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《暖通空調雜志》2014年第七期

1案例1：制冷設備集中、輸配系統集中、用戶無調節能力

案例1為江蘇某住宅小區［12］。該小區共10棟住宅樓，建筑面積11．4萬m2，測試期間入住率約90％。空調末端采用頂棚供暖和供冷輻射系統＋置換新風系統形式?？照{主機采用地源熱泵機組，2臺1400kW的熱泵機組為新風系統提供冷熱源，2臺1070kW的熱泵機組為頂棚輻射系統提供冷熱源。新風系統夏季設計冷負荷2636kW，冬季設計熱負荷1430kW；頂棚輻射系統夏季設計冷負荷1757kW，冬季設計熱負荷604kW。頂棚輻射系統循環泵單臺額定流量500m3／h，揚程31m；新風系統循環泵與地源側循環泵規格相同，單臺額定流量250m3／h，揚程32m。該住宅小區采用的是典型的完全集中式空調系統，由地源熱泵機組統一提供冷熱源。在用戶側，對建筑物內的每一個空間，包括走廊、衛生間、無人居住的房間等，空調系統按照預定的溫濕度標準進行全天24h調控，甚至達到“恒溫恒濕”標準，保證建筑物內的任何空間在任何時間都滿足舒適性要求?？梢姡飿I提供的服務理念為集中化的空調調控方式。然而，在這種調控形式下，用戶對室內環境的調控能力十分有限，例如，建筑的外窗不能開啟，無法通過開窗進行通風換氣；用戶不能關閉空調末端等。該小區單位面積空調電耗如圖3所示。同時，以分體空調作為分散式空調的典型代表，根據對上海地區780戶住宅的實測調研，得到上海地區分體空調單位面積電耗的一般水平為4．3kW•h／m2［8］。由于江蘇地區氣候與上海類似，可認為江蘇地區的分體空調能耗水平與之近似相同。該小區單位面積空調能耗約為該地區分體空調能耗的5倍。分析發現，造成該小區空調電耗偏高的一個主要原因是在該種空調系統形式下，由于用戶沒有調控能力，空調系統采用的是“全時間、全空間”的運行方式，小區空調全負荷運行的時間長于分散式空調，所服務的空間也大于分散式空調。在案例1的空調形式下，空調服務面積與空調服務時間的乘積為11．4萬m2×24h＝273．6萬m2•h；而同地區采用分體空調時，空調服務面積與空調服務時間的乘積大約為68．4萬m2•h，僅為案例1的25％［13］。在這種情況下，雖然熱泵機組自身效率較高（供冷季的COP平均值約為4．4），但由于末端需冷量大，僅熱泵機組的電耗就為分體空調的3倍多。同時，采用該完全集中式空調系統時還存在風機、水泵的輸配電耗。根據2009年5—9月空調系統的運行記錄，得到各月制冷機、水泵和新風機組的耗電量，如圖4所示。可以看到，水泵、新風機電耗約占總電耗的30％～60％，約為制冷機電耗的0．5～1．4倍。因此輸配電耗是該空調系統能耗的一大組成部分，這也是采用該空調系統的住宅小區空調能耗較高的一個重要原因。案例1中空調系統各部分電耗如下：冷卻水輸送，2．5kW•h／m2；制冷機，13．4kW•h／m2；冷水輸送，4kW•h／m2。用戶側供冷量為59kW•h／m2。整個空調系統的能效為3．0，高于目前分體空調的一般能效水平（2．5）。但是，由于空調系統采用“全時間、全空間”的運行方式，空調末端不可調節，末端用戶實際耗冷量為同一地區分體空調的5倍多，導致其實際運行能耗遠高于分體空調，并且輸配系統能耗占到總能耗的33％。在這2個因素的綜合作用下，雖然熱泵機組自身的效率較高，同時整個系統的能效也不低，但整個小區的空調耗電量約為同一地區分體空調的5倍。

