廣州市某酒店空調系統測試評估及節能分析

閆軍威 周煜

摘 要：針對廣州市某酒店進行了能耗統計及中央空調系統運行性能測試。對測試數據進行分析，通過空調系統檢測及評價標準相關要求，評估空調系統實際運行狀況，并制定了相應的節能改造技術措施。

關鍵詞：空調系統；性能測試；節能改造

【文章編號】1627-6868（2016）05-0077-06

Abstract： Guangzhou City， a hotel and consumption statistics and central air-conditioning system performance tests. The test data were analyzed by standard air conditioning system testing and evaluation requirements， the actual operation of the air conditioning system to assess the situation and formulate the corresponding energy-saving technical measures.

Keywords： Energy saving； performance testing； air-conditioning system

1.引言

廣州地處夏熱冬暖地區，建筑能耗大，其中公共建筑能耗尤為突出[1]。文獻[2]通過對廣州市20棟大型公共建筑年能耗進行統計分析，得到大型公共建筑平均能耗為154kWh/（m2·a），酒店類建筑為160 kWh/（m2·a）。中央空調系統是酒店類建筑的重點能耗設備，其能耗約占建筑總能耗的43.7%，中央空調系統的節能運行是建筑節能降耗的有效途徑。

本文以某酒店的中央空調系統為例，依據GB/T 17981-2007《空氣調節系統經濟運行》、JGJ 177-2009《公共建筑節能檢測標準》、JGJ 176-2009《公共建筑節能改造技術規范》等，通過詳細調研和空調系統性能測試，對空調系統和設備目前的運行狀況及能效水平進行系統的評估分析，并提出相應的整體節能改造規劃，供同類建筑的節能改造參考。

2.空調系統概況

2.1建筑概況與能耗統計

該酒店建成于1984年，位于廣州，擁有828間客、套房和數百套公寓及寫字樓，建筑面積約18萬m2，其中供冷面積為17.2萬m2。酒店總建筑分東樓和西樓兩棟，西樓有地上三十層和地下三層，建筑高度約112m，東樓為地上二十三層和地下三層，建筑高度約94m。其中1～4層為裙樓，包括酒店大堂、商場、餐廳等區域，西樓5～28層為酒店客房，東樓5～11層為寫字樓，東樓12-21層為公寓。

酒店平均每年綜合總能耗維持在7000噸標準煤以上，其中電力消耗量約占60%，中央空調系統電耗約占總電耗的70%、占綜合總能耗的42%。

該建筑2010年每月的綜合能耗、總電耗及空調電耗如圖1所示。

從建筑綜合能耗及電耗隨月份的變化趨勢可以看出，夏季的總能耗明顯高于其他月份。由于這段時間氣溫升高，空調負荷加大，空調用電量也隨之變大，尤其是7、8月份，其值約為冬季空調用電量的2倍。2月份的能耗較低，主要是 2月天數較少，同時春節假期客流較少。

經過對該建筑空調系統能耗數據的統計，將空調系統的能耗分為6項，分別是冷水機組、冷卻水泵、冷凍水泵、冷卻塔、空調末端（包括空調機、新風機及風機盤管）、抽排風機，如圖2所示。

從能耗拆分的結果可以發現，冷水機組耗電約占總耗電量的50%，空調末端占23%，抽排風機占11%，冷凍泵和冷卻泵各占7%，冷卻塔占2%。

2.2空調系統參數與運行情況

酒店中央空調冷水采用四管制系統，冷水管路為異程式設計，熱水管路為同程式設計，空調機房的冷源系統提供冷水、熱水至建筑各區域，通過空調機、新風機及風機盤管等末端設備實現制冷和制熱，整個空調系統設備連接示意圖如圖3所示。

