1、 February 2011 APP-APG005-ZH EarthWise System 大温差系统 中央空调节能系统设计指南(一)2 前言 2005年，我国GDP按照现金汇率计 算，相当于美国的1/8，但是消耗的电 力是美国的一半。我国消耗的电力比日 本还要多，但GDP只相当于日本的1/3 强。 目前，我国已有房间空调器亿 台，商用空调120万套，空调能耗已占 全国耗电量的15%左右。夏季用电高峰 时，空调用电量甚至达到城镇总用电量 的40%。 “绿色建筑”，“可持续发展”， “环保”，“节能”这些名词已经 不断地出现在媒体上，相应的国家规范 也陆续推出，如： 公共建筑节能设计标准GB 5
2、0189-2005； 房间空气调节器能效限定值及能 源效率等级GB120213-2004 单元式空气调节机能效限定值及 能源效率等级GB19576-2004为什么大温差的空调系统越来越受 到欧美设计顾问的青睐？大温差是一个 减少空调系统投资，降低能耗的先进观 念。上世纪90年代，西方很多空调设计 顾问对大温差的冷水系统进行了深入研 究并付诸实践，在项目的设计中采用了 大温差系统。在一些专业刊物中，已经 对利用大温差实现节省初投资，降低运 行费用有了充分的论述。如在1999年1 月HPAC杂志“优化冷水机房”(David W. Kelly)一文中，就提到了用大温差来 降低运行费用，减少初投资。
3、我们还记得十几年前笨重的大哥 大，到现在所使用的精巧手机，技术的 进步带来了芯片处理能力的提高，能耗 的降低。同样在空调系统中，大温差低 流量可以为我们实现低能耗，低初投资 的目标，并且可以节省宝贵的空间。 3 一、为什么要大温差 大温差的目的是优化空调系统各设 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，或是减少冷却 塔和末端空调箱的能耗，同时降低系统 初投资。大温差可以在冷水侧或冷却水 侧实现，也可以在空气侧实现。 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
4、 (Trane公司生产的 R123离心 式冷水机组, ARI额定工况)。根据图1-1 所示的冷水机组的效率进步曲线，当效 率接近卡诺循环这一极限，即COP接 近8.33时，机组的材料成本将会剧增， 其原因在于，为了使效率得到微小的提 高，不得不在换热器中增加很大的传热 面积。因此，即使机组效率可以继续提 高，其代价也是十分高昂的。 因此我们把目光转向系统，如图 1-2所示，在70年代，一个普通冷站的 年度能耗中，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%。而当今 （2000s）的冷水机组，其年运行能耗 已大大下降，仅占机房年能耗58%，而 冷水泵
5、和冷却水泵（占26%）以及冷却 塔（占16%）的能耗所占比例上升了。 其实水泵和冷却塔的效率并没变差，只 是在机房总能耗中的比例上升了。 把70年代冷水机房与现在机房的 能耗进行比较，无论是满载还是部分负 荷，当今机房内水泵、冷却塔的装机容 量所占的百分比都高于70年代，详见图 1-3。与冷水机组配套的水泵、冷却塔 是否还有进一步下降能耗的可能？答案 是肯定的。实施大温差可以有效地优化 系统，达到运行节能的效果，它不是着 眼于系统中的某一设备，而是作通盘的 考虑，追求系统总效率的提升和初投资 的降低。 考虑冷量计算的基本公式， Q=mCp T。假定比热Cp为常数。为保 持冷量Q不变，既可以通过
6、提高水的流 量m减小温差 T来实现，也可以降低水 的流量增大温差。这意味着既可以增加 水泵耗功减少机组耗功，亦可相反，但 两条道路的总耗功并不一定相同。 为了理解大温差系统在运行上的 低能耗特点，我们选择一个1800冷吨 (6329kW)的酒店空调系统来分析。该酒 店位于上海，全年空调运行时间为5月 至11月。 图1-1 冷水机组的效率进步 Cataloged at standard ARI conditions 根椐ARI标准的工况 0.90 0.800.70 0.60 0.50 kW/ton Year 1975 1980 1985 1990 1995 2000 2005 图1-2 70年代
