計算機輔助設計在暖通設計中的應用分析
——以合肥某高層科研樓為例

張海燕 （深圳市建筑設計研究總院有限公司合肥分院，安徽 合肥 230081）

1 引言

在暖通及建筑設計過程中，由于項目的前期設計條件的千差萬別，設計的成果也不盡相同。相同的建筑，采取不同的冷熱源方案及運營策略，空調系統的運行能耗不同。即使是功能完全相同的房間，不同的裝飾方案、末端形式，其空調能耗及室內氣流組織都會有所不同。為了更好地達到設計方案時的預期，在方案設計階段通過計算機輔助設計軟件對系統方案進行數值計算、模擬，可有效地提升設計質量。本文以合肥某高層科研樓項目為例，通過對項目進行全年動態能耗模擬分析、氣流組織模擬計算（CFD），為空調設計方案提供理論支撐。

2 工程概況

項目位于合肥市高新區，總用地面積約為4786m2，辦公樓為一類高層公共建筑，總建筑面積32308m2，其中地上建筑面積21356m2，地下10952m2，地上19 層，地下5 層，建筑高度93.30m。地下室主要功能包括倉儲式機械汽車庫、設備用房、非機動車停車庫，地上主要由門廳、開閉所、消控室、廚房、餐廳、科研辦公、多功能廳等其他輔助用房間組成。

項目建設地塊周邊無可利用的市政能源和可再生能源，僅能以電力、燃氣作為空調能源；項目用地局促，地下室面積較小，除去倉儲式停車及人防工程，已無設置制冷機房及鍋爐房的空間；建筑外幕墻立面形式的限制，外立面不允許設置大量的通風百葉，僅可在屋面設置空調設備。

該建筑主要的用途是辦公、科研、會議，業主有分層、分戶租售需求。

2.1 冷、熱源設計

本工程冷熱源采用風冷螺桿熱泵機組，設置于屋面設備層。單臺制冷量為1360kW，制熱量為1270kW，經合肥地區室外空調計算干球溫度修正制冷制熱量后，考慮設備冬季融霜修正系數0.9，修正后總制冷量為2720kW，修正后制熱量為2282kW。

2.2 特殊房間空調形式

本工程空調系統采用風冷熱泵系統，電梯機房、開閉所、消防控制室、值班室等采用分體空調。智能化機房預留設計精密空調。

2.3 冷熱水系統

風冷熱泵機組制備之冷熱水在屋面匯合后經由屋面穿越空調水井，接至空調系統末端，夏季制備冷水供回水溫度為7～12°C，冬季供回水溫度為45～40°C，冷熱水系統采用密閉式機械循環，冷水豎管采用兩管制。為風冷熱泵機組設置流量為260m3/h，揚程為340kPa 的冷熱水循環泵，兩用一備。設2.0m3膨脹水箱1 個，設置在屋頂設備層機房頂，對系統進行補水定壓。空調系統水系統的補充水由生活供水管網供給，補水管道上設置水流量計量裝置。水系統承壓為1.2MPa。

2.4 空調風系統

建筑內較小空間區域均采用風機盤管+新風系統，例如辦公室、小會議室、宿舍等。空調送風口部采取散流器或雙層百葉風口，回風口采用帶雙層尼龍濾網的鋁合金門鉸式，餐廳、咖啡吧設置全熱交換器預冷、預熱新風。

建筑內高大空間區域均采用了全空氣空調系統，例如18 層、19 層挑高多功能廳。室外新風取自室外，通過外墻百葉取入，新風入口、回風管均設置電動多葉調節閥，可依據不同季節的需求量調節新風量。新風進入后再經空氣處理機組冷卻、加壓，通過消聲處理，由風管送至旋流風口再送至空調區域。氣流組織采取上送上回、側送下回形式，當處于過渡季節時，新風調節閥全開可實現全新風運行。空氣處理機組采用變頻機組。

圖1 項目鳥瞰圖

3 冷熱源全年動態負荷計算

3.1 建筑熱工性能參數

見表1、表2。

表1 建筑物熱工參數/kw·（m2·k）-1表

表2 房間設計參數表

3.2 研究方法

本項目逐時空調負荷計算采用鴻業軟件計算，作為冷熱源容量及末端設備選型的依據。為了合理確定冷熱源裝機容量及科學的運行策略，9 利用鴻業全年動態能耗模擬分析軟件，通過Energy-Plus內核對建筑物全年8760h冷熱負荷和空調系統能耗進行計算。根據建筑條件圖，在保證建筑整體負荷以及負荷特性準確性的基礎上，對模型做適當的簡化處理之后，建立了計算模型，模型及計算結果如圖2所示。

圖2 項目計算模型圖

3.3 計算結果及結論

根據全年動態負荷模擬結果可看出，最大動態冷負荷值與房間逐時負荷計算最大冷負荷值較接近；最大動態熱負荷值僅達到負荷計算熱負荷值50%，經過房間自然室溫計算，推測由于房間動態模擬扣除了冬季日照得熱，使得整體動態熱負荷較低。

通過負荷計算、能耗模擬和技術經濟分析，決定采用風冷熱泵機組作為空調系統的冷熱源。選擇2 臺制冷量1365kW、制熱量1270kW 的變頻式螺桿式風冷熱泵機組。同時根據全年冷熱負荷分布頻率可以得出，機組在50%～75%負載區間運行較多，建議優先采購在此負載下運行效率較高的風冷熱泵機組。運行策略采用平均負載率法，較逐臺啟動法系統能耗略低，建議高負荷時優先采用平均負載率運行模式。

物流是一個集運輸、倉儲等多個功能要素的大系統，企業可通過重組流程、再造資源后所獲得一個新的物流體系，此物流體系不僅可使企業自身的物流方面需要得到充分滿足，還可以使企業將自身剩余生產力轉向物流市場，獲得更大的第三利潤，為企業競爭力的提升助力。

