空调系统在为建筑提供健康舒适室内环境的同时,也在消耗着大量的能源,据统计,空调系统能耗约占公共建筑总能耗的30%～50% ^[1]。因此,空调系统的节能控制对于公共建筑节能及整个建筑领域的节能工作有着重要意义 ^[2]。

　　 冷却水循环系统(后文简称“冷却水系统”)作为空调系统的子系统,为冷却水的循环提供动力。其能耗在空调系统总能耗中,占据着可观的比例。和冷水系统相同,冷却水系统运行性能影响自身的运行能耗,如果冷却水流量不足、冷却塔换热效果不佳,将会导致冷水机组冷凝温度偏高,进而降低冷水机组的运行性能。因此,冷却水系统运行性能的调适优化得到了越来越多专家学者的关注。

　　 梁辉宏等人 ^[3]和曲凯阳等人 ^[4]对冷却水系统的控制策略进行了研究,分别提出了变流量模糊控制系统和最优节能控制策略,通过调节冷却水泵运行频率,使供回水温差达到设定温差,进而降低部分负荷下冷却水泵运行能耗。牛修富 ^[5]、张文斌等人 ^[6]对冷却塔的布水优化开展了研究,分别从系统形式和内部构件两方面对冷却塔中冷却水的布水情况进行了优化,保证冷却水布水均匀。此外,相关学者还就冷却塔风机频率与台数控制的群控策略开展了研究,并提出了冷却塔台数与风机频率整体调控的运行建议 ^[7,8]。

　　 本文在此基础上,通过实际工程案例的现场测试与运行调适,总结冷却水系统实际运行性能的调适方法和需要注意的关键环节。

　　 冷却水系统由冷却塔、冷却水泵等关键设备及相应系统组成,其运行性能受到多方面因素的影响。为了明确各个关键环节对冷却水系统运行性能的影响情况,发现系统中存在的典型问题,有针对性地提出调适优化方案,深入挖掘冷却水系统节能潜力,本文从外因、内因及内外协同3个角度入手,构建了系统分析模型,并提出了相应的调适方法。

　　 如图1所示,外因主要包括外部需求和外部条件,即待解决的外部问题或者外部提供的有利条件。对于冷却水系统,其外因主要包含了冷却塔形式(开式或闭式)和介质的选择(通常为淡水或海水)及冷却塔进风口周边空气状态。外因分析的关键是精确,通过合理的观测方法和评价指标对外因进行定量地精确识别和描述。

　　 内因,主要指空调系统研究对象内部的、相对固有的技术参数或特征。对于冷却水系统,主要包含冷却塔、冷却水泵、冷却侧板式换热器的换热性能和运行效率。内因分析的关键是准确,需要准确测量和把握这些研究对象现实的、固有的技术参数或能力。

　　 内外协同,是指在确定的外部条件下,通过冷却塔、冷却水泵搭配调节,在实现总体冷却效果最佳的同时保证输送能耗合理,以实现系统运行性能的最优化。

　　 同时,结合相关性能评价指标,用于定量分析评价冷却水系统实际运行性能,评价指标如式(1)～(13)所示。

　　 $\eta {}_{\text{C}\text{Τ}}=\frac{t{}_{\text{i}}-t{}_{\text{o}}}{t{}_{\text{i}}-t{}_{\text{w}\text{b}}}(1)$

　　 式中 η_CT为冷却塔换热效能;t_i为冷却水进冷却塔温度,℃;t_o为冷却水出冷却塔温度,℃;t_wb为冷却塔进口空气湿球温度,℃。

　　 ${\rm K}F{}_{\text{C}\text{Τ}}=\frac{Q}{\text{Δ}h{}_{\text{m}}}(2)$

　　 式中 KF_CT为冷却塔等效换热系数,kg/s;Q为水侧换热量,kW;Δh_m为对数平均比焓差,kJ/kg,其定义如式(3)所示。

　　 $\text{Δ}h{}_{\text{m}}=\frac{(h{}_{\text{w},\text{i}}-h{}_{\text{a},\text{o}})-(h{}_{\text{w},\text{o}}-h{}_{\text{a},\text{i}})}{\ln \frac{h{}_{\text{w},\text{i}}-h{}_{\text{a},\text{o}}}{h{}_{\text{w},\text{o}}-h{}_{\text{a},\text{i}}}}(3)$

