浙江省《民用建筑碳排放計算標準》中暖通空調運行碳排放計算方法

丁 德 吳佳艷 寧太剛 張蔚琳△ 陳泓蓓

(1.浙江大學建筑設計研究院有限公司,杭州;2.浙江大學,杭州)

0 引言

我國建筑領域的碳排放量約占全社會碳排放量的50.9%,其中建筑運行階段碳排放量約占全社會碳排放量的21.7%[1],建筑運行過程中,暖通空調運行碳排放量約占建筑運行碳排放量的30%～40%。建筑領域碳排放控制越來越受到社會重視,在GB 55015—2021《建筑節能與可再生能源利用通用規范》(以下簡稱《通用規范》)中明確提出建設項目可行性研究報告、建設方案和初步設計文件應包含建筑能耗、可再生能源利用及建筑碳排放分析報告。為了配合建筑碳排放分析工作的開展,依據浙江省住房和城鄉建設廳要求,浙江省啟動編制工程建設標準《民用建筑碳排放計算標準》(以下簡稱《省標》)并即將發布,《省標》編制過程中對GB/T 51366—2019《建筑碳排放計算標準》作了補充與完善,旨在提高在浙江省范圍內實施國家標準的可操作性。本文就暖通空調運行的碳排放量計算在編制過程中的探索與特點進行介紹。

1 計算方法與邊界

1.1 計算方法

目前二氧化碳排放量的計算方法主要概括為3種:排放因子法、質量平衡法、實測法。排放因子法是適用范圍最廣、應用最為普遍的一種碳核算方法。建筑運行的碳排放量主要是建筑用能設備運行過程中的能源消耗量,碳排放因子為相應能源類型的碳排放因子。計算公式分別為

(1)

(2)

式(1)、(2)中C為建筑運行碳排放量,t/a;Em為第m類能源年消耗量,運行階段采用能源賬單法核算,設計階段則采用預測法計算,化石能源以能源熱值表達,電力能源以用電量表達,市政熱力以熱量值表達,根據能源類別確定單位;Fm為第m類能源的碳排放因子,根據能源類別確定單位;Em,n為第n類系統的第m類能源年消耗量,包括電力、燃氣、石油、市政熱力等,根據能源類別確定單位;Rm,n為第n類系統年消耗的由可再生能源系統或建筑分布式自發電裝置提供的第m類能源量,根據能源類別確定單位。

其中,電力的碳排放因子統一采用由生態環境部公布的區域電網平均碳排放因子,市政熱力碳排放因子根據國家發展和改革委員會的《公共建筑運營企業溫室氣體排放核算方法和報告指南(試行)》確定,化石能源的碳排放因子按式(3)計算。

Fm=3.67Cm?m

(3)

式中 3.67為二氧化碳與碳的摩爾質量之比;Cm為第m類化石能源單位熱值含碳量,t/TJ;?m為不同化石能源燃燒的碳氧化率。

常用化石能源的單位熱值含碳量、碳氧化率及碳排放因子見表1。

表1 常用化石能源的單位熱值含碳量、碳氧化率及碳排放因子

需要說明的是,對于建筑分布式自發電裝置(如冷熱電聯供設施)提供的能源,在計算碳排放量時,建筑用電的碳排放因子依然采用生態環境部公布的電網平均碳排放因子,但是建筑能耗計算中的計算結果應扣除冷熱電聯供設施生產及提供的電量及余熱量。同時,冷熱電聯供設施發電所消耗的化石能源計入建筑化石能源的用量。

1.2 計算邊界

通過分析2010—2019年浙江省民用建筑運行碳排放的全省能源平衡表,民用建筑運行過程中,直接碳排放量平均占比為22%,間接碳排放量平均占比為78%,如圖1所示。浙江省民用建筑運行的直接碳排放主要發生在燃氣(油)鍋爐及炊事化石燃料的使用中。

