重庆地区高大空间冬季空调供暖实测分析

随着生活质量的提高，高大空间建筑，如展厅、公共建筑中庭、门厅等越来越多，由于空间范围大、人流量密集，使得大空间建筑冷热负荷很大，空调能耗居高不下。但实际活动区域达到舒适性要求的空调冷热负荷占总负荷的比例较小，大部分冷热负荷浪费在非空调区域。尤其是在冬季空调供暖的过程中，由于热空气的浮力作用，热量大部分消耗在大空间建筑的上部，整个空间下冷上热，高大空间冬季供暖效果不易保证。国内外许多学者做过大空间建筑室内热环境的模拟研究，通过合理的气流组织形式达到降低能耗和满足舒适性要求的目的。但在实际工程中，影响高大空间建筑供暖效果的因素很多，使得实际空调供暖效果并不能达到理论或设计值的要求。合理的气流组织应该是既能满足工作区舒适性要求，又能降低空调能耗。有关文献指出，分层空调与全室空调相比，最大可节省冷量14%-50%，因此，本文通过对采用分层空调的住院楼大厅、门诊楼大厅和采用全室空调的办公大厅进行了冬季工况的空调供暖运行效果的实测，分析对比两种气流组织方式的能耗，并找出影响冬季空调供暖效果的主要因素，为实际工程设计和大空间热环境模拟做参考。

工程概况

三个测试对象分别是某医院住院楼大厅、某医院门诊楼大厅、某办公楼大厅。这三个测试对象均属于建筑门厅，是最常见的一类高大空间建筑。它们有着共同的特点，如外维护结构均为玻璃幕墙、空调负荷较大、体积大、空调冷负荷有效区域所占空间占整个空间的比例低等。但它们又有着不同的使用功能、层高、气流组织方式和负荷特性。对其进行详细测试分析就对门厅类高大空间建筑空调系统侧送分层空调和上送的全室空调的舒适性和能耗情况有了比较全面的认识。

1.住院楼大厅空调概况

大厅作为出入住院楼的通道，进出人员较少。建筑面积446m2，长：30m，宽：15m，高：7.5m。大厅采用一次回风系统，选用了一台卧式空调机组，位于负一层空调机房内，24小时运行。机组同时还担负了与大厅相连的走道的负荷。空调机组参数：风量G=18000m3/h；制冷量Q冷=106kW；制热量Q热=167kW；机外余压H=600Pa；功率N=11kW。大厅采用分层空调方式，12个球形喷口单侧送风，喷嘴直径174mm，单个喷口设计送风量G=1166m3/h，送风高度H=3.7m，送风角度a=-10°，喷口间距B=2.5m。回风口设于大厅右侧墙体上。大厅顶部设置排风系统，冬季未开启。

2.门诊楼大厅空调概况

该大厅连接挂号厅，取药厅和各层诊室。除中午以外人员密度较大。建筑面积734m2，长：30m，宽：24m，高23m。大厅采用一次回风系统。选用了两台卧式空调机组，位于负一层左右两侧空调机房内，运行时间为7∶30-16∶30，两台机组还担负了与大厅相连挂号厅和取药厅的负荷。空调机组参数：风量G=33000m3/h；制冷量Q冷=300kW；制热量Q热=391kW；机外余压H=650Pa；功率N=15kW。

大厅采用分层空调方式，十六个球形喷口，两侧对喷。喷嘴直径380mm，单个喷口设计送风量G=1750m3/h，送风高度H=3.2m，送风角度a=-12°，风口间距B=3.6m。回风口位于大厅左右两端侧墙上。大厅顶部设置排风系统，未开启。

