|
一、 引言
在能源总消耗中，建筑能耗占有着很大比例，其中照明和空调，特别是空调，占据了建筑能耗的绝大部分，所以，进行空调节能潜力的分析具有非常重要的意义。我们可以根据分析结果，通过对空调系统设计或对已有的空调系统进行改造，达到降低能耗的目的。对于供冷期较长的地区，空调能耗高，因此节能工作尤为重要，并具有代表意义。本文以深圳市某办公楼为对象进行研究和讨论，该办公楼由地下两层及地上二十层组成，总建筑面积39200平方米，空调面积30000平方米。空调用制冷系统选用3台制冷量为1336KW的离心式冷水机组，但实际只运行2台即可满足要求。冷冻水与冷却水系统均为定流量运行。该办公楼的室内设计参数是：干球温度为24℃-26℃，相对湿度为50%-60%。通过实测调查得知，该办公楼空调系统全年供冷，运行时数为2530小时，当冬季室外空气温度降低而不需供冷时，停开冷水机组。
二、 空调负荷
对建筑物进行能耗分析和运行模拟，都要以空调负荷计算为基础。空调系统的设计与运行能耗都与空调动态负荷有关，本文使用美国能源部大型能耗分析软件DOE-2对该办公楼的空调动态负荷进行模拟，结果见图1。模拟得到的逐时峰值负荷为2415KW，图中所示为月平均负荷，其峰值为1600KW。由计算结果可知，该办公楼全年均需要供冷。
图1 办公楼动态负荷
获得空调动态负荷后，为使用负荷频率法对冷水机组的能耗进行分析，现按文献[1]提出的一种用于制冷设备运行分析及容量选择的全年空调负荷统计方法，将空调动态负荷转换成负荷率与时间频数之间的关系，该办公楼空调系统全年运行时数平均为2530小时，平均的空调冷负荷时间频数如表1所示。
| 空调冷负荷时间频数 表1 |
| 负荷率(%) |
10 |
20 |
30 |
40 |
50 |
60 |
70 |
80 |
90 |
100 |
| 时间频数(%) |
27.9 |
8.7 |
8.2 |
11.6 |
9.9 |
10.2 |
11.6 |
6.4 |
4.2 |
1.3 | |
三、 冷水机组的节能分析
在一年之中，由于空调系统在部分负荷下运行的时间较多，因此，全年耗能量与制冷机部分负荷下的工作特性有关。离心式冷水机组部分负荷性能见表2[2]。由2可以看出，与负荷率为100%的情况相比，部分负荷下的运行效率有增有减。
|
离心式冷水机组部分负荷性能参数 表2 |
|
机组负荷率(%) |
100 |
90 |
80 |
70 |
60 |
50 |
40 |
30 |
20 |
10 |
|
机组功率百分数(%)
|
100 |
87.0 |
76.0 |
65.0 |
56.0 |
48.0 |
40.0 |
33.0 |
25.0 |
21.0 | |
根据表2，采用线性回归的方法得出典型的离心式冷水机特性曲线方程，从而采用负荷频率法计算出不同制冷量时，输出功率的变化。
该制冷系统的实际运行方案是：先开启一台冷水机组，使其冷量由小至大调节满足实际负荷变化，直至出力不够时，再开启另一台。并且第一台冷水机组始终保持满负荷，而第二台随负荷变化进行调节。本文又根据模拟优化计算得到了冷水机组的最优运行方案(即全年机组运行的平均输出功率最小)。由于离心式制冷机在设计负荷的10～15%以下时出现喘振，本文模拟冷水机组实际运行时，让冷机最低调节范围不得低于15%，否则停机。两种运行方案的计算结果见表3。
|
冷水机组运行耗功率 表3 |
|
负荷率(%) |
10 |
20 |
30 |
40 |
50 |
60 |
70 |
80 |
90 |
100 |
年平
均值 |
|
时间频数(%) |
27.9 |
8.7 |
8.2 |
11.6 |
9.9 |
10.2 |
11.6 |
6.4 |
4.2 |
1.3 |
|
实
际
运
行
方
案 |
运行台数 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
- |
|
制冷量
(%) |
1台 |
18.1 |
36.2 |
54.2 |
72.3 |
90.4 |
93.4 |
100 |
100 |
100 |
100 |
|
2台 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
15.0 |
