某超高層建筑變風量空調系統設計

吳東升 陳振乾 龔德建

1 中建八局第三建設有限公司

2 東南大學能源與環境學院

3 東南大學建筑設計研究院有限公司

1 工程概況

本工程位于蘇州市，建筑面積為252000 m2，建筑高度 310 m，其中地下四層，建 筑面積 75000 m2，地上67層，建筑面積177000 m2。內設高級辦公樓層30層，酒店式公寓26層，其余為商業零售用房。

本項目的辦公樓層采用變風量空調系統，辦公房間的進深大于 10 m，對空調區域劃分內外分區，建 筑平面及空調分區如圖1所示。

圖1 辦公標準層平面布置及空調分區劃分圖

2 空調設計

2.1 室外的氣象參數

本工程位于江蘇省蘇州市，站臺位置：東徑120°26’，北緯31°04’。夏季空氣調節室外計算（干球）溫度：34.4 ℃。夏季空氣調節室外計算日平均溫度：31.3 ℃。夏季空氣調節室外計算濕球溫度：28.3 ℃。夏季通風室外計算溫度：31.3 ℃。夏季大氣壓：1003.7 hPa。冬 季供暖室外計算溫度：-0.4 ℃。冬季空氣調節室外計算（干球）溫度：-2.5 ℃。冬季空氣調節室外計算相對濕度：77 %。冬季通風室外計算溫度：3.7℃。冬季大氣壓：1024.1 hPa。

2.2 室內空氣設計參數

室內空氣設計參數如表1所示：

表1 室內空氣設計參數

2.3 圍護結構傳熱系數

1）外墻（包括非透光幕墻）的傳熱系數：0.8 W/(m·2K)。

2）外窗傳熱系數：1.8 W/(m2·K)。

2.4 空調內、外分區

在變風量空調系統的設計中，影響空調內外分區的因素主要有兩個，一是人為的內裝隔斷，二是外圍護結構，外區直接受到外圍護結構日射得熱、溫差傳熱及室外空氣滲透等負荷影響，因而空調冷熱負荷變化較大，內區相對具有穩定內熱冷負荷，因而通常需全年制冷。本工程綜合考慮將空調內外區分界線定在距外墻5 m處，冬季時外區南北房間的特性負荷特性常不相同，南向房間在強日照的條件下存在需要供冷的情況，因此外區采用壓力無關并聯風機動力型末端，內區采用壓力無關單風道單冷型變風量末端。

2.5 空調冷熱負荷計算

采用負荷計算軟件進行逐時冷負荷及熱負荷進行計算并輸出典型辦公作息時間（8:00～18:00）冷負荷計算結果，如圖 2所示在16:00時系統冷負荷達到最大值，計算結果見表1及表2。

圖2 夏季空調冷負荷

2.6 空調系統送風狀態點及系統送風量的確定

1）根據夏季室內空氣設計干球溫度和初定的相對濕度以及冷、濕負荷按式（1）確定熱濕比ε，考慮送風風管溫升，得送風狀態點S，狀態變化過程如圖3所示，室內狀態點N經吊頂回風溫升至R點后與新風混合至M點。

式中：Qmax為空調區域室內逐時冷負荷的綜合最大值，kW；W為室內逐時冷負荷的綜合最大值時的濕負荷，kg/s。

2）系統送風量GS應按各空調區域逐時冷負荷的綜合最大值并按式（2）計算確定。計算結果見表1以及表2。

式中：GS為系統送風量，kg/s；QT為室內全熱冷負荷，kW；hN為室內空氣設計狀態焓值，kJ/kg；hS為送風狀態焓值，k J/kg。

圖3 夏季空調過程

2.7 空調系統新風量

本工程空調機房設置在核心筒，空調新風通過連接到避難層的新風豎井與各層空調回風混合后經空調機組進行過濾、熱濕處理，再通過風管輸送至各變風量末端，空調排風通過排風豎井集中排放至避難層，連接到各層的新風支管、排風支管設置壓力無關型定風量風閥。受新風管井面積制約，無法實現過渡季全新風節能運行模式。各區域按人員需求供給新風的計算結果列于表2及表3，可以看出內區的新風量與末端最大送風量比值要更大，當以人員確定的系統新風量進行送風時，內區的人員更易感到憋悶。根據規范提供的方法[1]，當系統服務于多個不同新風比的空調區域時，系統新風量按式（3）進行修正，修正后的夏季系統新風量Vot=9660 m3/h，系統送風量Vst=42000 m3/h，系統新風比Y=0.23，由此可見修正后的新風量在一定程度上減輕了新風量分配不均，由于外區新風量偏大，內區新風量偏小，新風供給與需求的矛盾依然存在。

式中：Y為修正后的系統新風量在送風量中的比例，Y=Vot/Vst；X為未修正的系統新風量在送風量中的比例，X=Von/Vst；Z為需求最大的房間的新風比，Z=Voc/Vsc；Vot為修正后的總新風量，m3/h；Vst為總送風量，即系統中所有房間送風量之和，m3/h；Voc為需求最大的房間的新風量，m3/h；Vsc為需求最大的房間的送風量，m3/h；Von為系統中所有房間的新風量之和，m3/h。