　　 式中 h_w,i,h_w,o,h_a,i,h_a,o分别为冷却水进水比焓、冷却水出水比焓、冷却塔进风比焓、冷却塔出风比焓,kJ/kg。

　　 $\alpha =\frac{\rho {}_{\text{a}}G{}_{\text{a}}}{\rho {}_{\text{w}}G{}_{\text{w}}}(4)$

　　 式中 α为冷却塔风、水质量流量比,简称风水比;ρ_a和ρ_w分别为空气和水的密度,kg/m³;G_a和G_w分别为空气和水的体积流量,m³/h。

　　 $\text{Δ}t{}_{\text{C}\text{Τ}}=t{}_{\text{o}}-t{}_{\text{w}\text{b}}(5)$

　　 式中 Δt_CT为冷却塔逼近温度,℃。

　　 $W{\rm T}F{}_{\text{C}\text{Τ}}=\frac{Q}{W{}_{\text{C}\text{Τ}}}(6)$

　　 式中 WTF_CT为冷却塔风机输送系数;W_CT为冷却塔风机电耗,kW。

　　 $\eta {}_{\text{Η}\text{E}}=\frac{\text{Δ}t{}_{\max }}{t{}_{\max }-t{}_{\min }}(7)$

　　 式中 η_HE为板式换热器换热效能;Δt_max为温差较大一侧的换热温差,℃;t_max为板式换热器两侧最高温度,℃;t_min为板式换热器两侧最低温度,℃。

　　 $\text{Δ}t{}_{\text{Η}\text{E}}=t{}_{2,\text{o}}-t{}_{1,\text{i}}(8)$

　　 式中 Δt_HE为板式换热器逼近温度,℃;t_2,o为板式换热器二次侧供水温度,℃;t_1,i为板式换热器一次侧供水温度,℃。

　　 ${\rm K}F{}_{\text{Η}\text{E}}=\frac{Q}{\text{Δ}t{}_{\text{m}}}(9)$

　　 式中 KF_HE为板式换热器等效换热系数,kW/℃;Δt_m为对数平均温差,℃。

　　 $\eta {}_{\text{p}}=\frac{G{}_{\text{w}}{\rm H}}{360W{}_{\text{p}}}(10)$

　　 式中 η_p为冷却水泵效率;G_w为冷却水泵工作流量,m³/h;H为冷却水泵扬程,m;W_p为冷却水泵功率,kW。

　　 $W{\rm T}F{}_{\text{p}}=\frac{Q}{W{}_{\text{p}}}(11)$

　　 式中 WTF_p为冷却水泵输送系数;W_p为冷却水泵电耗,kW。

　　 $C{\rm O}{\rm P}=\frac{Q{}_{\text{e}}}{W{}_{\text{c}\text{h}}}(12)$

　　 式中 COP为冷水机组制冷性能系数;Q_e为制冷量,kW;W_ch为冷水机组输入功率,kW。

　　 $EER{}_{\text{c}}=\frac{Q{}_{\text{e}}}{W{}_{\text{c}\text{h}}+W{}_{\text{p}}+W{}_{\text{C}\text{Τ}}}(13)$

　　 式中 EER_c为冷水机组与冷却水系统综合性能系数。

　　 图2显示了项目A冷却塔的布置情况,该项目制冷站布置于楼顶机房内,冷却塔就近放置,临近墙体开窗并加装导流叶片与室外进行通风换气。其中1#,2#冷却塔靠近排风口和送风口,5#,6#冷却塔由于接近冷却水泵及相应补水装置,出于防晒、防雨考虑,通风情况较差。

　　 笔者对该项目夏季典型工况冷却塔的运行性能进行了测试。采用温度传感器(精度±0.2 ℃)测量水温,采用温湿度传感器(干球温度测试精度±0.3 ℃,相对湿度测试精度±3%)测量空气干球温度及相对湿度,采用超声波流量计(精度±2%)测量冷却水循环水量,采用转轮风速仪(精度±3%)测量空气流速。

　　 测试工况室外空气湿球温度为28.4 ℃。冷却塔实际进风湿球温度如图3所示,总体来看,靠近排风口和送风口一侧的冷却塔进风基本为室外新风,受出风影响较小,湿球温度明显低于靠近室内一侧冷却塔的进风湿球温度。尤其是5#,6#冷却塔,进风湿球温度远高于室外湿球温度,6#冷却塔进风湿球温度甚至高于31 ℃,通风效果较差。

