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摘 要：本文主要是以某高层建筑作为研究案例，来针对其中的空调冷水大温差技术工程应用进行了全面详细的分析，并且提出了冷水大温差适应性的相关问题，以期为我国暖通工程的建设发展做出贡献。
关键词：冷冻水系统；大温差；能耗；初投资；适用性
引 言
在空调系统之中冷冻水、冷却水系统所表现出的输送能耗本身，一般都达到了整个系统运行能耗的25%左右，这直接使得水系统的输送能耗技术被广泛的应用在了各个不同的领域之中，尤其是大温差技术。冷冻水大温差系统的使用，能够直接减少冷冻循环过程中所表现出的水量，进而极大的节省了冷冻水输送过程中的能耗、冷水系统投资等等。同时，在我国超高层建筑本身持续建设发展的过程中，冷冻水的大温差技术也表现出了极大的技术优势。但是，冷水大温差技术本身不仅对于空调系统的冷冻水系统有所影响，也会对于冷水机组、空调等环节的末端运行造成影响。下文主要针对空调冷水大温差技术工程应用分析进行了全面详细的探讨。
1 工程概况
案例工程本身属于一栋超高层的办公大楼，占地面积达到了12550m2，总体的建筑面积则为127860m2，建筑工程整体上为地下4层，地上38层，高度为180m。地下层是作为汽车车库以及机械设备使用空间；建筑工程的裙楼部分，则是作为餐饮、商业、办公等进行使用；整体建筑的安全避难层在9层、25层两个位置。该案例工程的空调总设计师冷负荷达到了10550kW（3000RT），其中的制冷系统运行，主要是通过两台制冷量达到4220kW（1200RT）的水冷离心冷水机组以及两台制冷量达到了1055kW（300RT）的水冷螺杆形式冷水机来提供制冷源。其中所使用的冷冻水系统主要是使用的大温差设计，其所呈现出的低区供水温度范围为6～14℃，而高楼层的高区供水温度范围则为7～15℃，板式热交换器设备直接设置在了25层的避难区域。首层到六层位置的大空间范围内，其空调区域是使用的集中处理低风速空调系统，而塔楼位置的办公房则是直接使用的VAV空调系统。
该案例工程所使用的空调系统本身无论是在初期投资阶段还是在每年的运行维护费用上，都有着极大的开支。那么在这一背景之下，如何对于冷冻水温升进行确定，最大限度的保证空调系统所涉及到投资以及运行费用有着至关重要的作用。
2 不同冷水温差系统运行能耗比较
冷冻水标准供回水温度为7/12℃，典型大温差冷冻水供回水采用6/14℃，温差8℃。本文仅讨论这两种代表性温差。
2.1 水泵能耗
采用冷冻水大温差最主要的目的是减小冷冻水泵输送功率，而泵的输送功率是与冷水流量和管路阻力损失成正比。国内许多学者认为采用大温差水泵节能应按照水泵相似理论计算，即：
N′/N=（W′/W）5/3
式中：W、N——标准温差时水泵流量和功率；
W′、N′——大温差时水泵流量和功率。
这种计算方法前提是假设冷冻水管道按照标准温差设计[2]，只是在选用冷冻水泵时按照大温差选择。然而实际上空调系统冷冻水管道的设计是采用假定比摩阻法，当管道系统冷冻水流量减少时，其冷冻水管道尺寸也将重新设计。因此，水系统管道阻力特性曲线已经改变，上述方法不能适用。水泵的功率应按下式计算：
N=γWH/η
式中：γ——水的容重；
η——水泵的效率；
H——水泵压头。
对于具体设计来说，管道比摩阻一般取经济比摩阻，系统形式一定的情况下，冷水管道的压力损失基本上相当，则冷冻水泵功率仅与流量成正比。因此，采用8℃温差，冷冻水泵功率为采用5℃温差时的62.5%，即水泵功率节约37.5%。
2.2 冷水机组能耗
冷水机组的制冷量Q=KFΔtm，当使用同一台制冷机提供相等制冷量时，冷水机组蒸发器传热面积为定值，则传热系数K与对数传热温差Δtm成反比。对于标准温差系统其对数传热温差为：
