周 宇 卓明勝 張龍愛

(珠海格力電器股份有限公司 空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 珠海 519070)

在大型工、商業(yè)公共建筑中，暖通空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行能耗通常占整個(gè)建筑能耗的60%以上[1-2]，降低空調(diào)系統(tǒng)能耗是建筑節(jié)能的關(guān)鍵所在。常規(guī)的中央空調(diào)系統(tǒng)，冷凍供回水通常采用5 ℃溫差設(shè)計(jì)，不僅水系統(tǒng)管路、泵體、閥件成本較高，管網(wǎng)輸送能耗約占整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)能耗的25%[3-4]。若采用大溫差小流量的設(shè)計(jì)方法，將有助于解決上述問題，實(shí)現(xiàn)很好的節(jié)能效果，尤其適合管網(wǎng)輸送半徑較大的高大空間型公共建筑。

近年來，大量的研究結(jié)果表明，空調(diào)冷凍水系統(tǒng)大溫差設(shè)計(jì)具有可行性、可靠性和經(jīng)濟(jì)性[5-9]，加大冷凍水的供回水溫差設(shè)計(jì)，將有助于降低水泵揚(yáng)程及管網(wǎng)輸配耗電，整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)能耗將隨之減小，從而實(shí)現(xiàn)空調(diào)系統(tǒng)的整體優(yōu)化。但針對(duì)冷凍水大溫差設(shè)計(jì)對(duì)冷水機(jī)組設(shè)備本身效率的影響，研究結(jié)論則不盡一致，對(duì)設(shè)備在大溫差下優(yōu)化設(shè)計(jì)方面的報(bào)道較少，普遍認(rèn)為應(yīng)該以工程的實(shí)際情況綜合考量[10-12]。本文將結(jié)合理論分析研究大溫差設(shè)計(jì)對(duì)冷水機(jī)組運(yùn)行特性的影響，并在雙系統(tǒng)串聯(lián)、逆流設(shè)計(jì)的機(jī)組方案基礎(chǔ)上，通過對(duì)某型號(hào)離心式冷水機(jī)組的實(shí)際測(cè)試，提出一種優(yōu)化的系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案，為大溫差空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供參考。

1 大溫差對(duì)換熱效率影響的理論分析

對(duì)于目前大型離心式冷水機(jī)組廣泛采用的水冷殼管式蒸發(fā)器，其換熱量的基本公式為：

Q=K×F×LMTD

(1)

式中：K為蒸發(fā)器的總傳熱系數(shù)，kW/(m2·K)；F為蒸發(fā)器總換熱面積，m2，對(duì)某一確定機(jī)組為定值；LMTD為蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差，K。

蒸發(fā)器的總傳熱系數(shù)為：

(2)

式中：kw為蒸發(fā)器水側(cè)傳熱系數(shù)，kW/(m2·K)；fe為蒸發(fā)器污垢熱阻，(m2·K)/kW；δ為蒸發(fā)器換熱管壁厚，m；λ為換熱管導(dǎo)熱系數(shù)，kW/(m·K)；kf為蒸發(fā)器制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)，kW/(m2·K)。

本文實(shí)驗(yàn)選取某換熱管廠家名義外徑為19.05 mm、內(nèi)徑為17.12 mm的高效蒸發(fā)管，銅管導(dǎo)熱系數(shù)取廠家推薦值λ=339 W/(m·K)，則銅管的導(dǎo)熱熱阻為：

=2.846 6×10-6(m2·K)/W

污垢熱阻按照國(guó)標(biāo)設(shè)計(jì)規(guī)范選取，即蒸發(fā)器側(cè)污垢系數(shù)fe取0.018 (m2·K)/kW

冷水機(jī)組蒸發(fā)器制冷劑在管外側(cè)沸騰換熱，在給定制冷量Q(kW)，即熱流密度q0(kW/m2)條件下，制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)為定值，可按照如下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：

kf=a1q03+a2q02+a3q0+a4

(3)

