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控制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]。

　　 冷水输送系统 (后文简称冷水系统) 作为空调系统的子系统, 其能耗占空调系统总能耗的比例较可观。朱伟峰测试了国内近30幢商业建筑的空调系统, 发现多数系统的冷水泵能耗与制冷机能耗之比超过30% ^[3]。常晟测试了我国内地15幢和我国香港5幢商业建筑的空调系统, 发现我国内地建筑中冷水泵与制冷机能耗之比超过20%, 一些建筑中甚至达到50%以上, 而香港建筑中冷水泵与制冷机能耗之比约为10%～15% ^[4]。在美国, 这一比例也达到30% ^[5]。

　　 冷水系统运行性能除了影响自身能耗以外, 还对制冷机运行性能有影响。研究发现, 对于典型的二级泵系统, 水系统中普遍存在大流量、小温差问题, 导致二次侧需求流量过大, 部分冷水回水经旁通管与制冷机出水相混合, 使得二次侧供水温度上升, 为了保证制冷除湿效果, 只能增开制冷机, 而此时制冷机负荷率往往未达到最高效率点, 从而导致制冷机运行在低负荷率下, 降低了运行效率 (COP) , 造成了能耗浪费 ^[6,7,8]。由此可见, 确保冷水系统高效运行, 在空调系统节能工作中占有重要地位。

　　 为了实现冷水系统的节能运行, 相关学者开展了大量的研究工作, 具体可分为设计研究和控制研究。其中, 设计研究包括:对是否采用平衡阀的探讨 ^[9,10];一级泵系统与二级泵系统的选择 ^{[11,12,13,14]};以泵代阀 ^[15,16,17];大温差系统设计 ^[18,19,20];等。控制研究包括对冷水泵控制策略的讨论 ^{[21,22,23,24,25]}及变流量系统冷水泵、制冷机、风机等设备的联合优化 ^[26,27]。这些研究促进了冷水系统设计和控制水平的进步。

　　 然而, 上述研究, 一方面缺少实际项目的调适验证, 另一方面缺少从末端耦合的角度, 特别是结合风系统实际运行情况对水系统的控制策略进行深入的观察和研究。因此, 本文以一个实际项目为例, 介绍供冷季空调冷水系统运行性能的调适工作。调适工作结合风系统实际运行情况, 在保证末端供冷需求的前提下, 从设备高效运行和系统间协同匹配等方面入手, 实现了良好的节能效果。

　　 冷水系统如图1所示, 由7台定频制冷机为常规风柜支路 (支路N) 及数据机房支路 (支路E) 供冷。2个支路间连接旁通水管, 合成1个大系统, 保证制冷机能同时为2个支路供水。常规风柜支路和数据机房支路均分为高低两区, 于35层设置板式换热器, 将高低支路隔开。低区支路承担地下2层～34层的供水, 高区支路承担37～67层的供水。

　　 冷水侧典型设备额定参数如表1, 2所示。

　　 制冷站低区1～5#大冷水泵 (CHWP1～5) 、6～7#中冷水泵 (CHWP6～7) 并联, 对应1～5#制冷机。E1～3#冷水泵 (CHWP E1～3) 对应6～7#小制冷机。支路N高区由5台二级冷水泵 (SCHWP1～5) 并联运行, 支路E高区由3台二级冷水泵 (SCHWP E1～3) 并联运行。

　　 其中, 根据总管支路压差手动调整低区冷水泵频率;根据支路最远端 (61层) 压差控制高区冷水泵频率, 而控制点压差设定值则根据高区水阀达到100%开度的空调箱 (AHU) 个数进行调节, 压差设定值控制逻辑如图2所示。以常规支路为例, 在白天 (07:00—21:00) 工况下, 水阀全开个数容忍上限设置为1个, 当检测到高区AHU水阀存在全开的情况时, 压差设定值随即上升直到上限100 kPa。如果监测到高区AHU水阀开度全部低于100%, 则压差设定值随即降低直到下限40 kPa。而在夜间 (21:00—07:00) 工况下, 水阀全开个数容忍上限则调整为3个。

　　 根据前文对系统形式和控制逻辑的描述可知, 该项目的冷水系统较为复杂。节能调适方法如图3所示, 为了明确影响系统运行性能的具体因素, 冷水系统的节能运行调适可以从外因、内因及内外协同3个方面进行深入分析。

　　 外因主要为设备或系统工作的外部环境。对于冷水系统而言, 其外因即为末端水系统的阻力, 在保证末端供冷需求的前提下, 应当尽量降低系统阻力, 同时减少供水量, 保证合适的供回水温差, 进而降低水系统输送能耗。

