空调系统在为建筑提供健康、舒适的室内环境的同时,也消耗着大量的能源。据统计,空调系统能耗约占公共建筑总能耗的30%～50% ^[1]。因此,公共建筑空调系统的节能对于公共建筑节能及整个建筑领域的节能有着重要意义 ^[2,3]。

　　 冷水机组能耗是公共建筑空调系统能耗的重要组成部分。在许多实际工程中,冷水机组电耗占空调系统总电耗的一半甚至更高,其运行效率对空调系统的整体效率有显著影响 ^[4]。冷水机组在实际运行中存在着如下问题:台数搭配不当导致运行负荷率偏低;蒸发器、冷凝器结垢或制冷剂充灌量不足导致蒸发器、冷凝器换热效果不佳;冷水供水温度设定值过低导致蒸发温度过低;冷却侧换热效果不佳导致冷凝温度过高;等。这些问题导致冷水机组运行性能较差,运行能耗增大 ^[2]。针对上述问题,研究者分别从冷水机组的故障诊断 ^[5,6,7]和群控策略 ^[8,9]等方面入手,探讨了冷水机组运行性能优化方法。

　　 然而,上述研究多针对冷水机组自身性能或者多台冷水机组的搭配调控,缺少从系统层面入手,对冷水机组工作环境进行整体分析的研究。同时,对于不同类型的冷水机组,包括常规工频冷水机组、常规变频离心式冷水机组(本文中用“常规”区别磁悬浮冷水机组),缺少运行调节方法的对比总结。因此,本文结合实际案例,对冷水机组在实际运行过程中存在的典型问题进行归纳,并提出适用于冷水机组的运行调适方法。

　　 冷水机组性能系数COP是反映冷水机组运行效率的指标,其计算式为

　　 $C{\rm O}{\rm P}=\frac{Q}{W{}_{\text{c}}}(1)$

　　 式中 Q为冷水机组制冷量,瞬态值单位为kW,累计值单位为kW·h;W_c为冷水机组输入功率,瞬态值单位为kW,累计值单位为kW·h。

　　 冷水机组实际运行既遵循理想制冷循环(逆卡诺循环)的规律,又与理想循环存在一定差距。因此,可以将实际运行COP进一步分解为相同工作温度下的理想制冷循环的制冷性能系数COP_I与机组内部效率COP_D的乘积。COP_I为冷水机组所有制冷循环能效的上限,只与制冷循环的蒸发温度与冷凝温度有关,定义式见式(2)。COP_D为COP与COP_I的比值,如式(3)所示,它反映了实际循环与理想循环的接近程度 ^[2]。

　　 $\begin{array}{l}C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{Ι}}=\frac{{\rm T}{}_{\text{e}}}{{\rm T}{}_{\text{c}}-{\rm T}{}_{\text{e}}}(2)\\ C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{D}}=\frac{C{\rm O}{\rm P}}{C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{Ι}}}(3)\end{array}$

　　 式中 T_e为蒸发温度,K;T_c为冷凝温度,K。

　　 可见,要想冷水机组获得良好的运行性能,就需要提升COP_I及COP_D,从而需要分析COP_I和COP_D的影响因素及其影响特性,才能在冷水机组运行性能偏低时明确问题所在,并有针对性地提出优化方案。

　　 如前所述,COP_I由蒸发温度和冷凝温度共同决定。分析冷水机组COP_I的优化潜力时,应从这2个影响因素入手。空调系统蒸发侧各介质温度之间的关系如图1所示,以采用送风形式末端的系统为例,送风温度由室内负荷特性决定。而从送风温度到蒸发温度,需要跨越三段温差:末端盘管换热温差、冷水供回水温差及蒸发器换热温差。在实际工程中,水系统换热设备性能不佳,一、二级泵系统逆向混水导致末端供水温度偏高,冷水机组过渡季出水温度设定值偏低,蒸发器换热性能不佳,是导致蒸发温度偏低的几类典型问题。

　　 对于冷凝温度,如图2所示,从室外湿球温度到冷凝温度,同样需要跨越三段温差:冷却塔换热温差、冷却水供回水温差及冷凝器换热温差。在实际工程中,冷却塔换热性能不佳,冷却塔旁通导致冷却水供水温度偏高,冷凝器换热性能不佳,是导致冷凝温度偏高的几类典型问题。

　　 COP_D主要与工质性质、实际循环方式、流程阻力、制造工艺、压缩机类型等因素相关。在实际工程应用中,COP_D的影响因素可分为主机设计选型影响和运行调节影响2类 ^[10]。其中,设计选型又包括了容量搭配与品牌型号选择两方面。品牌型号一旦选定就相当于决定了机组的内部设计与工艺。一般机组设计与工艺水平越高,价格也就越高,需要权衡投资成本。容量搭配与运行调节影响的主要是冷水机组压缩机效率。

