摘要 本文阐述了对冷水大温差组合式空调机组的研制开发过程中所作的大量试验研究工作，包括表冷器排数、迎风面积、冷冻水初温、肋片材质、管程数等对空调机组性能的影响。并对试验结果进行了对比分析，提出了设计冷水大温差机组的技术要求。
关键词 冷水大温差 组合式空调机组 表冷器 | 1 引言
冷水和冷却水的输送耗电量通常占空调总耗电量的25%左右，因此水系统节能十分重要。常规空调系统的冷水温差为5℃，名义工况冷水供回水温度为7℃/12℃，而大温差系统的冷水温差为8～10℃。由于冷水温差的加大，因此冷水量、水管直径、水泵容量都减小，使初投资和运行费降低，初投资可以降低5%～10%，年运行费可以降低30%～50%。
我们在研究冷水大温差系统时进行了大量试验，通过对试验结果的分析，掌握了设计冷水大温差空调机组的技术参数，并在此基础上开发了大温差系列空调机组。我们将研究成果运用于某市地铁站台空调工程的全部组合式空调机组的设计中。产品经公司检测中心、同济大学供热通风与空气调节实验室和国家空调设备质量监督检测中心的检测，测试结果完全达到了设计要求。
冷水大温差组合式空调机组不仅采用了冷水大温差技术，而且采用了特殊的结构设计，消除了冷桥现象，独特的防漏风设计则使机组漏风率远远低于国家标准。此外，采用的均流措施使空调机组的断面风速均匀度等各项指标均优于国家标准。
2 冷水大温差组合式空调机组的研制
对组合式空调机组而言，冷水大温差主要是通过表冷器来实现的，因此，为了保证表冷器的进/出水温差达到8～10℃，则必须对表冷器结构及其相关技术参数进行深入的研究。
我们研究的重点是：如何优化表冷器的结构参数（如排数、迎风面积、管程数等）以保证冷水和空气通过表冷顺能够得到更充分的热交换，从而达到冷水大温差（8～10℃）的要求。通过这些研究可以达到下列目的：a、当供回水为大温差时，空调机组能够满足设计工况下所需的冷量，并且空气阻力、水阻力等各项技术参数处在经济合理的范围值之内；b、减少空调系统投资与运行费用。由于大温差空调机组能够在相同的进水温度条件下，采用较小的水量，产生与常规系统相同的冷量，因此，采用冷水大温差空调系统的水管路及其附件、保温和水泵等初投资和系统运行费用比常规系统都要减少，而且空调系统越大，其优越性越明显。
3 冷水大温差对空调机组性能的影响
对于冷水采用5℃温差的空调机组而言，由于：a、冷水机组的水量是按照5℃温升确定的；b、通常表冷器管内水流速偏低；c、系统安全系数较大，因此空调机组冷水大温差即使无法保证规定的5℃，对空调系统的影响也不是太明显。但是当冷水系统采用大温差后，冷水温差由5℃增在到8～10℃，由于：a、冷水机组的水量已按照水温8～10℃设计；b、为体现大温差的优越性，水系统的管径已按大温差设计；c、水泵已按照大温差进行选型。因此，如果此时仍然采用常规温差空调机组，其性能会发生很大的变化。通常情况下会出现下列几个问题：a、空调系统很可能因为空调机组冷水温升过小而冷量不够，若要保证空调系统的冷负荷要求，需要增加空调机组的数量，从而增加初投资和运行费；b、空调机组按照常规空调系统设计，为了保证空调机组的冷水温升，使其水流量减小而导致冷量不足，同样需要增加空调机组的数量，来保证空调系统的冷负荷要求；c、空调机组的去湿能力下降，导致室内相对湿度增加，使人员的舒适度降低。
试验结果（见表1）表明：冷水大温差对空调机组的影响较大。如果采用与常规空调机组相同的配置，空调机组的热工性能将明显降低，当冷水温差由5℃加大到10℃时，表冷器的产冷量下降，出风温度上升。因此，采用冷水大温差系统时，不能原封不动的使用原有空调机组，否则，将不满足大温差空调系统的要求。
不同温差对空调机组性能影响的试验 表1 性能 | 表冷器1 | 表冷器2 | Δt=5℃ | Δt=10℃ | Δt=5℃ | Δt=10℃ | 进水温度(℃） | 7 | 6 | 7 | 6 | 进风干/湿球温度(℃） | 27.01/19.54 | 26.86/19.32 | 27.00/19.55 | 26.83/19.61 | 出风干/湿球温度(℃） | 14.01/13.24 | 17.21/15.56 | 15.66/15.23 | 18.62/18.20 | 水量（t/h） | 0.857 | 0.298 | 2.244 | 0.816 | 水流速(m/s) | 1.11 | 0.387 | 0.85 | 0.31 | 水阻力(kPa) | 28.42 | 5.44 | 19.62 | 3.34 | 冷量(kW) | 4.979 | 3.325 | 13.0 | 9.5 | 风量(m3/h) | 798.14 | 875.87 | 1425.6 | 1431.9 | 迎面风速（m/s） | 1.3 | 1.44 | 2.079 | 2.088 | 冷风比（W/ m3/h） | 6.24 | 3.80 | 9.119 | 6.635 |
