大溫差系統末端設備適用性淺析

許 駿

上海新晃空調設備股份有限公司

0 引言

順應節能減排國策，大溫差小流量是暖通空調行業在集中式冷源空調系統中采用的重要節能技術，用以降低系統運行能耗。然而，近幾年各類項目的調試、運行記錄校核中經常發生系統運行效果不佳、熱交換量大幅度衰減的現象，主要表現在：

(1)供回水溫差(本文后續標注ΔTW)小。有些項目冷凍水實際運行ΔTW僅為3 ℃，偏離常規7/12 ℃工況，與項目設計選用的大溫差更是大相徑庭。

(2) 末端設備制冷運行效果不佳，制冷量波動幅度極大，在ΔTW≥8 ℃的FCU產品、小規格AHU產品上表現尤為顯著。

就此現象，在大溫差系統供回水溫的優化選擇上，業界已有多年研究，就系統能耗、管線及水泵等關聯子項的初投資-運行費用進行了大量的估算統計對比，基本形成了“水系統不同，最優化的工況可能不同，具體取決于空調負荷特點、外部環境、設備性能等。水流量并非越小越好，水泵及冷卻塔節省的能耗應大于空調設備傳熱效率可能下降所增加的能耗”[1]的行業共識。對末端設備則提出“采用冷水大溫差的供水方法時，不能沿用常規的設備樣本，必須由制造廠重新計算選型，以保證設計和設備選用的可靠性”的原則[2]。賈晶等基于既有選型軟件和既定傳熱系數，也對選型工況的對數平均溫差與熱交換量函數關系進行了初步解析，并說明“能夠選擇合適的水系統末端設備，滿足大溫差小流量系統方案的需求”[1]。同時業內也做了大量的不同工況對比試驗，對上述觀點進行佐證；但較少涉略空氣冷卻器的理論機理?；谶@些業界共識，本文依據流體力學和傳熱學基本原理，立足于通用銅管鋁肋片套片式空氣冷卻器的肋片導熱形式，按照常用的冷凍循環水側配管工藝，計算分析不同進出ΔTW對銅管內流體流速(本文后續標注Vw)、雷諾數(Re)、強制對流熱交換系數的影響，統計歸納可適配的水溫差選擇范圍，對關鍵的Re 數和對數平均溫差(Δtlm)數據歸納解析，對FCU 和AHU 的選型提出適用性建議。

1 相關傳熱機理

自然界中基本的熱量傳遞方式：導熱、對流和熱輻射。熱量傳遞過程中各個環節的理論熱交換方式[4]見如下流程：

在工程上常見溫度范圍內，空氣沒有輻射與吸收的能力，對FCU和AHU而言，以空氣冷卻器為解析對象，銅管外壁與周圍空氣間熱量傳遞以對流傳熱方式進行，制冷工況時熱交換方式為：

由于空氣側表面傳熱系數遠小于冷(熱)媒側表面傳熱系數，冷(熱)媒側熱阻是主要傳熱熱阻[3]。與大溫差系統運行效果有密切影響的是對流傳熱-1，即冷水對銅管內壁的對流傳熱。

1.1 參照JIS標準的水盤管熱交換量計算公式

其中，

式（1）和式（2）)中：

qt—冷卻負荷全熱交換量；

QT—機組風量(標準狀況)；

ρa—空氣的密度(標準狀態1.2 kg/m3)；

ia1/ia2—進/出口空氣焓值(KJ/kg)；

Row—換熱器排數；

Kf—傳熱系數；

Δtlm—對數平均溫差(K)；

Af—迎風面面積(m2)；

WSF—濕面系數；

Δt1—進風干球溫度-出水溫度；

Δt2—出風干球溫度-進水溫度。

實際工程項目夏季制冷運行中，一定溫度范圍內，設備的盤管列數、盤管迎風面積已經固定，在一定進出風工況范圍內，設備的運行風量、空氣密度變化幅度不大，進出風空氣焓值、濕面系數是目標參數熱交換量的因變量，上述公式的自變量解析簡化為對傳熱系數Kf和對數平均溫差Δtlm的分析。

