谈某工程空调系统的低能耗设计

雷菲宁

上海市城市建设设计研究总院（集团）有限公司

1工程概况

该项目位于合肥市滨湖新区，总建筑面 积99 762m2，建筑高度128.6ｍ。其中，地下车库两 层，建筑面积42 959.9m2；地上30层，建筑面积56 802.1m2，含裙房３层，功能为主楼投影部分功能为办公大厅、酒店大厅、酒店餐厅和后厨、酒店会议大厅，投影部分以外为商业和餐饮，塔楼27层，4～11层、13～23层为办公层，25～30 层为酒店层，12层和24层为避难层。 因酒店品牌方已确定，酒店空调冷热源方案根据品牌方要求确定，本文仅以办公和商业的方案选择进行分析比较。

2负荷

该工程空调冷热负荷采用天正暖通进行计算，其外窗、外墙、屋面等的传热系数均满足相关节能设计规范。空调负荷统计见表１。

表1 空调负荷统计

3空调冷热源低能耗分析

3.1系统方案选择

空调冷热源的形式对空调能耗特征有着重要的影响。在设计时，要根据工程功能和类型，结合气候条件，当地的能源结构和环保政策等多方面综合考虑，从而得出相对合理的冷热源方案。该工程地处合肥市滨湖新区，属于夏热冬冷地区，电力条件充足，政府鼓励用户使用天然气。本文主要列取两种较优方案，从经济方面来分析两种系统，方案配置分别见表２、表３。

表２主要设备配置表（方案一）

表３主要设备配置表（方案二）

3.2经济性分析

经济性分析主要从两种方案的系统初投资、年运行费用、投资回收期来分析。
(1)系统初投资
    方案一中，冷水机组、冷冻水循环泵、超低噪 声型横流冷却塔、冷却水循环泵和真空燃气热水 锅炉、热水循环泵，以及相应配套的定压装置、加药装置、管线、阀门、控制系统、土建费用 等合计  13 255 000元。方案二中，风冷热泵机组、冷冻水循环泵、热水循环泵，以及相应配套的定压装置、加药装置、管线、阀门、控制系统、土建费用等合计10 056 220元。两种方案初投资设备费用均为咨询厂家结果，水泵、定压、加药等同类设备咨询同一厂家。

(2)年运行费用

合肥当地商业用电0.8084元／ｋＷｈ，商业用燃气价格3.2元／m3。夏季供冷季按3个月计算每月30天，每天运行12ｈ。 冬季供热季按4个月计算，每月30天，每天运行12ｈ。方案一中，夏季机房设备用电量共计1 654.5ｋＷｈ，冬季机房设备用电量共计86.7ｋＷｈ，冬季 燃气用量296m3／ｈ，结合相应的运行时间，夏季年 运行用电费用1 011 148.34元，冬季年运行用电费用70648.99元，冬季燃气年运行费用954 777.６元，合计年运行费用2 036 574.92元。方案二中，夏季机房设备用电量共计2 216.1ｋＷｈ，冬季机房设备用电量共计2 119.1ｋＷｈ，冬季 燃气用量0m3/ｈ，结合相应的运行时间，夏季年运 行用电费用1 354 370.４元，冬季年运行用电费用 1 726 785.08元，合计年运行费用3 081 155.48元。
(3)投资回收期
    两种方案投资回收期，见表４。

表４ 投资回收期

经对比分析，方案一比方案二虽然初投资较高，但高出的费用静态回收期约３年。而风冷热泵系统之所以运行费用较高，主要跟两种系统的夏季冷却方式不同和冬季的不同能源利用结构有关。夏季水冷机组的冷凝器散热主要采用水冷，而风冷热泵机组采用风冷冷凝器，水冷冷却系统比风冷系统具有稳定性高，不随环境温度改变的特点，采用风冷冷凝器，当夏季室外温度较高时，机组冷凝温度高，制冷量下降，耗功率增加。在冬季时，风冷热泵从环境中汲取热量，制热量随着环境温度的下降而显著减少，尤其当室外侧换热器表面温度低于０℃且低于空气露点温度时，翅片管表面上会结霜，结霜后翅片导热热阻增加，空气流通能力降低，从而引起制热量下降，甚至极端天气下，由于制热效率的衰减而难以保 证制热效果，需要考虑电辅热。正是因为上述不同的原理，水冷冷水机组比风冷热泵有更高的COP，运行过程相对能耗较低。