7、与当今冷水机房年能耗 冷冻机chiller 冷却塔cooling tower 水泵pump 1970S 2000S 16% 26% 58% 18% 9% 73% 冷水泵 kW 冷却水泵 kW 冷却水塔 kW 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 20% 10% 0% 1970 2000 1970 2000 1970 2000 1970 2000100% 75% 50% 25% 占机房的百分比 “2000主机”kW “1970主机”kW 图1-3 70年代与2000年机房冷却塔，水泵， 冷水机组在各负荷段的能耗对比 方案1为常规温差，冷水侧7-12冷却水侧32-37，
8、其配置如下： 冷水机组：三台600冷吨(2110kW)离心机，效率为0.589 kW/Ton或COP为5.97 冷 水 泵：四台(三用一备)，单台流量为100 l/s，扬程320kPa，功率 55 kW 冷却水泵：四台(三用一备)，单台流量为119 l/s，扬程280kPa，功率 55 kW 冷 却 塔：八台，每台功率为11 kW(采用CTI认证的某品牌15227型号) 方案2为大温差，冷水侧5-13冷却水侧32-40，其配置如下： 冷水机组：三台600冷吨(2110kW)离心机，效率为0.627 kW/Ton或COP为5.61 冷 水 泵：四台(三用一备)，单台流量为63 l/s，扬程320
9、kPa，功率 37 kW 冷却水泵：四台(三用一备)，单台流量为75 l/s，扬程280kPa，功率 37 kW 冷 却 塔：六台，每台功率为11 kW(采用CTI认证的某品牌15227型号)4 一、为什么要大温差 采用System Analyzer 进行系统全年 运行模拟分析，计算全年主机水泵和冷 却塔的运行能耗。System Analyzer是 基于DOE-II 计算技术开发的能耗模拟分 析软件，可分析不同操作条件下空调系 统的能耗。版权归特灵所有。 由此可见，采用大温差以后，冷 却塔的年能耗从413,643kWh降低到 315,656 kWh，降低23.7%；水泵的年 能耗从1,146,
10、564kWh降低到719,955 kWh，降低37.2%； 冷水机组的年能耗从3,023,734kWh 上升到3,232,945kWh，增加6.9%。 以上三项汇总，年冷水机房总能耗 从4,583,941kWh降低到4,268,556kWh， 降低6.9%。参见图1-5。 从上述模拟结果看，大温差系统意 在让冷水机组承受相对严苛的工况来使 系统的其它部份诸如水泵、冷却塔的能 耗得以降低，从而达到系统运行节能的 目的。 System Analyzer Version 5.0 System Analyzer Version 5.0 冷水机组 图1-5 常规温差和大温差冷水机房年 能耗比较 水泵 冷
11、却塔 冷水机组 水泵 冷却塔 常规温差 大温差 4,583,941kWh 4,268,556kWh 根据系统模拟运行，在常规温差和大温差条件下每个月的能耗如下图： 常规温差机房年能耗 大温差机房年能耗 冷却塔 kWh 水泵 kWh 冷水机组 kWh 总耗电 kWh 一 月0000一 月0000 二 月0000二 月0000 三 月0000三 月0000 四 月0000四 月0000 五月 49,263 136,189 337,080 522,532 五月 37,543 85,517 361,581 484,640 六月 70,846 195,858 506,298 773,002 六月 53,
12、991 122,984 541,519 718,494 七月 76,613 211,800 620,224 908,637 七月 58,386 132,994 662,275 853,655 八月 76,613 211,800 607,085 895,498 八月 58,386 132,994 648,162 839,542 九月 66,247 183,142 497,291 746,680 九月 50,486 114,999 531,720 697,206 十月 42,206 116,680 280,259 439,144 十月 32,165 73,266 300,831 406,262 十
