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天津市某大型商业建筑空调系统能效检测与评价分析
赵靖1,朱能1,唐华2,武涌3
1天津大学;2 天津滨海建筑设计院;3住房和城乡建设部科学技术司
摘要 本文首先阐述了我国大型公共建筑高能耗的现状和主要原因，以及我国政府对大型公共建筑节能管理的一系列制度设计。然后介绍了作为建筑节能管理第一步的暖通空调系统能效检测与评价的基本方法，并以天津市某一大型商业建筑为例，对其暖通空调系统能耗进行详细的诊断分析，并进一步给出了节能潜力分析及节能改造方案。最后指出我国大型公共建筑高耗能现象严重，应采取有效措施来对建筑用能情况进行监管。暖通空调系统的节能运行能够大大降低建筑能耗。
关键词 大型公建 既有商业建筑 节能诊断 节能潜力分析 空调系统

0 引言
大型公共建筑一般指建筑面积2万㎡以上的办公建筑、商业建筑、旅游建筑、科教文卫建筑、通信建筑以及交通运输用房等。随着我国经济和社会快速发展, 大型公共建筑日益增多,高耗能的问题日益突出。据统计, 我国大型公共建筑总面积不足城镇建筑总面积的4%, 但总能耗却占全国城镇总耗电量的22%, 大型公共建筑单位面积年耗电量达到70~300KWh , 为普通居民住宅的10~20倍, 具有很大的节能潜力[1]。因此, 做好大型公共建筑的节能管理工作, 对实现“ 十一五”末我国单位GDP能耗降低20%的节能战略目标具有重要意义。
1 大型公共建筑节能管理制度设计
1.1 大型公共建筑高能耗原因分析
1.1.1 设计阶段能源浪费严重
我国大型公共建筑多采用大玻璃幕墙,遮阳隔热性能差,建筑容积率高,造成建筑冷、热负荷偏大、空调期长等原因直接导致了大型公共建筑能耗高的问题。另外，随着经济的发展，建筑设计中追求豪华、气派的陋习日益严重，能源浪费现象严重[1]。
1.1.2 施工阶段标准执行率低
《大型公共建筑节能设计标准》（GB50189-2005）于2005年颁布实施。建设部每年组织的建筑节能专项检查结果显示，在施工阶段标准执行率明显偏低，在2001年仅为2%；2005年为20%；2006年为54%；2007年为71%。一些施工单位不按图纸施工，擅自取消节能设计措施， 如取消外墙保温层设计或更改为非保温墙体材料。因此，较低的标准执行率是造成大型公共建筑高耗能问题的另一原因。
1.1.3 运行阶段缺乏科学管理
有好的设计，还需要科学的运行管理。运行管理水平直接影响建筑的实际能耗，对建筑实际的节能情况至关重要。即使完全满足大型公共建筑节能设计标准，采用高能效系统及设备，如果运行中没有很好的管理，也达不到节能效果，会产生“节能建筑不节能”现象[1]。我国大型公共建筑运行管理水平普遍较低，主要原因是缺乏统一的宏观协调管理，业主节能意识不强，运行管理人员对节能管理专业知识和能力欠缺。
1.2 我国大型公共建筑节能监管制度设计
在建设部科技司的统一领导下，我国创新性的提出了大型公共建筑节能监管制度。制度由五项基本制度组成，即能耗统计、能源审计、能效公示、用能定额、超定额加价[2]。以能耗统计制度为数据基础，统计出准确的建筑和建筑能耗的数据信息；以能源审计为技术支撑，对建筑能源利用的合理性作出评价并提出整改方案；以能效公示为核心，达到引起比较、竞争的效果；以用能定额为节能标杆，确定不同气候区、不同功能的建筑在一定时期内的合理用能水平；最后以超定额加价为价格杠杆，提高高耗能的成本，促使高耗能建筑主动加强节能运行管理和节能改造。以此构成一个完备的建筑节能监管系统，运用市场对资源的优化配置作用，推动大型公共建筑节能运行管理和节能改造，实现建筑的节能运行管理，释放潜在的节能量需求，将潜在节能量转变为节能需求，同时起到示范和带动我国全面建筑节能的作用。
2 建筑节能管理第一步——暖通空调系统能效检测
作为建筑节能管理的第一步，暖通空调系统能效检测与评价是进行节能潜力分析及节能改造的基础[3]~[8]，方法一般如下：
第一， 基本信息调查。包括建筑基本信息、系统冷热源、系统形式及主要设备等。
第二， 系统用能情况分析。根据历年系统的运行记录或帐单，并配合现场实测，对系统的用能状况作出基本的评估。
第三， 系统诊断分析。从风系统、水系统、系统能效比、室内热环境综合评价等方面对暖通空调系统进行全面的诊断分析。
第四， 节能潜力分析。
下面以天津市某一大型商业建筑为例，具体介绍空调系统能效检测方法。
3 天津市某大型商业建筑的空调系统能效检测分析
3.1 基本信息调查
3.1.1 建筑基本信息
该大型商业建筑分为新旧两栋建筑。旧楼始建于1928年，后经多次整修，占地面积2980m2，建筑面积16500 m2，共七层，均为商业卖场。新楼1994年竣工投入使用，占地面积3724 m2，建筑面积39606 m2，地上九层，局部十层，地下一层。地下一层部分为设备用房，部分为餐饮商铺，地上一到八层均为商场，九、十两层为商场办公室。
3.1.2 系统冷热源
电力是该建筑空调系统的唯一能源。采暖系统热源采用外网的集中供热。
3.1.3 系统形式及主要设备
空调系统采用全空气系统形式，冷源形式采用水冷式离心机组提供冷量，新楼采用四台开利机组，两台额定冷量为1570kW，两台为1220kW；旧楼采用两台冷水机组一用一备。新楼空调系统原理图见图1。

