某超高層建筑空調系統設計特點分析

葛孚盈

（淄博市規劃設計研究院，山東淄博2550 37）

0 引言

超高層建筑已經出現的很多，但是每個建筑又不盡相同，在設計時由于地區的差別、設計理念的差異，設方案又各不相同。一個優秀的設計，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，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，包括水冷離心機組、冷卻塔、換熱站、風機盤管、組合式空調機組等，也有熱水地板輻射采暖和新風換氣熱回收系統，有防排煙系統、人防通通風系統等，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，對系統進行高低區的劃分處理是必要的。按設備承壓要求合理布置系統，將設備轉換層及壓力隔斷層設置與避難層合理結合使用，將系統化大為小、合理布置是可行的，在此工程中，各個專業都結合避難層進行了很好的處理。

底層系統超壓問題，我們在十五層設置避難層兼設備轉換層，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，經過計算，發現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。夏季設計低區供水溫度為7℃，回水溫度為12℃，經換熱器后，設計高區供水溫度為9℃，回水溫度為14℃，換熱器換熱溫差僅為2℃。高區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，kW/（K·m2）；

B—水垢系數，一般取0.75；

Δtpj—對數平均溫差，℃。

對數平均溫差計算公式：

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℃。

高區冷負荷2960 kW，水-水板換根據產品樣本得知，傳熱系數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 轉換層換熱原理圖

圖2 內區通風原理圖

（2）壓力平衡：高區最高點高程148.9 m，高區低點高程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，冷熱介質允許壓差范圍為0.5 MPa。高區循環水泵揚程31 m，如果考慮動壓頭，換熱器兩側壓差將為89.5+31=120.5 m，從以往的實際運行經驗來看，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）調換水泵的進出口方向，將換熱器由水泵的出口端變為水泵的吸入段，減小動壓頭的壓力。2）增加一次水側的壓力，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，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，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的壓力變化問題。

（3）轉換層換熱原理圖，如圖1所示。

（4）內區設計的特殊性：在裙房的二至五層，由于進深太大，需要設置內區，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經過計算，圍護結構采用120 mm空心磚兩面抹灰隔墻，傳熱系數K=2.48 W/（m2·K），樓層層高為3.9 m，辦公室內溫度20℃，走廊溫度16℃，辦公室圍護結構散熱量：

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，內部余熱負荷為QY=7380-1338.6=6041.4 W，約為42.8 W/m2，室內余熱散發采用室外冷風置換的方法，本地區冬季通風計算溫度Δtw=-9℃，對應空氣密度為1.3374 kg/m3，根據冷風侵入公式：

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。考慮到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。

整個大樓的單層內區總面積每層為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，在裙房辦公區域，將形成同時供冷和供熱問題，既不節能，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。為了保證室內的相對濕度，采用濕膜加濕器在新風系統中增加了加濕系統，確保了室內空氣的品質。當室外溫度高于16℃時，開啟多聯制冷機送冷風。如圖2所示。

（5）在其它各項暖通設計中，我采用了多項節能措施，包括對新風機組轉輪式熱交換機的使用，降低新風能耗，對排風系統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 結語

該工程成功解決了高低區的轉換問題，合理利用了冬季室外冷風，妥善解決了內區的冷負荷問題，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。本工程已經竣工使用，運轉狀況良好，達到了設計要求。

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

[2]GB 5001 9-2003.采暖通風與空氣調節設計規范[S].

[3]DB-J 14-036-2006.公共建筑節能設計標準[S].

[4]GB 5004 5-95.高層建筑設計防火規范[S].