26.5 |
44.6 |
62.7 |
80.8 |
|
平均功率
(kW) |
19.24 |
8.84 |
11.52 |
21.64 |
23.77 |
32.00 |
41.14 |
25.02 |
17.97 |
6.29 |
207.43 |
|
最
优
运
行
方
案 |
运行台数 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
- |
|
制冷量
(%) |
1台 |
18.1 |
36.2 |
54.2 |
72.3 |
90.4 |
54.2 |
63.3 |
72.3 |
81.3 |
90.4 |
|
2台 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
54.2 |
63.3 |
72.3 |
81.3 |
90.4 |
|
平均功率
(kW) |
19.24 |
8.84 |
11.52 |
21.64 |
23.77 |
28.66 |
37.75 |
23.87 |
17.82 |
6.24 |
199.37 | | 由表3中结果可知，最优运行方案是：先开启一台冷水机组，使其冷量由小至大调节满足实际负荷变化，直至出力不够时，再开启一台。当开启两台制冷机时，平均分配负荷，每台冷水机组的制冷量按上表由小至大满足负荷变化的要求。此时，总运行能耗为最小。
四、 水系统的节能分析
一些调查表明，空调水系统的工作普遍存在着大流量小温差的问题。夏季供冷水系统的供回水温差：较好的为3℃左右，差的只有1～1.5℃。而循环水量一般为设计水量的1.5倍数。高层建筑供冷系统一般规模较大，能耗很大，但节能潜力也很大，一个节能的制冷系统，不仅要求选择的设备性能和台数能与空调系统负荷的变化相适应，而且要求在运行中整个系统在各种负荷下能够保持能耗最小。
空调水系统在应用变频调速成装置进行变流量运行时，可以在不改变管路特性，而靠移动水泵工作点使之沿管路特性曲线移动，保持水泵在最高效率点运行，达到最大节能效果。对于闭式系统来说，当流量减少时，其实耗功率相应按三次方的比例降低。这对于目前空调水系统的设计水量与实际水量差别很大的情况来说，具有非常明显的节能意义。
由于本文的研究重点是能耗，也就是总结出实时的运行调节对空调系统能有多大的节能潜力，从而指导实际运行。本文模拟了两台并联水泵采用变频装置，根据负荷变化进行流量调节时，不同流量下的最优调速比及相应的耗功率。调速水泵全年运行平均功率计算在模拟水泵运行能耗时，同样存在着各运行水泵间负荷的最优分配问题。我们的目的是在尽量满足流量和扬程前提下，达到耗能最小，即水泵总耗功率最小。本文在考虑流量变化满足部分负荷要求时，只对冷冻水泵变流量时二者的能耗进行计算，而冷却水侧的变流量分析将不做研究。计算运行能耗时，假定最小临界水量(负荷)为总水量的50%，该工程每台机组冷冻水的循环流量为230m3/h，所以最小临界水量为115m3/h。模拟时校核水泵流量，如果低于该值，水泵的调速比就保持不变。本文对多种调速方案进行了计算。
\该冷冻水系统的实际运行方案是：50%以下负荷时，一台泵运行；50%-100%负荷时， 开启两台泵。本文又根据多种调速方案模拟优化计算得到了冷水机组的最优运行方案(即冷冻水泵运行的平均输出功率最小)：当50%负荷以下时，开一台水泵；50%-100%负荷时， 开启两台水泵。并且水泵分阶段调速运行满足负荷率变化。两种运行方案的计算结果见表4。
|
|
|
负荷率(%) |
10 |
20 |
30 |
40 |
50 |
60 |
70 |
80 |
90 |
100 |
年平均值 |
|
时间频数(%) |
27.9 |
8.7 |
8.2 |
11.6 |
9.9 |
10.2 |
11.6 |
6.4 |
4.2 |
1.3 |
|
实际运行方案 |
运行台数 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
- |
|
速比
(%) |
1台 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
|
2台 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
