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摘 要：针对广州市某酒店进行了能耗统计及中央空调系统运行性能测试。对测试数据进行分析，通过空调系统检测及评价标准相关要求，评估空调系统实际运行状况，并制定了相应的节能改造技术措施。
关键词：空调系统；性能测试；节能改造
1.引言
广州地处夏热冬暖地区，建筑能耗大，其中公共建筑能耗尤为突出[1]。文献[2]通过对广州市20栋大型公共建筑年能耗进行统计分析，得到大型公共建筑平均能耗为154kWh/（m2·a），酒店类建筑为160 kWh/（m2·a）。中央空调系统是酒店类建筑的重点能耗设备，其能耗约占建筑总能耗的43.7%，中央空调系统的节能运行是建筑节能降耗的有效途径。
本文以某酒店的中央空调系统为例，依据GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》、JGJ 177-2009《公共建筑节能检测标准》、JGJ 176-2009《公共建筑节能改造技术规范》等，通过详细调研和空调系统性能测试，对空调系统和设备目前的运行状况及能效水平进行系统的评估分析，并提出相应的整体节能改造规划，供同类建筑的节能改造参考。
2.空调系统概况
2.1建筑概况与能耗统计
该酒店建成于1984年，位于广州，拥有828间客、套房和数百套公寓及写字楼，建筑面积约18万m2，其中供冷面积为17.2万m2。酒店总建筑分东楼和西楼两栋，西楼有地上三十层和地下三层，建筑高度约112m，东楼为地上二十三层和地下三层，建筑高度约94m。其中1～4层为裙楼，包括酒店大堂、商场、餐厅等区域，西楼5～28层为酒店客房，东楼5～11层为写字楼，东楼12-21层为公寓。
酒店平均每年综合总能耗维持在7000吨标准煤以上，其中电力消耗量约占60%，中央空调系统电耗约占总电耗的70%、占综合总能耗的42%。
该建筑2010年每月的综合能耗、总电耗及空调电耗如图1所示。
从建筑综合能耗及电耗随月份的变化趋势可以看出，夏季的总能耗明显高于其他月份。由于这段时间气温升高，空调负荷加大，空调用电量也随之变大，尤其是7、8月份，其值约为冬季空调用电量的2倍。2月份的能耗较低，主要是 2月天数较少，同时春节假期客流较少。
经过对该建筑空调系统能耗数据的统计，将空调系统的能耗分为6项，分别是冷水机组、冷却水泵、冷冻水泵、冷却塔、空调末端（包括空调机、新风机及风机盘管）、抽排风机，如图2所示。
从能耗拆分的结果可以发现，冷水机组耗电约占总耗电量的50%，空调末端占23%，抽排风机占11%，冷冻泵和冷却泵各占7%，冷却塔占2%。
2.2空调系统参数与运行情况
酒店中央空调冷水采用四管制系统，冷水管路为异程式设计，热水管路为同程式设计，空调机房的冷源系统提供冷水、热水至建筑各区域，通过空调机、新风机及风机盘管等末端设备实现制冷和制热，整个空调系统设备连接示意图如图3所示。
2.2.1空调系统参数
冷水机组、初级冷冻泵、次级冷冻泵、冷却泵均置于独立一栋设备机房，冷却塔位于设备机房楼顶，设备参数如表1所示。
2.2.2空调运行管理模式
空调冷水系统原设计是二次泵系统，冷源侧的初级泵为定流量，负荷侧的次级泵通过台数调节实现变流量。原系统采用大温差设计方案，冷冻水供回水温度为6℃/13℃。冷冻泵、冷却泵及冷却塔与冷水机组一一对应，其中冷水机组是以小组形式对应，两台或一台冷水机组为一组，即在编号中同一数字标号的代表同一组（如2#和2A#）。实际运行时一组冷水机组可以开一台或两台，与冷冻泵、冷却泵及冷却塔对应。
冷水机组以小组的形式进行安装与控制，某一小组即使只有一台冷水机组运行，两台机组蒸发侧和冷凝侧的水阀都将处于常开状态，从而导致部分水流从未开机组的蒸发或冷凝侧流过，降低了冷冻水和冷却水的有效流量，造成能源浪费。
酒店空调系统历史运行记录表明，在高峰负荷时，空调系统开启3组冷水机组/6台，冷水机组侧冷冻水出水温度为9℃，但供到空调末端的冷水温度为12.2℃，回水温度为14.3℃，已无法满足末端的制冷除湿要求，系统存在大流量小温差问题，这是由于冷水通过平衡管在负荷侧循环造成。
3.空调系统测试
对空调系统主要设备运行能效进行实测分析，具体测试工作包括冷水机组运行能效比、冷冻泵和冷却泵运行效率及输送系数、冷源系统运行能效等。