图1 新楼空调系统原理图 图2 采暖系统原理图

冷冻水循环系统，采用一次泵系统，共有四台冷冻水泵，一台冷水机组对应一台冷冻水泵，两台冷量为1570kW的冷水机组对应的冷冻水泵额定流量300 m3/h，额定扬程50m；两台冷量为1220kW的冷水机组对应的冷冻水泵额定流量230m3/h，额定扬程也50m；四台水泵的为配用电机型号均为Y280S－4，额定功率均为75kW。
冷却水循环系统，采用五台冷却水泵，其中三台的额定流量为400m3/h，扬程为33m，两台的额定流量为300m3/h，扬程为47m，五台水泵的配用电机功率型号均为Y280S－4，额定功率为75kW。冷却水塔为逆流式玻璃钢冷却水塔，风机直径达3800mm，配用电机功率为15kW，共四台。
空调风系统，新楼为全空气系统，地下采用一台组合式空调机组，风量为6500m3/h，地上每层南北侧各一台组合式空调机组，风量为6500 m3/h的共五台，风量为5600 m3/h的共七台，风量为8500 m3/h的共4台，总计17台组合式空调机组。旧楼为风机盘管加新风系统，每层采用型号为BFPX15-W吊顶式新风机组，南北侧各一台，共16台。
采暖系统热源采用外网的集中供热。新楼空调机组为冬夏两用，冬季由室外管网经换热器得到的二次热水，流经空调机组为室内提供热空气。热水循环系统有三台配用功率均为37KW的清水离心泵提供动力。旧楼采用散热器供暖系统，外网热水经换热器得到的二次热水流经布置在各层的散热器提供热量。有四台水泵，两台配用功率87KW，两台75KW。采暖系统原理图见图2。
空调的控制系统，机组控制方面，采用定冷冻水出水温度的控制方法，采用电脑监控各点温度，并控制机组出力达到控制调节的目的。采暖控制系统采用人工调节的方法。
3.2 建筑用能情况分析
根据06年及07年能耗帐单就各类能耗情况做如下分析：该年单位建筑面积耗电量为239.8 kWh/m2，其中主要的耗电设备有，空调采暖通风系统、照明系统、插座设施、动力设备等，其中以空调采暖通风系统能耗占的比例最大。单位建筑面积耗电量全年内变化的规律，曲线如图3。全年耗电量随时间有很明显的变化关系，4、5月以及1、12月为全年耗电量的两个谷值，9月耗电量为全年最大。在能耗设备中，照明系统、垂直交通系统以及其他能耗设备的能耗不随月份改变，只有空调采暖通风系统需要依据室外气候的变化来进行启停和调节。该建筑夏季空调系统运行开始时间在4月下旬，结束在10月下旬，期间9月份由于室外天气最热，冷负荷最大，空调系统的能耗也最大，带来总电耗的增加。冬季采暖期需要启用一至三层空调机组供暖，造成冬季电耗的小幅增加。

