某超高层建筑空调系统设计特点分析

葛孚盈

（淄博市规划设计研究院，山东淄博2550 37）

0 引言

超高层建筑已经出现的很多，但是每个建筑又不尽相同，在设计时由于地区的差别、设计理念的差异，设方案又各不相同。一个优秀的设计，无论在方案设计还是在施工图设计时，都应当既要取先进工艺，又要量体裁衣，才能够能够做到既降低工程投资，缩短施工周期，又做到质量可靠运行有效。下面以某超高层建筑为例，简要介绍超高层建筑的暖通设计要点。

1 工程概况

该工程位于淄博高新区，总建筑面积为1185 60 m2，总建筑高度187 m，主楼地上为36层塔式楼，高度148.9 m，东裙房及北裙房均为5层办公楼，地下室共两层，地下一层主要功能为小型机动车停放、水电暖设备用房、办公备用间和储藏间等。地下二层为人防地下室，抗力级别为常六级人防物资库。

2 工程特点

本工程项目是一个超高层建筑，工程复杂，综合性强。该工程功能包括办公、会议、餐饮、公寓、停车场、人防、避难层等。

此工程设计中，暖通设计种类繁多：有主机到末端的冷热水系统，包括水冷离心机组、冷却塔、换热站、风机盘管、组合式空调机组等，也有热水地板辐射采暖和新风换气热回收系统，有防排烟系统、人防通通风系统等，涵盖民用建筑暖通设计的多个方面。

3 设计要点

超高层建筑暖通设计的特殊性：超高层建筑与其他建筑的区别主要在于管道承受的压力及竖向风井的高度。为了满足设备的要求，对系统进行高低区的划分处理是必要的。按设备承压要求合理布置系统，将设备转换层及压力隔断层设置与避难层合理结合使用，将系统化大为小、合理布置是可行的，在此工程中，各个专业都结合避难层进行了很好的处理。

底层系统超压问题，我们在十五层设置避难层兼设备转换层，其中换热器的选型、计算及定压的控制是其中的要点。

（1）换热器选择：十五层设备转换层，设置换热站一座，用来对十五层以上供冷供热。由于一次水与二次水的压差较大，从承压能力及将来的维护使用来看，选用管壳式换热器比较好，经过计算，发现相同换热面积管壳式换热器的散热器体积太大，占用的面积也太大。因此采用不锈钢板式换热器。换热器的计算，涉及到小温差换热计算。夏季设计低区供水温度为7℃，回水温度为12℃，经换热器后，设计高区供水温度为9℃，回水温度为14℃，换热器换热温差仅为2℃。高区换热器传热面积计算公式：

式中 F—换热器传热面积单位，m2；

Q—总换热量，kW；

K—传热系数，kW/（K·m2）；

B—水垢系数，一般取0.75；

Δtpj—对数平均温差，℃。

对数平均温差计算公式：

式中 Δta—换热器冷热流体温度差，℃；

Δtb—换热器冷热流体温度差，℃。

该工程换热器换热温差，Δta=14-12=2℃，Δtb=9-7=2℃，Δta-Δtb=0℃，所以采用近似公式Δtpj=（Δta+Δtb）/2=2℃。

高区冷负荷2960 kW，水-水板换根据产品样本得知，传热系数K=3.96kW/（K·m2），则F=2960/（3.96×0.75×2）=498.32 m2，考虑到将来的备用及维修，选用两套280 m2板式换热器并联使用，既减小了阻力损失，又增加了备用程度。如图1所示。

图1 转换层换热原理图

图2 内区通风原理图

（2）压力平衡：高区最高点高程148.9 m，高区低点高程59.4 m，两者相差148.9-59.4=89.5 m，即0.895 MPa。板式换热器的适应范围为工作压力为小于2.5 MPa，冷热介质允许压差范围为0.5 MPa。高区循环水泵扬程31 m，如果考虑动压头，换热器两侧压差将为89.5+31=120.5 m，从以往的实际运行经验来看，当压差超过0.8 MPa时，板式换热器的维修量及损坏率将大幅度增加。为此，采用了三项措施，1）调换水泵的进出口方向，将换热器由水泵的出口端变为水泵的吸入段，减小动压头的压力。2）增加一次水侧的压力，将一次水定压高度提高至22层，即87.7 m高程，这样一来，两侧的压差为148.9-87.7=61.2 m，如此基本解决了散热器的承压问题。水泵采用了两用一备高效节能的双吸大流量水泵，H=31 m，Q=254 m3/h.，减小了单机功率，降低了噪声。3）定压处理上，一次水及二次水的两侧，均采用了高位水箱定压，将一次水定压高度提高至22层，即87.7 m高程，二次水定压水箱设在了37层设备层内，即148.9 m高程。这样就避免了囊式定压由于温度变化而引发的压力变化问题。