Δtm=（t2-t1）/ln[（t2-te）/（t1-te）]=（12-7）/ln[（12-5）/（7-5）]=4℃
式中：t1，t2，te——分别为蒸发器冷冻水进出口温度和蒸发温度。
对于6/14℃的8℃温差的冷冻水系统，由于冷冻水量减少37.5%，冷冻水在蒸发器中的流动速度也将减少37.5%。又水侧对流换热系数与水流速度0.8次方成正比，因此，水侧换热系数aw′=（0.625）0.8aw=0.6866aw。资料显示蒸发器水侧换热热阻为总热阻的35～40%，则总热阻因此增大约为R′=1.173R。为使蒸发器提供相同的制冷量，其传热对数平均温差必须增加，Δtm′=1.173Δtm=1.173×4=4.7℃，即：
Δtm′=（t2′-t1′）/ln[（t2′-te′）/（t1′-te′）]=4.7
求解得：
te′=4.2℃
可见，由于冷冻水温差增大，制冷机蒸发温度下降了0.8℃。以目前最常用的R22为例，取冷凝温度为40℃，在lgP-H图中计算可知由于制冷剂蒸发温度下降0.8℃，单位制冷量能耗增加1.5%。
2.3 空调风柜运行效率改变
冷冻水所呈现出的温差较大，并且相应的空调机组冷水的流量在不断减少的情况下，也同样会使得表冷器出现换热系数下降的现象，直接导致整个空调系统的制冷量下滑。要使得这方面的问题能够得以解决，一般都是利用对表冷器换热面积进行增大的方式，也就是对于表冷器排数、迎风面积等进行扩大。从多方面的资料现实来看，当使用表冷器迎风面积增大的措施之后，最终的水阻力会增加至少3倍，并且水泵的能耗也开始增加，而空气阻力则是直接减少到35%的位置，空调机组本身的价格在直接与所能够制造的风量单位进行折算之后，所呈现出单位为每万立方米风量的成本需要2500元左右。除此之外，由于对表冷器的迎风面积增加之后，将会导致空调机组的宽度增加，那么在这方面的情况下，也就必须要通过较大的机房面积进行存放，这也就无法被一些建筑业主所接受。所以，通常情况下都是直接通过对于表冷器排数增加的方式，来使得相关的问题得以解决。而对表冷器排数进行增加的方式，一方面实际上提高了表冷器最终造价，而另一方面则是使得空气阻力大幅度增加，而风机本身的运行功率，则是提升了至少12%左右。
3 不同冷水温差系统初投资比较
冷冻水大温差可以减少冷水管道管径以节约管道系统投资费用，另外亦能减少冷冻水泵大小而降低投资。然而另一方面，末端空调机组表冷器需增大排数或者迎风面积，导致投资增加，同时空调机组阻力增大使风机容量增大，也导致投资增加。管道系统及附件投资约占空调系统总投资的30%，末端空调机组投资占总投资15%。选用大温差可节约冷冻水系统投资25%左右，而末端空气处理机组投资将上升20%左右。经过简单计算可以发现使用大温差冷冻水空调系统总投资将节约4.5%左右。
4 结 论
综上所述，在建筑工程中对于大温差技术的应用之后，能够极大的节省建筑能耗，并且降低初期工程的投资。此外，还能够减小管井所需的尺寸大小，进而使得建筑的使用面积大幅度提高。此外，在实际对于大温差冷冻系统进行应用的过程中，还需要对于末端空调机组、盘管等方面的性能加以改变，进而直接对于冷水大温差在各个不同方面所表现出的相关影响加以分析之后，选择真正适合的冷冻水温差。
参考文献
[1]陶永生，李志浩等.冷水大温差组合式空调机组的研制[C].见：全国暖通空调制冷2002年学术文集.北京：中国建筑工业出版社，2012，11：252～257.
[2]殷平.空调大温差研究（4）：空调冷水大温差系统经济分析[J].暖通空调，2011，31（1）：68～72.
[3]周亚素，陈沛霖.空调冷冻水系统大温差设计的能耗分析[J].建筑热能通风空调，20122：18～19.