3.1测试仪器
测试的主要内容包括：冷冻水和冷却水流量，冷冻水的供回水温度，冷却水进出口温度，冷水机组、冷冻泵、冷却泵以及冷却塔电功率，空调机组与新风机组送回风温度、风速，室外温湿度等。
在检测上述数据时所需主要测试仪器仪表如表2所示
3.2测试结果分析及系统评价
3.2.1冷水机组
冷水机组的能耗是公共建筑空调系统能耗的重要组成部分，其运行效率对空调系统的整体效率有显著影响[3]。测试结果如表3所示，测试期间供回水的温差基本维持不变，而供回水温度略有升高，可以说明冷水机组负荷已达到最大值，因此可以用运行COP与主机额定能效比进行比较，评价冷水机组的性能。
由于4#、4A#冷水机组故障，已断电停用，5#冷水机组冷凝器安全阀损坏，故未对其进行测试。
测试结果表明，COP有明显下降，下降幅度在12%～18%不等，且均低于GB 19577-2004《冷水机组能效限定值及能源效率等级》中能效限定值4.20。这与主机使用时间久（约29 年），机组老化有关；且制冷量有明显的衰减，约为额定制冷量的72%～83%，一定程度上也造成能效偏低。
3.2.2冷冻水系统
针对初级冷冻泵单台运行时，其效率的测试结果如表4所示。测试结果表明，水泵的输入功率为电机配电功率的90%左右，能确保水泵不存在过载问题；水泵的进出口压力表在同一高度，进出口压差可以表示水泵的扬程，1#～6#水泵的扬程在10m左右，远小于额定扬程15m；水泵效率也比较低，在70%以下。这是因为在设计选型时，冷冻泵的额定扬程是根据满负荷时水泵的扬程需求确定，而部分负荷运行工况下冷水流量远小于额定水流量，管程阻力损失也小于设计值，水泵实际运行扬程小于额定扬程，效率也明显小于额定效率（80%左右）。而7#泵作为备用水泵，长时间未运行，出水管手动阀处于半开状态，且已无法调节。因此管路阻力较大，水泵扬程17.5m明显大于额定扬程，水泵效率为73%，相比其他水泵要高，但由于偏离设计工况点，效率仍小于额定效率值。 由于上述测试未在空调系统满负荷运行工况下进行，测试时水泵为部分负荷运行状态，无法反映设计工况的结果。结合夏季高峰负荷下补充测试的结果，并参考实际运行记录的数据，表明设计工况下水泵效率在75%左右。此时，水泵的扬程与额定扬程接近，但相比额定效率仍偏低，同时也低于GB 19762-2007《清水离心泵能效限定值及节能评价值》中水泵能效限定值。
对于次级泵，测试其在单泵运行下的效率如表5所示，水泵的输入功率为电机配电功率的75%左右，匹配电机功率偏大。
在部分负荷工况下，次级冷冻泵偏离高效区运行，水泵效率只有50%左右，补充测试结果及高峰负荷下空调系统运行记录数据显示，而在满负荷工况下，次级泵效率在65%左右，也明显低于额定值，且小于标准中能效限定值，比节能评价值低近20%。
在空调冷冻水系统中，输送设备的能耗占相当大的分量。一般可采用水输送系数（WTFchw）来判断空调水系统的节能特性[4-5]， 通过系统测试现有冷冻水系统的 WTFchw值，在1#、6#初级泵与次级泵搭配运行时约为17，在其他初级泵与次级联合运行时约为25。
在GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》标准中规定，典型工况下冷冻水输送系数限定值为35，而该系统的冷冻水输送系数明显偏小。其中1#、6#初级泵与次级泵联合运行时，初级泵与次级泵不匹配，水量不平衡，冷冻水通过平衡管在负荷侧循环，从而影响冷冻水整体的输送效率，导致冷冻水输送系数还不到限定值的一半。
3.2.3冷却水系统
针对冷却泵单台运行时，其效率的测试结果如表6所示。1#～4#水泵的输入功率为电机配电功率的75%左右，能确保水泵不过载。而5#、6#水泵的输入功率均占电机配电功率的95%以上，实际上这是关小了这两台水泵进出口阀的测试结果，因而实际上在水阀全开的情况下，这两台泵存在过载而烧泵的危险。关小进出口水阀虽避免了过载的情况，但水泵的系统效率将大大降低。水泵的系统效率是指计算水泵效率时，扬程选用有效扬程，不包括克服调节水阀的阻力压降。通过测试数据分析计算，5#、6#水泵的有效扬程只有实测扬程的68%，水泵的系统效率约为42%，能源浪费严重。