3.办公楼大厅空调概况

大厅靠墙区域为办公区，中间为等候区。建筑面积706m2，长：38m，宽：18m，高5.5m。该大厅采用一次回风系统。选用了四台吊顶式空调机组，机组运行时间为前一天23∶00 至第二天17:30。空调机组参数：风量G=10000m3/h；制冷量Q 冷=74kW；制热量Q 热=110kW；机外余压H=150Pa；功率N=2.2kW。大厅采用旋流风口上送风的全室空调方式，旋流风口直径350mm，单个风口设计送风量G=909m3/h，送风高度H=5.5m，间距8.4m/3.6m。回风口位于机组回风箱底部。大厅顶部设置排风系统，未开启。

测试

1.测试方案

(1)测试仪器、该仪器测试参数及所测参数意义见表1。

表1 测试仪器及测试参数

(2)测点布置

大厅1水平间隔1-2m布置一个测点，垂直高度间隔1m布置一个测点。整个空间共布置224个测点。大厅2水平间隔1-2m布置一个测点，垂直方向：每间隔一米布置一个测点，共8个测点，整个空间共布置112个测点。大厅3水平间隔1-2m布置一个测点，垂直方向1m、2m、3m、3.5m、4m、4.5m、5m、5.2m处布置了测点，整个空间共布置72个测点。

2.数据处理方法

热电偶从一个点移动到另一个点，有一段反应时间，每个测点测量了三分钟，通过记录到达每个测点的时间，来区分各个测点的数据段。经误差分析后，计算出每个测点可用数据的算数平均值，然后绘制出温度场速度场曲线。分层空调温度场与速度场可用圆喷口多股平行非等温射流公式(1-3)进行理论计算，本文将测得的各参数带入，与试验结果进行比较。

式中，do为送风口直径，m；g为重力加速度，m/s2；T0为射流出口温度，K；Tn为射流周围空气温度，K；v0为射流出口速度，m/s；vx为射流断面x处的射流轴心速度，m/s；x为射流断面至送风口的距离，m；a 为喷口安装角度；y为射流轨迹中心距风口中心的垂直落差，m；h为距地面高度，m。

输入功率由公式2.4计算得出：

式中，U为电压，V；I为电流，A。

测试结果分析

在得到了三个大厅各个时刻温度场、速度场分布与能耗之后，对实际运行效果和气流分布规律以及能耗进行了分析。

1.舒适性分析

1.1 工程1测试结果

某测试典型日的空气参数见表2。

表2 空气参数

喷口中心轴线温度分布情况如图1、图2所示。

图1 距风口不同水平距离处垂直温度分布图

图2 大厅1风速分布图

取工作区高度为2m，工作区平均温度11.6℃，没有达到设计要求。工作区最大垂直温差为1.74℃，满足ASHRAE55-92标注建议1.8-0.1m温差不大于3℃要求。水平方向温差为0.53℃，工作区温度分布比较均匀。整个空间垂直温度梯度0.63℃/m，其中供暖区垂直温度梯度0.98℃/m。非供暖区垂直温度梯度0.43℃/m。非供暖区平均温度高于供暖区平均温度2.77℃。

图3 温度分布图

图4 不同水平距离垂直温度分布图

从图4可以看出，随着送风距离的增加，垂直方向温度波动逐渐变小。1-4m射程内，从地面到屋顶，温度呈现升高-降低-升高的变化趋势，中间段测点温度高于人员活动区和非供暖区温度，这是由于测点经过了送风射流区，而随后温度又降低是由于射流第二断面前，射流还未出现向上飘逸现象，只是由于射流卷吸作用与周围空气进行动量和热量的交换，所以与送风射流相比温度下降很快。之后温度又随高度的增加而升高是由于射流末端热气流的上逸，灯光等作用，使热量积聚在了房间上部造成的。8m射程开始垂直温度随高度的增加呈单调上升趋势，大部分气流流向上部空间。此时送风射流已达到末端，起不到隔断供暖区与非供暖区的作用。

喷口核心和边界层的温度分布是不同的，风口之间区域平均温度11.1℃，与风口中心区域接近，冬季工况分层空调整个工作区温度分布是比较均匀的。空间垂直温度梯度0.7℃/m，大于风口中心区域，由此可见多股平行射流能否搭接形成隔断空调区与非空调区，阻止热气流上升的空气幕对冬季供暖效果是至关重要的。