作者简介：何娟（1982-），女，硕士研究生，中级工程师，暖通设计。
关键词：冷冻水系统；大温差；能耗；初投资；适用性
引 言
在空调系统之中冷冻水、冷却水系统所表现出的输送能耗本身，一般都达到了整个系统运行能耗的25%左右，这直接使得水系统的输送能耗技术被广泛的应用在了各个不同的领域之中，尤其是大温差技术。冷冻水大温差系统的使用，能够直接减少冷冻循环过程中所表现出的水量，进而极大的节省了冷冻水输送过程中的能耗、冷水系统投资等等。同时，在我国超高层建筑本身持续建设发展的过程中，冷冻水的大温差技术也表现出了极大的技术优势。但是，冷水大温差技术本身不仅对于空调系统的冷冻水系统有所影响，也会对于冷水机组、空调等环节的末端运行造成影响。下文主要针对空调冷水大温差技术工程应用分析进行了全面详细的探讨。
1 工程概况
案例工程本身属于一栋超高层的办公大楼，占地面积达到了12550m2，总体的建筑面积则为127860m2，建筑工程整体上为地下4层，地上38层，高度为180m。地下层是作为汽车车库以及机械设备使用空间；建筑工程的裙楼部分，则是作为餐饮、商业、办公等进行使用；整体建筑的安全避难层在9层、25层两个位置。该案例工程的空调总设计师冷负荷达到了10550kW（3000RT），其中的制冷系统运行，主要是通过两台制冷量达到4220kW（1200RT）的水冷离心冷水机组以及两台制冷量达到了1055kW（300RT）的水冷螺杆形式冷水机来提供制冷源。其中所使用的冷冻水系统主要是使用的大温差设计，其所呈现出的低区供水温度范围为6～14℃，而高楼层的高区供水温度范围则为7～15℃，板式热交换器设备直接设置在了25层的避难区域。首层到六层位置的大空间范围内，其空调区域是使用的集中处理低风速空调系统，而塔楼位置的办公房则是直接使用的VAV空调系统。
该案例工程所使用的空调系统本身无论是在初期投资阶段还是在每年的运行维护费用上，都有着极大的开支。那么在这一背景之下，如何对于冷冻水温升进行确定，最大限度的保证空调系统所涉及到投资以及运行费用有着至关重要的作用。
2 不同冷水温差系统运行能耗比较
冷冻水标准供回水温度为7/12℃，典型大温差冷冻水供回水采用6/14℃，温差8℃。本文仅讨论这两种代表性温差。
2.1 水泵能耗
采用冷冻水大温差最主要的目的是减小冷冻水泵输送功率，而泵的输送功率是与冷水流量和管路阻力损失成正比。国内许多学者认为采用大温差水泵节能应按照水泵相似理论计算，即：
N′/N=（W′/W）5/3
式中：W、N——标准温差时水泵流量和功率；
W′、N′——大温差时水泵流量和功率。
这种计算方法前提是假设冷冻水管道按照标准温差设计[2]，只是在选用冷冻水泵时按照大温差选择。然而实际上空调系统冷冻水管道的设计是采用假定比摩阻法，当管道系统冷冻水流量减少时，其冷冻水管道尺寸也将重新设计。因此，水系统管道阻力特性曲线已经改变，上述方法不能适用。水泵的功率应按下式计算：
N=γWH/η
式中：γ——水的容重；
η——水泵的效率；
H——水泵压头。
对于具体设计来说，管道比摩阻一般取经济比摩阻，系统形式一定的情况下，冷水管道的压力损失基本上相当，则冷冻水泵功率仅与流量成正比。因此，采用8℃温差，冷冻水泵功率为采用5℃温差时的62.5%，即水泵功率节约37.5%。
2.2 冷水机组能耗
冷水机组的制冷量Q=KFΔtm，当使用同一台制冷机提供相等制冷量时，冷水机组蒸发器传热面积为定值，则传热系数K与对数传热温差Δtm成反比。对于标准温差系统其对数传热温差为：
Δtm=（t2-t1）/ln[（t2-te）/（t1-te）]=（12-7）/ln[（12-5）/（7-5）]=4℃