在冷却水系统中，可用冷却水输送系数（WTFcw）来衡量其节能特性，在GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》标准中规定，典型工况下冷却水输送系数限定值为30，通过系统测试表明：当只运行1#冷却泵时，冷却水输送系数WTFcw为62，该水泵的输送效率虽然高，但实际上由于1#冷却泵流量与冷水机组不匹配，将影响冷却水系统的散热效果，从而降低冷水机组以及冷却塔的运行效率，冷源系统的总能耗将增加，反而得不偿失；当运行2#～4#冷却泵时，冷却水输送系数WTFcw为36左右；当运行5#、6#冷却泵时，冷却水输送系数WTFcw仅为20，这是因为该水泵为了匹配无风扇冷却塔喷水的压力需求，扬程较大，当与其它冷却塔联合使用时，不得不关小进出口阀门避免水泵过载，导致水泵偏离高效区运行，输送效率降低。
3.2.4冷源系统
冷源系统能效测试分为三种工况进行，即分别测试小组内开启一台冷水机组（仅有开启2#冷水机组）、开启两台冷水机组（开启2#、2A#冷水机组）及开启多组冷水机组（开启2#、2A#、3#、3A#、5#机组）时的冷源系统能效。具体测试结果如表7所示，表中结果已取平均值。
在标准JGJ 177-2009《公共建筑节能检测标准》中规定，在水冷冷水机组单台额定制冷量大于1163kW时，冷源系统能效系数检测值应大于3.1。从表7中可以看出，当冷源系统在工况一下运行时，冷源系统能效系数COPS为3.06，小于限定值；而当冷源系统处于工况二时，冷源系统能效系数COPS为3.37，满足标准要求；在第三工况时，冷源系统能效系数COPS为2.34，在夏季高温季节，供冷负荷较大，需开启多台机组，由于缺少检测控制系统，无法根据负荷需求有效的确定冷水机组以开启数量，因此冷源系统能效较低。
3.2.5空调风系统
对空调机组进行了抽检，测试范围涵盖西楼公共区域、餐厅及东、西楼设备层，各空调机组的送风量的测试结果以及与其相应额定风量的对比见图4。从图中可以看出，实际运行中大多数空调机组的实测风量低于其额定风量，其中AHU-M6、AHU-P10、AHU-T3这3台空调机组的风量低于额定风量的80%，这是由于空调机组运行时间长，过滤器普遍积尘严重，导致阻力增加，风量减小。空调机组只有水阀调节一个控制手段，当负荷较低时，只能通过减少送回风温差来改变供冷量，风系统大风量小温差运行，导致空调风系统能源输送效率偏低。
同样对新风机组进行抽检，测试各新风机组送风量与其相应额定风量的对比见图5。从图中可以看出：实际运行中未装变频器的FAU-R2、FAU-R8新风机组的实测风量与额定风量接近；而装了变频器的FAU-T25、FAU-T30、FAU-T5新风机组由于温度传感器故障，均为工频运行，实测风量与额定风量相当；其它新风机组均处于30HZ下运行，实测送风量低于额定风量的50%。由此可以看出，虽有部分新风机组装有变频器，但由于温度传感器故障等因素影响，新风机组处于工频或默认最低频率30HZ下运行，新风系统无法根据室外气象条件以及负荷需求，对控制参数进行实时设置，无法实现变风量调节。新风系统无法确保满足室内新风需求，在过渡季节，未能有效的利用新风制冷，存在较大的改进空间。
4.空调系统节能改造措施分析
4.1优化运行管理
原空调系统设计是将冷水机组以小组形式进行控制，因而经常出现冷冻水和冷却水从未开机组侧旁通的现象，另外初级、次级冷冻泵流量存在不匹配，冷冻水常在负荷侧循环，系统易出现大流量小温差现象，由此造成能源浪费，影响整个系统的运行效率。 根据以上几点，可以针对性的对空调系统运行管理进行优化。一方面，关闭未使用的冷水机组手动阀门，使得冷水全部从开启的冷水机组中流过，提高冷水利用率；另一方面，依据负荷调节冷冻水泵开启台数和冷冻水总管阀门开度，使之与冷水机组相互匹配，并保证初级、次级冷冻泵匹配，减少不必要的能源消耗。
4.2空调冷水机组替换
通过对空调系统现场测试表明，冷水机组运行COP只有3.85～4.13，低于国家标准中能效限定值4.20，机组冷媒为R12，是已禁止生产与使用的制冷剂。从酒店管理方了解，由于目前所用水冷机组故障频繁，业主有意将老机组替换成高效、适用的机组，以保障空调系统的运行安全达，同时达到节能的目的。
酒店已经新增了2台550RT的变频螺杆机，根据酒店的配置需求，建议首先新增3台1100RT离心机，替代原有三组单冷机组（6台550RT）。另外根据需求，可以再更换2台200RT的全热回收机组，替代原有的部分热回收机组，提高冷热综合利用效率。