2.2.1空調系統參數

冷水機組、初級冷凍泵、次級冷凍泵、冷卻泵均置于獨立一棟設備機房，冷卻塔位于設備機房樓頂，設備參數如表1所示。

2.2.2空調運行管理模式

空調冷水系統原設計是二次泵系統，冷源側的初級泵為定流量，負荷側的次級泵通過臺數調節實現變流量。原系統采用大溫差設計方案，冷凍水供回水溫度為6℃/13℃。冷凍泵、冷卻泵及冷卻塔與冷水機組一一對應，其中冷水機組是以小組形式對應，兩臺或一臺冷水機組為一組，即在編號中同一數字標號的代表同一組（如2#和2A#）。實際運行時一組冷水機組可以開一臺或兩臺，與冷凍泵、冷卻泵及冷卻塔對應。

冷水機組以小組的形式進行安裝與控制，某一小組即使只有一臺冷水機組運行，兩臺機組蒸發側和冷凝側的水閥都將處于常開狀態，從而導致部分水流從未開機組的蒸發或冷凝側流過，降低了冷凍水和冷卻水的有效流量，造成能源浪費。

酒店空調系統歷史運行記錄表明，在高峰負荷時，空調系統開啟3組冷水機組/6臺，冷水機組側冷凍水出水溫度為9℃，但供到空調末端的冷水溫度為12.2℃，回水溫度為14.3℃，已無法滿足末端的制冷除濕要求，系統存在大流量小溫差問題，這是由于冷水通過平衡管在負荷側循環造成。

3.空調系統測試

對空調系統主要設備運行能效進行實測分析，具體測試工作包括冷水機組運行能效比、冷凍泵和冷卻泵運行效率及輸送系數、冷源系統運行能效等。

3.1測試儀器

測試的主要內容包括：冷凍水和冷卻水流量，冷凍水的供回水溫度，冷卻水進出口溫度，冷水機組、冷凍泵、冷卻泵以及冷卻塔電功率，空調機組與新風機組送回風溫度、風速，室外溫濕度等。

在檢測上述數據時所需主要測試儀器儀表如表2所示。

3.2測試結果分析及系統評價

3.2.1冷水機組

冷水機組的能耗是公共建筑空調系統能耗的重要組成部分，其運行效率對空調系統的整體效率有顯著影響[3]。測試結果如表3所示，測試期間供回水的溫差基本維持不變，而供回水溫度略有升高，可以說明冷水機組負荷已達到最大值，因此可以用運行COP與主機額定能效比進行比較，評價冷水機組的性能。

由于4#、4A#冷水機組故障，已斷電停用，5#冷水機組冷凝器安全閥損壞，故未對其進行測試。

測試結果表明，COP有明顯下降，下降幅度在12%～18%不等，且均低于GB 19577-2004《冷水機組能效限定值及能源效率等級》中能效限定值4.20。這與主機使用時間久（約29 年），機組老化有關；且制冷量有明顯的衰減，約為額定制冷量的72%～83%，一定程度上也造成能效偏低。

3.2.2冷凍水系統

針對初級冷凍泵單臺運行時，其效率的測試結果如表4所示。測試結果表明，水泵的輸入功率為電機配電功率的90%左右，能確保水泵不存在過載問題；水泵的進出口壓力表在同一高度，進出口壓差可以表示水泵的揚程，1#～6#水泵的揚程在10m左右，遠小于額定揚程15m；水泵效率也比較低，在70%以下。這是因為在設計選型時，冷凍泵的額定揚程是根據滿負荷時水泵的揚程需求確定，而部分負荷運行工況下冷水流量遠小于額定水流量，管程阻力損失也小于設計值，水泵實際運行揚程小于額定揚程，效率也明顯小于額定效率（80%左右）。而7#泵作為備用水泵，長時間未運行，出水管手動閥處于半開狀態，且已無法調節。因此管路阻力較大，水泵揚程17.5m明顯大于額定揚程，水泵效率為73%，相比其他水泵要高，但由于偏離設計工況點，效率仍小于額定效率值。

由于上述測試未在空調系統滿負荷運行工況下進行，測試時水泵為部分負荷運行狀態，無法反映設計工況的結果。結合夏季高峰負荷下補充測試的結果，并參考實際運行記錄的數據，表明設計工況下水泵效率在75%左右。此時，水泵的揚程與額定揚程接近，但相比額定效率仍偏低，同時也低于GB 19762-2007《清水離心泵能效限定值及節能評價值》中水泵能效限定值。

