双碳背景下基于矿坑水源的冷热源方案计算研究

Calculation Study of Cold and Heat Source Schemes Based on Mine Water in the Context of Dual Carbon Goals

摘要: 以湖州市某科研配套工程为例，对其进行全年逐时冷热负荷计算，得出不同负荷区间的运行时间，根据酒店设计冷热负荷进行空调冷热源方案选型。利用综合部分负荷性能系数(IPLV)的概念，并简化4种冷热源方案部分负荷时性能系数，以确定各方案不同负荷率下的COP，计算分析各种空调冷热源方案的初投资、运行费用、动态费用年值以及碳排放量。结果显示；水源多联机年运行费用约79.5万元，动态费用年值约122万元，碳排放量约493吨。从空调系统年运行费用、动态费用年值与碳排放量考虑，利用矿坑水的水源多联机系统更适合本工程，在具有水资源可以利用的条件下，水源多联机的具有更大的节能与减碳优势。

Abstract: Taking a scientific research support project in Huzhou City as an example, a year-round hourly calculation of the heating and cooling loads was conducted to determine the operating time for different load intervals. Based on the design heating and cooling loads of the project, the selection of HVAC heating and cooling source systems was made. By utilizing the concept of Integrated Part Load Value (IPLV) and simplifying the performance coefficient of the HVAC systems at partial loads, the coefficient of performance (COP) for each system was determined at different load rates. The initial investment, operating costs, dynamic annual costs, and carbon emissions of four HVAC heating and cooling source systems were calculated and analyzed. The results showed that the annual operating cost of the water-source multi-split system was approximately 795,000 yuan, with a dynamic annual cost of around 1.22 million yuan and carbon emissions of around 493 tons. Considering the annual operating cost, dynamic annual cost, and carbon emissions of the HVAC system, the water-source multi-split system utilizing mine water was found to be more suitable for this project. In conditions where water resources can be utilized, the water-source multi-split system has greater energy-saving and carbon reduction advantages.

1. 引言

选择合适的冷热源是实现公共建筑节能减排的关键，常见的空调冷热源形式包括冷水机组 + 热水锅炉、冰(水)蓄冷 + 热水锅炉、水(地)源热泵以及多联机系统等 [1] [2] 。冷水机组系统夏季制冷具有明显优势，但其冬季需依靠热水锅炉进行供暖 [3] ；水源热泵的主机能效比较高，而其自控程度较低，一般较难以满足用户侧灵活独立控制的需求 [4] ；水源多联机系统能够弥补两者的不足 [5] ，冬季无需使用燃气锅炉进行供暖，同时满足独立控制的需求。

常规项目上水源多联机的主机冷热源多采用冷却塔冷却和风冷热泵/热水机组加热模式，冷热源端的冷却塔、水泵以及风冷热泵或热水机组能耗较大 [6] ，与常规水源热泵或中央空调系统相比，其节能性和经济性并不明显，仅体现了末端灵活调节的使用便利性。

本文结合再生能源(项目所在区矿坑水源)与水源多联机以及水源热泵的诸多优点，对比4种空调冷热源方案，从初投资、运行能耗费用、动态费用年值与碳排放角度论证水源多联机系统在利用矿坑水低品位能源时的潜力。

2. 工程概况

湖州市德清县某酒店总建筑面积为13525.8 m²，地下1层，地上5层，其中地下面积3373.2 m²，地上面积10152.6 m²，地下为车库、设备用房、厨房以及酒店办公用房，1层为大堂及餐厅，2层为餐厅与客房，3层及以上为客房，其中客房数为68间(套间8间，标准间60间)。酒店建设区域原处于矿产开采区，现存两个废弃矿坑井，检测数据显示，矿坑井内有20万m³的地下水资源可供利用，矿坑内水质符合《采暖空调系统水质》(GB/T 29044-2012)要求。矿井水资源投入运行后，冬夏季均可向项目管网供给18℃的恒温用水。项目符合浙江省绿色建筑二星级设计要求。根据室内外设计参数及围护结构热工参数，采用空调负荷计算分析软件HDY进行设计日逐时冷热负荷计算，设计冷负荷为1424.7 kW，设计热负荷为1157.6 kW。对该酒店的全年逐时负荷进行统计，空调系统的负荷绝大部分时间内(占空调制冷时间的93.6%，空调制热时间的92.7%)处在最大负荷的75%以下，从图1看出，制冷运行时间主要分布在0%~50%负荷区间，因此低负荷区间空调系统机组的能效比高、运行稳定将更具有竞争优势 [7] 。

