大比摩阻空調水系統(tǒng)可行性分析

陳?？?刁岳峰 牟 宇 楊鴻基 楊露方

(浙江大學建筑設計研究院有限公司,杭州)

0 引言

隨著全球能源消耗的增加和環(huán)境問題的日益嚴峻,節(jié)約能源和資源成為各個領域關注的焦點之一。在建筑領域,空調系統(tǒng)是最耗能的系統(tǒng)之一,其運行對能源消耗和環(huán)境影響十分顯著[1]。因此,如何在空調系統(tǒng)中實現資源和能源消耗的平衡成為了研究和實踐的重要課題之一。

空調水系統(tǒng)中的水管連接冷熱源和空調末端,起著輸送冷媒的作用。根據文獻統(tǒng)計,風機盤管加新風機組系統(tǒng)的水系統(tǒng)投資約占整個空調系統(tǒng)投資的13.6%[2],而水系統(tǒng)的年平均耗電量占空調系統(tǒng)年總耗電量的10%～20%[3]?？梢?空調水系統(tǒng)不僅在很大程度上影響項目建設時的投資成本,而且對后期空調系統(tǒng)的運行費用也有重要影響。因此,合理設計空調水系統(tǒng)具有十分重要的意義。

傳統(tǒng)設計中,空調水管的管徑通常按照設計工況下管道比摩阻不超過300 Pa/m進行計算和選取。然而,考慮到空調系統(tǒng)在大部分時間內處于部分負荷運行狀態(tài),傳統(tǒng)設計方式可能導致管材浪費,從而增加項目的建造成本。采用大比摩阻的管道可以節(jié)約管材使用量,但會增加管道水力損失,進而導致水泵的運行能耗和運行費用增加。

為了探討大比摩阻管道的技術和經濟可行性,選擇杭州地區(qū)一棟高層辦公樓的空調水系統(tǒng)作為研究對象,對原設計方案和采用大比摩阻方案進行了比較。2種方案的主要區(qū)別在于水管的管徑。原設計方案的管徑按照設計工況下管道比摩阻不超過300 Pa/m進行設計,而大比摩阻方案將管道比摩阻上限提高到600 Pa/m。根據設計的管徑,可以分別計算出2種方案的水管及輔材的造價。此外,還統(tǒng)計了2種方案的水泵運行費用。首先,利用動態(tài)負荷模擬軟件計算了該建筑供冷季的逐時冷負荷。然后,結合空調水系統(tǒng)的管道阻力、水泵配置和末端配置情況,計算了冷水泵在逐時冷負荷下的能耗,進而得到供冷季冷水泵的運行能耗和運行費用。最后,使用財務凈現值(FNPV)分析法對前期節(jié)省的安裝費用和后期增加的運行費用進行了動態(tài)經濟性分析。

1 研究對象介紹

本次研究的建筑位于杭州市內,總高度為72.46 m,地上共17層,其中1層和2層主要用作辦公配套的大堂、食堂和商業(yè),3層以上均為辦公區(qū)域。建筑地上部分的總建筑面積為27 440 m2。該建筑采用兩管制空調水系統(tǒng),冷熱源分別為冷水機組和鍋爐,冷熱水泵分開設置,末端設置風機盤管和新風機組。

本次研究的對象為空調水系統(tǒng)。制冷機房內配置了2臺額定制冷量為1 758.5 kW的螺桿式冷水機組,冷水泵采用兩用一備配置,水泵參數與設計的空調水系統(tǒng)相匹配。冷水泵采用變頻泵,并配備變頻器。水泵采用壓差變流量控制。當水系統(tǒng)的流量百分比大于50%時,同時啟動2臺水泵;當水系統(tǒng)的流量百分比小于等于50%時,僅開啟1臺水泵。變頻器的變頻下限設定為25 Hz。當水系統(tǒng)所需流量小于單臺水泵的變頻下限流量時,打開水力旁通管。為了充分發(fā)揮水泵變頻系統(tǒng)的節(jié)能效果,水泵采用多回路壓差監(jiān)測的壓差變流量控制方式,通過對多個末端回路進行壓差監(jiān)測,自動設定供回水側壓差,精準控制水泵揚程。空調供回水系統(tǒng)采用立管異程、水平管同程的設計形式,每層的供回水管分別安裝動態(tài)壓差平衡閥和靜態(tài)平衡閥。空調系統(tǒng)的末端采用風機盤管加集中新風的形式?？照{系統(tǒng)的運行時間為07:00—18:00。圖1為空調水系統(tǒng)示意圖。

