主要技术：重庆公共建筑节能改造要求

1）冷热源

（1）电机驱动压缩机的蒸汽压缩循环冷水（热泵）机组更换

①节能原理。与新建建筑相比，既有公共建筑更换冷热源设备的难度和成本相对较高，因此公共建筑的冷热源系统节能改造应以挖掘现有设备的节能潜力为主。压缩机的运行磨损，易损件的损坏，管路的脏堵，换热器表面的结垢、制冷剂的泄漏，电气系统的损耗等都会导致机组运行效率降低。以换热器表面结垢、污垢系数增加为例，可能影响换热效率5%～10%，结垢情况严重则甚至更多。不注意冷、热源设备的日常维护保养是机组效率衰减的主要原因，建议定期（每月）检查机组运行情况，至少每半年进行一次保养，使机组在最佳状态下运行。

在充分挖掘现有设备的节能潜力的基础上，仍不能满足需求时，再考虑更换设备。设备更换之前，应对目前冷热源设备的实际性能进行测试评估，并根据测评结果，对设备更换后系统运行的节能性和经济性进行分析，同时还要考虑更换设备的可实施性。只有同时具备技术可行性、改造可实施性和经济可行性，才考虑对设备进行更换。

运行记录是反映空调系统负荷变化情况、系统运行状态、设备运行性能和空调实际使用效果的重要依据。改造设计应建立在系统实际需求的基础上，保证改造后的设备容量和配置满足使用要求，并根据历年冷热源系统的运行记录，对建筑物在不同季节、不同月份和不同时间的冷热负荷进行分析，制定冷热源系统在不同阶段的运行策略。运行策略既应体现设备随建筑负荷的变化而进行调节的性能，也应保证冷热源系统在高效效率下运行。

②设备性能系数要求。根据重庆市《公共建筑节能改造应用技术规程》DBJ 50/T—163的规定，当电机驱动压缩机的蒸汽压缩循环冷水（热泵）机组的实际性能系数（COP）低于表6.2的规定时，且机组改造或更换的静态投资回收期小于等于8年时，宜进行相应的改造或更换。

表6.2　冷水（热泵）机组制冷性能系数

根据《公共建筑节能设计标准》GB 50189表4.2.10的规定值，改造后的电机驱动压缩机的蒸汽压缩循环冷水（热泵）机组性能系数（COP）不应低于表6.3的规定；改造后的水（地）源热泵机组的性能系数需满足《水（地）源热泵机组能效限定值及能效等级》GB 30721的要求，不应低于表6.4的规定。

表6.3　冷水（热泵）机组制冷性能系数

表6.4　水（地）源热泵机组能效等级规定

注：全年综合性能系数（ACOP）—水（地）源热泵机组在名义制冷工况和名义制热工况下，满负荷运行时的能效与多个典型城市的办公建筑按制冷制热时间比例进行综合加权而来。ACOP＝0.56×EER（制冷）＋0.44×COP（制热）。

③节能效果。以风冷涡旋式热泵机组为例，制冷量小于≤50 kW为例，改造前性能系数为2.4，改造后性能系数为2.7，节能量可达12.5%。

（2）溴化锂吸收式冷水机组更换为电机驱动压缩机的蒸汽压缩循环冷水（热泵）机组

①节能原理。吸收式制冷是一种通过热能驱动冷机，获取空调用冷量的能量转化方式。吸收机有单效、双效和三效等几类。单效吸收机可利用较低温度的热源（如约100℃的蒸汽等热源），但能效系数较低，COP（即制得冷量与消耗热量之比）为0.7～0.8，即一份热量仅能产生0.7～0.8份冷量。双效机可利用较高温度热源（如直接燃烧式），且利用高压发生器中产生的高温浓溶液与低压发生器中的稀溶液进行热交换，充分利用了热能，因此制冷效率较高，可达1.2～1.3。为了充分利用更高温度的热源，产生更高的制冷效率，目前国内外都在积极开发三效式吸收机，它可以利用200℃以上的热源，COP可达1.6～1.7，目前尚无成熟产品。

近年来，关于吸收式冷机是节能措施还是会导致更多的能源消耗存有争论，现从几个方面分析。

A.能源利用效率。

如果以燃煤或燃气锅炉产生蒸汽，再利用蒸汽进行吸收式制冷，或者直接通过直燃式吸收机燃烧燃气或燃油制冷，都并非节约能源的措施。

首先来考察吸收机的能耗水平。相对于电制冷机，尽管吸收机几乎不用电，但它消耗了大量热能。对于直燃式吸收机，它以天然气或燃油为动力。天然气或燃油通过内燃机可以直接发电，目前的大中型内燃机的发电效率均可以达到35%以上。而与吸收式制冷机容量接近的离心式制冷机，一般的COP都可以达到5以上。这样，通过内燃机发电，由电力通过离心机制冷，综合效率可达35%×5＝175%以上。目前的直燃式吸收制冷机的COP是不可能达到1.75的，所以，通过燃料直接驱动的直燃式吸收制冷机并不节能。

再来分析燃煤蒸汽锅炉驱动的吸收机。锅炉的效率为85%，蒸汽吸收式制冷机的COP仍取1.3，这样从燃煤的热量转化为冷量的综合效率为1.3×85%＝1.11。

我国燃煤发电效率均在35%以上，考虑10%的传输损失，从燃煤到末端用电的转换效率为31%以上。这样，燃煤发电再电力制冷的综合转化效率为5×31%＝1.55，远高于吸收机的1.11。