1）由傳熱學可知，流體的熱物理性質對于對流傳熱有很大的影響，無相變的強制對流傳熱過程中，流體的密度ρ、動力黏度h、導熱系數λ以及定壓熱容cp等都會影響流體中速度的分布和熱量的傳遞，從而影響對流傳熱的效果。因此，表征對流傳熱強弱的表面傳熱系數是取決于多種因素的復雜函數，以單相強制對流傳熱為例，表面傳熱系數可表示為

式(3)中，l 是換熱表面的一個特征長度；u 是流體流速m/s。

通過對流體微元體能量守恒定律和系列能量微分方程的描述，流體外掠等溫平板傳熱的局部表面傳熱系數(hx)計算式為[3]：

以努塞爾數Nu表示流體外掠等溫平板層流換熱的分析解，即可表達為[4]：

式(4)（5）中：x—當地(研究對象)幾何尺寸的特征長度；

Rex—以x為特征長度的雷諾數；

Pr—普朗特數；Pr=ν/a，是對流動邊界層與熱邊界層相對大小的表征

進一步進行以管道直徑（或當量直徑）為特征尺度的量綱分析和相似原理的研究，可獲得管槽內強制對流傳熱應用最普遍的關聯式，即Dittus-Boelter公式[4]：

該公式適用于流體與壁面溫度具有中等溫差的場合，當加熱流體時n=0.4n；冷卻流體時=0.3。所謂中等以下溫度差，一般對于水溫不超過20～30 ℃，因此該公式適用對本文探討的大溫差系統對流傳熱。經典的傳熱學認為，在各類相關研究中，努塞爾數計算準確度最高的關聯式是Gnielinski公式[4]：

上述(3)～(7)公式，表示

（1）流體的雷諾數(Re)對傳熱系數有著重要的影響，值得我們在為大溫差小流量系統的空氣冷卻器選配時給予充分關注。

（2）在流體與壁面溫度具有中等溫差條件下，傳熱系數與雷諾數(Re)呈現非線性的同向變化趨勢。

2 空氣冷卻器計算分析

2.1 基準計算條件

1）AHU 空氣冷卻器介質側一般由進水連接短管、進水分流總管、與肋片脹接的基管(一般技術規格書稱為“主管”)、出水匯流總管、出水連接短管組成，在一對供回水(進出水)總管上布置的不同分流(匯流)方式，導致了同規格、相同循環水量空氣冷卻器在基管內的不同流速(Vw)和水阻力(ΔPw)，按JG/T 21-1999 標準，業內將此類總管與基管間的接駁布置方式稱為行程數、通路數等[5]；本文后續稱為“行程數”。

2）常用AHU 盤管銅質基管有內徑15 mm、12 mm、9 mm 三類。其適用范圍主要與機組的規格、冷凍水循環水量、不同行程數形式的主管內Vw、ΔPw有關。受Vw、ΔPw限制，9 mm銅管主要用于10 000 CMH 以下柜機。本文AHU 空氣冷卻器計算以經典的dg15 為標準。

3）計算分析的工況，按GB/T 14294-2008表4規定，空氣側：進風27 ℃/19.5 ℃為標準回風(RA)工況，進風35 ℃/28 ℃為標準新風(OA)工況[6]；冷凍水側：進/出水溫7 ℃/12 ℃為標準，大溫差工況延伸到進/出水溫為7 ℃/17 ℃，設為工況I；按GB 50736-2012 第8.5.1.1 條款規定：采用冷水機組直接供冷時，空調冷水供水溫度不宜低于5 ℃[7]。大溫差延伸為5 ℃/15 ℃，設為工況II；有些項目為提高制冷能效比或采用定出水溫度控制邏輯，由此設置為5 ℃/15 ℃(出水)的工況III。

