空调系统运行调节与管理节能技术培训ppt课件.ppt

主编 张德英建筑节能技术空调系统运行调节与管理节能技术第7章空气处理系统与风系统的运行调节第一节空调水系统的节能第二节变风量空调系统的控制第三节空调系统的运行管理第四节目录Contents1空气处理系统与风系统的运行调节空气处理系统与风系统的运行调节空调系统的空气处理方案和处理设备的容量是在室外空气处于冬、夏设计参数以及室内负荷为最不利时确定的。尽管空调系统在投入使用前已经调试过,在当时特定的室外参数和室内负荷条件下满足了预定的设计要求,但是,在我国大部分地区,全年室外空气参数是按春、夏、秋、冬周而复始地变化着,即在绝大多数时间内,室外空气参数是处于冬、夏设计参数之间;此外,室内冷(热)湿负荷也是经常变化的,在这种情况下,如果空调系统在运行过程中不做相应的调节,则不仅浪费了能量(设备供冷量和供热量),而且还会使室内空气参数偏离设计要求。因此,在空调系统设计和运行时,必须根据室外气象参数和室内冷(热)湿负荷的变化情况对空调系统进行全年运行工况的分析,从而提出合理的调节方案,以保证在全年(不保证时间除外)内,用最经济的运行方式运行,以满足室内温湿度的设计要求。空气处理系统与风系统的运行调节空调房间所要求的温湿度设计参数,一般允许有一定的波动范围,也称温湿度精度。允许的温湿度上下限可构成一个温湿度波动区。空调系统运行时,应该保证室内空气状态点始终处于这一波动区之内。在空调系统的运行过程中,往往同时存在室外空气参数的变化和室内负荷的变化,为便于分析,下面分别讨论室外空气参数变化时和室内负荷变化时的运行调节问题。空气处理系统与风系统的运行调节7.1.1室外空气状态变化时的运行调节室外空气状态的变化可以引起送风状态的变化和建筑外围护结构传热量的变化。这两种变化均会影响空调房间内的热湿环境。本节在假定室内负荷不变的前提下,讨论当室外空气状态变化时,保证送风状态不变的全年运行调节方法。根据室外空气状态的变化情况,在h-d图上可划分成若干个气象区域,每对应一个区域就有一种空气处理方式,称为工况,而区域则称为空调工况区。在每一个区域采用不同的运行调节方法,这样,全年就可按工况区进行调节。空调工况区划分的原则是在保证室内温湿度要求的前提下,力求系统运行经济、简便。同时还应考虑室外空气参数在某个区域内出现的频率高低,如果频率很低,则可将该区域合并到其他邻区,以减少调节的环节。空气处理系统与风系统的运行调节空调系统运行调节中常用的是“露点控制”调节法,它是通过控制喷水室(或表面冷却器)后的露点状态来控制送风状态的。露点控制调节法虽然控制简单,性能可靠,应用广泛,但由于全年各区域经常出现需把空气先冷却到露点,然后再加热的现象,这样就造成冷热量相互抵消,浪费了能量,所以,它并不是最经济的运行调节法。为节约能量,可采用无露点控制调节法,即把空气直接处理到要求的送风状态,以避免冷热量的抵消。后面介绍的一种分区运行工况,即属无露点控制调节法。值得提出的是,随着空调节能问题逐渐被重视,以及自动控制理论和设备的不断完善,有可能在确定空调设计方案和组织空调全年运行调节时,根据当地气象特点,将空调工况区域划分得更细更合理,使空调系统在各区域按相应的最佳运行工况(即最小运行费用的热湿处理工况)运行(称空调多工况节能运行),以达到最大限度节约能量的目的。空气处理系统与风系统的运行调节各工况区最佳运行工况的确定,主要考虑以下原则:1)条件许可时,不同季节尽量采用不同的室内环境设定参数以及充分利用室内被调参数的允许波动范围,以推迟用冷(或用热)的时间。2)尽量避免冷热量抵消的现象。3)在冬、夏季,应充分利用室内回风,保持最小新风量,以节省冷量或热量。空气处理系统与风系统的运行调节7.1.2室内冷(热)、湿负荷变化时的运行调节由于室内人体、照明和工艺设备的散热、散湿量随人员的出入和工艺过程而变化,以及房间围护结构的传热量随室外气象参数而变化,因而室内冷负荷(余热量为正值)或热负荷以及湿负荷随时都可能变化。为了保证室内温湿度要求,必须根据室内冷(热)湿负荷变化情况,对空调系统进行相应的调节。1 调节再热量1)室内余热量变化,余湿量不变。采用定露点调节再热量的方法。如图7-1a所示,将送风状态由L加热到O之后,送入室内,就能使室内状态点保持在温湿度允许的范围内。空气处理系统与风系统的运行调节这种情况的一个特例是,当室内仅有余热量而没有余湿量或余湿量极小时,热湿比总是接近或等于,这时,随着余热量的减少,可调节加热量使送风状态温度沿着等dN逐渐提高,即可满足室内温湿度要求,如图7-1b所示。