B.实际制冷机运行能耗和运行费用。

根据实测数据统计，电制冷冷机制备1 kW·h冷量的电费平均为0.18元（电价0.75元/kW·h），吸收机制备1 kW·h冷量其消耗燃料费平均0.27元（燃气价1.85元/m3），高于电制冷机50%。这反映出直燃式吸收机的运行经济性普遍低于电制冷机。

C.冷却水循环泵电耗。

吸收机的COP为1.3，则1 kW的制冷量需由冷却水排走的热量为1 kW×（1＋1/1.3）＝1.77 kW；取相近容量离心式制冷机的COP为5，则1 kW的制冷量需由冷却水排走的热量为1 kW×（1＋1/5）＝1.2 kW，可见吸收机冷却水系统的排热量比电制冷高48%以上。另外，吸收机冷凝器结构导致冷却系统压降比电制冷内冷却水压降高20%以上，这两方面因素导致吸收机系统冷却水泵耗电量远大于电制冷机冷却水泵耗电量。

D.无法利用凉爽的室外环境提高冷机效率。

对于电制冷机，当天气条件比较凉爽时，可以充分利用湿球温度较低的室外空气，将进入冷机的冷却水温度降低到20℃以下，甚至允许降低到15℃左右，从而降低冷凝温度、提高冷机效率。而吸收式冷机为防止溴化锂溶液结晶，对冷凝水温度下限有比较严格的要求，制造厂商一般要求进入吸收机的冷却水温度不得低于23℃。当室外温度较低，冷却塔回水温度低于23℃时，只能通过对冷却塔的部分旁通来提高冷却水的回水温度。这样，与电制冷相比，在过渡季外界凉爽时吸收机的效率并不能提高。

根据上述分析，在实际运行的系统中，吸收机的运行能耗和效率，以及其配套的冷却水泵的运行能耗，均高于电制冷机及其能量输送系统。因此，应更换老、旧的低能效的溴化锂吸收式冷水机组和电机驱动压缩机（地）的蒸汽压缩循环冷水（热泵）机组新更换的机组达到国标规定的电机驱动压缩机的蒸汽压缩循环冷水（热泵）机组或水（地）源热泵机组，除非有大量工业余热可利用时，或新建筑需机组供冷、供暖和同时供生活热水的特殊要求，才考虑使用吸收式制冷。

②设备性能系数要求。根据重庆市《公共建筑节能改造应用技术规程》DBJ50/T—163第4.3.6条的规定，当溴化锂吸收式冷水机组的实际性能系数（COP）不符合表6.5的规定时，且机组改造或更换的静态投资回收期小于等于8年时，宜进行相应的改造或更换。更换的电机驱动压缩机的蒸汽压缩循环冷水（热泵）机组或水（地）源热泵机组的性能参数要求见表6.3和表6.4。

表6.5　溴化锂吸收式机组性能参数

（3）机组台数的群控改造技术

①节能原理。冷水机组是建筑的冷源，因而冷水机组控制最主要的目标是满足末端冷量需求。同时，冷机是中央空调系统中最主要的耗能设备，因此冷机控制应尽量提高冷机效率，降低冷机能耗。此外，冷却侧设备的控制规则是根据冷机的启停台数确定冷却泵的启停台数和转速，进而根据确定的风水比确定冷却塔风机的转速，因此冷却泵、冷却塔的能耗都与冷机的控制相关。因而，冷机的优化控制不仅要考虑冷机自身的效率和能耗，还要综合考虑冷却泵和冷却塔的能耗。

如图6.1所示为实际工程中3台离心式冷机的COP随冷凝器进口温度和负载率变化。对工程中常用的大部分不变频离心式冷机而言，维持冷机在最大负载率可以保证冷机COP总处在最高或接近最高的水平。

图6.1　实际工程冷机的COP冷凝器进口温度和负载率变化图

通过冷机台数调节可以改变冷机负载率。例如，假设系统中有3台性能完全相同的冷机，当总冷量需求为设计最大冷量需求67%的条件下，如果开两台冷机，单台冷机的负载率接近100%；而开启3台冷机，单台冷机的负载率为67%左右。

由于大部分压缩机不变频的离心机COP随负载率增加而增加，为了实现单台冷机较高的负载率，应该开启两台而不应该开启3台冷机。

有可能有些冷机在确定蒸发器出口水温、冷凝器入口水温条件下，COP达到最高并不是在负载率最大时，而是在60%～70%负载率下。这种情况下如果只以冷机能耗为唯一优化目标，似乎应该控制冷机台数，使得冷机负载率为60%～70%。这样的结论是在忽略冷却泵、冷却塔能耗，而只以冷机台数为准。然而，冷机台数控制的优化目标不仅是冷机能耗，而是冷机与冷却侧设备的总能耗。增加冷机台数会降低单台冷机的负载率，但增开冷机的同时会增加冷却水泵和冷却塔风机电耗。是否应该增开冷机取决于冷机能耗降低量与水泵、风机能耗增加量相比是否足够多。当单台冷机负载率从60%变化到100%时，COP最多降低10%左右。也就是说在上例中，在相同的制冷量下将冷机台数从3台变为两台，冷机能耗增加10%；而减小冷机台数同时减小了冷却水泵和冷却塔能耗。根据大量工程数据统计，实际系统中冷却泵输送系数通常为50以下，如图6.2所示。冷却泵输送系数为单位水泵能耗所输送的排热量，WTF定义如下：

