广东佛山希尔顿酒店项目中央空调系统方案设计介绍
1.空调冷(热)源设计
根据建设基地外配套条件，确定酒店采用电制冷机组夏季供冷，蒸汽锅炉提供蒸汽经板式换热器换热后提供冬季空调及通风用热的冷热源方式。根据要求，本工程空调系统设置为：独立的集中冷、热源系统和一套独立的集中冷源系统，分别负责希尔顿酒店经营范围的供冷、供热，外租桑拿、沐足的供冷、供热，大型超市的供冷及外租商业的供冷。
1.1主楼、会议区、康乐区、中餐厅、大堂等区域设一套集中冷、热源系统(系统1)：夏季冷源系统选用大温差高效离心式冷水机组4台，其中2台单台制冷量为3516kW，2台单台制冷量为2110kW，夏季向空调系统提供5/13℃冷冻水，冷水机组设在负一层制冷机房内；在主楼屋顶设7台集水型超低噪声冷却塔，冷却塔的供回水温度为40/32℃。冬季利用蒸汽锅炉房蒸汽为一次热源，换热机组的二次侧向空调系统提供60/50℃的热水，热交换装置选用板式汽—水换热机组，换热机组设在负一层制冷机房内。空调冷(热)水、冷却水系统最大工作压力1.6Mpa。
另外，在此机房内设热回收螺杆式冷水机组2台(制热量860kW/台)，在夏季及过渡季满足酒店客房的生活热水供应。
1.2一区1～3层超市、商铺设一套集中冷源系统(系统2)：
冷源系统选用普通离心式冷水机组2台，单台制冷量为1406kW，夏季向空调系统提供7/12℃冷冻水，冷水机组设在负二层制冷机房内。在主楼屋顶设两台集水型超低噪声冷却塔，与制冷机组一一对应，冷却塔的供回水温度为37/32℃。空调冷冻水系统最大工作压力0.6Mpa；空调冷却水系统最大工作压力1.6Mpa。
2.空调风系统设计
2.1商场、大堂、宴会厅、中餐大厅等大空间区域：
采用全空气系统，送风经吊顶内的送风管、散流器上送风，回风由吊顶或侧墙回风口，经回风管回至空调机组。全空气系统在过渡季可全新风运行，充分利用室外空气冷却能力以节约运行能耗，其相应的排风系统可分别满足空调季和过渡季排风量要求。
2.2客房、中餐包房、小会议室等小开间房间：采用风机盘管加新风系统，风机盘管为卧式暗装，送风方式为散流器上送风或双层百叶侧送风，回风由吊顶回风口、回风箱回至风机盘管；新风由新风管直接送入室内，除客房外各层的新风机组均设在本层。
2.3客房新风机组集中设在设备转换层和主楼屋顶上，通过建筑竖井内的竖向风管送入各层客房，对为保证每间客房的风量在新风支管上设定风量阀。
3.空调水系统设计
3.1冷(热)水系统：(1)系统1：由于酒店各不同功能区的使用要求和运行时间的差异，因此，冷冻水设计为二级泵系统，控制方式是能源侧一级泵定流量、用户侧二级泵变流量，以系统最不利环路压差与设定值的偏差控制二次水变频水泵的转速。各用户的水管上设置平衡阀进行水力平衡，主要用户的水系统上均设置能量计实施分户计量。(2)系统2：水系统为二管制方式配管，空调水系统均采用开式膨胀水箱进行定压补水，空调冷热水系统的供回水采用双管同程式系统,为保证系统的阻力平衡,空调水系统的回水管道上均设置了静态流量平衡阀，空调机组与新风机组的回水管道上设置了电动二通调节阀。
3.2冷却水系统：夏季空调系统中的热量通过冷却塔排至大气，冷却塔台数与冷水机组一对一设置。冷却塔进水管及冷水机组进水管上均设电动蝶阀；冷却水分别采用强磁水处理器、旁流综合水处理器和多介质过滤器进行水处理。冷却塔的自来水补水管道上设置倒流防止器和水表。
3.3空调系统补水：各空调系统均通过膨胀水箱进行补水，补水点设在循环水泵吸入端；各系统分别采用全自动软化水处理器、旁流综合水处理器和多介质过滤器进行水处理。
本项目大温差小流量的冷水系统方案分析
“大温差小流量”是一个减少空调系统投资，降低能耗的先进观念。大温差的目的是优化空调系统各设备间的能耗配比，在保证舒适度的前提下减少冷量输配的能耗，或是减少冷却塔和末端空调箱的能耗，同时降低系统初投资。大温差可以在冷水侧或冷却水侧实现，也可以在空气侧实现。
1.空调水系统优化
多年来冷水机组的设计主要以冷冻水供、回水设计温差通常为5℃。冷水机组提供的冷量与冷冻水的供、回水温差和流量有关，计算公式如下：Q=M×Cp×DT——(1)
式(1)中假定比热Cp为常数。若所需的冷量Q不变，则既可采用增大流量M而减小温差DT的方案(即增加水泵耗功而减少机组耗功)，又可采用减少流量M而增大温差DT的方案(即减少水泵耗功而增加机组耗功)，而这两种方案的系统总能耗可能并不相等。
2.大温差小流量系统运行能耗变化的分析