圖1 浙江省2010—2019年直接碳排放量與間接碳排放量占比

鑒于建筑最終碳排放賬單數據以統計局能源平衡表數據為依據,能源平衡表數據對建筑碳排放量計算邊界進行全覆蓋,因此《省標》通過比較國內現有相關能耗及碳排放量標準計算邊界,對民用建筑運行碳排放量的計算邊界相較GB/T 51366—2019《建筑碳排放計算標準》作了擴展。浙江省民用建筑運行碳排放量計算邊界包括暖通空調系統、給排水系統、電氣系統、炊事燃料、可再生能源系統在建筑運行期間的碳排放量。表2給出了民用建筑碳排放量計算與應用邊界。

表2 民用建筑碳排放計算與應用邊界

1.3 建筑運行名義工況

由于建筑實際運行管理過程中存在較大差異,碳排放預測模擬的模型不可能完全與所有建筑物的實際運行使用一致,只能無限接近實際運行使用狀態。預測模擬的模型越接近實際使用狀態,預測模擬結果越能對建筑設計的減碳優化具備指導意義。如果將建筑視同定制化“產品”,為了比較“產品”的“出廠碳效”,統一碳排放的分析比較基礎,《省標》借鑒了能耗產品的能效標識做法,規定了浙江省內民用建筑運行碳排放的“建筑運行名義工況”,即在進行碳排放量的預測模擬計算時,建筑的標準使用運行模式包括建筑物的標準使用模式和建筑設備的標準運行模式。

1.3.1建筑物的標準使用模式

建筑物的標準使用模式邊界條件包括建筑運行時間、空調和供暖系統的日運行時間、供暖空調區室內外溫度、不同類型房間人均占有的建筑面積、人員在室率,以及照明、電氣設備、新風的使用率等。不同的建筑運行碳排放量計算方法對于建筑物標準使用模式的邊界要求不同。例如逐時法的室外氣象參數、不同類型房間的人員在室率及照明、電氣設備、新風的使用率按時平均確定;而逐月法按月平均確定。《通用規范》采用逐時計算的方法,浙江省節能標準體系已具有完整的逐時氣象數據庫,原有的建筑節能計算方法體系也采用逐時計算的方法,因此《省標》延續逐時計算的方法,建筑物的標準使用模式邊界條件基本與《通用規范》保持一致。

1.3.2暖通空調設備(建筑設備)的標準運行模式

作為建筑設備的暖通空調設備的標準運行模式包括:

1) 蒸氣壓縮循環冷水(熱泵)機組、溴化鋰吸收式機組、熱水鍋爐等集中冷熱源空調系統,各冷熱源機組部分負荷運行時采用運行機組負載率最大的“臺數優先”控制;多聯機系統、分體空調系統等分散冷熱源系統,由于1臺(套)空調冷熱源設備對應1個(或1組)房間,建筑運行名義工況中每個房間使用時間等標準使用模式邊界條件均已確定,不存在1個系統中局部房間不使用或無負荷狀態,因此部分負荷運行時不考慮冷熱源、輸配設備的臺數控制。

2) 由于建筑運行名義工況確定了各房間逐時運行狀態,因此部分負荷時,空調末端處理設備不考慮臺數控制,多聯機系統不考慮室內負荷不均勻指數[2]的影響。

3) 部分負荷運行時,啟動的設備按相同負載率,即負荷分攤方式運行。

4) 對于使用側或用戶側變流量系統,為統一與簡化計算模型,計算時忽略末端表冷器或熱盤管流量變化引起的換熱能力變化,制冷與供熱的水溫按設計工況供水溫度定溫差控制,末端流量與冷熱負荷呈線性關系。定頻循環冷水泵與冷水(熱泵)機組通過水系統的壓差旁通保持定流量定速運行。變頻循環冷水泵根據供回水管壓差變速運行。為保護低頻低流量下的冷水機組與水泵電動機的安全,變頻循環水泵轉速變化下限按工頻的50%計算,即變流量下限為50%額定流量,低于50%額定流量時,按50%額定流量定轉速運行,冷水(熱泵)機組根據所承擔負荷通過調節離心機葉輪開度或螺桿機滑閥開度等方式調節供冷量匹配負荷,計算逐時能耗。對于源側變流量系統,冷水(熱泵)機組的冷卻水采用定溫差控制,冷卻水流量與冷負荷呈線性關系。變頻循環水泵根據冷卻水供回水運行溫差反饋值變速運行,轉速變化下限按50%額定流量確定,低于50%額定流量時,按50%額定流量定轉速運行。冷水(熱泵)機組根據所承擔的負荷計算逐時能耗。

