CN104359182A - 中央空调的节能设计及控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种中央空调节能设计及控制方法，空调末端采用7/12℃及冷却水供回水温度按照32/37℃的常规设计，冷冻水采用6/12℃的供回水温度的大温差设计，通过改变水泵转速来调节水泵流量，或者通过改变水泵的叶轮直径进行流量调节。本发明具有节省水泵功耗、节约水系统初投资的有益效果。

Description

中央空调的节能设计及控制方法

技术领域

本发明涉及中央空调，尤其涉及中央空调的节能设计及控制方法。

背景技术

常规中央空调的冷冻水供水温度为7℃，回水温度为12℃；冷却水进水温度为32℃，出水温度为37℃，所有设备(含末端)均按5℃的温差进行设计。常规的大温差一般是指5～13℃，此时的末端盘管表冷器的制冷量及除湿能力均有较大下降，为提高制冷能力需加大盘管的换热面积，对设计需要重新选型增加设计难度，同时增加出风口结露的风险。

发明内容

目前，空调末端的空气处理装置包括空调机组的表冷器和风机盘管的盘管，二者的换热机理相同，通过水泵、冷冻水管道将冷冻水输送至盘管。

冷冻水的供、回水温度采用大温差设计，供、回水温度的温差ΔT满足：5℃＜ΔT＜8℃。空调末端采用7/12℃及冷却水按照32/37℃的常规设计。当冷冻水的供回水温度从7/12℃变为6/12℃后，一方面水的温度降低，有利于制冷量的增加，另一方面水的流量减少，降低了盘管水侧的换热系数，又引起制冷量的下降，特别是除湿能力下降最为明显。不同型号的盘管，其热工性能是不同的，样本中通常只有标准工况下的热工性能，没有实际工况下的性能参数。以风机盘管为例，其全热冷量和显热冷量可根据下式进行计算：

$\frac{W_t}{W_0}=\frac{t_s-t_w}{12.5}{\left(\frac{Q}{Q_0}\right)}^{0.367}$

$\frac{W_x}{W_{x0}}=\frac{t-t_w}{20}{\left(\frac{t_s}{19.5}\right)}^{-0.7}{\left(\frac{Q}{Q_0}\right)}^{0.205}$

式中，Wt和Wx分别为实际工况下风机盘管的全热供冷量和显热供冷量，单位为kW；W₀和W_x0分别为名义额定工况下的风机盘管全热供冷量和显热供冷量，单位为kW；t_w为实际工况下的冷冻水进口温度，单位为℃；t和t_s分别为实际工况下空气进口的干球温度和湿球温度，单位为℃；Q和Q₀分别为实际工况和名义额定工况下的水流量，单位为kg/s。

以室内温度25℃，相对湿度60％(湿球温度19.4℃)为例，冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，全热供冷量和显热供冷量分别为：

W_t＝1.01W₀

W_x＝1.02W_x0

这表示，在冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，全热冷量有1％的增加，显热冷量有2％的增加，盘管的换热能力不会减少。

空调末端采用7/12℃及冷却水供回水温度按照32/37℃的常规设计，冷冻水供回水温度从7/12℃变为6/12℃后，冷冻水的流量减少，通过冷机蒸发器冷水侧的水流速会变小，而水侧对流换热系数与水的流速成0.8次方的关系，即αw∝v0.8，因此冷机蒸发器水侧的对流换热系数也相应减小。对于冷水壳管式蒸发器，在冷水流量改变的情况下，制冷剂侧的对流换热热阻Rr、管壁导热热阻Rδ和污垢系数Rf基本不变，改变的主要是冷水侧的对流换热热阻Rw。相关文献表明，冷水侧热阻一般占整个蒸发器热阻的35％～40％，取37.5％，则蒸发器的传热系数可以表示为：

$K=\frac{1}{R_r+R_{\mathrm{\δ}}+R_f+R_w}=\frac{0.375}{R_w}=0.375{\mathrm{\α}}_w=\frac{3}{8{\mathrm{\σv}}^{-0.8}}$

