基于全年能耗探讨洁净手术室空调系统的优化方案

中国中元国际工程有限公司 刘 鑫 孙 苗 史晋明

0 引言

目前我国的医疗卫生事业呈现快速、繁荣的发展趋势，医院建筑的新建、改扩建工程迎来新一轮建设热潮，而手术部是医院建设的重中之重。据统计，手术部净化空调能耗约占医院空调能耗的30%[1]。在净化空调系统设计中，往往存在不同程度的冷热抵消，造成巨大的能源浪费，这些费用最后都需要医保或患者承担，因此，降低手术部的能耗费用事关民生。

国内外的专家学者分别从设计和运维等多个角度探讨了降低手术部空调能耗的措施，但多以设计工况为分析前提。然而手术部空调能耗主要是由新风负荷引起的，新风负荷与室外空气热湿状态参数密切相关。因此，有必要分析空调系统在全年不同室外气象条件下的运行状态，进而因地制宜、因时制宜地制定空调系统方案和运行策略，尽可能避免冷热抵消，充分利用室外自然冷源，减少能源的浪费。

本文以手术部的净化空调系统为研究对象，考虑到室外气象参数对空调能耗的影响，将问题聚焦到重庆地区，基于全年能耗，对净化空调系统的不同方案进行技术经济比较，并分析室内设计温湿度对能耗的影响。

1 重庆地区气候特征

由于手术室一般位于建筑内区，不存在外围护结构，而室内的人员、设备、照明负荷相对稳定，因此室外新风成为影响手术部空调负荷波动的重要因素。室外空气的温湿度变化是影响新风负荷的主要原因，也是制定空气处理方案和冷热源方案的主要依据，分析项目所在地室外空气的热湿变化规律是方案设计阶段的重要内容。为了研究项目所在地气候特征，可在焓湿图上将全年室外空气状态参数划分为若干个热湿区域[1-3]，通过分析每个分区的气象特征，来研究空气的热湿参数对建筑热环境和空调系统能效的影响。图1为重庆地区全年室外空气状态参数的散点分布，其中全年逐时气象参数来源于文献[4]。

注：A～H、O为热湿区域。图1 重庆地区全年室外空气状态参数的散点分布

GB 50333—2002《医院洁净手术部建筑技术规范》中规定，洁净手术室室内设计温度为22～25 ℃、相对湿度为40%～60%，而现行GB 50333—2013《医院洁净手术部建筑技术规范》[5]中修订为温度21～25 ℃、相对湿度30%～60%，综合考虑实际工作中医生对室内温湿度的要求，可以将温度22～24 ℃、相对湿度30%～60%定为手术室的舒适区。在焓湿图上，通过温度22、24 ℃ 2条等温线和相对湿度30%、60% 2条等相对湿度线，将全年室外空气状态参数划分为9个热湿分区，如图1所示。由图1可以看出湿度高是重庆地区室外空气状态的主要特征，高湿区域(C、D、E)累计时长为8 166 h(见表1)，占全年总时长的93.2%。较高的空气湿度不利于净化空调系统除湿，除湿后的再热量是影响空调能耗的主要因素。

表1 重庆地区全年室外空气状态参数在各热湿区域的累计时长

2 净化空调系统方案

对于洁净手术室，其空调系统方案主要是确定冷热源和空气处理过程。在规划设计阶段，应根据项目所在地的气候特征、手术部负荷特性，从系统可靠性、运行成本等角度综合考虑，制定合理的空调系统方案，尤其是运行成本，它是空调系统节能性的直观体现，也是业主关注的重点。

本文以重庆市某综合医院的Ⅰ级洁净手术室为例，从经济性角度探讨手术室净化空调系统的优化配置方案。手术室洁净等级为Ⅰ级，净面积为50 m2，净高为3 m，室内人数取14人，新风量指标为20 m3/(h·m2)，则总新风量为1 000 m3/h。为保证工作面平均风速为0.20～0.25 m/s，送风口出口风速取0.34 m/s[6]，对于Ⅰ级手术室，送风口面积为2.4 m×2.6 m，则总送风量为8 400 m3/h。