圖1 空調水系統(tǒng)示意圖

為了獲取建筑空調系統(tǒng)的逐時負荷數據,本次研究使用基于DOE-2的EQUEST軟件進行建模計算。圖2為建筑模型示意圖。建筑的主要熱工參數見表1。

2 空調冷負荷逐時模擬結果

根據負荷模擬軟件輸出的空調冷負荷結果,并結合杭州地區(qū)辦公建筑空調系統(tǒng)的實際運行經驗,將該辦公建筑的空調供冷季定義為5月初到10月底。當空調計算冷負荷低于設計工況冷負荷的5%時,考慮通過開啟風機和開窗等方式消除冷負荷,從而無需啟動空調供冷系統(tǒng)。因此,在統(tǒng)計空調系統(tǒng)實際運行負荷時,不考慮這些小負荷的情況。圖3顯示了該空調系統(tǒng)在供冷季工作時段的逐時冷負荷情況,供冷季的最大空調冷負荷為3 428.1 kW,出現在6月29日16:00。在大部分的運行時段內,空調系統(tǒng)均處于部分負荷狀態(tài)。

圖3 空調系統(tǒng)工作時段逐時冷負荷

3 水泵能耗與運行費用分析

3.1 水泵揚程計算

在閉式循環(huán)水系統(tǒng)中,水泵的揚程H用于克服管道等設備元件的阻力。水在管道中的壓力損失計算式為[4]

(1)

式中 Δp為阻力壓降,Pa;λ為摩擦阻力系數;l為管段長度,m;d為管道直徑,m;v為水的流速,m/s;ρ為水的密度,kg/m3;ζ為局部阻力系數。

式(1)中等號右側前半部分表示沿程阻力,后半部分表示局部阻力?？照{冷水在空調水系統(tǒng)中流經供回水管道、盤管和閥門等設備元件時的壓力損失都可通過式(1)計算。

管道內水流速v的計算式為

(2)

式中G為管道內體積流量,m3/s。

管道內流量G的計算式為

(3)

式中Q為空調冷負荷,kW;cp為水的比定壓熱容,J/(kg·℃);Δt為供回水溫差,℃,在設計的空調系統(tǒng)中,空調冷水供水溫度為7 ℃,回水溫度為12 ℃,溫差Δt=5 ℃。

綜上所述,假設管道元件設備的阻力特性不變,可得水泵在部分負荷下的揚程計算式為

Hi=H0i2

(4)

式中Hi為部分負荷下的水泵揚程,m;H0為設計負荷下的水泵揚程,m;i為空調系統(tǒng)的負荷率。

由式(4)可知,部分負荷下水泵的揚程與空調系統(tǒng)負荷率的二次冪成正比。

3.2 空調水系統(tǒng)阻力分析

按照空調系統(tǒng)阻力元件的位置劃分,空調水系統(tǒng)的管道壓力損失分為機房冷源側、冷水管道側和最不利的末端設備側3個部分。

1) 分析空調系統(tǒng)最不利的末端設備。該空調系統(tǒng)的末端設備包括風機盤管和新風機組。風機盤管采用電動兩通閥進行啟?？刂?考慮整體的壓力損失為30 kPa。辦公樓的集中新風機組安裝在屋頂新風機房內,集中新風機組的盤管與其前端的控制閥的總壓力損失為80 kPa。假定新風機組的負荷與空調系統(tǒng)整體負荷等比例減小,則新風機組的壓力損失隨著負荷率的二次冪等比例下降。當系統(tǒng)處在高負荷率時,該新風機組為水系統(tǒng)中的最不利末端。當系統(tǒng)負荷率降低后,最遠端的風機盤管成為最不利的末端設備。