4）綜合上述管徑、行程數、進出風工況、進出水工況，考慮國標基本規格范圍為2 000～200 000 CMH；通用HVAC 技術規格書一般規定：“機組規格30 000 CMH 以上(或單體盤管所需的高度超過1 m)時，應把盤管分成上下兩個，同時在兩個盤管之間加設中間接水盤”。因此，本項目分析機組規格選定5 000 CMH、10 000 CMH、20 000 CMH 三檔為代表。采用某著名末端設備制造商計算軟件(50 多年研發修正、80 多項次選型計算值與國家權威檢測值誤差均≤5%)，在復核計算到相同有效安全系數前提下，按通常機組截面高度/寬度比值近似黃金分割的原則，固定各檔風量的熱交換器規格，工況-行程數對應形式見表1。

在上述分類的基礎上，標定分類的計算分析數據列表和圖示表述如下：

2.2 5 000 CMH圖表

2.2.1 在既定工況和相同有效熱交換量系數前提下，三種進風-行程數，I、II、III類工況的冷量、基管內Vw、雷諾值Re、(Δtlm)數值見表2。

表1

表2

2.2.2 5 000 CMH-RA-HF狀態

冷量-Re/100-Δtlm二維折線圖見圖1。

2.2.3 5 000 CMH-OA-SF狀態

冷量-Re-Δtlm二維折線圖見圖2。

2.2.4 5 000 CMH-OA-HF狀態

5 000 CMH-OA-HF 狀態的冷量-Re-Δtlm的二維折線圖見圖3。

計算各狀態冷量降幅增大(I/II 工況)、升幅減小(III工況)的環比值，冷量斜率陡變溫差點與Vw異常的對應情況見表3。

2.3 10 000 CMH的圖標對比

在既定工況和相同有效熱交換量系數前提下，三種進風-行程數，同樣進行I、II、III 類工況的冷量(kW)、基管內Vw、雷諾值Re、(Δtlm)數值和圖表解析，其Vw異常、冷量斜率陡變溫差點見表4。

2.4 20 000 CMH分析

由于該規格的RA-HF、OA-HF出現大比例基管Vw＞2.0 m/s，非業內常用選型，因此，在20 000 CMH計算時，僅考慮RA-SF、OA-SF 兩種狀態，通過各類工況的冷量(kW)、Vw(m/s)、雷諾值(Re)、(Δtlm)數值和圖表解析，其Vw異常、冷量斜率陡變溫差點見表5。

2.5 AHU圖表數據解析

從表2～表7數據與圖例折線解析中可知：

2.5.1 I、II類工況，隨ΔTW加大，AHU熱交換量漸次降低；2.5.3 III類工況，隨ΔTW加大，AHU熱交換量漸次增大；

圖1

圖2

圖3

表3

表4

表5

2.5.2 三檔規格流速、冷量異常工況點的細分析：

2.5.3 5 000 CMH 的AHU，表2 中RA-HF、OA-SF時，Vw＜0.6(m/s)發生9 項次，并與Re 處于湍流水力光滑區、冷量下降坡度增大折線段相對應；OA-HF 時，ΔTW為5～6oC 時，Vw＞2.0(m/s)發生5項次。

2.5.3.1 10 000 CMH 規格AHU，表4 中RA-HF、OA-SF 時，Vw＜0.6(m/s)有1 項次，并與冷量下降坡度增大折線段對應；OA-HF 時，ΔTW為5～8oC時，Vw＞2.0(m/s)有10項次。

2.5.3.2 20 000 CMH 規格AHU，表5 中RA-SF、OA-SF時，因ΔTW加大，Vw＜0.6(m/s)有5項次，并與冷量爬升坡度趨緩折線段對應；OA-SF 時，ΔTW為5～6 ℃時，Vw＞2.0(m/s)有5項次。