2案例2：制冷設備集中、輸配系統集中、用戶有調節能力

案例2為河南某住宅小區。該小區占地面積27944m2，建筑面積41200m2，每棟樓5層，共有12棟樓，總計294戶，入住率為75％。區域供冷供熱系統主機采用2臺螺桿式水源熱泵機組，水系統形式為一級泵定流量，共設3臺用戶側循環泵（兩用一備）和4臺潛水泵（兩用兩備）。主要設備如表1所示。用戶末端為風機盤管，水側沒有安裝通斷控制閥。該小區按照風機盤管實際運行狀況收費，也就是根據實測的風機盤管風機高、中、低擋運行的時間，分別按照不同價格收費，風機停止時不收費。案例2的空調系統結構與案例1類似，但其用戶末端采用風機盤管，用戶可以根據自身的需求選擇風機的高、中、低擋來進行室內環境參數的調節，也可以完全關閉風機，停止某些房間的空調供應。因此，這種空調末端的調節能力與分體空調相似。另外，小區采用了根據風機高、中、低擋運行時長來收取費用的機制，進一步調動了使用者在不需要空調時關斷風機的積極性，從而使末端的獨立調節能力得到更有效的發揮。但由于采用集中冷源，冷水系統定流量運行，因此冷水循環泵的電耗在總能耗中占很大比例。在案例2中，供冷季用戶耗冷量的測試結果為7．5kW•h／m2。在案例2這種空調系統形式下，空調末端的調節能力與分體空調相似，因此可認為2種空調系統形式下用戶的冷量消耗近似相等。而通過模擬計算可以得到，如果該小區采用完全集中式空調系統（如案例1中“全時間、全空間”的空調運行方式），則小區用戶耗冷量為54．0kW•h／m2，約為實際用戶耗冷量的7倍。因此，在用戶可自由調節空調末端，且采用合理的收費機制的情況下，用戶側的需冷量將顯著下降。采用分體空調時，用戶的耗冷量與案例2的用戶實際耗冷量一致，分體空調的COP按2．5計［15］，則可得到如果采用以分體空調為代表的分散式空調，該小區供冷季耗電量為3．0kW•h／m2。2種空調形式下小區空調耗電量對比如圖5所示，該小區單位面積耗電量為分散式空調的2倍多。圖6為根據該小區風機盤管運行時間計算得到的各用戶風機盤管開啟率（用戶所有風機盤管的總開啟時長／（所有房間的風機盤管數×熱泵機組運行的總時長））的統計結果?？梢钥闯?，有近80位用戶在這段時間內沒有開啟房間的風機盤管，超過1／3的用戶其空調開啟率低于10％。經計算，供冷季小區用戶對空調末端的開啟率均值僅為7％。通過分析該小區空調系統的能效，發現在這種空調系統末端的運行情況下，由于用戶末端同時使用率低，整個小區負荷率低，導致整個空調系統的能效很低。計算得到該空調系統的綜合能效僅為1（用戶供冷量／（熱泵機組電耗＋水泵電耗）＝7．5kW•h／m2÷（4．4kW•h／m2＋3．2kW•h／m2））。造成該空調系統綜合能效低的原因如下：一方面，如前文提到的，在小區“部分時間、部分空間”的空調運行模式下，整個系統總負荷率較低，但負荷需求不同步，少數用戶仍有較大的負荷需求。即絕大多數時間內，空調系統中僅有少數風機盤管處在運行狀態。而該小區水系統采用定流量運行，這就導致水系統處在“大流量、小溫差”的運行狀態。如圖7所示，整個供冷季小區內各住宅樓的供回水溫差均為1℃左右。因此水泵電耗成為空調電耗的一大組成部分，循環水泵的電耗占系統總用電量的43％。另一方面，在該小區用戶的總冷量需求狀況下，制冷機長期處在低負荷狀態下運行，整個供冷季小區制冷機的平均COP＝用戶側耗冷量／制冷機電耗＝1．7，遠小于其額定值6．4。即使制冷機的COP可以達到額定值6．4，受限于水泵電耗，整個系統的能效為7．5kW•h／m2÷（7．5kW•h／m2÷6．4＋3．2kW•h／m2）＝1．72，提升的空間十分有限。因此，冷水循環泵電耗是制約該小區系統能效提高的主要因素。綜上所述，通過案例2的分析可以發現，在用戶側可自主調控的情況下，相比于集中系統，用戶側的冷量需求顯著下降，建筑側的冷量需求與采用分散式空調時類似。受系統形式的影響，案例2中空調系統電耗包括輸送環節的水泵電耗。而且由于水系統為一級泵定流量系統，水泵輸送電耗成為空調電耗的主要組成部分，這也是系統能效低的主要原因。