13、一月 31,855 91,097 175,497 298,449 十一月 24,699 57,202 186,856 268,757 十二月 0 0 0 0 十二月 0 0 0 0 总计 413,643 1,146,564 3,023,734 4,583,941 总计 315,656 719,955 3,232,945 4,268,556 图1-4 常规温差和大温差配置下冷却塔，水泵和冷水机组的逐月能耗及汇总5 二、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。
14、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）。见图2-1： 通过上面的选型报告，我们相信现 代的技术已完全有能力提供冷水侧低温 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 根据实验验证，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。更低的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，末端表冷器的换热量 会增加，因为对
15、数温差增加引起的换热 量增加大于流量减少导致的换热量减 少。换言之，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。 德克萨斯州实验室的Don Fiorino 经 过实验发表一篇论文，以描述表冷器的 换热现象：当表冷器水流量达到100% 时，表冷器换热量为100%。若水流量 降到50%时，表冷器的换热量却仍可以 达到80%，此时表冷器的水力压降为 满流量压降的25%。而系统在运行时， 80%部分负荷出现的机会相当多。 Evaporator Information Evap leaving temp Evap ow rate Evap entering
16、 temp Evap ow/capacity Evap water boxtpe Evap pressure drop Evap fouling factor Evap uid type Evap uid concentration Evap water box pressure Evap min ow rate 3.00 C 66.9 l/s 13.00 C 0.0238 l/s/kW non-marine 15.9 kPa 0.017610 m2-deg C/kW water N/A 150 psin evap.water pressure 47.3478 l/s 图2-1 三级离心机的3
17、/13冷水侧(蒸发侧)和32/45冷却水侧(冷凝侧)的报告 Condenser Information Cond entering temp Cond ow rate Cond leaving temp Cond ow/capacity Cond water box type Cond pressure drop Cond fouling factor Cond uid type Cond uid concentrationCond water box pressure 32.00 C 63.5 l/s 45.00 C 0.0226 l/s/kW non-marine 18.2 kPa 0.0
18、44025 m2-deg C/kW water N/A 150psig cond.water pressure 图2-2-1 表冷器换热量与水流量关系 0.6xDesign T(9*F/67 Btu/gal) 4.0xDesign P 42*F EWT 51*F LWT 53*F LAT 80*F EAT 40*ft WPD Design T(15*F)(125 Btu/gal) 42*F EWT 51*F LWT 53*F LAT 80*F EAT 10*ft WPD 1.6xDesign T(24*/F)( 200 Btu/gal) 0.25xDesign P 42*F EWT 66*F