2.5.3.3 基于通規“盤管水管的水流速度不能低于0.6 m/s及高于2.0 m/s(或1.8 m/s)”。各AHU品牌制造商型軟件都會設置判斷修正邏輯加以規避，因此按設計工況遞交的技術資料從數字上規避了這些偏差；而工程實際運行制成品的流程已被固定，ΔTW的過度改變使這項規定在部分節點上形同虛設，如前所述，并導致全系統運行性能的突變。

2.5.4 各種數據及折線圖中，Re/100隨ΔTW加大而變化的比率遠大于Δtlm 的變化比率，即Vw-Re 的變化對制冷量的影響遠大于Δtlm。

2.5.5 AHU 三個規格的冷量折線斜率陡變溫差點集中于ΔTW=8～9oC。

2.5.6 外形受限AHU 冷量-Re 值衰減與非湍流流態

采用大溫差小流量技術的中央空調水系統還大量服務于超高層、異形結構類建筑，受建筑結構限制，AHU 的限長、限寬、限高現象多有發生，形成更大隱患。仍以5 000 CMH機組為例，表2對應的空氣冷卻器型號W27 6 12＊810- HF＊1、面風速2.5 m/s，因限寬調整為W36 6 12＊609-HF＊1、面風速2.5 m/s，則RA-HF狀態的參數相應變化見表6。

表2 中RA-HF 時Vw＜0.6(m/s)有5 項次，表6中達到13 項次，占比72.2%，且有2 項次Re＜4 000、2 項次Re≈4 000，表明主管內Vw已進入層湍流過渡區[8]，對流傳熱能力進一步下降。以I、II工況為例，W36 與W27 的冷量-Re/100-Δtlm 對比如圖4 所示，說明大溫差條件下，即使名義規格、面風速相等，受限盤管制冷能力也會有顯著下降，符合傳熱學關于“管槽內強制對流在其他條件相同時湍流傳熱的強度要比層流強烈”[4]的陳述。詳見圖4。

3 空氣冷卻器計算分析

3.1 基準計算條件

1）FCU空氣冷卻器水側一般由進水分流器、與肋片漲接的基管、出水匯流器組成，沿氣流方向為排數(或列數)，垂直氣流方向為行數(或孔數)，同樣排數和行數的空氣冷卻器由于分流器和匯流器的不同形式，導致了同等供回水量在基管內的不同流速和水阻力。一個FCU 盤管中分流器和匯流器通常為對稱接駁形式，本文后續分析行程數形式均以分流器為準。以常規的3 排管為例，FCU 的分流器“行程數”有1P、2P、3P、4P、6P、8P等形式。

表6

圖4

2）常用FCU 換熱器銅基管內徑有9 mm、7 mm、6 mm 等。其適用范圍同樣與機組的規格、循環水量、不同行程數形式的基管內Vw、水阻力有關。受Vw、水阻力限制，7 mm 內徑銅管主要用于FP136 規格以下的FCU。本文FCU 計算以經典的9 mm為標準。

3）計算分析的工況，按GB/T 19232-2003表4規定，空氣側：進風27 ℃/19.5 ℃為標準回風工況[9]，冷凍水側同AHU 分析工況：大溫差工況I 進出水溫7 ℃/17 ℃，工況II 為5 ℃/15 ℃，工況III 為5 ℃/15 ℃(出水)。

4）綜合上述管徑、行程數、進風工況、進出水工況，考慮國標GB/T 19232-2003 基本規格范圍為FP34-FP238，進行全系列數據分析；圖例選擇為FP34、FP238。參考9 mm盤管制造通用工藝，行程數FP34、FP51、FP68、FP85、FP102 對 應3 P；FP136 對應4 P；FP170、FP204、FP238 對應6 P。鑒于雙行數基管流態最均衡，3 P、6 P 如圖5a 和圖5b 所示，采用某著名制造商計算軟件(50 多年研發修正資歷、200多項次FCU選型計算值與國家權威檢測值誤差均≤5%)，在復核相同熱交換量安全系數前提下，本文不進行逆流程系數修正，計算結果也更符合行業內通常工藝制成品的測試效果。I、II、III工況下，全系列FCU的制冷性能-基管流速-Re/100-對數溫差Δtlm的示例列表見表7。