　　 对于6#冷却塔,现场排查发现,其出风口存在大量遮挡物,同时用于通风的外墙窗户也未开启,导致6#冷却塔出风难以排至室外,存在出风回流的问题。

　　 图4显示了各台冷却塔出水温度对比情况,5#,6#冷却塔进风湿球温度偏高,导致其实际出水温度也远高于其他冷却塔。而1#～4#冷却塔通风环境良好,使得其出水温度低于其他冷却塔,具有更好的冷却效果。

　　 由此可见,冷却塔所处空间的通风情况对其冷却效果存在很大的影响,只有保证通风顺畅,进风湿球温度接近室外值,出风不存在回流情况,才能为冷却塔的冷却效果提供基础保障。

　　 除了冷却塔所处环境通风情况外,冷却塔换热形式也是影响其运行性能的重要外因。根据换热形式,可以分为开式冷却塔和闭式冷却塔。其中开式冷却塔的冷却介质与空气直接接触,理论出水温度高于开式冷却塔。闭式冷却塔冷却介质通过中间换热介质与空气进行换热,理论出水温度接近室外干球温度。为了解决闭式冷却塔换热效果不佳的情况,在开式冷却塔的基础上加装板式换热器,也成为现在常用的冷却塔换热形式。

　　 笔者对采用上述不同换热形式的3个系统进行了现场测试。其中项目B采用闭式冷却塔,其冷却侧水温分布及冷却塔换热效能分别如图5,6所示。

　　 测试期间,室外平均干球温度为32.1 ℃,平均湿球温度为26.2 ℃,冷却塔水盘循环水(中间换热介质)平均水温为29.8 ℃,冷却侧平均进出水温度达到37.8 ℃/34.0 ℃。可以看到,在运行过程中,水盘平均水温与室外湿球温度相差3.6 ℃,而冷却水出水温度与水盘平均水温相差4.2 ℃。由于存在2个换热环节,闭式冷却塔实际出水温度较室外湿球温度高7.8 ℃,换热效能仅为32.7%。

　　 项目C,D位于相同地区,其中项目C系统形式较为复杂,冷却塔采用海水开式循环,而冷水机组为淡水冷水循环,另外考虑到承压问题,该项目冷却侧采用了开式冷却塔结合两级板式换热器换热的形式。而项目D同样采用海水循环开式冷却塔,但制冷机冷凝器采用钛合金换热器,因此冷却侧为开式冷却塔直连的系统形式。

　　 项目C冷却系统实际水温分布如图7所示。

　　 实测工况下,冷却塔进风湿球温度为26.2 ℃,此时冷却塔出水温度达到28.8 ℃,冷却塔逼近温度为2.6 ℃。通过一次板式换热器换热后,二次侧供水温度为30.0 ℃,一次板式换热器逼近温度为1.2 ℃。通过二次板式换热器换热后,冷凝侧供水温度,即冷水机组冷却侧进水温度为30.8 ℃,二次板式换热器逼近温度为0.8 ℃。从室外湿球温度到制冷水机组进水温度,冷却水温升达到了4.6 ℃,开式冷却塔换热效能为63.4%,两级板式换热器的换热效能分别达到了79.3%和86.9%,冷却侧总体换热效能为53.5%。

　　 不考虑承压原因加装的二级板式换热器,项目C中开式冷却塔结合一级板式换热器与项目B中闭式冷却塔换热形式相当。对于开式冷却塔结合板式换热器的形式,冷却塔为叉流换热,板式换热器为逆流换热。对于闭式冷却塔,水盘水与空气采用叉流换热,但由于水盘水视为恒温,冷却水与水盘水换热性能不及逆流换热,因而闭式冷却塔换热性能低于开式冷却塔结合板式换热器的形式。实测中,项目C开式冷却塔结合一级板式换热器整体换热效能达到了54.8%,高于闭式冷却塔的换热效能。

　　 但项目C相比于开式冷却塔直连系统,由于存在两级板式换热器换热,实际进入冷水机组水温相比于冷却塔出水水温仍然存在2 ℃温升。图8对比了项目C和项目D冷水机组冷凝器进水温度全年分布情况。可以看到,由于冷却侧两级板式换热器带来的2 ℃温升,项目C夏季冷却水进水温度为29～31 ℃,过渡季为27 ℃左右,冷凝器进水温度较项目D(冷却塔直连)偏高。