19、LWT 53*F LAT 80*F EAT 2.05*ft WPD % Flow % Load 0 50 100 200 0 80 115 1006 二、低温低流，使表冷器更冷 我们再对一个4排管表冷器的换热 量进行不同工况下的运行对照。在进风 干球温度27，湿球温度19.5的条 件下，大温差工况下表冷器的换热量比 常规温差工况下的换热量增加了20%。 换言之，末端在需求的冷量相同的情况 下，大温差条件下可以允许选用较小的 空调箱。详见右图2-2-2。在低温低流下冷量的增加也得益于 表冷器盘管内扰流的形成。通常，流量 减少会使流体在管内的扰动减少，管内 流动从紊流向层流变化，这时，在管内 设置
20、的扰流器会使水流增加扰动，提高 换热系数，如图2-2-3所示。 对于风机盘管在大温差条件下的换 热表现，利用图2-2-4的实验数据同样 能证明在大温差工况下，该型号风机 盘管冷量衰减0.8%，几乎和原来相等 （ARI允许误差5%），这就为业主或设 计师在选用大温差系统时，免除了增加 末端风机盘管投资的顾虑。 机组 型号 进水 温度 () 出水 温度 () 温差 () 全热 (kW) 机外 余压 (Pa) 电机 功率 (kW) 盘管 水压降 (kPa) 水流量 (l/s) 040 5 13 8 274 250 15 72.10 8.18 040 7 12 5 229 250 15 55.00 1
21、0.93 注： 1. 冷量是以进风干球温度27，湿球温度19.5为基础2. 机组包括风机，盘管段和板式过滤段；3. 盘管选用4排120片。 图2-2-2 大温差与常规温差表冷器换热量对比 进水温度 出水温度 温差 干盘管风量 m 3 /h 湿盘管风量 m 3 /h 冷量 水流量 m 3 /h 进风干球 温度 进风湿球 温度 出风干球 温度 出风干球 温度 5 13 8 655 621 4066 0.45 27 19.5 13.5 12.7 7 12 5 655 623 4101 0.72 27 19.5 14.0 12.9 图2-2-4 风机盘管在常规温差和大温差下的换热 ( HFCF04,1
22、2片/英寸，低静压 ) 图2-2-3 管内的扰流器7 图3-1-2 横流式冷却塔 3.3使冷却塔更热 较大的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)或8 (32/40)， 将提高冷却塔的换热效率， 降低冷却 塔和冷却水泵以及相应管路系统的初投 资。 例：1000RT冷水机组排热在常规 工况下： 流量G: 199 l/s 热水温度 HWT: 37 冷水温度 CWT: 32 湿球温度 WBT: 28.2 某国际品牌冷却塔厂商提供的CTI 冷却水侧实现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
23、冷却塔的冷水温度CWT，以 及环境湿球温度WBT。 3.1逼近度Approach 离开冷却塔的逼近度Approach 是冷水温度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为28.2，如 果离开冷却塔的冷水温度为32， 那么，逼近度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却水温度就 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，设置较小 的逼近度可以提供较低的冷却塔出水温 度，但前提是选用较大规格的冷却塔和 冷却塔风扇，这样冷却塔的初投资和
24、运 行费用都会增加，占地面积也会增加。 3.2冷却塔的进出水温差Range 提高冷却塔的进水温度拉大进出水 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。那么温差应该设定在多少才比较经 济呢？从系统角度出发，提高冷却塔进 水温度、尽量扩大温差，可以降低初投 资和冷却水系统的能耗。图3-1-1 逆流式冷却塔 三、高温低流，使冷却塔更热 认证的电脑选型软件输出结果如图 3-2-1： 选择型号为15250的冷却塔4台，单 台功率14.92kW总功率59.68kW,有8.2% 的冗余。 同样的1000RT冷水机组排热量在 大温差的工况下： 流量 G: 125 l/s 热水温