對于次級泵，測試其在單泵運行下的效率如表5所示，水泵的輸入功率為電機配電功率的75%左右，匹配電機功率偏大。

在部分負荷工況下，次級冷凍泵偏離高效區運行，水泵效率只有50%左右，補充測試結果及高峰負荷下空調系統運行記錄數據顯示，而在滿負荷工況下，次級泵效率在65%左右，也明顯低于額定值，且小于標準中能效限定值，比節能評價值低近20%。

在空調冷凍水系統中，輸送設備的能耗占相當大的分量。一般可采用水輸送系數（WTFchw）來判斷空調水系統的節能特性[4-5]， 通過系統測試現有冷凍水系統的 WTFchw值，在1#、6#初級泵與次級泵搭配運行時約為17，在其他初級泵與次級聯合運行時約為25。

在GB/T 17981-2007《空氣調節系統經濟運行》標準中規定，典型工況下冷凍水輸送系數限定值為35，而該系統的冷凍水輸送系數明顯偏小。其中1#、6#初級泵與次級泵聯合運行時，初級泵與次級泵不匹配，水量不平衡，冷凍水通過平衡管在負荷側循環，從而影響冷凍水整體的輸送效率，導致冷凍水輸送系數還不到限定值的一半。

3.2.3冷卻水系統

針對冷卻泵單臺運行時，其效率的測試結果如表6所示。1#～4#水泵的輸入功率為電機配電功率的75%左右，能確保水泵不過載。而5#、6#水泵的輸入功率均占電機配電功率的95%以上，實際上這是關小了這兩臺水泵進出口閥的測試結果，因而實際上在水閥全開的情況下，這兩臺泵存在過載而燒泵的危險。關小進出口水閥雖避免了過載的情況，但水泵的系統效率將大大降低。水泵的系統效率是指計算水泵效率時，揚程選用有效揚程，不包括克服調節水閥的阻力壓降。通過測試數據分析計算，5#、6#水泵的有效揚程只有實測揚程的68%，水泵的系統效率約為42%，能源浪費嚴重。

在冷卻水系統中，可用冷卻水輸送系數（WTFcw）來衡量其節能特性，在GB/T 17981-2007《空氣調節系統經濟運行》標準中規定，典型工況下冷卻水輸送系數限定值為30，通過系統測試表明：當只運行1#冷卻泵時，冷卻水輸送系數WTFcw為62，該水泵的輸送效率雖然高，但實際上由于1#冷卻泵流量與冷水機組不匹配，將影響冷卻水系統的散熱效果，從而降低冷水機組以及冷卻塔的運行效率，冷源系統的總能耗將增加，反而得不償失；當運行2#～4#冷卻泵時，冷卻水輸送系數WTFcw為36左右；當運行5#、6#冷卻泵時，冷卻水輸送系數WTFcw僅為20，這是因為該水泵為了匹配無風扇冷卻塔噴水的壓力需求，揚程較大，當與其它冷卻塔聯合使用時，不得不關小進出口閥門避免水泵過載，導致水泵偏離高效區運行，輸送效率降低。

3.2.4冷源系統

冷源系統能效測試分為三種工況進行，即分別測試小組內開啟一臺冷水機組（僅有開啟2#冷水機組）、開啟兩臺冷水機組（開啟2#、2A#冷水機組）及開啟多組冷水機組（開啟2#、2A#、3#、3A#、5#機組）時的冷源系統能效。具體測試結果如表7所示，表中結果已取平均值。

在標準JGJ 177-2009《公共建筑節能檢測標準》中規定，在水冷冷水機組單臺額定制冷量大于1163kW時，冷源系統能效系數檢測值應大于3.1。從表7中可以看出，當冷源系統在工況一下運行時，冷源系統能效系數COPS為3.06，小于限定值；而當冷源系統處于工況二時，冷源系統能效系數COPS為3.37，滿足標準要求；在第三工況時，冷源系統能效系數COPS為2.34，在夏季高溫季節，供冷負荷較大，需開啟多臺機組，由于缺少檢測控制系統，無法根據負荷需求有效的確定冷水機組以開啟數量，因此冷源系統能效較低。

