新疆部分地区冬季漫长 , 又属于严寒或寒冷气候区，现有很多蒸发冷却空调系统因未充分考虑冬季使用情况 , 在冬季多被闲置，造成浪费。
新疆部分地区冬季漫长 , 又属于严寒或寒冷气候区，现有很多蒸发冷却空调系统因未充分考虑冬季使用情况 , 在冬季多被闲置，造成浪费。
如何使蒸发冷却空调系统在冬季也能发挥作用？本文我们将针对干热、严寒或寒冷气候区 , 提出舒适性建筑集中式蒸发冷却空调系统的全年优化设计技术要点 , 并对空调系统冬季无法正常使用的问题提出对策。
严寒与寒冷地区冬季使用通风空调系统时 , 因常发生机组盘管冻裂、过滤器需维护管理、运行经济性差等问题 , 空调系统几乎都不送新风，因此达不到 GB/T18883—2002 《室内空气质量标准》的要求。
因此，本文通过对新疆乌鲁木齐市连续 3 年冬夏季室外空气质量指标进行统计发现 , 冬季室外空气质量多为中度污染 , 各类污染物指标平均值为夏季指标的 2~6 倍 , 如表 1 所示。
空调系统全年能耗需求不仅与室内外气象参数有关 , 还与供暖、供冷期时长有关。
以乌鲁木齐为例 , 其冬季供暖期时长约为夏季供冷期时长的 8.15 倍 , 如表 2 所示。
在严寒、寒冷地区 , 其供暖度日数 (HDD) 远大于供冷度日数 (CDD), 如表 3 所示。
由此可知 , 严寒、寒冷地区各城市冬季供暖能源需求远大于夏季供冷能源需求。
以乌鲁木齐某办公楼为例 , 根据人员所需新风量设置 , 计算该办公楼空调系统冬、夏季供暖、供冷时的模拟能耗 , 以及无新风时的供暖、供冷能耗 , 结果如表 4 所示。
由于冬季室内外设计温差是夏季的 5.14 倍 , 加之供暖期时长远大于供冷期 , 因此冬季该办公楼的空调系统能耗远大于夏季 , 且冬季新风能耗为 24.4 万 kW·h, 甚至大于夏季全部能耗 (22.4 万 kW·h) 。因此 , 在严寒、寒冷地区冬季新风能耗大 , 其节能潜力也大 , 所以 , 设有新风的空气处理机组冬季应用时应设高效空气热回收装置。
下面重点研究新风 + 干工况末端的空调系统中全年用供冷供热蒸发式新风机组的空气处理过程。
回风经过绝热加湿降温至 Q 点 , 与室外新风换热升温至 Z 点排至室外 ;
新风与回风换热降温至 H 点 , 再经表冷段降温至 M 点 , 通过直接蒸发冷却段等焓加湿至 O 点送入室内 ;
新风承担室内全部潜热负荷 , 并与末端一起承担室内全部显热负荷。
室外新风预热至 M 点 ( 防冻状态点 ,≥5 ℃ ), 与室内回风 N 进行换热 , 室内空气降温至 Z 点排至室外 ;
室外新风预热至 M 点后与回风换热 升温至 H 点 , 通过直接蒸发冷却段等焓加湿至 L 点 , 再热至 O 点送入室内 ;
干工况末端将室内空气升温至 P 点 , 共同承担室内显热负荷。
4.1 全年使用的空气处理机组蒸发冷却效率与热回收能效对比
目前 , 蒸发冷却空调机组的间接蒸发冷却段多为板翅式换热器。新风 + 干工况末端空调系统的冬夏季空气处理过程如图 1a,b 所示 , 且冬夏季新 风量为 G, 则冬夏季新风能耗需求 (QZ) 及全年新风 总节能量 (QZJ) 分别为：
冬季先将新风预热至 5 ℃ , 再与回风通过热回收装置 ( 二次回风通道走回风 ) 换热 , 新风得以再 热。依据不同类型空气热回收装置冬夏季等湿加热、降温效率 , 计算得到各种热回收装置的节能量 , 如表 5 所示。
在严寒 C 区乌鲁木齐市室外气象条件下 , 通过计算得到的各类换热器冬夏季节能量可知 :
板翅式换热器夏季节能量为 0.705G, 夏季节能效果最好 ;
转轮换热器冬季节能量为 19.293G, 冬季节能效果最好 ;
转轮换热器全年节能率约为 53.23%, 节能效果最好。
因此 , 严寒、寒冷大部分地区全年用新风系统设置热回收装置时 , 因冬季能耗占比大 , 可优先选用转轮式热回收装置。