图7-1调节再热量空气处理系统与风系统的运行调节2)室内余热量和余湿量均变化。采用变露点调节再热量的方法。如图7-1c所示,当热湿比由变化到后,若仍按原送风状态送风,则室内状态将为N,要想使室内状态仍满足N,则必须使送风状态点由L变为O,显然hOhL、dOdL,由此可见,为了处理得到这样的送风状态,不仅需要改变再热量,而且还须改变露点(L)。变露点的方法有以下几种:调节余热器加热量;调节新风、回风混合比;调节喷水温度。空气处理系统与风系统的运行调节2 调节一、二次回风比对于带有二次回风的空调系统,可以采用调节一、二次回风比的调节方法。当室内负荷变化时,可不同程度地利用回风的热量来代替再热量,以达到为满足室内空气状态要求所应有的新送风状态。如图7-2a所示,在设计工况时,空气调节过程为当室内余热量减少时(为简单起见,假设室内仅有余热量变化而余湿量不变),则室内热湿比由变为,这时可调节一、二次回风联动阀,在总风量保持不变的情况下,改变一、二次回风比,使一次回风量减小,二次回风量增大,送风状态点就从O点提高到O点,然后送入室内到达N点。空气处理系统与风系统的运行调节如图7-2b所示,此时空气调节过程为:图7-2调节一、二次回风比在图7-2a中,机器露点之所以由L变成L,是由于通过喷水室(或表面冷却器)的风量减少的缘故。同理,当室内余热量和余湿量均变化时,同样可调节二次回风量和机器露点以保证所需的室内空气参数。由于调节一、二次回风比的方法可省去再热量,因此,该方法得到了广泛的应用。空气处理系统与风系统的运行调节3 调节旁通风与处理风混合比对于设有旁通风门的空调箱,新风与室内回风混合后,除部分经过喷水室或表面冷却器处理外,其余部分流经旁通风门,然后该两部分空气混合后送入室内。根据室内负荷的变化,可调节旁通风与处理风的联动阀,以改变旁通风的混合比来改变送风状态,使其达到室内要求的空气参数。如图7-3所示,在设计工况时,旁通风门全关,空气调节过程为当室内冷负荷减少(为简单起见,假设室内余湿量不变)时,室内热湿比由变为,这时可开启旁通风门,并调节联动阀,使旁通风与处理风混合后的送风状态提高到O点,然后送入室内到N点(N点在室内温湿度允许范围内)。此时空气调节过程如图7-3所示。空气处理系统与风系统的运行调节由图7-3可看出,该调节方法要求处理风的露点较低,因此,会由于要求冷水温度低而影响制冷机效率;此外,由于部分室外空气未经降温减湿处理就经旁通风门进入室内,所以,室外空气参数对室内空气参数影响较大。但是,该调节方法类似一、二次回风比调节方法,也可避免或减少冷热量的抵消,因而可节省能量,尤其是在过渡季节,则更为显著。图7-3调节旁通风与处理风混合比空气处理系统与风系统的运行调节如图7-4所示,该调节方法是部分空气经绝热加湿到L,再与经旁通的部分空气混合到O点,然后送入室内到N。此时空气调节过程为改变旁通风与处理风湿合比的调节方法可不开制冷机和加热器,因而节约能量。图7-4过渡季节调节方法空气处理系统与风系统的运行调节4 调节送风量变风量调节不能同时保证温度和湿度两个参数(tN和dN)不变,只能保证其中一个参数不变,而另一个参数还须通过其他方法加以调节才能保证。例如,如图7-5所示,当室内的余热量和余湿量均变化时,热湿比也发生了变化,由变为或,如果用变风量的调节方法保持(tN-tO)不变,则为保证N状态不变,必然要求一个新的(dN-dO)或(dN-dO),即要求一个新的dO或dO,而这样就须配合以改变露点的调节方法才能达到。当然,如果不改变露点,仍按送风状态O送风,室内状态变成N和N,此时,虽室内相对湿度有所增减,但若在室内相对湿度允许范围内,亦即认为满足要求,否则,就必须配合以改变露点的调节方法。图7-5保持tN-tO不变的变风量调节方法空气处理系统与风系统的运行调节同理,如果保持(dN-dO)不变,则为保证N状态不变,必然要求一个新的(tN-tO)或(tN-tO),即要求一个新的tO或tO,而这就须配合以改变再加热量的调节方法才能达到,如图7-6所示。由以上分析可知,当室内的余热量、余湿量不按比例变化时,企图单用变风量的调节方法同时保证恒温和恒湿确实是不可能的。换言之,只是在仅有恒温或仅有恒湿要求的场合,才能使用单一的变风量调节方法。尚需注意,在使用变风量调节方法时,风量不能被调得过小,以免处理设备处理不出所需的过干的dO和过冷的tO。