1 前言

浦东国际机场位于上海东部，一期工程设计旅客流量为每年两千万人次，是目前国内客流量最多的国际机场之一。整个机场采用区域供冷供热（DHC）的形式，机场能源中心供应航站楼28万m²和综合区31万m²（二期增加25万m²）；冷负荷为82.8MW(二期增加19MW)，热负荷为60.8MW(二期增加14.6MW)，供应半径为2.6km，其他的建筑由分站供应。能源中心采用以电制冷为主体，部分汽、电、热泵联供的方式，一期配置了4台14MW（4000RT）、2台4.2MW（1200RT）的离心式水冷冷水机组和4台蒸汽双效吸收式冷水机组；1台4000kW的燃气轮机发电机、3台30t/h、1台20t/h的火管蒸汽锅炉和1台11t/h的余热锅炉。二期增加1台14MW（4000RT）、2台4.2MW(1200RT)的离心式水冷冷水机组：1台4000kW的燃气轮机发电机、1台30t/h的火管蒸汽锅炉和1台11t/h的余热锅炉。这样大规模的供冷系统能耗是巨大的，就浦东国际机场方面的要求，成立了以刘传聚教授为课题负责的同济大学热能工程系浦东机场经济运行研究课题组，在此后的一年中开展了工作，主要研究如何提高能源中心的运行效率，使之能够高效运行。由于空调系统的能耗主要包括制冷主机、水输送系统、空调末端三大部分，这三者是相互关联的，如何寻求主要的影响因素，对这三方面进行优化，是我们工作的重点，本文是工作的总结。

2 冷水机组的经济运行模式分

由于浦东国际机场能源中心配置的14MW（4000RT）离心式水冷冷水机组是国内空调系统中所用单机容量最大的机组，对机组的性能特点和运行管理，国内没有可以借鉴的经验。为此应该对此冷水机组性能有明确的了解，以指导设备及系统的节能运行。我们结合对浦东国际机场能源中心单机容量14MW（40000RT）的OM机组和单机容量为4.2MW(1200RT)的YK机组的验收调试工作，针对机场建筑的负荷特点，对冷水机组及空调系统的节能运行提出了建议。

2.1 从主机的全性能曲线可以看出，在约80%的部分负荷时，冷水机组的效率最高；可见使冷水机组处在约80%的部分负荷状态是主机节能的有效途径。对于工程设计人员，可以在空调系统的方案设计阶段充分考虑建筑的空调负荷，变以满足设计工况为主的静态负荷设计为全年动态负荷设计，合理配置机组。对于运行管理人员，在分析总结机组运行记录后，尽量使用机组能够处于最优的部分负荷运行状态。

2.2 冷却水温的降低有利于制冷机组的节能运行，但是这样又会增大冷却塔的负荷，从而使其能耗增加，应尽量使机组在冷却塔与主机的能耗之和在最小的工况下运行。从测试结果可以看出，在30℃以下，制冷机组的冷却水进口水温对机组能耗影响不大；当水温为30.2℃时，其能耗指标比31.6℃时减少8.4%，比32.7℃减少12.4%。可见将冷却水温确定在约30℃时，对于提高冷水机组的能耗指标是较为有利的。

2.3 冷冻水温的高低直接影响空调系统的供冷品质，寻求合理冷冻水温不但要考虑冷水机组的性能，而且要兼顾空调末端设备的换热性能。降低水温对于空调箱中表冷器的换热是有利的：对表冷器的传热系数K值的改善影响不大，主要是通过增大冷冻水与空气的温差来体现；但是降低水温会使冷水机组的制冷量降低，能耗指标增加，这是不利的。从测试的结果可以看出将空调的冷冻水温设定在约7.5℃是较为合理的，不但可以确保合理的水-空气传热温差，也可以使冷水机组的运行较为经济，这与平常要求的空调冷冻水温度设定在7.0℃是较为吻合的。