图6.2　空调系统中冷却水泵输送系数对比

《空气调节系统经济运行》GB 17981规定，WTF应不小于30。一般舒适性空调，冷却水泵和冷却塔的能耗占整个空调系统能耗的15%左右，因此减少冷机台数虽然增加了冷机能耗，却减少了更多的水泵、风机能耗，系统的总能耗是降低的。而实际工程中，冷却水泵选型通常过大，冷却泵输送系数往往小于40；当冷机负载率从60%变化到100%时，其COP降低量也通常不到10%。所以在实际工程中，尽量减少冷机台数，保证单台冷机的高负载率一般都能使冷机的运行效率达到解决最优。

②控制策略。冷机台数控制的原则：尽量减少冷机开启台数，保证单台冷机工作在较高负载率下。

根据上述分析，冷机台数控制并不需要准确知道负载率，只需要判断负载率是否不在最大负载率；另外，从满足冷量需求的任务出发，只需要知道冷机出力是否不够。对压缩机不变频的冷机，其电流比和制冷量基本呈线性关系，并且电流比易于准确测量，电流比对负载率的变化响应迅速，因此电流比可以作为冷机负载率的观察参数。但在冷机出力不够时，电流比一般不会超过额定电流而是维持在额定电流，所以观测电流比并不能了解冷机是否出力不足。目前大部分自带控制系统的制冷机组，如果冷机能力足够、其内部控制系统总能维持蒸发器出口水温在冷冻水供水温度设定值；但当冷机能力不够时，供水温度会逐渐升高偏离设定值。所以，可以用蒸发器出口水温作为另一个观测参数，来发现冷机出力不足的情况。

综上，对压缩机不变频的离心机，利用冷机电流比和蒸发器出口水温作为观测参数，可以实现上述冷机台数控制原则。具体策略：当电流比低于某个负载率值时，减少冷机开启台数；当蒸发器供水温度超过其设定值时，增加冷机开启台数。减少冷机台数的负载率数值，可以跟当前开启冷机台数的倒数来确定。例如，共有3台冷机，当前开启2台，当电流比低于50%左右，减少一台冷机。

（4）用于供暖的燃气锅炉更换为比例调节燃烧器的炉型，提高锅炉效率

燃烧器是燃气锅炉的重要部件，燃烧器燃烧性能好，火焰温度、形状达到设计要求，天然气与空气混合越充分，燃烧越完全，燃烧效率越高。提高燃烧器性能是提高锅炉效率的主要方面。根据重庆市《公共建筑节能（绿色建筑）设计标准》DBJ 50—052规定，燃烧器宜选配比例调节燃烧器。有条件的单位宜采用全自动电子比例调节燃烧器，燃烧器应设置进风调节装置，变频器根据燃烧器出力调节风机马达的速度，大幅度降低了噪声和电能消耗，燃烧器效率应高于90%，实现低NOx和CO排放。

（5）烟气余热回收技术

①节能原理。根据重庆市《公共建筑节能（绿色建筑）设计标准》DBJ 50—052规定，燃气锅炉应充分利用其产生的多种余热，采用冷凝热回收装置或冷凝式炉型。

目前普通天然气热能动力设备应用时排烟温度均很高，户用热水供暖两用热水器/炉的排烟温度在120℃以上，燃气供暖锅炉的排烟温度一般在150～250℃，工业锅炉的排烟温度在200～260℃（如油田注汽锅炉），燃气蒸汽联合循环的电锅炉的排烟温度仍在180℃以上，造成能源浪费和环境污染。

在排烟温度高的锅炉中，增设烟气冷凝热回收装置，将排烟温度降到烟气露点温度以下，不仅可以回收利用排烟显热，还可利用天然气燃烧时产生的水蒸气凝结时放出的大量潜热，节约能源；同时，凝结液对烟气中的COx、NOx、SOx等有害气体还有一定的吸收作用。

②烟气冷凝热回收装置应用方式。

A.冷凝热回收装置直接加热供热系统回水（见图6.3）。

在锅炉尾部增加烟气冷凝热回收装置，用烟气余热直接预热锅炉系统回水。锅炉房改造简单，造价低。节能率随着供热质调节或改变流量的质调节的温度变化而变化。

图6.3　冷凝热回收装置直接加热供热系统回水方式

1—冷凝热回收装置；2—供热锅炉；3—热用户；4—水泵

B.冷凝热回收装置加热生活热水或锅炉补水。（图6.4）

a.由水泵、水箱与冷凝热回收装置组成独立的循环系统，经烟气冷凝热回收装置加热的水可以用作生活热水，也可以作为锅炉补水。对于间歇运行的锅炉系统，可以使热回收装置的水侧稳定运行，防止干烧或过热，保证设备的寿命。适用于蒸汽锅炉系统或同时提供生活热水的锅炉房。

