磁悬浮冷水机组压缩机采用磁悬浮轴承，利用磁力作用使转子处于悬浮状态，在运行时不会产生机械接触，不会产生运转摩擦损耗，从而无需润滑油系统，免除了润滑油系统的各种问题。同时，无润滑油运转使得离心式压缩机的叶轮可以实现更高转速运行，通过减小叶轮直径、提高转速使得离心式制冷机满足制冷量为0.2～1 MW的供冷需求，大大扩充了离心式制冷机的应用范围。
作为一项新兴的高效空调技术，磁悬浮冷水机组近年来引起了业内的广泛关注，同时其实际节能效果及经济性也存在一定的争议。朱伟峰、杨谦、王黛娜等人实测了夏季部分负荷工况下磁悬浮冷水机组的运行效率，冷水机组实测单点性能系数分别为10，8和6.5。刘拴强等人实测了磁悬浮冷水机组作为高温冷水机组时的单点效率，在夏季满负荷工况下，当冷水供水温度为17.5 ℃时，冷水机组性能系数COP达到8.9。香港某商场将普通离心机替换为磁悬浮离心机后，制冷站的全年总能耗下降了9.6%，冷水机组全年平均COP为6。上述研究多针对磁悬浮冷水机组的某一工况进行实测分析，对其在整个制冷季的运行效率缺少详细的实测与分析，同时，也缺乏对其适用性、可行性的客观评价。
综上所述，磁悬浮冷水机组在实际工程中的可应用性亟需更加综合、全面和客观的评价，并根据其特点制定合理的系统设计与运行调控策略，最大限度地发挥其性能优势，推动这一节能技术的健康发展。本文通过对实际工程进行测试，掌握目前磁悬浮冷水机组实际运行能效水平，同时，总结了制冷机和制冷站在实际运行过程中存在的典型问题，为磁悬浮冷水机组和制冷站优化设计运行方法打下基础。
2015年至今，笔者测试了4个使用磁悬浮变频离心式冷水机组的节能改造项目，项目详细信息如表1所示。
根据GB 19577—2015《冷水机组能效限定值及能源效率等级》和GB 50189—2015《公共建筑节能设计标准》，在对冷水机组能效进行限定或评级时，对冷水机组的性能系数COP和综合部分负荷性能系数IPLV同时进行评价考核。GB/T 17981—2007《空气调节系统经济运行》对冷水机组典型工况和全年累计工况的性能系数进行了评价。
针对4个工程项目所处气候区及冷水机组名义制冷量Q0所在范围，上述3个标准规定的冷水机组能效指标和能效等级分别如表2～4所示。GB 19577—2015《冷水机组能效限定值及能源效率等级》中达到3级节能评价等级的冷水机组需要COP和IPLV同时满足相关限值，而对于达到1级或2级节能评价等级的冷水机组只需COP和IPLV一项满足相关限值即可。
对比表1和表2～4可见，4个项目所采用的磁悬浮冷水机组额定COP和IPLV均高于上述3个标准中的最低限定值，并且IPLV指标远高于限定值，均达到GB 19577—2015《冷水机组能效限定值及能源效率等级》中的1级节能评价等级。
实测的4个项目中，磁悬浮冷水机组能效比如图1所示。在夏季典型工况下，磁悬浮冷水机组夏季单点COP均在6.0左右；根据冷水机组样本，按照测试工况下的冷水和冷却水温度等运行条件将额定COP折算为参考COP，可以看到，实测COP与参考COP相比差别不大，说明磁悬浮冷水机组实际能效比均能达到额定值。
对比供冷季平均COP与夏季单点COP，可以看到，由于磁悬浮冷水机组在部分负荷率下能效比提高，因此整个供冷季平均COP均大于夏季单点COP，分别为8.4，7.5，6.6和8.5，远高于GB/T 17981—2007《空气调节系统经济运行》中冷水机组全年累计工况能效限值，表现出较好的冷水机组性能，并且高于现有的螺杆机和离心机实际运行水平(见图2)。但项目B和项目C的冷水机组供冷季平均COP与额定IPLV值相比仍有一定差距。
2.1 项目B
项目B为位于上海市的某酒店建筑，1998年正式营业，2008年重新装修。地上34层，地下2层，高度153 m，建筑面积5.38万m2。该酒店改造前空调冷源为8台制冷量为700 kW、额定COP为3.3的空气源热泵机组和2台制冷量为1 225 kW的螺杆式冷水机组。
由于空气源热泵机组实测制冷COP仅为2.5，并已接近使用寿命年限，需要更换。根据建筑的实际冷负荷需求，冷源更换为5台额定制冷量为525 kW的磁悬浮模块化冷水机组。