4.3水泵替换及变频
为确保水泵流量与冷水机组流量要求相匹配，根据冷水机组的更换规划，对相应水泵进行替换。对于初级冷冻泵，可以新增3台45kW冷冻水初级泵与1100RT离心机组匹配，新增2台22kW冷冻水初级泵与550RT变频螺杆机匹配，结合原有2台11kW冷冻水初级泵与200RT热泵机组匹配，保证冷冻水一次环路冷量的输配要求。对于冷却水泵，建议新增2台37kW冷却泵与550RT变频螺杆机匹配，同时保留2#～4#与1100RT离心机组匹配。次级冷冻泵沿用原来6台55kW泵，并对次级泵进行变频改造，使初级、次级冷冻泵输送水量相互匹配，保证末端的供水稳定，同时提高冷冻水二次环路的输送效率。
4.4空调风系统改造
酒店空调风系统包括全空气系统和风机盘管加新风系统两种，其中酒店裙楼部分采用全空气系统，客房、公寓及办公写字楼采用风机盘管加新风系统。原系统限于八十年代的技术水平，采用定风量系统，无法根据负荷以及风量需求进行无级变风量调节，造成能源的浪费。部分新风机组虽有装有变频器，但由于温度传感器故障等因素影响，新风机组处于工频或默认最低频率30HZ下运行，新风系统无法根据室外气象条件以及负荷需求，对控制参数进行实时设置，无法实现变风量调节。此外室内风机盘管与新风机组控制系统均为独立存在，在冬季或过渡季节，存在同时供冷供热现象，冷热抵消，能源浪费严重。这多方面的因素造成部分区域空调末端系统无法完全满足实际使用的需求。
建议末端设备进行变频改造，通过对风系统中的主要设备（如空调机组、新风处理机组和新风机等）加装变频装置，通过控制系统实现风量的连续调节，以适应不同时期宾馆的用冷和舒适性要求。同时增加末端精细化管理控制系统，选用基于室内多测温点的全局优化控制方法，即通过在宾馆室内各区域广泛的安装温度传感器、湿度传感器、CO2浓度传感器等，对室内空气品质进行监测，以此为依据对空调机组的冷冻水供水量和风机的风量输出进行合理调节，在满足室内舒适性条件下，达到节能降耗的目的。
5.结论
通过对酒店建筑的能耗统计，分析了该建筑的能耗构成及空调系统能耗，并按照GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》、JGJ 177-2009《公共建筑节能检测标准》、JGJ 176-2009《公共建筑节能改造技术规范》等标准及规范的相关要求，对空调系统实际运行情况进行检测诊断，分析目前该建筑空调系统主要存在以下几个主要问题：1）空调冷水机组、冷却水泵、冷冻水泵、冷却塔等主要设备已运行长达29年，以致性能下降、出力衰减、故障率上升。2）此外空调系统设备配置、工艺流程已落后于现行节能环保标准，原机组冷媒为R12，是禁止生产与使用的制冷剂。3）空调系统各设备运行效率下降，冷水机组COP、水泵效率、水系统输送系数、冷源运行能效等均低于国家及行业标准要求。4）空调系统自动化控制水平低，控制系统老旧、部分功能失效，缺乏系统性的智能监测控制手段， 无法及时发现设备在运行中发生的故障及系统存在的能源漏洞，如冷冻水及冷却水旁通风机盘管与新风系统冷热同供等，导致整个系统运行效率低，能源浪费严重。
根据上述主要问提出了部分改造措施，分别是优化运行管理、空调冷水机组替换、水泵替换及变频、空调风系统改造。其中，优化运行管理不需要投资费用，但是对建筑物业管理人员的操作要求较高，应由专业人员提供详细指导；冷水机组的替换初投资较大，同时产生的节能量也较大，鉴于业主自身也有替换主机的想法，在条件允许的情况下应首先考虑，根据建筑实际所需负荷配置，更换高效机组，以达到更好的节能运行效果。水泵替换及变频改造初投资相对较小，替换水泵使其与冷水机组更加匹配，通过水泵变频保证供水稳定，提高水系统的输送效率。
广州市公共建筑空调系统能耗巨大，公共建筑空调系统测试评估主要是从系统运行管理与设备运行能效两方面入手，通过对空调系统的运行检测分析，挖掘出重点节能环节，依据现场测试及模拟分析综合判断其节能空间，能为建筑空调系统节能改造提供参考。
参考文献
[1] 周孝清、刘芳、陈伟青等.广州公共建筑能耗调查及研究[J].建筑科学，2007.23（12）.
[2] 李志生、李冬梅、刘旭红等.广州市20栋大型公共建筑能耗特征分析[J].建筑科学，2009.25（8）.
