酒店建筑(特别是星级酒店)全年需要生活热水,需求量大且用量较为稳定;空调供冷期、供暖期通常也比较长,属于全年能耗较大建筑类型。传统的能源方式,一般由锅炉提供生活热水与空调热水,由冷水机组提供空调冷水。此外,北方地区夏季或南方地区也常用空气源热泵热水机组提供生活热水。采用冷水机组+冷却塔的供冷模式,会将大量冷凝热排放至空气中。将空调冷凝热回收,用于制备生活热水,既减少了废热排放,又减少了制备生活热水的能源消耗。酒店建筑的空调冷负荷、空调热负荷与生活热水负荷合理搭配时,冷凝热回收型空气源热泵是一种非常经济、节能、环保的能源模式。

　　 冷凝热回收型机组分为部分热回收型与全热回收型。部分热回型一般可回收20%～30%的冷凝热 ^[1],不过近年来随着产品的不断发展,市场中已有可回收70%冷凝热的部分热回收机型,且产品也在逐渐成熟。此类机型在制取空调冷水、热水时,均可以制取生活热水。制取空调冷水时,回收的冷凝热可以全部用于制取生活热水;制取空调热水时,机组的制热量可根据设定按比例为空调热水和生活热水分配热量,空调热水所占的热量比例约为30%～70% ^[2]。由于热量分配比例范围较宽,所以可以适用于多种负荷组合,满足多种工程需求。

　　 全热回收型机组可分为单换热器(含多个换热器并联)的单级热回收型与2个换热器串联的两级热回收型2种形式。单级热回收型机组与普通的空气源热泵机组相比,其内部增加了1个换热能力与冷凝器相同的热回收器,在制取较高温度(55 ℃)的生活热水时,空气源热泵的冷凝温度要提高到60 ℃,相比普通空气源热泵机组的冷凝温度(50 ℃),其性能参数会有所下降。根据某空调厂商提供的数据,COP下降15%～20%。两级热回收机型内部有两级串联的热回收换热器,可以不提高空调冷凝器的冷凝温度,其生活热水采用2套系统,分别对应两级热回收换热器 ^[3]。

　　 就目前市场上的产品而言,较为常见的机型为部分热回收型和单级全热回收型,2种机组均可以实现制取空调冷水、空调冷水+生活热水、空调热水、生活热水等4种运行模式。

　　 案例位于四川省宜宾市,年平均温度 17.9 ℃,无霜期347 d。当地的全年温度曲线(数据来自中国气象局官网)如图1所示。当地商业电价为0.932 7元/(kW·h),无峰谷电价;燃气价格为3.54元/m³。

　　 该工程的建筑功能为四星级酒店,主要使用功能为客房、酒店、游客集散中心及相配套的车库和设备用房。总建筑面积为37 763 m²:客房建筑面积为11 873 m²;酒店建筑面积为12 060 m²,主要为餐饮、会议用房等;地下建筑面积为13 830 m²,主要为车库、游客集散厅、洗衣房、变电站与锅炉房等设备用房。

　　 客房、酒店及地下部分区域设置空调,空调面积为25 038 m²,空调冷负荷为2 903 kW,空调冷指标为116 W/m²;空调热负荷为1 627 kW,空调热指标为65 W/m²。建筑不存在内区,没有冬季冷负荷。设计日空调逐时冷负荷见图2。

　　 生活热水的最高日最大时热负荷为1 900 kW,其中包括客房400 kW,酒店餐饮300 kW,洗衣房1 200 kW。生活热水的最高日耗热量为8 300 kW·h,日均变化系数取值1.1。洗衣房的蒸汽由独立蒸汽源提供,不在本文讨论范围之内。

　　 通过对宜宾气候条件的分析,结合酒店运营管理方根据当地相似酒店的管理经验,估算得出冷热源的使用时间,如表1所示。空调冷水+生活热水期为160 d,空调热水+生活热水期为130 d,仅生活热水期为70 d。

　　 根据冷热源的运行时间、室外气候条件及工程经验,估算空调冷热源不同负荷下的运行天数,如表2和表3所示。

　　 方案1采用常规的水冷冷水机组+燃气锅炉的能源形式,冷热源系统流程如图3所示。空调冷负荷为2 903 kW,冷源采用3台水冷螺杆式变频冷水机组,单台额定制冷量为1 018 kW(290 rt)。根据使用方要求,另设1台相同型号的机组备用。空调冷水供/回水温度为7 ℃/13 ℃,配4台冷水循环泵,三用一备。冷却水进/出水温度为32 ℃/37 ℃,设置1组开式横流模块化冷却塔,配4台冷却水循环泵,三用一备。