工作区风速均小于0.2m/s，满足舒适性要求。空间风速场分布见图5。

全天送风温度和工作区平均温度变化情况见图3。

测试时间内，室外平均温度7.6℃，温度波动3.1℃，工作区平均温度14.9℃，温度波动1.25℃，送风平均温度35.2℃，温度波动5.9℃，全天温度波动小。

总的来说，住院楼大厅1送风射程不够，工作区温度只有11.6℃，没有达到设计要求。虽然出现了温度分层现象，但非空调区温度还是高于空调区1.85℃，这是由于热空气在浮力作用下，上升造成的。如果合理设计送风参数，保证射程，减弱垂直温差，可以保证分层空调较好的冬季供暖效果并减少不必要的能耗浪费。

1.2 工程2测试结果

某测试典型日的空气参数见表3。

表3 空气参数

工作区平均温度15.4℃，工作区局部垂直温差达到了6.34℃。整个空间垂直温度梯度0.278℃/m，其中供暖区垂直温度梯度1.23℃/m，非供暖区垂直温度梯度0.15℃/m，非供暖区平均温度高于供暖区平均温度0.55℃，小于大厅A的温差，说明层高越高，分层空调的节能作用越明显。

从图4反映了各测点温度随高度变化的规律。射流初始段和主体段垂直温度分布任然呈上升-下降-上升变化趋势。距风口水平距离8.5m左右，温度随垂直高度递增，温度梯度0.44°C/m，热气流大量向非空调区飘逸，没有在大厅中间形成对喷搭接。对喷气流如果在大厅中间形成了搭接，碰撞后一部分气流向下运动进入工作区，成为供暖的主要力量，一部分会向上运动，搭接面温度都会有所升高。

送风温度和工作区平均温度变化情况见图5。

图5 温度分布图

图6 大厅2风速分布图

测试时间内，室外平均温度8.8℃，温度波动2.3°C；工作区平均温度13.7℃，温度波动1.83℃；送风平均温度41.2℃，温度波动10.4℃。由于外维护结构面积更大同时人员密度变化大导致室内温度波动大于大厅1。

工作区平均风速小于0.2m/s，局部风速0.5m/s。在测试中可感觉到部分喷口送风射流直接进入了工作区，合理的分层空调气流组织是工作区处于回流区，主要由于喷口安装高度过低只有3.2m。射流速度还未充分衰减就进入了工作区。空间风速分布见图6。

1.3 工程3测试结果

某测试典型日的空气参数见表4。

表4 空气参数

室内温度分布如图7、图8 所示。

工作区平均温度15.56℃，低于设计值，水平温差在0.32℃以内，工作区温度分布均匀。室内垂直温度梯度达到3.1℃/m。工作区垂直温度梯度1.16℃/m，非工作区垂直温度梯度6.74℃/m。室内垂直温度分布见图7，随高度的增加，温度呈上升趋势。3.5m以下温度变化平缓，3.5m处温度出现陡增，说明送风到达3.5m处，速度已充分衰减，气流上升流向回风口。由于大量热空气未到达工作区就被抽回机组，送回风温度都很高，导致空间上热下冷。

图7 距风口不同水平距离垂直温度布置图

图8 温度变化图

全天送风温度和工作区平均温度变化情况见图8。

测试时间内，室外平均温度6.4℃，温度波动2.4℃；工作区平均温度16.2℃，温度波动3℃；送风平均温度42.1℃，温度波动1.43℃。工作区温度随室内人员数量的增加而增加。速度场分布如图9所示：风速随着距风口距离的增加衰减减慢，3m处风速接近零。送风速度过小，工作区空气几乎没有流动。