当流量变化以后，蒸发器的传热系数可以表示为：

$K^{\′}=\frac{1}{R_r+R_{\mathrm{\δ}}+R_f+R_w^{\′}}=\frac{3}{5R_w+3R_w^{\′}}=\frac{3}{5{\mathrm{\σv}}^{-0.8}+3{\mathrm{\σv}}^{\′-0.8}}$

因此，有：

$\frac{K}{K^{\′}}=\frac{5+3{(v/v^{\′})}^{0.8}}{8}$

冷机制冷量可以用下式表示：

W＝KFΔT_m

由于冷冻水供回水温度改变前后，冷机制冷量不发生变化，因此有：

KFΔT_m＝K′FΔT′_m

式中，W为冷机蒸发器内的换热量，W；K和K’分别为冷冻水供回水温度改变前后蒸发器的传热系数，W/(m²·K)；F为蒸发器的换热面积，单位为m²；ΔTm和ΔT’m分别为冷冻水供回水温度改变前后蒸发器的对数换热温差，单位为℃。

由于蒸发器换热面积F不变，供回水温差Δtw与流速v成反比，因此有：

[5+3(Δt′_w/Δt_w)^0.8]ΔT_m＝8ΔT′_m

式中，Δtw和Δt’w为冷冻水供回水温度改变前后的供回水温差，单位为℃。

蒸发器的对数对流换热温差ΔTm可以表示为：

$\mathrm{\Δ}{T}_m=\frac{\mathrm{\Δ}{t}_1-\mathrm{\Δ}{t}_2}{\ln \frac{\mathrm{\Δ}{t}_1}{\mathrm{\Δ}{t}_2}}=\frac{t_{w2}-t_{w1}}{\ln (1+\frac{t_{w2}-t_{w1}}{t_{w1}-t_e})}=\frac{\mathrm{\Δ}{t}_w}{\ln (1+\frac{\mathrm{\Δ}{t}_w}{t_{w1}-t_e})}$

式中，Δt1和Δt2分别为蒸发器两端的冷热流体温度差，单位为℃，Δt1＝tw2-te，Δt2＝tw1-te；tw1和tw2分别为冷冻水的供回水温度，单位为℃；te为蒸发器中制冷剂的蒸发温度，单位为℃。

代入前式，有：

$\frac{\ln (1+\frac{\mathrm{\Δ}{t}_w^{\′}}{t_{w1}^{\′}-t_e^{\′}})}{\ln (1+\frac{\mathrm{\Δ}{t}_w}{t_{w1}-t_e})}=\frac{8\mathrm{\Δ}{t}_w^{\′}}{5\mathrm{\Δ}{t}_w+3{\mathrm{\Δ}}_w^{\′0.8}\mathrm{\Δ}{t}_w^{0.2}}$

若冷冻水供回水温度为7/12℃时，冷机的蒸发温度为5℃，则通过上式可以计算得到冷冻水供回水温度6/12℃时，冷机的蒸发温度为4.1℃。

冷机蒸发温度降低时，能耗将增加，蒸发温度每下降1℃，冷机能耗增加约3％。因此，在冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，冷机蒸发温度由5℃变为4.1℃，冷机能耗增加约2.7％。

当冷冻水温差改变以后，水泵的功率相应下降。当通过改变水泵转速来调节水泵流量时，冷冻水温差改变前后水泵的流量Q(m³/s)、扬程ΔP(Pa)和功率N(kW)有如下关系：

$\frac{\mathrm{\Δ}{P}^{\′}}{\mathrm{\ΔP}}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^2$

$\frac{N^{\′}}{N}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^3$

式中：ΔP和ΔP’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的扬程，Q和Q’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的流量，N和N’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的功率。

因此，冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，流量变为原来的83.3％，水泵扬程为原来的69.4％，功率为原来的57.9％。

当通过改变水泵的叶轮直径进行流量调节，冷冻水温差改变前后水泵的流量Q(m³/s)、扬程ΔP(Pa)和功率N(kW)有如下关系：

$\frac{\mathrm{\Δ}{P}^{\′}}{\mathrm{\ΔP}}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^{2/3}$

$\frac{N^{\′}}{N}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^{5/3}$

式中：ΔP和ΔP’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的扬程，Q和Q’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的流量，N和N’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的功率。

因此，冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，流量变为原来的83.3％，水泵扬程为原来的88.6％，功率为原来的73.8％。