　　 空调热水与生活热水的热负荷为3 527 kW,设置6台模块化燃气锅炉,单台锅炉天然气用量为72 m³/h,热效率为90%,额定供热量为590 kW/台。分析热负荷,洗衣房的生活热水负荷(1 200 kW)主要出现在上午,空调热负荷、客房及酒店生活热水负荷主要出现在晚上,即热负荷存在错峰,设置6台锅炉可以满足各个末端同时使用,故认为已经设置了备用锅炉,不再单独设置备用锅炉。

　　 6台锅炉并联运行,设置4台锅炉热水循环泵,三用一备。锅炉热水供/回水温度为75 ℃/55 ℃,空调热水供/回水温度为45 ℃/40 ℃,生活热水进水温度以7 ℃计算,供水温度为55 ℃。空调热水设置1套板式换热机组,其中主要包括2组板式换热器,3台循环泵。生活热水设置2台半容积式换热器,配4台循环泵。锅炉侧热水经过分集水器分别输送至空调热水、生活热水的换热机组。

　　 方案2采用热回收型空气源热泵机组,冷热源系统流程如图4所示。采用5台空气源热泵机组(全热回收型),单台额定制冷量为762 kW,额定制热量(热回收量)为972 kW。夏季制冷时,四用一备,其中2台开启冷凝热回收制备生活热水;过渡季节开启2台机组,制取生活热水;冬季5台机组全开,3台制取空调热水,2台制取生活热水。此外,为生活热水设置2台有效容积为50 m³的热水箱,配合空气源热泵使用。

　　 为避免冬季出现极端天气导致空气源热泵机组不能使用或制热量过低,设置3台与方案1中相同型号的模块化燃气锅炉,作为空调热水与生活热水的备用热源,并为空调热水系统与生活热水分别配置1套板式换热机组。

　　 空调冷水供回水温度、空调热水供/回水温度、锅炉热水供/回水温度、自来水进水温度均与方案1相同,备用的生活热水换热机组的供/回水温度为55 ℃/50 ℃。

　　 对方案中的设备成本进行估算,比较2个方案的初投资,方案1,2的初投资估算见表4和表5。方案中的设备价格,均参照相关定额,结合市场上高档国产品牌或中档合资品牌的产品价格给出,2个方案的相同设备采用同一品牌。工程建设的税费、措施费等费用对方案的比选影响不大,均忽略不计。

　　 为便于计算运行费用,首先计算空调系统的综合制冷性能系数SCOP_C,计算公式为

　　 $SC{\rm O}{\rm P}{}_{\text{C}}=\frac{Q{}_{\text{C}}}{{\rm N}{}_1+{\rm N}{}_2+{\rm N}{}_3+{\rm N}{}_4}(1)$

　　 式中 Q_C为空调系统的制冷量,kW;N₁为冷水机组功率,kW;N₂为冷水泵功率,kW;N₃为冷却水泵功率,kW;N₄为冷却塔功率,kW。

　　 计算可得SCOP_C=4.01。然后计算空调系统的综合制热性能系数SCOP_H。为统一计算标准,将锅炉的输出热量、燃气用量、电价、燃气价格综合考虑,得出与冷水机组及空气源热泵机组相似的锅炉能效COP_G换算过程如下。

　　 锅炉的输出热量为590 kW,天然气输入量为72 m³/h。锅炉天然气输入量换算成电量输入功率为72 m³/h×3.54元/m³÷0.932 7元/(kW·h)=273.3 kW,则COP_G=590.0 kW÷273.3 kW=2.16。

　　 考虑燃气热值、锅炉热效率,通过公式转换,COP_G计算公式为

　　 $C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{G}}=\frac{{\rm M}{}_2\eta {\rm H}}{3600{\rm M}{}_1}(2)$

　　 式中 M₁为燃气价格,元/m³;M₂为电价,元/(kW·h);η为锅炉热效率,可取值0.88～0.96;H为燃气热值,kJ/m³,天然气取33 000 kJ/m³。

　　 同空调冷水系统SCOP_C相似,考虑锅炉热水主循环泵、空调热水循环泵、生活热水循环泵,计算得空调热水系统的综合性能系数SCOP_H=2.09,生活热水系统的综合性能系数SCOP_W=2.06。