2 冷熱源運行碳排放

根據逐時空調冷熱負荷、空調冷熱源主機運行效率及運行時間進行能耗計算,根據不同能耗類型的碳排放因子核算其碳排放量。能耗計算公式為

(4)

Li,j=Qjζi

(5)

(6)

式(4)～(6)中EC為建筑單體空調冷熱源年能耗,kW·h,化石能源以能源熱值表達,電力能源以用電量表達,市政熱力以熱力提供熱量值表達;Li,k為第i時刻第k幢建筑的主機承擔的總冷(熱)負荷,kW;Li為第i時刻主機承擔的總冷(熱)負荷,kW;Li,k/Li為第i時刻區域冷熱源下單幢建筑的冷熱源能耗占比,對于單幢建筑獨立冷熱源系統,Li,k=Li,下文輸配系統的能耗分攤同;Yi,j為第i時刻第j臺主機的啟停狀態,取1或0;Li,j為第i時刻第j臺主機承擔的冷(熱)負荷,kW;εi,j為第i時刻第j臺主機運行效率;Qj為第j臺主機規定工況下的制冷(供熱)量,kW;ζi為第i時刻主機的負載率,建筑運行名義工況按所有啟動主機的負載率相等計算。

在計算空調冷熱源碳排放量時,考慮免費冷熱源利用、主機臺數控制、主機運行效率變化的影響。

2.1 考慮免費冷熱源利用

設備承擔的總冷(熱)負荷與建筑計算冷(熱)負荷不同。建筑計算冷(熱)負荷與建筑本身的圍護結構熱工特性、建筑的室外壞境、建筑的標準使用模式有關,一部分由空調設備承擔,當設置了免費冷熱源利用措施時,計算空調設備承擔的總冷(熱)負荷應將免費冷熱源承擔的冷(熱)負荷從建筑計算冷(熱)負荷中扣除。因此空調冷熱源承擔的總冷(熱)負荷為

Li=LAi-LFi

(7)

式中LAi為第i時刻建筑冷(熱)負荷,kW;LFi為第i時刻免費冷熱源承擔的冷(熱)負荷,kW。

2.1.1全新風免費冷源

當設置了過渡工況全新風免費冷源時,第i時刻全新風免費冷源承擔的冷負荷為

(8)

式中hni,j為第i時刻第j臺空調末端機組服務的室內空氣的比焓,kJ/kg;hoi為第i時刻機組新風入口的空氣比焓,kJ/kg,取典型氣象年中第i時刻室外空氣比焓;Gi,j為第i時刻第j臺設置了過渡工況全新風免費冷源利用措施的空調機組總送風量,kg/s;Gxi,j為第i時刻第j臺空調機組的設計新風量,kg/s。

2.1.2排風熱回收

當設計采用排風熱回收措施時,若新風系統利用排風熱回收承擔冷負荷,則

(9)

式中c為比熱容,kJ/(kg·℃)。

若新風系統利用排風熱回收承擔熱負荷,則

(10)

式(9)、(10)中Gpi,j為第i時刻第j臺排風熱回收機組的排風量,kg/s;ηh為排風熱回收機組全熱交換效率;toi為第i時刻排風熱回收機組新風入口空氣溫度,℃,取典型氣象年中第i時刻室外空氣溫度;tni,j為第i時刻第j臺排風熱回收機組排風入口空氣溫度,℃,取第j臺排風熱回收機組服務的室內空氣溫度;ηt為排風熱回收機組顯熱交換效率。