当冷冻水温差增大以后，冷冻水流量减小，可以减少水泵的能耗，但同时管径需要作相应的调整。管道的阻力分为局部阻力和沿程阻力，当冷冻水温差变大流量减小以后，局部阻力系数基本不变，若管径变小保持管道内的流速不变，则比摩阻和沿程阻力均变大。

钢管的局部阻力与流速的平方成正比，根据ASHRAE Handbook，钢管的沿程阻力可以表示如下：

h_y＝7.229×10^-4v^1.852D^-1.167＝11.31×10^-4Q^1.852D^-4.871

式中，hy为水管的单位沿程阻力，mH₂O/m；D为管道内径，m。

因此，冷冻水流量变化前后的局部阻力和沿程阻力分别有如下关系：

$\frac{H_j^{\′}}{H_j}=\frac{v^{\′2}}{v^2}=\frac{Q^{\′2}{D}^{\′-4}}{Q^2{D}^{-4}}=\mathrm{\α}$

$\frac{H_y^{\′}}{H_y}=\frac{v^{\′1.852}{D}^{\′-1.167}}{v^{1.852}{D}^{-1.167}}=\frac{Q^{\′1.852}{D}^{\′-4.871}}{Q^{1.852}{D}^{-4.871}}=\mathrm{\β}$

式中，Hj为水管的局部阻力，mH2O；Hy为水管的沿程阻力，mH2O。

假定7/12℃空调水系统的沿程阻力占系统总阻力的1/3，则有：

$H^{\′}=\mathrm{\α}{H}_j+\mathrm{\β}{H}_y=(\frac{2}{3}\mathrm{\α}+\frac{1}{3}\mathrm{\β})H$

$\frac{H^{\′}}{H}=\frac{2}{3}\mathrm{\α}+\frac{1}{3}\mathrm{\β}=\frac{2}{3}{\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^2{\left(\frac{D^{\′}}{D}\right)}^{-4}+\frac{1}{3}{\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^{1.852}{\left(\frac{D^{\′}}{D}\right)}^{-4.871}$

根据水泵能耗的分析，当通过改变水泵转速来调节水泵流量时，冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，流量变为原来的83.3％，水泵扬程为原来的69.4％，功率为原来的57.9％。将流量和扬程比例代入上式可得：

$\frac{D^{\′}}{D}=1.0021$

这说明，水量减少后，要使得水泵功率为原来的57.9％，冷冻水管道直径需要增加0.21％。

根据水泵能耗的分析，当通过改变水泵的叶轮直径进行流量调节时，冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，流量变为原来的83.3％，水泵扬程为原来的88.6％，功率为原来的73.8％。同样将流量和扬程比例代入上式可得：

$\frac{D^{\′}}{D}=0.9470$

这说明，水量减少后，要使得水泵功率为原来的73.8％，冷冻水管道直径减少到原来的94.70％。

若管网的长度、局部阻力部件等配置不变的话，管网系统的初投资基本同管径成正比，即采用6/12℃温差后，通过改变水泵转速来调节水泵流量时，为节省42.1％的水泵功耗，水系统的初投资需比常规系统增加0.21％。当通过改变水泵的叶轮直径进行流量调节时，为节省26.2％水泵功耗，水系统的初投资仅能减少为常规系统的94.70％

以改变水泵转速来调节水泵流量为例，冷冻水泵能耗降低了42.1％，折合成单位冷量能耗：

$\frac{\mathrm{\ΔN}}{W}=0.421\frac{N}{W}=0.421\frac{\mathrm{Q\ΔP}/1000\mathrm{\η}}{\mathrm{c\ρQ\Δt}}=2.878\×{10}^{-8}\mathrm{\ΔP}=2.823\×{10}^{-4}H$

式中，W为冷冻水单位时间输送的冷量，kW，c为水的比热，4.18kJ/kg℃，ρ为水的密度，1000kg/m3，Δt为冷冻水供回水温差，取5℃，H为5℃温差下的水泵扬程，m；η为水泵效率，按70％。

从上式可以看到，对于改变温差后的水系统，水泵能耗的减少是与水泵扬程有关的，即系统规模的大小有关。在冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，冷机能耗增加约2.7％(改变温差前冷机COP按5.6)，如果要用水泵能耗的减少来弥补大温差带来的冷机能耗的增加，则有：