同时,风量过小还会导致室内气流组织恶化和正压降低,从而影响空调效果。图7-6保持dN-dO不变的变风量调节方法空气处理系统与风系统的运行调节5 直接调节送风状态含湿量直接改变送风状态的含湿量,冬、夏季可有不同的方法。冬季可采用喷蒸汽加湿法;夏季除采用前面叙述的调节喷水室(或表面冷却器)旁通风量的方法以及调节喷水(或进水)的水温或水量的方法外,一般可采用吸湿剂(固体或液体)减湿。在冬季,以一次回风空调系统为例,采用喷蒸汽加湿法时,为达到新的送风状态,除喷蒸汽外,还需用加热器配合以改变加热量,这可以有两种情况,即先加热后喷蒸汽和先喷蒸汽后加湿。它们均不必把空气先处理到露点状态,然后再加热到送风状态,而只要相应地改变加热量和喷蒸汽量,就能得到所需的送风状态,以满足室内空气参数的要求。2空调水系统的节能空调水系统的节能7.2.1空调水系统概述空调水系统是一个大型的热交换装置,它以水作为介质,在建筑物内部或建筑物之间传递冷量或热量。如图7-7所示,冷源以适当的流量供冷冻水到末端装置,以满足末端冷负荷的需求。空调水系统分为冷冻水系统和冷却水系统。图7-7水冷式冷水机组的空调制冷循环空调水系统的节能冷冻水系统由集中的冷冻站和冷水机组对各分散的空调用户供应冷量。以冷水作为输送冷量的介质,由泵及管道输送至各用户点,使用后的回水经管道返回冷水机组的蒸发器中,如此循环,构成冷冻水系统。冷却水系统是冷冻站或冷水机组的冷凝器的冷却用水。在机组运行时,经过冷凝器后水温将升高,经水泵及管道输送至冷却塔,经冷却塔冷却后水温下降,然后经管道重新返回主机组冷凝器中利用。如此循环,构成一个冷却水系统。空调水系统的节能7.2.2空调水系统的节能意义及节能途径一般空调水系统的输配用电,在冬季供暖期间占整个建筑动力的20%25%,夏季供冷期间占12%24%,这是一个可观的数字。另外从空调系统能耗分配情况来看,输送动力能耗占整个空调系统能耗的50%以上,如何降低这部分能耗是空调节能的重要环节之一。因此空调水系统的节能具有重要意义。在空调水系统设计时,冷冻水系统和冷却水系统可以设计成不同的类型。人们应该从节能的角度出发,综合考虑设计中各个方面的问题,包括系统的流量控制,循环水泵的节能途径及冷却水系统中冷却塔的节能等。空调水系统的节能许多大型建筑的中央空调系统中,空气-水系统由于同时具有全空气通风换气好和全水系统占用空间小的优点而得到大量采用。该系统中,室内冷负荷主要由冷水机组提供的冷冻水来承担,因此,整个冷冻水系统就十分庞大和复杂,不仅需要较大的管路和设备投资,而且还要消耗大量的水泵输送能量。大中型中央空调系统中冷冻水泵的耗电量占整个系统耗电量的30%左右。因此,在空调水系统的设计过程中,如何减少冷冻水泵的能耗是节省整个系统能耗、实现系统运行节能的关键之一。空调系统的负荷由于影响因素的变化而总是处于变化状态,且系统绝大部分时间都在低于额定负荷的情况下运行。要适应负荷的变化,必须对空调冷冻水的流量做相应调节。制冷空调系统中,冷却塔也起着非常重要的作用。为了适应越来越高的节能要求,如何在运行过程中采取适当措施使冷却负荷与冷却能力相匹配,尽可能地节省能耗,也是空调水系统节能运行的关键。空调水系统的节能目前,空调水系统存在着许多问题,如:有些设计者选择水泵是按设计值查找水泵样本的铭牌参数确定,而不是按水泵的特性曲线选定水泵型号的;有些设计者不对每个水环路进行水力平衡计算,对压差相差悬殊的回路也未采取有效措施。因此,水力、热力失调现象严重;大流量、小温差现象普遍存在。设计中供、回水温差一般均取5,但经实测夏季冷冻水系统供、回水温差较好的为4,较差的只有22.5,造成实际水流量比设计水量大15倍以上,使水系统电耗大大增加。水系统节能应从如下方面着手:设计人员应重视水系统设计,认真进行水系统各环路的设计计算,并采取相应措施保证各环路水力平衡;认真核对和计算空调水系统相关系数,切实落实节能设计标准的要求值,积极推广变频调速水泵和冬、夏两用双速水泵等节能措施。空调水系统的节能7.2.3空调水系统的几种节能方法1 变流量水系统在水系统设计中,冷冻水泵的容量是按照建筑物最大设计负荷选定的,但是实际空调负荷在全年的绝大部分时间内远比设计负荷低,绝大多数时间是在部分负荷下运行的,而且负荷率在50%以下的运行时间要占一半以上。部分负荷时运行调节的传统方法是采用质调节(定流量,调节温度)。