2.1.3凝結水熱回收

當設計采用蒸汽凝結水熱回收措施時,凝結水熱回收承擔的熱負荷為

(11)

式中c為水的比熱容,4.2 kJ/(kg·℃);th為蒸汽換熱后的凝結水溫度,℃,一般取80 ℃[3];tc為凝結水熱回收后溫度,℃,對于僅回收熱量的間接換熱系統按凝結水換熱后的設計值確定,對于同時回收凝結水熱量與水量的系統按20 ℃取值;q為蒸汽汽化潛熱,kJ/kg,按設計飽和蒸汽壓力取值。

2.2 考慮冷熱源主機臺數控制

集中冷熱源的空調系統部分負荷運行時,各冷熱源機組采用“臺數優先”控制。例如對于設計工況冷負荷L0,配置4臺相同規格制冷機組,單機制冷量為0.25L0,相應配置4套相同規格的冷水循環泵、冷卻水循環泵及冷卻塔,在部分負荷運行時,不同臺數控制對應的負載率見表3。

表3 冷熱源主機臺數控制策略

表3中70%負荷率時,主機可以啟動4臺運行(負載率70%),也可以啟動3臺運行(負載率93%)。實際運行時,冷熱源機組往往采用最高效率尋優算法控制,臺數控制未必是所有機組最高效運行的方式。臺數控制優先還是主機效率優先,需要綜合考慮機組效率、輸配能耗、冷卻設備能耗進行判斷。在碳排放計算時,為簡化模型統一計算邊界,建筑運行名義工況下各冷熱源機組采用運行機組“臺數優先”控制策略。

臺數控制時,第i時刻第j臺主機啟停狀態Yi,j判定邏輯為:從大到小累加第1～j臺主機制冷(供熱)量,當累加制冷(供熱)量小于第i時刻空調冷熱源承擔的負荷時,第j臺主機開啟,繼續依次累加下一臺主機制冷(供熱)量并作判定;當累加制冷量大于第i時刻空調冷熱源承擔的負荷,并且該臺主機制冷(供熱)量小于等于剩余末開啟主機中能單獨承擔所需剩余負荷的制冷(供熱)量時,該主機開啟;其余情況下該主機停止運行。

因此,Yi,j的數學表達式為

(12)

對于分散冷熱源的空調系統,不考慮分散冷熱源空調系統的主機臺數控制,即分散冷熱源空調系統的Yi,j=1。

2.3 考慮冷熱源主機的運行效率變化

民用建筑冷熱源主機的運行效率受主機制冷(供熱)溫度、散熱(取熱)溫度、負載率等多因素影響。《省標》通過對浙江省各類常用冷熱源主機運行效率的產品軟件計算數據的采集匯總與分析,形成各類冷熱源主機通用的運行效率擬合數學模型。預測計算以所采用的產品檢測報告數據為準,當沒有明確的產品檢測報告數據時,則以《省標》中相應類型的冷熱源主機模型計算。《省標》冷熱源主機運行效率模型見表4。

以水冷冷水機組制冷、熱水鍋爐供熱的常規冷熱源系統為例,《省標》編制組對蒸氣壓縮循環冷水機組建立主機效率數學模型的步驟如下:

1) 對浙江省市場各主要品牌份額較大的主流產品在不同運行工況下采用選型軟件計算得出的性能數據進行計算、匯總。樣本包含離心機組22臺,螺桿機組25臺,磁懸浮機組8臺,渦旋機組3臺;變頻機組30臺,定頻機組28臺;額定制冷量127～7 000 kW。對樣本機組冷水溫度范圍4～14 ℃(步長1 ℃)、冷卻水溫度范圍18～35 ℃(步長1 ℃)、負載率范圍10%～100%(步長10%)的性能數據進行統計。