合肥属于夏热冬冷地区，相关研究表明该地区 最冷月平均温度均在０℃左右，相对湿度约７０％，机组会频繁进入结霜和化霜状态。同时，水冷冷水 机组＋锅炉作为相对成熟的系统，具有自控程度高、 系统稳定、运行维护方便等特点，该项目最终选择此方案，在对机组的全年运行中，强调通过调整开启冷 机台数，来达到高效匹配系统不同负荷率的运行要 求，旨在降低系统的全年运行能耗。

4空调风系统的节能措施

该项目在末端空调风系统中，采用传统的风机盘管＋新风系统，每层新风量为5 000m3/ｈ。在GB50189—2005《公共建筑节能设计标准》中规定“设计新风量大于或等于4 000m3/ｈ的空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于８℃时，宜设置排风热回收装置”。 而在规范更新后的ＧＢ50189—2015中，此条更新为“设有集中排风   的 空调系统经技术经济比较合理时，宜设置空气—空气能量回收装置”。因此，是否设置热回收和热回收装置的如何运行就需经计算分析后考虑。根据节能规范GB50189—2015的条文说明，夏热冬冷地区，宜选用全热回收装置。该项目设置两台转轮式全热回收装置，分别在12Ｆ和24Ｆ。本文 以12Ｆ中的全热交换机组全年运行情况为例，讨论热回收系统的节能运行条件。4～11Ｆ的总新风量 为40 000m3/ｈ，排风量按不小于新风量的85％设计，为34 000m3/ｈ。设计全热回收装置基于排风的 全热交换效率为65％，送、排风机总效率均为75％， 全压均为600Pa。通风机的功率计算公式如下：

根据公式（1）计算，新、排风机增加总耗功率为13.７ｋＷ。 夏季供冷季仍按３个月计算，每月 30天，每天运行12ｈ计算，则热回收机组本身制冷 季耗电量为14 796ｋＷ。 办公区域室内设计温度 26℃，相对湿度60％，设计空调冷源系统的季节能 效比为４.０ｋＷｈ/ｋＷｈ，经查焓湿图，其室内设计 参数对应焓值58.９ｋＪ/ｋｇ。 若热回收系统节能， 则热回收节约电量需大于风机耗电量。 空调全热 回收公式如式（2）：

全热回收机组的制冷季的耗电量与季节能效比相乘，再除以空调运行时间，得出热回收的冷量为55.47ｋＷ。再根据上述公式（2），得出ｈ１，即 空调室外的焓值大于66.43ｋＷｈ时，开启热回收装置，会有比较好的节能效果。冬季热回收机组的 节能运行条件分析同夏季，冬季供暖季更长，冬季空调送风均需加湿，可用显热回收的温度来考察， 其温差越大，热回收效果越好。

5空调水系统的节能措施

水系统的节能主要是水泵的节能，而水泵的 节能主要体现在水泵的选型设计及运行控制。 在 水泵的选型上，根据系统运行特点和水泵的特性 曲线进行选型，保证水泵的最高效率点在其运行 时间最长的工况范围内。 在其运行控制上，由于各设备的选型及管路管径均是按照最不利情况确 定的，而在实际运行中，大部分系统70％ ～80％ 左右的时间是在部分负荷下运行的。随着变频器的广泛使用，空调水系统的变频变流量调节已成为主要的调节方式。该项目商业与办公、酒店均采用压差旁通阀 控制的变频变流量两管制水系统。当用户侧冷热负荷需求降低时，通过变频器改变水泵的转速，减少冷热水的供应量，从而降低水泵能，当用户侧需 求进一步降低并低于冷水机组允许的最低流量 时，压差旁通阀组开启，让一部分供水直接进入系 统的回水管，以保证机组的安全运行，又能满足用 户侧负荷的需求。
6结束语

降低空调能耗不仅是空调冷热源的设计合理就 能达到理想的效果，性能优越的机组，环保节能材料的应用，施工安装过程的合规，及后期物业的运行维 护等都对降低能耗有非常重要的作用。从设计角度出发，应了解每个工程的特点，因地制宜地选择合理的空调冷热源方案，科学应用节能技术，把控好设计关节，从而促进绿色环保社会的持续发展。

本文来源：《制冷与空调》第21卷第8期