　　 通过3个不同类型冷却塔运行性能的实测分析,可以看到,在没有水质、防冻等特殊需求的情况下,建议采用开式冷却塔直连系统,逼近温度可低至2 ℃左右,冷却效果最佳。但对于有特殊需求的冷却水系统,如果冷水机组循环水与冷却塔循环水需要隔绝,在机房空间足够的情况下,建议采用开式冷却塔结合板式换热器的形式。开式冷却塔出水温度相较湿球温度的温升控制在2～3 ℃,换热器逆流换热温升控制在1 ℃左右,整体温升可以控制在4 ℃左右。相比闭式冷却塔,在相同的进风湿球温度情况下,前者换热性能更好,能够提供更低的冷却水供水温度,有利于冷水机组的高效运行。

　　 同样以项目C为例,笔者对该项目冷却水系统关键设备,包括冷却塔、冷却水泵、板式换热器的实际运行性能进行了测试分析。

　　 笔者于2018年7月29日至8月22日对项目C的7组共计14台冷却塔(每组包含A,B 2台)进出水温度等进行了连续监测,并选取8月6—12日数据进行具体分析,计算出各个冷却塔的换热效能和逼近温度,统计结果分别如图9,10所示。可以看到,该项目冷却塔换热效能普遍在60%左右,其中2#,3#,5#,6#的换热效能相对偏低。冷却塔换热效能偏低,导致冷却塔逼近温度偏高,普遍高于2.0 ℃,而1#,2#,3#,6#冷却塔的逼近温度均达到了3.0 ℃左右,换热性能有待优化。

　　 根据分析,笔者对2#,5#,6#冷却塔的换热性能进行了深入测试,包括对冷却塔风量、进出风温湿度、水流量、进出水温等关键参数的测量,并进一步计算出了冷却塔风水比、冷却塔风机输送系数、等效换热系数等具体指标,结合额定参数进行了横向对比,分析结果如表1所示。

　　 在一定风水比下,冷却塔热湿交换效果与布水压力、水的雾化程度、水气接触停留时间(如填料类型)等因素有关,例如风水比大,也可能水量小,布水差(与塔的结构有关),雾化差,热湿交换效果差。因此冷却塔换热效果除了受风水比影响外,还与等效换热系数KF_CT有关。

　　 以2A为例,该冷却塔风水比达到了1.39,在测试的几台中最高,风水比偏大,单位质量冷却水所接触的风量增加,使得冷却侧排热效果变好,带来的好处是降低了冷却水出水温度,即冷却塔逼近温度降低。但同时,较大的风水比需要消耗更多的风机能耗,导致冷却塔风机输送系数偏低。而对于6B冷却塔,其等效换热系数KF_CT较大,说明设备换热性能较好,因此在风水比较小(0.96)的情况下也能获得较低的逼近温度,同时保证冷却塔输送系数也较高,降低了风机电耗。

　　 由此可见,对于冷却塔,KF_CT与风水比越大,换热越充分,逼近温度越小,冷却水供水温度也就越低。但随着风水比的提高,风机能耗增大,冷却塔风机输送系数也逐渐降低。因此在实际运行过程中,建议通过冷却塔台数与风机频率的合理调控,充分利用冷却塔填料换热面积,提高等效换热系数KF_CT,在选择合适风水比,降低冷却水供水温度的同时,避免风机能耗增加。

　　 各级冷却水泵是冷却水系统主要的耗能设备,保证其运行性能良好是降低冷却水系统运行能耗的基础。因此笔者选取项目C多级冷却水系统中的2台三级冷却水泵(CWP B1-1&2)、1台二级冷却水泵(SCWP 20-1)及2台一级冷却水泵(PCWP 6A&6B)进行了详细测试。

　　 2台三级冷却水泵的实测结果如表2所示,其中额定一栏为铭牌参数,实测一栏为实测工况参数,实测等效一栏为将实测变频工况根据式(14)～(16)等效还原到50 Hz时的各项参数。

　　 $\begin{array}{l}G{}_{\text{e}}=G{}_{\text{t}}\frac{f{}_{\text{r}}}{f{}_{\text{t}}}(14)\\ {\rm H}{}_{\text{e}}={\rm H}{}_{\text{t}}(\begin{array}{l}\\ \end{array}\frac{f{}_{\text{r}}}{f{}_{\text{t}}}\begin{array}{l}\\ \end{array}){}^2(15)\\ W{}_{\text{e}}=W{}_{\text{t}}(\begin{array}{l}\\ \end{array}\frac{f{}_{\text{r}}}{f{}_{\text{t}}}\begin{array}{l}\\ \end{array}){}^3(16)\end{array}$

