超高层办公建筑普遍具有较大面积的内区空间,由于受外围护结构负荷影响较小,内区的负荷特性与外区显著不同,在设计全空气变风量空调系统时,合理的内外分区方案对于房间的热舒适性及空调系统能耗有很大影响 ^[1,2,3]。而在新风处理方案的选择上,排风热回收系统近年来被广泛用于民用空调领域,但在实际工程中设计人员逐渐发现其局限性。本文以实际工程为例,分析不同的空调系统分区及新风处理方案对全年运行能耗及费用的影响。

　　 该工程为北京地区某超高层办公建筑,总建筑面积28.5万m²,其中地下面积7.2万m²,地上面积21.3万m²。超高层塔楼地上32层(不含避难层),建筑高度158.7 m,功能主要包括办公、公寓、会所等,本文以15～32层办公区域的标准层为研究对象。

　　 塔楼办公区域设置独立冷源,由2台单台制冷量为2 813 kW的双机头离心式冷水机组和1台制冷量为972 kW的螺杆式冷水机组组成,供/回水设计温度为5 ℃/13 ℃;供暖季热源为市政热力,过渡季热源为2台单台制热量为1 800 kW的承压燃气(油)热水锅炉,供/回水设计温度为60 ℃/45 ℃。空调水系统为四管制,异程式布置。

　　 由于该项目定位为高端办公楼,办公区拟采用全空气变风量空调系统,而变风量系统的分区形式及新风处理方式则存在多种选择,本文以办公区标准层为计算单元,利用DeST软件建立模型,模拟计算标准层各分区全年的逐时冷热负荷,并获取北京地区全年逐时室外气象参数,针对不同方案进行技术经济比较,以期找到最合理的系统形式。

　　 1) 建筑层高为4.5 m,窗墙面积比为0.65,体形系数为0.35,外墙传热系数为0.45 W/(m²·K),外窗传热系数为1.7 W/(m²·K),外窗太阳综合得热系数为0.35。

　　 2) 办公区域根据建筑朝向及进深划分为4个外区和1个内区,南、北外区面积为290 m²,东、西外区面积为300 m²,内区面积为900 m²。

　　 3) 人员密度为10 m²/人,人均新风量为30 m³/h,照明+设备功率为30 W/m²。

　　 4) 室内空气设计参数夏季为26 ℃,相对湿度为50%,冬季外区为20 ℃,内区为22 ℃,相对湿度为30%。系统运行时间为07:00—20:00,全年连续运行。

　　 根据建筑分区情况及室内外空气设计参数,模拟计算各分区全年逐时冷热负荷(包含房间负荷及新风负荷),计算结果如图1所示。

　　 由图1可知：1）内区由于受围护结构负荷影响较小且内部发热量较大，全年大部分时间需要供冷，供热时间段有限且供热量较小，主要为加热新风所需热负荷；2）西、南外区负荷特点较为相似，受建筑朝向及日照影响，全年总冷负荷远大于热负荷，且在供暖季节，一天内不同时刻出现不同冷热负荷需求的现象较为明显；3）东、北外区负荷特点较为相似，全年冷热负荷随季节分布的特性较为明显，冷负荷主要集中在过渡季及夏季，热负荷主要集中在冬季。

　　 该工程办公区采用全空气变风量空调系统,分层设置组合式空调机组(一次回风单风机),送风机采用可变静压控制方式变速运行;新风机组(直流式/热回收式)及配用排风机,过渡季全新风工况新、排风机均设置于避难层机房内,经竖向新风管道分别送至各层变风量空调机组;空调机组新风管上设定风量阀,当送风量变化时,保证新风量恒定;此外,每台空调机组另设新风支管,并配置电动开关阀,在过渡季可切换至大新风比工况,最大新风比为50%。

　　 在方案比选阶段,针对不同系统分区、变风量末端、新风系统划分及新风处理方式选了4种备选方案进行对比分析,系统配置如表1所示,空调系统平面及原理如图2,3所示。

　　 方案1,2中建筑内外区合用空调机组,送风干管采用环状布置,内区采用单冷型单风道变风量末端,外区采用再热型单风道变风量末端。为了满足内区的供冷要求,空调机组需常年送冷风,而在外区需要供热时,通过再热盘管的加热来保证外区的温度要求。该方案对于不同朝向的外区房间,室温可以得到精准的控制,但是外区再热盘管加热的空气是通过空调机组集中冷却过的,存在冷热抵消浪费能源的现象,外区热水盘管再热量(同空调机组额外消耗的制冷量)的具体计算过程如下:

　　 1) 东、南、西、北外区各设置6台再热型单风道变风量末端,一次送风温度为15 ℃,最小送风量比例为40%,变风量末端参数见表2。

　　 2) 空调机组常年供冷,当外区需要供热(或冷负荷较小)时,为了避免过多的冷热抵消,变风量末端一般以最小送风量运行,则一次冷风给外区带来的冷量为

　　 $Q{}_{\text{C}}=c{}_p\rho \frac{L{}_{\min }}{3600}(t{}_{\text{n}}-t{}_{\text{o}})(1)$

