北京大興國際機場航站樓分布式空調末端應用研究*

北京市建筑設計研究院有限公司 北京工業大學 谷現良

北京市建筑設計研究院有限公司 韓維平 于新巧

0 引言

在機場航站樓內存在大量的高大空間，為了滿足建筑室內效果的需要，通常在航站樓內的浮島兩側布置遠距離送風的射流噴口，這種送風氣流組織形式在滿足建筑效果的同時，也可實現分層空調，是目前機場航站樓內的常規做法。當浮島間距較大、兩側浮島側送噴口射程不夠時，設置若干個機電單元，在其四周布置球形噴口進行遠距離送風，同樣也能實現分層空調，這是一種應用于高大空間的較好的空調送風形式[1-2]，已在北京首都國際機場T3航站樓、昆明長水國際機場T1航站樓、南寧吳圩國際機場T2航站樓內應用，是一種比較成熟的大空間送風應用形式。

機電單元綜合建筑、設備、電氣等專業用途，包含了空調設備、消防設備、電氣設備、通訊設備，外部還有航顯、標識和廣告等[1]，設計的主要思想是將空氣處理機組設置于空調機房內，冷(或熱)處理后的空氣通過布置在非公共區域的水平風管送到機電單元下層位置，然后接至機電單元內，通過內部的豎直風管接至送風口處，在公共區域內不出現水平風管，以滿足建筑精裝修要求。可見，機電單元送風是以空氣作為介質進行冷熱量輸送的，這就造成了空調機房內空調機組的機外余壓較大，風機能耗較高。統計得到北京首都國際機場T3航站樓內空氣處理機組的電量與制冷站內冷水機組的電量基本一致，與張濤等人對其他機場調研得到的結論相同[3]。因此，降低航站樓內空氣處理機組的電耗對于航站樓節能具有重要意義。

筆者在設計北京大興國際機場航站樓之初，就努力降低航站樓內空氣處理機組的裝機功率，對于距離空調機房較遠的大空間區域，設想以水輸送代替風輸送，使機組盡量靠近服務區域，降低機組安裝功率。為此，筆者與建筑專業共同設計了具有曲面外形的分布式空調末端，其實景和BIM模型分別見圖1、2。這種裝置作為浮島送風的補充方案，設計了循環風機組和帶新風系統機組2種型式，其外形尺寸和占地面積與機電單元類似。循環風機組型式應用數量較多，新風由周圍浮島空調機組提供，本文僅分析該種型式，帶新風系統機組的影響因素較多，將另作研究。

圖1 分布式空調末端實景圖

圖2 分布式空調末端BIM模型

本文針對分布式空調末端裝置，研究該裝置應用的影響因素；使用系統模擬軟件對該裝置的全年運行能耗進行模擬，以計算該裝置的節能效果；對該裝置的噪聲進行理論計算分析和現場實測，以驗證該裝置的實際使用效果。通過本文研究，為航站樓大空間空調設計提供一種較為節能的方案。

1 分布式空調末端應用影響因素分析

影響分布式空調末端應用的主要因素是其外形尺寸、內部安裝及檢修空間、負擔區域面積、送風口形式、環境噪聲、末端設備噪聲等。這些因素之間存在一定的耦合關系，如其外形尺寸與設備容量、負擔區域面積存在正比例關系，也與末端設備噪聲有一定的關系。

在上述影響因素中，核心因素是送風口形式，該因素直接影響分布式空調末端的負擔區域面積，從而決定機組尺寸等。應用于大空間的送風口形式主要有球形噴口、鼓形風口等。球形噴口按接管尺寸一般可分為D200、D250、D315、D400、D630等，射程為10～35 m，一般應用在航站樓的風口最大為D315，射程最遠為30 m。鼓形風口一般為矩形外框，可上下30°調節，射程最遠為20 m。對于該部分內容，相關的理論計算、模擬計算及實測驗證等，可參見文獻[4-5]，這里不再重復分析。

分布式空調末端的噪聲也是影響其應用的重要因素。末端除了風口噪聲外，還有設備本身的噪聲，風口噪聲可通過消聲措施解決，但設備本身的噪聲與產品特性相關，由離心式風機的聲壓級計算公式可知，設備噪聲與風量和風壓成正比[4]。

綜合各種因素，一般將分布式空調末端的送風量控制在20 000 m3/h以內，送風射程約為25 m。各個參數見表1。每個分布式空調末端約負擔半徑25 m的扇形區域，負擔區域面積約600～800 m2。

表1 分布式空調末端參數

2 能耗模擬計算分析

對北京大興國際機場航站樓內某區域設置的分布式空調末端進行全年動態模擬分析，同時建立常規的空調機房內空氣處理機組加末端噴口模型(送風量、服務面積、機組冷熱量均與分布式空調末端相同)進行對比計算，以分析分布式空調末端的節能效果。

2.1 模型建立

采用Dymola軟件[6]對2種能量輸送形式進行模擬：一種是水輸送，即本文的分布式空調末端，以實際工程中的PRCU-F3-E03機組為例(記為CASE1)；一種是空氣輸送為主，即由空調機房內的空氣處理機組送風至空調區域(記為CASE2)。2種形式的冷熱量、水量和風量均一致，空氣處理機組風壓和水泵揚程按設計工況計算確定，設計簡圖見圖3。分別計算2種形式的供冷及供熱季能耗，以此來判定二者輸送效率的高低。