3案例3：制冷設備分散、輸配系統集中、用戶有調節能力

案例3為北京某住宅小區［14］。該住宅小區有3棟住宅樓，總空調面積為7萬m2，采用分布式水環熱泵供冷／熱。小區內共有住戶368戶，設計空調冷／熱負荷分別為64W／m2和51．8W／m2。如圖8所示，地下水通過深井泵取出，經過一次換熱，通過循環管網送到分布于各戶的熱泵，作為冷卻水使用。各戶的熱泵在夏季制取空調用冷量，再將熱量排入冷卻水循環系統；在冬季則從循環水中提取熱量經熱泵升溫。返回的循環水又被回灌到地下。這樣形成集中式地下水循環供應系統和分散在各戶的水源熱泵形式。為保證供冷／熱需求，二次側的循環泵采用定流量方式，并且24h連續運行。該小區的空調末端采用全空氣系統，風管通到各個房間，風口沒有設置調節閥，因此需要供冷時，該戶的所有房間均供冷。與前面2個案例不同的是，在案例3中，所有的熱泵分戶設置，可以根據末端的需求自行啟停。即用戶側采用的是“部分時間、全空間”的運行方式。案例3的空調系統仍具有集中式系統的特征，即冷水統一循環，冷卻水集中從地下抽出，經過各個末端熱泵機組再返回回灌井，集中回灌。已有學者通過測試得到北京市居住建筑中采用分體空調時的空調電耗大致為3．1kW•h／m2［5］。該小區單位面積空調電耗約為分體空調電耗的3倍（如圖9所示）?？紤]分體空調COP的一般水平為2．5，則采用分體空調時單位面積耗冷量為7．8kW•h／m2。而案例3中實測得到的小區用戶側供冷量為13．2kW•h／m2。因此，在該種系統形式下，小區單位面積耗冷量高于采用分體空調的情況。主要原因是采用分體空調時，用戶的使用模式為“部分時間、部分空間”，而在案例3中，受空調系統形式的影響，用戶的使用模式為“部分時間、全空間”。整個供冷季熱泵的COP均值為2．9，優于一般的分體空調COP＝2．5的水平。但在該小區的熱泵系統中，無論末端水源熱泵機組開啟多少臺，二次側循環水系統的所有循環泵總是全天候滿負荷運行，因此僅循環水泵電耗就達3．6kW•h／m2。從測得的供回水溫差可以看出，該小區水系統處在大流量、小溫差的運行狀況下，如表2所示。在這種運行情況下，水泵輸配電耗成為耗電重要部分，從圖9可以看出，這種集中方式的地下水循環系統的水泵電耗占總用電量的一半左右。因此，該小區空調系統單位面積電耗高于一般的分散式空調。綜上所述，案例3表明，在“部分時間、全空間”的供冷模式下，用戶側供冷量低于完全集中式的空調系統（案例1），但高于“部分時間、部分空間”服務模式下的供冷量（案例2）。同時系統采用分散式熱泵，能夠保證熱泵機組在較高的負荷率下運行，熱泵性能得到提高。但系統中冷卻水側為集中形式，冷卻水泵電耗成為空調電耗的主要組成部分，約占空調總電耗51％。

