某超高層建筑空調(diào)系統(tǒng)設計特點分析

葛孚盈

（淄博市規(guī)劃設計研究院，山東淄博2550 37）

0 引言

超高層建筑已經(jīng)出現(xiàn)的很多，但是每個建筑又不盡相同，在設計時由于地區(qū)的差別、設計理念的差異，設方案又各不相同。一個優(yōu)秀的設計，無論在方案設計還是在施工圖設計時，都應當既要取先進工藝，又要量體裁衣，才能夠能夠做到既降低工程投資，縮短施工周期，又做到質(zhì)量可靠運行有效。下面以某超高層建筑為例，簡要介紹超高層建筑的暖通設計要點。

1 工程概況

該工程位于淄博高新區(qū)，總建筑面積為1185 60 m2，總建筑高度187 m，主樓地上為36層塔式樓，高度148.9 m，東裙房及北裙房均為5層辦公樓，地下室共兩層，地下一層主要功能為小型機動車停放、水電暖設備用房、辦公備用間和儲藏間等。地下二層為人防地下室，抗力級別為常六級人防物資庫。

2 工程特點

本工程項目是一個超高層建筑，工程復雜，綜合性強。該工程功能包括辦公、會議、餐飲、公寓、停車場、人防、避難層等。

此工程設計中，暖通設計種類繁多：有主機到末端的冷熱水系統(tǒng)，包括水冷離心機組、冷卻塔、換熱站、風機盤管、組合式空調(diào)機組等，也有熱水地板輻射采暖和新風換氣熱回收系統(tǒng)，有防排煙系統(tǒng)、人防通通風系統(tǒng)等，涵蓋民用建筑暖通設計的多個方面。

3 設計要點

超高層建筑暖通設計的特殊性：超高層建筑與其他建筑的區(qū)別主要在于管道承受的壓力及豎向風井的高度。為了滿足設備的要求，對系統(tǒng)進行高低區(qū)的劃分處理是必要的。按設備承壓要求合理布置系統(tǒng)，將設備轉(zhuǎn)換層及壓力隔斷層設置與避難層合理結(jié)合使用，將系統(tǒng)化大為小、合理布置是可行的，在此工程中，各個專業(yè)都結(jié)合避難層進行了很好的處理。

底層系統(tǒng)超壓問題，我們在十五層設置避難層兼設備轉(zhuǎn)換層，其中換熱器的選型、計算及定壓的控制是其中的要點。

（1）換熱器選擇：十五層設備轉(zhuǎn)換層，設置換熱站一座，用來對十五層以上供冷供熱。由于一次水與二次水的壓差較大，從承壓能力及將來的維護使用來看，選用管殼式換熱器比較好，經(jīng)過計算，發(fā)現(xiàn)相同換熱面積管殼式換熱器的散熱器體積太大，占用的面積也太大。因此采用不銹鋼板式換熱器。換熱器的計算，涉及到小溫差換熱計算。夏季設計低區(qū)供水溫度為7℃，回水溫度為12℃，經(jīng)換熱器后，設計高區(qū)供水溫度為9℃，回水溫度為14℃，換熱器換熱溫差僅為2℃。高區(qū)換熱器傳熱面積計算公式：

式中 F—換熱器傳熱面積單位，m2；

Q—總換熱量，kW；

K—傳熱系數(shù)，kW/（K·m2）；

B—水垢系數(shù)，一般取0.75；

Δtpj—對數(shù)平均溫差，℃。

對數(shù)平均溫差計算公式：

式中 Δta—換熱器冷熱流體溫度差，℃；

Δtb—換熱器冷熱流體溫度差，℃。

該工程換熱器換熱溫差，Δta=14-12=2℃，Δtb=9-7=2℃，Δta-Δtb=0℃，所以采用近似公式Δtpj=（Δta+Δtb）/2=2℃。

高區(qū)冷負荷2960 kW，水-水板換根據(jù)產(chǎn)品樣本得知，傳熱系數(shù)K=3.96kW/（K·m2），則F=2960/（3.96×0.75×2）=498.32 m2，考慮到將來的備用及維修，選用兩套280 m2板式換熱器并聯(lián)使用，既減小了阻力損失，又增加了備用程度。如圖1所示。

圖1 轉(zhuǎn)換層換熱原理圖

圖2 內(nèi)區(qū)通風原理圖

（2）壓力平衡：高區(qū)最高點高程148.9 m，高區(qū)低點高程59.4 m，兩者相差148.9-59.4=89.5 m，即0.895 MPa。板式換熱器的適應范圍為工作壓力為小于2.5 MPa，冷熱介質(zhì)允許壓差范圍為0.5 MPa。高區(qū)循環(huán)水泵揚程31 m，如果考慮動壓頭，換熱器兩側(cè)壓差將為89.5+31=120.5 m，從以往的實際運行經(jīng)驗來看，當壓差超過0.8 MPa時，板式換熱器的維修量及損壞率將大幅度增加。為此，采用了三項措施，1）調(diào)換水泵的進出口方向，將換熱器由水泵的出口端變?yōu)樗玫奈攵?，減小動壓頭的壓力。2）增加一次水側(cè)的壓力，將一次水定壓高度提高至22層，即87.7 m高程，這樣一來，兩側(cè)的壓差為148.9-87.7=61.2 m，如此基本解決了散熱器的承壓問題。水泵采用了兩用一備高效節(jié)能的雙吸大流量水泵，H=31 m，Q=254 m3/h.，減小了單機功率，降低了噪聲。3）定壓處理上，一次水及二次水的兩側(cè)，均采用了高位水箱定壓，將一次水定壓高度提高至22層，即87.7 m高程，二次水定壓水箱設在了37層設備層內(nèi)，即148.9 m高程。這樣就避免了囊式定壓由于溫度變化而引發(fā)的壓力變化問題。