　　 首先, 对于高区水系统, 水泵频率和台数根据水力最不利末端的压差值与设定值的差进行调节。而压差设定值受高区所有AHU运行性能的影响, 因此, 在调适过程中, 需要对高区AHU运行情况, 特别是水阀开启情况进行统计分析, 排查个别异常末端, 也就是进行水阀全开末端的水力和热力平衡。由于工作时间段系统允许全开水阀个数仅为1个, 限制条件严苛, 因此需要避免个别末端水阀异常全开导致整个高区水系统高频率运行。

　　 其次, 考虑到高区和低区之间的承压需要, 采用板式换热器进行换热分隔, 板式换热器的换热性能直接决定高区系统供冷效果及低区水系统运行能耗, 进而影响到制冷机的运行性能。因此, 在调适过程中, 需要对冷水侧板式换热器换热性能进行测试分析, 提升其换热性能。从而在保证高区供水温度达到要求的同时, 降低低区供水量。

　　 最后, 由于低区水泵的频率和台数主要根据总管压差与设定值的差进行人工调节, 此时需要避免各支路水力失调或水泵控制不当导致的大流量、小温差现象, 从而降低低区水泵电耗。

　　 综上所述, 针对冷水系统外因的运行调适, 主要分为5个关键步骤:排查个别异常末端;异常末端水力/热力平衡调节;降低高区水系统总体压差设定值;提升冷水侧板式换热器换热性能;调节低区各支路水力平衡, 降低低区水泵频率。

　　 内因指系统内部效率, 本文主要考量的是水泵自身的运行效率是否较高 (建议大于70%) 。一方面通过选择贴近实际需求的水泵流量、扬程, 使得水泵实际运行过程中保持较高的效率;另一方面通过水泵的台数或频率调节搭配 (即内外协同) , 在特定的供水量和压差需求下, 使系统能够达到当前工况下最优的运行性能。

　　 在实际运行过程中, 对支路N高区各AHU水阀开度进行统计, 结果如图4, 5所示。

　　 由图4, 5可以看到:测试典型日 (2018-06-28) 支路N高区AHU水阀开度集中在40%左右, 平均值为39.2%;最远末端, 也就是压差控制点AHU-6101, 其水阀开度仅为45%左右;AHU-5401水阀长期处于全开状态, 导致白天工作时间段高区水系统压差设定值始终处于上限100 kPa, 整个水系统处于高频率运行。而同层的AHU-5402水阀开度仅为35.1%。2台AHU共用回风道, 且送风混合后再送至末端, 水阀开度偏差较大, 说明其中1台水阀开度存在异常情况。

　　 图6给出了50～55层工作时间段AHU供回水温差, 可以看到, AHU-5401供回水温差普遍小于6 ℃, 在所统计的12台AHU中最小。说明AHU-5401并不是因为负荷过大、供水量不足导致水阀全开, 进一步证明其水阀开度存在异常。

　　 随后, 笔者对AHU-5401的送风温度传感器进行校核, 发现其监测值较实际值高2 ℃。由于送风温度传感器的偏差导致系统误判, 送风温度未能处理至设定值, 进而导致水阀长期全开。发现问题后, 工程人员随即更换了传感器。图7给出了更换AHU-5401送风温度传感器后的测试结果, 可知水阀开度恢复正常。此时, 高区所有AHU水阀均未处于全开状态, 支路N高区压差设定值和实际值均由上限的100 kPa逐渐降低至下限40 kPa (如图8所示) 。

　　 但好景不长, 如图9所示, 从8月20日开始, AHU-5201, 5202水阀开度逐渐增大后长期处于全开状态, 导致高区水系统压差设定值再次升高并维持在上限 (100 kPa) , 而其他AHU水阀开度普遍低于40%, 高区AHU水阀平均开度仅为34.0%。

　　 通过楼宇管理系统观测到52层2台AHU送风温度设定值过低, 仅为11 ℃, 进而导致水阀全开。为了分析52层是否因为室内过热才导致送风温度设定值过低, 笔者选取52层末端66个VAV (52层共有70个VAV, 其中6#, 53#, 54#, 57#因缺失数据, 未纳入统计分析) , 于8月20日11:00对其运行状态进行了分析, 结果如图10, 11所示。

　　 可以看到, 末端66个VAV中, 仅15#VAV风阀全开, 主要原因是该VAV风阀所在末端室温设定值过低, 仅为21 ℃, 而实际室温达到22.2 ℃, 已经属于过冷状态, 但由于还未达到设定值, 导致风阀全开。此时该层VAV风阀平均开度仅为32.9%。

