煙臺某辦公樓冷卻塔供冷系統(tǒng)設計與分析

中國建筑設計研究院有限公司 姜 紅

1 項目概況

煙臺市開發(fā)區(qū)某集團辦公大樓總建筑面積約5.5萬m2，建筑高度99 m。地下2層，1.5萬m2，主要功能為汽車庫、設備機房；地上22層，4萬m2，1～2層主要功能為辦公大堂、銀行、辦公室，3～22層為標準辦公層。夏季空調冷負荷為4 300 kW，空調冷源采用常規(guī)電制冷冷水機組，共設置2臺制冷量為1 759 kW(500 rt)的離心式冷水機組和1臺制冷量為879 kW(250 rt)的螺桿式冷水機組，冷水供/回水溫度為7 ℃/12 ℃，冷卻水供/回水溫度為32 ℃/37 ℃。每臺制冷機組對應設置1臺冷卻塔，冷卻塔風機變頻運行，通過冷卻水回水溫度控制風機頻率。2臺離心機組的冷水、冷卻水循環(huán)泵均為兩用一備，螺桿機組的冷水、冷卻水循環(huán)泵為一用一備?？照{冷水系統(tǒng)為一級泵變頻系統(tǒng)，定壓方式為氣壓罐定壓?？照{末端為全空氣系統(tǒng)和風機盤管+新風系統(tǒng)。空調機組和新風機組空調水系統(tǒng)為冷熱共用兩管制系統(tǒng)，風機盤管空調水系統(tǒng)為四管制系統(tǒng)?？照{加濕方式為濕膜加濕。其中辦公層存在較大的內(nèi)區(qū)，需要全年供冷。為了實現(xiàn)過渡季及冬季不開冷水機組，而充分利用冷卻塔的冷卻功能制冷，設置了冷卻塔供冷系統(tǒng)。冷源系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 冷源系統(tǒng)原理圖

2 冷卻塔供冷系統(tǒng)負荷側系統(tǒng)設計

2.1 冬季內(nèi)區(qū)空調冷負荷計算

冬季內(nèi)區(qū)供冷房間計算溫度宜高于外區(qū)房間的空調計算溫度，防止內(nèi)區(qū)過冷，出現(xiàn)內(nèi)外區(qū)冷熱抵消現(xiàn)象。該項目冬季外區(qū)溫度為20 ℃，內(nèi)區(qū)分別取20、22、25 ℃進行分析比較。其他室內(nèi)參數(shù)詳見表1。

表1 室內(nèi)設計參數(shù)

由于冬季房間濕度較低，露點溫度也較低，冷卻塔供冷水溫條件下，風機盤管一般為干工況運行。因此，冬季內(nèi)區(qū)冷負荷可按顯熱負荷計算。且內(nèi)區(qū)和外區(qū)共用一套新風系統(tǒng)，冬季新風送風溫度為外區(qū)室內(nèi)溫度(20 ℃)，因此新風可負擔部分內(nèi)區(qū)冷負荷。冬季內(nèi)區(qū)冷負荷按式(1)[1]計算，即為風機盤管承擔的冷負荷。

(1)

式中qf為冬季供冷房間內(nèi)單臺風機盤管承擔的冷負荷，W/臺；α為保證系數(shù)，根據(jù)設計標準和房間的重要性，可取0.8～1.0；qn為冬季供冷房間顯熱冷負荷，W；qx為冬季新風承擔的供冷房間的顯熱冷負荷，W；n為房間內(nèi)布置的風機盤管數(shù)量，臺；Lx為房間新風量，m3/h；tn為冬季內(nèi)區(qū)供冷房間室溫，℃；tx為冬季新風送風溫度，℃。

以標準層辦公室為例。取一跨，內(nèi)區(qū)寬10 m、進深5 m，內(nèi)區(qū)房間負荷計算結果見表2。系統(tǒng)所需供冷量計算結果見表3。