　　 压缩机效率与压缩比及工质流量(负荷率)相关。对于工频离心式压缩机,当压缩比或者工质流量减小时,其效率相对于额定满负荷工况降低(如图3所示),而变频离心式压缩机应对部分负荷的调节性能更佳,可以在较大工况范围内保持高效(如图4所示)。

　　 因此,在设计选型阶段,提高冷水机组内部效率的关键是选取与负荷及其变化相匹配的容量组合,同时在成本可接受范围内尽可能选用优质的设备。在运行过程中,压缩机的压缩比主要受限于冷却侧排热情况和冷水侧供水温度,当配置有多台机组时可以利用群控策略调节各台机组的负荷率以提高压缩机效率。而在运行中如果出现制冷剂充灌量不足、冷水机组性能老化等问题,需要联系设备厂商进行调适优化。

　　 冷水机组实际运行过程中存在的典型问题可以归纳为以下3个方面:1) 冷水侧、冷却水侧运行性能不佳导致冷水机组蒸发温度过低、冷凝温度过高;2) 冷水机组自身运行性能不佳;3) 开机组合不合理导致冷水机组没有运行在最佳的负荷率下,进而降低了冷水机组的性能。

　　 针对上述问题,本文将冷水机组调适方法归纳为外因、内因以及内外因协同3个方面,并有针对性地提出调适优化建议。

　　 如图5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能提供的有利条件。对于冷水机组,其外因即为冷水侧和冷却水侧的工作环境。在实际运行过程中,优化机组工作的外因主要从降低冷凝温度或提高蒸发温度两方面入手。对于冷凝侧,通过优化冷却塔换热性能、减少换热环节等手段,降低冷却水温度,进而降低冷凝温度。对于蒸发侧,通过合理匹配末端供冷需求,例如避免一、二次水系统逆向旁通混水,强化多级板式换热器水系统板式换热器换热性能,避免冷水供水温度过低,进而通过提升蒸发器换热性能提高蒸发温度。从而使得冷水机组运行在更小的压缩比下,获得更好的理论COP(COP_I)。

　　 内因主要是指空调系统研究对象内部的、相对固有的技术参数或特征。对于工频冷水机组,其内因为不同冷却水进口温度、不同负荷率下的性能曲线。对于变频冷水机组,还需要考虑不同转速、入口导叶阀开度下的性能曲线等。在实际运行过程中,对于不同运行工况、不同负荷率,冷水机组的运行性能都应该与相应的额定性能对标,而不仅仅是与铭牌上标称的额定工况下的性能进行对比。如果出现性能衰减的情况,就应该及时进行测试分析,与厂家积极沟通解决,从而保证冷水机组在全工况下高效运行。

　　 内外协同是指在既精确掌握研究对象外部需求和外部条件,又准确了解研究对象内部固有技术特征和能力的前提下,内外兼顾、由内而外、精准匹配的运行调节过程。对于工频冷水机组,其全工况下的运行性能基本都随着负荷率的增大而提升,因此在实际运行过程中,需要根据末端供冷需求,通过合理的开机组合,使得每台冷水机组都运行在较高的负荷率下,从而提升冷水机组实际运行性能。而对于变频冷水机组,由于其运行最优负荷率随压缩比的变化而改变,因而对于不同的外部工作环境,首先需要明确冷水机组工作时的最优负荷率,随后通过台数和频率的调节,使得每台冷水机组高效运行。

　　 为了更加充分地介绍上述调适方法的具体内容,本文结合实际案例,给出冷水机组在运行过程中需要注意的关键问题和相应的调适方法。

　　 2015年至今,笔者详细测试了多台冷水机组,包括常规工频冷水机组及常规变频冷水机组,本文各选1种类型冷水机组系统进行详细分析,所选取的2种系统基本信息如表1所示。

　　 2种系统的冷水机组额定参数如表2,3所示。

　　 如前所述,系统A冷却水侧采用开式冷却塔+2级板式换热器换热的形式。冷却水系统水温分布如图6所示。

　　 实测工况下,室外湿球温度为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 ℃,一次侧板式换热器逼近度为1.2 ℃。通过二次侧板式换热器换热后,冷凝侧供水温度即冷水机组冷却水侧进水温度为30.8 ℃,二次侧板式换热器逼近度为0.8 ℃。冷凝侧循环温差为5.3 ℃,冷水机组冷却水侧出水温度为36.1 ℃。冷水机组冷凝温度为38.6 ℃,冷凝器换热端差为2.5 ℃。