2) 分析影響單臺主機效率的自變量。根據文獻[4],蒸氣壓縮循環冷水機組運行效率與冷源的冷凝溫度、蒸發溫度、主機負載率、壓縮機類型、變流量等因素相關。逐一對單臺主機單自變量構建數學模型,以矯正擬合優度作為擬合度評價,利用Origin軟件對模型求解并分析和檢驗單個因素的影響規律。對主流機型與產品的數值擬合曲線分析,冷水(熱泵)機組的效率與機組的負載率呈二次冪多項式關系,與使用側供水溫度、熱源側或放熱側溫度呈線性關系,且矯正擬合優度均大于0.9。

3) 根據2)計算分析的自變量與因變量關系結果,構建同一類型冷水(熱泵)機組的多自變量數學模型如下:

εi,j=ε0j[1+k1(tC0-tCi)+k2(tE-tE0)]×

[k3(100%-ζi)2+k4(100%-ζi)+1]

(13)

式中ε0j為第j臺主機規定工況下的運行效率;k1～k4為主機性能擬合系數;tC0為與ε0j對應規定工況下主機熱源側(或放熱側)溫度,℃;tCi為第i時刻主機運行工況下熱源側(或放熱側)溫度,℃;tE為運行工況下主機使用側供水溫度,℃;tE0為與ε0j對應規定工況下主機使用側供水溫度,℃。

不同類型機組各項溫度取值見表5。

表5 不同類型機組各項溫度取值

2) 水環熱泵式、地下水熱泵式、地埋管熱泵式、地表水熱泵式機組的規定工況數據來自于GB/T 19409—2013《水(地)源熱泵機組》。

3) 雙工況(乙二醇)單冷式機組的規定工況數據來自于JGJ 158—2018《蓄能空調工程技術標準》。

4)tWi為典型氣象年第i時刻室外濕球溫度。

5)tDi為典型氣象年第i時刻室外干球溫度。

4) 將冷水機組按表6分類,不同品牌、不同規格、相同類型機組的所有數據代入式(13),以均方根誤差RMSE作為擬合度評價,利用Origin軟件對模型求解以獲取同一類型主機不同品牌的相對平均的運行效率擬合公式,并進行分析與檢驗,使同一類型主機各產品的RMSE相對最小。RMSE反映了數據與擬合線之間的離散程度,其數據越小,表示擬合的模型離散程度越小。

表6 水冷冷水機組擬合模型分類

擬合得到不同類型機組的k1～k4,如表7所示,負載率、冷卻水溫度、冷水溫度、主機運行工況與規定工況下的效率比的關系如圖2所示。

圖2 水冷冷水機組運行效率變化趨勢

表7 部分水冷冷水機組制冷k1～k4

采用同樣方法對燃氣與燃油熱水鍋爐數據進行處理,鍋爐運行工況的計算效率受燃燒空氣進風溫度、鍋爐負載率、進出水溫度影響。民用建筑供暖鍋爐的燃燒空氣經過鍋爐房內鍋爐與煙囪的輻射加熱,溫度影響相對較小;且民用建筑名義運行工況的供暖供回水溫度按設計工況溫度運行,因此鍋爐運行工況的計算效率僅考慮供暖負載率變化的影響。對于多段火調節鍋爐與比例調節鍋爐,其運行效率的計算式為

(14)

式中η0j為第j臺鍋爐規定工況下的運行效率;m1～m4為熱水鍋爐效率擬合系數,見表8;z為鍋爐運行效率分段曲線交點所對應的負載率。

表8 熱水鍋爐制熱m1～m4及z

鍋爐負載率、運行工況與規定工況下的效率比的關系如圖3所示。

圖3 熱水鍋爐運行效率變化趨勢

3 輸配系統運行碳排放

輸配系統碳排放包括暖通空調使用側循環泵、熱源側(或放熱側)循環泵、油泵等的能源消耗造成的碳排放。

3.1 空調循環泵

空調循環泵包括使用側冷熱水循環泵、使用側乙二醇泵、熱源側(或放熱側)循環泵等,循環泵的能耗根據泵的實際運行功率、運行時間進行計算。

(15)