3.2.5空調風系統

對空調機組進行了抽檢，測試范圍涵蓋西樓公共區域、餐廳及東、西樓設備層，各空調機組的送風量的測試結果以及與其相應額定風量的對比見圖4。從圖中可以看出，實際運行中大多數空調機組的實測風量低于其額定風量，其中AHU-M6、AHU-P10、AHU-T3這3臺空調機組的風量低于額定風量的80%，這是由于空調機組運行時間長，過濾器普遍積塵嚴重，導致阻力增加，風量減小?？照{機組只有水閥調節一個控制手段，當負荷較低時，只能通過減少送回風溫差來改變供冷量，風系統大風量小溫差運行，導致空調風系統能源輸送效率偏低。

同樣對新風機組進行抽檢，測試各新風機組送風量與其相應額定風量的對比見圖5。從圖中可以看出：實際運行中未裝變頻器的FAU-R2、FAU-R8新風機組的實測風量與額定風量接近；而裝了變頻器的FAU-T25、FAU-T30、FAU-T5新風機組由于溫度傳感器故障，均為工頻運行，實測風量與額定風量相當；其它新風機組均處于30HZ下運行，實測送風量低于額定風量的50%。由此可以看出，雖有部分新風機組裝有變頻器，但由于溫度傳感器故障等因素影響，新風機組處于工頻或默認最低頻率30HZ下運行，新風系統無法根據室外氣象條件以及負荷需求，對控制參數進行實時設置，無法實現變風量調節。新風系統無法確保滿足室內新風需求，在過渡季節，未能有效的利用新風制冷，存在較大的改進空間。

4.空調系統節能改造措施分析

4.1優化運行管理

原空調系統設計是將冷水機組以小組形式進行控制，因而經常出現冷凍水和冷卻水從未開機組側旁通的現象，另外初級、次級冷凍泵流量存在不匹配，冷凍水常在負荷側循環，系統易出現大流量小溫差現象，由此造成能源浪費，影響整個系統的運行效率。

根據以上幾點，可以針對性的對空調系統運行管理進行優化。一方面，關閉未使用的冷水機組手動閥門，使得冷水全部從開啟的冷水機組中流過，提高冷水利用率；另一方面，依據負荷調節冷凍水泵開啟臺數和冷凍水總管閥門開度，使之與冷水機組相互匹配，并保證初級、次級冷凍泵匹配，減少不必要的能源消耗。

4.2空調冷水機組替換

通過對空調系統現場測試表明，冷水機組運行COP只有3.85～4.13，低于國家標準中能效限定值4.20，機組冷媒為R12，是已禁止生產與使用的制冷劑。從酒店管理方了解，由于目前所用水冷機組故障頻繁，業主有意將老機組替換成高效、適用的機組，以保障空調系統的運行安全達，同時達到節能的目的。

酒店已經新增了2臺550RT的變頻螺桿機，根據酒店的配置需求，建議首先新增3臺1100RT離心機，替代原有三組單冷機組（6臺550RT）。另外根據需求，可以再更換2臺200RT的全熱回收機組，替代原有的部分熱回收機組，提高冷熱綜合利用效率。

4.3水泵替換及變頻

為確保水泵流量與冷水機組流量要求相匹配，根據冷水機組的更換規劃，對相應水泵進行替換。對于初級冷凍泵，可以新增3臺45kW冷凍水初級泵與1100RT離心機組匹配，新增2臺22kW冷凍水初級泵與550RT變頻螺桿機匹配，結合原有2臺11kW冷凍水初級泵與200RT熱泵機組匹配，保證冷凍水一次環路冷量的輸配要求。對于冷卻水泵，建議新增2臺37kW冷卻泵與550RT變頻螺桿機匹配，同時保留2#～4#與1100RT離心機組匹配。次級冷凍泵沿用原來6臺55kW泵，并對次級泵進行變頻改造，使初級、次級冷凍泵輸送水量相互匹配，保證末端的供水穩定，同時提高冷凍水二次環路的輸送效率。

