减碳技术路径案例分享：大型商业综合体空调系统节能诊断与调试优化

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转自建筑节能杂志，作者王波，授权发布

摘要

大型商业综合体空调系统节能优化是实现该项目节能减排、降低运行费用、增加项目利润的重要途径。本文以我国北方地区一座大型商业综合体为例，对其空调系统现场诊断工作进行详细分析和研究，总结空调系统各关键设备和系统存在的典型问题，并有针对性的开展现场调适优化或给出改造节能改造建议，为同类项目给出了参考建议。

#1引言

空调系统在营造健康舒适的室内环境的同时，也消耗着大量的能源。近年来，随着节能减排工作的推进，人们在关注室内环境营造的同时，也越来越多的关注空调系统运行能耗的降低。

2016年《民用建筑能耗标准》[1]的出台，也对公共建筑的运行能耗提出了限制和指导建议。特别是对于公共建筑，据统计空调系统能耗在公共建筑总能耗中约占30%~50% [2]。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[3]。

对于空调系统的节能调适，清华大学开展了一系列的研究与实践，提出了基于能耗数据的节能诊断方法[4]，并对空调系统的冷水机组[5]、冷水系统[6]、冷却水系统[7] 以及末端风系统[8]开展了现场实测和节能诊断工作。

研究结果表明，在开展空调系统的节能诊断时，首先需要对空调系统各关键设备和系统的实际运行性能进行现场测试，结合运行数据，总结系统存在的典型问题，从而有针对性的给出节能优化方案，逐步提升空调系统运行性能，起到节能减排效益。

本文以我国北方寒冷地区一座大型商业综合体为例，对其空调系统现场诊断工作进行详细分析和研究，总结空调系统各关键设备和系统存在的典型问题，并有针对性的开展现场调适优化工作，并给出节能改造建议。

希望通过本工作，为大型商业综合体空调系统的节能诊断和调适优化给出参考建议，推进空调系统节能减排工作。

#2项目概况

该项目为位于我国北方寒冷地区的多层商业综合体，业态为办公楼和购物中心结合。地上为多层建筑，地下设有商业、设备用房、自行车库及人防用房等。项目总建筑面积为203231平方米，其中地下建筑面积73000平方米，地上建筑面积130231平方米。

项目冷源采用水冷式冷水机组系统，空调末端采用全空气系统，对于部分有特殊需求的房间还安装有分体式空调。

冷站系统如图1所示，共包含3台离心式制冷机，总装机制冷量为7914kW，冷机手动调节，控制出水温度在7-8℃。冷水侧3台冷水泵并联运行，额定流量378m³/h，均可变频调节。

冷却侧包含3台冷却水泵和3组冷却塔，其中冷却水泵额定流量534m³/h，仅有1台可变频调节。每组冷却塔包含4个风扇，每个风扇功率5.5kW，风机均定频运行，其中1组冷却塔集水盘安装电加热器，用于冬季冷却塔供冷阶段防冻。空调系统主要设备参数如表1~3所示。

笔者于2018年8月供冷高峰期对该项目空调系统进行了现场测试与节能诊断，对系统实际运行性能及末端环境营造效果开展评估，总结出系统存在的典型问题，进而有针对性的提出调适优化建议，在提升末端环境营造效果的同时，降低系统运行能耗，为同类项目空调系统节能诊断与调适优化给出了一定的参考建议。

#3冷站系统运行性能实测分析

1 典型工况冷站能耗、能效实测分析

2018年8月4日下午16:00，笔者对该项目冷站实际运行性能进行了现场测试，测试阶段室外干球温度37℃，相对湿度47%，湿球温度27℃。此时系统开启了1#、2#、3#三台冷机，各机组的运行参数如表4所示。

注：蒸发温度和冷凝温度采用面板读数

通过现场实测得到，测试工况下冷站供冷量为4717kW，冷机总耗电量为1060kW，冷冻泵耗电量为180kW，冷却泵耗电量为180kW，冷却塔耗电量为54kW。

计算得到制冷机实际运行COP为4.42，冷水系统的输送系数为26.04，冷却水泵的输送系数为31.93，冷却塔输送系数为106.42，冷站整体能效EER为3.18，通过与美国暖通空调协会ASHRAE冷站能效标尺进行对比（图2），可以看到该项目冷站当前运行性能处于亟需改善的水平。