在定流量水系统中,没有任何自动控制水量的措施,系统的水量变化基本上由水泵的运行台数决定,如图7-8所示。这种方法存在的问题是随着负荷的减少不仅不能减低系统的能耗,而且当存在再热、混合等损失时,能耗反而增加。与之相对应的量调节(交流量调节)不仅可防止或减少运行调节的再热、混合等损失,而且由于流量随负荷的减少而减少,使输送动力能耗大幅度降低。图7-8定流量系统空调水系统的节能变水量的四种基本控制方法如图7-9所示。用三通阀的控制方式对于空气处理设备虽可实现变水量,但对整个水系统而言,则是定水量方式,因此,水泵的动力不可能节省;用双通阀的控制方式是改变管路性能曲线,以使系统的工作点发生变化,结果是流量减少,压力增加,水泵的动力降低有限。转速控制是改变水泵性能的方法,随着转速下降,流量和压力均降低,而水泵动力以转速比二次方的比例减少。所以这种方式具有极好的节能性。台数控制是目前采用较多的控制方式。它简便易行,其节能及经济效果十分显著。此外,还可以采用相互结合的控制方式,如台数+转速控制等。图7-9变水量的四种基本控制方法空调水系统的节能图7-10所示是某一周边区空调系统采用不同变流量控制方法的节能效果。从图中可以看出任何形式的变流量系统都要比定流量系统节省电力。图7-10不同变水量方式时水泵耗电量比较CWV定水量VC11台水泵台数控制VC22台水泵台数控制VC33台水泵台数控制SP变速水泵空调水系统的节能通常所说的变流量水系统是指在水路系统空调末端使用电动二通调节阀,根据室温的变化调整其开度或状态,从而引起冷水系统流量的变化。它是与水路系统空调末端使用三通控制阀的“定流量系统”相对而言的。所谓变流量与定流量均是指输送冷冻水的水路系统的流量,而不是通过末端的流量,经过末端装置的流量在上述两种方式下均是变化的。变流量的目的是要使由冷源输出的流量,其所载冷量与经常变化着的末端所需冷量相匹配,从而节约冷源输送动力和冷源的运行费用。工程设计中,经常采用的变流量水系统包括单级泵变流量水系统和二级泵变流量水系统。空调水系统的节能(1)单级泵变流量水系统单级泵变流量系统是目前我国民用建筑采用最广泛的空调水系统。它实质上是指负荷侧(有时也称用户侧)在运行过程中,水量不断改变的水系统。一次泵变流量系统如图7-11所示。图7-11一次泵变流量系统空调水系统的节能一次泵变流量系统工作的基本原理是:在空调系统处于设计状态下,所有设备都满负荷运行,压差旁通阀开度为零,此时无旁通水流量。压差控制器两端接口处的压力差即用户侧供、回水压差p即是控制器的设定压差值。当末端负荷变小后,末端的两通阀关小,供、回水压差p将会提高而超过设定值,在压差控制器的作用下,旁通阀将自动打开。由于旁通阀与用户侧水系统并联,它的开度加大将使总供回水压差p减小至达到p0时才停止继续开大,部分水从旁通间流过而直接进入回水管,与用户侧回水混合后进入水泵及冷水机组。在此过程中,基本保持了冷冻水泵及冷水机组的流量不变。空调水系统的节能单级泵系统是一种应用较广泛、比较成熟的变水量系统。该系统比较简单,控制元件少,运行管理方便。但单级泵变流量水系统的设计必须基于一点,即整个水系统是一个线性系统。只有在这种基本假设的条件下,冷水机组与对应的冷冻水泵才能做到同时起停或一一对应运行而不会导致对用户侧的使用产生影响。当系统的非线性程度较大时,一次泵系统存在较多的问题,既浪费能量又影响系统及设备的正常使用,因而在这种情况下,单级泵系统是不适用的。空调水系统的节能(2)二级泵变流量水系统二级泵变流量水系统是目前在一些大型高级民用建筑或多功能建筑群中正逐步采用的一种水系统形式。一次泵交流量水系统的设计是基于整个空调水系统的,是一个线性系统。当系统非线性程度较大时,一次泵系统则存在较多问题,既浪费能量又影响系统及设备的正常使用。二次泵系统是以节能和解决系统因非线性特性造成的用户侧与冷水机组水量控制不同步问题为基础的。空调水系统的节能根据具体情况,二级泵系统可以设计成为多种形式,如单栋式、多栋式和一、二级泵混合式。图7-12所示是一种常见的二级泵变流量系统。该系统的负荷和冷源侧分别设置水泵。在这一系统的机房侧管路中,由旁通平衡管AB将水泵分为两级,即初级泵和次级泵。初级泵克服平衡管AB以下的水管水流阻力,包括冷水机组,初级水泵及其支路附件的阻力。次级泵克服平衡管AB以上的环路阻力,它包括用户侧水阻力。在这一系统中,次级泵与初级泵是串联运行的。初级泵与机组和旁通管构成一次环路。负荷侧末端设备、管路及旁通管构成二次环路,在二次环路中可设置多台水泵并联,也可设置变速水泵。