合肥市某酒店空调系统能耗分析与节能改造

张璐 ，祝健

（合肥工业大学土木与水利工程学院，安徽 合肥 230009）

0 前言

随着经济的快速发展和人们生活水平的提高，人们对室内环境舒适度的追求也越来越高。酒店作为服务行业，为营造更好的室内环境，其能耗也在不断增加。据有关调查，我国大部分酒店能耗费用已达营业额的8%～15%，而国际上一些节能酒店仅有6%～8%[1]。由此可见，我国酒店空调系统节能具有很大的潜力。

国内一些学者对酒店全年建筑能耗统计发现空调系统能耗占建筑总能耗的主体[2-4]。因此，降低空调系统能耗是实现酒店节能的关键。文献[5]通过对深圳市酒店类建筑空调系统的调研，发现深圳市大部分酒店未设置自动控制系统。文献[6]为减小酒店空调负荷，提出了变频技术、新风节能、热回收技术等节能措施。文献[7]中分析了酒店建筑设计的8个因素与负荷之间的关系，为如何减小酒店负荷及节能改造提供了依据。本文以合肥某酒店为例，对该酒店全年的能源使用情况进行统计分析，指出酒店能耗存在的问题。依据对该酒店空调系统的测试结果，提出相应的节能措施。

1 酒店及其空调系统概况

该酒店位于合肥市肥西县，建筑面积2.8×104m2。酒店拥有220间酒店客房，8间面积不等的会议室，以及可容纳400人的宴会厅。酒店建筑地下1层，地上20层。该酒店于2011年完工，围护结构满足公共建筑节能设计标准。

酒店空调冷源选用2台制冷量为1 758 kW的离心式冷水机组，其功率为315.4 kW，冷却塔选用2台循环水量为450 m3/h的圆形逆流式冷却塔，其功率为15 kW；热源选用2台产热量为1 600 kW的燃气热水锅炉集中供热，其功率为5.5 kW。

酒店不同用途房间采用空调系统不同，对于面积较小且用途变化较小的房间，如客房采用风机盘管加新风系统，对于面积较大区域，如酒店宴会厅则采用全空气系统。空调水系统采用水平同程式，末端均为两管制。冷水机组和锅炉依据酒店用冷需求确定开启数量，对应的冷却塔及水泵与其匹配运行，其中水泵为两用一备。空调系统相关水泵主要参数见表1所列。

空调系统相关水泵主要参数 表1

2 酒店能耗分析

2.1 建筑能耗分析

酒店2015年、2016年各月总耗电量、锅炉耗燃气量分别如图1、图2所示。根据图1可以看出，4～6月份耗电量较接近且均高于3月份，因为酒店临近三河古镇，这几个月为旅游旺季，酒店入住率较高；7～9月份室外温度的升高及室内热、湿负荷的增大，酒店开始集中供冷，该段时间内酒店耗电量上升，8月份达到最大；10月因受国庆长假的影响，酒店入住率较高，照明、其他设备用电量增加，耗电量相对较高；11月份，随着室外气温下降，该月耗电量也进一步降低，但耗气量增加。1～3月份和11～12月份，酒店开始供暖，热水锅炉消耗的燃气量剧增,见图2全年各月耗气量图。2015年4～6月份及8～9月份酒店耗气量较小，期间锅炉仅需提供酒店所需的生活热水，耗气量较为平稳，7月份和10月份受入住率影响，酒店生活热水需求量大，其耗燃气量有所上升。

图1 各月耗电量

对比图1和图2可知，1～3月份和12月份为供热的高峰期，酒店的用电量相比3月份和11月份有所增加，却低于7～9月份空调系统耗电量，说明酒店建筑总电耗中空调系统电耗占主要部分。

图2 各月耗气量

该酒店建筑用能以电能及天然气为主，电能主要用于空调设备、动力、照明及其他用电设备，而天然气主要用于冬季采暖、生活热水和炊事。将天燃气折算为等效电（天然气取7.148 kW·h/m3），得出该酒店2015年单位建筑面积能耗为 229.4 kW·h/(m2·a），2016年单位建筑面积能耗为210.6 kW·h/(m2·a）。住建部节能中心与天津大学环境科学与工程学院[8]对重庆市14家酒店进行调研，得出重庆市酒店类建筑单位建筑面积折算总能耗 63～235 kW·h/(m2·a）之间，平均值为118 kW·h/(m2·a）；上海市建筑科学研究院有限公司与同济大学绿色建筑与新能源研究中心[9]对上海大型公共建筑进行能耗统计，发现宾馆酒店建筑单位面积能耗在 147.8～347.9 kW·h/(m2·a）之间,平均值为 169.3 kW·h/(m2·a）。与以上调研数据相比，同处夏热冬冷热工区域的该酒店能耗数据明显偏高。