　　 对室温进行统计得到, 共有30个VAV末端所在房间实际温度低于设定值, 处于过冷状态, 占比45.5%。另有22个VAV末端所在房间室内处于过热状态, 占比33.3%, 过热末端中设定值低于23 ℃的有20个, 占过热末端的90.9%。由此可见, 52层实际室温处于偏低状态, 并不像最初分析的由于室内温度过高需要将AHU送风温度设定值降至11 ℃。

　　 由此可见, 传感器存在偏差和送风温度设定值不合理都会导致个别AHU水阀长期异常全开。此时如果允许水阀全开的个数较为严苛, 就会导致个别异常末端影响整个水系统的运行。末端AHU水阀普遍未处于全开状态、系统阻力过大的同时, 水系统压差设定值过大, 水泵高频运行, 增大系统输送能耗。

　　 以支路N为例, 高区最远 (61层) 末端为水力最不利末端。该层AHU-6101, 6102工作时间段水阀开度和供回水温差统计结果如图12, 13所示。

　　 可以看到, 工作时间段AHU-6101, 6102水阀开度均低于60%, 其供回水温差在临近的部分AHU中并非最大。由此可见, 水力最不利末端, 并非热力最不利末端。

　　 通过上述分析可知, 水力最不利末端不一定是热力最不利末端。同时, 对于热力最不利末端, 即使水阀全开, 室内环境也不一定过热。另外, 传感器误差、送风温度设定值不合理、控制程序偏差都会导致极个别水阀全开, 为了避免个别异常末端水阀全开影响水系统运行调节, 笔者将高区水系统水阀全开个数的容忍上限由之前的1个调整为3个。调适前后高区水系统运行情况如表3所示。

　　 由表3可见, 调适后高区压差设定值由100 kPa降至40 kPa, 水泵功率降低34.7%。支路N高区压差设定值降至下限40 kPa后, 末端仍然只有AHU-5201, 5202水阀全开, 且水阀平均开度也仅为54.2%, 是否存在设定值下限进一步降低的可能, 特别是在夜间和过渡季低负荷时段, 值得进一步深入探讨。

　　 图14显示了典型板式换热器控制策略。对于冷水侧板式换热器, 控制策略一般为:调节板式换热器一次侧水阀开度, 从而调节一次侧流量, 使得二次侧供水温度达到设定值;调节一级泵频率, 使得板式换热器一次侧压差达到设定值。对于支路N高区板式换热器, 由于调整水阀开度的PID参数设置不合理, 随着末端负荷的变化, 板式换热器水阀波动较大, 导致一级泵频繁变频, 一次水系统运行不稳定。因此, 运行人员将板式换热器水阀开度锁定, 凭经验根据制冷站支路N总管压差手动调节一级泵频率。

　　 这样的经验控制导致支路N板式换热器一次侧流量偏大, 如图15所示, 工作时间段支路N高区 (板式换热器二次侧) 供回水温差为9 ℃左右, 但板式换热器一次侧温差仅为5 ℃左右, 而制冷站总供回水温差为7.5 ℃左右。说明支路N高区板式换热器一次侧处于大流量、小温差的状态。

　　 现场调适过程中, 笔者对支路N高区1#, 4#板式换热器运行性能进行了详细测试, 测试结果如表4所示。

　　 由表4可见, 抽测的2台板式换热器实际换热性能较好, 换热效能达到96%。但是由于板式换热器换热系数远低于额定值, 为了保证二次侧供水温度达到设定值, 只能通过增加一次侧流量来实现, 由此导致一次侧大流量、小温差, 增加了水泵电耗。而在实际运行过程中, 二次侧供水温度长期维持在7.3 ℃左右, 较设定值 (8 ℃) 低0.7 ℃。说明一次侧人工给定的水泵频率偏大, 导致供水量大于实际需求, 存在降低空间。因此, 建议及时对板式换热器进行清洗, 运行时确保板式换热器全开运行, 以增大换热系数。同时, 调小板式换热器水阀开度, 从而降低其一次侧流量, 进而降低一级泵运行频率和运行电耗。

　　 当前运行情况下, 数据机房支路 (支路E) 和常规风柜支路 (支路N) 为同一个系统。但在实际运行过程中, 如图16所示, 制冷站支路N供回水温差为7 ℃左右, 而支路E由于涉及租户特殊需求, 缺少相应管理, 导致整体流量偏大, 供回水温差仅为3 ℃, 远小于前者。尤其是在夜间低负荷时段, 一方面支路N自身流量偏大, 另一方面受支路E影响, 制冷站夜间供回水温差远小于白天高负荷阶段, 导致冷水侧输送系数随着负荷的降低而降低 (如图17所示) 。

　　 同时, 由第2.4节对板式换热器的测试分析可知, 板式换热器一次侧流量偏大, 因此, 笔者对一次水系统进行了调适。通过降低一次侧水泵运行频率, 将支路N二次侧供水温度提高至设定值 (8 ℃) , 同时通过增大支路E板式换热器一次侧水阀开度, 保证支路E高区供水温度不超过7.5 ℃ (租户要求) 。调适前后水系统运行情况及能耗对比如表5, 6所示。