表2 內(nèi)區(qū)房間逐項冷負荷 W

表3 內(nèi)區(qū)空調總冷負荷

2.2 空調冷水供回水溫度計算

風機盤管應按夏季工況選擇，即風機盤管在夏季室內(nèi)溫濕度和供回水溫度工況下中擋風量運行時，應能滿足室內(nèi)冷負荷要求。為了節(jié)約初投資，冬季冷卻塔供冷時，風機盤管的最大供冷能力可按風機高擋運行考慮。該項目風機盤管選型需同時考慮房間換氣次數(shù)及氣流組織，選擇2排盤管的004號風機盤管2臺。標準工況：高擋風量680 m3/h，高擋風量全熱供冷量3 440 W，顯熱供冷量2 550 W，高擋風量熱量5 900 W；設計工況：中擋額定風量479 m3/h，中擋風量全熱供冷量2 520 W，顯熱供冷量1 850 W。

根據(jù)式(2)[1]計算風機盤管滿足冷卻塔供冷工況時需承擔冷量的最高供回水溫度，如表4所示。

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

(8)

(9)

式(2)～(9)中tL1為供水溫度，℃；tL2為回水溫度，℃；Δtr為對數(shù)平均溫差，℃；qrd為單臺風機盤管標準供熱工況時的供熱量，W，根據(jù)樣本查得；cp1為水的比定壓熱容，取cp1=4.187 kJ/(kg·K)；ρ1為冷水密度，可近似取冷水和熱水的平均值992 kg/m3；G1為標準工況時單臺風機盤管水流量，L/s，根據(jù)樣本查得；cp2為空氣的比定壓熱容，取cp2=1.01 kJ/(kg·K)；ρ2為空氣密度，可近似取ρ2=1.2 kg/m3；G2為標準工況時單臺風機盤管風量，m3/h，根據(jù)樣本查得；tR2為風機盤管在標準供熱工況時回水溫度，℃；tn,r為風機盤管在標準供熱工況時房間溫度，取21 ℃；tR1為風機盤管在標準供熱工況時供水溫度，tR1=60 ℃；ts,r為風機盤管在標準供熱工況時送風溫度，℃。

由表4可知，隨著冬季內(nèi)區(qū)房間室溫的降低，最高供回水溫度降低，但供回水溫差增大。因為式(2)為水流量與標準工況相同情況下的計算值，所以室溫降低，冷負荷增加，流量不變時，溫差增大。但增大供回水溫差，降低水流量，必然要降低最高供回水溫度。為此結合某品牌設備選型，匯總了不同供水溫度、供回水溫差下的高擋風量顯熱冷量，見表5～7(1)麥克維爾產(chǎn)品選型報告，2020。

表4 最高供回水溫度

表5 25 ℃室溫高擋風量顯熱冷量統(tǒng)計 kW

由表5可見，室溫25 ℃時，保證風機盤管1.1 kW的制冷能力，供回水溫差由1 ℃增加到5 ℃時，最高供水溫度由17 ℃降低到14 ℃。符合保證負荷不變，流量減小，平均溫度需升高的換熱原則。當室溫降低時，負荷增加，風機盤管的制冷能力要求增大，最高供水溫度也會相應降低。

筆者利用表5～7的相關參數(shù)，對冬季冷水循環(huán)泵采用小制冷機的冷水循環(huán)泵和新增專用冷水循環(huán)泵2種情況，分別確定不同溫差的最高供回水溫度，見表8、9。

表6 22 ℃室溫高擋風量顯熱冷量統(tǒng)計 kW

表7 20 ℃室溫高擋風量顯熱冷量統(tǒng)計 kW

表8 小制冷機冷水循環(huán)泵

表9 專用空調冷水循環(huán)泵

2.3 負荷側系統(tǒng)和設備配置

采用小制冷機對應的空調冷水循環(huán)泵作為冷卻塔供冷時的空調冷水循環(huán)泵。僅增加板式換熱器，一次投資較小。且原小型冷水泵為變頻運行，冬季板式換熱器二次側水泵也變流量運行。但水泵性能曲線和管網(wǎng)性能曲線調整后的工況點不一定滿足理想設計溫差或高效運行。

