摘要：针对广州市某酒店进行了能耗统计及中央空调系统运行性能测试。对测试数据进行分析，通过空调系统检测及评价标准相关要求，评估空调系统实际运行状况，并制定了相应的节能改造技术措施。

　　关键词：空调系统；性能测试；节能改造

　　1.引言

　　广州地处夏热冬暖地区，建筑能耗大，其中公共建筑能耗尤为突出[1]。文献[2]通过对广州市20栋大型公共建筑年能耗进行统计分析，得到大型公共建筑平均能耗为154kWh/（m2·a），酒店类建筑为160kWh/（m2·a）。中央空调系统是酒店类建筑的重点能耗设备，其能耗约占建筑总能耗的43.7%，中央空调系统的节能运行是建筑节能降耗的有效途径。

　　本文以某酒店的中央空调系统为例，依据GB/T17981-2007《空气调节系统经济运行》、JGJ177-2009《公共建筑节能检测标准》、JGJ176-2009《公共建筑节能改造技术规范》等，通过详细调研和空调系统性能测试，对空调系统和设备目前的运行状况及能效水平进行系统的评估分析，并提出相应的整体节能改造规划，供同类建筑的节能改造参考。

　　2.空调系统概况

　　2.1建筑概况与能耗统计

　　该酒店建成于1984年，位于广州，拥有828间客、套房和数百套公寓及写字楼，建筑面积约18万m2，其中供冷面积为17.2万m2。酒店总建筑分东楼和西楼两栋，西楼有地上三十层和地下三层，建筑高度约112m，东楼为地上二十三层和地下三层，建筑高度约94m。其中1～4层为裙楼，包括酒店大堂、商场、餐厅等区域，西楼5～28层为酒店客房，东楼5～11层为写字楼，东楼12-21层为公寓。

　　酒店平均每年综合总能耗维持在7000吨标准煤以上，其中电力消耗量约占60%，中央空调系统电耗约占总电耗的70%、占综合总能耗的42%。

　　该建筑2010年每月的综合能耗、总电耗及空调电耗如图1所示。

　　从建筑综合能耗及电耗随月份的变化趋势可以看出，夏季的总能耗明显高于其他月份。由于这段时间气温升高，空调负荷加大，空调用电量也随之变大，尤其是7、8月份，其值约为冬季空调用电量的2倍。2月份的能耗较低，主要是2月天数较少，同时春节假期客流较少。

　　经过对该建筑空调系统能耗数据的统计，将空调系统的能耗分为6项，分别是冷水机组、冷却水泵、冷冻水泵、冷却塔、空调末端（包括空调机、新风机及风机盘管）、抽排风机，如图2所示。

　　从能耗拆分的结果可以发现，冷水机组耗电约占总耗电量的50%，空调末端占23%，抽排风机占11%，冷冻泵和冷却泵各占7%，冷却塔占2%。

　　2.2空调系统参数与运行情况

　　酒店中央空调冷水采用四管制系统，冷水管路为异程式设计，热水管路为同程式设计，空调机房的冷源系统提供冷水、热水至建筑各区域，通过空调机、新风机及风机盘管等末端设备实现制冷和制热，整个空调系统设备连接示意图如图3所示。

　　2.2.1空调系统参数

　　冷水机组、初级冷冻泵、次级冷冻泵、冷却泵均置于独立一栋设备机房，冷却塔位于设备机房楼顶，设备参数如表1所示。

　　2.2.2空调运行管理模式

　　空调冷水系统原设计是二次泵系统，冷源侧的初级泵为定流量，负荷侧的次级泵通过台数调节实现变流量。原系统采用大温差设计方案，冷冻水供回水温度为6℃/13℃。冷冻泵、冷却泵及冷却塔与冷水机组一一对应，其中冷水机组是以小组形式对应，两台或一台冷水机组为一组，即在编号中同一数字标号的代表同一组（如2#和2A#）。实际运行时一组冷水机组可以开一台或两台，与冷冻泵、冷却泵及冷却塔对应。

　　冷水机组以小组的形式进行安装与控制，某一小组即使只有一台冷水机组运行，两台机组蒸发侧和冷凝侧的水阀都将处于常开状态，从而导致部分水流从未开机组的蒸发或冷凝侧流过，降低了冷冻水和冷却水的有效流量，造成能源浪费。