[3] 常晟、魏庆芃、蔡宏武等.空调系统节能优化运行与改造案例研究（1）：冷水机组[J].暖通空调，2010.40（8）.
[4] 王鑫、魏庆芃、江亿等.基于能耗数据和指标的空调系统节能诊断方法及应用[J].暖通空调，2010.40（8）.
[5] 清华大学.中国标准化研究院.西北建筑设计院等.GB/T 17981）2007 空气调节系统经济运行[S].北京：中国标准出版社，2008.
关键词：空调系统；性能测试；节能改造
1.引言
广州地处夏热冬暖地区，建筑能耗大，其中公共建筑能耗尤为突出[1]。文献[2]通过对广州市20栋大型公共建筑年能耗进行统计分析，得到大型公共建筑平均能耗为154kWh/（m2·a），酒店类建筑为160 kWh/（m2·a）。中央空调系统是酒店类建筑的重点能耗设备，其能耗约占建筑总能耗的43.7%，中央空调系统的节能运行是建筑节能降耗的有效途径。
本文以某酒店的中央空调系统为例，依据GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》、JGJ 177-2009《公共建筑节能检测标准》、JGJ 176-2009《公共建筑节能改造技术规范》等，通过详细调研和空调系统性能测试，对空调系统和设备目前的运行状况及能效水平进行系统的评估分析，并提出相应的整体节能改造规划，供同类建筑的节能改造参考。
2.空调系统概况
2.1建筑概况与能耗统计
该酒店建成于1984年，位于广州，拥有828间客、套房和数百套公寓及写字楼，建筑面积约18万m2，其中供冷面积为17.2万m2。酒店总建筑分东楼和西楼两栋，西楼有地上三十层和地下三层，建筑高度约112m，东楼为地上二十三层和地下三层，建筑高度约94m。其中1～4层为裙楼，包括酒店大堂、商场、餐厅等区域，西楼5～28层为酒店客房，东楼5～11层为写字楼，东楼12-21层为公寓。
酒店平均每年综合总能耗维持在7000吨标准煤以上，其中电力消耗量约占60%，中央空调系统电耗约占总电耗的70%、占综合总能耗的42%。
该建筑2010年每月的综合能耗、总电耗及空调电耗如图1所示。
从建筑综合能耗及电耗随月份的变化趋势可以看出，夏季的总能耗明显高于其他月份。由于这段时间气温升高，空调负荷加大，空调用电量也随之变大，尤其是7、8月份，其值约为冬季空调用电量的2倍。2月份的能耗较低，主要是 2月天数较少，同时春节假期客流较少。
经过对该建筑空调系统能耗数据的统计，将空调系统的能耗分为6项，分别是冷水机组、冷却水泵、冷冻水泵、冷却塔、空调末端（包括空调机、新风机及风机盘管）、抽排风机，如图2所示。
从能耗拆分的结果可以发现，冷水机组耗电约占总耗电量的50%，空调末端占23%，抽排风机占11%，冷冻泵和冷却泵各占7%，冷却塔占2%。
2.2空调系统参数与运行情况
酒店中央空调冷水采用四管制系统，冷水管路为异程式设计，热水管路为同程式设计，空调机房的冷源系统提供冷水、热水至建筑各区域，通过空调机、新风机及风机盘管等末端设备实现制冷和制热，整个空调系统设备连接示意图如图3所示。
2.2.1空调系统参数
冷水机组、初级冷冻泵、次级冷冻泵、冷却泵均置于独立一栋设备机房，冷却塔位于设备机房楼顶，设备参数如表1所示。
2.2.2空调运行管理模式
空调冷水系统原设计是二次泵系统，冷源侧的初级泵为定流量，负荷侧的次级泵通过台数调节实现变流量。原系统采用大温差设计方案，冷冻水供回水温度为6℃/13℃。冷冻泵、冷却泵及冷却塔与冷水机组一一对应，其中冷水机组是以小组形式对应，两台或一台冷水机组为一组，即在编号中同一数字标号的代表同一组（如2#和2A#）。实际运行时一组冷水机组可以开一台或两台，与冷冻泵、冷却泵及冷却塔对应。
冷水机组以小组的形式进行安装与控制，某一小组即使只有一台冷水机组运行，两台机组蒸发侧和冷凝侧的水阀都将处于常开状态，从而导致部分水流从未开机组的蒸发或冷凝侧流过，降低了冷冻水和冷却水的有效流量，造成能源浪费。
酒店空调系统历史运行记录表明，在高峰负荷时，空调系统开启3组冷水机组/6台，冷水机组侧冷冻水出水温度为9℃，但供到空调末端的冷水温度为12.2℃，回水温度为14.3℃，已无法满足末端的制冷除湿要求，系统存在大流量小温差问题，这是由于冷水通过平衡管在负荷侧循环造成。
3.空调系统测试