4.4空調風系統改造

酒店空調風系統包括全空氣系統和風機盤管加新風系統兩種，其中酒店裙樓部分采用全空氣系統，客房、公寓及辦公寫字樓采用風機盤管加新風系統。原系統限于八十年代的技術水平，采用定風量系統，無法根據負荷以及風量需求進行無級變風量調節，造成能源的浪費。部分新風機組雖有裝有變頻器，但由于溫度傳感器故障等因素影響，新風機組處于工頻或默認最低頻率30HZ下運行，新風系統無法根據室外氣象條件以及負荷需求，對控制參數進行實時設置，無法實現變風量調節。此外室內風機盤管與新風機組控制系統均為獨立存在，在冬季或過渡季節，存在同時供冷供熱現象，冷熱抵消，能源浪費嚴重。這多方面的因素造成部分區域空調末端系統無法完全滿足實際使用的需求。

建議末端設備進行變頻改造，通過對風系統中的主要設備（如空調機組、新風處理機組和新風機等）加裝變頻裝置，通過控制系統實現風量的連續調節，以適應不同時期賓館的用冷和舒適性要求。同時增加末端精細化管理控制系統，選用基于室內多測溫點的全局優化控制方法，即通過在賓館室內各區域廣泛的安裝溫度傳感器、濕度傳感器、CO2濃度傳感器等，對室內空氣品質進行監測，以此為依據對空調機組的冷凍水供水量和風機的風量輸出進行合理調節，在滿足室內舒適性條件下，達到節能降耗的目的。

5.結論

通過對酒店建筑的能耗統計，分析了該建筑的能耗構成及空調系統能耗，并按照GB/T 17981-2007《空氣調節系統經濟運行》、JGJ 177-2009《公共建筑節能檢測標準》、JGJ 176-2009《公共建筑節能改造技術規范》等標準及規范的相關要求，對空調系統實際運行情況進行檢測診斷，分析目前該建筑空調系統主要存在以下幾個主要問題：1）空調冷水機組、冷卻水泵、冷凍水泵、冷卻塔等主要設備已運行長達29年，以致性能下降、出力衰減、故障率上升。2）此外空調系統設備配置、工藝流程已落后于現行節能環保標準，原機組冷媒為R12，是禁止生產與使用的制冷劑。3）空調系統各設備運行效率下降，冷水機組COP、水泵效率、水系統輸送系數、冷源運行能效等均低于國家及行業標準要求。4）空調系統自動化控制水平低，控制系統老舊、部分功能失效，缺乏系統性的智能監測控制手段， 無法及時發現設備在運行中發生的故障及系統存在的能源漏洞，如冷凍水及冷卻水旁通風機盤管與新風系統冷熱同供等，導致整個系統運行效率低，能源浪費嚴重。

根據上述主要問提出了部分改造措施，分別是優化運行管理、空調冷水機組替換、水泵替換及變頻、空調風系統改造。其中，優化運行管理不需要投資費用，但是對建筑物業管理人員的操作要求較高，應由專業人員提供詳細指導；冷水機組的替換初投資較大，同時產生的節能量也較大，鑒于業主自身也有替換主機的想法，在條件允許的情況下應首先考慮，根據建筑實際所需負荷配置，更換高效機組，以達到更好的節能運行效果。水泵替換及變頻改造初投資相對較小，替換水泵使其與冷水機組更加匹配，通過水泵變頻保證供水穩定，提高水系統的輸送效率。

廣州市公共建筑空調系統能耗巨大，公共建筑空調系統測試評估主要是從系統運行管理與設備運行能效兩方面入手，通過對空調系統的運行檢測分析，挖掘出重點節能環節，依據現場測試及模擬分析綜合判斷其節能空間，能為建筑空調系統節能改造提供參考。

參考文獻

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