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]。

　　 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可观的比例。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,发现冷水泵与制冷机能耗之比超过20%,个别系统甚至达到50%以上 ^[4]。

　　 近年来,公共建筑体量逐渐增大,建筑功能日趋多样。为了满足其空调系统末端的需求,二级泵系统得到了普遍使用。同时,随着建筑高度的增加,考虑到水系统承压的需求,多级板式换热器水系统也大量出现在实际项目中。空调水系统形式越来越复杂给系统的设计、控制和运行提出了更大的挑战。

　　 研究发现,对于典型的二级泵系统,水系统普遍存在的大流量、小温差问题会导致二级侧需求流量过大,增加了二级泵的运行能耗 ^[5,6,7]。同时,部分冷水回水经旁通管与制冷机出水相混合,使得二级侧供水温度上升,为了保证制冷除湿效果,只能增开制冷机,而此时制冷机往往运行在非最高效率点,降低了制冷机的运行效率(COP),造成能源浪费。而对于为了满足承压要求而采用的多级板式换热器水系统,一方面为了保证换热后的供水温度,另一方面为了实现小流量、大温差,降低水泵电耗,对其运行调控也提出了更高的要求 ^[8,9]。由此可见,保证冷水系统高效运行,在空调系统节能工作中占有重要地位。

　　 针对上述问题,本文以我国夏热冬暖地区一栋超高层公共建筑为例,介绍了该项目制冷站二级泵系统及末端多级板式换热器水系统的运行调适工作。通过对实际案例进行测试与数据分析,总结出了二级泵系统及多级板式换热器水系统实际运行过程中应该避免的典型问题及节能调适方法,以期提升冷水系统运行性能,降低运行能耗。

　　 该项目位于我国夏热冬暖地区,是一个集办公、商业、会议、观光等功能于一体的大型超高层商业综合项目。总占地面积为1.9万m²,总建筑面积为45.8万m²,其中地上建筑面积为37.7万m²,地下建筑面积为8.1万m²,商业建筑面积为5.3万m²,办公建筑面积为32.0万m²。整座建筑分为塔楼和裙楼,塔楼高达597 m,共118层,裙楼高52 m,共10层。按功能分区,地下为车库及设备用房,1～10层的裙楼部分为商业场所,塔楼部分为会议场所,11～112层为甲级办公室,113～118层为观光层。

　　 该项目空调系统冷源为冰蓄冷系统,冷水系统为二级泵多级板式换热器水系统,系统形式较为复杂。

　　 冰蓄冷系统位于地下3～地下5层,冷源主机放置于地下3层,包括4台基载制冷机和5台双工况制冷机,制冷机的额定参数如表1所示。

　　 冰蓄冷系统示意图见图1,其中基载制冷机负责直接供冷,双工况制冷机用于制冰蓄冷或直接供冷。该系统的设计冷负荷为45 404 kW。制冷站主要输配系统布置在地下4层。蓄冰体布置在地下5层,包括8个蓄冰槽,设计为冰槽盘管内融冰系统,设计蓄冰量为140 680 kW·h。

　　 该项目用电按峰平谷电价计费,谷价时段为23:00至次日07:00。系统设计方案为:07:00—23:00开启基载制冷机结合融冰进行供冷;夜间开启基载制冷机供冷的同时,双工况制冷机制取低温乙二醇送至蓄冰槽内。冷水设计供/回水温度为5.6 ℃/12.6 ℃。

　　 冷水由冰蓄冷系统制备后统一供给3个区域,即裙楼、低区(1区)和高区(2～7区)。为了方便区分,本文将制冷站旁通管(盈亏管)前后分别称为一级侧、二级侧,将板式换热器前后分别称为一次侧、二次侧。其中,制冷站一级侧如图1所示,蓄冰、融冰乙二醇泵,冷却水泵及冷水一级泵均为定频运行。制冷站二级侧多级板式换热器水系统如图2所示,裙楼分区时考虑租户会自行安装盘管等设备,对冷水温度有低温限制,因此冷水通过板式换热器换热,二次侧冷水供水温度设定为7 ℃;高区冷水则由相应二级泵输送至26层设备层,再经板式换热器与二次侧冷水换热后供给2～7区,4～7区二次冷水输配至50层设备层,其中3路与三次冷水换热后供给4～6区,1路直接由水泵输送至65层设备层,与三次冷水换热后供给7区;而低区冷水不采用板式换热器换热,直接供给末端。

　　 多级板式换热器水系统中水泵均为变频运行,末端直连水泵根据支路最远端压差变频,其余板式换热器的间连水泵根据板式换热器一次侧压差变频。

　　 该项目末端一、二、三次侧设计供水温度分别为5.7,7.0,8.2 ℃,设计供回水温差为7.0 ℃。多级板式换热器水系统运行的稳定性及保证末端实际供水温度达到设计要求是比较难以实现、难以把控的目标。