2.4 浦东国际机场候机楼现在不是24小时连续工作的，并且为其服务的综合区也是间歇工作的，对于能源中心的冷水机组来说会出现两个负荷高峰：一是出现在早晨开机时需要额外负担建筑的蓄热负荷。在处理第一个负荷高峰时，应尽量减少围护结构的得热及室设备得热，所以结合机场航班的情况确定合适的开机时间是非常重要的。目前将开机时间确定在凌晨六点是较为合理的，此时室外的空气干球和湿球温度较低，太阳辐射得热也较小，室内由于灯具和电梯等设备不运行也可大大减少设备的发热；干球温度较低对减少围护结构的得热有利，而湿球温度较低则对冷却塔的工作有利。从测试的结果可以看出降低冷却水温能提高主机的COP值，对于制冷主机的节能是很有利的。第二个高峰负荷是机组的不利运行工况。

2.5 目前机场的客流量远没有达到2000万人次/年的设计值，如果考虑送客人数，机场还会增加1500万人次/年，假设每人在机场平均停留1h，机场每天工作16h，则考虑人数增加所带来的人员发热负荷及新风负荷共是357RT，与目前正常使用所需要的12000RT相比，增加约3%。所以预计达到设计旅客流量后的空调主机负荷基本可以维持不变。

2.6 主机是空调系统的必要组成部分，主机的节能要结合冷冻水泵、冷却水泵、冷却塔、空调箱、风机等设备来综合考虑，在共同运行的所有设备之间寻求最佳期的配置，而不能孤立地考虑单个设备的节能运行。对于大型空调系统，在有可能的情况下，尽量采用DHC的有效节约空调系统的能耗，主机的调试测试工作已充分证明大型空调制冷机组的优越性。可以采用多种能源驱动的方式，以确保工程实际运行的可靠性和经济性。此外空调系统的节能运行应有自动控制系统的配合，提前进行能耗预测是确保空调系统积极节能的有效手段，因此发展CFD技术，利用标准年的气象资料，结合空调建筑的负荷特点，参照已有的运行纪录，进行全年的能耗动态模拟是非常有必要的。

3 水泵的经济运行模式分析

水泵是冷量输送系统中的主要动力设备，其能耗可达整个空调系统能耗的四分之一左右，因此水泵的节能也是系统节能工作的主要内容。目前在实际工程中，消耗的参数往往与实际情况相关较大，主要原因有以下几点：一是设计时留的裕量较大，尤其是水泵的扬程偏大，这样在实际运行时工作点发生偏移，流量和功率都增加，一般是通过管路中的阀门进行调整；二是水泵设备本身提供的参数不准，使得实际运行工作点与设计工作点不符，这使空调水系统失去平衡；三是实际的使用情况与原来设计的情况不同，有些用户可能没有使用空调系统，出现实际负荷小于设计负荷的情况，这也使得空调水系统的运行与设计出现偏差。

3.1 水系统的阻力特性

为了解浦东国际机场的冷冻水系统的管路特性，我人对能源中心供冷水系统进行了三次综合测试，获得了系统实际运行的第一手资料，探明了现有水泵能耗与管路阻力情况。在此基础上提出了水泵的节能运行模式。

3.1.1 水管路系统的阻抗

对于管径为d、流量为Q的管路系统，管路的压降可表达为：

H=SQ²

其中的S为管路阻抗：

对于给定的系统，管径d和管长l已经确定，S只是随着λ和∑ε而变化，当流动处于阻力平方区时，λ只与相对粗糙度有关，因此在管材已定的情况下，λ可认为是常数，∑ε只与管道局部阻力构件有关（阀门及其开度、三通、变径、末端设备等）。

