中央空调系统是卷烟厂生产车间工艺温湿度环境保证的重要设施,同时也是卷烟厂运行的能耗大户。据统计[ 1 ] ,工艺性中央空调制冷系统的运行能耗约占卷烟厂全年总运行能耗的40%。随着我国烟草行业“十一五”技术改造的实施,卷烟厂生产车间逐步向大空间的联合工房形式发展,生产工艺设备不断更新、建筑结构及外饰面改变、燃气(油)锅炉替代燃煤锅炉等,卷烟厂工艺性中央空调制冷系统的运行成本逐渐加大。因此,空调制冷系统的节能降耗已成为卷烟行业实现《烟草工业企业能源消耗》标准及建筑绿色工业厂房的重要措施之一。卷烟厂生产工艺对室内温湿度环境有一定的精度要求[ 2 ] ,根据《卷烟厂设计规范》(YC /T9 - 2006)及部分卷烟厂的生产实践,卷烟厂生产车间的室内设计温度为[ 22 ℃ (冬) ～25 ℃ (夏) ] ±2℃, 相对湿度为60% (全年) ±5%RH。根据文献[ 1 ]对我国部分卷烟厂能耗数据统计分析可知,卷烟厂的卷接包、滤棒成型、膨胀烟丝、制丝等车间工艺设备产热量较大,在我国大部分卷烟厂(华中、华南、华东地区) ,冬季可能存在供冷需求。冷却塔供冷(又称免费供冷)是空调制冷系统节能降耗的一种形式[ 325 ] ,适用于过渡季或冬季,当室外空气焓值低于室内空气焓值时不宜采用加大新风冷源的场合。当室外空气湿球温度低于某值时,关闭冷水机组,以冷却塔的循环冷却水直接或间接地向空调末端系统供冷,可以减少高能耗的冷水机组运行时间,节能效果显著。目前卷烟厂空调系统在冬季、过渡季节运行的节能研究主要是最大限度地使用新风冷源、风机变频控制以及合理使用冷雾加湿[ 627 ] 。本文以浙江中烟工业有限责任公司杭州制造部“十一五”易地技术改造项目为例,说明在现有冷冻站系统上如何配置冷却塔供冷系统,并对冷却塔在过渡季、冬季供冷运行模式下的热工性能及节能效果进行计算分析。卷烟厂生产车间冷却塔冬季供冷节能技术研究
1 杭州市室外气象条件分析
根据文献[ 8 ]提供的杭州市标准年气象参数数据库,杭州市标准年室外空气湿球温度的全年变化趋势和各级湿球温度发生频数见图1、图2。假设卷烟厂车间冬季送风温度为18 ℃,根据空调末端系统表冷盘管的热换特性, 18 ℃送风温度对应的冷冻水供水温度在13 ℃左右。因此,对于卷烟厂生产车间的冬季供冷需求,冷冻站提供13 ℃左右的冷水是可以满足要求的。一般情况下,额定工况下冷却塔的出水温度比空气湿球温度高2～3 ℃[ 5 ] 。本文以室外空气湿球温度10 ℃作为分界线,对冷却塔的供冷时机进行分析,以保证冷却水经板式换热器后间接地为空调末端系统提供13℃的冷水。
当室外空气湿球温度低于或等于10 ℃时,启动冷 
却塔供冷运行模式; 当室外空气湿球温度高于10 ℃
时,由冷水机组供冷。由图1可见,杭州市在1, 2, 3,
12月份以及11月份的部分时间适合冷却塔供冷运行
模式;由图2可见,杭州市全年室外湿球温度小于10
℃的时间达3079 h ( 128. 3 d) ; 由表1 可见,杭州市
2003～2006年室外空气湿球温度月平均值与杭州市
标准年气象数据分析基本一致。
2 制冷站及冷却塔冬季供冷系统设计
浙江中烟工业有限公司杭州制造部“十一五”易地技术改造项目,由联合工房、综合办公楼、动力中心站房、综合库等组成。其中制,冷站位于动力中心站房内,为联合工房各生产车间工艺性空调末端系统集中提供冷源。制冷站设有6台离心式冷水机组,单台制冷能力5274 kW,配有冷冻水泵和冷却水循环水泵各6台,在动力中心屋顶设有6座冷却塔及其冷却水系统。根据以往的运行经验数据,冬季卷烟生产车间的空调冷负荷约为制冷站总装机制冷能力的15% ～30%左右,因此,可配置2台板式热交换器及旁通管路系统,用于冷却塔冬季供冷运行模式,每台板式热交换器的设计换热能力等于单台冷机的制冷能力( 5274 kW) ,单台板式热交换器及旁通管路供冷系统见图3。每台板式热交换器一、二次侧的设计温差为1. 0～1. 5 ℃,一次侧(冷冻水)流量为1 000 m3 /h,二次侧(冷却水)流量为1 250 m3 /h。冷却塔冬季供冷运行工况的冷却水设计出水温度为12 ℃,板式换热器二次侧至空调末端系统的设计供水温度为13 ℃。系统进入冬季运行工况时,当控制系统判断室外空气湿球温度小于或等于10 ℃时,由常规的冷水机组供冷模式切换到冷却塔供冷模式,并开启和关闭对应
管路上的季节转换电动蝶阀。两种供冷模式切换后,冷冻站系统中的水泵、冷却塔等设备仍照常运行。