4分析與討論

文中的3個實際案例均為集中式空調系統形式，但3個空調系統在用戶調節能力、制冷設備和輸配系統形式上略有差異。綜合比較上述3個案例，有利于增強對集中式空調系統在居住建筑中適用情況的理解。3個案例中空調系統部分的能耗組成及供冷量如表3所示，表4列出了各部分的能效情況，表中的能效計算方法參照GB／T17981—2007《空氣調節系統經濟運行》中的要求，即機組COP為用戶側供冷量與熱泵機組耗電量的比值；冷水輸送系數為用戶側供冷量與冷水循環泵電耗的比值；冷卻水輸送系數為用戶側供冷量和熱泵機組電耗之和與冷卻水循環泵電耗的比值；系統能效等于用戶側供冷量／（熱泵機組耗電量＋冷水循環泵電耗＋冷卻水循環泵電耗）。通過3個工程案例的對比分析，得到的主要結論如下。1）只要有自主調節的條件和機制，末端用戶就會按照類似分散式空調的模式運行，用戶側負荷呈現需求不同步、負荷率低的特征。在寒冷及嚴寒地區，居住建筑的冷熱負荷特征迥異。在供熱過程中，熱負荷的主要影響因素為室外氣象條件，因此各用戶的熱負荷具有同步性。但在夏季供冷過程中，氣象條件并非主要的影響因素，室內熱擾情況成為影響冷負荷的最關鍵因素，這也是造成居住建筑冷負荷與熱負荷特征不一致的本質原因。目前我國住宅的主導形式為公寓式，其使用方式的主要特點為：①各戶之間居留情況差異大；②室內人數變化大；③室內環境需求差異大等。在這樣的使用特征下，只要末端用戶對空調系統有調節能力，用戶就會按照“部分時間、部分空間”的方式運行空調，進而形成居住建筑中用戶側負荷需求不同步、負荷率低的情況。從對比分析可以看出，完全集中式空調系統提供“全時間、全空間”的室內環境控制服務（案例1），對應的空調電耗最高，能耗約為具有末端獨立調節功能的半集中式系統（案例2）的3倍。這種能耗差異主要是由服務模式的差別導致的。從用戶側供冷量的對比可以看出，在案例1中，供冷量為59kW•h／m2，遠大于案例2與案例3。在案例1中，不管末端的需求情況如何，一律按照公認的舒適性進行環境調控，即采用“全時間、全空間”的室內環境調控方式。而在案例3中，采用戶式集中空調系統，其服務模式為“部分時間、全空間”，用戶側耗冷量為13．2kW•h／m2，相比案例1有所降低。案例2中，空調末端的調控類似分散式空調，用戶可以根據需要自行調節。在這種調控方式下，受生活方式的影響，我國居民大部分會采用“部分時間、部分空間”的運行方式，因此空調系統需要供應的冷量比案例1和案例3少。例如，某戶的臥室平均只有30％的時間有人，而居住者入睡后又不希望空調運行，則該臥室真正需要開啟空調的時間平均僅為20％。然而，同樣的臥室，采用集中式系統時空調卻是在100％的時間內運行，因此供冷量遠大于實際需求量，其提供服務的時間、空間累積（運行時間×服務面積）幾乎是分散式空調的5倍。2）在居住建筑中，受用戶末端的需求現狀影響，在集中式空調系統中，輸配能耗成為系統能耗的主要組成部分。在案例2和案例3中，其空調末端具有分散式空調的特性，但制冷設備及輸配系統是典型的集中式形式。案例2和案例3的空調能耗均在8kW•h／m2左右，約為分體空調的1．5～3倍。這主要是由于案例2和案例3的輸配能耗較大。從表5可以看出，案例2中的冷水和冷卻水輸送系數均不超過10，而案例3中的冷卻水輸送系數甚至只有3．7。GB／T17981—2007《空氣調節系統經濟運行》規定，用于全年累計工況評價時，冷水輸送系數指標的限值為30，冷卻水輸送系數指標的限值為25。2個案例中水泵輸送系數均處在很低的水平。正如上文的分析，就實際的總冷量來說，案例2和案例3這種集中式系統與分體空調相差不大。然而集中式系統的輸配循環泵全天24h連續運行，而且在大部分時間輸送冷量的功效很差（供回水溫差很?。Ｈ缭诎咐?中，供冷季僅循環水泵的電耗就達到3．2kW•h／m2，已經相當于采用分體空調住宅的平均夏季電耗。案例3能進一步說明上述問題。