25、度 HWT: 40.00 冷水温度 CWT: 32 温球温度 WBT: 28.2 再经过CTI认证的电脑选型，结果 如图3-2-2： 我们发现，如果我们还是选用先 前在常规温差下所选的冷却塔型号 15250，则所需的冷塔数量从四台减少 为三台，3.41%的冗余。结论是：冷却 水侧的大温差使所需的冷却塔台数少 了、因此使得占地面积更小、总价更 低，耗电更低。 图3-2-1 常规工况下冷却塔选型结果 图3-2-2 大温差工况下冷却塔选型结果8 四、水泵和管路系统的运行费用与造价 沿用在第1章节中所举的例子，我 们可以通过模拟计算的结果（图1-4常 规温差和大温差配置下冷却塔，水泵和 冷水机组的逐月
26、能耗及汇总）来验证大 温差工况下水泵在部分负荷时，令机房 总能耗下降。 大温差实现了低于公共建筑节能 设计标准GB 50189-2005第5.3.27规 定的输送比ER，规范给定如下： 4.1水泵 大温差低流量可以让设计师选用较 小的水泵，从而使得投资与运行费用减 少。无论在冷水侧或是在冷却水侧，较 小的水泵在部分负荷时的节能会比常规 温差更有优势。如下图4-1所示。 空气调节冷热水系统的输送能效比 (ER)应按下式计算，且不应大于表中的 规定值。 ER = 0.002342H/( T ) 式中 H水泵设计扬程 (m)T供回水温差 ()水泵在设计工作点的效率 (%) 注：两管制热水管道系统中的
27、输送能效比值，不适用于采用直燃式 冷热水机组的空气调节热水系统。 表4-1 空气调节冷热水系统的最大输送能效比 (ER) 管道 类型 两管制热水管道 四管制 热水管道 空调 冷水管道 严寒 地区 寒冷地区/夏 热冬冷地区 夏热 冬暖地区 ER 0.00577 0.00433 0.00865 0.00673 0.0241 图4-1 水泵在部分负荷下的节能效果 制冷量(%) 小温差/大流量 总能耗 大温差/小流量 0.0 25 50 75 100 4.2管路系统 一个工程中一般有多种管径的管道，下表列出了不同冷量下5温差与8温差的冷水管管径(在经济流速下)和保温厚度， 来评估初投资的节省。 冷量(
28、RT) 1800 1000 600 300 100 50 20 10 流量(m3/h) 1090.4 605.8 363.5 181.7 60.6 30.3 12.1 6.1 流速(m/s) 2.4 2.3 1.65 1.55 1.4 1 0.95 0.8 管子尺寸 377x10 325x10 273x8 219x6 133x4.5 DN100 DN65 DN50 单位重量(T/m) 0.1019 0.7772 0.0519 0.0313 0.0142 0.0108 0.0066 0.0048 主材单价(元/m) 688 443.8 298.7 155.9 75.8 52.3 31.6 23.
29、3 辅材单价(元/m) 206.4 133.1 89.6 46.8 22.7 15.7 9.5 7 保温厚度 50 50 45 45 45 40 40 40 保温价格(元/m) 44.9 35.3 27 22.4 15.1 11.6 8.7 7.5 小计(主材+辅材+保温)(元/m) 939.2 612.2 415.2 225.1 113.6 79.6 49.8 37.8 表4-2-1 5 温差时水管及保温的价格估算9 四、水泵和管路系统的运行费用与造价 冷量(RT) 1800 1000 600 300 100 50 20 10 流量(m3/h) 681.5 378.6 227.2 113.6
30、 37.9 18.9 7.6 3.8 流速(m/s) 2.6 2.1 1.9 1.8 1.25 1.05 1 0.8 管子尺寸 325x10 273x8 219x6 159x4.5 DN100 DN80 DN50 DN40 单位重量(T/m) 0.0772 0.0519 0.0313 0.017 0.0108 0.0077 0.0048 0.0038 主材单价(元/m) 443.8 298.7 155.9 91.1 52.3 37.2 23.3 18.3 辅材单价(元/m) 133.1 27 22.4 17.3 11.6 9.6 7.5 5.5 保温厚度 50 45 45 45 40 40 4