对空调系统主要设备运行能效进行实测分析，具体测试工作包括冷水机组运行能效比、冷冻泵和冷却泵运行效率及输送系数、冷源系统运行能效等。
3.1测试仪器
测试的主要内容包括：冷冻水和冷却水流量，冷冻水的供回水温度，冷却水进出口温度，冷水机组、冷冻泵、冷却泵以及冷却塔电功率，空调机组与新风机组送回风温度、风速，室外温湿度等。
在检测上述数据时所需主要测试仪器仪表如表2所示
3.2测试结果分析及系统评价
3.2.1冷水机组
冷水机组的能耗是公共建筑空调系统能耗的重要组成部分，其运行效率对空调系统的整体效率有显著影响[3]。测试结果如表3所示，测试期间供回水的温差基本维持不变，而供回水温度略有升高，可以说明冷水机组负荷已达到最大值，因此可以用运行COP与主机额定能效比进行比较，评价冷水机组的性能。
由于4#、4A#冷水机组故障，已断电停用，5#冷水机组冷凝器安全阀损坏，故未对其进行测试。
测试结果表明，COP有明显下降，下降幅度在12%～18%不等，且均低于GB 19577-2004《冷水机组能效限定值及能源效率等级》中能效限定值4.20。这与主机使用时间久（约29 年），机组老化有关；且制冷量有明显的衰减，约为额定制冷量的72%～83%，一定程度上也造成能效偏低。
3.2.2冷冻水系统
针对初级冷冻泵单台运行时，其效率的测试结果如表4所示。测试结果表明，水泵的输入功率为电机配电功率的90%左右，能确保水泵不存在过载问题；水泵的进出口压力表在同一高度，进出口压差可以表示水泵的扬程，1#～6#水泵的扬程在10m左右，远小于额定扬程15m；水泵效率也比较低，在70%以下。这是因为在设计选型时，冷冻泵的额定扬程是根据满负荷时水泵的扬程需求确定，而部分负荷运行工况下冷水流量远小于额定水流量，管程阻力损失也小于设计值，水泵实际运行扬程小于额定扬程，效率也明显小于额定效率（80%左右）。而7#泵作为备用水泵，长时间未运行，出水管手动阀处于半开状态，且已无法调节。因此管路阻力较大，水泵扬程17.5m明显大于额定扬程，水泵效率为73%，相比其他水泵要高，但由于偏离设计工况点，效率仍小于额定效率值。 由于上述测试未在空调系统满负荷运行工况下进行，测试时水泵为部分负荷运行状态，无法反映设计工况的结果。结合夏季高峰负荷下补充测试的结果，并参考实际运行记录的数据，表明设计工况下水泵效率在75%左右。此时，水泵的扬程与额定扬程接近，但相比额定效率仍偏低，同时也低于GB 19762-2007《清水离心泵能效限定值及节能评价值》中水泵能效限定值。
对于次级泵，测试其在单泵运行下的效率如表5所示，水泵的输入功率为电机配电功率的75%左右，匹配电机功率偏大。
在部分负荷工况下，次级冷冻泵偏离高效区运行，水泵效率只有50%左右，补充测试结果及高峰负荷下空调系统运行记录数据显示，而在满负荷工况下，次级泵效率在65%左右，也明显低于额定值，且小于标准中能效限定值，比节能评价值低近20%。
在空调冷冻水系统中，输送设备的能耗占相当大的分量。一般可采用水输送系数（WTFchw）来判断空调水系统的节能特性[4-5]， 通过系统测试现有冷冻水系统的 WTFchw值，在1#、6#初级泵与次级泵搭配运行时约为17，在其他初级泵与次级联合运行时约为25。
在GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》标准中规定，典型工况下冷冻水输送系数限定值为35，而该系统的冷冻水输送系数明显偏小。其中1#、6#初级泵与次级泵联合运行时，初级泵与次级泵不匹配，水量不平衡，冷冻水通过平衡管在负荷侧循环，从而影响冷冻水整体的输送效率，导致冷冻水输送系数还不到限定值的一半。
3.2.3冷却水系统
针对冷却泵单台运行时，其效率的测试结果如表6所示。1#～4#水泵的输入功率为电机配电功率的75%左右，能确保水泵不过载。而5#、6#水泵的输入功率均占电机配电功率的95%以上，实际上这是关小了这两台水泵进出口阀的测试结果，因而实际上在水阀全开的情况下，这两台泵存在过载而烧泵的危险。关小进出口水阀虽避免了过载的情况，但水泵的系统效率将大大降低。水泵的系统效率是指计算水泵效率时，扬程选用有效扬程，不包括克服调节水阀的阻力压降。通过测试数据分析计算，5#、6#水泵的有效扬程只有实测扬程的68%，水泵的系统效率约为42%，能源浪费严重。