随后笔者对冷站实际运行过程中存在的典型问题进行了归纳分析，以期有针对性的提出优化方案。

2 制冷机运行性能偏低

如前所述，3台制冷机实测COP分别为4.61，4.32，4.39，均低于额定运行性能（5.5），同时，实际运行工况冷水温度均远高于额定工况，对制冷机运行更加有利，为了排除实际运行水温对制冷机运行的影响，更加直观的对比制冷机实际运行性能与额定值的差别，笔者根据测试工况下制冷机蒸发温度与冷凝温度，将实际运行工况折算到额定工况，得到折算后的制冷机，具体方法为：

1）对于额定运行工况，近似以制冷机冷凝器出口水温加2℃为冷凝温度，以蒸发器出口水温减2℃为蒸发温度，建立一个逆卡诺循环，得到额定工况下的理想制冷性能系数COPth，额定，如式（1）所示[9]。例如额定工况蒸发侧出口水温为6.5℃，冷凝侧出口水温为37℃，则COPth,额定为8.04。类似地，根据制冷机实测蒸发温度与冷凝温度，得到运行工况下的逆卡诺循环制冷性能系数COPth,运行。

2）再按式（2）将实际工况下测试得到的COP运行折算得到对应额定工况下性能系数COP折算。
随后将折算到额定工况下的实际运行COP折算与额定值进行对比，结果如图3所示。

可以看到，三台制冷机实际运行COP远低于额定值，存在较大提升空间。为了进一步分析制冷机运行性能影响因素，利用公式（1），由制冷机的蒸发、冷凝温度可以计算得到当前工况下理论，随后根据制冷机实际运行COP与理论的差别（实际/理论）计算得到当前制冷机的内部效率DCOP。由此可见，对于制冷机的实际运行性能，一方面受运行工况（两器水温）影响，随着蒸发温度的升高、冷凝温度的降低，制冷机逆卡诺循环理论COP增大；另一方受其自身性能的影响，内部效率越高，机组实际运行性能越高。

结合蒸发、冷凝温度分析发现，如表5所示，制冷机实际运行过程中，蒸发器和冷凝器换热端差较大，趋近温度偏高，进而导致蒸发温度降低、冷凝温度升高，使得制冷机运行性能降低。这一典型问题说明制冷机蒸发器和冷凝器可能存在脏堵、结垢，或者制冷剂流量不足等问题，需要及时调试，以提升制冷机运行性能。

注：蒸发温度和冷凝温度采用面板读数

而对于制冷机内部效率，实测结果结果如表6所示，可以看到，三台冷机的热力学完善度均低于0.6，表明制冷机内部效率偏低。

为了进一步分析制冷机内部效率偏低的原因，笔者对其运行参数进行了深入分析。由于制冷机安装后的验收调试处于供冷季末期，实际供冷需求小，负荷较小导致调试时机组负载率低，为了防止机组喘振，厂家将膨胀阀开度调低。但在随后的运行过程中，随着次年供冷季中期负荷增大，制冷机由于膨胀阀开度较小，导致冷凝器排气压力过大，机组频繁报警。

另一方面，厂家以控制制冷机最大负载率的方式来防止冷机过电流保护，导致冷机出力不足。以1#制冷机为例，如图4所示，运行过程中制冷机蒸发温度10.2℃，蒸发器吸气温度15.3℃，过热度高达5.1K，进而导致冷水供水温度远高于设定值，制冷机无法实现供冷效果的同时，运行性能偏低，供冷能耗大。