H=9.6031×10^-6Q²；

其中Q为流量，m³/h；H为管路压降，kPa。

3.1.2 OM机组的阻抗

OM冷水机组是能源中心供冷的主要设备，它的阻力特性影响供冷的水泵运行工况，根据测试数据整整出OM机组的阻抗为3.8193×10^-6。

3.1.3 消耗的扬程的计算

冷冻水系统的阻抗包括水管路系统的阻抗与冷水机组的阻抗两部分，对冷冻水系统的阻抗乘以1.2的系数后得到其扬程。 冷冻水系统流量和扬程 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　表1

OM冷水机组	流量（m3/h）	扬程（mH2O）
单台运行工况	1757	15.3
两台并联运行工况	3264	24.1
三台并联运行工况	4771	38.0

而每台500S98B冷冻水泵的额定扬程为75.3，由此可见实际运行与设计参数之间存在较大的差异。目前主要是通过阀门调节来使之正常工作，大量的能量消耗在阀门上是极为不合理的。针对这种情况，我们经过分析，提出了下列方案。

3.2 水泵节能运行方案

3.2.1 消耗叶轮切削方案

切削叶轮是离心水泵的一种独特调节方式，叶轮直径切小后，叶轮出口处的参数发生变化，对水泵的性能产生影响，使得Q-H性能曲线下降，可以达到调节流量的目的。叶轮切削后由于叶片出口的宽度改变，严格上不属于相似理论的范畴，但是当叶片的切削比例不大时，可以认为出口安装角和水力效率不变，切削前后速度三角形相似。水泵的叶轮切削之后，其效率会有所下降，但是此时不必完全通过阀门来进行调节，这样可以节省损耗在阀门上的能量，可以控制切削量使后者的优热更为明显。我们通过分析消耗的性能曲线及参考现有的运行纪录，可以将5台水泵切削后的回收周期控制在约4个月。

考虑到此供冷系统今后会增加新的用户，结合目前实际使用与设计的消耗扬程相差较大的情况，我们与机场运行管理的人员商量，提出向生产厂家购买按照要求切削好的叶轮，以满足目前的实际需要；原有的叶轮经处理后留在仓库中，确保当系统的用户增加后消耗可以恢复到原有的性能水平。

3.2.2 水泵变频方案

变频技术通过均匀改变电机定子供电频率达到平滑改变电机同步转速的作用，从而改变水泵的Q-H性能曲线来调节工作点，此时消耗出口的阀门可以全开，大大减少消耗在阀门上的能量。根据有关资料，国内目前已经生产直接串联无输入、无输出变压器电压型高压大功率变频器，并且已经开始应用，其技术招标可以满足本系统中水泵的要求。根据不同的使用情况我们提出了三种不同的变频方案。

方案一是根据浦东国际机场中心的目前的实际运行情况，水泵最大运行台数为3台，在现有500S98B水泵中选择3台均安装变频器。方案二是考虑由于2台OM机组并联运行时间为810h/年，约占全年供冷运行时间的27%，故在2台500S98B水泵上安装变频器。方案三是在水泵叶轮切削的基础上，在3台500S98B水泵上安装变频器。以下通过对这三种方案的节能计算，进行了经济性分析，得到以下结论：方案一投资金额最大需252万元（人民币，下同），方案二投资金额最小为168万元；方案一和方案三年节省电费相同，均为611，530元，均大于方案二522，819元；方案一回收周期最长需要4.1年，方案二为3.2年，方案三为3.4年。综合比较方案三为最佳方案。

4 变冷冻水温的经济运行模式

空调系统末端设备的设计是按照设计工况（即最大的负荷情况）来考虑的，但是实际的空调负荷是随着室外气象条件的改变而变化，大部分时间处在部分负荷下，尤其是对于机场航站楼这样主要受围护结构的影响的建筑。考虑空调系统的经济运行必须结合气象条件、主机和输送系统等来综合考虑，此处我们是研究随定外气象条件变化而改变冷冻水的送水温度，以达到满意的空调效果。

4.1 空调实际运行情况

根据能源中心2000年度运行记录，4～11月供冷量统计见图1，冷冻水供水温度见表2。

图1 能源中心2000年4～11月供冷量 冷冻水供水温度 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　表2