图7-12常见的二级泵变流量系统空调水系统的节能二级泵变流量水系统的运行方式是:初级泵随冷水机组连锁起停,次级泵则根据负荷变化进行台数起停控制或者转速改变来调节负荷侧二次环路的循环水量。当次级泵组总供水量与初级泵组总供水量有差异时,相差的部分从平衡管AB中流过(可以从A流回B,也可以由B流向A)。这样就可以解决冷水机组与用户侧水量控制不同步的问题。用户侧供水量的调节通过二级泵的运行台数及压差旁通阀V1来控制(压差旁通阀控制方式与一次泵系统相同),因此,V1阀的最大旁通量为一台次级泵的流量。空调水系统的节能和单级泵系统相比,二级泵系统能节省水泵的电耗,从节约能耗考虑,它占有极大优势,并且能很好地解决空调水系统因非线性特性造成的用户侧与冷水机组水量控制不同步的问题。但同时,二级泵系统增加了设备和管路部件,初投资较大,自控要求高,机房占地面积大,系统较为复杂。另外制冷机的冷冻水的供、回水混合也影响冷水机在部分负荷时的效率,并且实际运行时的高峰负荷与设计时的最大负荷不同时,不能充分利用制冷机的满负荷运行。二级泵系统的节能效率取决于系统特性、设备台数及控制方式。在空调水系统的设计中,应根据规模的大小及系统特点,通过经济技术分析比较,确定采用单级泵或二级泵系统。空调水系统的节能2 变频调速变流量水系统在上述的二级泵变流量系统中,常见的负荷侧变流量方法是通过供、回水压差对二次泵进行台数控制的。但实际工程表明,从控制角度看,压差信号对水系统中流量变化并不敏感,而且并联水泵越多,敏感度越低;从流量调节角度看,台数控制只能实现有级的流量调节,而且由于水泵实际工作点往往不能处于效率最高点,所以,即使流量减少了,实际用电量减少并不多,节能效果不显著。空调水系统的节能真正意义上的变流量系统,应该不改变管路特性,而靠移动水泵工作点使之沿管路特性曲线移动,保持水泵在最高效率点运行,达到最大的节能效果。如图7-13所示,将水泵工作点自A移到B,只有靠改变水泵转速n才能实现。在变频调速装置出现以前,水泵调速装置如直流电动机、整流转子电动机、晶闸管串级变速、液力耦合器无级变速等由于无法与常规水泵配套使用,操作复杂,造价较高等原因而难以得到推广。而现在变频调速技术日趋成熟,在给水及消防工程中已大量应用,其最大的优点是适合任何水泵,变速工作由控制柜承担,缺点是价格较高,但增加的投资完全可以通过运行费的节约在较短运行年限内予以回收。图7-13管路特性曲线空调水系统的节能变频调速是近代的科技成果,它是通过均匀改变电动机定子供电频率f达到平滑地改变电动机的同步转速的。只要在电动机的供电线路上跨接变频调速器即可按用户所需的某一控制量(如流量、压力、温度等)的变化,自动地调整频率及定子供电电压,实现电动机无级调速。不仅如此,它还可以通过逐渐上升频率和电压,使电动机转速逐渐升高。现代变频技术的发展,使之在许多需要电动机调速的场合得到了广泛的应用,其他的电动机调速方法已逐渐被变频调速所取代。在空调水系统的设计中,可以采用变频调速装置对水泵实施变频调速控制,使其根据负荷的变化而不断调节电动机的转速,从而节省耗电,起到节能效果。空调水系统的节能变频调速装置应用于空调给水系统可以实现节能的目的,变压变流量系统节能幅度要高于恒压变量系统。对于闭式系统来说,水泵只能是变压变流量运行,由于循环水泵扬程与系统静压无关,其管路特性曲线如图7-13所示。由于功率N与流量Q的关系式为当流量减少时,耗功率相应按三次方的比例降低,这对于目前空调水系统的设计水量与实际运行水量差别很大的情况来说,具有非常明显的节能意义。概括起来,空调闭式水系统采用变频装置具有以下优点:1)可以最大限度地节省水泵运行能耗。空调水系统的节能2)选择合理时,冬夏可合用一套循环水泵,水系统的季节性变化因变频器调节,不存在水泵效率下降的问题。3)变频器具有调频调压功能,水泵电动机起动为软起动,对电网影响小,变频器无级调速,电动机平滑起动,无冲击杂声,能改善其使用寿命。4)较多台泵并联运行时可减少水泵台数,同时可实现对制冷机的自动控制,水泵运行起停均由程序控制,管理方便。5)与给水系统相比,不存在零流量耗能问题。6)降低水泵及电动机噪声,电动机降速运行后,水泵、电动机及管道内流体运动所产生的噪声有所降低,改善机房环境。空调水系统的节能另外,对于压缩式制冷,变频调速装置只能用于负荷侧循环泵,而对于溴化锂吸收式制冷机,则可用一次泵变流量系统。