塔的能耗几乎不变，故水系统总能耗的减小趋势不够显著；而对于大温差小流量系统，当制冷量减小时，冷却水水泵、冷冻水水泵及冷却塔的能耗也随着降低，因此水系统的总能耗的减小趋势更为显著。
如上所述，大温差小流量系统能够降低空调水系统总能耗。那么，该系统对初投资又有什么影响呢？
在以上的能耗分析中，我们假设系统设备不变。实际上，大温差小流量系统还可以减小水泵的尺寸、阀的大小、管道的直径及保温材料的用量等等。表2列出了在一个实际项目中，冷冻水温差由10 oF (5.56 oC ) 增至 18 oF (10 oC )时实际成本的变化。可见，系统初投资的减小趋势是明显的。
表2 大温差小流量系统初投资
部件 | 成本降低幅度（%） |
管路 | 38% |
阀门 | 39% |
保温层 | 16% |
人工费 | |
水泵 | 32% |
近年来大温差小流量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，获得良好的节能效果。但是在推广大温差小流量空调水系统方案时，需考虑以下三点：
1)水系统不同，最优化的工况可能不同，具体取决于空调负荷特点、外部环境、设备性能等。
2)冷水机组应能够在宽广的蒸发温度与冷凝温度范围内可靠地运行，并保持较高的制冷效率。
3）水流量不是越小越好，水泵及冷却塔节省的能耗应大于空调设备传热效率可能下降所增加的能耗。
2 水系统末端设备的选择
由于水系统末端设备(空调箱、风机盘管等)通常按照冷冻水供、回水5 ℃温差进行设计和制造，故人们担心现有的水系统末端设备应用于大温差小流量系统时，能否提供充足的冷量和合适的空调出风温度。
2.1 理论分析
以12000 m3/h风量的空调箱为例，在冷冻水供、回水温差分别为5.5 ℃和8.9 ℃时，理论分析水盘管的热交换量（冷量）的差别，如图4所示。
图4 水盘管热交换温度趋势图
水盘管的热交换量计算公式如下：
Q=U*S*LMTD (2)
假设式(2)中传热系数U不变，传热面积S不变，则水盘管的热交换量Q仅与空气与水的对数平均温差LMTD有关。
LMTD=(TD2-TD1)/Ln(TD2/TD1) (3)
式(3)中TD1、TD2分别为水盘管的进水端和出水端的空气与水的温差
根据图4的温度数据和公式（3），计算结果如下：
冷冻水5.5 ℃温差(12.2/6.7 ℃)时：LMTD=9.7
冷冻水8.9 ℃温差(13.9/5.0 ℃)时：LMTD=10.1
2.2 电脑模拟
根据公式（2）及假设传热系数U不变，可得出在冷冻水供、回水温差大时，水盘管的热交换量（冷量）增大的结论。实际上,在设计时必须考虑水流量变化对于水盘管传热的影响,并对其结构参数作相应的调整。
首先在常规的空调混风工况、新风工况条件下，通过电脑选型软件（如特灵公司的TOPSS软件），在冷冻水供、回水温差分别为5.6 ℃、8 ℃、10 ℃时，比较所选择水盘管的排数，以便判断是否需要更新水系统末端设备。
以10000 m3/h风量的空调箱和1000 m3/h风量的风机盘管为例，在冷冻水供、回水温度分别为7.2℃/12.8 ℃、5.6 ℃/13.6 ℃、5.6 ℃/15.6 ℃三种情况下，电脑选型得出的所需水盘管的排数见表3。
表3 冷冻水供、回水温差对盘管排数的影响
盘管选型 | 水温差℃ | 进风工况 | 出风工况 |
6 | 8 | 10 | DB℃ | WB℃ | DB℃ | WB℃ |
盘管排数 | 空调箱 | 4 | 6 | 6 | 26.8 | 20.2 | 15 | 14.6 |
空调箱 | 4 | 4 | 6 | 35 | 28.2 | 17.5 | 16.8 |
风机盘管 | 3 | 3 | 4 | 24 | 17 | 15.8 | 13.6 |
从表3中看出：冷冻水供、回水温差为8℃时，所需的水盘管排数无需增加（混风工况除外），水温差为10℃，所需的水盘管排数均需增加。
其次，可在水盘管内部加装扰流器强化换热，如图5所示，以达到减少水盘管排数的目的。?