4 風冷熱泵氣流組織模擬分析

空氣源熱泵機組的運行效率和室外機與大氣的換熱條件有關。考慮主導風向、風壓對室外機的影響，布置時應避免產生熱島效應，保證室外機的進、排風的通暢。為了驗證屋頂風冷熱泵機組進、排風流線，避免造成氣流短路。以計算流體力學（CFD）為理論依據，利用FLUENT 軟件，對屋頂風冷熱泵機組散熱情況進行仿真模擬。

通過對建筑整體的夏季典型風向下室外風環境的模擬分析，計算得出本樓東側屋頂風壓較強（+8Pa）、風速較快，在此區域加大進風面積（防雨百葉或可開啟外窗），有利于室外空氣的進入。利用室外風環境的模擬結果作為風冷熱泵仿真模擬的初始條件，對比設置屋頂花園架空風冷熱泵機組和直接落地安裝的風冷熱泵機組的散熱情況，模擬結果如下。

圖3 全年逐時負荷計算結果圖

圖4 全年日負荷計算結果圖

圖5 全年冷熱負荷分布頻率圖

圖6 風冷熱泵放置于屋面構架層上的BIM模型圖

①方案一：風冷熱泵放置于屋面上側面進風的模擬結果，見圖8～圖11。

圖8 風冷熱泵側進風側視溫度云圖

圖9 風冷熱泵側進風側視速度云圖

圖10 風冷熱泵側進風側視矢量圖

圖11 風冷熱泵側進風頂視溫度云圖

②方案二：風冷熱泵放置于架空的屋頂花園（8m 層高）頂部構架上雙側進風的模擬結果，見圖12～圖15。

圖12 風冷熱泵雙側進風側視溫度云圖

圖13 風冷熱泵雙側進風側視速度云圖

圖14 風冷熱泵雙側進風側視矢量圖

圖15 風冷熱泵雙側進風頂視溫度云圖

通過對比發現，方案二將風冷熱泵機組底部架空設置屋頂花園層時，空氣經過屋頂花園后進入設備布置區域，被風冷熱泵機組吸入，可以使得風冷熱泵內側吸入溫度較方案一低1～2℃；同時根據伯努利效應，風冷熱泵向上的氣流產生的負壓腔，帶動底部屋頂花園的空氣向上流動，整個空間氣流速度較快且均勻；同時利用幕墻形成的“煙囪”，在風壓和熱壓的雙重作用下，迅速將風冷熱泵的排熱釋放到幕墻頂的大氣中。方案二進風溫度低，排風順暢，可以顯著提升風冷熱泵的運行效率。

根據方案一可以看出由于風冷熱泵內側靠近核心筒位置，進風受限，吸入風冷熱泵室外空氣流量遠低于外側吸入口，風冷熱泵機組進風如圖16所示。

圖16 風冷熱泵側進風示意圖

在風冷熱泵自身的抽吸下，左側負壓形成渦流區，機組的排風受渦流影響，又重新被進風口吸入，使得內側進風口進風溫度較室外平均溫度高2～5℃，影響機組換熱能力，不利于系統節能。遇到極高溫或極低溫條件時，易產生內側過熱停機或者凍結，同時渦流的形成又一定程度上阻礙了風壓和熱壓的形成，影響了整體的通風效率。

經過以上對比可以看出，方案二風冷熱泵底部和側面雙向進風的氣流組織條件最優，但由于機組排風溫度較低、排風熱壓較小，當遇到室外風壓較小時，可能無法有效將熱量排至幕墻頂部大氣中。因此，為增強風冷熱泵機組的散熱能力，在方案二的基礎上，采取增大風冷熱泵排風風速或在出口設置導風管的方式，分別進行仿真模擬。

③方案三：在風冷熱泵放置于架空的屋頂花園（8m 層高）頂部構架上雙側進風的基礎上，增大風冷熱泵排風風速，模擬結果見圖17～圖18。

圖17 風冷熱泵雙側進風側視溫度云圖

圖18 風冷熱泵雙側進風側視速度云圖

④方案四：在風冷熱泵放置于架空的屋頂花園（8m 層高）頂部構架上雙側進風的基礎上，增大風冷熱泵排風靜壓并增設導流風罩（2m高），模擬結果見圖19～圖20。

圖19 風冷熱泵雙側進風側視溫度云圖

圖20 風冷熱泵雙側進風側視速度云圖

經過以上對比可以看出方案四相較方案三，進風口區域氣流溫度、速度更均勻，排風口速度衰減較小，受室外風環境影響較小，同時由于導流風罩的作用，理論上噪音值應比方案三更低。

5 計量

為了滿足各層、各室存在租售的可能，結合樓宇控制系統設計空調能耗計量系統，冷/熱水系統在空調回水總管上設置超聲波能量計，在每層空調回水管上設置電磁式能量計，同時每臺風機盤管均設置時間型計量控制器，由智能系統進行抄表監控，折算出每層的電費后按各風機盤管使用時間折算費用。

6 結語

將風冷熱泵機組架空設置于屋頂花園層（8m高）構架之上的設計方案，在頂部設置幕墻情況下，通過風壓、熱壓雙重作用，可避免冷熱氣流短路，提高風冷熱泵機組的進排風效率和換熱效率。

將風冷熱泵增大排風靜壓、排風口設置導流風罩，屋頂設備層采用通過系數更高的進風百葉時，可進一步提高優化風冷熱泵進、排風條件。

同時風冷熱泵機組放置于屋面的構架上，可降低風冷熱泵主機運行時產生的振動和噪聲對下層辦公及周邊環境的影響。