吸收式制冷机的负荷调节是通过检测回水温度变化,调节进入发生器的热媒(蒸汽或热水)流量,或是控制燃烧器的火焰及燃料供应(直燃机),负荷调节可在10%100%内无级调节,冷水流量可在50%100%内无级调节,选择两台机组即可从25%的额定流量开始调节,完全可以满足一般工程的需要。水泵是空调系统中的重要组成设备,也是重要的用电设备。采用变频调速装置,通过改变水泵电动机转速,使之在任何情况下都使其工况点落在高效运行区域内,从而获得较大的节能效果,达到的节能目的。此外,虽然变频调速装置价格较贵,初期投资较高,但变频调速装置所产生的节能效益在短期内可以回收设备投资,从长远看,具有很大的实际应用意义。空调水系统的节能7.2.4空调循环水泵运行过程节能途径正确选择冷冻水循环水泵是运行节能的基础,但是要做到水泵运行节省电能,还需要根据管路所需的流量和扬程的变化,调节水泵的供水流量和扬程。机房管理人员在管路所需的流量和扬程变化时,为了使水泵的供水流量和扬程与管路所需的流量和扬程一致,普遍采用调节水泵出口阀的办法,通过改变管路的水头损失而改变管路的Q-H特性曲线,使管路的Q-H特性曲线与水泵供水Q-H特性曲线一致,这种方法虽简单易行,但仅仅起到调节流量和扬程的作用,没有节省电能的效果。相反,随着水泵出口阀开启度的减小,水泵运行的部分电能却因克服阀的阻力而浪费掉。此外,还会造成水泵出口阀的磨损、机组和管路振动,并增大泵房的噪声。因此,用调节水泵出口阀的开启度来调节流量和扬程的方法不应提倡,应该用调节水泵的供水流量和扬程来适应管路流量和扬程的变化以达到节省电能的目的,下面具体讲述几种节能的途径。空调水系统的节能1 多台水泵并联运行多台水泵并联运行相当于一台多工作点的组合式大型水泵,通过增加或减少水泵运行台数来增大或减少供水流量,适应管路流量的变化,使并联水泵的供水流量和扬程与管路所需要的流量和扬程基本一致。这一措施提高了运行工况的灵活性,一般适用于流量变化比较大而扬程变化较小的大中型系统。选择水泵时应尽量选择型号相同或扬程相近的Q-H特性曲线平缓的水泵。这种调节流量和扬程的方式,只要水泵搭配调节合理,供水扬程和流量与管路所需就能基本一致,就可在供水流量不同时运行工作点始终在高效区内,达到节省电能的目的。空调水系统的节能图7-14所示为3台同型号水泵并联运行工况图。图中的Qi-Hi为管路特性曲线,Q1-H1、Q2-H2、Q3-H3分别为单台水泵、2台水泵、3台水泵的特性曲线。由图可见,当管路所需要的流量和扬程为QA和HA时,单台水泵的供水流量和扬程也是QA和HA。当管路所需要的流量为QB、扬程为HB时,就需要两台水泵并联运行,才能满足管路所需要的流量和扬程的要求。此时,并联水泵运行工作特点由A点转移至B点,并联水泵的供水流量为QB,扬程为HB。由于单台水泵和并联水泵的Q-H都比较平缓,因此,HA与HB之间的扬程变化很小。因而,它们的供水Q-H特性曲线与管路Q-H特性曲线基本一致。图7-143台同型号水泵并联运行工况图空调水系统的节能2 更换水泵叶轮切削叶轮直径是离心泵的一种独特的调节方法。将水泵叶轮直径缩小后,可改变水泵的工作性能。叶轮直径不同的水泵,其供水流量、扬程和所需要的功率也不同。由图7-15可见,当管路所需要的流量、扬程为QA、HA时,水泵叶轮直径为D1时的供水流量、扬程和轴功率分别为QA、HA、NA。当管路所需要的流量减小到QB时,扬程仍为HA。为了适应管路流量的变化,水泵应更换上直径为D2的小叶轮。此时,水泵运行工作点由A点移至B点,水泵的供水流量、扬程和轴功率分别为QB、HA和NB,即流量稍有减少时,水泵所需要的轴功率随着叶轮直径的减小而以更大的幅度减小,节电效果相当显著。空调水系统的节能图7-15水泵叶轮直径与其他参数的关系空调水系统的节能3 调节水泵叶轮的转速水泵厂家提供的特性曲线,是在一定转速下通过试验得出的。如果转速改变,水泵性能也随之改变,从而使工况点改变,叶轮转速不同,其供水流量、扬程和所需功率也随之改变,其关系如下式中Nj改变转速后水泵的轴功率(kW);Qj改变转速后水泵的流量(m3/s);Hj改变转速后水泵的扬程(m);nj改变转速后叶轮的转速(r/min)。空调水系统的节能由式(7-2)、式(7-4)可知,水泵叶轮调速后,它的性能也将发生一系列的变化。由图7-14可见,当系统管路所需要的流量、扬程为QA、HA时,水泵的叶轮转速为n1的供水流量、扬程和轴功率分别为QA、HA和NA。