　　 在夏季供冷高峰期,笔者对该项目多级板式换热器水系统的运行情况进行了详细的测试。图3显示了该项目水系统各个环节、各个区域的实际供回水温度。由图3可见:机房一级供水温度为4.4 ℃,经旁通管混水后,温度升高1.2 ℃,达到5.6 ℃;经一次板式换热器换热后,供水温度升高1.0～1.9 ℃,板式换热器二次侧供水温度达到6.6～7.5 ℃;三次侧与二次侧冷水换热后,供水温度升高1.7～2.1 ℃,达到8.5～8.9 ℃;除三次侧供水温度略微偏高以外,一次侧、二次侧均达到供水温度设定值,末端多级板式换热器水系统运行较为稳定,为末端舒适环境的营造提供了保障,但实际运行的供回水温差远小于设计值。

　　 图4显示了工作时间段(13:20—18:20)末端直连冷水系统供回水温差。其中,1区、2区在实测阶段已全部投入运行,其冷水供回水温差在工作时间段基本维持在设计值7.0 ℃左右,但其他区域冷水供回水温差远小于设计值。

　　 裙楼区域正处于施工阶段,空调末端水阀强制全开,导致冷水供回水温差偏小,由于是非正常运行状态,此处不作详细分析。而塔楼3～7区,其末端已部分投入使用,水系统处于自控运行状态,但这5个区域的供回水温差远低于设计值,表明自控运行在一定程度上偏离了预期效果。表2显示了各区水系统运行情况。

　　 由表2可见,塔楼3～7区出租率不高,冷负荷小于设计值,但此时末端压差设定值仍为与1区、2区相同的150 kPa,这就导致在末端水阀开度普遍偏小的情况下水泵还维持高频运行。末端均运行在大流量、小温差状态,增加了水泵能耗。因此,对于末端直连的冷水系统,需要对压差设定值进行再调试,避免在部分负荷下由于控制参数不合理导致输送能耗的浪费。

　　 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;同时调节板式换热器一次侧水泵频率,使得板式换热器一次侧压差达到设定值。因此,板式换热器的换热性能不仅决定了二次侧水系统运行情况,同时对一次侧水系统运行性能也有很大影响。换热器换热性能较差会造成二次侧供水温度偏高。由于末端换热设备需要维持一定的换热对数平均温差以能处理室内负荷,供水温度偏高将导致二次侧供水流量偏大、供回水温差减小,增加了二次侧输送能耗。如果无法满足水量需求,会进一步降低室内环境舒适性。为了避免上述问题的发生,运行人员往往通过增加一次侧供水流量或降低一次侧供水温度来保证二次侧供水温度达到设定值。而一次侧供水流量增加会导致一次侧冷水输送能耗增大,一次侧供水温度降低则会进一步影响冷源运行性能。因此,避免板式换热器换热性能的衰减是保证多级板式换热器水系统稳定、高效运行的关键所在。

　　 在理想情况下,也就是在设计工况下,如图5中虚线所示,板式换热器二次侧供回水温差达到设计值。在板式换热器等效换热系数(换热面积×换热系数)足够大、两侧流量匹配时,二次侧供水温度能达到设定值,且板式换热器一次侧也能较好地运行在设计温差下。但在实际运行过程中,如图5中实线所示,如果板式换热器二次侧供回水温差小于设计值,由于换热面积有限,一次侧只能通过增大供水流量来保证二次侧供水温度达到设定值,此时,一次侧供回水温差必定小于设计值。

　　 如图6所示,由于6区末端直连(三次侧)冷水系统供回水温差仅为2.1 ℃,平均水温为9.6 ℃,板式换热器二次侧只能通过增大供水流量来降低二次侧平均水温到8.0 ℃,从而保证三次侧供水温度达到设定值,进而使得二次侧供回水温差也只有2.4 ℃,远低于设计值。

　　 另一方面,即使二次侧达到设计温差,如果存在换热面积不够或换热系数较小等问题,也会导致板式换热器换热性能不佳,一次侧同样会增大供水流量以保证二次侧供水温度达到设定值,进而导致一次侧出现大流量、小温差的情况。

　　 如图7所示,2区板式换热器二次侧直连末端供回水温差达到了7.6 ℃,高于设计值。但由于等效换热系数不大,实际换热对数平均温差为2.2 ℃,导致一次侧流量偏大,供回水温差仅为4.6 ℃,远小于设计值。但另一方面,二次侧供水温度设定值为7.0 ℃,实际为6.6 ℃,低于设定值,进一步说明板式换热器一次侧水系统调控不当,导致供水量偏大。