3 冷却塔在冬季供冷工况时的热工性能
冷却塔一般按夏季工况为冷水机组散热进行设备选型,夏季工况下冷却水进出水设计温度分别为37 ℃和32 ℃,杭州市夏季空调设计干球温度为35. 7 ℃,湿球温度为28. 5 ℃。当冷却塔用于冬季供冷时,其出水温度按上述分析为12 ℃,冬季冷却塔供冷运行模式下仍利用现有的冷却塔和冷冻水泵设备,因此冷却水流量和冷却塔风量保持不变。以下对冷却塔在冬季供冷工况下的热工性能和板式换热器的选型进行计算分析。假定板式换热器与冷水机组采用一对一并联旁通形式连接,板式换热器一、二次侧单位时间的换热量等于冷水机组的额定制冷能力(5274 kW) ,以取代冬季供冷模式下冷水机组的运行。冷却塔运行时,水和空气在冷却塔内部进行热量交换,并满足以下能量平衡式:QW =LW ×CW ×( tw1 - tw2 ) (1)QA =G ×( i2 - i1 ) (2)QW =QA (3)式中: QW ———循环水在冷却塔中的每秒换热量( kW ) ;0A ———空气在冷却塔中的每秒换热量( kW) ; LW ———冷却塔循环水流量( kg/ s) ; CW ———水的定压比热( 4. 186 kJ /kg·℃) ;w1 , tw2 ———冷却塔循环水进出水温度( ℃) ; G———冷却塔通风量( kg/ s) ; i2 , i1 ———冷却塔空气进出口焓值( kJ /kg干空气) 。冷却塔的水- 空气热交换能力按夏季工况进行设计选型。假定额定工况下冷水机组的COP值为5. 6,若维持相同的制冷能力,可以计算出夏季额定工况下冷却塔带走的热量(QW 或QA )是冬季供冷模式下带走热量(Q’W或Q’A)的1. 18倍。图4是冷却塔在夏季工况和冬季供冷工况下水- 空气热交换的焓湿图,其中A→B表示夏季工况下空气通过冷却塔时热湿处理过程, C→D表示夏季工况下循环水温的变化过程,A’→B’表示冬季供冷工况下空气通过冷却塔时热湿处理过程, C’→D’表示冬季供冷工况下循环水温的变化过程。
上述分析时假定空气经过冷却塔的出风达到最佳
热交换下的状态点,即相对湿度为90% ,出风干球温
度为冷却水的进水温度,以此判断冷却塔是否能满足
冬季供冷工况下的热交换能力。图4所示焓湿图中的
冬季冷却塔进风参数采用杭州地区3月份的月平均干
球温度(10. 8 ℃)和月平均湿球温度(8. 0 ℃) ,其他月
份冷却塔的进风参数见表2。根据公式( 1) 、( 2) ,可
计算出冬季供冷工况时各月份冷却塔最大可能的换热
能力QAm ax (冷却塔最大出力能力) ,见表2。
由表2可见,冬季供冷运行模式下,冷却塔的出力
能力明显低于夏季工况下的出力能力,并且单台冷却
塔不能满足换热量的需求(Q’A
m ax ) ,其原因在
于冬季工况下空气流经冷却塔的焓差明显小于夏季工
况的焓差。因此,利用冷却塔进行冬季供冷时,在与单
台冷水机组输出相同供冷量的情况下,应开启多台冷
却塔运行才能达到同样的供冷效果。为此,在进行制
冷站的冷却水管路系统设计时,多台冷却塔及冷却水
泵之间应并联设计,以保证冷却塔冬季供冷运行工况
时充分利用冷却塔的资源。
4 节能效果
根据上述分析可知,冬季冷却塔供冷运行工况下,
为保证单台板式换热器的换热能力达到一台冷水机组
的制冷能力水平,应开启2台冷却塔和2台冷却水循
环泵同时运行。
假定冷水机组额定工况下的COP值为5. 6,冷水
机组在冬季工况时采用变水温节能运行模式,供水温度为13 ℃,与额定工况(供水温度7 ℃)相比,每提高1 ℃压缩机节能3. 5%;所有设备的运行轴功率按装机功率的90%计算; 杭州地区冬季冷却塔供冷时间为128. 3 d,每天运行18 h,工业用电成本按0. 8元/kWh计算。冬季冷水机组变水温运行模式与冷却塔供冷运行模式的能耗对比见表3。由表3可见,杭州制造部冬季采用冷却塔供冷模式,节能效果可提高60%以上,其中节能预测是按冬季开1台冷水机组计算的,根据以往运行经验,冬季应开2台冷水机组才能满足生产车间需求。因此,冬季
采用冷却塔供冷模式, 每年可节约用电2. 59 ×106kWh,约207万元。整个制冷系统增加了2台高效板式热交换器、季节转换阀件、旁通管路等,投资160万元, 1年内即可收回投资成本。由于在冬季工况下冷却塔的换热能力小于夏季工况,因此,在设计制冷站系统时,建议多台冷却塔、冷却水泵及对应的管路系统应采用并联形式,以便在冷却塔供冷时期充分利用所有冷却塔的资源,获取冷却塔冬季供冷的最佳效果。