　　 式中 G,H,W,f分别为水泵运行流量、扬程、功率、频率;下标e表示实际运行参数折算至额定功率下的等效参数,t表示实测,r表示额定。

　　 可以看到这2台水泵运行情况良好,水泵效率甚至高于额定值。

　　 二级冷却水泵SCWP 20-1的实测结果如表3所示,水泵实际运行效率较额定值低。为了进一步分析效率偏低的原因,笔者将其实测等效工作点与性能曲线进行了对比,结果如图11所示。可以看到水泵实际工作点对应系统的阻力小于额定值,使得水泵扬程偏低、功率偏大、工作点右偏,导致其效率偏低。

　　 一级冷却水泵PCWP 6A&6B的实测结果如表4所示,2台水泵实际运行效率均低于额定值。同样将其实际运行工作点与性能曲线进行对比,结果如图12所示。可以看到,水泵实际工作点对应系统的阻力略大于额定值,使得水泵扬程增大、流量降低、工作点左偏,运行效率较额定值低。

　　 项目C冷却侧采用开式冷却塔结合二次板式换热器系统,冷却水出水要经过2次换热后才进入冷水机组,因此板式换热器的换热性能优劣将直接影响冷水机组冷凝侧进水温度的高低,进而影响冷水机组实际运行性能。

　　 HX R-1A～7B表示与冷却塔直连的一次冷却水(海水)和二次冷却水(淡水)之间的换热器,与14个冷却模块一一对应。笔者对这14台板式换热器的两侧进出水温度进行了连续监测,并选取8月6—12日数据进行具体分析,计算出各个板式换热器的换热效能和逼近温度,统计结果如图13,14所示。可以看到:绝大多数板式换热器的换热效能都长期低于额定值,这也导致其逼近温度普遍偏大(>1 ℃);其中仅5A,5B,6B 3台换热效能较高,逼近温度小于额定值。

　　 根据图13,14可以发现,2A和2B换热性能不佳,5A和5B换热性能较好,为深入分析其原因,笔者选取这4台板式换热器进一步测试,测试结果如表5所示。

　　 对比发现,2A,2B板式换热器实际换热系数远低于5A,5B,这就导致前者实际换热温差偏大、换热效能偏低。实际换热系数偏低一方面由于实际流量低于额定值。另一方面,考虑到该板式换热器一次侧冷却水为海水,且为开式冷却塔,因此一次侧很容易出现脏堵现象,降低板式换热器的换热性能,建议进行排查并及时清洗。

　　 HX 20-1A～7B表示20层的二次冷却水(淡水)和三次冷却水(淡水)之间的换热器,一共14台。笔者对其典型周换热效能和逼近温度进行了统计分析,结果分别如图15,16所示。可以看到,20层板式换热器换热效能较高,普遍高于额定值(90.9%),逼近温度普遍小于额定值(0.7 ℃),换热性能良好。

　　 通过上述实测分析可以看到,冷却水系统关键设备的运行性能不仅关系到冷却水系统的运行能耗,对冷却水温度也有很大的影响,进而影响到冷水机组的运行性能。因而在实际运行过程中,需要提升冷却塔风机、冷却水泵运行效率,通过合理搭配增大冷却塔、板式换热器的等效换热系数,在保证冷却侧换热效果的前提下,降低冷却水系统运行能耗。

　　 如前所述,由于冷却塔换热性能同时受到KF_CT及风水比的影响,在实际运行过程中,建议通过合理调控冷却塔台数与风机频率,降低冷却水供水温度的同时,避免风机能耗的增加。本文以项目E为例,介绍该项目冷却塔协同搭配的相关工作。

　　 该项目共13台冷却塔,单台高度近20 m,长约10 m,宽约3 m;风侧使用离心式风机,位于塔身偏下位置。离心式风机将外界空气从塔下方向上鼓入,与自上而下喷淋的冷却水逆流换热。由于13台冷却塔型号一致,笔者选取了11#～13#冷却塔进行现场测试,测试结果如表6所示。