为了研制冷水大温差空调机组，确认设计空调机组时应采取哪些技术措施才能使空调机组满足冷水大温差空调系统的要求，我们做了大量的试验（见表2～5），由于篇幅限，下面我们只将排数、迎风面积、冷水初温、肋片材质等对空调机组性能影响的试验结果列出，并进行分析。
4 表冷器排数对空调机组性能影响的试验
表冷器排数对空调机组性能影响的试验 表2 性能 | 排数 | 4 | 6 | 8 | 管程数 | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | 进水温度(℃） | 7 | 7 | 7 | 7 | 7 | 7 | 水温差(℃） | 5 | 10 | 5 | 10 | 5 | 10 | 进风干/湿球温度(℃） | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 出风干/湿球温度(℃） | 15.57/13.97 | 16.90/15.30 | 13.36/12.14 | 14.97/13.75 | 12.16/11.06 | 13.91/12.81 | 冷量(kW) | 16.35 | 12.65 | 21.14 | 16.93 | 23.81 | 19.40 | 水量(t/h) | 2.81 | 1.09 | 3.64 | 1.46 | 4.09 | 1.67 | 水流速(m/s) | 1.05 | 0.41 | 0.90 | 0.36 | 0.76 | 0.31 | 水阻力(kPa) | 16.25 | 8.38 | 17.35 | 9.22 | 12.46 | 2.10 | 空气阻力(Pa) | 99.40 | 99.28 | 135.88 | 135.78 | 164.11 | 162.38 | 迎面风速（m/s） | 2.30 | 2.30 | 2.30 | 2.30 | 2.30 | 2.30 |
从表2中的数据看出：相同规格的表冷器，当冷水温升由5℃增加到10℃时，表冷器冷量下降的幅度与表冷器排数有关，下降比例分别为：22.6%（4排）、19.9%(6排)、18.5%（8排）。表中数据同时也表明：当冷水温升由5℃增加到10℃时，表冷器增加两排后，其产冷量与原有表冷器的产冷量相近，但空气阻力增大了。
显然，当采取增加表冷器的排数来保证表冷器的出风温度和冷量时，表冷器的水阻力、水量减小。由于水流速较低，因此，对表冷器的热交换性能产生了很大的影响，并导致表冷器产冷量下降。
5 表冷器迎风面积对空调机组性能影响的试验
表冷器迎风面积对空调机组性能影响的试验 表3 性能 | 表冷器排数 | 4 | 6 | 8 | 管程数 | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | 迎风面积（m3） | 0.36159 | 0.48006 | 0.36159 | 0.4953 | 0.36159 | 0.50292 | 进水温度(℃） | 7 | 7 | 7 | 7 | 7 | 7 | 水温差(℃） | 5 | 10 | 5 | 10 | 5 | 10 | 进风干/湿球温度(℃） | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 出风干/湿球温度(℃） | 15.57/13.97 | 15.47/13.97 | 13.36/12.14 | 13.21/12.10 | 12.16/11.06 | 12.03/11.06 | 冷量(kW) | 16.35 | 16.35 | 21.14 | 21.22 | 23.81 | 23.82 | 水量(t/h) | 2.81 | 1.41 | 3.64 | 1.82 | 4.09 | 2.05 | 水流速(m/s) | 1.05 | 0.52 | 0.90 | 0.45 | 0.76 | 0.38 | 水阻力(kPa) | 16.25 | 10.02 | 17.35 | 10.78 | 12.46 | 3.16 | 空气阻力(Pa) | 99.40 | 64.62 | 135.88 | 75.33 | 164.11 | 98.76 | 迎面风速（m/s） | 2.30 | 1.71 | 2.30 | 1.65 | 2.30 | 1.62 |