　　酒店空调系统历史运行记录表明，在高峰负荷时，空调系统开启3组冷水机组/6台，冷水机组侧冷冻水出水温度为9℃，但供到空调末端的冷水温度为12.2℃，回水温度为14.3℃，已无法满足末端的制冷除湿要求，系统存在大流量小温差问题，这是由于冷水通过平衡管在负荷侧循环造成。

　　3.空调系统测试

　　对空调系统主要设备运行能效进行实测分析，具体测试工作包括冷水机组运行能效比、冷冻泵和冷却泵运行效率及输送系数、冷源系统运行能效等。

　　3.1测试仪器

　　测试的主要内容包括：冷冻水和冷却水流量，冷冻水的供回水温度，冷却水进出口温度，冷水机组、冷冻泵、冷却泵以及冷却塔电功率，空调机组与新风机组送回风温度、风速，室外温湿度等。

　　在检测上述数据时所需主要测试仪器仪表如表2所示

　　3.2测试结果分析及系统评价

　　3.2.1冷水机组

　　冷水机组的能耗是公共建筑空调系统能耗的重要组成部分，其运行效率对空调系统的整体效率有显著影响[3]。测试结果如表3所示，测试期间供回水的温差基本维持不变，而供回水温度略有升高，可以说明冷水机组负荷已达到最大值，因此可以用运行COP与主机额定能效比进行比较，评价冷水机组的性能。

　　由于4#、4A#冷水机组故障，已断电停用，5#冷水机组冷凝器安全阀损坏，故未对其进行测试。

　　测试结果表明，COP有明显下降，下降幅度在12%～18%不等，且均低于GB19577-2004《冷水机组能效限定值及能源效率等级》中能效限定值4.20。这与主机使用时间久（约29年），机组老化有关；且制冷量有明显的衰减，约为额定制冷量的72%～83%，一定程度上也造成能效偏低。

　　3.2.2冷冻水系统

　　针对初级冷冻泵单台运行时，其效率的测试结果如表4所示。测试结果表明，水泵的输入功率为电机配电功率的90%左右，能确保水泵不存在过载问题；水泵的进出口压力表在同一高度，进出口压差可以表示水泵的扬程，1#～6#水泵的扬程在10m左右，远小于额定扬程15m；水泵效率也比较低，在70%以下。这是因为在设计选型时，冷冻泵的额定扬程是根据满负荷时水泵的扬程需求确定，而部分负荷运行工况下冷水流量远小于额定水流量，管程阻力损失也小于设计值，水泵实际运行扬程小于额定扬程，效率也明显小于额定效率（80%左右）。而7#泵作为备用水泵，长时间未运行，出水管手动阀处于半开状态，且已无法调节。因此管路阻力较大，水泵扬程17.5m明显大于额定扬程，水泵效率为73%，相比其他水泵要高，但由于偏离设计工况点，效率仍小于额定效率值。

　　由于上述测试未在空调系统满负荷运行工况下进行，测试时水泵为部分负荷运行状态，无法反映设计工况的结果。结合夏季高峰负荷下补充测试的结果，并参考实际运行记录的数据，表明设计工况下水泵效率在75%左右。此时，水泵的扬程与额定扬程接近，但相比额定效率仍偏低，同时也低于GB19762-2007《清水离心泵能效限定值及节能评价值》中水泵能效限定值。

　　对于次级泵，测试其在单泵运行下的效率如表5所示，水泵的输入功率为电机配电功率的75%左右，匹配电机功率偏大。

　　在部分负荷工况下，次级冷冻泵偏离高效区运行，水泵效率只有50%左右，补充测试结果及高峰负荷下空调系统运行记录数据显示，而在满负荷工况下，次级泵效率在65%左右，也明显低于额定值，且小于标准中能效限定值，比节能评价值低近20%。

　　在空调冷冻水系统中，输送设备的能耗占相当大的分量。一般可采用水输送系数（WTFchw）来判断空调水系统的节能特性[4-5]，通过系统测试现有冷冻水系统的WTFchw值，在1#、6#初级泵与次级泵搭配运行时约为17，在其他初级泵与次级联合运行时约为25。

　　在GB/T17981-2007《空气调节系统经济运行》标准中规定，典型工况下冷冻水输送系数限定值为35，而该系统的冷冻水输送系数明显偏小。其中1#、6#初级泵与次级泵联合运行时，初级泵与次级泵不匹配，水量不平衡，冷冻水通过平衡管在负荷侧循环，从而影响冷冻水整体的输送效率，导致冷冻水输送系数还不到限定值的一半。

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