式中：a1、a2、a3、a4由換熱管廠家提供，本文中分別取值1.443 9×10-10、2.222 3×10-5、1.093 7、2 320.7。

隨冷凍進(jìn)出水設(shè)計(jì)溫差改變，銅管導(dǎo)熱熱阻、污垢熱阻和制冷劑側(cè)傳熱熱阻并不隨溫差及水流量而變化，對(duì)既定換熱器而言基本維持一定值。水流量變化帶來的流速變化，主要影響水側(cè)傳熱熱阻1/kw，其中kw為水側(cè)傳熱系數(shù)[14]：

(4)

式中：αw為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，按換熱管廠家推薦取0.071；cw為水導(dǎo)熱系數(shù)，由平均溫度計(jì)算得到，kW/(m·K)；di為換熱管內(nèi)徑，m；Re為水側(cè)雷諾數(shù)；Pr為平均溫度下水側(cè)普朗特?cái)?shù)；λw為平均溫度下水的運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s；λe為管壁溫度下水的運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s；

通過模擬計(jì)算得到不同熱流密度、不同水流速下總傳熱系數(shù)K的變化規(guī)律，以及換熱管內(nèi)外熱阻占比情況分別如圖1、圖2所示。

圖1 總傳熱系數(shù)隨水流速的變化Fig.1 Variation of the total heat transfer coefficient with the water velocity

圖2 換熱熱阻占比隨水流速的變化Fig.2 Variation of the proportion of heat transfer resistance with water flow rate

由上述分析計(jì)算可知，當(dāng)冷凍出水溫度恒定(以7 ℃為例)時(shí)，隨著設(shè)計(jì)進(jìn)出水溫差的增大(亦即隨著管內(nèi)水流速的降低)，蒸發(fā)器的傳熱熱阻主導(dǎo)將逐漸轉(zhuǎn)移至管內(nèi)水側(cè)，水側(cè)換熱效果逐漸惡化，導(dǎo)致蒸發(fā)器總的傳熱系數(shù)隨之減小。因此，優(yōu)化冷凍水系統(tǒng)大溫差設(shè)計(jì)下冷水機(jī)組的性能，主要在于強(qiáng)化蒸發(fā)器水側(cè)的設(shè)計(jì)。

2 大溫差離心式冷水機(jī)組實(shí)驗(yàn)分析

2.1 實(shí)驗(yàn)方案

提高制冷劑蒸發(fā)溫度，可以提升冷水機(jī)組的能效，基于此在冷凍水系統(tǒng)大溫差設(shè)計(jì)下，采用兩臺(tái)冷水機(jī)組進(jìn)行蒸發(fā)器側(cè)串聯(lián)運(yùn)行設(shè)計(jì)[15-16]：一方面提高水側(cè)流速，強(qiáng)化換熱；另一方面，上游機(jī)組出水因位于進(jìn)出水大溫差的中間溫度，蒸發(fā)溫度也將顯著提高，從而提升整個(gè)系統(tǒng)的效率。

基于冷水機(jī)組串聯(lián)運(yùn)行的設(shè)計(jì)思想下，將兩臺(tái)機(jī)組進(jìn)行模塊化組合，并使冷凝器同樣形成串聯(lián)、逆流運(yùn)行，設(shè)計(jì)一種專用于冷凍水大溫差(17/7 ℃)的測(cè)試樣機(jī)，樣機(jī)名義制冷能力為4 922 kW，由兩臺(tái)相同的2 461 kW離心式冷水機(jī)組子系統(tǒng)模塊化構(gòu)成，兩臺(tái)子系統(tǒng)的制冷劑側(cè)獨(dú)立，水側(cè)則形成串聯(lián)逆流布置形式。其中，每個(gè)子系統(tǒng)的蒸發(fā)器水側(cè)可通過水室端蓋、隔板調(diào)整，進(jìn)一步實(shí)現(xiàn)子系統(tǒng)內(nèi)部單、雙流程兩種對(duì)比方案，如圖3所示。