图5 水盘管扰流器（Turbulator）
采用与上文相同的方法，通过电脑选型软件（如特灵公司的TOPSS软件）得出的所需水盘管排数列在表4中。
表4 扰流器对盘管排数的影响
盘管排数(有否扰流器) | 进风工况 | 出风工况 |
△T=8℃ | △T=10℃ |
有 | 否 | 有 | 否 | DB | WB | DB | WB |
4 | 6 | 4 | 6 | 26.8 | 20.2 | 15 | 14.6 |
4 | 4 | 4 | 6 | 35 | 28.2 | 17.5 | 16.8 |
从表4中看出：冷冻水供、回水温差越大，加装扰流器减少水盘管排数的作用越明显。
以上讨论未涉及盘管水压降不同对水泵能耗的影响。还在同一进风工况下，忽略了不同盘管排数所引起的出风工况参数的微小差别。
综上所述，我们能够选择合适的水系统末端设备，满足大温差小流量系统方案的需求。 3 大温差小流量的应用实例
上海市中保大厦是一座高38层建筑面积为7.3万平方米的高级办公楼，于99年4月竣工。该项目使用2台1000 Ton（3,500 kW）和1台500 Ton（1,750 kW）的冷水机组，采用大温差小流量系统设计，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 %。使用特灵公司的空调系统分析软件System Analyzer 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，节约人民币约15.8万元。该软件模拟结果与目前该大厦的实际运行情况相当接近。
在改建项目中，大温差小流量系统具有独特优势。由于建筑物使用功能改变，可能导致建筑物空调负荷相应增加。利用原有的冷冻水输送管道，在水流量不变的情况下，增大冷冻水的供、回水温差，可以提供更多的冷量，满足新增空调负荷的要求。大温差小流量系统在初投资方面的节省潜力更为显著。如果某楼宇需将其冷水系统的冷量由500 Ton（1,750 kW）增至700 Ton（2,450 kW），不必更改其冷却系统，而只需将冷却水流量由3 gpm/ton (0.194 m3/h.kW) 降为 2 gpm/ton (0.129 m3/h.kW) 使机组在较高的冷凝温度下运行。位于美国科罗拉多州丹佛市的JD Edwards办公楼群，其改建项目就是一个很好的例证。其冷水系统节省了35 %的初投资，使总成本节省了17 %。位于Logan机场的低流量系统为业主节省了43.6万美元的初投资及7.3 %的运行费用[3]。
4 结论
降低空调系统的整体能耗，不仅需要提高空调设备本身的效率，而且要优化空调系统设计方案。大温差小流量系统方案着眼于减少整个冷水系统的能耗和初投资。
传统的空调设计工况不一定是最佳的运行工况。水系统不同，最优化的工况可能不同，具体取决于空调负荷特点、外部环境、设备性能等。
大温差小流量系统方案要求冷水机组能够在宽广的蒸发温度与冷凝温度范围内可靠地运行，并保持较高的制冷效率，需要正确选择空调水系统末端设备。
诸多实例表明大温差小流量系统方案是切实可行的，具有广阔的应用前景。
1. Peter Xia. Building Energy Saving from Chilled-Water System Optimization. 特灵空调资料
2. 吴 刚. 大温差冷冻水系统设计探讨. 特灵空调资料
3. Mick Schwedler. High Performance Chilled Water Systems. Trane Engineering Presentation 2003
4. Donald P.Fiorino. Achieving High Chilled Water Delta Ts. ASHRAE Journal, 1999
5. Wayne Kirsner. Designing for Chilled Water Supply Temperature. ASHRAE Journal, 1998
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