从表3中的数据，我们可以看出，采用增加表冷器的迎风面积来保持表冷器出风温度和冷量不变的方法时，表冷器的水量、水阻力、空气阻力、迎面风速均减少。同样由于水流速太低，对表冷器的产冷量产生了很大的影响。
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6 冷冻水初温对空调机组性能影响的试验
冷冻水初温对空调机组性能影响的试验 表4
性能 | 表冷器排数 |
4 | 6 | 8 |
管程数 | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 | 10 |
进水温度(℃） | 7 | 4.55 | 7 | 4.55 | 7 | 4.55 |
水温差(℃） | 5 | 10 | 5 | 10 | 5 | 10 |
进风干/湿球温度(℃） | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 | 27/19.5 |
出风干/湿球温度(℃） | 15.57/13.97 | 15.58/13.98 | 13.36/12.14 | 13.33/12.11 | 12.16/11.06 | 12.15/11.05 |
冷量(kW) | 16.35 | 16.32 | 21.14 | 21.22 | 23.81 | 23.83 |
水量(t/h) | 2.81 | 1.40 | 3.64 | 1.82 | 4.09 | 2.05 |
水流速(m/s) | 1.05 | 0.52 | 0.90 | 0.45 | 0.76 | 0.38 |
水阻力(kPa) | 16.25 | 10.01 | 17.35 | 10.77 | 12.46 | 3.16 |
空气阻力(Pa) | 99.40 | 99.40 | 135.88 | 135.88 | 164.11 | 164.12 |
迎面风速（m/s） | 2.30 | 2.30 | 2.30 | 2.30 | 2.30 | 2.30 |
表4中的数据表明：当表冷器的时水初温为7℃（温升5℃时），其产冷量与进水初温为4.5℃左右（温升10℃）时的产冷量基本相同。表中数据同时还表明：在10℃温升的条件下，降低表冷器的进水温度，其空气阻力基本不变，但水量、水阻力明显降低，水流速也变小。显然，由于水流速低，对表冷器的产冷量产生了一定的影响。文献4认为，当冷水机组出水温度为6℃，冷水温差为8℃时，冷水大温差的节能效果最佳，冷水流量减少37.5%，冷水泵能耗减少54%，冷水机组单位质量制冷量能耗与名义工况下能耗相当，效率降低较小。当冷水机组出水温度为5℃、进出口温差为10℃时，冷水机组的单位质量制冷量能耗和单位质量有效能损失均过大。因此只有在冷水机组能耗增加小于冷水泵能耗减少的情况下，才能取得真正的节能有效果。文献5认为，表冷器冷水进出口温差为7℃/17℃时，空调系统实投资不降反增，由于冷水机组处于极限状态，有的生产厂供应不了此类产品。
7 表冷器肋片材质对空调机组性能影响的试验
表冷器肋片材质对空调机组性能影响的试验 表5
性能 | 冷水温差 |
Δt=5℃ | Δt=10℃ |
铝箔材质 | 普通 | 亲水 | 普通 | 亲水 |
进水温度(℃） | 7 | 7 | 6 | 6 |
风量(m3/h) | 833 | 836 | 875 | 839 |
冷量(W) | 5639 | 5890 | 3971 | 4471 |
水量（kg/h） | 993 | 1015 | 350 | 395 |
水阻力(kPa) | 11.5 | 12.4 | 17.7 | 23.5 |
冷风比(W/m3/h) | 6.7695 | 7.0455 | 4.5383 | 5.329 |
比率(%) | 100 | 104.08 | 100 | 117.42 |
从表5的数据我们可以看出：表冷器肋片材质的变化，对表冷器产冷能力将有一定程度的影响，涂亲水膜的表冷器翅片可以强化换热效果，增大产冷量。
8 表冷器选型设计与检测结果的对比
根据试验结果所编制的冷水大温差表冷器设计软件，对表冷器进行选型设计，然后经过权威检测机构的检测，结果对比见表6。
表冷器选型设计与检测结果的对比 表6
| 性能 | 设计 | 检测 |
风量(m3/h) | 7500 | 7398.4 |
排数(排） | 6 | 6 |