　　 当外区冷负荷Q_L<Q_C,即一次冷风冷量大于冷负荷时,系统冷热抵消量为

　　 $Q{}_{\text{D}}=Q{}_{\text{C}}-Q{}_{\text{W}}(2)$

　　 当外区存在热负荷时,系统冷热抵消量为

　　 $Q{}_{\text{D}}=Q{}_{\text{C}}(3)$

　　 式(1)～(3)中 Q_C为组合式空调机组一次冷风给外区带来的冷量,kW;c_p为空气比定压热容,kJ/(kg·℃);ρ为空气密度,kg/m³;L_min为变风量末端最小送风量,m³/h;t_n为室内设计温度,℃;t_o为组合式空调机组一次冷风送风温度,℃;Q_W为外区冷负荷,kW;Q_D为系统冷热抵消量(同时存在冷量和热量的损耗),kW。

　　 方案3,4中建筑内外区分别设置空调机组,末端均采用单风道变风量末端,可根据内外区不同的冷热需求分别供冷和供热,避免了前述方案中冷热抵消的现象。新风处理机组同样根据内外区分别设置,可采用不同的新风处理方式,在冬季或过渡季室外温度较低时,外区空调机组处于供热工况,对应新风机组以最小新风量运行,减少新风热负荷。内区空调机组处于供冷工况,对应新风机组可加大新风量,充分利用室外低温新风为内区免费供冷,直到当室外温度过低,以至于在最小新风量的情况下,室内余热不足以满足新风的加热需求(如图1e中所示存在热负荷)时,空调机组再切换至供热工况。

　　 假设不同方案中新风机组(直流式/热回收式)及配用排风机,全新风工况新、排风机根据室内外空气比焓切换控制工况,不同方案、不同分区的控制策略及全年运行时间如表3所示,并作为后续能耗计算的依据。

　　 排风热回收系统回收能量的计算公式为

　　 $Q{}_{\text{r}}=\rho \frac{L}{3600}(h{}_{\text{w}}-h{}_{\text{n}})\epsilon (4)$

　　 式中 Q_r为热回收装置回收的能量(冷量为正值,热量为负值),kW;L为排风量,m³/h;h_n为室内空气比焓,kJ/kg;ε为热回收效率。

　　 可以看出,只要新风和排风之间存在比焓差,全热回收装置运行时就可以回收能量,但是所回收的能量只有在系统需要时才有意义 ^[4]。夏季工况时,由于内外区均存在较大的冷负荷,因此回收排风中的冷量可以有效减小制冷机组的制冷量;但在冬季或过渡季的某些时刻,室内不需要供热甚至反而需要供冷时,回收的热量不但不能减小系统的供热量,多余热量也会降低新风的冷却能力,导致房间过热 ^[5]。由此可知,真正能够起到减小系统供热负荷的有效热回收量为

　　 $Q^{\prime }{}_{\text{r}}=\min (Q{}_{\text{r}},Q{}_0)(5)$

　　 多余热回收量为

　　 $\text{Δ}Q=Q{}_{\text{r}}-Q^{\prime }{}_{\text{r}}(6)$

　　 式(5),(6)中 Q′_r为有效热回收量,kW;Q₀为实际热负荷,kW;ΔQ为多余热回收量,kW。

　　 也就是说,对于排风热回收系统,有效热回收量应为理论热回收量与空调系统热负荷两者之间的最小值,当空调系统无热负荷时,有效热回收量为零 ^[4]。

　　 此外,设置全热回收装置增加了新风与排风支路的阻力,增加了新风机和排风机的运行能耗。该项目所采用的转轮式全热回收新风机组,平均全热回收效率为60%,由于设置热回收转轮,新风侧阻力增加200 Pa,排风侧阻力增加170 Pa,风机效率为65%,转轮功率为0.07 kW(均摊至标准层),则热回收装置造成的风机能耗增量为

　　 $\text{Δ}W=(\begin{array}{l}\\ \end{array}\frac{V\text{Δ}p}{3600\times 1000\eta }+W{}_{\text{Ζ}}\begin{array}{l}\\ \end{array})\tau (7)$

　　 式中 ΔW为风机能耗增量,kW·h;V为机组新风量,m³/h;Δp为风系统增加的阻力(含新风和排风侧),Pa;η为风机效率;W_Z为热回收转轮运行功率,kW;τ为系统运行时间,h。

　　 根据表3中的运行控制策略,在过渡季(内区含冬季)开启全新风工况承担室内冷负荷,假设新风机风量可根据室内冷负荷需求作变频调节,即新风系统承担的室内冷负荷为房间冷负荷和全新风可承担的最大冷负荷中的较小值。

　　 $Q{}_{\text{X}}=\min (\begin{array}{l}\\ \end{array}Q{}_{\text{L}},\frac{\rho L{}_{\max }}{3600}(h{}_{\text{n}\text{x}}-h{}_{\text{w}})\begin{array}{l}\\ \end{array})(8)$