在冷却水系统中，可用冷却水输送系数（WTFcw）来衡量其节能特性，在GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》标准中规定，典型工况下冷却水输送系数限定值为30，通过系统测试表明：当只运行1#冷却泵时，冷却水输送系数WTFcw为62，该水泵的输送效率虽然高，但实际上由于1#冷却泵流量与冷水机组不匹配，将影响冷却水系统的散热效果，从而降低冷水机组以及冷却塔的运行效率，冷源系统的总能耗将增加，反而得不偿失；当运行2#～4#冷却泵时，冷却水输送系数WTFcw为36左右；当运行5#、6#冷却泵时，冷却水输送系数WTFcw仅为20，这是因为该水泵为了匹配无风扇冷却塔喷水的压力需求，扬程较大，当与其它冷却塔联合使用时，不得不关小进出口阀门避免水泵过载，导致水泵偏离高效区运行，输送效率降低。
3.2.4冷源系统
冷源系统能效测试分为三种工况进行，即分别测试小组内开启一台冷水机组（仅有开启2#冷水机组）、开启两台冷水机组（开启2#、2A#冷水机组）及开启多组冷水机组（开启2#、2A#、3#、3A#、5#机组）时的冷源系统能效。具体测试结果如表7所示，表中结果已取平均值。
在标准JGJ 177-2009《公共建筑节能检测标准》中规定，在水冷冷水机组单台额定制冷量大于1163kW时，冷源系统能效系数检测值应大于3.1。从表7中可以看出，当冷源系统在工况一下运行时，冷源系统能效系数COPS为3.06，小于限定值；而当冷源系统处于工况二时，冷源系统能效系数COPS为3.37，满足标准要求；在第三工况时，冷源系统能效系数COPS为2.34，在夏季高温季节，供冷负荷较大，需开启多台机组，由于缺少检测控制系统，无法根据负荷需求有效的确定冷水机组以开启数量，因此冷源系统能效较低。
3.2.5空调风系统
对空调机组进行了抽检，测试范围涵盖西楼公共区域、餐厅及东、西楼设备层，各空调机组的送风量的测试结果以及与其相应额定风量的对比见图4。从图中可以看出，实际运行中大多数空调机组的实测风量低于其额定风量，其中AHU-M6、AHU-P10、AHU-T3这3台空调机组的风量低于额定风量的80%，这是由于空调机组运行时间长，过滤器普遍积尘严重，导致阻力增加，风量减小。空调机组只有水阀调节一个控制手段，当负荷较低时，只能通过减少送回风温差来改变供冷量，风系统大风量小温差运行，导致空调风系统能源输送效率偏低。
同样对新风机组进行抽检，测试各新风机组送风量与其相应额定风量的对比见图5。从图中可以看出：实际运行中未装变频器的FAU-R2、FAU-R8新风机组的实测风量与额定风量接近；而装了变频器的FAU-T25、FAU-T30、FAU-T5新风机组由于温度传感器故障，均为工频运行，实测风量与额定风量相当；其它新风机组均处于30HZ下运行，实测送风量低于额定风量的50%。由此可以看出，虽有部分新风机组装有变频器，但由于温度传感器故障等因素影响，新风机组处于工频或默认最低频率30HZ下运行，新风系统无法根据室外气象条件以及负荷需求，对控制参数进行实时设置，无法实现变风量调节。新风系统无法确保满足室内新风需求，在过渡季节，未能有效的利用新风制冷，存在较大的改进空间。
4.空调系统节能改造措施分析
4.1优化运行管理
原空调系统设计是将冷水机组以小组形式进行控制，因而经常出现冷冻水和冷却水从未开机组侧旁通的现象，另外初级、次级冷冻泵流量存在不匹配，冷冻水常在负荷侧循环，系统易出现大流量小温差现象，由此造成能源浪费，影响整个系统的运行效率。 根据以上几点，可以针对性的对空调系统运行管理进行优化。一方面，关闭未使用的冷水机组手动阀门，使得冷水全部从开启的冷水机组中流过，提高冷水利用率；另一方面，依据负荷调节冷冻水泵开启台数和冷冻水总管阀门开度，使之与冷水机组相互匹配，并保证初级、次级冷冻泵匹配，减少不必要的能源消耗。
4.2空调冷水机组替换
通过对空调系统现场测试表明，冷水机组运行COP只有3.85～4.13，低于国家标准中能效限定值4.20，机组冷媒为R12，是已禁止生产与使用的制冷剂。从酒店管理方了解，由于目前所用水冷机组故障频繁，业主有意将老机组替换成高效、适用的机组，以保障空调系统的运行安全达，同时达到节能的目的。