2) 對于管道側的壓力損失,根據空調設計負荷和設計管徑,計算出設計工況下的管道壓力損失。假定空調系統(tǒng)在部分負荷下運行時,各區(qū)域的負荷和流量均呈現等比例減小,并且冷水管道的阻力特性不發(fā)生變化,則空調系統(tǒng)管道側壓力損失也隨著負荷率i的二次冪等比例下降。

3) 對于機房冷源側的壓力損失,額定制冷量為1 758.5 kW的螺桿式冷水機組蒸發(fā)器盤管在額定負荷工況下的壓力損失按80 kPa計算。在部分負荷情況下,蒸發(fā)器盤管的壓力損失也隨著負荷率i的二次冪等比例下降。

綜上所述,可以得到不同系統(tǒng)負荷率下空調水系統(tǒng)的管路壓力損失,變頻水泵通過改變葉輪轉速提供相應的揚程。水泵揚程與空調系統(tǒng)負荷率i的關系如圖4所示。在設計工況下,原設計方案的水泵設計揚程為25.1 m,而大比摩阻方案的水泵設計揚程為35.2 m。當空調負荷率下降時,除了受到空調最不利末端設備變化的影響外,空調系統(tǒng)的壓力損失基本呈現隨著負荷率i的二次冪等比例下降的規(guī)律。

圖4 變頻調速水泵在不同負荷率下的揚程

3.3 變頻調速水泵的效率分析

根據文獻[5],變頻調速水泵的綜合效率ηi的計算式為

ηi=ηpηmηv

(5)

式中ηp為水泵工作效率;ηm為水泵的電動機效率;ηv為變頻器效率。

其中電動機效率ηm和變頻器效率ηv均會隨著電動機轉速的變化而變化。

根據文獻[6],典型的高效電動機效率ηm的計算式為

ηm=0.941 87(1-e-0.904r)

(6)

式中r為電動機的相對轉速百分比。

根據文獻[6],典型的高效變頻器效率ηv的計算式為

ηv=0.506 7+1.283r-1.42r2+0.584 2r3

(7)

根據穆迪公式進行換算[7],水泵的工作效率ηp的計算式為

ηp=1-(1-ηp0)r-0.2

(8)

式中ηp0為水泵在額定工況下的工作效率,本文選取ηp0為0.79。

空調系統(tǒng)冷水泵的運行策略為:當系統(tǒng)的流量百分比大于50%時,啟動2臺水泵;當系統(tǒng)流量百分比小于等于50%時,啟動1臺水泵;當系統(tǒng)所需流量小于單臺水泵的變頻下限流量時,開啟水力旁通管。保持供回水溫差不變,系統(tǒng)流量百分比等同于空調負荷率。因此,當空調負荷率i>0.5時,r=i;當系統(tǒng)負荷率i≤0.5時,r=2i;當i≤0.25時,假定水泵的功率保持不變。

在得到變頻調速水泵各分項效率后,根據式(5),可以得到變頻調速水泵的綜合效率隨負荷率的變化規(guī)律(見圖5)。從圖5可知:在系統(tǒng)運行于設計工況時,變頻調速水泵綜合效率最高,達到0.71;隨著空調負荷率i的降低,變頻調速水泵的綜合效率也下降;在系統(tǒng)負荷率i降低到接近0.5時,2臺水泵的變頻器輸出頻率接近變頻下限,變頻調速水泵的綜合效率降低到0.62;當空調系統(tǒng)負荷率i降低到0.5以后,由于水泵切換到單臺運行,變頻調速水泵效率重新恢復至較高水平,并隨著系統(tǒng)負荷率的下降而再次降低;當系統(tǒng)負荷率i下降到0.25以后,單臺水泵已經運行到變頻下限,此時通過開啟旁通管來旁通多余的水量,水泵的功耗和效率將不再隨著負荷的下降進一步降低。

圖5 變頻調速水泵在不同負荷率下的效率

3.4 變頻調速水泵的輸入功率

水泵輸入功率的計算式為[8]

(9)