(16)

式(15)、(16)中Ep為建筑單體循環泵年運行能耗,kW·h;Ypi,j為第i時刻第j臺循環泵啟停狀態,取1或0;Npi,j為第i時刻第j臺循環泵的運行輸入功率,kW;Gp0,j為第j臺循環泵設計工況流量,m3/h;Hp0,j為第j臺循環泵設計工況揚程,m;ρr為循環流體密度,kg/m3,水的密度取103kg/m3,乙二醇密度取1.03×103kg/m3;g為自由落體加速度,m/s2,取9.8 m/s2;φpi為第i時刻循環泵有效功率的負載率修正系數;ηpi,j為第i時刻第j臺循環泵的效率。

在計算空調使用側循環泵碳排放量時,需考慮循環泵臺數控制、負載率、運行效率的影響。

3.1.1考慮循環泵臺數控制

與冷熱源主機碳排放計算一樣,集中冷熱源空調系統在部分負荷運行時,循環泵采用“臺數優先”控制策略。Ypi,j的數學表達式為

(17)

當循環泵與冷熱源主機對應配置時,Ypi,j=Yi,j,即主機停止運行,相應循環泵也同樣停止運行。

式(17)中,使用側與熱源側(或放熱側)循環水泵承擔的冷(熱)負荷不同。使用側循環泵承擔的冷(熱)負荷為

Lpi=Li

(18)

對于熱源側(或放熱側)循環泵則需要考慮壓縮機運行放熱量,因此熱源側(或放熱側)循環泵承擔的冷(熱)負荷為

(19)

式中μj為第j臺主機冷凝熱回收量與總冷凝散熱量的比值,若未設置冷凝熱回收系統,則μj取0。

相應地,設置冷凝熱回收系統的熱水循環泵承擔的熱負荷為

(20)

3.1.2考慮循環泵的負載率影響

循環泵的有效功率計算式為

(21)

式中N′為循環泵有效功率,kW;G為循環泵流量,m3/h;H為循環泵揚程,m。

1) 循環泵定頻運行。

定頻循環泵的輸配水量及轉速不會隨著末端負荷的改變而變化,整個運行過程中,循環泵的有效功率均為設計工況有效功率,即有效功率的負載率修正系數φpi=1。

2) 循環泵變頻運行。

當采用變頻水泵時,運行控制策略可以采用定靜壓與變靜壓控制。定義水泵的負載率為

(22)

式中ξpi為第i時刻循環泵的負載率,考慮到冷熱源系統最小流量要求及循環泵電動機保護的需要,ξpi低于50%時按50%運行。

當循環泵在定靜壓控制策略下運行時,理想定靜壓控制策略下,循環泵揚程H不變,因此循環泵的軸功率與水泵流量呈線性關系,有效功率的負載率修正系數為

(23)

式中N′pi,j為第i時刻第j臺循環泵的有效功率,kW;N′p0,j為第j臺循環泵的設計工況有效功率,kW;Gpi,j為第i時刻第j臺循環泵的運行流量,m3/h。

當循環泵在變靜壓控制策略下運行時,理想變靜壓控制策略下H=SG2(其中S為管道阻抗),因此當S不變時,循環泵的軸功率與水泵流量呈三次冪關系,有效功率的負載率修正系數為

(24)

3.1.3考慮循環泵變頻的效率變化

循環泵運行效率包含循環泵工作點效率、電動機效率、傳動效率。對于變頻循環泵,工作點效率與傳動效率不變,基本與設計工況一致;但是電動機效率與變頻器效率隨轉速變化,文獻[5]給出了電動機效率及變頻器效率與電動機轉速的關系曲線,文獻[6]通過曲線擬合得出了利用電動機轉速計算電動機效率及變頻器效率的公式。因此,循環泵效率為