时间	供水温度（℃）	时间	供水温度（℃ ）
4月中旬～5月上旬	13.2	7月中旬～8月上旬	7.0
5月中旬～6月上旬	13.2	9月中旬～10月上旬	10.8
6月中旬～7月上旬	10.8	10月中旬～11月上旬	12.5

4.2 冷冻水温对冷水机组的影响

OM型冷水机组变冷冻水温测试结果表明：随着冷水机组的出口冷冻水温升高，冷水机组的制冷量逐渐增加，COP值逐渐增加。从4.4℃到9.5℃，冷冻水温升高5.1℃，冷水机组的冷量增增加了30.2%，COP值增加了7.9%。因为冷冻水温的升高可以使冷水机组的蒸发压力和蒸发温度升高，从而改善主机的制冷性能；制冷量增加，并且COP值增加。但是，必须注意冷冻水温的升高使供冷的品质降低，输送相同数量的冷量，不但会增大冷冻水的流量，而且会增加空调处理设备的换热面积，这对空调系统的经济运行是不利的。

4.3 室外气候对供水温度的修正：

根据理论分析可以知道当表冷器处于湿工况时，入口空气湿球温度每增加1℃，供水温度应降低约0.6℃。如图2所示，Δt_s与Δt_s'成正比，其比值与一次回风系统的新风比有关。假设新风比为10%，则室外湿球温度每升高10℃，混合点湿球温度相应升高1℃，供水温度情况应降低0.6℃。因此，当室外湿度较大的情况下，供水温度可降低约0.5℃。

4.4 供水温度方案：

表冷器经过长期使用后，因外表面积灰、内表面结垢等原因，传热系数会有所降低，因此实际的供水温度应比计算出的水温低一些，可按水温升的20%考虑，即需在计算值的基础上降低1℃。此外，考虑板式换热器效率以及管网热损失等不利因素，最终的供水温度方案见表3：

图2 空气处理过程 冷冻水供水温度方案　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 表3

时间	供水温度（℃）	时间	供水温度（℃ ）
4月中旬～5月上旬	11.2	7月中旬～8月上旬	5.0
5月中旬～6月上旬	11.2	9月中旬～10月上旬	8.8
6月中旬～7月上旬	8.8	10月中旬～11月上旬	10.5

注：室外温度较大时应降低0.5℃

5 24小时运行建筑物供冷系统节能运行模式分析

在实际运行中，能源中心的制冷机组是间歇性运行的，根据2001年运行记录制冷机组开机时间一般为6：00～22：00，而有一部分建筑物，例如：宾馆、当局楼、消防、公安楼等，需要24小时连续供冷。为解决这些建筑在能源中心制冷主机关机情况下的空调问题，我们选取宾馆为分析对象，给出当一次水系统停止供冷时的节能运行方案。

该宾馆为三星级宾馆，建筑面积34000m²，总高度为45m。宾馆地下室设有职工餐厅，洗衣房等设施；一层为大堂并建有超市、书店等商业服务设施；二层有餐厅以及美容，健身等康乐设施；宾馆3～9层为客房部。客房及办公等小房间采用风机盘管加新风的空调形式，大堂，一、二层等大空间房间采用低速风道式全空气空调形式。

5.1 水蓄冷方案

浦东国际机场供冷系统采用的是二次水系统，即能源中心通过一次管网提供一次冷冻水，二次冷冻水通过板式热交换器与一次水系统换热，向建筑物供冷。一次水系统外管网直径1m，长度5000m，蓄水量可达3927t，每摄氏度温升可提供1.645×10⁷kJ的冷量。因此一次水系统外管网是一个极好的蓄冷水池。通过抽取一次水系统中的低温水，可实现向建筑物供冷。现就该方案进行可行性研究。