　　 由此可见,从室外湿球温度到冷水机组冷凝温度,经过了4次温升和1次循环温差。这4个关键环节直接影响了冷水机组的运行性能,反映了冷却侧换热效果是否良好。

　　 图7显示了系统A和系统B冷水机组冷凝器进水温度。可以看到,由于冷却侧2级板式换热器导致的2.0 ℃温升,系统A冷凝器进水温度较系统B(冷却塔直连)高。对于系统B,虽然得益于冷水机组与冷却塔直连,冷凝器进水温度低于系统A,但相比室外湿球温度仍然偏高,夏季逼近度接近3 ℃,过渡季逼近度甚至达到5 ℃左右,说明冷却塔换热性能仍然存在优化的空间。

　　 由此可见,在实际运行过程中,为了降低冷水机组冷凝温度,需要对冷却水系统进行调适。对于冷却塔,通过优化气流组织、合理搭配冷却塔台数与频率优化换热性能,降低冷却塔出水温度。如果由于承压或水质要求,需要加装板式换热器,则需要优化板式换热器换热性能,减小板式换热器换热带来的温升。对于冷水机组冷凝器,则需要避免盘管脏堵或制冷剂充灌量不足的问题,优化冷凝器换热性能。通过冷却水侧系统调适优化,降低冷凝温度,提升冷水机组运行性能。

　　 图8显示了系统A和系统B全年逐月冷水供水温度。由于系统A冷水机组同时承担常规系统和数据机房的冷水供水,受数据机房供水温度要求的限制,全年供水温度不能超过7.5 ℃,而实际逐月供水温度基本低于7 ℃。系统B冷水机组只需要给常规空调箱供冷,一方面供水温度不需要太低,另一方面随着末端负荷的变化,供水温度设定值可以作相应调节,其冷水机组逐月供水温度集中在8～9 ℃,比系统A冷水机组供水温度高,冷水侧工作环境更有利于冷水机组高效运行。

　　 由此可见,当末端同时存在常规供冷需求和特殊供冷需求时,在系统设计阶段就应该分别加以考虑。对于特殊供冷需求末端,单独设置冷水机组,根据其技术要求全年维持低温供水。而对于常规末端,由于末端负荷随室外温度变化,全年供水温度也应该随室外温度变化进行相应的调节。在供冷高峰期,往往同时存在着较大的除湿需求,冷水机组供水温度应该保持在设计值,多为7～8 ℃,而随着室外气温的降低,供冷需求和除湿需求同步降低,此时可以适当提高供水温度,提高蒸发温度,进而提升冷水机组运行性能。

　　 在优化冷水机组外部工作环境后,为了最大化利用外部有利条件带来的效益,就需要保证冷水机组自身运行性能达到标称值。这项工作不仅要考虑额定工况下实际运行性能是否达标,更应该重点考察冷水机组不同工况下的运行性能是否达标。此时就需要通过设备厂商提供的冷水机组样本,折算出不同冷却水进水温度、负荷率下冷水机组的标称性能,进而分析冷水机组全工况下实际运行性能与样本标称值的差别。

　　 以系统B 1#变频冷水机组为例对全工况运行性能进行详细分析。图9显示了该冷水机组在不同冷却水进水温度、负荷率下的COP,COP_D性能曲线。

　　 图9形成的一簇曲线意味着冷却水进水温度处于16～34 ℃、负荷率处于0.2～1.0之间时,冷水机组运行COP,COP_D应该处于该簇曲线内。1#冷水机组实际运行COP,COP_D与性能曲线的对比如图10所示。

　　 通过对比可以看到,1#冷水机组COP,COP_D与冷水机组的标称值均存在较大的偏差,大量工作点位置低于标称值的曲线簇位置,而且随着负荷率的降低,偏差逐渐增大,冷水机组性能仍有提升空间。

　　 在1#冷水机组运行过程中,通过调节压缩机频率及导叶阀开度来调节其制冷量,满足末端供冷需求。为了分析冷水机组达不到标称性能的原因,笔者对1#冷水机组压缩机全年运行频率、导叶阀开度、负荷率进行了统计,结果如图11所示。可以看到,1#冷水机组全年运行频率基本高于45 Hz(额定频率为50 Hz),而导叶阀开度主要分布在0.4附近。当供冷负荷减小时,冷水机组不会大幅度调整压缩机频率,反而会关小导叶阀开度,这种调节手段没有发挥出变频冷水机组的优势,而是以工频冷水机组的调节方式在运行,这也是冷水机组的COP_D在高负荷率下与标称值较为接近,而负荷率越低离标称值越远的原因。