（3）轉(zhuǎn)換層換熱原理圖，如圖1所示。

（4）內(nèi)區(qū)設計的特殊性：在裙房的二至五層，由于進深太大，需要設置內(nèi)區(qū)，其功能為辦公室，考慮到冬季照明、人體、計算機等的散熱，以辦公室1為例，該辦公室長21.4 m，寬6.6 m，建筑面積141 m2，如果按每人6 m2計算，該辦公室可能容納23人辦公，每人一臺電腦，可有23臺電腦，每臺電腦150 W，設有10組照明燈具，每組80 W，共計800 W，人員得熱量按每人136 W，辦公室放熱量為Q=23×150+800+23×136=7380 kW，約為52 W/m2經(jīng)過計算，圍護結(jié)構采用120 mm空心磚兩面抹灰隔墻，傳熱系數(shù)K=2.48 W/（m2·K），樓層層高為3.9 m，辦公室內(nèi)溫度20℃，走廊溫度16℃，辦公室圍護結(jié)構散熱量：

Q=K·F·Δt （3）

式中 Δt—溫差，℃。

則Q=2.48（6.6×2+21.4）×3.9×（20-16）=1338.6 W，約為9.49 W/m2，內(nèi)部余熱負荷為QY=7380-1338.6=6041.4 W，約為42.8 W/m2，室內(nèi)余熱散發(fā)采用室外冷風置換的方法，本地區(qū)冬季通風計算溫度Δtw=-9℃，對應空氣密度為1.3374 kg/m3，根據(jù)冷風侵入公式：

Q=0.28 ρ·V·（tw-tn） （4）

得到通風量公式：

式中 V—通風量，m3；

ρ—空氣密度，kg/m3；

tw—室外溫度，℃；

tn—室外溫度，℃。

則V=6041.4/（0.28×1.337×（20+9））=556.48 m3/h，為了提高室內(nèi)舒適度，采取熱回收式新風換氣機，新風換氣機的效率為60%，則新風換氣量為V=5556.48/（1-0.6）=1391.2 m3/h。根據(jù)人員計算，每人新風量30 m3/h，該辦公室的新風量為30×23=690 m3/h，因此采用新風換氣機置換風量1400 m3/h?？紤]到1400 m3/h是在室外溫度-9℃算出的，當室外溫度升高時，通風量將增大。當室外溫度升至16℃時，對應空氣密度為1.222 kg/m3需要的室外總新風量應為V=6041.4/（0.28×1.222×（20-16））=4414 m3/h，因此辦公室內(nèi)應設置排放量為4400 m3/h排風口，與新風換氣機配合使用。當室外溫度高于為16℃時，開啟制冷機送冷風。

整個大樓的單層內(nèi)區(qū)總面積每層為607.2 m2，四層共2428.8 m2，余熱負荷為103.95 kW。如果設置一臺制冷機組，冬季需要進行制冷運行，在裙房辦公區(qū)域，將形成同時供冷和供熱問題，既不節(jié)能，也不便管理。

通過以上計算與分析，我們采取了新風換氣機置換風與機械排風相結(jié)的方式，這樣增大了通風量，解決了冬季余熱的問題。為了保證室內(nèi)的相對濕度，采用濕膜加濕器在新風系統(tǒng)中增加了加濕系統(tǒng)，確保了室內(nèi)空氣的品質(zhì)。當室外溫度高于16℃時，開啟多聯(lián)制冷機送冷風。如圖2所示。

（5）在其它各項暖通設計中，我采用了多項節(jié)能措施，包括對新風機組轉(zhuǎn)輪式熱交換機的使用，降低新風能耗，對排風系統(tǒng)中風機及風機箱的選擇，在滿足噪聲要求的情況下，盡量選用高效的軸流風機，對水泵盡量選用高效率的變頻水泵。對組合機組選用變頻功能的機組等多項措施。

4 結(jié)語

該工程成功解決了高低區(qū)的轉(zhuǎn)換問題，合理利用了冬季室外冷風，妥善解決了內(nèi)區(qū)的冷負荷問題，充分采用了高效低能耗的軸流風機，使本工程施工圖預算價比前期估算投資降低了百分之二十以上。本工程已經(jīng)竣工使用，運轉(zhuǎn)狀況良好，達到了設計要求。

[1]陸耀慶.實用供熱空調(diào)設計手冊[M].北京：中國建筑工業(yè)出版社，2007.

[2]GB 5001 9-2003.采暖通風與空氣調(diào)節(jié)設計規(guī)范[S].

[3]DB-J 14-036-2006.公共建筑節(jié)能設計標準[S].

[4]GB 5004 5-95.高層建筑設計防火規(guī)范[S].