2.1冷水机组能耗的变化：根据制冷原理，随着冷水出水温度降低，冷水机组蒸发温度相应降低，制冷循环中压缩功与节流损失增加，一般降低1℃蒸发温度，耗功约有3%的上升。不过，由于技术的发展，大型冷水机组的能效比越来越高，从而冷水机组的能耗在空调系统能耗中所占的比例也呈下降的趋势，这也是采用大温差水系统的有利因素。
从离心式冷水机组不同工况下性能参数表对比可知，大温差工况与常规温差工况相比，制冷机组耗功增加在12～45kw之间，约为4～8%。
2.2水泵能耗的变化：根据离心式冷水机组性能参数表，以600RT/800RT/1000RT的机组为对象来选择对应的冷水泵和冷却水泵，如假定除离心式冷水机组外冷水管路的阻力为220kpa,冷却水管路的阻力为200kpa，通过选型对比可得出冷水泵及冷却水泵耗功约减少15～23kw,约为25～30%。
2.3空调机组能耗的变化：在大温差系统中只有很少的情况需要更换空调机组设备；同时，由于采用大温差系统，也为加大空调送风温差减小送风量提供了条件。总的来看，在能耗比较中，可以忽略空调机组能耗的变化。
2.4风机盘管能耗的变化：由以上分析，在大温差系统中有部分风机盘管需要加大一档来满足使用要求，这样做增加了初投资，也增加了运行能耗。所以，在以风机盘管为主的空调系统中采用大温差水系统需要更为详细的计算和分析。
2.5空调管路冷量损耗的影响：供水温差加大后，空调水系统管径减小，与空气接触面减小，相应的冷量损耗减小。
2.6本项目方案运行功耗计算分析：本项目大温差小流量冷水系统方案采用了美的2台1000RT离心机和2台600RT离心机，该系统采用2次变流量系统，2次冷冻水泵系统统计上难以确定，故现在只按照1次泵系统作对比。
从系统满负荷运行能耗对比可发现，随着温差的增大，水流量的确是减小了，制冷机组的能耗则反而上升，但冷却水水泵、冷冻水水泵及冷却塔的能耗是逐渐降低的，总体的能耗也是降低的。对比常规温差系统，每年大温差系统可节约7.4%的空调水系统运行费用。
3.大温差小流量系统初投资分析
如上所述，大温差小流量系统能够降低空调水系统总能耗。那么，该系统对初投资又有什么影响呢?
3.1可以选择较小的水泵，节省初投资。大温差低流量可以让设计师选用较小的水泵，从而使得投资与运行费用减少。无论在冷水侧或是在冷却水侧，较小的水泵在部分负荷时的节能会比常规温差更有优势。
3.2
3.3减少冷却塔的数量，节省初投资。大温差设计后，冷却水的流量减小，冷却水和空气的换热温差加大。通过实际项目的冷却塔选型可以得出结论，大温差的冷却水设计平均可以比常规系统节约25%的冷却塔数量。
3.4本项目方案初投资计算分析：
大温差小流量空调系统应用的一些建议
1.在集中冷源的空调系统中，合理采用大温差水系统可以节约设备的运行能耗，可以节约空间、方便设计，在有条件的工程中应该积极应用；但空调水系统不同，最优化的工况可能不同，具体取决于空调负荷特点、外部环境、设备性能等；
2.大温差系统适合于供冷半径较大的大型建筑，可以有效地减少冷水输运系统的能耗；
3.大温差冷水机组应能够在宽广的蒸发温度与冷凝温度范围内可靠地运行，并保持较高的制冷效率；在末端设备以空调机组为主的工程中，比较适合采用大温差空调系统；
4.水流量不是越小越好，水泵及冷却塔节省的能耗应大于空调设备传热效率可能下降所增加的能耗；
5.大温差系统意在水泵、冷却塔的能耗得以降低，从而达到系统运行节能的目的。但同时，也让冷水机组承受相对严苛的工况，才能实现。因此，并非所有冷水机组都可实现大温差；
6.大温差机组的冷冻水侧应该是向低温的方向进行，因为在流量降低以后，末端的换热系数会相应减小，如果水温保持不变的，那末端的换热量将降低，若要满足室内设计参数的要求，则需要加大末端的换热面积。如果在流量降低的情况下降低冷冻水的供水温度，一拉大末端换热温差来弥补流量降低引起的换热系数减小，则可以做到末端产品可参照常规方案设计。通过理论结合实际选型分析，冷冻水出水温度选择5℃最为恰当。
7.大温差机组的冷却水侧应该是向高温的方向进行。因为冷却水的低温侧由冷却塔决定，若要大量降低冷却塔的出水温度，则必须加大冷却塔的换热面积，引起初投资的增加，且现行的标准冷却塔温度已经是在湿球温度条件下比较合理的温度，若要进一步降低，可能带来的初投资将急剧增加，且冷却水温度的降低受湿球温度的限制非常明显。所以在冷却水侧应尽量提高冷水机组的冷却水出水温度，并且在冷却塔侧会有25%左右的初投资和运行费用的节约；
8.冷水大温差运行模式特别适用于冰蓄冷空调系统。冰蓄冷空调系统可提供1～4℃的低温冷水，将大大提高表冷器和风机盘管的冷却除湿能力，从而可以避免末端系统的大温差改造。
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