通常情況下，冬季外區末端均處于供暖模式，為減少冷熱抵消的能量浪費，且為保持室內新風供給，外區末端風閥調節為一次風最大風量的 40%的位置，根據冬季內區供冷，外區供熱的混合得益理論[2]，系統送風溫度與夏季一致，由表2可以看出內區冬夏室內冷負荷基本一致，則內區末端冬季送風量也與夏季一致，由此可以計算冬季系統送風量Vst’=26000m3/h，新風量Vot’=8500m3/h，新 風比Y’=0.327。

表2 內區負荷計算表

表3 外區負荷計算表

2.8 風管系統及氣流組織設計

根據前述計算所得各空調區域的一次風最大風量可以布置末端如圖4所示，本工程每層設置一個空調系統，主風管采用環狀風管的布置方式，空調機組到每個末端均有兩個送風通道，均化了送風管的靜壓差，送風管采用等比摩阻法設計，回風采用平吊頂靜壓箱集中回風的方式。

圖4 變風量空調系統平面布置圖

變風量末端送風口的風量隨著室內空調負荷的變化而變化，易使房間的氣流組織惡化，因此需合理選擇送風口，本工程末端風口采用氣流貼附性能較好的條縫型散流器，為改善內區新風量不足的情況，將系統的回風口設置在內區靠墻吊頂處，使室內的氣流由外區流經內區后再回到空調機組，充分利用外區相對富余的新風。

2.9 空調機組的選型計算

1）空調冷盤管計算選型

根據夏季冷負荷確定冷盤管，空調箱的冷盤管容量按式（5）計 算：

式中：QC為空調箱冷盤管容量，kW；GS為夏季系統送風量，kW；hM為室內回風與室外新風混合狀態焓值，kJ/kg；hL為冷盤管處理后空氣狀態點，kJ/kg。

2）空調熱盤管計算選型

冬季空氣處理過程如圖 5所示，室內內外區混合為狀態點Nm，再 與新風混合為狀態點M，此時空調熱盤管對混合風加熱處理至M’，再由電極式蒸汽加濕器處理至送風狀態點S，則空調熱盤管的容量按式（6）計算：

式中：Qh為空調箱熱盤管容量，kW；GS為冬季空調系統送風量，kg/s；hM為室內回風與室外新風混合狀態焓值，kJ/kg；hM’ 為熱盤管處理后空氣狀態點焓值，kJ/kg。

圖5 冬季空調過程

此外，因本工程為辦公樓，空調系統為典型的間隙運行模式，故空調熱盤管還應承擔系統間隙運行時的單位面積蓄熱負荷，可由式（7）計算[2]，將計算結果與式（6）計算值比較后取大值作為空調熱盤管的選型計算依據。

式中：Qh’為冬季供熱蓄熱負荷，W/m2；q為基準蓄熱負荷，取值60 W/m2；Ck為蓄熱負荷修正系數，取值1.03；d為房間進深修正系數，取值1.0；w為預熱時間系數（1/預熱時間），1/h。

3）空調加濕器計算選型

如前所述，冬季引入室外新風，因而需對空調系統進行加濕，本工程選用蒸汽加濕器，加濕器加濕量由式（8）計算：

式中：GS為冬季系統送風量，kg/s；dS為送風狀態的含濕量，g/kg；dM’為熱盤管處理后空氣狀態點的含濕量，g/kg。

空調設備具體選型如下：

①風機：送風量 46200 m3/h，機 外余壓 500 Pa，單位風量耗功率0.22 kW/m3。

②表冷器：制冷量 325 kW，進出口水溫6 ℃/12 ℃，進風干球溫度/濕球溫度為28.7 ℃/20.8℃，出風干球溫度/濕球溫度為13.6 ℃/13.1 ℃。

③加熱器：制熱量 115 kW，進出口水溫60 ℃/50 ℃，進風干球溫度/濕球溫度為11.4 ℃/6.6 ℃，出 風干球溫度/濕球溫度為15 ℃/8.3℃。

④過濾器：采用板式初效+袋式中效形式，效率為G3+F6，加濕量為22 kg/h。

3 自動控制設計

根據前述的設計要點，采用主要的自控措施如下：

1）空調機組的系統風量采用定靜壓法控制，在主送風管上距空調機組出口1/3 處設置靜壓傳感器，以比例方式控制空調機組的風機頻率，維持該點靜壓相對恒定。

2）比例積分調節空調機組冷、熱水閥門開度，以維持相對恒定的出風溫度。

3）壓力無關型變風量末端在任何條件下，只根據房間負荷的需要輸送相應的空氣量，外區并聯風機動力型末端在冬季供熱模式下一次風僅維持最小送風量（最大送風量的 40%），并通過比例方式調節末端盤管熱水的供熱量。內區單風管單冷型末端存在預熱模式，即系統以最大風量制熱運行，末端風閥完全打開，預熱模式結束后再切換為內區制冷模式。

4）各層的新風支管、排風支管設置壓力無關型定風量風閥,根據冬夏模式自動調整新風量。

4 結語

1）變風量空調系統設計時考慮空間特點劃分內、外空調分區，并分別計算逐時冷負荷及熱負荷。

2）變風量空調系統當采用最小新風量供給時，冬、夏季的新風量要分別計算。

3）在設計變風量空調系統的送、回風口時，既要考慮小風量情況下的氣流組織問題，又要能夠充分利用外區富余新風彌補內區新風量的不足。

4）變風量空調機組計算選型時要考慮冬季預熱模式的供熱負荷。