图3 单位建筑面积耗电量全年变化曲线

3.3 建筑用能系统诊断分析
3.3.1 空调风系统
新楼采用全空气系统，中央空调覆盖地上八层及地下一层，共17台组合式空调机组，选取具备测试条件的北侧三层到七层共5个空调机房进行测试，测试内容包括过滤器前混合段压力，表冷器后送风段的压力，以及送风风量、回风风量和新风风量。由测试数据计算机组的过滤段及表冷段前后压差，以及空调机组实际送风量与设计风量的偏差，由送风段静压以及送风压力可计算得到风机压头，见表1。
表1 组合式空调机组性能分析表
机组位置
三层
四层
五层
六层
七层
额定风量m3/h
56000
56000
56000
56000
56000
实际送风量m3/h
25533
37627
26093
32250
20548
风量偏差
-54.4%
-32.8%
-53.4%
-42.4%
-63.3%
混合段静压Pa
-439.4
-121.8
-278.0
-198.6
-398.0
△P Pa
591.6
803.2
634.8
465.2
92.8
风机压头Pa
1156.0
1134.8
1154.9
699.8
562.8

三至六层空调机组过滤段及表冷段前后压差过大，分析认为这是由过滤器被灰尘堵塞，或是表冷器表面积灰造成。
混合段静压值过大，三层机组高达439.4Pa，是由回风不畅所致，导致回风不畅的原因可能有回风口被杂物堵塞，或是管道中防火排烟阀出故障未完全开启。进一步分析原因需要打开吊顶检查回风管道，但商场吊顶不能拆卸，未能进一步查明原因。
风机压头过大，远高于一般的舒适性空调的风机压头，高压头运行不仅造成能耗的增加，也使风机流量减少，三到七层所测的各个空调机组风量都有不同程度的减少。
在风量远小于风机额定风量的情况下，室内空气温度仍能满足设计要求，这说明风机的选型偏大，而风道的以及空调机组本身阻力过大也造成了风机流量减小，机组压头增大。
3.3.2冷冻水系统
冷冻水循环系统当前运行情况下，机组的开启依据商场需要的冷负荷来控制，一般情况下开启1号机组时，对应开启1号水泵；开启2号机组时，对应开启2号水泵；1、2号机组同时运行时，1、2、4号水泵均运行。而4号机组由于开启时会发生喘振，很少开启。测试首先对正常运行状态即1、2号机组开，1、2、4号水泵开启时，运行的状态进行了检测，然后针对4号机组的喘振问题，对机组及水泵在不同的停开机组合情况下进行测试。
冷冻水测试内容包括冷冻水泵的流量、扬程以及配用电机功率，运行频率，以及冷冻水的温度，进出口压力。
空调系统常处于的运行状态为1、2号冷水机组开启，1、2、4号水泵开启，在这样的运行状态下，测试数据见表2。1、2号冷冻水泵运行状态正常，4号冷冻水泵运行流量偏小。在测试工况下，水泵得工作效率为，1号45.6％，2号为43.4％，4号水泵的工作效率为51.8％。当机组处于正常运行状态时，冷冻水的温差只有3.5℃左右，小于设计的冷水温差5℃，相应的实际冷冻水流量将比设计流量增加30％。

表2 测试工况下水泵工作参数表
水泵编号
冷水温差℃
流量 m3/h
扬程 mH2O
运行频率HZ
电机功率kW
1＃
3.66
295
42
49.5
75.49
2＃
3.56
292
41
49.5
76.71
4＃
――
135
56
50.0
40.56

通过对机组蒸发器进出口压力表的读数，计算得到蒸发器水侧的阻力，1＃机组蒸发器阻力约为15mH2O，2＃机组蒸发器阻力约为16mH2O，4＃机组蒸发器阻力约为15mH2O。1、2号机组的蒸发器设计阻力为5.6 mH2O，4号机组的蒸发器设计阻力为8.7 mH2O。实际运行阻力远大于设计阻力，为排除流量增大对阻力造成的影响，将实际测试的流量和设计流量对比，1、2号机组的设计流量为270 m3/h，根据P＝SQ2计算得在实际流量下蒸发器的阻力，1号机组应为6.7 mH2O，2号机组为6.5 mH2O，因此可以排除是由于实际流量稍大于机组的设计流量而造成了蒸发器压损过大。另一原因是由于机组长期运行导致蒸发器表面有杂物附着，导致蒸发器水阻力过大。
针对4号机组的喘振，改变运行状态进行诊断测试，对1、2、4号机组以及1、2、3、4号水泵进行不同的开启关闭的组合，在不同的运行组合下测试水泵的各项参数。
测试数据表明，4号机组单独运行，冷冻水流量为170 m3/h；与1号机组同时运行流量减少至156m3/h；与1、2号机组同时运行，流量减少至136m3/h。无论是4号机组单独运行还是与1号或是2号组合运行，流经4号蒸发器的冷冻水流量都要小于机组的设计流量230m3/h。判断冷冻水流量不足是造成机组喘振的原因。
在4号机组蒸发器出口至分水器之间的阻力在30mH2O左右，显然是偏大的，有理由认为这是造成4号水泵运行期间流量偏小的主要原因。
3.3.3 空调系统能效比
在空调系统正常运行状态下对空调机组的输入功率、输出冷量进行测试，计算得到空调机组的能效比。某一瞬时的测试数据见表3。