圖3 空調形式簡圖

本文基于Dymola軟件所建立的模型主要由房間模型、水泵模型、空調機組模型、控制模型等子模型組成，各子模型之間聯合運行共同模擬所建立系統的動態運行。模型見圖4。

圖4 Dymola模型

2.2 參數設定

2種算例的參數設置見表2。

表2 模擬算例參數設置

房間負荷通過動態負荷模擬軟件進行計算，得到的逐時負荷作為邊界條件。供冷季為4月15日至9月30日，供熱季為11月15日至次年3月15日。冷熱負荷見圖5。

圖5 計算區域冷熱負荷

水泵按設備參數進行選型，將設備運行曲線作為“Pump”部件的輸入參數。同理，將風機選型的設備運行曲線作為“fan2”部件的輸入參數。

2.3 模擬結果分析

模擬計算結果見表3。可以看出：CASE1的水泵電耗略高于CASE2，但兩者相差不大，增大比例約2.8%；CASE1的風機電耗明顯低于CASE2，降低約29.6%；CASE1相比CASE2總電耗降低21.8%，定量驗證了分布式空調末端比常規空氣處理機組在大空間場合具有更好的節能性。

表3 模擬計算結果 kW·h

3 分布式空調末端噪聲影響分析

3.1 空調機組噪聲計算

空調機組噪聲源主要包括風機噪聲、系統振動噪聲和渦流噪聲3種，其中以風機噪聲為主，正常情況下，其他噪聲相對于風機噪聲可忽略不計[7]。空調機組的噪聲主要分為兩部分，一部分是風機噪聲通過箱體傳至空調機組外面的噪聲，另一部分是風機噪聲傳至空調機組進(出)風口處的噪聲。這兩部分的聲壓級計算公式分別見式(1)和式(2)[8]。

(1)

LpA=LWU-∑RA-10lgSA-10lg(2πd2)+KA

(2)

式(1)、(2)中LpU為空調機組的聲壓級，dB；LWU為通風機的聲功率級，dB；RU為機組箱體的倍頻帶隔聲量，dB；SU為空調機組箱體表面面積，m2；SS為風機和電動機的包絡表面面積，m2；SUM為空調機組測量表面積，m2；SM為基準面積，m2，取1 m2；KU、KA為修正系數，dB，均取3 dB；LpA為空調機組進(出)風口處的聲壓級，dB；∑RA為機組中風機至風口處的各段噪聲衰減量之和(由廠家提供)，dB；SA為機組進(出)風口處的面積，m2；d為風口至測點的距離(按45°角計算)，m。

式(1)、(2)中通風機的聲功率級LWU由廠家提供，當缺乏資料時，可用式(3)[9]計算：

LWU=10lg(QH2)+4

(3)

式中Q為風量，m3/h；H為全壓，Pa。

3.2 分布式空調末端噪聲計算

由于空調機組內設置了消聲段，通過調整該段設置，使得機組出風口處噪聲滿足設計要求，所以對分布式空調末端而言，其噪聲會在空調機組噪聲的基礎(考慮噪聲疊加)上考慮機組外裝飾罩的噪聲衰減及送風噴口的噪聲，同時考慮多個風口噪聲的疊加[10]，見圖3a。

分布式空調末端設備外壁噪聲聲壓級LpUF可用式(4)計算：

(4)

無孔隙時[11]：

(5)

有孔隙時[12]：

(6)

分布式空調末端設備外r距離處聲壓級LpUF(r)計算公式為

LpUF(r)=LpUF-10lg(4πr2)

(7)

噴口噪聲值可由廠家提供，在缺少資料時，單個噴口的噪聲可用式(8)計算[4]：

LWA=10lgS+algv+b

(8)

式中LWA為單個噴口的氣流噪聲聲功率級，dB；S為噴口截面積，m2；v為噴口截面風速，m/s；a,b為與噴口結構有關的系數，可取a=53.5,b=8.70[4]。

經計算，10 000 m3/h機組單個噴口處噪聲值LWA=32 dB。

分布式空調末端中有1臺或2臺相同型號的空調機組，每臺空調機組有10個相同型號的噴口。多個設備的聲功率級LWZ疊加可用式(9)計算：

LWZ=LW+10lgn

(9)

式中LW為單個設備的聲功率級，dB；n為相同設備的數量。

每個分布式空調末端最多20個噴口，其疊加噪聲值LWZ=45 dB。

2個不同聲源聲壓級疊加總聲壓級計算公式為

Lp=10lg(100.1Lp1+100.1Lp2)

(10)

式中Lp為疊加后總聲壓級，dB；Lp1為聲源1的聲壓級，dB；Lp2為聲源2的聲壓級，dB。

疊加末端外壁噪聲源與風口噪聲源，用式(10)計算，距離末端0 m處，取Lp1=63 dB，Lp2=45 dB，得到疊加噪聲值為63 dB；然后利用式(7)計算得到距末端1 m處噪聲值為52 dB，距末端2 m處噪聲值為46 dB。