由于手术室处于建筑内区，无外窗外墙，可近似认为无围护结构的传热负荷，因此室内热湿负荷全年均为恒定值，热湿比ε为定值。空调冷热负荷计算结果如表2所示。

2.1 冷热源方案

根据洁净手术室的使用要求，室内温湿度全年均需要维持在温度22～24 ℃、相对湿度30%～60%范围内，因此净化空调一般采用四管制系统，要求全年均能够满足同时供冷供热，目前应用较多的冷热源配置方案如表3所示。对于加湿方式，常采用电热式干蒸汽加湿。

表2 手术室热湿负荷计算结果

表3 净化空调冷热源方案

2.2 空气处理过程

对于手术室的空气处理过程，理论上通过调整一次和二次回风比例，可以避免再热，但是在工程中很难通过自控精确调整一、二次回风量，对自控系统整定和风阀性能要求较高[7]。因此，在国内不少地区，出于对自控及初投资的考虑，洁净手术室往往采用一次回风系统[8-9]。对于一次回风系统，根据新风处理方式的不同，通常有以下3种方案：1) 新风无集中处理的一次回风系统；2) 新风集中处理的一次回风系统；3) 温湿度独立控制系统。

本文以新风无集中处理的一次回风系统为例进行详细分析，夏季工况和冬季工况处理过程分别如图2、3所示，此处的夏季工况处理过程泛指需要经过除湿再热的处理过程，而冬季工况处理过程泛指不需要经过除湿再热的处理过程。当室内设计参数为状态点N对应参数时，根据热湿比线ε、室内总冷负荷及总送风量，可以确定送风状态点i。室外新风(状态点W)与回风(状态点N)混合后为状态点X，考虑风机温升1.4 ℃后为状态点X′。其中状态点N、i、机器露点L与室外空气状态参数无关，当设计温度为24 ℃、相对湿度为60%，且认为系统运行时室内状态点恒定不变，则状态点N、i、L的参数如表4所示。

图2 夏季工况处理过程

图3 冬季工况处理过程

表4 空气状态点参数

夏季工况，新风与回风混合后先经表冷器处理到机器露点L，再加热到送风状态点i。该过程存在冷热抵消，能耗损失较大。冬季工况，新风与回风混合并考虑风机温升后到状态点X′，经表冷(或加热)处理到送风状态点的等温状态点X1，再通过电热加湿至状态点i，该过程不存在冷热抵消。

可以看出，夏季工况中存在严重的冷热抵消，能耗远大于冬季工况的能耗，从节能角度考虑，应尽可能减少夏季工况的运行时间。在实际运行中，净化空调机组采用四管制，在其回水管上设置自动平衡电动调节阀，根据回风的温湿度调节阀门的开度，并采用湿度优先模式，根据室内温度调节再热量。由于手术室的净化空调全年运行，冬季工况与夏季工况并不存在明确的季节工况转换点，这对空调全年能耗的计算造成一定的困难。

为了准确计算非设计工况下净化空调系统的制冷量、制热量，尤其是在3、4、10、11月过渡季，对于空气处理过程的判定尤为重要。从图2、3可以看出，当室内设计状态点N确定后，状态点i和L也随即确定，净化空调机组的热湿处理是将混合状态点X处理到状态点i。当新风与回风的混合点X的含湿量大于送风状态点i的含湿量时，需要先经表冷除湿，然后再热到送风状态点i，即按夏季工况处理；当新风与回风的混合点X的含湿量小于等于送风状态点i的含湿量时，需要先经表冷(或加热)，然后等温加湿到送风状态点i，即按冬季工况处理。

根据表4可知，当室内设计温度为24 ℃、相对湿度为60%时，送风状态点i的含湿量为11.5 g/kg，新风与回风的混合点X的含湿量计算为dX=dN-(dN-dW)LW/LZ(LW为新风量，m3/h;LZ为总送风量，m3/h；dW为室外空气的含湿量，g/kg；dN为室内空气的含湿量，g/kg；dX为混合空气的含湿量，g/kg)。

当混合点X的含湿量dX>di时，应按夏季工况处理，即图4所示的室外空气状态点与回风混合后含湿量大于送风状态点i的含湿量11.5 g/kg，按夏季工况计算制冷量、制热量；当dX≤di时，按冬季工况处理，即图5所示的室外空气状态点与回风混合后含湿量小于等于11.5 g/kg，按冬季工况计算制冷量、制热量。