图6.4　冷凝热回收装置加热生活热水或锅炉补水方式

1—冷凝热回收装置；2—蒸汽锅炉（或生活热水）；3—热用户；4—水泵；5—水处理装置；6—水箱

b.由于进入冷凝热回收装置的水温较供暖回水温度低、传热温差大，在相同烟气进口状态下，热回收效率较方式1高。

c.增设了水泵，增加了初投资和能耗。但通过合理设计，可使水泵耗能比回收的烟气热能小得多，尽量减小对提高锅炉系统整体热效率的影响。

d.烟气冷凝水可进入锅炉的水处理装置，经处理后作为锅炉补水再利用。

烟气热回收装置加热生活热水还可以采用其他方案，如图6.5所示。

图6.5　其他有生活热水的烟气热能回收方式

1—供热锅炉；2—冷凝热回收装置；3—一次换热器；4—热用户；5—水泵；6—二次换热器

C.冷凝热回收装置与低温热水地板供暖系统联合运行。（图6.6）

图6.6　冷凝热回收装置与地板供暖系统联合运行方式

1—冷凝热回收装置；2—锅炉；3—换热器；4—热用户；5—水泵；6—集分水器；7—地板供暖用户

当冷凝热回收装置回收热量可满足用户要求时，可直接供地板供暖系统。冷凝热回收装置回收热量不能满足用户要求时，由供热系统作为补充。当地板供暖负荷较大、可回收余热较少时，可将热回收装置作为辅助热源。低温热水地板供暖系统的供水温度一般不超过60℃，民用建筑地板供暖供水温度宜采用35～50℃。地板供暖的回水温度较低，有利于烟气热能回收。烟气冷凝水温度较常规补水温度高，与锅炉补水同时处理后作为系统补水，可同时回收利用冷凝水及其热能。

按每吨锅炉回收的烟气热量的平均值为65 kW计，根据一般民用建筑的面积热指标qA及地板辐射供暖设计规范规定的“计算全面地面辐射供暖系统的热负荷时，室内计算温度的取值应比对流供暖的室内计算温度低2℃，或取对流供暖系统计算总热负荷90%～95%”，可计算出1吨燃气锅炉烟气温度由150℃降至50℃回收的热量（65 kW）可供地面辐射供暖的面积，见表6.6。

表6.6　每吨燃气锅炉回收烟气热量可供地面辐射供暖面积

由表6.6可知，采用冷凝热回收装置后，每吨燃气锅炉回收烟气的热量可供地面辐射供暖的面积最少为451～722 m2（礼堂），最大为1 032～1 444m2（住宅）。若按节能建筑面积热指标计，可供地面辐射供暖的面积更大。

③热回收率的影响因素。天然气锅炉包括热水锅炉与蒸汽锅炉，热水锅炉的热用户主要为供暖用户和生活热水用户，蒸汽锅炉的热用户包括生产热用户、供暖热用户和通风空调热用户及生活热水用户。不同用途锅炉系统的热媒温度和流量等参数不同，烟气的温度和流量，特别是其中的水蒸气含量及余压不同，使得烟气热能回收潜力不同，热回收装置应用条件不同。根据所选热回收装置的不同和工程应用设计及运行条件不同，初投资和使用寿命及锅炉的实际热回收率不同。

A.锅炉的类型。与热水锅炉相比，蒸汽锅炉内的水在被加热过程中转变成蒸汽，不仅有显热交换而且有潜热交换，热水锅炉内的水只有显热交换，锅炉供热量相同时，蒸汽锅炉的水流量比热水锅炉小得多。烟气热回收装置用于热水锅炉和蒸汽锅炉系统时，其可选择的水流量范围不同，如对于700 kW的蒸汽锅炉，补水量约为1 t/h，而对于热水锅炉，补水量则可达到40 t/h，根据锅炉供回水温差不同而不同，相差甚远。水流量不同会使热回收装置的传热温差和水侧表面传热系数不同。对同类型热回收装置，虽然水侧表面换热强弱对换热器传热系数的影响小于烟气侧，但水流量在如此大的范围内变化，流动状态可从层流、过渡流直至变化为湍流。因此，水侧表面传热系数的变化对换热器的影响不可忽略。在水流量较大时，水的温升小，有利于增大装置的传热温差，增强传热，且传热温差的变化比水侧表面传热系数的变化对传热的影响更大。但对于独立循环的水系统，需综合考虑水泵的能耗，达到系统综合节能。

蒸汽锅炉与热水锅炉相比，不仅水流量小，且频繁间歇运行，如空调用蒸汽加湿锅炉。因此，还需要考虑热回收装置内的水循环设计模式，以免干烧或过热。

B.锅炉烟气的温降与放热量。根据天然气成分及混合用空气含湿量的不同，烟气中水蒸气含量有所不同，水蒸气体积分数最高可达28%，其燃烧化学方程式为：

由天然气燃烧化学方程式可以看出，每燃烧1 m3的天然气，可产生2 m3的水蒸气。烟气中水蒸气的汽化潜热约为燃气低热值11%，这意味着当燃气燃烧每产生100 kW显热时，同时也提供11 kW的潜热，这部分热量无论是否被利用总是存在的。因此，利用冷凝热回收装置将排烟温度降到烟气露点温度以下，不仅可以回收利用烟气的显热，还可回收天然气燃烧时产生的水蒸气凝结时放出的大量潜热。

锅炉的排烟温降反映了回收显热的多少，烟气中水蒸气含量和烟气凝结液量反映了回收潜热的多少，即当烟气中伴有水蒸气凝结时，烟气的放热量应用烟气的焓差表示。

进入热回收装置的烟气焓值取决于燃气成分、燃气热值、燃气流量及空气中水蒸气含量及过剩空气系数等。燃气成分不同，燃烧工况不同，从而燃烧产物即烟气的成分和状态不同，特别是烟气中水蒸气含量不同，使得烟气热回收潜力不同。