31、0 35 保温价格(元/m) 35.3 27 22.4 17.3 11.6 9.6 7.5 5.5 小计(主材+辅材+保温)(元/m) 612.2 415.2 225.1 135.8 79.6 57.9 37.8 29.3 大温差节省% 35% 32% 46% 40% 30% 27% 24% 22% 表4-2-2 8 温差时水管及保温的价格估算 由上述计算可以确定在不同的冷量下大温差系统所节约的管路费用在22%-46%之间，平均为30%。对于不同的项目， 不同管径的管道所占的比例各不相同，平均节省的费用约在25-35%之间。 备注： 1. 钢材价格按上海建设工程与价格信息2006年5月数据计算
32、。钢材价格信息 单价(元/T) 钢材价格信息 单价(元/T)无缝钢管37710 6400 无缝钢管1594.5 4980无缝钢管32510 5750 无缝钢管1334.5 4800无缝钢管2738 5750 镀锌钢管DN100 4800无缝钢管2196 4980 镀锌钢管DN100 4850 2. 辅材价格按主材的30%计算 3. 保温按600元/M3计算，保温的厚度根据公共建筑节能设计标准GB50189-2005附录C建筑物内空气调节冷热水管 的经济绝热厚度标定。10 五、空气侧的大温差，低温送风应用 紧凑的机组可减少安装空间，节约出 来的空间可用于减少室内噪音或直接 出租赢利。采用低温送风
33、系统能节 省多少空间呢？对于常规送风温度 12.7、送风量58584m3/h的空气处 理机组，若改用7.2的送风温度，送 风量仅需35506m3/h。当盘管迎面风 速为2.54m/s时，盘管面积可由超过 5.58m2减少至3.72 m2。 紧凑的VAV末端 占用空间小，易于安装，运行更安静。 紧凑的风管系统 节省风管材料，便于安装，空间利用 率高。同时可以选用圆形风管，安装 更为简化。 减少建筑物层高 得益于紧凑的风管系统，多层建筑的 玻璃和钢材等材料成本可以减少，甚 较低的冷水温度有利于空气离开表 冷器时产生较低的露点温度，这样可以 比传统的7/12冷水系统提供更低的 送风温度，在空气侧实现
34、较小的风管、 占用较小的吊顶空间、降低建筑高度并 节省投资。 在舒适空调中，我们推荐在空气侧 设计大温差，但是工业应用中某些行业 如电子工业，医药生产等有洁净度或恒 温恒湿要求的场所，空气侧的温差应根 据洁净度的要求或房间内的空调精度来 确定，温差通常较小。但是，这并不影 响在冷水侧和冷却水侧实现大温差，水 侧大温差在这些行业中的应用同样能够 取得投资下降和运行节能的效果。 5.1低温送风 通常设计师们总是选择冷冻水出水 温度7，送风温度13-15，这样的 设计参数可以保证系统的正常运行。 若加大进出水温差，可以直接减少 水管的材料成本；同时水泵的功率也会 相应降低，供电系统配线的成本得以减
35、少。一个成功的空调系统设计在确保舒 适的前提下，也必须重视成本的节约。 低温送风是指空调区域的送风温度 低于9。通常在7至9之间，但是也 存在送风温度为5.5的应用。一个成 功的系统应用应该能够根据不同的需求 方便地实现调节。低温送风的基础是在 满足显热量需求的前提下有效地减少 送风量。如表5-1所示，只需将常规的 12.8送风温度降低到7.2，就可以减 少30-40的送风量。 5.2低温送风的优点 减少送风量具有许多优势，如：减 少原材料和施工成本、改善空调系统舒 适度、降低噪音和提升室内空气品质。 因不同的项目应用而异，也有可能会节 省运行费用。 紧凑的空气处理机组 至有可能在楼宇高度不变
36、的条件下增 加一个楼层用于经营。 降低风机功耗 减少了电气安装部分的成本，降低了 设备的运行费用，也降低了风机产生 的噪音。 低温送风系统的优势在于可以在满 足显热量需求的前提下有效地减少送风 量。为了在低温送风系统中保持合适的 风量，许多设计师在系统内设置了带 风机加压的变风量(VAV)末端装置。这 种设备可以进一步减少建筑物的电力 消耗，原因是空调系统的总电流减小 了。它的好处不仅仅限于空调系统的空 气侧，同时也减小了冷冻水流量。表 5-2-2中的数据取自美国丹佛市的一幢 六层办公楼，从中可以看到低温送风对 供电系统产生的实际正面效果。 常规送风 低温送风 送风 12.8 7.2 室内设定
37、温度 23.9 25.5 室内空气相对湿度 55-60% 40-45% 送回风温差 T 11.1 18.3 根据显热量决定的送风量 267m3/h/kW 162m3/h/kW 表5-1 空气侧设计比较（同等冷量） 送风温度 12.8 7.2 送风量 58584m3/h 35506m3/h 总静压 1016Pa 1016Pa 输出功率 37.9HP 23.0HP 电机规格 40HP 25HP 表5-2-1 送风机比较（同等冷量） 系统组成 常规温度 低温送风 12.8 7.2 空气处理机组 171.3kW 120.1kW VAV末端 -kW 17.0kW* 水泵 11.3kW 6.5kW 冷水机