当管路所需要的流量仍为QA,而扬程降低至HB时,为了适应管路扬程的变化,水泵的叶轮转速应降至n2。此时,水泵运行工作点由A点移至B点,水泵的供水流量、扬程和轴功率分别为QA、HB和NB。从图7-16可看出用调节水泵叶轮转速的方法可收到较好的节电效果,而水泵叶轮转速的改变可用变频调速器来实现。图7-16水泵叶轮转速与其他参数的关系空调水系统的节能4 冬夏及部分负荷时水泵分设由于冬季工况系统水温差较大,冬季热负荷又比夏季冷负荷小,这样致使夏季循环水量是冬季的23倍,取2.5,即取冬季循环水流量为夏季的40%。这样根据H1/H2=Q12/Q22,所选用的冬季水泵扬程仅为夏季的16%左右,功率也相应减少。制冷站内的主机与水泵的匹配一般来说是一机对一泵,以保证制冷主机的冷水流量及正常运行。空调系统在绝大多数时间里处于部分负荷工况,如夏天夜晚仅有部分房间使用,只需运行多台冷水机组中的一台;或当室外气温降低,空调器冷负荷减少,非额定流量也可满足时,整个水系统的流量比满负荷时额定流量小。如有一台较低扬程的泵与上述工况匹配,会比同是满负荷运行的较高的扬程泵节能。如果设计中冬季用泵和夏季用泵并联配置,冬季工况运行的低扬程泵在夏季部分负荷工况时,也能通过阀门切换运行。那么不必在部分负荷时另配水泵,投资更节省。这样比整个运行工况都用一种高扬程泵有显著的节能效果,泵的初投资也会很快收回。空调水系统的节能通过对以上空调冷冻水循环泵运行过程的几种节能途径的探讨,可以得出以下结论:1)水泵并联工作具有流量调节灵活,节省电能效果较好的优点,但水泵的开、停及阀门的启、闭较频繁,操作麻烦。2)用更换叶轮的方法来调节流量和扬程可得到较好的节电效果,但是,切削和更换水泵叶轮都麻烦。3)调节水泵叶轮转速较为简便灵活,节省电能效果显著,易于实现。4)冬夏及部分负荷运行时,采用分设循环水泵方案,节约能源,切实可行,切换简单,效果明显,特别适用于冬夏负荷相差较大的系统。在空调水系统的设计中,应分析系统特点,绘出水泵性能曲线图,确定泵的工作点及并联单泵运行时的特性曲线。另外,应分析空调系统负荷变化特点及泵流量、扬程、功率与转速之间的关系,分析系统阻力特性,计算水泵扬程,合理选择和确定水泵,采用最佳的节能途径。空调水系统的节能7.2.5空调水系统中冷却塔节能冷却塔被广泛地应用于制冷空调系统及工业设备的冷却水系统。对于空调用户而言,冷却塔的功耗在整个空调系统的能耗中也占有一定的比例。从节能的角度来讲,应当对空调系统中冷却塔的耗能给予同样的重视,系统节能应整体考虑。为了适应越来越高的节能要求,应该分析影响冷却塔冷却能力的因素,从运行过程中节约风机、水泵等能耗的观点出发,找出冷却塔节能的各种实施方法。1 冷却塔的性能图7-17集中空调的冷却水系统的基本原理空调水系统的节能集中空调的冷却水系统的基本原理如图7-17所示。在制冷空调系统中,冷却塔起着非常重要的作用。从热力学方面考虑有3种基本形式的冷却塔:湿式(蒸发式)、干式、湿干混合式。目前应用较广泛的是湿式(蒸发式)冷却塔。冷却水通过冷却塔与外界空气同时进行热量和质量的交换,热量分为显热和潜热两部分。假若换热量全部为水的潜热,则冷却水降低6,蒸发的水量不及供水量的1/100。冷却塔的性能与温度范围和接近度有关。温度范围是指冷却塔出水与进水的温度差。冷却塔的选择与以下几个因素有关:需冷却的热负荷、冷却的温度范围、接近度、湿球温度。空调水系统的节能2 冷却塔的冷却能力为了达到节能的目的,首先应该清楚影响冷却塔冷却能力的各个因素,以便在运行过程中采取适当的措施,使冷却负荷与冷却能力相匹配,尽可能地节省能耗。影响冷却塔冷却能力的主要因素有室外空气(湿球)温度、冷却水入口温度及冷却水量等。(1)室外空气(湿球)温度冷却塔出口水温的理论极限值为室外空气的湿球温度。因此当入口水温一定时,室外空气的湿球温度越低,与入口水温之差越大,冷却塔冷却能力就越强。但是必须注意,如果冷却水温太低,制冷机组的冷凝压力会大幅度降低。因为对于制冷机冷凝器冷凝压力有一个低限,冷凝温度也有一个低温限制,所以冷凝温度过低,将导致制冷机组运行容易出现故障。空调水系统的节能(2)冷却水入口温度当冷却水量一定,室外空气湿球温度一定时,随着冷却塔入口水温的增加,入口水温及出口水温与空气湿球温度之差都将增加,促进了冷却,因此冷却能力会增加。但是对于某一结构形式已确定的冷却塔而言,由于冷却能力的限制,可能使出口水温有较大的升高,这样可能导致制冷机组的冷凝压力过高,使机组制冷量不足。