2.2 空调系统能耗分析

根据酒店全年用能数据统计分析，该酒店空调用电量占总用电量的50%，其中酒店冷水机组用电量所占比例最大，酒店空调相关设备用电量占比如图3所示。从图中可以看出，冷水机组、末端、冷却水泵、冷冻水泵及冷却塔用电量分别占空调系统总用电量的54%、21%、10%、8%、2%。

图3 空调系统各项用电量占比

3 空调系统测试

经现场调研，酒店冷水机组平时仅开启1台，夏季极端天气时开启2台。为了能够对酒店空调系统所存在的问题有更清晰地认识，笔者对该空调系统进行测试。选择在2017年7月对空调水系统进行测试，测试结果如图4所示。

图4 空调供回水温差

从图4可以看出，冷冻水供回水温差平均2～3℃，温差最大值不超过4℃；冷却水系统回水温差平均值约为2℃，温差最大值不超过4℃。酒店空调水系统存在典型的“小温差、大流量”现象。测试数据显示冷却水泵的扬程仅为25 m,实际运行效率为49%，设计时选用的冷却泵扬程为32 m，扬程偏差较大。

4 酒店节能改造措施

4.1 冷热源及输配

系统经现场实测发现，冷热源现状已与原运行策略发生偏离。此次改造首先针对水力失调问题，空调水系统增设平衡阀及电动控制阀。针对冷却水泵选型偏大问题，依据测试结果更换冷却水泵，其流量370 m3/h，功率55 kW，并对冷冻水泵及热水泵增设变频器。

4.2 自动控制系统

酒店的空调负荷受季节及入住率的影响大，负荷波动大。冷水机组及水泵采取群控模式，当空调负荷发生变化时，根据实际负荷控制机组及水泵开启的数量。在系统供回水干管上设置温度传感器，水泵出口处设置流量计，最不利环路末端设置压力传感器，通过这些装置分别用以检测系统的实际负荷、水流量及压力。此外，还需设定系统正常工作时的温差，给定系统允许的温差范围，可以在自制终端调节系统运行所需的温差。设置的自控系统可避免运行管理人员凭经验进行手动调节带来的弊端，使酒店空调系统的运行管理更加方便、合理。

5 效益分析

5.1 经济效益

5.1.1 初投资

系统自控、变频改造及控制平台建设增加35万元，输配系统改造增加3万元，系统节能优化及调试增加15万元，空调系统检测维护增加5万元，其它费用2万元，总计增加60万元。酒店改造配置清单见表2所列。

酒店改造配置清单 表2

5.1.2 冷热源及输配系统

酒店区域冬、夏季空调系统运行分别按每年120d、135d计算，每天开机时间均为24h。因此，冬季运行时间：1×120×24=2880 h/a，夏季运行时间1×135×24=3240 h/a。电采用分时计量方式：峰时平均1.2858元 /kW·h，谷时平均 0.5287元/kW·h，平时平均0.8512元/kW·h，所列表中均以平均电价0.8512元/kW·h计算，天然气单价取3.3元/m3。输配系统改造前后经济分析见表3所列。

输配系统改造前后经济分析 表3

从表中可知，改造后节电量11 kW/h，节约天然气3.1 m3/h；水系统优化后每年总节能16.8万元。冷热源系统运行策略优化后输配系统节能约为10%。改造后冷热源部分每年共节约8.4万元。

5.2 经济性评价

经济性评价方法一般分为静态评价和动态评价方法。在对项目进行经济性评价过程中，动态评价方法考虑了时间对资金的影响，提高了项目投资回收期的精确性和决策的正确性。

投资回收期的计算公式为：

其中，Pt’为动态投资回收期；（CI-CO）t为第 t年的净现金流量；I为标准收益率，本项目取12%；T为时间。

求解方程（1）所得Pt’即为动态投资回收期。

由于方程（1）求解过程较为复杂，在实际工程应用中存在一定的难度。因此，可采用近似的方法来求解动态投资回收期，其计算公式为：

经统计，酒店改造初投资共计60万元，本项目计划投资回收期不超过4年，其项目投资现金流量见表4所列。

表4

根据公式（2）求得，动态投资回收期为2.75年。该项目动态投资回收期小于计划投资回收期，此项目可行。

6 结语

通过对该酒店空调系统全年运行能耗的分析，发现该酒店单位建筑面积能耗偏高。对酒店空调统进行测试，发现冷热源运行策略发生偏离、水力失调严重、缺少自动控制等问题，依此提出相应的改造措施。经分析，这些措施是可行的，且在经济效益上是明显的。这些建议可为酒店空调系统节能改造提供参考。