项目B制冷站改造中遇到的关键问题是新机组的运输安装问题。由于原有空气源热泵机组位于楼顶，拆除后楼顶有足够空间放置新机组，但建设时期的吊装通道早已封闭且修建年代较早，没有设立大型货梯，而地下没有足够空间安装冷源设备，如何将新机组运送到楼顶机房是项目B制冷站改造过程的难点之一。因此根据项目特点选择了磁悬浮模块化冷水机组，单台机组占地面积仅1 m2，高度1.8 m，质量1 t，可通过楼内已有电梯运送至楼顶，很好地解决了机组运输问题，避免了从建筑外部吊装大型机组上楼产生的费用和风险。
改造前、后供冷季制冷站运行能耗如图3所示，可以看到制冷站能耗降低一半以上。
2.2 项目D
项目D同样为酒店建筑，位于山东省青岛市，2006年投入使用。地上5层，地下1层，高度23.9 m，建筑面积9 261 m2，其中地下室建筑面积1 625 m2。该酒店改造前夏季采用1台燃气直燃吸收式制冷/热机组制冷，直燃机额定制冷量为1 163 kW，额定COP为1.2；冷水泵额定流量138 m3/h，扬程24 m，功率15 kW；冷却水泵额定流量150 m3/h，扬程44 m，功率30 kW。
项目D原有空调系统最大的问题是设计冷负荷严重偏大。其2015年全年冷负荷延时图见图4。由图4可知，供冷季尖峰冷负荷仅为436 kW左右，不及设计负荷的一半。设计负荷严重偏大导致设备选型偏大，系统常年处于低负荷运转状态，运行能效较低。
直燃机制冷运行效果如图5所示。由图5可知，由于负荷率过低，直燃机出现频繁启停现象，平均每12 min就要关机3 min。直燃机的频繁启停一方面对室内舒适性造成不利的影响；另一方面导致直燃机运行效率偏低，实测工况(室外干球温度30 ℃，相对湿度74%)下的COP仅为0.7，相对于额定COP显著偏低，导致直燃机实际运行能耗和费用均显著增高。
青岛市的燃气价格为3.65元/m3，夏季电价实行峰谷电价制度，平均约为0.8元/(kW·h)。考虑到燃气成本较高，且直燃机负荷率偏低、能效较差，对该项目制冷站进行改造。根据建筑实际冷负荷需求，改造后冷源更换为1台额定制冷量为525 kW的磁悬浮模块化冷水机组。更换冷水机组后，原有冷水泵、冷却水泵型号均偏大，因此各更换1台冷水泵和冷却水泵。其中：冷水泵额定流量102 m3/h，扬程27.4 m，功率11 kW；冷却水泵额定流量135 m3/h，扬程20.1 m，功率11 kW。冷却塔未更换。
在冬季对制冷站改造后，将第2年制冷站运行效果与改造前进行比较，结果如图6所示。可以看出，改造后制冷站各设备运行费用均明显降低，尤其是将效率低、能耗单价高的直燃机更换为效率高的磁悬浮冷水机组后，冷水机组供冷季运行费用减少了80%，制冷站运行费用减少了70%。改造方案静态投资回收期不到3 a。
2.3 磁悬浮冷水机组在实际应用过程中主要特点
1) 对制冷能效较低的冷水机组节能改造的效果明显。通过案例改造效果分析发现，磁悬浮冷水机组对能效较低的冷水机组节能改造具有一定的可行性。在整个供冷季的运行过程中，冷水机组大部分时间都处于部分负荷下运行，因而磁悬浮压缩机在部分负荷下的运行性能较常规压缩机更具优势，实测磁悬浮冷水机组供冷季平均COP多在8.0左右，相比于活塞式、螺杆式冷水机组和吸收式直燃机等，具有很好的节能效果，适用于节能改造。对于数据中心等全年需要供冷的末端，加装磁悬浮冷水机组，与制冷站主系统分离开来单独控制，提高供水温度，特别是在冬季室外温度较低的情况下，低冷凝温度、高蒸发温度的工作环境使得磁悬浮冷水机组运行能效进一步提升，节能效果更加显著。
2) 占地面积和质量小，应用灵活，适合分散设置，适用于高层建筑或老旧建筑改造。一些需要更换空调冷源的工程改造项目，因年代较久、改造条件较差、原有机组无法拆除等原因，使得空间和通道狭小，传统的螺杆机和离心机进入原有机房的难度较大；或者机房位于高层建筑高区的项目，将冷水机组运送至高区机房会产生过高的吊装运输费用。模块化磁悬浮冷水机组占地面积和质量都很小，运输安装更为灵活，可以降低运输安装难度和成本，在既有建筑改造项目中的优势较为明显。模块化磁悬浮冷水机组可以灵活地放置在屋顶、地下室或中间层内，进一步减小设备机房面积，节省初投资。