采用專用空調冷水循環(huán)泵作為冷卻塔供冷時的空調冷水循環(huán)泵。該系統(tǒng)循環(huán)泵按冬季供冷工況的流量和管網(wǎng)阻力配置，且可變流量運行。增加了水泵和變頻器的設備投資，降低了運行費用。

由此可見，采用哪種系統(tǒng)配置，需作經(jīng)濟分析后確定。另外由表8、9可知，25 ℃時最高供水溫度15 ℃左右，22 ℃時最高供水溫度11 ℃左右，20 ℃時最高供水溫度8 ℃左右。為了充分利用免費冷源，且結合房間熱舒適度等級Ⅰ級標準要求，該項目采用22 ℃作為設計參數(shù)，冬季內(nèi)區(qū)空調總冷負荷439 kW。

3 冷卻塔供冷系統(tǒng)冷源側系統(tǒng)設計

3.1 冷源側流量、水溫、室外濕球溫度的確定

采用小制冷機對應的空調冷卻水循環(huán)泵，冷卻水供回水溫差見表10。為防止流量過大，水泵消耗電能過多，溫差不宜小于2 ℃。

表10 小制冷機冷卻水循環(huán)泵

采用專用空調冷卻水循環(huán)泵時，冷卻水供回水溫差、流量比見表11。其中溫差5 ℃時的流量比小于50%，冬季冷卻塔有凍結的危險，不采用。

表11 專用空調冷卻水循環(huán)泵

冷卻塔一次冷源水供水溫度應按式(10)[1]確定：

(10)

式中tCL為冷源水最高供水溫度，即冷卻塔出水溫度，℃，不應低于5 ℃；ΔtX為換熱器溫差較小端一、二次介質溫差，℃，宜取1～2 ℃；Δtc為冷源水供回水溫差，℃；tL2max為空調冷水最高回水溫度，℃；tL1max為空調冷水最高供水溫度，℃。

通過冷卻塔的供冷能力特性曲線(見圖2～4[1])，確定所要求的室外濕球溫度tw。由圖2～4可知，提供相同冷源水供水溫度，流量比越小，室外濕球溫度越高；冷源水供回水溫差越小，室外濕球溫度越高。所以增加冷卻塔的運行天數(shù)有可能會增加冷卻水泵的運行能耗，設計需綜合考慮。

圖2 流量比100%時冷卻塔的供冷能力特性曲線

結合表8～11，根據(jù)不同供回水溫差下是否增設循環(huán)泵等，確定方案1～7(見表12)，進行經(jīng)濟性比較。

表12 方案設置

3.2 冷卻塔運行時間計算

根據(jù)最高低溫冷卻水溫度要求的室外濕球溫度tw，以及煙臺地區(qū)逐時室外濕球溫度的氣象參數(shù)，計算冷卻塔供冷運行時間。煙臺地區(qū)冬季的逐時室外濕球溫度參考成山頭地區(qū)，數(shù)據(jù)來源于《中國建筑熱環(huán)境分析專用氣象數(shù)據(jù)集》[2]，不同逐時室外濕球溫度的小時數(shù)見表13。統(tǒng)計時間為煙臺地區(qū)現(xiàn)行法定供暖期：11月15日至次年3月15日，統(tǒng)計時刻為辦公建筑運行時間08:00—18:00。

圖3 流量比70%時冷卻塔的供冷能力特性曲線

圖4 流量比50%時冷卻塔的供冷能力特性曲線

表13 煙臺地區(qū)供暖期室外濕球溫度的小時數(shù)