烟气出口比焓还与烟气温降和水蒸气凝结量有关，在烟气凝结过程中，水蒸气分压力降低，对应的饱和温度降低，单位质量水蒸气凝结时放出的汽化潜热增大，烟气质量流量随之减少，且汽化潜热的增大速率比烟气质量流量的减少速率快，水蒸气的潜热量增大。烟气潜热放热量可达到烟气总放热量的1/2～2/3。因此，对成分相同的饱和状态烟气，其烟气温降不同，放出的热量不同；烟气温降相同，而温降范围不同，回收的热量也可能会大不相同。

C.进入烟气热回收装置的水的温度与水量。回收的烟气余热可以用于预热供热系统的回水、生活热水或其他用途的热水。烟气热回收装置中烟气与水的传热温差、传热系数、传热量、热回收效率均随进水温度的降低和水量的增加而增大。进入热回收装置的水的温度越低越有利于增大传热温差；水量越大，水的温升越小，水的平均温度越低，越有利于增大传热温差。

水流量的大小还决定了热回收装置内水侧的流态，从而影响其换热规律。随着进水流量的增加，水侧的扰动增强，提高了水侧的表面传热系数，进而增大了热回收装置的传热系数、回收的热量及余热回收效率等。

因此，在保证热回收装置水侧流动阻力不超过系统可利用的余压和系统其他方面不受影响的条件下，降低进入热回收装置的水的温度或增大水流量，可以提高烟气余热的回收率。

D.流动阻力与系统可利用的余压。烟气和水侧的流动阻力是热回收装置设计与应用的两个重要参数。烟气和水在热回收装置内的流速越大，传热系数越大，但烟气阻力与水阻力增大。设计和应用热回收装置时，宜将烟气阻力与水阻力限定在系统可利用的余压范围内，既不增加动力与能耗，充分利用系统的余压，又节约改造的成本，并保证系统整体的节能效果。

E.烟气与水的流动方式。烟气与水之间可以有不同的流动方式，在有条件时采用逆流可以增大传热温差，且烟气自上而下流动有利于烟气凝结液排放，减小凝结液膜厚度和液膜热阻，增强换热。反之，烟气自下而上与凝结液逆向流动，使得已在低温下凝结的液体流经温度较高的换热面，要求换热面能够耐较高温液体的腐蚀，并且会使凝结液再次蒸发。

④烟气冷凝热回收装置的节能效果。某锅炉房成功进行了节能改造，测试数据见表6.7。

表6.7　某热回收装置部分测试数据（按每吨锅炉计）

续表(www.xing528.com)

由表6.7测试结果可知：

A.采用烟气热回收装置后，烟气温度可从150℃降到50℃左右，锅炉节能率在9%以上，最高达11.5%，每吨锅炉回收热量在65 kW以上，节能效果显著。

B.在节能的同时，相应地减少了烟气中温室气体的排放，且每吨锅炉每天能产生至少1 t的烟气冷凝水。

⑤设计注意事项：

A.由于烟气中的部分有害气体会溶解到凝结液中，形成酸性腐蚀液，对换热结构会产生严重腐蚀。因此，烟气冷凝热回收装置的使用寿命与设备的耐腐蚀性能有关。

B.不同用途的锅炉系统，供热系统热媒温度及流量等参数不同，烟气的温度和流量，特别是烟气中水蒸气含量及锅炉尾部烟气余压不同。使得烟气热回收潜力不同。需要根据烟气热回收潜力和应用条件及使用寿命要求，经技术经济比较，设计选择热回收装置。

C.需要根据所选热回收装置和实际工程特点设计应用方案，并根据锅炉和供热系统特点优化运行调节方案，才能经济、有效地发挥烟气冷凝热回收利用装置的节能作用，最大可能地挖掘天然气热能动力设备的节能潜力。

D.增加烟气余热回收装置的燃气锅炉，必须复核其燃烧器对尾部受热面增加的燃气阻力的适应性；必须考虑烟囱的自然抽力是否能克服余热回收装置的阻力，并保证在炉腔出口处有10 Pa～20 Pa的负压值。

2）水系统

（1）水泵进行更换

①节能原理。水泵实际运行的普遍现象是水泵实际流量超过设计20%～30%，实际扬程低于设计值，水泵性能与管路实际阻力状况不匹配，水泵低效率运行。由于水泵长期在低效率点工作，致使电流和能耗超标，甚至有烧毁电机的危险。

水泵变频运行虽然能降低水泵电耗，但是不能改变运行效率。切削叶轮的技术虽然可以使流量下降，但效率下降得更厉害。因此，应根据实测水泵运行参数结果来重新选择水泵流量和扬程。（表6.8、图6.7）

表6.8　某工程水泵更换前后性能参数变化表

图6.7　水泵更换前后工况点示意图

②设备性能系数要求。根据重庆市《公共建筑节能改造应用技术规程》DBJ 50/T—163的规定：“当供暖空调系统循环水泵的实际水量超过原设计值的20%，或循环水泵的实际运行效率低于铭牌值的80%时，应对水泵进行相应的调节或改造。”“更换后的水泵运行效率不应低于现行国家标准《清水离心泵能效限值及节能评价值》GB 19762中的节能评价值。”

（2）水泵进行变频改造

①节能原理。空调系统的冷却水泵和冷（热）水泵的容量是按照最大负荷时的需求配置，而一般公用建筑的最大负荷运行时间很少，大部分时间系统处于部分负荷工况，此时可以通过增设变频控制柜调节水泵的运行频率，降低水泵的耗电量。由于水泵的耗电量与转速约成3次方正比关系，当水泵频率调低到40 HZ时，也即水泵转速为工频转速的80%，而功率降到了原来的51%，节能量十分可观。

