冷水大温差运行的适应性研究

作者：衡光琳，韩林俊，朱奋飞，张梅

摘要：冷水大温差运行方式能够减小冷水流量，从而减小管路管径和水泵能耗，降低系统的初投资和运行费用。但在冷水大温差运行模式下，空调系统的冷源、输配和末端环节的设计匹配与常规系统相比都将产生相应的改变。本文分别从冷源、输配和末端三方面对大温差运行方式的适应性、经济性等作了具体的阐述分析，从而为旧系统的大温差改造或者新系统的大温差方案设计提供一定的理论参考和技术支持。  

（一）引言

在国内的空调设计中，冷水机组的额定供回水温度一般设计为7℃/12℃，温差5℃。冷水机组冷水大温差运行方式是近几年在国内逐渐发展起来的空调设计新思路，其区别于常规系统的主要特点是在保持冷水机组供冷量不变的基础上，增大供回水温差，从而减少了供水流量。由于流量的减小，冷水泵的能耗得以降低，同时水泵型号、冷水管路的管径也可相应减小，降低了初投资。

由于此项技术在初投资和运行费用上的经济性，近年来，该技术在我国得到了迅速的发展，国内采用冷水大温差设计的空调系统工程也不断增多，其中规模较大的几个工程见表1。

如前所述，冷水大温差运行能降低水泵运行能耗，节省输配系统初投资，但相比于常规系统，由于冷水温差的改变，按常规工况设计的冷水机组、输配系统和末端换热器的适应性如何，需要作何种改变？此项技术的经济性究竟如何，适用何种系统形式？以下将从冷水机组、输配系统和末端换热器这机个方面对此展开进一步的阐述分析。

1、冷水机组大温差运行的适应性

1.1、常规冷水机组适用性

对于冷水机组而言，考虑到冷机运行的安全性，采用冷水大温差运行方式时，由于冷机进出水温度的改变，机组运行的安全性成为首要问题。对业内几家著名冷水机组生产厂商的咨询结果均表明，目前的冷水机组在规定范围内都可以采用小流量、大温差运行方式，使用产品设计选型软件可以选到适合的产品。目前大温差系统的冷源一般也是沿用常规冷水机组，在冷机的允许范围内改变为大温差工况运行。

常规冷水机组用于大温差系统的另一个思路就是采用冷机串联，逐级降温的方式[3]，该模式下每台冷机分别按正常温差运行，但是串联机组的总进出口实际为大温差。

1.2、冷机运行温差对COP的影响

虽然常规冷水机组能够用于大温差系统，但是由冷水大温差运行的适应性研究于大温差运行模式下，冷机进出水温度改变，机组运行的COP及其变化规律都发生了一定的改变，分析并掌握其变化规律对于常规冷机的大温差应用至关重要。

1.2.2、冷机进出口水温对蒸发温度的影响

冷水大温差运行模式对冷机COP 的影响直接作用于冷机的蒸发温度上，通过影响蒸发温度从而影响了机组的COP。图1 给出了某冷水机组的蒸发温度与进、出口水温度的关系。由图可知，在冷机的出口水温恒定时，其蒸发温度随进口水温（也即进出口温差）的增大而提高；而冷机进口水温恒定时，蒸发温度随出口水温的增大而提高，而且提升幅度更大，说明相对于冷机出口水温的变化，冷机的进口水温（进出口温差）对于蒸发温度的影响很小。图中的数据表明，冷机出水温度由7℃降至6℃，蒸发温度将降低1℃左右，这对冷机COP 将产生较大的影响，但进水温度从12℃升至17℃时，每提高1℃，蒸发温度的提升仅0.1℃左右，对COP 的影响将非常有限。

1.2.2、冷机进出口水温对不同机组COP 的影响

实际冷水机组运行中受到压缩机类型、蒸发器、冷凝器类型、污垢系数、冷媒及载冷剂、冷（却）水供回水温度和冷（却）水流量等参数共同作用，影响着冷水机组的COP。以下将分别以螺杆式和离心式冷水机组为例，探究冷水机组满负荷运行时，不同的进出口水温对冷机COP 的影响规律。