图9 大厅3风速分布图

2.能耗分析

空调系统冬季能耗主要由主机、水泵、空调机组能耗组成。本文主要研究空调机组风机能耗。高大空间空调系统主要为工作区服务，因此不同的气流组织方式应采用不同的负荷计算方法，所选空调器的风机大小、表冷器阻力、管路特性、风机运行效率会不同，因此运行时能耗就会有所差异。选择合适的气流组织方式可以把空调系统能耗降到最低。风机能耗计算方法见公式(5-8)：

式中，hv为容积效率；hh为水力效率；hm为机械效率；Ne为风机输出功率，kW；N 为风机输入功率，kW；Q 为流量，m3 /h；P为单位体积气流通过风机获得的有效能量，N/m3。三个系统均为定风量系统。机组负担多个区域时，以下实测功率为大厅部分功率。

分层空调与全室空调能耗见表5。

表5 运行能耗

单位风量能耗的差异主要由系统总效率差异造成。工程1、工程2系统较大，机房位于地下，与工程3相比水力损失较大，所以单位风量能耗较大。适当减小系统可以降低能耗。

单位面积能耗主要取决于送风量的大小。工程3单 位面积送风量较大，为46.7m3/m2，而工程B为31.6m3/m2。工程2层高较高，非空调区向空调区热转移负荷大，所以单位面积能会大于工程1。

3.应用中应注意的问题

测试结果显示三个大厅均未达到设计要求，原因有：

(1)送风速度不够。工程1设计送风量是14000m3/h，而实测风量只有5133m3/h。由于送风量不足导致送风速度过小，射程不够。工程3是上送风，送风速度太小，没有足够的动量将热气流送到工作区。导致热量大量消耗在建筑上部。

(2)风口风速不均匀。工程1送风速度在0.4m/s到 7.1m/s之间，工程2空调机组同时负担了大厅和候诊区 负荷，在喷口送风管上分出了支管向候诊区送风，支管 前后喷口风速相2.83m/s，导致多股平行非等温射流不 能形成良好的搭接。

(3)风口高度太低。工程2送风射流速度还未充分衰减就入工作区。可将风口安装在2层顶板处，加大送风角度，保证工作区风速满足要求。

(4)送风温差太大。工程1回风口位于走道端头，大量送风进入走道未承担负荷，又被抽回了机组，使送风温差达到22.3℃，工程2两端回风口位于候诊区，候诊区除中午以外候取药等候区人数很多，温度达到20℃左右，回风温度较高。送风温差达到30℃。工程3回风口位于房间顶部，离送风口很近，造成短路，也使送回风温 度过高大温差对冬季供暖很不利，可采用变流量方式减 小送风温差。

(5)注意运行调试，部分喷口角度和方位调试得不合理，对供暖效果有一定影响。工程2右侧系统喷口风速小于左侧。发现右侧空调机组回风箱内过滤器几乎布满了灰尘，阻力增大减小了送风量。

(6)大门开启，渗透负荷大。冬季可关闭排风系统，或设置风幕来减小冷风渗入。

(7)门厅类高大空间外维护结构多为玻璃幕墙，要防止结露，必要时可在幕墙处设置下送风幕。

结论

对三个工程冬季空调供暖的实测得到如下结论：

(1)采用喷口侧送时，垂直温度分布呈上升-下

降-上升变化。采用旋流风口顶送时，温度随高度增加 而增加。两种方式都可以满足高大空间舒适性要求。

(2)分层空调垂直温度梯度小于全室空调，但非空 调区温度任然高于空调区温度。

(3)对三个工程的分析比较得出：达到同样的工作区空调效果，分层空调送风量小于全室空调，减小系统作用半径可以实现节能。

(4)虽然机组制热量远大于负荷计算值，但三个工 程工作区温度均低于设计值。冬季工况设计应该引起足 够的重视，当冬季工况和夏季工况气流组织参数不能匹 配时，可采取辅助供暖措施，如地暖，地板送风等。

文/赖河静 王勇