二次回风空调系统在某体育馆工程中的应用

廖乐阳 刘钦 郭金龙

中建八局西南分公司

大型剧场、体育馆类建筑的观众席具有空间大、高差大等特点。采用常规的上送风等气流组织形式，往往难以取得理想的空调效果；而座椅送风等置换通风空调系统可以获得良好的温度分布和气流组织，实现分层空调，节省空调能耗[1]。座椅下送风的出风口离人体较近，送风温度不宜过低，一般送风温差不超过5°C。与一次回风系统相比，二次回风系统利用室内回风提高送风温度，省去再热过程，是一种节能的空调系统，但是其控制策略与系统比较复杂。实际工程中，由于控制系统的设计或运行方法不合理，系统的节能效果往往较差，甚至导致空调参数偏离设计要求。

1 一/二次回风系统特点

一次回风系统和二次回风系统都属于全空气集中式空调系统，是出现最早、最基本、最典型的空调系统[2]。一次回风系统的回风与新风在热湿处理设备前完成混合，而二次回风系统的新风与回风在热湿处理设备前混合并经过处理后再次与回风进行混合。就适用范围而言，一次回风系统适用于室内散湿量大、送风温差大的场合，比二次回风系统使用更广泛；二次回风系统的控制系统更为复杂，但是更适合室温波动小、洁净级别更高的空调系统[3]。

2 一/二次回风空调系统运行能耗比较

2.1 夏季工况

图1 为一、二次回风空调夏季工况焓湿图。

图1 一、二次回风夏季工况焓湿图

夏季工况下，采用一次回风系统的热平衡方程为Q1-Q2+Gwiw+G1iN=Gb；总耗能量Q=Q1+Q2。采用二次回风系统的热平衡方程为Q/+Gwiw+G/1iN+G2iN=GiO；其中G1=G/1+G2。节能量驻Q=Q-Q/=2Q2，即节能量等于再热量的2 倍。送风温差越小，一次回风系统的再热损失越大，采用二次回风系统的节能效果越好。因此二次回风系统适合较小温差送风系统，但减小温差会导致总送风量的增大，风机的能耗也会加大。

2.2 冬季工况

图2 为一、二次回风冬季工况焓湿图。

图2 一、二次回风冬季工况焓湿图

冬季工况下，一次回风加热量Q1=G(iO1-iC1)。在总的送风量一定的情况下，二次回风系统的一次回风量更少所以一次混合点比一次回风系统低。二次回风加热量Q2=(G-G2)(iO-iC)；可以证明[(iO1-iC1)/(iO-iC)]=[(G-G2)/G] ；所以Q2=G2[(iO1-iC1)/(iO-iC)]/(iO-iC)=Q1；由此可知冬季工况下，与一次回风系统相比,二次回风系统其实并不节能。

3 工程实例分析

3.1 工程简介

成都市凤凰山体育中心项目是由中建八局西南公司牵头的EPC 项目。项目主体分为足球场，体育馆和商业中心三个部分。其中体育馆部分房间众多、功能复杂，采用的空调形式也比较多样化。体育馆比赛大厅的观众席采用座椅送风，通过“置换通风”的气流组织方式将人员聚集产生的余热余湿从大厅顶部回风口排出。如图3 所示，观众席座椅送风系统采用二次回风系统，其空调设备主要由粗效过滤段+表冷段+电极过滤段组成，没有设置加湿段。夏季工况下，可以通过表冷器的冷却除湿控制湿度。冬季时，室外空气湿度较高，室内湿度设定为自然湿度。

图3 二次回风空调系统

3.2 空调系统控制策略及分析

比赛大厅环境温度分布不均，在垂直方向往往有着较大的温度梯度，且座椅送风系统出风温度受人体舒适温度影响，需要严格控制，所以监控送风管内的送风温度，并以此控制观众区的环境温度。

3.2.1 送风温度的控制及再设定

制冷工况：当检测的送风温度高于设定值时，先通过调小二次回风阀的开度使实际送风温度达到设定值，若二次回风阀调节至最小，送风温度仍高于设定值，则根据送风温度与设定值的偏差进行比例积分计算，调大盘管回水管上的电动二通水阀开度，以保证实际送风温度达到设定值。当检测的送风温度低于设定值时，根据送风温度与设定值的偏差进行比例积分计算，先调小盘管回水管上的电动二通水阀开度，若水阀调节至最小，送风温度仍低于设定值，则调大二次回风阀开度，以保证实际送风温度达到设定值。

该控制方案总是倾向于保持冷负荷下的最小水流量，最大限度地利用二次回风的“再热量”。同时也可以避免因送风温度波动造成阀门来回的开闭，影响门的寿命，但是阀门的开度过小，会增加系统的输送能耗，在实际运行时，应当使阀门保持一定的开度。