②变频控制策略。

A.冷（热）水泵变频改造。冷（热）水泵变水量节能的前提是要满足末端冷冻水流量需求，系统不可能检测所有末端的情况，通常认为系统保证最不利末端的压差或温差，就可以保证所有末端的冷水供应。对于连续控制的空调末端，如空调机组，要保证末端压差。对于通断控制的末端，如风机盘管，要保证末端温差。对于混合末端控制系统，则需要找到最不利环路，如果最不利环路是连续控制，测量其压力；如果最不利环路是通断控制，测量其温差。（表6.9）

表6.9　冷冻水系统控制策略

续表

变水量控制策略宜采用串级控制，一类控制策略针对系统层，用于调整供水压力设定值，使得在最小压力下满足末端水流速度要求；另一类策略针对水泵系统层，在满足供水压力设定值的条件下，实现水泵能耗最优化。实现这些复杂的控制策略，需要配置智能变频控制柜。

B.冷却水泵变频改造。冷却水泵变频的前提是冷却水量满足冷水机组额定冷却水量的要求，过低的冷却水量不利于降低冷凝器温度，不利于保证冷机的运行效率。冷却水泵变频控制可以消除一般工程中冷却泵选型参数过大，冷却水量偏大，效率低、能耗高的问题。

（3）一级泵系统旁通管上的普通蝶阀更换为压差控制的电动旁通调节阀

一级泵负荷侧变流量，机组侧定流量的水系统，原旁通管上设的是普通蝶阀，更换为压差控制的电动旁通调节阀，减少冷（热）量的旁通损失。

风机盘管、空气处理机组等末端装置上基本都采用两位控制的电动两通阀和/或连续调节的电动调节阀进行水路控制。当部分负荷时，末端阀门关闭或关小，负荷侧管路阻力增大，水泵的流量就会减小，进而影响冷机的效率和运行安全。在供回水总管上设置旁通管可以调节负荷侧的管路阻力，但是旁通管上的旁通阀不应设置为普通手动蝶阀，应设置为电动调节阀，其作用是通过阀门调节维持负荷侧供回水压力恒定，即负荷侧阻力保持不变。而普通手动蝶阀不能随负荷侧阻力变化实时调节，只能保持一个固定的开度，导致大量冷冻水量经旁通管流回冷机，冷机蒸发器流量长期偏大，而负荷侧水量不够，会对蒸发器铜管产生冲蚀，缩短冷机使用寿命，增加汽水机组能耗。

（4）对二级泵供水系统进行变频控制改造

二级泵供水系统中，一级泵定流量运行保证冷机运行工况，这就为二级泵变流量运行提供了保障。当系统冷负荷减小时，一些末端装置关闭，末端压差监测值会增大到大于设定值。通过控制降低二级泵的频率，二级泵由于转速降低，流量、扬程减小，能耗降低。改造时应注意一级泵与二级泵之间的旁通管上不应设置阀门。

（5）水系统平衡度的测算及改造

通过实测或计算，检查空调水系统的平衡度，对平衡性差的系统进行改造。

根据行标《公共建筑节能检测标准》JGJ/T 177，可以通过检测水系统回水温度的一致性，来检测系统水利平衡状况。与水系统集水器相连的一级支管路均应进行水系统回水温度一致性检测。检测持续时间不应少于24小时，检测数据记录间隔不应大于1小时。在检测持续时间内，冷水系统各一级支路回水温度间的允许偏差为1℃；热水系统各一级支管路回水温度间的允许偏差为2℃。

如果各支路回水温度偏差大，就表明各支路流量分配不合理。例如，各供冷支路回水温度高表明末端换热量大，需要水量大；反之，回水温度低表明末端换热量小，需要水量小。这就会导致末端冷热不均及冷热量的浪费，由于最不利末端供水量不足，就会影响水泵变水量调节，水泵就不得不保持较高的频率运行。应调节各支路的调节阀或增设其他必要水力平衡装置。

（6）供暖热水系统取消中间换热板换，改为直接供热

换热板换增加了水系统阻力、供水能耗以及维护费用。对于考虑水系统承压或者需要对板换一二次侧水进行不同处理方式而增加的板换，这两种情况是不适宜取消板换的。

取消板换的设计注意事项。

①通常板换二次侧的水泵压头配置有富裕，检测一次侧、二次侧水泵的实际运行参数（流量、扬程、效率），根据实际运行数据测算取消板换后二次侧水泵的运行参数是否在高效合理工况区，如果可以，就可以取消一次侧水泵。因为二次侧水泵需要克服用户侧及板换阻力，可能更换接近于取消板换后留的系统阻力。

②如果需要更换二次侧水泵，必须在实际运行数据的基础上测算更换水泵的性能参数要求和更换后的水泵的变频运行调节性能。

（7）冷热源机组与水泵的并联式连接改串联式连接

冷热源机组与水泵采取并联式连接的方式，其优点是水泵可以互为备用，在实际运行中发现存在两种问题。

①某台冷机停止运行时，其对应的进水电动阀或手动阀通常不关或关不严，造成混水现象严重。如图6.8所示，三台冷机只开一台时，由于7℃的冷水和12℃的回水温度混合，导致供水温度不是7℃，而是10.3℃。不但造成供水品质的降低，而且冷冻水从未开启的冷机旁通减小了经过开启冷机的冷冻水的流量，开启冷机的冷冻水流量低于额定水流量，影响冷机的运行效率。