式中：t1，t2，te——分别为蒸发器冷冻水进出口温度和蒸发温度。
对于6/14℃的8℃温差的冷冻水系统，由于冷冻水量减少37.5%，冷冻水在蒸发器中的流动速度也将减少37.5%。又水侧对流换热系数与水流速度0.8次方成正比，因此，水侧换热系数aw′=（0.625）0.8aw=0.6866aw。资料显示蒸发器水侧换热热阻为总热阻的35～40%，则总热阻因此增大约为R′=1.173R。为使蒸发器提供相同的制冷量，其传热对数平均温差必须增加，Δtm′=1.173Δtm=1.173×4=4.7℃，即：
Δtm′=（t2′-t1′）/ln[（t2′-te′）/（t1′-te′）]=4.7
求解得：
te′=4.2℃
可见，由于冷冻水温差增大，制冷机蒸发温度下降了0.8℃。以目前最常用的R22为例，取冷凝温度为40℃，在lgP-H图中计算可知由于制冷剂蒸发温度下降0.8℃，单位制冷量能耗增加1.5%。
2.3 空调风柜运行效率改变
冷冻水所呈现出的温差较大，并且相应的空调机组冷水的流量在不断减少的情况下，也同样会使得表冷器出现换热系数下降的现象，直接导致整个空调系统的制冷量下滑。要使得这方面的问题能够得以解决，一般都是利用对表冷器换热面积进行增大的方式，也就是对于表冷器排数、迎风面积等进行扩大。从多方面的资料现实来看，当使用表冷器迎风面积增大的措施之后，最终的水阻力会增加至少3倍，并且水泵的能耗也开始增加，而空气阻力则是直接减少到35%的位置，空调机组本身的价格在直接与所能够制造的风量单位进行折算之后，所呈现出单位为每万立方米风量的成本需要2500元左右。除此之外，由于对表冷器的迎风面积增加之后，将会导致空调机组的宽度增加，那么在这方面的情况下，也就必须要通过较大的机房面积进行存放，这也就无法被一些建筑业主所接受。所以，通常情况下都是直接通过对于表冷器排数增加的方式，来使得相关的问题得以解决。而对表冷器排数进行增加的方式，一方面实际上提高了表冷器最终造价，而另一方面则是使得空气阻力大幅度增加，而风机本身的运行功率，则是提升了至少12%左右。
3 不同冷水温差系统初投资比较
冷冻水大温差可以减少冷水管道管径以节约管道系统投资费用，另外亦能减少冷冻水泵大小而降低投资。然而另一方面，末端空调机组表冷器需增大排数或者迎风面积，导致投资增加，同时空调机组阻力增大使风机容量增大，也导致投资增加。管道系统及附件投资约占空调系统总投资的30%，末端空调机组投资占总投资15%。选用大温差可节约冷冻水系统投资25%左右，而末端空气处理机组投资将上升20%左右。经过简单计算可以发现使用大温差冷冻水空调系统总投资将节约4.5%左右。
4 结 论
综上所述，在建筑工程中对于大温差技术的应用之后，能够极大的节省建筑能耗，并且降低初期工程的投资。此外，还能够减小管井所需的尺寸大小，进而使得建筑的使用面积大幅度提高。此外，在实际对于大温差冷冻系统进行应用的过程中，还需要对于末端空调机组、盘管等方面的性能加以改变，进而直接对于冷水大温差在各个不同方面所表现出的相关影响加以分析之后，选择真正适合的冷冻水温差。
参考文献
[1]陶永生，李志浩等.冷水大温差组合式空调机组的研制[C].见：全国暖通空调制冷2002年学术文集.北京：中国建筑工业出版社，2012，11：252～257.
[2]殷平.空调大温差研究（4）：空调冷水大温差系统经济分析[J].暖通空调，2011，31（1）：68～72.
[3]周亚素，陈沛霖.空调冷冻水系统大温差设计的能耗分析[J].建筑热能通风空调，20122：18～19.
作者简介：何娟（1982-），女，硕士研究生，中级工程师，暖通设计。