1.2.2.1、螺杆式冷水机组

图2 给出了某螺杆式冷水机组的COP 随冷机出口水温和进出水温差的变化曲线。该冷机的额定参数见表2。从以上的图表可以得到如下结论：1） 螺杆式冷水机组的出水温度对冷机COP 的影响比较大，随出水温度升高，COP 增大，当进出水温差维持在5℃时，冷机出水温度由5℃提高到8℃，COP 大约提高11%；2）若维持冷机的出水温度恒定，随进出水温差变大，冷水机组的COP 也随之提高，但变化不大，当出水温度为7℃时，冷机进出水温差由4℃提高到9℃，COP 的提升幅度不到1%。

1.2.2.2、离心式冷水机组

图3给出了某离心式冷水机组的COP随冷机出水温度和进出水温差的变化曲线。从以上的图表可以得到如下结论：

1）离心式冷水机组的出水温度对冷机COP;的影响比较大，随出水温度升高，COP 增大，当进出水温差维持在5℃时，冷机出水温度由5.5℃提高到10℃，COP 大约提高8.3%；

2）若维持冷机出水温度恒定，随进出水温差的变化，冷水机组COP 的变化幅度与出水温度密切相关，出水温度越高，COP 随进出水温差的变化幅度越小，反之，变化幅度越大，该结论与螺杆机有所不同。当冷机出水温度为5.5℃时，冷机进出水温差由4℃提高到9℃，COP 大约提升4％。但当冷机出水温度达到10℃，COP 已经基本不受进出水温差的影响。

由以上两种冷水机组的数据可知，对于工程上较常见的螺杆式和离心式冷水机组，若维持其出水温度不变，单纯靠提高冷机进水温度来达到大温差运行，则冷水机组的COP 反而会有所提升；但若出水温度降低，则冷水机组的COP 可能会有所下降。

1.3、冷机的运行策略分析

经过上文的分析，对于采取冷水大温差运行的空调系统，若冷源沿用按常规温差设计的冷水机组，则可能的冷源运行策略有以下3种：

（1）单机运行，维持冷机出水温度为设计值，只提高冷机进水温度。由以上的分析，采用这种方式冷水机组的COP 将得到一定程度的提升，但若冷机进水温度过高时，将会影响末端换热器的运行，尤其是除湿性能。所以为了保证末端的冷却除湿能力，空调末端需要作一定的调整；

（2）单机运行，降低冷机出水温度，增大进出水温差，这种方式可能会牺牲冷机的COP，但冷机出水温度的降低可以缓解、甚至抵消末端换热器由于大温差工况引起的性能下降问题，末端换热器的调整可以更小甚至取消；

（3）多台冷机串联运行。这种新思路的提出是基于冷机串联运行所能产生的节能潜力，对于同样的大温差工况，例如冷水供回水温度分别为17℃/7℃的情况，若采取冷机串联运行的方式，设置两台串联的冷水机组，先由高温冷机将冷水由17℃降至12℃，其后另一台低温冷机将冷水由12℃降至7℃，如图4 所示。如此一来，低温冷水机组运行方式与常规机组相同，但高温冷机由于蒸发温度的提高，COP 将大于常规机组，从而实现了冷机串联运行的节能效果。

如果只从冷机的能耗考虑，表4 给出了某空调系统设计案例采用冷机串联运行、单机大温差运行和单机常规运行的能耗对比。由此可知，冷机串联运行方式的节能效果相当可观。

（二）大温差对输配系统的影响

冷水大温差运行模式由于减小了系统的冷水流量，对输配系统将产生最直接的影响，主要体现在管网水力平衡和管径合理选型问题上。

2.1、大温差运行的水力平衡问题

对于冷水大温差空调系统，若是由常规系统改造而成，为了节省初投资，一般不再重新设计更换输配管道。由于管道没有变化，管道阻力系数也因此维持不变，但由于流量减小，管道上消耗的压降将以平方的量级减小，同时冷机蒸发器侧的阻力也将减小，一般的下降幅度在5m 水柱左右[2]。另外由上文的分析，若不改变冷机出水温度而改造末端换热器，则末端表冷器和风机盘管的水侧阻力将有所增大。以上这些环节将对原先管网的水侧阻力产生一定的影响，造成各支路的压降分配偏离设计情况，但由于各处的阻力变化规律相似，基本上都可通过调节阀门或增设平衡阀以解决水力平衡问题。

对于新设计的冷水大温差空调系统，在管道设计选型时，只要根据实际工况的设计流量、经济阻力，按照规范科学合理的计算选型，一般都能达到水力平衡要求，与常规水系统的设计无异。