ηpi,j=ηbjηdjηei,jηci,j

(25)

ηei,j=0.941 87(1-e-9.04ξpi)

(26)

(27)

式(25)～(27)中ηbj為第j臺循環泵設計工況工作點效率;ηdj為第j臺循環泵傳動效率,取0.98;ηei,j為第i時刻第j臺循環泵電動機效率;ηci,j為第i時刻第j臺循環泵變頻器效率。

3.2 供油泵

民用建筑的供油泵主要用于燃油鍋爐的油輸配系統中。供油量屬于消耗量,不屬于循環量,供油泵全年能源消耗量按鍋爐總耗油量計算。供油泵間歇運行時,將室外油罐儲油泵向室內日用油箱,因此運行時揚程和效率均維持與設計工況一致。

(28)

式中Eo為建筑單體油泵年運行能耗,kW·h/a;Ec為燃油鍋爐年能耗,kW·h/a,按式(4)計算;Ho為油泵設計揚程,m;σ為燃油低位發熱值,kJ/kg,取42 705 kJ/kg;ηo為油泵效率,設計文件未明確時,取0.4。

4 風系統運行碳排放

民用建筑暖通空調的風系統碳排放包括空調末端處理設備、通風系統的能源消耗造成的碳排放。其中,通風系統中不考慮消防防排煙、事故通風等涉及人民生活安全的應急通風專用系統。

4.1 空調末端處理與通風系統設備

風機能耗根據實際運行功率、運行時間進行計算。

(29)

式中Ef為風機總能耗,kW·h;φfi為第i時刻風機有效功率的負載率修正系數;Nf為所有風機設備的輸入功率之和,kW,對于電壓220 V的風機,如風機盤管、多聯機的室內機、換氣扇等,采用產品方提供的輸入功率,對于電壓380 V的風機,根據式(30)計算:

(30)

式中Gf0,j為第j臺風機的設計風量,m3/h;pf0,j為第j臺風機的設計風壓,Pa;ηfdj為設計工況下第j臺風機的效率;ηfej為第j臺風機的電動機及傳動效率,取0.855。

與輸配系統循環泵類似,在計算空調末端處理設備的能耗時,需要考慮負載率對能耗的影響。末端空調設備風機定頻運行時的負載率修正系數φfi取1;當末端空調設備風機變頻運行時,若采用定靜壓變風量控制策略時,負載率修正系數為

(31)

式中ξfi為第i時刻末端空調設備風機的負載率;Gfi,j為第i時刻第j臺末端空調設備風機的運行風量,m3/h;LA0為設計工況下的建筑冷(熱)負荷,kW。

考慮到風機電動機保護的需要,ξfi低于40%時按40%運行。

當末端空調設備風機變頻運行時,若采用變靜壓變風量控制策略,負載率修正系數為

(32)

4.2 冷卻塔風機

建筑冷卻塔風機能耗按每170 kW(制冷量)1 kW計算[7]。因此,全年冷卻塔風機能耗為

(33)

式中Efc為建筑單體冷卻塔風機年運行能耗,kW·h。

5 結論

《省標》具有以下特點:

1) 相比現行國家標準,對民用建筑運行碳排放量的計算邊界作了擴展與延伸,民用建筑碳排放計算覆蓋了全壽命周期的全邊界。

2) 將建筑視同定制化用能“產品”,定義了建筑運行名義工況,統一了民用建筑運行碳排放邊界條件。

3) 補充了暖通空調各系統的詳細算法,給出空調冷熱源、輸配、末端空氣處理設備及通風風機的運行能耗與碳排放量計算公式,為碳排放量計算軟件化提供了依據。

《省標》對碳排放量計算邊界的延展與計算方法的深化,提高了在浙江省范圍內建筑碳排放量計算的可操作性,也配套用于銜接國家即將編制發布的《零碳建筑計算標準》,能更好地貫徹國家碳達峰碳中和的戰略方針。