Figure 1. Cold and hot load frequency distribution chart. (a) Distribution chart of cooling operation time in summer; (b) Distribution chart of heating operation time in winter

图1. 冷热负荷频率分布图。(a) 夏季制冷运行时间分布图；(b) 冬季制热运行时间分布图

3. 空调冷热源方案

根据项目前期市政条件征询结果知：

1) 本项目地无市政热力管网，无法采用市政热源，故采用自建热源。

2) 项目地无峰谷电价和蓄能补贴政策，故不考虑蓄能系统设计。

3) 相同冷量吸收式制冷比压缩式制冷运行费用高，且吸收式制冷机房综合造价约是制冷机房 + 锅炉房的1.3倍 [8] 。项目周边无市政热网，燃气也无特殊政策支持，故不考虑吸收式制冷。

项目冷热源选择主要有：

方案1：冷水机组 + 热水锅炉空调系统；

方案2：水源热泵空调系统；

方案3：水源多联机空调系统；

方案4：风冷多联机空调系统。

四种冷热源方案主要设备见表1~4 (风机盘管、室内机与新风机按照项目图纸进行估算)。

Table 1. Main equipment list for option 1

表1. 方案1主要设备表

注：机组为双机头回路。

Table 2. Main equipment list for option 2

表2. 方案2主要设备表

注：机组为双机头回路。

Table 3. Main equipment list for option 3

表3. 方案3主要设备表

Table 4. Main equipment list for option 4

表4. 方案4主要设备表

4. 运行能耗分析

4.1. 能耗计算思路

从HDY软件中输出不同负荷区间的累计冷热负荷、干湿球温度与运行时间作为能耗计算的基础数据。采用与IPLV相同的评价要素简化模型，对酒店全年建筑负荷率进行分段，即分为0%~25%、25%~50%、50%~75%、75%~100%，简化原则是所有参数取分段内平均值的方式 [9] 。负荷率为分段负荷率的平均值，4段的负荷率分别为12.5%、37.5%、62.5%、87.5%；COP为建筑负荷率分段内机组负荷率下性能系数的线性平均值，其性能系数需考虑负荷率分段内平均冷却水进水温度的修正 [10] [11] ；运行时长为该分段内的统计总时长。利用12.5%、37.5%、62.5%与87.5%负荷率下的参数实现全年能耗计算。

4.2. 冷热源方案能耗计算及运行费用计算

$P_{12.5}=\frac{Q_{12.5\text{\%}}}{C_{0,25}}$ (1)

$P_Z=P_{12.5}{T}_{0,25}+P_{37.5}{T}_{25,50}\cdots +P_{87.5}{T}_{75,100}$ (2)

式中： $P_{12.5}$ 为酒店负荷率0%~25%分段内的主机平均功率，kW； $Q_{12.5\%}$ 为酒店负荷率0%~25%分段内的平均负荷，kW； $C_{0,25}$ 值为主机在负荷率0%~25%分段内的平均COP (冷却水进水温度为建筑负荷率0%~25%之间的平均数值)； $P_Z$ 为冷热源主机全年累计能耗(kW∙h)； $T_{0,25}$ 为机组在建筑负荷率0%~25%分段内的总运行时长，h；其他参数依次类推。

$P_{ldsb}=N_{0,25}{T}_{0,25}+N_{25,50}{T}_{25,50}+\cdots +N_{75,100}{T}_{75,100}$ (3)

式中： $P_{ldsb}$ 为冷冻水泵全年累计能耗(kW∙h)， $N_{0,25}$ 为0%~25%分段内的冷冻水泵运行平均功率，kW。

$P_{lqsb}=n_{0,25}{T}_{0,25}+n_{25,50}{T}_{25,50}+\cdots +n_{75,1000}{T}_{75,100}$ (4)

式中： $P_{lqsb}$ 为冷却水泵或矿井侧循环水泵全年累计能耗，(kW∙h)， $n_{0,25}$ 为0%~25%分段内水泵运行平均功率，kW。

$P_{lqt}=p_{0,25}{T}_{0,25}+p_{25,50}{T}_{25,50}+\cdots +p_{75,100}{T}_{75,100}$ (5)

式中： $P_{lqt}$ 为冷却塔全年累计能耗(kW∙h)； $p_{0,25}$ 为冷却塔0%~25%分段内的运行平均功率，kW。

$P=P_Z+P_{ldsb}+P_{lqsb}+P_{lqt}+P_{md}$ (6)