2.2、大温差运行的经济性分析

冷水大温差运行可以减小冷水流量，从而在一定流速下，缩小水管管径，节省初投资，而且流量的减小也可以降低水泵的功耗，节约运行费。但是水管管径的减小可能导致管路沿程阻力的增大。例如冷机进/ 出水温度为17℃/7℃的大温差工况，由于相比12℃/7℃工况的温差提高了1 倍，水侧流量可减半，如果保持相同的水速，管径可减小为原先的70.7%，使得初投资得以降低。然而管径的减小将导致管道阻力的增大，若仅考虑沿程阻力，管道阻力将增大50%，相应的节能率也降为25%。由此可见，管道的初投资与水泵能耗与管径存在此消彼长的关系，两者的最佳结合点与实际系统相关，需经过合理计算得到。

另外输配系统的选型也受制于其它因素，例如水泵选型受产品型号和规格的限制、水管管径受管道规格的限制等。所以分析实际大温差工况下输配系统的经济性时，必须根据系统的实际情况，全面考虑初投资和运行费等问题，以实现经济性的最优化。

（三）末端换热器大温差运行的适应性

空调系统的末端换热器连接了风、水两部分的热湿交换，冷水的供回水温度直接影响着换热器的冷却除湿性能。按常规工况设计的换热器在冷水大温差工况下的运行性能如何，由于末端换热装置一般包括表冷器和风机盘管，以下将分别具体阐述。

3.1、表冷器大温差运行的适应性

3.1.1、大温差对表冷器性能影响

当冷水供回水温差增大后，由于供回水温度和水侧流量的变动，末端表冷器的性能也会发生相应的变化，主要表现为冷却能力和除湿能力的改变，而大温差运行往往导致冷却除湿能力的共同下降，造成室内温湿度的上升，影响舒适度。

图5 分别给出了表冷器进水温度Twi 为7℃和5℃时，其相对除热量（全热、显热、潜热）随表冷器进出水温差的变化情况，其中标准值分别为进水温度7℃、温差5℃的除热量（全热、显热、潜热）。由图5 可以看出，随着供回水温差的增大，表冷器的各项除热量均降低，其中以潜热的衰减最大，对于进水温度为7℃的表冷器，当温差由5℃增加到7℃时，潜热冷量减少了22%。另外，减小表冷器进水温度能有效提高表冷器的除热量，从而抵消因大温差引起的除热量衰减，由图中数据，若系统欲运行于7.5℃的供回水温差下，只要将冷机出水温度降至5℃，就能保证末端表冷器的冷却除湿性能相比于常规工况不发生衰减。

3.1.2、大温差工况下保持表冷器性能的措施

由以上的分析可知，冷水大温差运行可能导致表冷器性能的下降，为了保证大温差条件下表冷器的除热能力，一般有3 种措施：增加表冷器排数、增加表冷器迎风面积和降低表冷器进水温度。

(1) 增加表冷器排数。

表5 给出了某表冷器在不同排数、不同表冷器供回水温差工况下的运行参数。

由表5 可以看出，当表冷器供回水温差由5℃增加到10℃时，表冷器的换热量均下降，且排数越大，降幅越小，分别为：18%（4 排）、13%（6 排）和10%（8 排）。但若在冷水温差加倍的同时，将表冷器也增加两排，则表冷器换热量反而得到一定幅度的提高，从而说明适当增加表冷器排数可以抵消大温差对表冷器性能的衰减作用。

然而，表冷器排数的增加势必导致初投资的提高，同时，由表中数据，当增加表冷器的排数时，表冷器的风侧和水侧阻力均有所增大，相应的风机和水泵能耗也会有所提高；

(2) 增加表冷器的迎风面积。

表6 给出了某表冷器在不同迎风面积、不同表冷器供回水温差工况下的运行参数。由表6 可以看出，当表冷器排数相同时，当供回水温差由5℃增加至10℃，适当增大迎风面积（减小迎面风速）能够恢复表冷器的换热量至小温差下的水平；同时，迎面风速的减小降低了风侧阻力，减小了风机能耗。但水侧阻力将有大幅度提升，水泵能耗提高，另外，与措施（1）类似，迎风面积的增大会造成空调箱的截面积以及初投资的增大。