式中N為水泵輸入功率,kW;g為自由落體加速度,9.8 m/s2。

結合變頻調速水泵的效率隨負荷率的變化規(guī)律,可以得到變頻調速水泵在不同負荷率下的輸入功率,如圖6所示。在設計工況下,原設計方案的變頻調速水泵功率為55.76 kW,大比摩阻方案的變頻調速水泵功率為78.21 kW,增大比摩阻導致水泵功率增加40.3%。然而,隨著系統(tǒng)負荷率的下降,變頻調速水泵的功率明顯下降,且2種方案的變頻調速水泵功率差距逐漸減小。當系統(tǒng)負荷率下降到0.25時,原設計方案的變頻調速水泵功率為2.76 kW,大比摩阻方案的變頻水泵功率為3.22 kW,增大比摩阻導致水泵功率僅增加16.7%。

圖6 變頻調速水泵在不同負荷率下的功率

3.5 變頻調速水泵的運行能耗和費用

根據模擬獲得的逐時空調冷負荷和變頻調速水泵的輸入功率,可以計算出水泵裝置的逐時輸送能耗。通過供冷季冷水泵運行時段的逐時累計,得到供冷季冷水泵裝置的能耗。原設計方案的供冷季冷水泵裝置總能耗為18 131.59 kW·h,大比摩阻方案供冷季冷水泵裝置總能耗為23 378.35 kW·h。商業(yè)平均用電價格按照0.8元/(kW·h)計算,原設計方案供冷季冷水泵裝置運行總費用為14 510.07元,大比摩阻方案供冷季冷水泵裝置運行總費用為18 702.68元,增大比摩阻導致運行費用每年增加4 192.61元,增加率為28.89%。

3.6 冷水系統(tǒng)耗電輸冷比分析

循環(huán)水泵耗電輸冷比的計算式為[9]

(10)

式中RC為循環(huán)水泵的耗電輸冷比(ECR);ηb為每臺運行水泵對應設計工作點的效率;A為與水泵流量有關的計算系數,本次選取0.003 749;B為與機房及用戶的水阻力有關的計算系數,本次選取28;α為與∑L有關的計算系數,本次選取0.02;∑L為機房至該系統(tǒng)最遠用戶的供回水管道的總長度,m,根據規(guī)范[9]附錄中的條文解釋,當最遠用戶為風機盤管時,∑L應按機房出口至最遠端風機盤管的供回水管道總長度減去100 m確定,本次選取的∑L為225 m。

經過計算,原設計方案的耗電輸冷比為0.017 3,大比摩阻方案的耗電輸冷比為0.024 2。而根據規(guī)范[9]要求,判定值均為0.024 4?？梢钥闯?2種方案的耗電輸冷比均滿足規(guī)范要求。

4 造價成本分析

增大比摩阻減少了空調供回水管及輔材的造價,但同時增加了變頻水泵裝置的成本。為了定量分析大比摩阻方案的經濟性,對空調水系統(tǒng)中發(fā)生變化的主材部分進行了成本統(tǒng)計,包括管道、保溫材料、閥門和水泵系統(tǒng)。不發(fā)生變化的冷凝水管、空調末端設備和冷源設備均不在造價的統(tǒng)計范圍內。

4.1 水管系統(tǒng)的材料和設備

水管系統(tǒng)的材料、輔材和配件均按照相關規(guī)范要求進行選擇。

1) 空調系統(tǒng)的供回水管道材料根據管徑選取。管徑≤DN80,采用標準鍍鋅鋼管;DN100≤管徑≤DN200,采用無縫鍍鋅鋼管;管徑≥DN250,采用螺旋縫埋弧焊接鋼管。鋼管的厚度根據相應的管材標準選取。

2) 空調供回水管的保溫材料采用閉孔柔性泡沫橡塑海綿。管徑≤DN50,保溫層厚度為28 mm;DN70≤管徑≤DN300,保溫層厚度為32 mm。

3) 統(tǒng)計的空調水系統(tǒng)閥門包括用于管道切斷的閘閥和蝶閥,以及安裝在每層水平供回水干管上的動態(tài)壓差平衡閥和靜態(tài)平衡閥。平衡閥的選型同時考慮調節(jié)控制精度和經濟性。