图6.8　冷热源机组与水泵的并联式连接改串联式连接

②水泵先并联再与机组相连，现场管线三通、拐弯多，水阻力大。

针对这种情况，应改为图示的冷冻泵和冷机一对一串联再并联的方式。管路之间安装旁通管路和旁通阀，平时处于常闭状态，在水泵互为备用时再开启。这就解决了上述问题，而且减少了三通拐弯的阻力。

此项改造的节能效果主要体现在3个方面。

A.原系统为达到相同的供水温度，由于混水导致供水温度升高的原因，开启冷机的供水温度必须降低，供水温度每降低1℃，冷机运行效率降低2%～3%。

B.原系统流经开启冷机的冷冻水流量低于额定流量，也导致冷机的效率降低。

C.改造后，水系统阻力降低，水泵能耗减小。

（8）供冷/暖共用水泵，匹配不合理，增加供热水水泵

重庆处于夏热冬冷地区，夏季供冷系统的负荷通常是冬季供暖负荷的2倍左右，供冷时的温差为5℃，供热时的温差通常是10℃。因此，供冷水流量是供热水流量的4倍，如果供冷供暖系统共用泵，通常都会按供冷时的工况选择水泵。供暖工况时，就会出现“大流量小温差”，水泵增加不必要的能耗。

应按照供暖时的水流量单独配置供暖水泵，由于其水流量大大降低，相应扬程也减少，水泵运行功率也会大大降低。

3）风系统

（1）定新风比全空气空调系统改造为可调新风比或全新风运行的系统

①节能原理。根据《中国建筑热环境分析专用气象数据集》，重庆5月下旬之前、9月下旬以后，绝大部分时间室外最低温度低于20℃，和室内温度有6℃的温差。空气含湿量低于15 g/kg干空气，室外空气含湿量满足室内湿度要求。其他供冷期的夜间到凌晨室外温度也较低。见图6.9。

图6.9　重庆市典型年日干球温度与平均含湿量统计图

因此，可以利用新风冷量在凌晨或夜间对商场或办公区域进行预降温，消除白天建筑结构、室内家具、设备以及货物的储热，尤其商场内货物等可蓄热物体很多，蓄热量大。因此，这个措施可以大大降低空调系统的开机负荷。

对于内热比较大，冬季、过渡季仍需供冷的商场，加大新风直至全新风运行，利用新风冷源降温，可以推迟并减少冷源开启时间。

②节能改造。固定新风比全空气空调系统要改造为可调新风比或全新风运行的系统，需要将新风阀和回风阀加装电动调节阀及自动控制改造。需要校核新风管道加大新风运行时管道内的风速要求（一般小于10 m/s），以及新风进口百叶窗的进口风速，防止噪声过大以及风管和进口百叶窗的震动。全新风系统运行，还必须考虑排风系统或排风出路，以保持空调区域的风量平衡。

③节能效果。在一些商场，冷机开机时间全年有10～11个月，用全新风运行可以大大减少冷机、水泵、冷却塔风机的开机时间，节能效果显著，一些工程改造实例证明，改造费用的投资回收期为1～2年。

对于间断运行的集中空调系统，需要在每天上班前或商场营业前1～2个小时提前开启空调系统，间断运行的会议室空调机组也需要在开会前0.5～1小时进行送风。实际测量表明这个阶段的空调系统的负荷往往是一天中负荷高峰期，因为虽然相比其他时段，气温不高，太阳辐射强度不大，人员和设备负荷几乎没有，但包含了冷水系统的降温负荷以及建筑物本体（围护结构、家具、货物）的降温负荷，这两部分的负荷是巨大的。凌晨4—5点是一天温度最低的时刻，6月份、8月份中下旬每天最低温度为20℃左右，与室内温度有6℃的温差，可以通过全新风运行消除建筑物及室内家具的蓄热负荷，降低开机负荷，减小冷机提早开机时间。

（2）全空气空调机组改造

①节能原理。定风量全空气空调机组通过增加变频控制柜、供（或回）水管道上增加电动比例调节阀以及在回风口或室内增加二氧化碳浓度传感器，可以实现根据空调区域的温度、二氧化碳浓度进行变风量以及变送风温度运行。

定风量全空气空调机组的风机风量和冷却加热盘管容量是按照最大负荷选配的，供冷期空调系统大部分时间是运行在部分负荷情况下，部分负荷时应减少送风量或改变送风温度。一方面，大幅度降低风机电耗与冷热量消耗；另一方面，提高室内舒适度，避免过冷过热。

当空调风量减小时，室内新风供应也会减小。此时，应增大新风阀开度并同时减小回风阀开度，以保证室内新风足够的供应量，可根据室内二氧化碳浓度变化来控制风阀开启度。

②控制策略。目前，空调箱的自动控制多采用“回风控制法”，由回风温度计算得到冷水阀门开度，通过调节阀门开度实现对室温的控制。由于该控制策略没有考虑到房间温度的变化具有惯性大的特点，实际工程中，往往会导致水阀开度振荡，送风温度波动、室内温度波动、阀门波动频繁，结果影响水阀寿命，且导致总供回水温差偏小，影响水系统良好运行。图6.10为回风温度法控制的效果。