38、组 135.0kW 144.0kW 总功率 317.6kW 287.6kW 节省10% 表5-2-2 电力系统配置比较11 五、空气侧的大温差，低温送风应用 如常规送风工况： 环境干球温度：23.9 ，相对湿度：58% 环境露点温度：16.7，送风干球温 度：12.8TR = (16.7-12.8)/(23.9 -12.8) = 0.35 低温送风工况： 环境干球温度：25.6，相对湿度：43% 环境露点温度：12.2，送风干球温 度：7.22 TR = (12.2-7.22)/(25.6- 7.22) = 0.27 低温送风的TR=0.27小于常规送风的 TR=0.35。在设计低温送风系统时
39、，设 计师通常采用以下两种方法来保证使用 时的舒适性： 5.3室内环境 低温送风系统的优点还包括更优良 的室内空气品质和舒适度。这些改善 得益于空调环境的相对湿度由12.8送 风时的55-65减小到7.2送风时的 40-45。显然较低的相对湿度可以有 效地抑制真菌和霉菌的生长，地毯、家 具和其它建筑材料都可以使用更长时 间，霉味也更少。 低温送风对舒适感的正面效应来源 于日常体验：由于周围空气的得热量 小，房间温度的设定值可以适当调高。 一方面着装多的人由于房间内相对湿度 的降低而感觉舒适，另一方面着装少的 人希望房间温暖一些。在任何建筑中，无法控制的冷凝水 都将成为问题。墙体、静压箱、风机房
40、 或其它区域中多余的冷凝水都将导致真 菌和霉菌的滋生，产生室内空气品质方 面的问题。 低温送风可以有效地解决多余冷凝 水的问题。向空调区域输送7-9的低 温空气可以显著地降低室内空气的露点 温度；低温送风系统可使室内的相对湿 度控制在40-45，冷凝水随之减少。 当然，为了实现这一优势，送风区域必 须在湿度受控的区域之内，否则该空调 区域必须采取彻底的隔热措施。 当有空气泄漏进来时，湿度控制就 很难实现了。室内保持轻微的正压有 助于控制空气湿度，而允许少量干空 气通过浴室和墙缝排至空调区域以外。 利用空调区域内热比TR（THERMAL RATIO）的变化，也可以说明低温送风 的房间更干燥的特点
41、： TR =(环境露点温度 - 送风干球温 度)/(环境干球温度 - 送风干球温度) 采用诱导型散流器可以诱导室内空 气向送风散流器流动。它同时通过改善 室内空气流动和送风的行程进一步提升 了低温送风的效果。例如：一个条缝型 散流器每送风1m3/h就带动1m3/h的室 内空气形成二次循环。 采用诱导型散流器时，低温送风 动量（质量流量x流速）的提高会增加 送风行程或产生柯恩达效应（参见图 5-3），改良的性能给散流器提供了更 广的选择范围。 风机加压VAV末端装置也可以避免 低温送风至空调区域。在大型会议室或 其它定风量应用的场所，应该选用串联 式风机加压VAV末端装置。 注意：在低温送风系统
42、中采用非诱导型散流器（如：孔板或同轴心格 栅）时效果会较差。如果使用这种类型的散流器，必须结合散流器和风 机加压VAV末端装置，使室内空气和低温的送风在天花板上方混合。 图5-3 柯恩达效应 条缝型散流器 送风 送风管 室内空气12 六、结语 常见问题 6.1结论 要提高空调系统的效率，传统的做 法是致力于每个部件，而本文所讨论的 方法则注重于整个冷水系统。一些实例 表明，最优运行工况不一定就是目前的 标准设计工况。对于不同的系统，最优 运行工况点也可能不同，具体取决于所 选取的设备、项目的负荷以及环境状况 等。本文在附录中提供了从冷水机组到 末端包括组合式空调箱CLCP，吊顶式 空调箱LWH
43、A，空气处理机组LPCQ和 风机盘管HFCF的大温差参数：冷水侧 5-13，冷却水侧32-40。 如果机组能在宽广的温度范围内运 行，低流量系统既可以节省初投资，又 可以节约运行费用。由于所配套的冷却 系统(冷却塔、水泵及管路)相应较小， 该系统不但适合新建建筑，同时适合于 已有项目的冷量扩容。冷水系统的优化 运行具有很大的节能潜力。然而，要实 现真正的优化，需要能在宽广的温度范 围内运行的机组。大温差实现了初投资 的降低和运行能耗的降低；同时冷却 塔、水泵、管路系统的节约可以使得空 间利用效率提高，同样的冷量下，流量 更小，输送能效比更优，噪声更低，相 对湿度更低。 在大温差设计的基础上，使
