吴东升 陈振乾 龚德建

1 中建八局第三建设有限公司

2 东南大学能源与环境学院

3 东南大学建筑设计研究院有限公司

1 工程概况

本工程位于苏州市，建筑面积为252000 m2，建筑高度 310 m，其中地下四层，建 筑面积 75000 m2，地上67层，建筑面积177000 m2。内设高级办公楼层30层，酒店式公寓26层，其余为商业零售用房。

本项目的办公楼层采用变风量空调系统，办公房间的进深大于 10 m，对空调区域划分内外分区，建 筑平面及空调分区如图1所示。

图1 办公标准层平面布置及空调分区划分图

2 空调设计

2.1 室外的气象参数

本工程位于江苏省苏州市，站台位置：东径120°26’，北纬31°04’。夏季空气调节室外计算（干球）温度：34.4 ℃。夏季空气调节室外计算日平均温度：31.3 ℃。夏季空气调节室外计算湿球温度：28.3 ℃。夏季通风室外计算温度：31.3 ℃。夏季大气压：1003.7 hPa。冬 季供暖室外计算温度：-0.4 ℃。冬季空气调节室外计算（干球）温度：-2.5 ℃。冬季空气调节室外计算相对湿度：77 %。冬季通风室外计算温度：3.7℃。冬季大气压：1024.1 hPa。

2.2 室内空气设计参数

室内空气设计参数如表1所示：

表1 室内空气设计参数

2.3 围护结构传热系数

1）外墙（包括非透光幕墙）的传热系数：0.8 W/(m·2K)。

2）外窗传热系数：1.8 W/(m2·K)。

2.4 空调内、外分区

在变风量空调系统的设计中，影响空调内外分区的因素主要有两个，一是人为的内装隔断，二是外围护结构，外区直接受到外围护结构日射得热、温差传热及室外空气渗透等负荷影响，因而空调冷热负荷变化较大，内区相对具有稳定内热冷负荷，因而通常需全年制冷。本工程综合考虑将空调内外区分界线定在距外墙5 m处，冬季时外区南北房间的特性负荷特性常不相同，南向房间在强日照的条件下存在需要供冷的情况，因此外区采用压力无关并联风机动力型末端，内区采用压力无关单风道单冷型变风量末端。

2.5 空调冷热负荷计算

采用负荷计算软件进行逐时冷负荷及热负荷进行计算并输出典型办公作息时间（8:00～18:00）冷负荷计算结果，如图 2所示在16:00时系统冷负荷达到最大值，计算结果见表1及表2。

图2 夏季空调冷负荷

2.6 空调系统送风状态点及系统送风量的确定

1）根据夏季室内空气设计干球温度和初定的相对湿度以及冷、湿负荷按式（1）确定热湿比ε，考虑送风风管温升，得送风状态点S，状态变化过程如图3所示，室内状态点N经吊顶回风温升至R点后与新风混合至M点。

式中：Qmax为空调区域室内逐时冷负荷的综合最大值，kW；W为室内逐时冷负荷的综合最大值时的湿负荷，kg/s。

2）系统送风量GS应按各空调区域逐时冷负荷的综合最大值并按式（2）计算确定。计算结果见表1以及表2。

式中：GS为系统送风量，kg/s；QT为室内全热冷负荷，kW；hN为室内空气设计状态焓值，kJ/kg；hS为送风状态焓值，k J/kg。

图3 夏季空调过程

2.7 空调系统新风量

本工程空调机房设置在核心筒，空调新风通过连接到避难层的新风竖井与各层空调回风混合后经空调机组进行过滤、热湿处理，再通过风管输送至各变风量末端，空调排风通过排风竖井集中排放至避难层，连接到各层的新风支管、排风支管设置压力无关型定风量风阀。受新风管井面积制约，无法实现过渡季全新风节能运行模式。各区域按人员需求供给新风的计算结果列于表2及表3，可以看出内区的新风量与末端最大送风量比值要更大，当以人员确定的系统新风量进行送风时，内区的人员更易感到憋闷。根据规范提供的方法[1]，当系统服务于多个不同新风比的空调区域时，系统新风量按式（3）进行修正，修正后的夏季系统新风量Vot=9660 m3/h，系统送风量Vst=42000 m3/h，系统新风比Y=0.23，由此可见修正后的新风量在一定程度上减轻了新风量分配不均，由于外区新风量偏大，内区新风量偏小，新风供给与需求的矛盾依然存在。

式中：Y为修正后的系统新风量在送风量中的比例，Y=Vot/Vst；X为未修正的系统新风量在送风量中的比例，X=Von/Vst；Z为需求最大的房间的新风比，Z=Voc/Vsc；Vot为修正后的总新风量，m3/h；Vst为总送风量，即系统中所有房间送风量之和，m3/h；Voc为需求最大的房间的新风量，m3/h；Vsc为需求最大的房间的送风量，m3/h；Von为系统中所有房间的新风量之和，m3/h。