图4 按夏季工况处理的室外状态点

图5 按冬季工况处理的室外状态点

在手术室全年能耗计算时，考虑医院手术部运行时间为08:00—17:00，午间休息1 h，全天运行8 h，对全年工作时间内各状态点的处理过程进行统计，需按夏季工况处理的室外状态点累计总时长为1 771 h，按冬季工况处理的室外状态点累计总时长为1 149 h，夏季工况和冬季工况逐月累计分布时长统计分别见图6、7。

图6 夏季工况逐月累计分布时长统计

图7 冬季工况逐月累计分布时长统计

3 单位面积年度耗电量计算

为了综合对比不同冷热源方案的能耗情况，同时方便与其他类型建筑的能耗作对比，考虑将建筑使用中实际消耗的各种能源按能量的当量值或等价值进行换算。本文将冷量、热量及加湿量统一折算为耗电量，并将单位面积年度耗电量作为经济性评价指标，其中折算系数由空调系统的冷热源形式及加湿方式确定。

净化空调系统的耗电量由冷热源、输送系统及末端空调机组3个部分组成。以单位面积年度耗电量为目标函数，其表达式为

(1)

式中Pz为系统单位面积年度耗电量，kW·h/(m2·a)；Py为系统冷热源年总耗电量，kW·h/a；Pb为系统输送水泵年总耗电量，kW·h/a；Pm为系统空调末端年总耗电量，kW·h/a；S为手术区建筑面积，m2。

净化空调系统冷热源年总耗电量包括冷源和热源的耗电量，其常见形式主要有冷水机组、四管制空气源热泵机组、燃气锅炉、电加热、电热式加湿器等，冷热源总耗电量应为各部分耗电量之和，以表3所示的冷热源方案1为例，冷热源年总耗电量按式(2)计算：

(2)

式中qc为τ时刻的空调系统所需冷量，kW；qr为τ时刻的空调系统所需热量，kW；w为τ时刻的空调系统所需加湿量，kg/h；R为天然气热值，取35 590 kJ/m3；η为锅炉热效率；λ为天然气消耗量与电功率的折算系数；Qr为水的汽化潜热，kJ/kg；c为水的比热容，取4.2 kJ/(kg·C)；t0为加湿用自来水初始温度，℃。

冷源的耗电量主要是指冷水机组的耗电量，根据GB 50189—2015《公共建筑节能设计标准》[10]，夏热冬冷地区的水冷螺杆式冷水机组COP取4.8，空气源热泵机组的制冷COP取3.0，制热COP取2.0，则根据总冷热量和COP值，可近似估算冷水机组的耗电量。

对于热源，当采用电加热时，再热量即为耗电量；当采用四管制空气源热泵时，夏季再热量为回收的冷凝热，不需要额外耗电，仅需考虑热水泵的耗电量；当采用燃气锅炉加热时，消耗的燃气量可折算为耗电量。对于重庆地区，根据重庆市工程建设标准DBJ 50-052—2020《公共建筑节能(绿色建筑)设计标准》第8.1.7条及其条文解释，在计算空调工程总耗电量时，燃料消耗可折算为电量，即每消耗1 m3天然气折算耗电量为3.33 kW·h。如所需热量为1 000 kW·h，取锅炉效率93%，天然气热值35 590 kJ/m3，则消耗燃气量为106.5 m3，折算耗电量为354.65 kW·h。

系统输送水泵的年总耗电量主要包括冷水泵耗电量与热水泵耗电量，如式(3)所示。根据GB 50189—2015《公共建筑节能设计标准》，设计工况下，循环水泵总功率与设计冷(热)负荷的比值为耗电输热比，因此可以根据耗电输热比的限值和设计冷(热)负荷近似计算循环水泵总功率，再对时间进行积分，即可计算循环水泵的耗电量。

(3)