　　 为了解决冷水机组内部性能衰减问题,需要对其调节模式作出调整。换言之,需要与厂家沟通更改冷水机组调节模式,在负荷减小时优先降低冷水机组频率,将冷水机组实际运行性能提高至额定值,充分发挥变频冷水机组部分负荷下的性能优势。

　　 在优化冷水机组外部工作环境,并确保冷水机组自身全工况运行性能达到标称值后,就需要根据末端供冷需求,通过合理的控制策略,使得每台冷水机组都运行在最佳工况,从而提升冷水机组实际运行性能。对于工频冷水机组,其全工况下的运行性能基本都随着负荷率的增大而提升,因此在实际运行过程中,就需要保证每台冷水机组都运行在较高的负荷率下。而对于变频冷水机组,由于其运行最优负荷率随其压缩比的变化而改变,因而对于不同的外部工作环境,首先需要明确冷水机组工作的最优负荷率,随后通过台数和频率的调节,使得每台冷水机组高效运行。

　　 以系统A为例介绍工频冷水机组内外协同的重点工作。

　　 表4显示了2017年系统A冷水机组实际开机组合情况,可以看到,由于冷水机组共有3种不同装机容量,开机组合较为复杂。表4中负荷率下限表征当前开机组合下的最低负荷率,如果负荷率低于该值,可以切换为更小容量的开机组合,保证实际运行的冷水机组负荷率不至于过低。

　　 但实际运行结果(如图12所示)表明,除了1M+1S开机组合冷水机组普遍运行在最低负荷率之上以外,其他开机组合的运行负荷率均普遍低于最低负荷率。由此可见,优化开机组合,提高冷水机组运行负荷率,是提升冷水机组运行COP的关键途径,也是当务之急。

　　 依据该思路,笔者对冷水机组开机组合进行了优化,确保每种开机组合的实际运行负荷率均高于负荷率下限。由于缺少冷水机组变工况的额定性能曲线,笔者通过对7台冷水机组2017年的逐时运行数据进行拟合,得到了其在不同负荷率、不同压缩比下的运行性能。拟合公式见式(4)～(6)。

　　 $\begin{array}{l}C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{D}}=AR{}^2+BR{\rm T}{}_{\text{c}\text{e}}+C{\rm T}{}_{\text{c}\text{e}}^2+\\ DR+E{\rm T}{}_{\text{c}\text{e}}+F(4)\\ {\rm T}{}_{\text{c}\text{e}}={\rm T}{}_{\text{c}}-{\rm T}{}_{\text{e}}(5)\\ R=\frac{Q{}_{\text{e}}}{Q{}_{\text{e},0}}(6)\end{array}$

　　 式(4)～(6)中 T_ce为蒸发冷凝温差,K,用以表征压缩比;R为冷水机组运行负荷率;A～F为拟合常数,各冷水机组拟合常数如表5所示。

　　 同样以2017年逐时冷负荷为基础,通过开机组合的优化,得到优化前后冷水机组运行负荷率、运行性能结果,如表6,7所示。

　　 由表6,7可见,通过开机组合的优化,CH1～5全年平均负荷率和COP均得到了大幅度的提升。全年平均COP由4.98提升至5.56,提升11.6%。

　　 1) 对于冷凝侧,可以通过优化冷却塔换热性能、减少换热环节等手段,降低冷却水温度,进而通过提升冷凝器换热性能降低冷凝温度。

　　 2) 对于蒸发侧,通过合理匹配末端供冷需求,例如避免一、二次水系统逆向旁通混水,使得常规系统能根据室外温度调节供水温度,避免冷水供水温度过低,进而通过提升蒸发器换热性能提高蒸发温度。对于多级板式换热器水系统,可以强化板式换热器换热性能。对于特殊供冷需求末端,可以单独设置冷水机组,根据其技术要求全年维持低温供水。

　　 3) 在优化冷水机组外部工作环境后,为了充分利用外部有利条件,就需要保证冷水机组在不同工况下的运行性能都能达到标称值。如果出现性能衰减的情况,就应该及时进行测试分析,与厂家积极沟通解决,从而保证冷水机组在全工况下高效运行。

　　 4) 在优化冷水机组外部工作环境,并确保冷水机组自身全工况运行性能达到标称值后,需要根据末端供冷需求,通过合理的控制策略,使得每台冷水机组都运行在最优的负荷率下,从而提升冷水机组实际运行性能。