式中：P冷热源方案全年累计耗电量(kW∙h)， $P_{md}$ 为各方案末端设备全年累计耗电量(kW∙h)，冷水机组与水源热泵机组末端设备能耗相同，水源多联机系统与风冷多联机机组末端设备能耗相同。

4.3. 冷热源方案部分负荷时性能系数的简化

结合变频螺杆式冷水机组设备厂家提供4个负荷率下的COP，但这4个工况点的冷却水温度不是固定数值，需要对其COP进行修正。冷却水温度与室外湿球温度相关，依据能耗计算简化思路，根据整个空调季室外逐时气象参数，计算出5月1日至11月1日180天的逐时冷负荷，统计出建筑负荷率在0%~25%、25%~50%、50%~75%、75%~100%分段内的平均干湿球温度，结果见表5。

Table 5. Average wet bulb temperatures at different load rates

表5. 不同负荷率下的平均湿球温度

根据不同负荷率分段内的湿球温度，结合冷却塔选型曲线，计算出冷水机组负荷率下的冷却水进水温度。冷却塔实际流量为总流量的40%~100%，可以简化冷却塔流量为总流量的40%、60%、80%、100% [12] 。室外湿球温度和冷却塔出水温度随实际流量的降低而降低，结果如表6所示。

Table 6. Cooling tower outlet temperatures at different load rates

表6. 不同负荷率下冷却塔的出水温度

注：未标注数字的代表冷却塔出水温度无限趋近于湿球温度。

不同负荷率下的冷却水进水温度确定后，根据螺杆式冷水机组负荷率分区，按冷水机组性能曲线确定其对应的COP [13] 。不同负荷率下的干球温度确定后，根据风冷多联机负荷率分区，按风冷多联机性能曲线确定其对应的COP。

矿坑水资源投入运行后，冬夏季可供给18℃的恒温用水，夏季一次侧板换进出水温度为18℃/23℃，二次侧板换进出水温差为20℃/25℃；冬季一次侧板换进出水温度为18℃/13℃，二次侧板换进出水温度为16℃/11℃。根据二次侧出水温度及性能曲线确定其对应的COP。各方案对应负荷下的能效比见图2。

负荷率的变化主要是对应室外干湿球温度的变化，室外干湿球温度低，则负荷率低，冷却塔冷却效果更好，冷却水进水温度低，机组的COP上升，反之则降低。螺杆式冷水机组的37.5%~62.5%部分负荷区间的能效比基本处于性能曲线最高段，其低负荷区间的COP值较低主要是由于机组特性，而非冷却水温度影响所致；高负荷区间的湿球温度较高，对应的机组运行的冷凝温度上升而导致能效比降低。方案2与方案3利用矿坑水源作为18℃恒温用水进行换热，季二次侧进水温度20℃，冬季二次侧进水温度16℃，可认为水源热泵机组与水源多联机机组冷却水进水温度变化较小，机组冷凝温度相对稳定，在高负荷区间依然存在较低的冷凝温度。使得75%~100%部分负荷区间的性能维持在较高水平，水源热泵由于螺杆式压缩机的特性，在高负荷率区间仍有上升，而利用涡旋式压缩机的水源多联机在高负荷率区间上的COP值有所下降。另外，在低负荷区间，由于室外湿球温度较低，方案1的冷却水回水温度与方案2、方案3的冷却水回水温度相近，使得方案1、方案2与方案3的冷凝温度相近，所以在0%~25%负荷分段方案1、方案2与方案3的制冷能效比接近。低负荷率时系统COP较低的另一个原因是水泵功耗在机组0%~50%部分负荷区间运行时的占比更大。风冷多联机主机性能曲线低于其他方案主要原因与室外干球温度有关，空气温度高于其他水冷方式的冷却水温度，空气的比热容与实际换热效果远低于水，使得机组冷凝温度较高，主机COP低于其他方案。

Figure 2. COP chart for main mchines and systems at various load rates for each option. (a) Summer cooling chiller COP vs. hotel load rate; (b) Summer cooling system COP vs. hotel load rate; (c) Winter cooling chiller COP vs. hotel load rate; (d) Winter cooling system COP vs. hotel load rate

图2. 各方案对应负荷率主机及系统COP图。(a) 夏季制冷主机与酒店负荷率对应COP；(b) 夏季制冷系统与酒店负荷率对应COP；(c) 冬季制热主机与酒店负荷率对应COP；(d) 冬季制热系统与酒店负荷率对应COP