酒店已经新增了2台550RT的变频螺杆机，根据酒店的配置需求，建议首先新增3台1100RT离心机，替代原有三组单冷机组（6台550RT）。另外根据需求，可以再更换2台200RT的全热回收机组，替代原有的部分热回收机组，提高冷热综合利用效率。
4.3水泵替换及变频
为确保水泵流量与冷水机组流量要求相匹配，根据冷水机组的更换规划，对相应水泵进行替换。对于初级冷冻泵，可以新增3台45kW冷冻水初级泵与1100RT离心机组匹配，新增2台22kW冷冻水初级泵与550RT变频螺杆机匹配，结合原有2台11kW冷冻水初级泵与200RT热泵机组匹配，保证冷冻水一次环路冷量的输配要求。对于冷却水泵，建议新增2台37kW冷却泵与550RT变频螺杆机匹配，同时保留2#～4#与1100RT离心机组匹配。次级冷冻泵沿用原来6台55kW泵，并对次级泵进行变频改造，使初级、次级冷冻泵输送水量相互匹配，保证末端的供水稳定，同时提高冷冻水二次环路的输送效率。
4.4空调风系统改造
酒店空调风系统包括全空气系统和风机盘管加新风系统两种，其中酒店裙楼部分采用全空气系统，客房、公寓及办公写字楼采用风机盘管加新风系统。原系统限于八十年代的技术水平，采用定风量系统，无法根据负荷以及风量需求进行无级变风量调节，造成能源的浪费。部分新风机组虽有装有变频器，但由于温度传感器故障等因素影响，新风机组处于工频或默认最低频率30HZ下运行，新风系统无法根据室外气象条件以及负荷需求，对控制参数进行实时设置，无法实现变风量调节。此外室内风机盘管与新风机组控制系统均为独立存在，在冬季或过渡季节，存在同时供冷供热现象，冷热抵消，能源浪费严重。这多方面的因素造成部分区域空调末端系统无法完全满足实际使用的需求。
建议末端设备进行变频改造，通过对风系统中的主要设备（如空调机组、新风处理机组和新风机等）加装变频装置，通过控制系统实现风量的连续调节，以适应不同时期宾馆的用冷和舒适性要求。同时增加末端精细化管理控制系统，选用基于室内多测温点的全局优化控制方法，即通过在宾馆室内各区域广泛的安装温度传感器、湿度传感器、CO2浓度传感器等，对室内空气品质进行监测，以此为依据对空调机组的冷冻水供水量和风机的风量输出进行合理调节，在满足室内舒适性条件下，达到节能降耗的目的。
5.结论
通过对酒店建筑的能耗统计，分析了该建筑的能耗构成及空调系统能耗，并按照GB/T 17981-2007《空气调节系统经济运行》、JGJ 177-2009《公共建筑节能检测标准》、JGJ 176-2009《公共建筑节能改造技术规范》等标准及规范的相关要求，对空调系统实际运行情况进行检测诊断，分析目前该建筑空调系统主要存在以下几个主要问题：1）空调冷水机组、冷却水泵、冷冻水泵、冷却塔等主要设备已运行长达29年，以致性能下降、出力衰减、故障率上升。2）此外空调系统设备配置、工艺流程已落后于现行节能环保标准，原机组冷媒为R12，是禁止生产与使用的制冷剂。3）空调系统各设备运行效率下降，冷水机组COP、水泵效率、水系统输送系数、冷源运行能效等均低于国家及行业标准要求。4）空调系统自动化控制水平低，控制系统老旧、部分功能失效，缺乏系统性的智能监测控制手段， 无法及时发现设备在运行中发生的故障及系统存在的能源漏洞，如冷冻水及冷却水旁通风机盘管与新风系统冷热同供等，导致整个系统运行效率低，能源浪费严重。
根据上述主要问提出了部分改造措施，分别是优化运行管理、空调冷水机组替换、水泵替换及变频、空调风系统改造。其中，优化运行管理不需要投资费用，但是对建筑物业管理人员的操作要求较高，应由专业人员提供详细指导；冷水机组的替换初投资较大，同时产生的节能量也较大，鉴于业主自身也有替换主机的想法，在条件允许的情况下应首先考虑，根据建筑实际所需负荷配置，更换高效机组，以达到更好的节能运行效果。水泵替换及变频改造初投资相对较小，替换水泵使其与冷水机组更加匹配，通过水泵变频保证供水稳定，提高水系统的输送效率。
广州市公共建筑空调系统能耗巨大，公共建筑空调系统测试评估主要是从系统运行管理与设备运行能效两方面入手，通过对空调系统的运行检测分析，挖掘出重点节能环节，依据现场测试及模拟分析综合判断其节能空间，能为建筑空调系统节能改造提供参考。
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