2.823×10^-4H≥0.00482

即：H≥17.1m。从理论上分析，改变温差后如果要节能的话，水泵的扬程应大于17.1m，这样才能用水泵能耗的减少来弥补冷机能耗的增加。同样，若改变水泵直径来调节水泵流量，则水泵的扬程应大于27.4m。

具体实施方式

以3000RT，COP5.6的冷机为例，7/12℃时需要的输入功率为1884kW，6/12℃时需要的输入功率为1935kW，增加了51kW。以70％效率的水泵为例，7/12℃时扬程36m需要的流量为1817m³/h，输入功率为255kW，6/12℃时需要的流量为1514m³/h，扬程为25m，输入功率为147kW，减少了108kW。冷机和水泵总功率减少了57kW。

厦门湖里万达广场按6度温差设计，全年空调电耗为557万kWh，其中冷机和冷冻泵电耗分别为314.6万kWh和72.3万kWh。以此能耗数据为参考，按照上述节能比例折算到5度温差工况下，冷机和冷冻泵的电耗应分别为306.3万kWh和125.4kWh，即采用大温差后，空调系统节能约44.8万kWh(改变水泵转速来调节水泵流量)。

若改变水泵直径来调节水泵流量，则6/12℃时需要的流量为1514m³/h，扬程为32m，输入功率为189kW，减少了66kW。冷机和水泵总功率减少了15kW。以厦门湖里能耗数据为参考，空调系统节能约16.9万kWh(改变水泵直径来调节水泵流量)。此外，还可以节约5.3％的水系统初投资。

Claims (7)

1.一种中央空调的节能设计及控制方法，空调末端的空气处理装置包括空调机组的表冷器和风机盘管的盘管，通过水泵、冷冻水管道将冷冻水输送至盘管，空调末端采用7/12℃及冷却水按照32/37℃的常规设计，其特征在于，冷冻水的供、回水温度采用大温差设计，供、回水温度的温差ΔT满足：5℃＜ΔT＜8℃。

2.根据权利要求1所述的中央空调的节能设计及控制方法，其特征在于，冷冻水的供水温度为6℃，回水温度为12℃，供水温度、回水温度的温差ΔT＝6℃。

3.根据权利要求1或2所述的中央空调的节能控制方法，其特征在于，通过改变所述水泵的转速来调节所述水泵的流量。

4.根据权利要求3所述的中央空调的节能设计及控制方法，其特征在于，冷冻水温差改变前后所述水泵的流量Q(m³/s)、扬程ΔP(Pa)和功率N(kW)有如下关系：

$\begin{array}{cc}\frac{{\mathrm{\ΔP}}^{\′}}{\mathrm{\ΔP}}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^2& \frac{N^{\′}}{N}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^3\end{array}$

式中：ΔP和ΔP’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的扬程，Q和Q’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的流量，N和N’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的功率。

冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，所述水泵的流量变为原来的83.3％，所述水泵的扬程为原来的69.4％，所述水泵的功率为原来的57.9％。

5.根据权利要求1或2所述的中央空调的节能设计及控制方法，其特征在于，通过改变所述水泵的叶轮直径进行流量调节。

6.根据权利要求5所述的中央空调的节能设计及控制方法，其特征在于，冷冻水温差改变前后所述水泵的流量Q(m³/s)、扬程ΔP(Pa)和功率N(kW)有如下关系：

$\begin{array}{cc}\frac{{\mathrm{\ΔP}}^{\′}}{\mathrm{\ΔP}}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^{2/3}& \frac{N^{\′}}{N}={\left(\frac{Q^{\′}}{Q}\right)}^{5/3}\end{array}$

式中：ΔP和ΔP’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的扬程，Q和Q’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的流量，N和N’分别表示冷冻水温差改变前后所述水泵的功率。

冷冻水供回水温度由7/12℃变为6/12℃后，所述水泵的流量变为原来的83.3％，所述水泵扬程为原来的88.6％，所述水泵的功率为原来的73.8％。

7.根据权利要求6所述的中央空调的节能设计及控制方法，其特征在于，将所述冷冻水管道的直径减小。