（3）降低表冷器进水温度。表7 给出了某表冷器在不同进水温度、不同表冷器供回水温差工况下的运行参数。由表7 可知，在相同的供回水温差之下，降低表冷器进水温度能有效地提高表冷器的换热量，这一结论与图5 的结论相同，在进水温度5℃，温差10℃时，表冷器的冷量与送风温度基本与标准状态（冷水初温7℃，温升5℃）相同。降低表冷器进水温度不会引起如同措施（1）、（2）表冷器其它方面的负面效应，但由1.2.2 节的结论，冷水机组出水温度的降低将导致机组COP 的下降，因此采用该措施是否利大于弊，应进行具体的分析计算。

3.2、风机盘管大温差运行的适应性

3.2.1、大温差对风机盘管性能的影响

对于风机盘管系统，由于供回水温度对风机盘管内换热器的影响机理与表冷器基本相同，故冷水大温差运行对风机盘管的影响也基本与表冷器相同。图6分别给出了风机盘管进水温度7℃和5℃时，其相对除热量（全热、显热、潜热）随风机盘管进出水温差的变化情况，其中标准值为进水温度7℃、温差5℃的除热量（全热、显热、潜热）。

由图6 可知，在风机盘管的进水温度和进出水温差变化时，风机盘管除热量的变化规律与表冷器基本相同：在进水温度不变时，随着供回水温差的增大，风机盘管的各项除热量均降低，且潜热衰减最大；减小进水温度能有效提高风机盘管的各项除热量。与表冷器略有差别的是，风机盘管潜热去除量的衰减更大，在进水温度7℃时，若供回水温差由5℃增加到7℃，潜热冷量将减少近40%，这说明冷水大温差运行对风机盘管系统的影响更大。

3.2.2、保持大温差工况下风机盘管性能的措施

为了弥补大温差对风机盘管带来的负面影响，可能采取的措施也基本与表冷器一致。在换热器的改型方面，可以增加换热器排数或者增大迎风面积，由于风机盘管型号一般已具体确定，所以可以在计算选型阶段，选择型号稍大的风机盘管以确保足够的换热面积；另外在不改变风机盘管型号的前提下，可以适当降低进水温度，图6 的数据表明，当风机盘管供回水温差增大至7～8℃时，若将进水温度降至5℃，风机盘管性能仍能维持在标准工况附近而不发生较大的性能衰减。

（四）大温差工况空调系统运行策略

4.1、系统运行策略分析

由以上对空调系统的冷机、输配系统和末端换热器这3 个主要部分的分析研究可以发现，冷水大温差设计下，冷源、输配和末端这3 个部分都有各自调整的若干种方案，其中输配系统的调整相对独立，一般只需考虑管网和水泵的初投资以及运行费的综合经济性，而冷源和末端的调整相互耦合，更加复杂，以下将给出冷源和末端在大温差运行时可能的调整方案组合：

（1）冷机单机运行，并维持出水温度为设计值不变，提高回水温度，末端换热器则根据实际的冷却除湿作出合理的调整。该方案不影响冷机的能耗，但空调末端的改造可能较大，适用于冷源能耗比例较大、末端系统改造成本较低的场合；

（2）冷机单机运行，降低出水温度，增大进出口温差，使得末端换热器性能与常规温差时相同，末端不作调整。该方案将造成冷机能耗的上升，但避免了末端改造，适用于冷源能耗比例较小、末端系统改造成本较高的场合；

（3）介于上述两者之间的折衷方案，冷机出水温度降低和末端换热器调整并行，达到最佳结合点，实现最优的经济性和可行性。该方案适用于冷源比例和末端系统改造成本相当的场合；

（4）以冷水机组的串联运行，分别替换（1）～（3）方案中的冷源方案。如果冷水机组串联方式的初投资和运行费的综合经济性要优于单机运行时，可考虑此系列方案。

上述6 种方案的适用系统各不相同，需要考察应用场合的具体特性作出判断取舍。但是综合上文，我们能够发现，冷水大温差运行方式以其小流量的优势特别适用于输配距离较长的空调系统，这类系统输配部分的初投资和能耗都相对较大，采用大温差小流量方式运行后，输配部分的投入将大大降低，从而使得整体系统的经济性更为优化，例如广州地铁二号线的集中供冷系统采取的大温差运行方式就取得了良好的经济效益。