由表14可知，方案5的室外濕球溫度最高，供暖期冷卻塔供冷小時數(shù)最大，其次為方案1。

表14 冷卻塔運行時間

4 節(jié)能計算和經(jīng)濟性比較

4.1 冷卻塔供冷系統(tǒng)節(jié)約的運行費用

冷卻塔供冷系統(tǒng)減少的電耗主要為電制冷機組耗電量EL[1]：

(11)

式中γ為負荷小時平均系數(shù)，辦公類建筑γ=0.6；λ為考慮冷水機組冬季供冷工況冷卻水溫偏低等因素的修正系數(shù)，取λ=0.9；Q為額定冷量，kW；h為冷卻塔供冷時間，h；IPLV為綜合部分負荷性能系數(shù)，IPLV=5.5。

水泵能耗Es：

Es=γNh

(12)

式中N為水泵額定耗功率，kW。

全年減少能耗ΔE：

ΔE=EL+Eb1-Eb2+EB1-EB2

(13)

式中Eb1為冬季制冷機制冷時開啟的冷卻水泵的能耗，kW·h；Eb2為冷卻塔供冷時冷源水泵能耗，kW·h；EB1為冬季制冷機制冷時開啟的冷水泵能耗，kW·h；EB2為冷卻塔供冷時冷水泵能耗，kW·h。

全年節(jié)約運行費用ΔS1[1]：

(14)

式中D為單一制電價，取0.752 5元/(kW·h)(引自山東省物價局文件魯價格一發(fā)[2018]39號文)。

表15 各方案全年節(jié)約運行費用

4.2 冷卻塔供冷系統(tǒng)增加的初投資ΔS2

冷卻塔間接供冷系統(tǒng)，需增設板式換熱器、冷卻塔供回水溫度監(jiān)測點、冷卻塔供回水壓差電動調節(jié)閥等。冷源側采用小制冷機冷卻水循環(huán)泵作為冬季冷卻水泵時，需增設變頻器、電動開關切換閥；冷源側采用專用空調冷卻水循環(huán)泵時，需增加水泵，定流量運行。負荷側采用小制冷機冷水循環(huán)泵作為冬季冷水泵時，增設電動開關切換閥；采用專用空調冷水循環(huán)泵時，需增加水泵、變頻器。各方案增加初投資費用如表16所示。

表16 各方案增加初投資費用

續(xù)表

4.3 初投資回收期Y[1]

(15)

各方案初投資回收期如表17所示。

表17 各方案初投資回收期

由表17可知，各方案初投資回收期差別不大。選用全年節(jié)約運行費用最多、冷卻塔運行時間最長的方案5作為設計方案。

5 結論

1) 冬季內(nèi)區(qū)供冷房間設計溫度宜高于外區(qū)房間的空調設計溫度，防止內(nèi)區(qū)過冷，出現(xiàn)內(nèi)外區(qū)冷熱抵消現(xiàn)象。

2) 冬季房間相對濕度較低，露點溫度也較低，冷卻塔供冷水溫條件下，風機盤管一般為干工況運行。冬季內(nèi)區(qū)負荷可按顯熱負荷計算，不應采用夏季工況負荷值。

3) 風機盤管計算式為定水流量下的計算值，變流量建議結合廠家選型設計。

4) 冷卻塔供冷系統(tǒng)提供相同冷源水供水溫度時，流量比越小，室外濕球溫度越高；冷源水供回水溫差越小，室外濕球溫度越高。該項目冬季冷負荷為439 kW，為夏季設計負荷4 300 kW的10%，因此冷卻水溫差2 ℃時，流量比為100%，冷卻塔出力受限。

5) 該項目板式換熱器溫差選擇1 ℃的造價是2 ℃的1.8倍，且回收期為3.6 a，冷卻塔運行時間每年增加61 d，全壽命周期可節(jié)約運行費用4萬元，故選取1 ℃溫差。