通常情况下，冬季外区末端均处于供暖模式，为减少冷热抵消的能量浪费，且为保持室内新风供给，外区末端风阀调节为一次风最大风量的 40%的位置，根据冬季内区供冷，外区供热的混合得益理论[2]，系统送风温度与夏季一致，由表2可以看出内区冬夏室内冷负荷基本一致，则内区末端冬季送风量也与夏季一致，由此可以计算冬季系统送风量Vst’=26000m3/h，新风量Vot’=8500m3/h，新 风比Y’=0.327。

表2 内区负荷计算表

表3 外区负荷计算表

2.8 风管系统及气流组织设计

根据前述计算所得各空调区域的一次风最大风量可以布置末端如图4所示，本工程每层设置一个空调系统，主风管采用环状风管的布置方式，空调机组到每个末端均有两个送风通道，均化了送风管的静压差，送风管采用等比摩阻法设计，回风采用平吊顶静压箱集中回风的方式。

图4 变风量空调系统平面布置图

变风量末端送风口的风量随着室内空调负荷的变化而变化，易使房间的气流组织恶化，因此需合理选择送风口，本工程末端风口采用气流贴附性能较好的条缝型散流器，为改善内区新风量不足的情况，将系统的回风口设置在内区靠墙吊顶处，使室内的气流由外区流经内区后再回到空调机组，充分利用外区相对富余的新风。

2.9 空调机组的选型计算

1）空调冷盘管计算选型

根据夏季冷负荷确定冷盘管，空调箱的冷盘管容量按式（5）计 算：

式中：QC为空调箱冷盘管容量，kW；GS为夏季系统送风量，kW；hM为室内回风与室外新风混合状态焓值，kJ/kg；hL为冷盘管处理后空气状态点，kJ/kg。

2）空调热盘管计算选型

冬季空气处理过程如图 5所示，室内内外区混合为状态点Nm，再 与新风混合为状态点M，此时空调热盘管对混合风加热处理至M’，再由电极式蒸汽加湿器处理至送风状态点S，则空调热盘管的容量按式（6）计算：

式中：Qh为空调箱热盘管容量，kW；GS为冬季空调系统送风量，kg/s；hM为室内回风与室外新风混合状态焓值，kJ/kg；hM’ 为热盘管处理后空气状态点焓值，kJ/kg。

图5 冬季空调过程

此外，因本工程为办公楼，空调系统为典型的间隙运行模式，故空调热盘管还应承担系统间隙运行时的单位面积蓄热负荷，可由式（7）计算[2]，将计算结果与式（6）计算值比较后取大值作为空调热盘管的选型计算依据。

式中：Qh’为冬季供热蓄热负荷，W/m2；q为基准蓄热负荷，取值60 W/m2；Ck为蓄热负荷修正系数，取值1.03；d为房间进深修正系数，取值1.0；w为预热时间系数（1/预热时间），1/h。

3）空调加湿器计算选型

如前所述，冬季引入室外新风，因而需对空调系统进行加湿，本工程选用蒸汽加湿器，加湿器加湿量由式（8）计算：

式中：GS为冬季系统送风量，kg/s；dS为送风状态的含湿量，g/kg；dM’为热盘管处理后空气状态点的含湿量，g/kg。

空调设备具体选型如下：

①风机：送风量 46200 m3/h，机 外余压 500 Pa，单位风量耗功率0.22 kW/m3。

②表冷器：制冷量 325 kW，进出口水温6 ℃/12 ℃，进风干球温度/湿球温度为28.7 ℃/20.8℃，出风干球温度/湿球温度为13.6 ℃/13.1 ℃。

③加热器：制热量 115 kW，进出口水温60 ℃/50 ℃，进风干球温度/湿球温度为11.4 ℃/6.6 ℃，出 风干球温度/湿球温度为15 ℃/8.3℃。

④过滤器：采用板式初效+袋式中效形式，效率为G3+F6，加湿量为22 kg/h。

3 自动控制设计

根据前述的设计要点，采用主要的自控措施如下：

1）空调机组的系统风量采用定静压法控制，在主送风管上距空调机组出口1/3 处设置静压传感器，以比例方式控制空调机组的风机频率，维持该点静压相对恒定。

2）比例积分调节空调机组冷、热水阀门开度，以维持相对恒定的出风温度。

3）压力无关型变风量末端在任何条件下，只根据房间负荷的需要输送相应的空气量，外区并联风机动力型末端在冬季供热模式下一次风仅维持最小送风量（最大送风量的 40%），并通过比例方式调节末端盘管热水的供热量。内区单风管单冷型末端存在预热模式，即系统以最大风量制热运行，末端风阀完全打开，预热模式结束后再切换为内区制冷模式。

4）各层的新风支管、排风支管设置压力无关型定风量风阀,根据冬夏模式自动调整新风量。

4 结语

1）变风量空调系统设计时考虑空间特点划分内、外空调分区，并分别计算逐时冷负荷及热负荷。

2）变风量空调系统当采用最小新风量供给时，冬、夏季的新风量要分别计算。

3）在设计变风量空调系统的送、回风口时，既要考虑小风量情况下的气流组织问题，又要能够充分利用外区富余新风弥补内区新风量的不足。

4）变风量空调机组计算选型时要考虑冬季预热模式的供热负荷。