由以上公式可知，分布式空調末端設備噪聲與噪聲源、噴口性能、裝飾做法、測點距離等有關，可在設計時按上述公式估算設備噪聲，以使機組滿足環境噪聲要求。

3.3 噪聲現場測試

為驗證分布式空調末端的噪聲對環境的影響，對北京大興國際機場航站樓內不同位置的12臺機組進行了現場測試。

3.3.1 測試方案

測試的分布式空調末端有2種基本形式，首層02型末端內部設有1臺空調機組，2～4層01型末端內設有2臺空調機組，其內部結構如圖6所示。

圖6 測試的分布式空調末端類型

基于國家標準GB/T 9068—1988《采暖通風與空氣調節設備噪聲聲功率級的測定 工程法》[14]對空調機組噪聲反射平面自由聲場條件下的測試方法，選取距離分布式空調末端表面1 m處測得的機組A計權聲壓級噪聲作為評定標準。同時，分別取距離表面0、2、4 m處為測量點，測量其A計權聲壓級噪聲。此外，分布式空調末端設置有音響設備，同時測量音響側和非音響側噪聲值，以分析音響設備對空調末端噪聲水平的影響。具體測點布局如圖7所示。

圖7 末端噪聲測點布局

選取1～4層設置有分布式空調末端的區域進行測試，同時測量末端附近區域環境噪聲，具體測點分布如圖8所示。

3.3.2 測試結果及分析

采用TES-1350A型聲級計進行測試，其適用標準為IEC61672-1 Class2和ANSI S1.4 TYPE2，準確度為±1.0 dB。噪聲測試結果見圖9～11。以機組U16為例說明空調末端裝置的噪聲測試結果，其中包括音響設備的噪聲影響，見圖9。其余位置的設備測試與U16類似，這里不再一一說明。

對比分析U16處分布式空調末端有無音響側距表面不同距離處的噪聲值可知，音響源處噪聲值顯著高于其他表面，但經過1 m距離衰減后，對環境噪聲產生的影響基本穩定。

注：U11～U18、U22為所測試的分布式空調末端編號。圖8 空調區域噪聲測點布局

圖9 空調末端音響設備噪聲影響(U16)

圖10 分布式空調末端回風口及環境噪聲水平

圖11 分布式空調末端及環境噪聲水平

由圖10可知，分布式空調末端底部回風口處噪聲顯著高于距表面1 m處及環境噪聲水平，最大差值可達9.7 dB，不同空調末端回風口處噪聲值存在一定差異。

對比圖9和圖10，音響源和風口處噪聲均顯著高于環境噪聲水平，兩者量級相差不大。

如圖11所示，分布式空調末端外壁(0 m)處噪聲計算值與現場測試值接近，而距離機組末端外壁1 m處噪聲計算值(52 dB)比現場測試值(約61 dB)小，說明在距離機組末端外壁1 m處環境噪聲的影響已高于噪聲源的衰減；分布式空調末端表面(0 m)處噪聲水平高于附近公共區噪聲水平，最大差值可達3.8 dB；距離空調末端表面≥1 m處，測得的噪聲值已接近周圍環境噪聲水平，整體差值不超過1 dB，局部最大差值約為1.5 dB。

實際使用過程中，人員活動區域距離分布式空調末端基本超過1 m，從測試結果可知，分布式空調末端對人員活動區域的噪聲水平無顯著不利影響。

此外，我國目前沒有航站樓室內環境的噪聲標準，而在英國CIBSE設計手冊中規定了航站樓內大部分空間噪聲標準為NR45[15]，約等同于A聲級噪聲50 dB。雖然北京大興國際機場航站樓內的環境測試噪聲(59～62 dB)超出了英國標準限值，但在國內大型機場航站樓的測試值(55～70 dB)范圍[16]內。航站樓內的環境噪聲涉及因素較多，今后再另作研究，但環境噪聲問題不影響分布式空調末端在航站樓內的應用，因為當航站樓背景噪聲標準提高時，可通過降低機組噪聲或者增加裝飾板的吸聲量來滿足使用要求。

4 結論

1) 通過對相同服務區域、相同冷熱量的分布式空調末端與放置在空調機房內的常規空氣處理機組及配套的水系統能耗對比分析可知，前者總的輸送能耗比后者低21.8%，定量驗證了分布式空調末端比常規空氣處理機組在大空間場合有更好的節能性。

2) 分布式空調末端的音響源和底部回風口處噪聲測試值均高于環境噪聲測試值，使得末端表面處噪聲水平高于附近公共區噪聲水平，最大差值可達3.8 dB；距離空調末端表面≥1 m處測得的噪聲值已接近周圍環境噪聲水平，整體差值不超過1 dB，局部最大差值約為1.5 dB。分布式空調末端對人員活動區域的噪聲水平無顯著不利影響。

3) 在分布式空調末端噪聲占主導影響的機組外壁處，噪聲計算值與測試值接近，可用本文提供的計算公式進行機組噪聲的初步選型計算。