CN104359182A - 中央空调的节能设计及控制方法 - Google Patents
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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***初投资的有益效果。
Description
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:
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Wx0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;tw为实际工况下的冷冻水进口温度,单位为℃;t和ts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:
Wt=1.01W0
Wx=1.02Wx0
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:
当流量变化以后,蒸发器的传热系数可以表示为:
因此,有:
冷机制冷量可以用下式表示:
W=KFΔTm
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:
KFΔTm=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/Δtw)0.8]ΔTm=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:
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:
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:
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:
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:
hy=7.229×10-4v1.852D-1.167=11.31×10-4Q1.852D-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:
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***的沿程阻力占***总阻力的1/3,则有:
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:
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:
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***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***的初投资需比常规***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***的初投资仅能减少为常规***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:
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***,水泵能耗的减少是与水泵扬程有关的,即***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***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***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***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:
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:
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。
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