　　 可以看到,当11#～13#冷却塔风机运行在50 Hz时,其换热效能可达60%以上。但由于离心式风机电耗大,导致冷却塔输送系数仅为20左右。而改变11#塔风机频率后,虽然输送系数升高,但由于风量降低,冷却塔风水比及等效换热系数随之降低,导致冷却塔换热效率稍有降低。

　　 考虑到风机风量与频率呈正比关系,但风机功率与频率呈三次幂关系,在给定冷却水循环水量、室外温度、相对湿度、冷却水设定出水温度等参数时,可以通过多开冷却塔,充分利用冷却塔填料的换热面积。此时每台冷却塔分配的水量减少,因而可以适当降低冷却塔风机频率,在保证整体风水比不变的情况下,一方面增大了等效换热系数,另一方面通过降频减少了风机输入功率,在保证换热效果的基础上,降低了风机能耗。因而针对上述情况,相比单纯增大风机频率来增加风水比,进而提升换热效率,最终导致风机能耗更高的方案,笔者建议增加冷却塔开启台数、降低风机频率,通过增加换热面积的方式增加冷却塔等效换热系数,在保证换热情况的同时降低冷却塔输送电耗。

　　 图17显示了通过实测总结的冷却塔换热效能随风水比变化的趋势,随后根据变化趋势,笔者给出了不同工况下的冷却塔调控方案,如表7所示。

　　 由此可见,对于给定的排热需求,通过增加冷却塔开启台数、降低风机频率的方式,在保证排热量和排热效能的同时,冷却塔输送系数由现在的20左右提升至70以上,在过渡季部分负荷时,更多地利用闲置的冷却塔,增加换热面积,进一步降低风机电耗,输送系数升高至120以上。

　　 第4.1节指出,在运行过程中应该合理调控冷却塔台数与风机频率,在保证换热效果的前提下,降低风机电耗。在上述前提下,进一步增加风机频率,可以得到更低的冷却水供水温度,从而提升冷水机组的运行性能,但与此同时随着风机频率的增加,风机电耗也会增加。因此,在确定冷却塔风机运行频率时,需要考虑冷水机组与冷却水系统(即包含冷水机组、冷却水泵、冷却塔)整体能耗最低。

　　 随后,笔者对项目D冷却水系统进行进一步调适分析,在调节冷却塔风机频率的同时,监测冷水机组与冷却水系统综合运行性能(EER_c),以得出整体调控策略。

　　 如图18所示,随着冷却塔风机频率的升高,冷却水整体温度降低,使得冷水机组运行性能逐渐提升(如图19所示),但与此同时,冷却塔输送系数逐渐降低(如图20所示),EER_c随着风机频率的增大呈现出先上升后下降的变化趋势(如图20所示)。由此可见,对于冷却水系统的运行调适,并非单一的以冷却水系统的运行性能提升为目标,需要同时考虑冷水机组的运行性能,针对不同的室内负荷及不同的室外气温,选取合适的冷却水温度,随后在保证冷却塔均匀布水的基础上,通过冷却塔台数和风机频率联合调控,充分利用冷却塔换热面积,提升等效换热系数,满足冷却需求,实现冷水机组与冷却水系统整体运行性能的最优。

　　 笔者通过对多个冷却水系统运行性能的详细测试和数据分析,从系统的外因、内因及内外协同3个方面入手,总结出冷却水系统运行调适方法,主要得出以下几点结论:

　　 1) 尽量保证冷却塔所处环境通风流畅,避免冷却塔出风回流导致进风湿球温度升高。

　　 2) 对于冷却塔换热形式,尽量采用开式冷却塔,如果存在特殊需求,冷水机组循环水与冷却塔循环水需要隔绝,在机房空间足够的情况下,建议采用开式冷却塔加板式换热器的形式。

　　 3) 对于冷却塔运行调控,需要同时考虑冷水机组的运行性能,针对不同的室内负荷及不同的室外气温,选取合适的冷却水温度,随后通过冷却塔台数与风机频率的调控,满足冷却需求,实现冷水机组与冷却水系统整体运行性能的最优。

　　 4) 对于存在板式换热器的系统,需要关注板式换热器换热性能,运行过程中尽量全开运行,增加等效换热系数,降低换热端差,进而降低冷水机组冷却水进水温度,提升冷水机组运行性能。

　　 5) 关注冷却水泵运行性能,通过合理的台数、频率搭配,在满足水量、扬程的前提下,降低运行能耗。