表面管数(根) | 14 | 14 |
管程数 | 12 | 12 |
迎风面积(m2) | 0.828 | 0.828 |
迎风风速(m/s) | 2.517 | 2.483 |
进水温度(℃） | 8.00 | 8.00 |
进出水温差(℃） | 9.00 | 9.00 |
进风干/湿球温度(℃） | 28.964/23.638 | 29.00/23.50 |
出风干/湿球温度(℃） | 17.83/17.50 | 16.55/16.25 |
水流速(m/s) | 1.12 | 1.187 |
水量（kg/h） | 5186 | 5498 |
水阻力(kPa) | 32.456 | 34.27 |
冷量(W) | 54300 | 58735 |
冷风比(W/m3/h) | 7.24 | 7.939 |
冷风比比率(%) | 100 | 109.65 |
从表6中的冷风比比率值上可以看出：选型设计有接近10%的设计富余量，这一点是非常必要的。我们知道：随着空调系统运行时间的增加，将会出现表冷器翅片表面沈积灰尘，铜管内壁腐蚀结垢等现象，因此，表冷器传热性能将有一定程度的下降。如果表冷器设计时没有适当的富余量将导致空调机组产冷能力下降，并影响空调系统的运行质量。显然，适当的设计富余量对确保空调系统的正常运行是十分必要和有利的。
9 结论
9．1 对于冷水大温差系统，采用常规空调机组是难于满足要求的，必须采用冷水大温差专用空调机组。对于同一规格的表冷器，当冷水温差由5℃提高到10℃时，表冷器产冷量下降，出风温度上升。本文只适用于全空气系统的组合式空调机组，不宜用于其它空调机组。
9．2 为了使空调机组能够满足冷水大温差空调系统的要求，可以采取增加表冷器排数、增加表冷器传热面积、降低冷水实温、改变表冷器管程数、改变表冷器的肋片材质等方法。当然，最终采取何种方法应根据工程项目的要求，进行具体的技术经济比较分析后才能确定。其关键在于如何确定最佳的表冷器设计方案。
9．3 表冷器加大换热面积可以增大产冷量，比增加排数的效果更好。其中缩小表冷器翅片片距来增大换热面积，可以不加大机组外形尺寸，但会啬表冷器造价，增大空气阻力，清洗困难，容易脏堵。采用增加表冷器迎风面积来保持表冷器出风温度和产冷量不变的方法时，表冷器的空气阻力、迎面风速均会减小。但会加大空调机组的外形尺寸，增加造价，增大机房面积，显然业主是不欢迎的。但当场地允许时，可以优先考虑采用增大迎风面积的方法。
9．4 增加表冷器排数是为了补偿采用大温差后导致的冷量下降和出风温度升增加排数可以不影响空调机组宽与高的尺寸，但空调机组的长度会加大。同时会增加表冷器造价，增大空气阻力，相应增大空调机组电耗，而水量和水阻力却减小。表冷器排数一般在8排以内比较合适，10排以上就显得排数过多，换热效果增加不多，但空气阻力增大，造价也增加较多。
9．5 降低表冷器进水温度，可以加大产冷量。表冷器进水初温为7℃（温升为 5℃）时，其中冷量与进水温度为4.5℃左右（温升为10℃）时的产冷量基本相同。在10℃温升时，空气阻力不变，水量、水流速和水阻力明显降低。在大温差条件下，降低冷水机组的出水温度，冷水机组的性能是允许的。由于蒸发温度下降，将使制冷量下降，同时由于水流速减小，也会使制冷量减小。因此 决定表冷器进水温度时，不能单纯从表冷器提高产冷量考虑，同时也要综合考虑冷水机组降低制冷量的不利因素。不能按样本选用冷水机组，必须请制造厂根据软件计算选型。
9．6 加大管程数，提高水流速，明显加大表冷器产冷量，就尽量考虑。但如水速过高时，会使水阻力过大。另外由于表冷器结构限制，也只能在有限范围内调整管程数。
9.7表冷器翅片涂亲水膜，促使冷凝水迅速流走，使产冷量加大。
参考文献
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2 殷平，空调大温差研究（4）：空调冷水大温差系统经济分析，暖通空调，2001，31（1）
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4 许新明等，空调系统冷水大温差运行特性分析，制冷，2001，3
5 寿炜炜，空调用冷水温差的择优探讨，上海市制冷学会1999年年会论文集
6 ASHRAE 2001. ASHRAE Handbook-Fundamentals. Atlanta: ASHRAE Inc.
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