　　 可以看到, 降低一次侧流量后, 二次侧供水温度上升, 二次侧流量随即增大, 但由于一级泵功率远大于二级泵功率, 冷水系统总体是节能的, 制冷机、两侧水泵总能效提升4.4%。在此基础上, 建议对支路E末端设备运行状态进行排查, 进而调节总管水力平衡, 整体降低一级泵运行频率。如果无法对支路E进行调适, 建议将2个系统分开运行。

　　 如前所述, 冷水系统内因即为水泵实际运行性能, 笔者对该项目冷水泵实际运行性能进行了抽测, 测试结果如表7, 8所示。

　　 可以看到, 抽测的5台冷水泵整体运行性能良好, 只有CHWP6, CHWP E2运行性能略差。以CHWP6为例, 结合其额定性能曲线, 对水泵实际运行情况进行了深入分析, 结果如图18所示。

　　 CHWP6为中号水泵, 采用变频控制, 测试工况下实际频率降到34.9 Hz, 效率低于额定值。将实测工况频率等效修正到50 Hz后与额定工作点进行对比分析可以看到, 该水泵实际工作点略左偏, 表明末端阻力系数偏大, 导致实际流量偏小, 功率偏大, 运行效率低于额定值。

　　 在末端需要的流量和扬程确定之后, 通过冷水泵台数和频率的调节, 可以满足末端的供水需求。

　　 图19给出了水泵并联运行性能曲线, 可以看到, 双泵并联运行时, 等效工作点为P₃, 对应每台水泵实际运行工作点为P₁, 相比于水泵单台运行工作点P₂, 并联后的水泵实际工作点左偏, 对应末端等价阻力系数增大。因此, 需要根据末端实际阻抗及水泵高效工作区对应的阻抗上下限 (S_max和S_min) (如图20所示) 来确定需要开启水泵的台数。对于工作点右偏的水泵, 建议多台低频运行, 使得每台水泵的工作点左偏, 进而回到高效工作区。对于工作点已经左偏的水泵, 建议尽可能减少水泵开启台数, 使得每台运行水泵的工作点向右偏移, 回到高效工作区。

　　 根据上述分析, 在实际运行过程中首先需要根据冷量需求范围选择水泵台数, 使得每台水泵都运行在高效工作区, 随后调整频率满足压差设定值的需求。根据上述原则, 笔者以该项目冷水系统低区为例, 给出了低区冷水泵运行调控策略。该项目低区实际总压降 (即水泵扬程) 范围为160～260 kPa, 根据实测的水泵曲线计算得到的全工况下的最优水泵台数、频率组合如表9所示。并由此得到不同冷量范围内建议的水泵开启情况, 如表10所示。表9, 10中字母M代表中泵 (CHWP6～7) , 字母B代表大泵 (CHWP1～5) , 字母前数字代表相应水泵开启台数, 例如2B表示开启2台大泵并联运行。

　　 例如末端供冷量为10 000～14 000 kW时, 建议开启3台大泵并联运行, 随后根据实际需求调节水泵频率, 水泵频率的调节范围为32～42 Hz, 当频率低于32 Hz时, 建议切换为2台大泵运行;当频率高于42 Hz时, 建议切换为4台大泵运行。

　　 为了验证理论分析的适用性, 笔者对低区冷水泵台数、频率搭配进行了调适试验。调适阶段冷量范围为10 000～11 000 kW, 系统初始开启3台大泵运行, 与理论计算给出的开启台数建议相符。随后, 更换不同的台数与频率搭配, 试验结果如表11所示。

　　 由表11可知, 在10 000～11 000 kW的冷量范围内, 开启3台大泵运行的输送系数WTF达到最高, 当前开启情况为最佳选择, 与理论计算相符。

　　 通过对实际项目冷水系统运行性能的详细测试和数据分析, 总结出冷水系统运行调适方法, 从系统的外因、内因及内外协同3个方面入手, 通过优化高区水系统的运行控制, 排除水阀异常全开末端对水系统整体运行性能的影响, 降低了高区冷水系统压差设定值, 实现了水泵低频运行。通过降低一级泵运行频率, 在保证高区供水温度不超过设定值的前提下, 降低了一次侧供水流量, 从而降低了水泵运行电耗。通过理论计算分析与实际调适试验, 给出了不同冷量范围下低区冷水泵台数与频率搭配建议。通过上述工作, 在不更换设备的前提下, 提升了冷水系统整体运行性能, 为降低冷水系统运行能耗提供了方向。