圖3 實(shí)驗(yàn)樣機(jī)系統(tǒng)方案Fig.3 Experimental prototype system scheme

2.2 實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)裝置依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 18430.1—2007《蒸氣壓縮循環(huán)冷水(熱泵)機(jī)組 第1部分：工業(yè)或商業(yè)用及類似用途的冷水(熱泵)機(jī)組》[17]所規(guī)定的液體載冷劑法建立，機(jī)組蒸發(fā)器側(cè)制冷量測(cè)定和冷凝器側(cè)熱平衡校核分別采用液體載冷劑法和熱平衡法，原理如圖4所示。

圖4 實(shí)驗(yàn)裝置原理Fig.4 Principle of experimental device

因沒有實(shí)際末端熱負(fù)荷消耗機(jī)組制冷量，實(shí)驗(yàn)臺(tái)采用兌水泵將一定量的冷卻水兌入冷凍水系統(tǒng)，提升冷凍水溫度，中和機(jī)組冷負(fù)荷，使實(shí)驗(yàn)工況可以維持穩(wěn)定，兌水泵的轉(zhuǎn)速直接取決于測(cè)試樣機(jī)工況運(yùn)行穩(wěn)定時(shí)的制冷量大小。

因水力平衡，同流量的冷凍側(cè)低溫水將返回冷卻水系統(tǒng)，降低冷卻進(jìn)出水溫度，但并不足以完全抵消機(jī)組冷凝熱，超出的熱量(等于機(jī)組的輸入功率)則由混合水箱中的冷水來中和，混合水箱自身則通過帶冷卻塔的獨(dú)立冷卻系統(tǒng)來維持恒溫。

機(jī)組運(yùn)行工況如表1所示，所有工況下蒸發(fā)器側(cè)冷凍水流量為847 m3/h，冷凝器側(cè)冷卻水流量為1 058 m3/h，每個(gè)工況達(dá)到穩(wěn)定后，連續(xù)運(yùn)行2 h通過實(shí)驗(yàn)臺(tái)監(jiān)控軟件等距取7組測(cè)試數(shù)據(jù)，將平均值作為該工況的測(cè)量結(jié)果，同時(shí)冷、熱水側(cè)熱力平衡要求滿足≤5%。

表1 大溫差實(shí)驗(yàn)工況Tab.1 Large temperature difference test conditions

2.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

2.3.1 水流程對(duì)比實(shí)驗(yàn)

在大溫差測(cè)試工況下(冷凍進(jìn)/出水溫度17/7 ℃)，兩個(gè)子系統(tǒng)均運(yùn)行滿載后，通過微調(diào)兩個(gè)子系統(tǒng)負(fù)荷，使機(jī)組整體制冷量達(dá)到名義4 922 kW，且蒸發(fā)器連管的中間溫度為12 ℃，則可認(rèn)為兩臺(tái)機(jī)組制冷量大小一致。

在該方法下，通過改變蒸發(fā)器水室端蓋和隔板，可分別實(shí)現(xiàn)機(jī)組兩個(gè)子系統(tǒng)蒸發(fā)器水側(cè)單流程和雙流程串聯(lián)兩種形式，研究在換熱面積不變，工況、水流量相同的情況下，單、雙流程造成不同水流速對(duì)機(jī)組性能的影響，滿負(fù)荷、部分負(fù)荷性能測(cè)試結(jié)果分別如表2、表3所示。

表2 單、雙流程滿負(fù)荷性能測(cè)試結(jié)果對(duì)比Tab.2 Comparison of single and dual process full load performance test results

表3 單、雙流程部分負(fù)荷性能測(cè)試結(jié)果對(duì)比Tab.3 Comparison of single and dual process partial load performance test results

由測(cè)試結(jié)果可知，串聯(lián)布置的兩臺(tái)機(jī)組，隨子系統(tǒng)蒸發(fā)器水側(cè)由單流程改雙流程，相同換熱面積下，水流速的提高使換熱效果顯著增強(qiáng)，換熱量與性能系數(shù)均有所提高，蒸發(fā)溫度分別比單流程時(shí)提高0.9～1.7 ℃，整機(jī)的滿負(fù)荷性能系數(shù)COP提升6%，綜合部分負(fù)荷性能系數(shù)NPLV提升3.8%。