圖5

3.2 FCU 制冷量-Re/100-對數平均溫差Δtlm 示例圖

FP34 制冷量-Re/100-Δtlm 圖見圖6，FP238制冷量-Re/100-Δtlm圖見7。

3.3 FCU關聯圖表的解析

1）對表9-1～3中的冷量進行環比分析，I、II兩類工況下，進水溫度恒定，隨著ΔTW加大，出現制冷量降幅增大的突兀溫差點頻次分布為6 ℃-1 次、7 ℃-5次、8 ℃-10次、9 ℃-2次；III類大溫差工況下，出水溫度恒定，隨著ΔTW加大，出現制冷量升幅減小的突兀溫差點頻次分布為6 ℃-1 次、7 ℃-1次、8 ℃-4 次、9 ℃-3 次；可見，對常規工藝的FCU而言，ΔTW=8 ℃是容易導致機組制冷量突變的警戒點。仲華、馬偉駿等也曾明確指出，常水溫差的風機盤管機組應用于大水溫差工況是不合適的，當ΔTW≥7 ℃，機組基本沒有除濕能力，進而導致制冷量下降[10]。

表7

圖6

圖7

2）FCU 產品，無論哪種規格和狀態，從全系列數據與制冷量-Re/100-Δtlm圖走向解析中都可發現，Vw-Re隨ΔTW加大而導致對制冷量的影響遠大于Δtlm

4 大溫差系統選型建議及結論

隨著我國空調設備制造行業近年的快速發展，理論上確實針對不同工況都能夠選擇到適配的末端設備。但同時我們也應當認識到，很多特定技術措施都是針對單一設計工況、單一AHU 或FCU 規格的，無法有效覆蓋末端產品的全系列和項目運行的全工況。目前項目建設關聯方不可能在既定設計工況下，對FCU產品的圖例、安裝、制造進行逐一校對標識；同時由于末端設備購銷過程中對大溫差工況的漠視，大量FCU空氣換熱器均采購市場上標準行程數產品，因此FCU 數量較大的項目，其系統運行偏離度很大。AHU 空氣換熱器對大溫差系統的適配性同樣存在相當大的差異，但由于主流AHU品牌制造商關聯技術復核工作相對規范，因此項目實施過程中發生大范圍偏差現象相對較少。結合本文解析，筆者從協助完善大溫差小流量系統規劃的立足點出發，根據流體力學和傳熱學基本原理及相關參數變化趨勢，歸納末端設備適用性并提出如下建議：

（1）AHU 和FCU 產品，無論哪種規格和狀態，Vw-Re 值的變化對制冷量的影響遠大于Δtlm。因此大溫差系統定制相關產品時務必復核基管內合理流速Vw。

（2）綜合評估FCU 全系列、AHU 的3.5.1.5 解析，依據適度湍流增強對流傳熱，建議大溫差系統ΔTW≤8 ℃為 宜；當ΔTW＞8 ℃時，務 必 對AHU-RA 換熱器選型、FCU 全系列產品的Vw-Re-Δtlm 關鍵參數進行逐項審核，定制產品應顯著標識安裝，才能有效確保全系統設備適配。

（3）AHU 換熱器選型，常規行程數、通路數配置，基管內流態穩定性OA 普遍優于RA；小規格機組，RA-OA 可以共用一種流程；RA 工況技術復核時防止Vw≤0.6 m/s，OA 工況技術復核應關注Vw≥2.0 m/s(或1.8 m/s)；大規格機組，OA、RA必須分別選型計算，配置不同行程數和通路數；

（4）限寬限高AHU 換熱器選型，應結合風機形式、噪聲控制等要素平衡，對AHU不同行程數、通路數選型得到的冷量-Vw-Re-Δtlm關鍵參數須進行逐項審核。