4) 變頻水泵裝置包括冷水泵和變頻設備。水泵采用臥式單級單吸離心泵,內置變頻電動機,并配置變頻設備。

4.2 水管系統(tǒng)的造價

水管系統(tǒng)的材料和設備及人工成本根據市場信息價和市場詢價確定,所統(tǒng)計的價格口徑均為完工成本。原設計方案的管材、保溫材料、閥門和變頻水泵裝置的造價分別為88.08萬、14.21萬、29.49萬、13.30萬元,總造價為145.08萬元;而增大比摩阻后,管材、保溫材料、閥門和變頻水泵裝置的造價分別為72.71萬、12.07萬、22.66萬、17.08萬元,總造價為124.52萬元。大比摩阻方案成本節(jié)約20.56萬元,直接節(jié)約率為16.5%。

5 經濟性評價

該建筑設計熱負荷為設計冷負荷的52%,而供熱的供回水溫差為供冷的2倍,因此設計工況的熱水流量僅為設計工況冷水流量的26%。在設計供熱工況下,常規(guī)比摩阻方案的平均管道比摩阻僅為14.5 Pa/m,大比摩阻方案的平均管道比摩阻也只有31.2 Pa/m,2種方案的管道水力損失大約分別只占總水力損失的20%和30%,兩者區(qū)別較小。因此,本次經濟性分析中,只分析增大比摩阻對冷水泵系統(tǒng)的投資和運行費用的影響。

本次經濟性評價選取的動態(tài)分析方法是財務凈現值(FNPV)分析法。該方法將不同時間段的現金流進行折現計算,能夠較全面地反映整個計算期的經濟效果。

財務凈現值的計算式為

(11)

式中VF為財務凈現值;Ct為技術方案第t年的凈現金流;ic為基準收益率;n為技術方案計算期。

在本次分析中,當t=0時,C0為大比摩阻方案節(jié)省的初投資;t≥1時,Ct為每年因增大比摩阻導致增加的運行費用?；鶞适找媛蔵c設定為5%,技術方案計算期n按管道使用壽命周期20 a計算。

經過計算,財務凈現值為15.07萬元,該費用表示在管道的使用壽命周期內將增加的電費支出折現到建造時仍然節(jié)省的費用。相對于原設計方案的建造費用145.08萬元,節(jié)約率為10.39%。

6 結束語

本研究對于在杭州地區(qū)高層辦公樓的空調水系統(tǒng)中應用大比摩阻管道的技術和經濟可行性進行了探討。本文案例的研究結果表明,通過合理設計空調管路,大比摩阻方案的耗電輸冷比指標也可滿足規(guī)范要求。另外,在運維得當的前提下,大比摩阻方案在壽命周期內能夠節(jié)省項目費用。大比摩阻方案在空調水系統(tǒng)管路的初始建造成本方面有顯著優(yōu)勢,節(jié)約率為16.5%。雖然增大比摩阻會導致水泵裝置運行費用增加28.89%,但綜合考慮后發(fā)現整體經濟效益可觀。通過財務凈現值法評估,大比摩阻方案在管道使用壽命周期內達到了10.39%的節(jié)約率。因此,從經濟性角度出發(fā),采用大比摩阻空調水系統(tǒng)具有一定的可行性,但仍需從節(jié)能降耗的維度對設計方案進行評判,最終根據實際工程的建設條件與運營目標,選取最優(yōu)方案。

然而,本研究存在較大局限性,僅基于杭州地區(qū)的一個高層辦公樓,適用性有限。后續(xù)研究可考慮擴大樣本范圍,結合更多地區(qū)的數據進行進一步驗證和優(yōu)化,提出更加合理的大比摩阻方案,探索使用大比摩阻方案的邊界條件。同時,可以探索其他技術手段與管徑優(yōu)化相結合,在空調系統(tǒng)的節(jié)能與節(jié)材之間找到更好的平衡?？傮w而言,本研究對于面向系統(tǒng)運行和面向全壽命周期成本控制的精細化設計具有一定的理論和實踐指導意義。