　　 导致系统大流量、小温差的另一个原因为各区之间水力不平衡。如图8所示,2区、3区一次侧与4～7区板式换热器一次侧并联运行,工作时间段,2区、3区、4～7区板式换热器一次侧供回水温差的中位数分别为4.8,3.8,2.6 ℃。由此可见,实际运行过程中并联分区之间存在的水力失调进一步加剧了一次侧的大流量、小温差情况。

　　 由此可见,对于末端直连冷水系统,在部分负荷下,由于压差设定值等自控参数设定不合理,将会导致末端阀门普遍关闭的同时水泵高频运行,系统呈现大流量、小温差的情况,增加系统输送能耗。如果末端直连冷水系统呈现出大流量、小温差的情况,为了保证二次侧供水温度达到设定值,必定需要增加一次侧供水量,导致一次侧也运行在小温差的工况。另一方面,各分区板式换热器之间如果并联运行,水力失调也会进一步加剧一次侧大流量、小温差的情况。在实际运行调适过程中,需要从以下3个方面入手:首先,调节末端直连冷水系统压差设定值,避免水泵频率过高导致系统流量偏大;其次,提升板式换热器换热性能,在保证二次侧供水温度达到设定值的同时,降低一次侧供水流量;最后,对于各并联分区之间,尽量调节水力平衡,避免水力失调导致系统整体流量偏大。下文主要针对第一点,介绍该项目末端直连冷水系统的运行调适工作。

　　 对于末端直连冷水系统的运行调适,主要目的是避免部分负荷时,由于压差设定值等自控参数不合理,导致水泵运行频率过高。因此,笔者选取室外天气较为凉爽时对末端直连冷水系统进行运行调适。调适当日室外气温为14～20 ℃。笔者对1～7区共计170个末端的水阀开度进行了统计,结果如图9所示。由图9可见,末端水阀开度普遍较小,平均开度仅为9.8%,其中有65%的阀门开度在10%以下,超过90%的水阀开度在30%以下,此时制冷站的供水温度为6 ℃,水阀开度过小导致水系统的阻力较大,造成不必要的泵耗。

　　 为此,笔者选取2区和5区,对末端直连冷水系统压差设定值进行了调适。以5区为例,调节过程和结果如图10所示。压差设定值从初始值150 kPa逐渐降低到100 kPa(A～F阶段分别对应压差设定值150,140,130,120,110,100 kPa),相应地,末端水阀平均开度从9.6%提高到18.0%,水泵频率从33.5 Hz降低到27.9 Hz,水泵功率从14.3 kW降低到4.0 kW,节能率达到72%。

　　 采用同样的办法,笔者对2区末端直连冷水系统进行了调适,在降低压差设定值的基础上,尝试提高供水温度。如图11所示,调适过程中将压差设定值从150 kPa逐渐降低到100 kPa(A～F阶段分别对应压差设定值150,140,130,120,110,100 kPa),随后再将供水温度设定值从7 ℃提高到9 ℃(G～J阶段分别对应供水温度设定值为7.5,8.0,8.5,9.0 ℃)。可以看到,由于提高了供水温度设定值,2区末端水阀平均开度从26.1%提高到34.3%,水泵频率从36.3 Hz降低到31.3 Hz,水泵功率从12.3 kW降低到7.0 kW,节能率达到43%。在降低压差设定值后,提高供水温度设定值,二次侧供水温度升高。由于末端换热设备需要维持一定的换热对数平均温差以能处理室内负荷,二次侧供水流量将增大,进而导致二次侧冷水泵的功率小幅上升。但同时,末端供水温度的提高给冷源供水温度的提高带来了可能。对于该项目,带来的直接收益是增加了冷源融冰时间,使得蓄冰槽融冰更加充分,在后续蓄冰过程中可以提高蓄冰阶段制冷机运行负荷率,进而提高制冷机平均COP。而对于常规系统,提高供水温度设定值有益于提升制冷机运行性能。由于制冷机运行能耗占制冷站能耗的主要部分,因此提高末端供水温度可以实现系统节能。

　　 如图2所示,该项目制冷站二级侧共有裙楼、1区及2～7区3个分区,分别由各分区水泵供水。在过渡季冷负荷较低的时候,由于各分区二级水泵调控不当,往往会导致制冷站一级、二级水系统之间的旁通管出现逆向混水的情况,从而使实际供给各分区的水的温度高于制冷站一级侧供水温度。

　　 如图12所示,实测工况下,旁通管逆向混水量达到339 m³/h,占二级侧总流量的20.5%,导致二级侧供水温度较一级侧供水温度升高0.7 ℃。尤其对于1区,如图13所示,一方面由于供水管紧邻旁通管(图中盈亏管)且两管位于同一侧,另一方面由于图中供水管紧接水泵,使得管道内部压力较低。因此,在实际运行中,二级侧高温回水从旁通管流入冷水供水主管时,还未和一级侧供水混合均匀,便被大量抽入到供水管路内,进而导致供水温度高达8.7 ℃。而裙楼、2～7区供水管与旁通管相距较远(超过20 m),二级侧回水与一级侧供水混合充分,因而,在实际运行过程中,1区供水温度远高于其他分区。