|
平均功率
(Kw) |
12.58 |
3.90 |
3.70 |
5.21 |
4.46 |
9.21 |
10.42 |
5.76 |
3.74 |
1.17 |
60.15 |
|
最优运行方案 |
运行台数 |
1 |
1 |
1 |
1 |
1 |
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
- |
|
速比
(%) |
1台 |
0.35 |
0.35 |
0.35 |
0.47 |
0.59 |
0.35 |
0.41 |
0.47 |
0.53 |
0.59 |
|
2台 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0.35 |
0.41 |
0.47 |
0.53 |
0.59 |
|
平均功率
(Kw) |
0.55 |
0.17 |
0.16 |
0.54 |
0.91 |
0.41 |
0.73 |
0.60 |
0.56 |
0.24 |
4.87 | |
经校核，两台水泵都变速运行时，每台机组的水量始终在最小临界水量以上。从以上2个方案中可以看出，在部分负荷时变频调速水泵与恒速泵比较，其节能效果非常显著。
五、室内空气参数与建筑能耗
影响空调系统能耗因素很多，针对本文所研究的办公楼，根据现有实际条件及能力，本工程从设计标准选取的角度进行建筑能耗分析。
在空调设计中，首先要确定室内设计参数，这关系到舒适标准与卫生要求。合理的室内设计温度与湿度应该是在满足热舒适要求的前提下力求减少能耗。干球温度22～27℃，相对湿度30%～70%被普遍认为是舒适区，根据该办公楼的室内设计参数，通过组合(6个设计点)计算，可以得到相应的人对热环境的反应状况与耗电量，见表5。
|
不同室内参数下空调系统耗电量 表5 |
|
设计点 |
干球温度(℃) |
相对湿度(%) |
舒适度 |
耗电量(kWh) |
|
1 |
24 |
50% |
稍冰 |
864 700 |
|
2 |
25 |
50% |
舒适 |
824 900 |
|
3 |
26 |
50% |
舒适 |
784 600 |
|
4 |
24 |
60% |
舒适 |
855 900 |
|
5 |
25 |
60% |
舒适 |
815 900 |
|
6 |
26 |
60% |
舒适 |
775 900 | |
由表5可以看出，温度的升高和相对湿度的增加，都会使能耗有所降低。上述设计点基本都在舒适区范围内，但耗电量有所不同。可见，通过改变室内设计标准所具有的节能潜力是很大的。所以在满足舒适度要求的前提下，可选择提高室内温度和相对湿度来减少空调系统能耗。
六、 节能综合效果分析
针对该办公楼的实际情况，通过研究，本文提出了该办公楼空调系统的若干节能措施并进行了分析，如果仅考虑对前三项改造所带来的节能效果和经济效益，其综合效果见表6。
空调系统节能潜力分析一览表 表6
|
改造项目 |
增加投入(元) |
耗电量(kWh) |
节能率
(%) |
节省运行费①
(元/年) |
回收年限 |
|
改前 |
改后 |
|
冷水机组的最优运行方案 |
- |
524 798 |
504 406 |
3.9 |
20 392 |
|
|
冷冻水泵定水量改为变水量运行 |
变频器及辅助设备
80 000 |
152 180 |
12 321 |
91.9 |
139 859 |
1年 |
|
总和 |
80 000 |
676 978 |
516 727 |
23.7 |
159 851 |
1年 |
①深圳市电价为1元/(kWh)
从表6中的数据可知，对现有的空调系统人工冷源进行以上的改造，做较少的投资，就可以获得可观的节能效果和节省大量的运行费用。由于有些节能措施对已经施工运行的系统难以操作，如果在设计阶段就能充分考虑系统的节能问题，则效果会更好。
七、 结语
通过对深圳市某办公楼的空调系统进行节能潜力分析可以看到，现有的空调系统具有很大的节能潜力。仅从制冷系统的优化运行和冷冻水系统角度去进行调整，其运行节能潜力已非常之大，节能率可达23.7%，如果能在系统设计时就充分考虑系统的节能问题，则可以得到更好的节能性和经济性。
|