(3)冷却水量当冷却水入口水温、空气湿球温度一定时,冷却水量增加,冷却塔的总容积传热系数也会增加,虽然冷却水温降有所减少,但总的效果还会使制冷能力增加。但也要注意,由于水量的增加,将使配管内的腐蚀加剧,管内压力损失增加。因此必须在检验循环水泵、制冷机组及冷却塔等设备的使用条件后才能确定。空调水系统的节能3 冷却塔的运行与节能途径由上所述,室外空气湿球温度、入口水温及冷却水量的变化都将引起冷却塔冷却能力的变化。因此,如果在运行过程中,当室外空气(湿球)温度变化或冷却负荷发生改变时,充分利用上述特性,采用适当的措施必然能做到使冷却塔的冷却能力与冷却负荷相匹配,从而节省运行能耗。(1)通过温度调节器控制风机的起、停当冬季室外空气(湿球)温度降低时,冷却塔的冷却能力增加,出口水温降低,由温度调节器感知水温,停止风机运转,达到防止水温过低及节能的目的。(2)通过调速装置改变风机用电动机的转速由于室外空气湿球温度的变化是随机的,采用调速装置可以改变风机用电动机的转速,可以使电动机实现无级调速,从而获得更好的节能效果,同时也可以减少风机的起、停次数,延长风机的使用寿命。空调水系统的节能(3)控制风机用电动机的运转台数当空调系统有几台冷却塔或每台冷却塔有几台风机用电动机时,随着冷却负荷的减少或室外空气湿球温度的降低,逐步减少风机用电动机的运转台数,从而节省冷却塔风机的能耗。(4)封闭式冷却塔洒水泵的运行控制图7-18所示为一封闭式冷却塔,当室外空气(湿球)温度降低或者冷却负荷减少时,可通过设置在冷却塔内的温控器关闭洒水泵,节约洒水泵的能耗。当洒水泵停止运行时,冷却水仅仅靠与空气的显热交换来冷却。图7-18封闭式冷却塔空调水系统的节能(5)冷却塔直接供冷系统在前面已经讲到,在空调的水系统中,通常情况下,被冷却塔冷却的水流经制冷机组的冷凝器,形成冷却塔与冷凝器的冷却水循环环路,系统的另一循环环路为蒸发器与用户的冷冻水环路。如果当室外空气湿球温度下降到某一值时,制冷机组可以停止运行,由冷却塔冷却的冷却水可直接送入用户空调末端,形成冷却塔与用户的循环环路,即冷却塔直接供冷的模式,如图7-19所示。这样,设计通过两个途径节省能耗:停止制冷机组可以节省大部分能耗;系统的循环水泵由冷却水泵与冷冻水泵同时运行变成只有冷却水泵运行。空调水系统的节能对于空调用户,所消耗电量为制冷机组、冷却塔、水泵等系统各部分耗电量的总和。因此,节约各部分的耗电量对于用户同等重要,这样才有可能保证系统总体上节能。在空调系统中利用冷却塔节能,可以从改变其自身的运行工况着手,也可以从冷却塔系统的角度,充分利用冷却塔的冷却能力。为了用户的最大限度节能,冷却塔的生产厂家在设计与制造过程中应多考虑冷却塔的自控功能,并且提供冷却塔在冬夏两种工况的热工参数。图7-19冷却塔直接供冷模式3变风量空调系统的控制变风量空调系统的控制空调系统根据系统的风量固定与否,可以分为定风量空调系统和变风量空调系统。在空调设计中,选择什么样的系统形式,直接影响冷、热源耗能和动力耗能。变风量系统(Variable Air Volume System,VAVS)是一种节能的空气调节方式,从当前形势来看,国外在办公、商业等大型公共建筑里(主要是内区),比较多的采用变风量(VAV)空调系统。与定风量空调系统相比,它在满足空调要求的同时,又有明显的节能效果,全年空气输送能耗可节约1/3,设备容量减少20%30%,据多种资料介绍,变风量系统在一般情况下,可节能达50%左右。变风量空调系统的控制7.3.1VAV空调系统的基本原理空调系统能量平衡方程式为由式(7-5)可知,当负荷Q或室内设定温度Tn变化时,保持送风量G不变,调节送风温度T0;或保持送风温度T0不变(或微调),根据室内负荷Q的变化调节送风量G,均能保持空调系统的能量平衡。前者就是目前国内较广泛使用的定风量空调系统,其主要缺点是当负荷变化时采用再热方式调节能量,冷热抵消造成较大的能量损失。后者则为极具应用前景的VAV空调系统。变风量空调系统的控制7.3.2VAV空调系统的构成VAV空调系统根据建筑结构和设计要求的不同有多种设计方案可供选择。如单风道或双风道,节流型或旁通型末端装置,末端是否有再加热(温控精度高时采用),送风管道静压控制方式(定静压或变静压)等。总之,只要送风量随负荷变化而变化的系统,就统称为变风量空调系统。图7-20为单风道VAV空调系统简图。系统管路由VAV空调箱、新风、回风和排风阀、VAV末端装置及