3 冷却塔运行效率偏低

如前所述，制冷机运行性能受两侧水温影响较大，而对于冷凝侧水温受冷却塔运行性能影响。如何更加高效的提供更低温的冷却水，是冷却塔在实际运行过程中需要关注的重要环节。

笔者同样对该项目冷却塔实际运行性能进行了详细测试，测试阶段室外湿球温度为23.7℃。如图5所示，此时三组冷却塔全部开启，冷却水进水温度为34.4℃，出水温度为29.8℃，与室外湿球温度温差达到6.1K，明显偏高。冷却塔整体换热效率仅为45.3%，存在进一步提升的空间。

表7显示了三台冷却塔实际运行性能，可以看到，实测阶段三台冷却塔输送系数较高，说明风机运行性能较好。但实际换热效率偏低，仅为40%左右，导致冷却水出水温度远高于室外湿球温度，逼近度均处于6K-7K左右。冷却塔风机电耗虽然偏低，但却没有实现应有的冷却效率，在夏季供冷高峰期室外湿球温度较高时，冷却水温进一步升高将导致制冷机制冷能力和效率的衰减。

导致冷却塔换热效率偏低的原因之一为风水比较低，实测得到1#~3#冷却塔风水比分别为0.68、0.81、0.80，风量偏小导致冷却效果不佳。

另一方面，冷却塔之间也存在着冷却水分配不均的现象，自身填料也存在着布水不匀的问题。以1#冷却塔为例，布水情况如图6所示。

可以看到，1#冷却塔部分布水盘因脏堵或流量偏大导致冷却水溢出冷塔，并且冷却水只流经填料两侧，填料中间区域未得到充分利用，冷却塔填料利用率低。以上问题导致冷却水实际出水温度较高，进而影响制冷机实际运行性能。

随后，笔者对冷却塔所处周围环境进行现场调研，发现存在气流短路的问题，如图7所示，可以看到，冷却塔周围排烟风机和空调室外机较多，排烟风机和空调室外机吹出的热风直接进入冷却塔，存在气流短路、冷却塔进风温度升高的问题。

4 水系统存在不合理阻力，水泵效率偏低

该项目空调系统存在的另一个问题为水系统阻力偏大，水泵效率偏低。首先对于冷水侧，其水压图如图8所示，从图中可以看出，2#冷冻泵入口处过滤器压降达到5.17m水柱，蒸发器压降达到11m水柱，压降偏大，存在不合理阻力。

在当前情况下，冷水泵运行性能测试结果如表8所示。

可以看到，在当前水系统存在不合理阻力的情况下，冷水泵仍然处于右偏的状态，实际扬程小于额定值，流量大于额定值。说明水泵选型时对系统扬程估计过大，导致水泵实际运行右偏，运行效率偏低，冷水泵整体输配系数仅为26。当排除上述不合理阻力后，系统压降降低，水泵将进一步右偏，运行效率将进一步降低。

同样对于冷却侧，其水压图及冷却侧压降分布如图9，从图中可以看出，2#冷凝器压降高达8.5m，可能存在严重的脏堵问题，降低换热性能。同时，水泵入口处和冷凝器入口处过滤压降也分别达到了3.72m和6.98m，存在不合理阻力。

在当前情况下，冷却水泵运行性能测试结果如表9所示。可以看到，3台水泵并联运行时，2#冷却水泵由于过滤器阻力偏大，导致水泵实际扬程高于额定值，运行水量偏小。而对于其他两台水泵，实际运行工作点基本与额定值相同。如前所述，冷却水系统特别时制冷机冷凝侧存在脏堵，实际压降偏大。在排除系统不合理阻力后，1#、3#水泵工作点将右偏导致效率进一步降低，需要引起注意。

#4空调系统调适优化与节能分析

1 制冷机运行性能调试优化

针对冷机出力不足，能效低的问题，项目团队邀请厂家技术人员进行了调试优化，在调试过程中首先要求厂家对膨胀阀开度进行调节，来保证机组不会因膨胀阀开度过小报警停机，同时使冷机电流负载率达到100%。冷机调试后额定电流百分比达到101%，冷水出水温度从15.3℃降低至7.5℃，制冷剂吸气过热度从5.1k降低至0.2k，机组出力达到额定，解决了环境场过热问题，环境场同一区域温度从之前的29.9℃降低至25.9℃，满足环境场舒适度要求。