（3）转换层换热原理图，如图1所示。

（4）内区设计的特殊性：在裙房的二至五层，由于进深太大，需要设置内区，其功能为办公室，考虑到冬季照明、人体、计算机等的散热，以办公室1为例，该办公室长21.4 m，宽6.6 m，建筑面积141 m2，如果按每人6 m2计算，该办公室可能容纳23人办公，每人一台电脑，可有23台电脑，每台电脑150 W，设有10组照明灯具，每组80 W，共计800 W，人员得热量按每人136 W，办公室放热量为Q=23×150+800+23×136=7380 kW，约为52 W/m2经过计算，围护结构采用120 mm空心砖两面抹灰隔墙，传热系数K=2.48 W/（m2·K），楼层层高为3.9 m，办公室内温度20℃，走廊温度16℃，办公室围护结构散热量：

Q=K·F·Δt （3）

式中 Δt—温差，℃。

则Q=2.48（6.6×2+21.4）×3.9×（20-16）=1338.6 W，约为9.49 W/m2，内部余热负荷为QY=7380-1338.6=6041.4 W，约为42.8 W/m2，室内余热散发采用室外冷风置换的方法，本地区冬季通风计算温度Δtw=-9℃，对应空气密度为1.3374 kg/m3，根据冷风侵入公式：

Q=0.28 ρ·V·（tw-tn） （4）

得到通风量公式：

式中 V—通风量，m3；

ρ—空气密度，kg/m3；

tw—室外温度，℃；

tn—室外温度，℃。

则V=6041.4/（0.28×1.337×（20+9））=556.48 m3/h，为了提高室内舒适度，采取热回收式新风换气机，新风换气机的效率为60%，则新风换气量为V=5556.48/（1-0.6）=1391.2 m3/h。根据人员计算，每人新风量30 m3/h，该办公室的新风量为30×23=690 m3/h，因此采用新风换气机置换风量1400 m3/h。考虑到1400 m3/h是在室外温度-9℃算出的，当室外温度升高时，通风量将增大。当室外温度升至16℃时，对应空气密度为1.222 kg/m3需要的室外总新风量应为V=6041.4/（0.28×1.222×（20-16））=4414 m3/h，因此办公室内应设置排放量为4400 m3/h排风口，与新风换气机配合使用。当室外温度高于为16℃时，开启制冷机送冷风。

整个大楼的单层内区总面积每层为607.2 m2，四层共2428.8 m2，余热负荷为103.95 kW。如果设置一台制冷机组，冬季需要进行制冷运行，在裙房办公区域，将形成同时供冷和供热问题，既不节能，也不便管理。

通过以上计算与分析，我们采取了新风换气机置换风与机械排风相结的方式，这样增大了通风量，解决了冬季余热的问题。为了保证室内的相对湿度，采用湿膜加湿器在新风系统中增加了加湿系统，确保了室内空气的品质。当室外温度高于16℃时，开启多联制冷机送冷风。如图2所示。

（5）在其它各项暖通设计中，我采用了多项节能措施，包括对新风机组转轮式热交换机的使用，降低新风能耗，对排风系统中风机及风机箱的选择，在满足噪声要求的情况下，尽量选用高效的轴流风机，对水泵尽量选用高效率的变频水泵。对组合机组选用变频功能的机组等多项措施。

4 结语

该工程成功解决了高低区的转换问题，合理利用了冬季室外冷风，妥善解决了内区的冷负荷问题，充分采用了高效低能耗的轴流风机，使本工程施工图预算价比前期估算投资降低了百分之二十以上。本工程已经竣工使用，运转状况良好，达到了设计要求。

[1]陆耀庆.实用供热空调设计手册[M].北京：中国建筑工业出版社，2007.

[2]GB 5001 9-2003.采暖通风与空气调节设计规范[S].

[3]DB-J 14-036-2006.公共建筑节能设计标准[S].

[4]GB 5004 5-95.高层建筑设计防火规范[S].