44、系统运 行按照负荷特性进一步节能，还有很多 方法可以向广大设计人员和用户提供： 冷却水温度的优化可以使冷水 机组和冷却塔的综合能耗降低； 蒸发侧一次泵变流量水泵和冷 水机组一样，能在较宽的范围内加载或 减载，使部分负荷的能耗下降； 冷却水侧的热回收高达100% 的离心机双冷凝器热回收系统 等等 6.2常见问题 大温差会引起空调箱表面结露？ 水侧大温差要求冷水侧的供水温度 低于常规的温度，空调箱的表面温度取 决于表冷器下游的空气温度。如果仅仅 设计水侧大温差，那么，空调箱选型时 的风量可选大一些。送风温度高一些。 反之，空气侧设计大温差，风量可选小 一些，送风温度低一些。 空调箱表面温度若低于环
45、境露点温 度，会产生结露现象，见图7-1，一般 来讲，设计师会要求空调箱保温加厚； 从系统上也可以克服低温空调箱的结露 问题，如利用回风使空调机房形成正 压，见图7-2。 大温差的冷水管道所需的保温厚度？ 详见公共建筑节能设计标准 GB50189-2005附录建筑物内空气调节 冷热水管的经济绝热厚度。 图 6-1 图 6-2-1 图 6-2-213 七、附 录 绝热材料 离心玻璃棉 柔性泡沫橡塑 管道类型 公称管径(mm) 厚度(mm) 公称管径(mm) 厚度(mm) 单冷管道 (管内介质温度 7-常温)DN32 25 按防结露要求计算 DN40 - DN100 30DN125 35 热或冷热
46、合用管道 (管内介质温度 5-60)DN40 35 DN50 25 DN50 - DN100 40 DN70 - DN150 28 DN125 - DN250 45DN200 32DN300 50 热或冷热合用管道 (管内介质温度 5-95)DN50 50 不适宜使用 DN70 - DN150 60DN200 70 注：1. 绝热材料的导热系数 离心玻璃： 0.033+0.0023 W/(mK)柔性泡沫橡塑： 0.033750.0001375 W/(mK)式中 -绝热层的平均温度(C) 2. 单冷管道和柔性泡沫橡塑保冷的管道均应进行防结露要求验算 注：本表摘自公共建筑节能设计标准50189-2
47、005附录 建筑物内空气调节冷热水管的经济绝热厚度14 七、附 录 型号 制冷量 输入功率 运行电流 启动电流 制冷剂 充注量 蒸发器 Ton kW kW A A kg 水量 (m3/h) 压降 (kPa) 配管尺寸 mm 420-337-298-I050S-390-I050L-400 400 1406 314 558 853 272 151 33 DN200 420-379-303-I050S-480-I050L-400 450 1582 359 633 974 272 170 30 DN200 670-433-298-I080S-560-I080S-560 500 1758 367 650
48、 1080 363 188 27 DN250 780-433-298-I080S-710-I080S-630 550 1934 403 703 1080 408 207 21 DN250 670-433-293-T080S-560-T080S-630 600 2110 398 700 1080 363 226 45 DN250 670-548-318-I080S-630-I080S-560 650 2285 521 910 1507 386 245 35 DN250 780-548-308-I080S-710-I080S-630 700 2461 526 912 1507 408 264 32 DN250 780-621-318-I080S-710-I080S-630 750 2637 597 1036 1840 408 283 36 DN250 780-621-307-T080S-710-I080S-800 800 2813 558 969 1840 408 301 50 DN250 780-621-310-I142L-890-I142L-890 850 2989 591 1025 1840 680 320 39 DN300