　　 与方案1的计算方法相同,计算得方案2的空调冷水系统SCOP_C=3.28,空调热水系统SCOP_H=4.02。

　　 根据厂家提供的数据,该工程所选的空气源热泵在不同室外温度下的制热能力见表6,机组在进/出水温度为50 ℃/55 ℃时,制热量衰减不明显,但出于保守考虑,在计算生活热水系统能效时,仍考虑15%的制热量衰减,计算得生活热水系统SCOP_W=3.74。

　　 由上文数据可知,设计日累计冷负荷为32 200 kW·h,供冷季折合满负荷运行91 d;空调累计热负荷为14 200 kW·h,供暖季折合满负荷运行74 d;生活热水最高日用热量为8 300 kW·h,日均系数取值为1.10,运行360 d。

　　 方案1中,空调冷水系统SCOP_C=4.01,空调热水系统SCOP_H=2.09,生活热水系统SCOP_W=2.05。全年运行费为238.0万元,其中包括:空调冷水 68.1万元,空调热水47.0万元,生活热水122.9万元。

　　 方案2中,空调冷水系统SCOP_C=3.28,空调热水系统SCOP_H=4.02,生活热水系统SCOP_W=3.74。空调设计日累计冷负荷为32 200 kW·h,在20%负荷运行时,即日累计冷负荷为6 440 kW·h时,可回收冷凝热约为8 249 kW·h,可以满足生活热水的用热量,故可认为在160 d的供冷期内,生活热水近似免费获取。全年运行费为145.4万元,其中包括:空调冷水83.3万元,空调热水24.4万元,生活热水37.7万元。

　　 对比2个方案的初投资和运行费,方案2的静态投资回收期为(931.8万元-797.4万元)÷(238.0万元/a-145.4万元/a)=1.45 a。

　　 方案中的冷水机组、锅炉、空气源热泵机组、水泵等主要设备,在市场中均已非常成熟,在相同档次的产品中,其COP或效率相差不大。对该工程而言,燃气价格与电价是决定方案2的静态投资回收期的最主要因素。表7,8与图5列出了燃气价格、电价变化对静态投资回收期的影响,可以看出电价与燃气价格均对回收期有明显的影响,燃气价格影响更大。从定性角度分析,燃气价格仅影响方案1中锅炉运行费用,燃气价格降低时,方案1的运行费用会明显降低,导致方案2的投资回收期显著增加。而电价对2个方案的运行费用均有明显的影响,故电价升高时,投资回收期的增加较小。

　　 简单分析空调负荷与生活热水负荷对方案选择的影响。该工程空调冷负荷为20%时,可回收的冷凝热基本已经可以满足生活热水的需求,可认为160 d的供冷期内生活热水接近免费获取。方案2中夏季开启2台空气源热泵机组的热回收模式,已经可以满足生活热水需求,若该工程的生活热水负荷增大,虽然生活热水免费获取时间会略有缩短,但不难看出方案2的投资回收期更短。相反,若最高日生活热水负荷减小至4 100 kW·h,在不调整设备(即初投资不变)的前提下,静态投资回收期会增加至5.01 a,方案2的经济性明显降低。

　　 空调负荷、生活热水负荷的变化,对冷热源的选择有重要影响,但确定负荷变化对方案比选的影响非常困难。因为每个工程有各自的特点,需要具体分析,故本文不再对负荷变化对方案比选的影响作定量分析。

　　 本文所论述的方案比选,存在一定的误差,原因主要为:

　　 1) 2个方案的主要设备价格由造价定额及相关厂家提供;空调供冷季及供热季的时间,由酒店运营方、设计方根据项目所在地点气候条件估算得出,因此2种方案的初投资及运营费用结果均有一定的主观性。

　　 2) 方案比选中未考虑不同能源形式施工工艺的差别,忽略了该项费用。虽然存在误差,但1.45 a的投资回收期也足以说明方案2的经济性。

　　 本文所采用的运行费用计算方法,可以在设计阶段快速计算运行费用,用于比较能源方案的经济性。

　　 从国家能源发展的角度,我国的发电量及电力输配技术均发展迅速,在国际上已处于领先地位。反观化石能源,我国仍需要大量进口,从能源安全角度考虑,电力是国家更为提倡的能源形式。

　　 星级酒店建筑的生活热水用量很大,且全年供应,是主要的能耗之一。一般情况下,南方地区的酒店建筑的供冷期很长,耗能的同时又会排放大量冷凝热。热回收型空气源热泵机组可以将空调冷热源与生活热水热源综合考虑,回收空调冷凝热作为生活热水的热源,是值得优先考虑的能源形式。