图6.10　“回风温度控制法”的控制效果

改进后的策略：首先，应该在不影响气流组织的前提下，尽可能维持恒定的送回风温差，靠风量调节室温。此时，应该根据送风温度调节水阀，根据回风温度调节风机频率，即根据除湿要求、舒适度及气流组织的要求，设定合适的送风温度值以及风机频率下限值。将回风温度与其设定值比较，带入特定控制算法计算得到风机频率；将送风温度与其设定值比较，将结果代入特定控制算法计算得到水阀开度。其次，当风机频率调到下限时，房间温度还不能满足要求时，应该根据回风温度调节送风温度设定值。将送风温度与其设定值比较，将结果代入特定控制算法计算得到水阀开度。

控制策略宜采用串级控制策略，避免通常控制策略带来的调节震荡。全空气空调系统中存在两个环节：房间和空调箱内部设备。两个环节的特性是不同的：房间可以近似为线性系统；同时，房间的惯性较大，其时间常数通常在几十分钟左右。而空调箱内部设备，如盘管阀门、加湿器等，与房间相比其时间常数很小，在几分钟左右，但是供冷量和阀门开度之间的关系是非线性的。因此，将全空气系统控制拆分为两个控制环节，每个控制环节分别针对一种特性明确的系统，更容易实现好的控制效果。图6.11为空调箱的控制调节过程，图6.12为风机变频串网控制法、控制效果。

③控制及节能效果。某办公楼3层办公室房间面积763 m2，空调方式采用全空气空调系统。空调机组风量30 000 m3/h，电机铭牌功率18.5 kW，实测功率10.0 kW。经变频节能改造后，供冷季风机节电率69%，供热季风机节电率60.5%。

（3）新风系统改造

制冷季新风负荷占空调系统负荷30%左右，合理控制新风量的供给是重要的节能手段。在室内增加二氧化碳浓度传感器，新风风机增设变频控制器，根据室内二氧化碳浓度改变新风风机的运行频率及转速。尤其对于人员密度相对较大且人员数量变化较大的区域，宜采用新风需求控制。

图6.11　空调箱串级调节控制过程

图6.12　为风机变频串级控制法的控制效果图

（4）风机盘管控制改造

①温控器采用限温控制。国务院办公厅《关于严格执行公共建筑空调温度控制标准的通知》（国办发〔2007〕42号）规定：“所有公共建筑内的单位，包括国家机关、社会团体、企事业组织和个体商户，除医院等特殊单位以及在生产工艺上对温度有特定要求并经批准的用户之外，夏季室内空调温度设置不得低于26℃，冬季室内空调温度设置不得高于20℃。”

《空气调节系统经济运行》GB/T 17981中要求室内环境的主要控制参数应不超过表6.10所示规定的范围。

表6.10　室内环境主要控制参数

注：①特定房间是指因经营要求和使用需求提出的具有更高要求的房间，如VIP房间、贵宾接待室和休息室等。
②当房间用室外新风进行降温和排湿时，不受本表规定数值限制。
③对于冬季室内有大量内部热源的房间，实际室内温度可高于以上给定值，如火锅营业厅等。

为达到上述要求，风机盘管应采用有限温控制的温控器，温控器内部默认的允许室内温度参照国家标准要求。这样，就可以避免人为任意地将室温调过低或过高。

②风机盘管与窗磁开关联锁控制。

为避免开窗同时开启空调设备，外窗加装窗磁开关，窗磁开关与空调控制系统联动。在空调系统运行时，当窗被开启，风机盘管水阀关闭，风机强制到“低速”运行或关闭；当窗被关闭，风机盘管恢复原有状态。

（5）风冷热泵降温措施

对风冷热泵系统或多联机室外机冷凝器，通风换热面积在夏季室外温度较高时，采用高压喷雾喷嘴进行喷雾，降低冷凝温度，此改造技术也收到了一定效果。

4）冷却塔

（1）多台冷却塔并联，采用风机同步变频，均匀布水的改造方式，以充分利用冷却塔的散热面积

在实际建筑中，通常配置有多台冷却塔，应保持冷却水均匀地流经各台冷却塔，让冷却水均匀流经各台冷却塔的原因是因为如果某台冷却塔的水阀关闭，当水阀再打开时，由于一些随机因素，会导致水力不平衡而使得该冷却塔供不上水。为了避免这一现象的发生，应采用多台冷却塔“均匀布水、同步变频”的策略。此外，使冷却水流经所有冷却塔，可以充分利用所有冷却塔的热交换面积，可以散发走更多的热量。即不调节冷却塔水量阀门的通断状态，而是让冷却水均匀经过各个冷却塔，以充分利用冷却塔的换热面积和自然冷却作用；同时，调节冷却塔风机频率来改变冷却侧排热量。综合考虑冷机和冷却塔能耗，当“风水比”维持在1～1.4，系统能耗接近最优。因此，可以根据实际工程情况，选择确定的风水比；根据确定的风水比，可以确定风机转速随冷却水泵台数和转速变化的规则表。实际运行时，可以依照规则表，根据冷却泵的运行情况，调节风机转速。也可以根据冷却塔的冷却水进/出水温差调节风机转速。

（2）强化维护，加油或更换轴承，更换冷却塔风机皮带，改善冷却塔通风条件

冷却塔由于置于户外，且结构构造简单，其维护很容易被忽略，其实冷却塔性能的高低对冷机的耗电量影响很大，低效冷却塔的冷却效果差，特别是潮湿闷热天气，进冷机的冷却水温度过高，冷机的性能系数COP会明显降低。对冷却塔要定期检查，加油或更换轴承，发现风机皮带损坏或拉长时，应及时更换。