　　 深入分析系统运行状态可以看到,2～7区实际供回水温差仅为3.0 ℃,裙楼实际供回水温差仅为1.7 ℃,1区供回水温差只有4.0 ℃,均远低于设计值。而此时2～7区仍然开启3台水泵运行,裙楼一次侧也开启2台水泵运行,而1区开启1台水泵运行,水泵运行频率为36 Hz。根据供回水温差分析可知,此时3个分区一次侧均处于大流量、小温差的运行状态。制冷站二级侧供水量偏大,存在降低的空间。

　　 针对上述问题,笔者对各分区二级泵进行了调适。首先,将2～7区二级泵(一次泵)从3台30 Hz调整为2台30 Hz。调整后一次侧回水温度实际值从9.3 ℃提高到9.8 ℃,2区板式换热器一次侧阀门开度从24%提高到78%,3区板式换热器一次侧阀门开度从22%提高到47%,4～7区板式换热器一次侧阀门开度从19%提高到81%,阀门均未处于全开状态,说明此时2～7区采用2台30 Hz水泵运行仍然能满足末端需求。其次,将裙楼水泵从2台25 Hz调整为1台25 Hz。调整后一次侧回水温度实际值从9.1 ℃提高到10.2 ℃,供回水温差仍然较小。最后,将1区压差设定值从150 kPa调整为130 kPa,水泵频率相应从36 Hz降低到33 Hz,末端水阀平均开度从46%提高到51%。

　　 二级泵系统调适效果如图14所示,调适后,旁通管混水量从之前的339 m³/h降低至35 m³/h,基本杜绝了逆向混水情况,此时,在制冷站一级侧供水温度从5.6 ℃上升至6.4 ℃的前提下,1区供水温度从8.7 ℃降低到6.9 ℃,1区供水温度偏高的问题也得以解决。与此同时,二级侧分区泵的总功率从68.6 kW降低到47.6 kW,节能30.6%。

　　 由此可见,在过渡季负荷较低的时候,可以通过降低制冷站二级侧供水量的方式杜绝旁通管的逆向混水情况。通过该方法,使得二级侧供水温度接近一级侧实际供水温度,不仅使得二级侧供冷效果得到保障或者优化,对避免二级侧供水量偏大、降低二级泵运行能耗也有积极作用。另一方面,逆向混水导致的温升消除后,在满足末端供水温度需求的同时,给冷源供水温度的提高带来了可能。对于制冷机直供阶段,提高供水温度有益于提升制冷机运行性能。而对于融冰阶段,带来的直接收益是增加了冷源融冰时间,使得蓄冰槽融冰更加充分,在后续蓄冰过程中可以提高蓄冰阶段制冷机运行负荷率,进而提高其平均COP。

　　 本文通过对我国夏热冬暖地区一栋超高层建筑二级泵多级板式换热器水系统的运行调适,总结出了多级板式换热器水系统和二级泵系统在实际运行过程中需要注意的关键环节和行之有效的调适方法。

　　 对于超高层建筑,基于承压考虑,往往需要设置多级板式换热器水系统,与此同时,为了降低输送能耗,往往将各级水系统设计为大温差运行。但在实际运行过程中,特别是在部分负荷下,从末端到各级板式换热器,一旦某一环节运行温差偏小,其他环节也难以实现大温差。针对上述问题,本文提出了三步走的调适方法。首先,调节末端直连冷水系统压差设定值,避免水泵频率过高导致系统流量偏大。其次,提升板式换热器换热性能,在保证二次侧供水温度达到设定值的同时,降低一次侧供水流量。最后,对于各并联分区之间,尽量调节水力平衡,避免水力失调导致系统整体流量偏大。

　　 对于现在普遍采用的二级泵系统,末端功能越复杂,越容易出现逆向混水导致末端供水温度偏高的问题,部分负荷时逆向混水问题会更加严重。针对上述问题,本文结合实际案例,通过降低制冷站二级侧供水量的方式杜绝旁通管的逆向混水情况,实现二级侧供水温度接近一级侧实际供水温度,不仅使二级侧供冷效果得到保障或者优化,对避免二级侧供水量偏大,降低二级泵运行能耗也有积极作用。

　　 二级泵多级板式换热器水系统运行调控较为复杂,任何一个环节出现问题都会导致系统运行能耗偏高,因此在实际运行过程中,一定要从末端实际供冷需求出发,合理设定自控参数,精准匹配末端水温、水量需求,避免过量供冷的同时,降低冷水系统输送能耗,实现空调系统的节能运行。