1、廣州市某酒店空調系統測試評估及節能分析摘要：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 a

2、nalyzed 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 system1. 引言 廣

3、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

4、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14層為裙樓， 包括酒店大堂、商場、餐廳等區域，西樓528層為酒店客房，東樓 511 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，

5、 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

6、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。空調運行管理模式 空調冷水系統原設計是二次泵系統，冷

7、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6C/13 C。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

8、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 C,但供到空調末端的冷水溫度為12.2C，回水溫度為14.3C，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

9、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

10、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%, 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

11、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 G

12、B 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

13、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

14、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

15、：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。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

16、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.

17、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。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。空調機組只有水閥調 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

18、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

19、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

20、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3.854.13，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） o另

21、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

22、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

23、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

24、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