表3 机组能效比某一时刻瞬时值数据表
机组编号
输入功率kW
冷冻水温差℃
冷冻水流量m3/h
冷量 kW
负载率
能效比
1＃
338
3.7
295
1272
81.1％
3.76
2＃
357
3.9
292
1326
84.5％
3.72

《公共建筑节能设计标准GB 50189-2005》中规定，制冷量大于1163kW的水冷式离心冷水机组的COP值不应低于5.10。所测试的1、2号机组均远小于该标准的要求。
3.3.4 室内环境评价
空调系统运行状态下，商场室内平均温度25.7℃，平均湿度62.1％。二氧化碳平均浓度为501ppm。依据《室内空气质量标准GB/T 18883－2002》中关于室内环境的规定，夏季空调室内温度在22℃－28℃，湿度在60％－80％，二氧化碳浓度1000ppm。劝业场实测值均在该标准的规定的范围内。
4 节能潜力分析
4.1 空调系统运行控制节能
提高冷冻水的设定温度，以提高制冷机的制冷效率。现有运行状态下冷冻水出水温度一般维持在5℃左右，甚至更低，设计工况出水温度为7℃。按照每提高一摄氏度冷冻水出口温度，制冷机能效比提高3％来计算，能量利用效率将提高6％左右，每年单位建筑面积节约的耗电量约为1.4 kWh/m2。
提高冷冻水的温差，以降低同样输出冷量下冷水的流量，降低水泵耗电量。现有状态下冷水温差维持在3.9℃，若提高到设计冷水温差在5℃，则流量可相应降低20％，水泵的功率可减少48％左右。
机组运行控制策略需要改善，机组负载根据设定的冷冻水出口水温进行调节是合理的，但是冷冻水泵的联合运行存在不合理之处。1、2号机组开启，4号机组并未开启的情况下，却需要4号水泵运行，增加了水泵运行能耗，而且随着冷冻水流量的增加，减小了冷冻水的温差，也会造成机组效率的下降。建议在4号机组不运行时，可不开启4号水泵，由1、2号水泵运行来满足负荷侧冷水量的需求。
4.2 系统设备改造节能
4.2.1 风系统的改造
更换或清洗过滤器，解决过滤器阻力过大的问题；对于漏风的问题，可考虑更换部分风管道的措施。
根据实际所需的风量选用与室内负荷相匹配的风机，使风机运行在比较合理的状态点，风机效率也会提高。
4.2.2 空调冷冻水系统
应及时更换或校准冷冻水进出口温度、压力等仪表，避免读数的不准确,造成控制方面的操作不合理，使机组的运行效率降低。
机组运行过程中，在4号机组不运行的情况下仍然开启4号水泵，增加了冷冻水的流量，而在机组提供的冷量不变的情况下，温差相应减小，使冷冻水温差减小到3.9度左右，造成了大流量，小温差情况的发生，若在开启1、2号机组时，只开启1、2号水泵即可满足室内的冷量需求，则不要同时开启4号水泵；若不能满足，建议更换流量扬程与管网的运行特性匹配的水泵，避免水泵能耗的浪费。这样可以节约一台水泵运行的耗电量，累积每个空调月份内约可节省电耗16200kWh。
5 结论
通过典型建筑空调系统能效检测分析可以看出，我国大型公共建筑高耗能现象严重，商业建筑年耗电量大都在200~300KWh/m2,应采取有效措施来对建筑用能情况进行监管。暖通空调系统的节能运行能够大大降低建筑能耗。科学的建筑用能诊断和分析,作为节能管理的第一步，对于提高建筑能效水平及下一步的节能改造都是非常有意义的。

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赵靖，女，1982年11月28日出生，在读博士生，天津市南开区卫津路92号天津大学环境科学与工程学院第24教学楼B605室，邮政编码： 300072，电话：[phone]，传真：[phone]， E-mail：zhaojing@