在案例3中，只有冷卻水需要統一循環。由于末端的可調控性，居民采用“部分時間、全空間”的運行方式，一天中熱泵運行的時間大大縮短，熱泵和末端裝置電耗只占空調系統總能耗的49％，但冷卻水循環泵的電耗竟超過系統總用電量的一半。如果在案例2和案例3中的用戶末端水側安裝電動通斷閥并配以水泵變頻，則可以增大冷水系統的供回水溫差，在一定程度上降低這種集中式系統的輸配能耗。但由于居住建筑中存在用戶側負荷需求不同步、負荷率低的特征，輸配能耗仍將是系統能耗的主要組成部分。圖10為案例2典型日各用戶末端風機盤管的開啟時間頻率分布情況。可以發現，大部分用戶的風機盤管開啟率集中在10％以內，僅有極少用戶的開啟率可以達到60％左右。在這種情況下，最理想的調控方式為設置多臺循環水泵并聯運行，并根據供回水溫差進行水泵臺數及頻率調節。但在實際工程中，一般設置2～3臺水泵，在低開啟率的情況下將導致水泵的工作點嚴重偏離，進而造成輸配系統的高能耗、低能效狀況。同時，輸配系統的能耗降低也受到制冷機側的限制。一般集中式系統最多設置2～3臺制冷機，而每臺制冷機均有最低流量限制，這就導致在小負荷的情況下，輸配系統的流量不可能下降過多，系統不可避免地處在大流量、小溫差的運行狀況下。因此，從以上分析可以發現，造成這種系統能效偏低的本質原因是住宅空調負荷率低、負荷不同步，這與公共建筑差異較大。所以在居住建筑中采用集中式空調系統需要非常謹慎。3）從居住建筑實測案例分析發現，空調系統中處在集中與分散特性交界處的環節往往呈現出高運行能耗的特性。從上文的分析可知，居住建筑中用戶側的需求具有“部分時間，部分空間”的分散特性，這與集中式空調系統自身具有的調節靈活性較差的特征相矛盾。在實際應用中，在集中與分散特性的交界處，往往容易出現能耗高或能效低的問題。在案例1中，其空調末端缺乏可調性，與用戶負荷的分散特性產生矛盾。這意味著在這種集中式空調系統中，空調末端與室內的換熱環節為集中與分散特性的矛盾邊界。這種矛盾導致系統的供冷量大大增加，系統運行能耗高。在案例2中，空調末端具有可調性，但一級泵為定流量控制，這與用戶負荷的分散特性產生矛盾。即冷水在機組與用戶末端之間的換熱環節為集中與分散特性的矛盾邊界。這種矛盾導致冷水泵的輸送能耗成為了制約系統能效提高的主要原因。從表5可以看出，該系統的冷水輸送系數僅為5，遠低于GB／T17981—2007《空氣調節系統經濟運行》中提出的限值（30）。而且冷水側的不可調節特性進一步影響了制冷機及冷卻水側的可調節性及運行情況，造成整個系統能效偏低。在案例3中，由于采用分戶式熱泵，機組至室內的整個換熱環節可視為一個整體，均具有分散的特性。但冷卻水側為定流量，即冷卻水在冷源和機組之間的換熱環節為集中與分散特性的矛盾邊界。這種矛盾導致冷卻水泵電耗成為耗電量的主要組成部分。對比案例2和案例3可以看出，同樣是水源熱泵，案例2的地下水循環泵電耗不到系統總用電量的20％，但案例3中地下水循環泵電耗卻占系統總用電量的51％，而且其冷卻水輸送系數僅為3．7。從3個案例的對比分析可以發現，當集中式空調系統應用于居住建筑中時，應盡量增強各環節的可調節性，使各環節的特性與分散式的用戶側負荷需求相匹配。如果某個環節缺乏可調性，其集中特征將與用戶負荷的分散特征產生矛盾，在此矛盾邊界上往往容易產生高能耗或低能效的問題。

5結論

5．1在居住建筑中應用集中式空調系統時，3個實測工程案例表明，用戶末端、制冷機及輸配系統的可調性較差是造成空調系統能耗較高、能效較低的主要原因。

5．2受用戶負荷分散特性的影響，分散式空調在居住建筑中較為適用。集中式空調系統在居住建筑中的應用效果不佳，是由用戶側負荷需求不同步、負荷率低的本質特征決定的。5．3可調性對系統能耗有重要影響，設計時應在實現系統靈活可調的前提下，優化提高系統運行效率。

作者：周欣燕達鄧光蔚 張曉亮張野簡毅文江億單位：清華大學