4.4. 运行能耗计算

结合冷热源方案负荷率分段的系统能效比，计算出全年冷热源系统(含水泵、末端等) 8760 h的逐时功率，表7、表8给出了各空调冷源方案制冷制热能耗数据。

Table 7. Energy consumption analysis of summer cooling operation for 4 scenarios

表7. 4种方案夏季制冷运行能耗分析

Table 8. Energy consumption analysis of winter heating operation for 4 scenarios

表8. 4种方案冬季制热运行能耗分析

5. 经济性与碳排放分析

5.1. 各方案初投资

初投资指空调系统各部分投资之和，主要包括设备费、安装费、土建费、材料费、施工取水费等。设备费主要指各方案中冷热源机组及水泵等，按照实际设备价格计算；安装费、材料费以酒店空调设备图纸进行统计计算 [14] ；土建费以机房每平方造价按照2000元/m²计算；施工取水费以实际工程费用为参考 [15] 。各方案初投资对比见图3。

Figure 3. Initial investment for various HVAC cooling and heating source options (in thousands of RMB)

图3. 各空调冷热源方案初投资(万元)

5.2. 各空调冷热源方案年运行费用

为了比较不同方案的运行成本，统一把电能和天然气折算为运行费用(湖州市商业电价为0.92元/(kW∙h)，天燃气价格为3.9元/m³，锅炉效率取95%)。结果如图4所示。4种方案中冷水机组 + 热水锅炉的方案运行费用最高，主要原因在于冬季使用燃气热水锅炉进行供热，其次是风冷多联机，水源多联机的全年运行费用最低。

Figure 4. Annual operating costs for various HVAC cooling and heating source options (in thousands of RMB)

图4. 各空调冷热源方案年运行费用(万元)

5.3. 动态费用年值比较

初投资和运行费用这两个指标只能反映出各方案经济性的一方面，决策时只能就某一指标进行比较，要对各方案进行综合经济比较时可以使用费用年值法。

动态费用年值的计算公式：

$A=\frac{i{\left(1+i\right)}^n}{{\left(1+i\right)}^n-1}\times C_o+C$ (7)

式中：A为费用年值，万元；

C_o为初投资，万元；

i为利率，取7%；

n为设备使用寿命(年)，风冷多联机机组15年，其他机组20年，燃气锅炉、冷却塔、水泵10年；

C为年运行费用，万元。各空调冷热源方案动态年值费用见表9。

Table 9. Dynamic annual cost comparison

表9. 动态年值费用对比

5.4. 碳排放计算

取华东区域电力碳排放因子为0.7035 kg/(kW∙h) [16] 。取天然气单位热值CO₂排放因子55.54 t/TJ，天然气的热值(燃烧热值为8500 kcal/m³)取35544 kJ/m³ [17] 。两个值相乘可以计算出天然气排放系数为1.9741 kg/m³。各空调冷热源方案年运行碳排放量见表10。

Table 10. Annual operational carbon emissions

表10. 年运行碳排放量

不同冷热源方案对应的碳排放量差别较大，方案3年碳排放量最少，折算到单位面积每年排放量为37.93 kg/m²，其次为方案4、方案2；方案1年碳排放量最高，主要由于方案1有天然气消耗，产生的碳排放量较大所致，此外，燃气的碳排放因子远高于电排放因子，使得方案1碳排放量明显高于其它3种方案。

6. 结论

通过对湖州市某科研配套工程的逐时冷热负荷、不同负荷区间的累计冷热负荷分布进行计算，从初投资、年运行能耗费用、动态费用年值与碳排放4个面进行了比较分析，得出如下结论。

1) 水源多联机系统全年运行费用约为79.5万元，比冷水机组 + 热水锅炉与水源热泵系统节省运行费用分别为6.3和26.2万元；水源多联机空调系统的全年碳排放量约为493吨，比冷水机组 + 热水锅炉方案与水源热泵系统分别少149.85和43.99吨。方案1采用热水锅炉作为热源，冬季制热费用较其他方案陡增，天然气燃烧产生的碳排放也高于电力系统，所以导致方案1在年运行费用与碳排放方面均处于劣势。

2) 水源热泵与水源多联机都利用矿坑水作为系统低温冷热源，螺杆式水源热泵系统COP随负荷率增加而上升，适合于负荷率较高区间，但由于该工程空调系统绝大部分时间处在最大负荷的75%以下，水源热泵主机的能效比随科研配套酒店负荷率增加而上升的优势不能充分发挥。水源多联机与风冷多联机相比，水源多联机利用矿坑水作为冷却介质，冷却效果强于空气，机组冷凝温度低，水源多联机系统的COP高于风冷多联机，运行费用与碳排放量均小于风冷多联机，所以水源多联机更适合本科研配套项目。

NOTES

^*通讯作者。