4.2、实际工程案例

为了更好地说明冷水大温差运行方式的适用性和能耗情况，以下将以两个实际案例作具体的对比说明。

4.2.1、某广场大温差运行能耗分析

此工程是一项建筑总面积为290 000m2，集购物、办公、饮食、娱乐于一体的综合性大型商业建筑，地下2 层，地上7 层，建筑平面接近正方形。该工程空调总设计冷负荷达到34 457kW，选用7400kW 离心式冷水机组4 台，2500kW 离心式冷水机组2 台。冷水采用二级泵水平同程系统，冷水各支管由管道竖井直接通到各层空调机房，省去了各层的水平干管。每层约有17个空调机房，空调机组达250 台左右。

方案1 为常规设计：冷水机组单机12℃/7℃运行，输配和末端系统均按照常规设计；

方案2 为大温差设计：冷水机组单机14℃/6℃运行，初投资不变，运行费增加3%；输配系统管路管径减小，初投资减小，水泵能耗降低37.5%；末端表冷器排数增多，初投资略有增加，风机能耗同时略有上升。在初投资上，相比于方案1，方案2 中占初投资15%的输配部分可节约30%，而占初投资20%的末端系统将增大20%，综合考虑，方案2 的初投资要比方案1 减少0.5%。在运行费上，两种设计方案的运行费见表8，大温差运行方案的运行费反而比常规方案高。究其原因，主要是由于水泵部分的运行费相比冷源和末端系统的比例相对较小，水泵处节省的运行费不足以抵消冷源和末端部分的能耗上升。

4.2.2、某商场大温差运行能耗分析

此工程楼高2 层，总建筑面积60 000m2，属大型的家居商场，建筑平面接近正方形。该工程空调总设计冷负荷达到8438kW，冷水输送系统采用一级泵两管制同程系统，空调末端采用风柜。

方案1 为常规设计：冷水机组单机12℃/7℃运行，输配和末端系统均按照常规设计；

方案2 为大温差设计：冷水机组单机17℃/7℃运行，冷机初投资不变，运行费也基本持平；输配系统管道管径减小，初投资减小，水泵能耗降低50%；末端表冷器排数增多，初投资增加约1.2%，风机能耗同时略有上升。

   经过方案对比发现，在总初投资上，输配部分节省的投入与末端增大的部分大致抵消，两种方案初投资平衡；在总运行费上，由于水泵部分的节能率较大，虽然风机部分的能耗上升，总体上还是达到了节能率6.7%、年节省运行费43 万元的水平。

（五）结语

本文分别从空调系统的冷源、输配和末端这3 个环节对冷水大温差运行模式的适应性、经济性等方面作了具体的阐述分析，相关结论如下：

（1）常规冷水机组在一定范围内都可以不经改造直接运行于大温差系统下。运行中若维持冷机出水温度不变，只是提高进水温度，则冷机性能几乎不变；但当出水温度降低时，冷机性能将有所下降。冷水机组串联运行能一定程度提高大温差工况下的制冷效率，是冷源布局方案上的新思路；

（2）采用冷水大温差运行方式时，若回水温度过高，末端表冷器和风机盘管性能都将有所下降，其中以除湿能力的衰减最为显著。因此，大温差设计必须校核空气处理设备的除湿能力和冷却能力，并作科学合理的改造措施，如增加表冷器排数，增大迎风面积等；

（3）降低冷水温度可以减小大温差对表冷器和风机盘管冷却除湿性能的不利影响，但降低供水温度将引起冷水机组能耗的增加。因此，该做法的经济性需结合具体的情况作进一步计算分析；

（4）冷水大温差运行模式着眼于小流量对空调输配系统的节能潜力，同时减小了输配设备的尺寸，降低了初投资，特别适用于供冷半径大、输配管道长的系统，可大大降低其初投资和运行能耗；

（5）冷水大温差运行模式特别适用于冰蓄冷空调系统。冰蓄冷空调系统可提供1～4℃的低温冷水，将大大提高表冷器和风机盘管的冷却除湿能力，从而可以避免末端系统的大温差改造；

（6）在冷水大温差系统的设计中，由于冷源、输配和末端环节的多种选择性，必须从负荷特性、设备性能、系统初投资和运行费等多种因素全面考虑，以最大程度发挥大温差这项技术的优越性。