机组调试后冷机虽然达到额定出力，环境场过热问题也得到了解决，但是通过测试发现冷机性能并无明显提升，主要原因是由于冷却侧阻力偏大导致冷却水流量不足，进而导致冷凝器换热性能较差，趋近温度高达4.1k。

基于上述分析，项目团队协助厂家对机组冷凝器进行通炮清洗，如图12所示，可以看到冷却侧管路脏堵较为严重。

在冷凝器通炮清洗后，冷机的性能有所提升，如图13所示，冷凝侧和蒸发侧的换热端差均有所降低，尤其是冷凝侧，通过冲洗后换热端差降低到1.5k以下，换热效率明显提升。

从冷机调试前后的对比来看，冷机性能虽然有了一定的提升，但是仍存在优化空间，例如冷机蒸发侧换热端差较大，可对蒸发器进行通炮清洗。

2 冷却塔调试优化建议

对于冷却塔，在运行过程中存在着布水不匀、气流短路等问题，对于上述典型问题，建议进行下述优化调试工作：

1）对冷却塔进行塔间和塔内水力平衡调试，可通过监测各冷却塔进水流量的同时调节冷却塔进水阀门和布水阀门来调节各冷却塔进水流量和冷却塔布水流量，使塔间和塔内水力平衡，或者通过增加水力稳压器的方式调节塔间水利平衡。同时，对冷却塔进行塔内布水不均可通过加装变流量喷嘴的方式来实现冷却塔内布水均匀，填料充分利用

2）清洗冷却塔填料以及布水盘内的脏堵物，同时对冷却塔回水口处的锅炉网进行清洗；

3）视现场的情况将部分空调室外机移出冷却塔范围，将厨房油烟通过延长风管的方式排至远离冷却塔区域；

3 输配系统调试优化建议

对于冷水侧和冷却水输配系统，在运行过程中存在着系统阻力偏大、水泵效率偏低等问题，建议有针对性的开展下述优化工作：

1）对所有水泵进行优化调试，清洗阀件及过滤器等，减小不合理阻力，降低水泵频率，降低能耗；

2）冷水泵实际运行工作点偏离额定工作曲线，建议水泵厂家进行调试，提升运行性能；

3）2台冷却水泵存在流量不足的问题，仅有1台流量满足要求，建议首先对水泵过滤器和冷却水系统管路进行清洗，清洗后进行复测，若水泵实际运行工作点偏离额定工作曲线，则说明水泵自身存在问题，可找水泵厂家进行调试优化。

#5总结

笔者通过对大型商业综合体空调系统实际运行性能进行现场测试，总结出制冷机、冷却侧水系统、冷水侧水系统在运行过程中存在的典型问题，并有针对性的开展了制冷机调试优化工作，同时给出了其他问题的调试优化方法，以提升系统运行性能，在保证末端供冷效果的基础上，实现空调系统的节能降耗。

1）对于制冷机，在运行过程中需要关注内部效率及两器换热性能，其中内部效率受运行压比以及负荷率影响，同时也受自身参数设定的限制；而对于两器换热性能，主要受水侧脏堵情况以及制冷剂流量限制。在运行过程中就需要定期检测分析冷机运行情况，在保证制冷效果的同时，提升其能效水平。

2）对于冷却塔，希望通过尽量少的能耗实现更低的冷却水温，因此就需要关注其换热效率与输送系数。其中换热效率受冷却塔风水比的影响，风量不足、水量分配不匀均会导致换热不佳，同时还可能存在气流短路的问题，影响进风状态。而对于输送系数，需要在保证换热效果的基础上，尽量降低风机电耗，这一点可以通过在非设计工况，充分利用填料换热面积，降低风机运行频率来实现。

3）对于输配系统，往往存在系统阻力偏大导致水量不足，或者水泵扬程选型偏大导致工作点右偏等问题，使得水泵运行性能不佳。因此在运行过程中，就需要对系统各阻力不见定期开展压降测试，对不合理压降部件及时清洗。在减少系统压降的基础上，通过合理的水泵台数与频率的搭配，提升输配系统运行性能。