目前 , 大部分蒸发冷却空调系统夏季供冷冷水供回水温差 Δtx 为 5 ℃ , 而冬季空调供暖热水供 / 回水温度为 60 ℃ /50 ℃ , 供回水温差 Δtd 为 10 ℃ , 因此由于冷热水供回水温差不同 , 会对空调水系统 管径产生影响。
通过式 (4),(5) 计算可知 , 在相同比摩阻情形下 , 由于空调系统冷热水供回水温差不同 , 空调冷 水管管径约为热水管管径的 1.47 倍 , 由此 , 致使阀门配件、保温材料都会增大、增多。美国 ANSI/ASHRAE/IESStandard90.1- 2016 中限定了空调系统不同运行时长下空调水系统的最大设计流量 , 如表 6 所示。全年运行时长 Ty≤2000h 的变流量水系统设计流速较大 , 约为全年运行时长在 2000~4400h 范围内的变流量水系统设计流速的 1.28~1.38 倍。
综上所述 , 由于冷热水供回水温差不同 , 使得设计计算的冷热水管管径不同 , 冷水管管径约为热水管管径的 1.47 倍。对于严寒、寒冷地区全年运行的蒸发冷却空调系统 , 考虑到经济性及冬夏季空调运行时长 , 其冬夏共用的空调水管管径可优先按冬季情况设置 , 夏季空调水系统流速可略高于冬季。
新疆大部分地区夏季炎热干燥 , 室外空气含湿量小 , 采用蒸发冷却空调系统不仅能大大降低空调系统能耗 , 降低室内温度 , 同时还能为室内加湿 , 改 善室内干燥的环境 , 提高舒适性。然而 , 新疆大部分地区冬季室外空气更干燥 , 其含湿量 ≤1.0g/ kg, 对于冬夏季新风量 G 不变的空调系统 , 乌鲁木齐夏季设计工况下新风加湿量为 3.60×10-3G, 而 冬季加湿量为 6.36×10-3G, 约为夏季新风加湿量的 1.77 倍 , 如表 7 所示。
因此 , 对于冬夏季新风量不变的空调系统 , 蒸发冷却空调机组内加湿段的配置应优先考虑冬季加湿需求。对于使用一次回风的全空气系统 , 由于冬夏季 新风量不同 , 应综合考虑冬夏季新风加湿需求再行配置。针对加湿量的不同 , 设计上也应有对应技术措施。
在设计实际工程时 , 设计师为了增加夏季蒸发冷却空调机组新风承担冷负荷的能力 , 改善室内空气品质 , 一般会增加新风量 ; 然而全年用蒸发式空调机组冬季新风量仅为人员所需最小新风量。因此造成冬夏季新风量差异较大 , 蒸发冷却空调机组 要适应全年使用要求 , 需要机组内风机适应冬夏季送风量的变化。
图 2 为某离心式风机性能曲线图 , 该风机采用 后向式叶片 , 转速为 2900r/min, 风机最高效率 (ηmax) 下的风量、风压和轴功率为风机运行最佳工况参数。空调系统冬季提供新风仅为人员所需最小新风量 Ld, 冬季风机在 0.9ηma 下运行 , 若冬夏季采用同一风机 , 则夏季风机的送风量 Lx 不能太大 , 最好在所选风机的经济使用范围内。若冬夏季送风量相差太大 , 则必然存在某一季节空调机组风机低效运行 , 不节能。
空调系统冬季无法正常使用的关键问题是空调机组内部加热盘管常常被冻裂。造成这一问题的主要原因包括 : 空调机组加热盘管距离室外低温空气较近 , 新风口处设置的电动密闭阀不能及时关 闭或关闭不严 , 加热盘管常被关断或盘管内水流速过小造成气塞 , 使得盘管内热水不流动 , 导致个别管路冻结。对此 , 运行管理人员的 “ 有效经验 ” 就是 关闭停用空调新风系统。
1) 空调机组内预热段设专用加热盘管 , 热媒中加入特殊防冻 剂 , 使盘管内热媒的凝固点温度不高于 -40 ℃ ;
2) 应校核表冷式换热盘管内的水流速 , 确保盘管内水 流速在 0.6~1.6m/s 范围内 , 冬季运行之前清除盘管内的杂质 , 运行时及时排出盘管内的气体 ;
3) 按 GB50189—2015 《公共建筑节能设计标准》中第 4.3.24 条要求 , 严寒或寒冷地区通风或空调系统与室外连接的风管和设施上应设置可自动连锁关闭且密闭性能好的电动风阀 , 并采取密封措施 ;
4) 空调机组进入冬季模式时 , 若送风机停止运行或发生故障时 , 预热段电动阀不能关闭 , 预热段内热水持续循环流动。