　　 式中 Q_X为新风承担的冷负荷,kW;Q_L为房间冷负荷;L_max为全新风工况系统最大新风量,m³/h。

　　 以不同分区全年逐时冷热负荷及北京地区逐时室外气象参数为基础,根据式(1)～(8)计算不同方案下各分项全年累计冷热量,4种方案全年能耗结果见表4～7。

　　 方案1,2内外区共用空调系统,由于负荷特性相差较大,该系统不能同时匹配内外区不同的冷热需求。为了保证内区供冷,空调机组常年提供一次冷风,当外区需要供热时,只能通过热水盘管对一次冷风进行再热,因此存在冷热抵消现象,且能耗数值很大。

　　 方案3,4内外区分设空调系统,可以较好地匹配内外区不同的冷热需求。在内区系统供冷的情况下,外区机组可根据需要灵活地切换供冷、供热工况,避免了前2种方案中内外区冷热抵消的现象。该方案存在的问题为外区合用空调机组且末端无再热盘管,当不同朝向外区冷热需求不同时,系统无法满足要求。但考虑到在北京地区上述时间段相对较短,可以牺牲极为短暂的温度不可控时间来换取投资和能耗的减少 ^[6]。

　　 方案1,2内外区合用新风机组,前者采用直流式,不进行热回收,而后者采用全热回收式。方案2夏季可有效地回收部分冷量以减小系统供冷负荷,但由于夏季工况时间较短且室内外比焓差不大,因此回收的冷量有限;冬季工况虽然机组回收的热量可观,但实际上有效热回收量仅占总热回收量的一小部分,多余热回收量反而降低了新风的冷却能力,为了保证室温不至过高,空调系统还需要提供额外的供冷量,该现象在内区尤为明显。两方案在过渡季全新风工况运行时,新风可以承担相当一部分空调冷负荷,但由于内外区合用新风机组,冬季内区无法单独切换至全新风工况,新风的免费制冷能力未得到充分利用。

　　 方案3,4内外区分设新风机组,与前2种方案相比主要优势在于内区新风机组可根据需要单独切换至全新风工况,充分利用新风的冷却能力。在热回收方面,外区设置的热回收新风机组,同样面临着多余热回收量的问题;而方案4中内区设置的热回收新风机组仅在夏季工况可回收少量冷量,整体利用效率并不高。

　　 图4给出了4种不同方案全年的供冷、供热量及其详细构成。柱形图中正值为贡献值,负值为消减值,折线为最终的累加值。

　　 由图4可知:

　　 1) 对于内外区合用空调系统的方案1,2,由于存在较大的冷热抵消量,全年的供冷、供热量明显偏大;而分设空调系统的方案3,4,由于分别处理了内外区不同的冷热负荷,全年供冷、供热量明显较小。显然后者是优选方案。

　　 2) 各方案设置热回收新风机组时,全年多余热回收量超过了冷回收量与有效热回收量之和,因此从系统总供冷、供热量的角度考虑,热回收系统并不节能。

　　 3) 过渡季全新风供冷对于减少全年供冷量有明显效果,而内外区分设空调及新风系统时,更有利于内区长时间利用室外新风冷源。

　　 本文采用综合制冷性能系数SCOP=4.5 ^[7]估算空调冷源部分(含输送能耗)的全年耗电量。北京地区商业用电价取平均值1.2元/(kW·h);热价取北京非居民热计量收费热价69.45元/GJ(0.25元/(kW·h))。考虑排风热回收装置及过渡季全新风机所增加的运行电耗,对比4种方案全年运行费用(全年运行费用仅包括空调系统冷热源及由于各方案设备设置和运行时间不同所造成的运行费用),见表8。

　　 由表8可以看出:方案2的运行费用高于方案1,热回收新风机组的使用得不偿失;方案3,4内外区分设空调系统,全年运行费用远低于方案1,2;方案4内区设置热回收新风机组所节约的运行费用十分有限(0.12万元/a),反而增加了1.08万元的投资(热回收新风机组按6元/(m³/h)估算,直流新风机组按2元/(m³/h)估算),静态投资回收期为9 a,此外热回收新风机组需要占用更大的机房面积,使用更多的风管,因此该方案经济性不佳。因此建议采用方案3。

　　 1) 对于北京或类似地区有较大内区的办公建筑,当采用变风量系统时,建议内外区分别设置空调机组及新风机组。

　　 2) 热回收新风机组的节能性及适用性应根据实际工程情况,采用全年逐时模拟的方法进行技术经济比较,并考虑内区多余热回收量所增加的系统制冷量。对于有较大内区的建筑类型,热回收新风机组的适用性存疑,其所回收的有效冷热量很可能小于给内区带来的附加负荷,得不偿失。

　　 本文外区热回收新风机组的运行策略是根据室内外比焓判断是否切换热回收工况的,这也是工程中的常见做法。实际上更加理想的运行策略还应该考虑室内的实际冷热负荷需求,避免室内存在冷负荷时提前切换至热回收工况,相关控制策略的判断条件及实现手段还有待进一步研究。