5.1.1 供水水温计算：

假设制冷机组停机时，一次水系统水温为7℃。结合负荷计算的结果，供水温度见下表（表4）： 表4

	22:00	23:00	0:00	1:00	2:00	3:00	4:00	5:00	6:00
冷负荷（kW）	1023	1010	1000	980	964	952	938	923	1838
总冷量 (MJ)	3683	3638	3598	3527	3470	3427	3378	3323	-
水温升 (℃)	0.2	0.2	0.2	0.2	0.2	0.2	0.2	0.2	-
供水水温(℃)	7.0	7.2	7.4	7.7	7.9	8.1	8.3	8.5	8.7

5.1.2 允许最高供水温度：

供水水温受到负荷情况以及室内湿度条件的限制，不可以任意提高，需要对允许的最高供水温度进行计算以确定方案的可行性。根据资料^[3]，风机盘管机组的冷量可以如下表示：

式中：CL、W、t_w----分别为使用工况的冷量、冷冻水流量及冷冻水温度；

　　　A----风机盘管型号及运转档次系数；

　　　B----室内温、湿度条件系数。

可见，t_w∝CL^-2.203。设计负荷下允许最高供水水温为7℃，则该方案供冷结束时刻（6：00）的允许最高供水温度为：

可见方案中6：00的供水温度8.7℃远远低于允许的11.7℃。

5.1.3 总结

通过上述计算可知，按该方案从一次水系统中抽取低温水供冷8h后，一次水水温由7℃变为8℃，你于允许的最高供水温度11.7℃。共向建筑物供冷24574MJ冷量，最大取水泵量为176t/h。宾馆现配有3台240t/h和2台100t/h的冷水循环泵（其中各有一台备用），可以利用备用水泵或配置一台水泵在夜间抽取一次水，通过板交与二次水换热，向建筑物供冷。在实际运行中，需要调节周边支中路上的电磁阀，以保证一次水合理流动。

5.2 独立的冷热源系统

5.2.1 采用风冷式冷水机组在夜间的宾馆供冷

根据负荷计算的结果可知，宾馆冷负荷在22：00～6：00较低，约为1023kW～923kW，仅是日最大负荷的40%左右。该时段最大负荷出现在10：00，为1023kW。因此按照22：00～6：00的最大负荷值1023kW×1.1来选择600kW左右冷量的风冷式冷水机组二台。

5.2.2 采用风冷式热回收冷热水机组供冷。

采用风冷式热回收冷热水机组既可以获得供冷所需的冷冻水，同时通过热回收装置可以获得45～65℃的生活热水。根据上海冷气机厂热回收机组样本，该种机组的热回收率可达80%，即供应100kW冷可以回收80kW热量。按照22：00～6：00的最大负荷值1023kW×1.1来选择300kW左右的风冷式热回收冷热水机组4台，在额定工况下可以回收热量240kW/台，供应55℃生活热水5.5t/h，按每人每天供应150L计算，4台风冷式热回收冷热水机组可满足800～900人的热水需要。

6 总结

通过一年多的工作，我们在各方面的帮助下，通过分析制冷系统、运行管理数据、设计文件等，结合测试工作，最后提供了较为详细的图表和数据，对能源中心的节能运行具有一定的指导作用。我们认为采用实测、理论分析及参考运行管理纪录等多方面结合的研究方法得出的结果较为符合实际，这种分析方法不但对国内同类型的DHC系统也具有参考作用，而且对空调系统的节能工作也有帮助。

参考文献

1 同济大学热能工程系《浦东机场经济运行研究》课题组，浦东国际机场能源中心供冷系统经济运行方案研究报告，2001，12

2 同济大学热能工程系刘传聚，刘东，浦东国际机场能源中心OM、YK机组测试报告，2000，8

3 GB J5024-97。《通风与空调工程施工及验收规范》

4 《离心式或回转式冷水机组》。ARI 550----92

5 马树连，风机盘管机组冷热量综合表达式与应用，暖通空调，1988-3