制热工况：当检测的送风温度低于设定值时，先通过调大二次回风阀的开度使实际送风温度达到设定值，若二次回风阀调节至最大，送风温度仍低于设定值，则根据送风温度与设定值的偏差进行比例积分计算，调大盘管回水管上的电动二通水阀开度，以保证实际送风温度达到设定值。当检测的送风温度高于设定值时，根据送风温度与设定值的偏差进行比例积分计算，先调小盘管回水管上的电动二通水阀开度，若水阀调节至最小，送风温度仍低于设定值，则调小二次回风阀开度，以保证实际送风温度达到设定值。

根据上文分析可知，对比一次回风系统制热工况，二次回风系统制热工况并不节能。而且由于调节参数更多，二次回风系统的调控更为复杂，因此制热工况下，可以考虑关闭二次回风阀，直接采取一次回风的工作形式。

3.2.2 过渡季节新风量控制

当室外空气焓值在回风焓值与要求的送风焓值之间，新风阀全开，调节回风阀开度，最大化利用室外新风冷源。当室外空气焓值低于要求的送风焓值，调节新/回风阀开度，使混风温度达到要求的送风温度以控制室温。

3.3 运行能耗比较

比赛大厅观众席共18000 人，夏季室内设计温度26°C，相对湿度60%。冬季室内设计温度18°C，室内湿度为自然湿度。经负荷计算，室内冷负荷为1800.57 kW，新风冷负荷2199.5 kW，总冷负荷3926.7 kW，湿负荷为937.44 kg/h。冬季室内人员众多，余热量较大，基本不存在制热工况，因此仅对制冷工况进行比较。

3.3.1 不同送风温度下工作状态比较

由上文分析可知，夏季制冷工况下，影响一、二次回风系统耗能量的参数是送风温度；温差越大，一次回风的再热量越小，与二次回风系统能耗越接近。在室内设计参数不变，即室内冷负荷和湿负荷不变的条件下，选取不同的送风温度，分别计算该温度下的系统制冷量和送风量，结果如表1。

从表1 中可以看出随着送风温度升高时，一次回风系统再热量有着明显的增长，而一次回风系统的再热段一般采用电加热，其能源利用效率也远低于压缩式热泵机组。二次回风系统的总制冷量未发生变化，仅是二次回风量和总送风量增加。当采取机器露点温度送风时，一次回风系统的制冷量基本等于房间总冷负荷，而二次回风系统的制冷量始终保持不变，基本上不存在冷量的损失。采用“置换通风”的空调系统，其人员活动区距地0.1 m 处的送风温度应不小于22°C，而此时的露点温度为16.5°C，直接送风会使观众会产生“吹冷风感”，因此需要提高送风温度。观众席二次回风系统实际设计送风温度为21°C，考虑到整个系统的路径较长，存在管道温升等因素，此送风温度是比较适宜的，同时总送风量相对于23°C时也减少了约40%，节省了风机能耗。

表1 制冷工况一、二次回风系统运行比较

3.3.2 运行电量比较

就目前体育馆上座率、使用频率和使用时长看，大多数体育馆使用状况远未达到设计工况[4]。篮球比赛上座率最高，一般能达到70%～80%，使用时间也集中在赛季阶段。但大部分赛事上座率仅为30%～50%，全年使用次数少[5]。考虑到该场馆为综合性场馆及其功能定位，其上座率取值60%比较合理。大型离心机组的COP 值一般在6.4～6.7 之间。体育馆承接比赛时的时长2～4 h，则比赛日空调机组以21°C运行时，节电量最大约为1629～3258 kW·h，二次回风系统相对于一次回风系统，节约再热能耗约为57.5%。整个制冷季节按30 个比赛日计算，则制冷季节节能量48870～97740 kW·h。

4 结论

该项目的观众区空调系统采用二次回风系统比较适合，与一次回风系统比较，节省了调节送风温度时的再热量损失。同时其自控系统也总是保持相同负荷下的最小水阀开度，节省了主机运行的能耗。但是，减小水阀的开度同时会导致水泵运行能耗的增加。在加热工况下，仍采用调节二次风阀的开度来调节送风温度是难以实现的，不应简单的复制制冷工况的控制策略。通过分析并结合实际，得出下列结论：

1）制冷工况下，二次回风空调系统的二次回风量与送风温度存在直接联系。空调系统运行时，通过调控二次回风量来控制送风温度可以最大程度利用室内空气的热量，而不会增加水侧能耗。

2）制热工况下，调节二次回风阀的开度调节送风温度的本质是调节总送风量，但是调控的复杂程度更高，而调控一次回风阀的开度更加简单直接。可以考虑关闭二次回风阀，直接控制一次回风量。

3）过渡季节，关闭二次风阀，测定室内外焓差，调节新风和回风比例，充分利用新风的冷量。