2.3.2 雙系統(tǒng)負(fù)荷匹配實(shí)驗(yàn)

基于2.3.1的實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，子系統(tǒng)蒸發(fā)器水側(cè)雙流程、整機(jī)串聯(lián)逆流的方案性能更優(yōu)，在此情況下維持整機(jī)總冷量名義4 922 kW不變，通過檢測(cè)和控制兩個(gè)子系統(tǒng)連管中間溫度，微調(diào)兩個(gè)壓縮機(jī)的工作轉(zhuǎn)速，使兩個(gè)子系統(tǒng)分別承擔(dān)不同的實(shí)際制冷量比例，對(duì)整個(gè)機(jī)組性能測(cè)試結(jié)果如表4所示。

表4 雙系統(tǒng)負(fù)荷配比實(shí)驗(yàn)結(jié)果Tab.4 Test results of dual system load ratio

由表4可知，上游機(jī)組因冷凍出水溫度較下游機(jī)組(子系統(tǒng)2)高，蒸發(fā)溫度占優(yōu)勢(shì)，所以能效通常高于下游機(jī)組(在上游機(jī)組負(fù)荷占比<60%以前)；但該優(yōu)勢(shì)隨著上游機(jī)組負(fù)荷占比增大而縮減，因?yàn)殡S上游機(jī)組負(fù)荷占比逐步增大，該子系統(tǒng)的出水溫度降低，在冷凝溫度基本不變的情況下，上游機(jī)組的蒸發(fā)溫度呈下降趨勢(shì)，而下游機(jī)組則因?yàn)槌隽χ饾u減小而冷卻出水溫度降低，在蒸發(fā)溫度基本不變的情況下，冷凝溫度隨之下降，帶來的能效提升作用一定程度上彌補(bǔ)了下游機(jī)組蒸發(fā)溫度低的劣勢(shì)。

能效隨上游機(jī)組負(fù)荷占比的變化如圖5所示，從整體上看，當(dāng)上、下游機(jī)組承擔(dān)負(fù)荷占比約為55%∶45%時(shí)，整機(jī)性能出現(xiàn)拐點(diǎn)達(dá)到最優(yōu)。

圖5 能效隨上游機(jī)組負(fù)荷占比的變化Fig.5 The variation of COP with the proportion of upstream machine load

在機(jī)組實(shí)際設(shè)計(jì)生產(chǎn)和運(yùn)行控制中，可以根據(jù)水系統(tǒng)的布置，對(duì)串聯(lián)上下游機(jī)組的換熱器、壓縮機(jī)及控制參數(shù)進(jìn)行差異化設(shè)計(jì)，以達(dá)到最優(yōu)的節(jié)能效果。

3 結(jié)論

基于蒸發(fā)器換熱機(jī)理的理論分析，對(duì)冷凍水大溫差設(shè)計(jì)條件下串聯(lián)機(jī)組的不同匹配方式對(duì)整機(jī)性能的影響進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，得到如下結(jié)論：

1)大溫差低流量下，蒸發(fā)器換熱熱阻主要轉(zhuǎn)移至水側(cè)，優(yōu)化機(jī)組性能主要在于強(qiáng)化蒸發(fā)器水側(cè)換熱設(shè)計(jì)；

2)提高流程數(shù)可以提升水流速、強(qiáng)化水側(cè)換熱。大溫差系統(tǒng)下串聯(lián)運(yùn)行的兩臺(tái)機(jī)組，雙流程設(shè)計(jì)相對(duì)單流程設(shè)計(jì)性能可提升6%；

3)大溫差系統(tǒng)下，串聯(lián)逆流布置的兩臺(tái)機(jī)組，上、下游機(jī)組承擔(dān)負(fù)荷占比為55%∶45%時(shí)整體性能最優(yōu)，建議采用差異化設(shè)計(jì)和控制。