3) 可应对设计负荷过大和负荷需求大范围变化问题。国内空调系统设计周期普遍偏短，尤其是中小型建筑的空调系统。业主对空调系统设计的重视程度不够，不愿为其优化设计投入额外的时间和金钱，设计人员往往根据经验指标简单估算空调冷负荷，不会多花时间使用模拟计算软件详细计算全年负荷特性，也不会根据建筑实际参数对空调系统进行多方案的设计优化，导致投资不少、标准不高、效果不好、费用不低。特别是冷源设备选型比实际峰值需求大很多，许多建筑实际运行的尖峰负荷只有装机容量的1/2~2/3，导致冷水机组效率很低。磁悬浮冷水机组由于能够提供很大的制冷量调节范围，故可以较好地解决这些问题。
磁悬浮冷水机组在实际运行过程中，一方面体现出了较高的能效水平，但另一方面，同样也存在常规制冷站在运行过程中存在的典型问题，不同程度地限制了其优势的发挥，在运行管理中需要引起重视。
3.1 典型问题1：多台冷水机组负荷分配不均，导致整体COP下降
4个工程项目的制冷站系统方案均选用多台相同型号的磁悬浮冷水机组作为冷源，实测发现多台冷水机组在实际运行时均出现了机组负荷分配不均的问题，以项目A和项目C为例进行分析。
项目A的夏季某典型工况为室外干球温度33 ℃，相对湿度54%。测试期间4台磁悬浮冷水机组全部开启，如图7所示，此时1#冷水机组负荷率达到63%，另外3台冷水机组负荷率均处于30%左右，远低于1#冷水机组，负荷率偏低导致2～4#冷水机组COP处于较低水平。造成负荷分配不均的原因是冷水机组控制策略不当，如图8所示，1#冷水机组的冷水实际出水温度较低、负荷率较高，其他各台机组负荷率非常低，整体COP下降。此时，可至少关闭1台冷水机组，并且将开启的3台冷水机组负荷率调节到均匀一致，可使整体COP提升10%以上。
项目C的夏季某典型工况为室外干球温度30 ℃，相对湿度80%。测试期间2台冷水机组全部开启，但出现了冷水机组负荷率和COP不同的现象，如图9所示。测试分析发现，此时2台冷水机组的冷水温度设定值相同、实际出水温度也相同，但1#冷水机组冷水流量比2#冷水机组约低20%，导致1#冷水机组负荷率和COP均偏低(见图10)。
3.2 典型问题2：水系统输配能耗偏高
4个项目的冷水和冷却水系统输送系数WTF的实测结果如图11和图12所示。其中，项目A和项目B的冷水泵和冷却水泵均定频运行，测试期间冷水、冷却水供回水平均温差仅为2～3 ℃，处于大流量、小温差的运行状态，导致水系统输配能耗偏高，输送系数均处于较低水平。项目D冷水泵、冷却水泵均装备有变频器，但在实际运行过程中，水泵未进行变频调节，始终保持在50 Hz定频运行，同样也导致了冷水、冷却水出现大流量、小温差的情况，导致水系统输配能耗偏高，输送系数处于较低水平。在4个项目中，仅有项目C的水泵根据需求实时变频运行，其冷水、冷却水供回水平均温差有所提升，但仍低于设计温差5 ℃，仍然存在进一步提升的空间。
造成上述水系统能耗偏高的另一个原因是，由于设备供应商强调磁悬浮冷水机组部分负荷下运行能效高的特性，导致空调系统运行人员有意使冷水机组长时间处于部分负荷工况下运行，却不清楚该工况下水系统的调节方式，导致水泵运行时间长、能耗高。
笔者通过对国内不同城市磁悬浮冷水机组工程项目的详细测试，分析了磁悬浮冷水机组运行能效水平现状和系统中存在的典型问题。实测结果显示，磁悬浮冷水机组供冷季平均COP高于国家标准中的最高能效水平，也高于实测的螺杆机和离心机现有运行能效。此外，得益于部分负荷下的效率高、制冷量和温度调节范围广、占地面积小带来的灵活性等特点，磁悬浮冷水机组在对低能效冷源机组以及高层建筑或老旧建筑空调系统的改造等方面优势突出，表现出很好的节能性和经济性。
与此同时，由于该技术应用时间较短，缺乏合理的系统设计与运行调控策略，使得以磁悬浮冷水机组作为冷源的系统在实际运行过程中同样存在常规系统存在的典型问题，包括冷水机组负荷分配不均导致的整体COP降低，以及冷水、冷却水输配系统缺乏相应调控策略导致的输配能耗较高等问题，限制了系统能效的进一步提升。在未来的研究和应用过程中，更多的工作需要投入到基于磁悬浮冷水机组运行特性的系统设计、设备选型以及运行调控策略的制定和优化当中，对包括磁悬浮冷水机组和冷水、冷却水输配系统的整个系统进行全局优化，充分发挥其能效特点，进一步降低运行能耗，更好地起到节能减排作用。
全文刊登于《暖通空调》2018年第4期
作者：清华大学 钱漾漾 魏庆芃 邓杰文 张 辉
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