式中Ec为耗电输冷比；Eh为耗电输热比。

空调末端的年总耗电量主要指空调机组的耗电量，风机功率可由送风量、风压、风机效率计算得到，对时间进行积分可计算年总耗电量，如式(4)所示。其中送风系统风道的阻力包括进风口、各级过滤器、阀门、风道及弯头、三通等，本文实例中取风机全压1 315 Pa，风机全效率比70%，则当送风量为8 400 m3/h时，风机的计算功率值为5.26 kW。

(4)

式中Ls为空调机组的送风量，m3/h；p为空调机组的风机全压，Pa；ηs为空调机组的风机的全效率。

当室内设计温度为24 ℃、相对湿度为60%时，将室外空气全年逐时的状态参数作为输入条件，可计算出净化空调系统逐时的冷负荷、热负荷及加湿负荷，对上述逐时负荷进行时间积分，即可计算出净化空调系统全年的累计冷量、热量及加湿量，表5为重庆市某综合医院的Ⅰ级洁净手术室全年累计冷(热)量计算结果。

表5 重庆某综合医院净化空调系统全年累计冷量、热量、加湿量

当空气处理过程采用新风无集中处理的一次回风系统方案时，采用表3所示的3种冷热源方案，对应的单位面积耗电量及年运行费用计算见表6，方案1采用传统冷热源(电制冷机组和锅炉)，其单位面积耗电量为822 kW·h/(m2·a)，年运行费用为34 113元。相比于方案1，方案2运行成本增加48.0%，方案3运行成本降低11.6%。方案2增加的运行成本主要是由于夏季工况的电加热引起的，虽然采用电加热系统配置简单，控制方便，但是能耗较大，应谨慎使用。方案3中四管制空气源热泵的制冷性能系数低于水冷冷水机组，因此制冷机组的耗电量略高于方案1，但是由于四管制空气源热泵能够回收冷凝热，再热负荷无需消耗额外电能，其综合能耗略低于方案1，是一种比较节能的方案。

4 室内设计温湿度对空调能耗的影响

根据GB 50333—2013《医院洁净手术部建筑技术规范》规定的手术室的室内设计温湿度(温度21～25 ℃，相对湿度30%～60%)、为了便于分析室内设计温湿度对空调能耗的影响，此处空调冷热源均按四管制空气源热泵作为净化空调的冷热源考虑。表7统计了不同室内设计温湿度下的单位面积耗电量。

表6 不同冷热源方案的单位面积耗电量与运行费用

表7 不同室内设计温湿度下的单位面积耗电量 kW·h/(m2·a)

可以看出，提高室内设计温度和相对湿度，均能降低单位面积耗电量。当室内设计温度为24 ℃，相对湿度由60%降至30%时，单位面积耗电量增加了117%，相对湿度每降低10%，单位面积耗电量平均增加39%；当相对湿度为60%，室内温度由25 ℃降至21 ℃时，单位面积耗电量仅增加了8.0%，室内温度每降低1 ℃，单位面积耗电量平均增加2%。可以看出相对湿度对单位面积耗电量的影响远大于温度。因此在重庆地区，在满足规范和医疗卫生要求的前提下，提高室内设计相对湿度，可以降低净化空调系统的能耗。

5 结论

1) 高湿度是重庆地区室外空气状态的主要特征，高湿状态在全年总时长中占比为93.2%。较高的空气湿度不利于净化空调系统除湿，此外除湿后的再热量是影响空调能耗的主要因素。

2) 新风与回风混合点的含湿量可作为空气处理工况的判定条件，当混合点含湿量大于送风状态点含湿量时，可按夏季工况计算冷热负荷；当混合点含湿量值不大于送风状态点含湿量时，可按冬季工况计算冷热负荷。

3) 夏季工况处理过程存在冷热抵消，能耗较大，采用四管制空气源热泵机组回收冷凝热相比于传统的冷热源方案具有一定的节能效果，此外应谨慎使用电加热作为再热热源。

4) 室内设计温度和湿度的不同，改变了送风状态点在焓湿图上的位置，进而可以影响夏季工况和冬季工况的累计运行时长，对于空调系统的全年能耗影响较大，且相对湿度对能耗的影响远大于温度。因此在重庆地区，在满足规范和医疗卫生要求的前提下，提高室内设计相对湿度也是一项效果明显的节能措施。