计算机辅助设计在暖通设计中的应用分析——以合肥某高层科研楼为例

张海燕 （深圳市建筑设计研究总院有限公司合肥分院，安徽 合肥 230081）

1 引言

在暖通及建筑设计过程中，由于项目的前期设计条件的千差万别，设计的成果也不尽相同。相同的建筑，采取不同的冷热源方案及运营策略，空调系统的运行能耗不同。即使是功能完全相同的房间，不同的装饰方案、末端形式，其空调能耗及室内气流组织都会有所不同。为了更好地达到设计方案时的预期，在方案设计阶段通过计算机辅助设计软件对系统方案进行数值计算、模拟，可有效地提升设计质量。本文以合肥某高层科研楼项目为例，通过对项目进行全年动态能耗模拟分析、气流组织模拟计算（CFD），为空调设计方案提供理论支撑。

2 工程概况

项目位于合肥市高新区，总用地面积约为4786m2，办公楼为一类高层公共建筑，总建筑面积32308m2，其中地上建筑面积21356m2，地下10952m2，地上19 层，地下5 层，建筑高度93.30m。地下室主要功能包括仓储式机械汽车库、设备用房、非机动车停车库，地上主要由门厅、开闭所、消控室、厨房、餐厅、科研办公、多功能厅等其他辅助用房间组成。

项目建设地块周边无可利用的市政能源和可再生能源，仅能以电力、燃气作为空调能源；项目用地局促，地下室面积较小，除去仓储式停车及人防工程，已无设置制冷机房及锅炉房的空间；建筑外幕墙立面形式的限制，外立面不允许设置大量的通风百叶，仅可在屋面设置空调设备。

该建筑主要的用途是办公、科研、会议，业主有分层、分户租售需求。

2.1 冷、热源设计

本工程冷热源采用风冷螺杆热泵机组，设置于屋面设备层。单台制冷量为1360kW，制热量为1270kW，经合肥地区室外空调计算干球温度修正制冷制热量后，考虑设备冬季融霜修正系数0.9，修正后总制冷量为2720kW，修正后制热量为2282kW。

2.2 特殊房间空调形式

本工程空调系统采用风冷热泵系统，电梯机房、开闭所、消防控制室、值班室等采用分体空调。智能化机房预留设计精密空调。

2.3 冷热水系统

风冷热泵机组制备之冷热水在屋面汇合后经由屋面穿越空调水井，接至空调系统末端，夏季制备冷水供回水温度为7～12°C，冬季供回水温度为45～40°C，冷热水系统采用密闭式机械循环，冷水竖管采用两管制。为风冷热泵机组设置流量为260m3/h，扬程为340kPa 的冷热水循环泵，两用一备。设2.0m3膨胀水箱1 个，设置在屋顶设备层机房顶，对系统进行补水定压。空调系统水系统的补充水由生活供水管网供给，补水管道上设置水流量计量装置。水系统承压为1.2MPa。

2.4 空调风系统

建筑内较小空间区域均采用风机盘管+新风系统，例如办公室、小会议室、宿舍等。空调送风口部采取散流器或双层百叶风口，回风口采用带双层尼龙滤网的铝合金门铰式，餐厅、咖啡吧设置全热交换器预冷、预热新风。

建筑内高大空间区域均采用了全空气空调系统，例如18 层、19 层挑高多功能厅。室外新风取自室外，通过外墙百叶取入，新风入口、回风管均设置电动多叶调节阀，可依据不同季节的需求量调节新风量。新风进入后再经空气处理机组冷却、加压，通过消声处理，由风管送至旋流风口再送至空调区域。气流组织采取上送上回、侧送下回形式，当处于过渡季节时，新风调节阀全开可实现全新风运行。空气处理机组采用变频机组。

图1 项目鸟瞰图

3 冷热源全年动态负荷计算

3.1 建筑热工性能参数

见表1、表2。

表1 建筑物热工参数/kw·（m2·k）-1表

表2 房间设计参数表

3.2 研究方法

本项目逐时空调负荷计算采用鸿业软件计算，作为冷热源容量及末端设备选型的依据。为了合理确定冷热源装机容量及科学的运行策略，9 利用鸿业全年动态能耗模拟分析软件，通过Energy-Plus内核对建筑物全年8760h冷热负荷和空调系统能耗进行计算。根据建筑条件图，在保证建筑整体负荷以及负荷特性准确性的基础上，对模型做适当的简化处理之后，建立了计算模型，模型及计算结果如图2所示。

图2 项目计算模型图

3.3 计算结果及结论

根据全年动态负荷模拟结果可看出，最大动态冷负荷值与房间逐时负荷计算最大冷负荷值较接近；最大动态热负荷值仅达到负荷计算热负荷值50%，经过房间自然室温计算，推测由于房间动态模拟扣除了冬季日照得热，使得整体动态热负荷较低。

通过负荷计算、能耗模拟和技术经济分析，决定采用风冷热泵机组作为空调系统的冷热源。选择2 台制冷量1365kW、制热量1270kW 的变频式螺杆式风冷热泵机组。同时根据全年冷热负荷分布频率可以得出，机组在50%～75%负载区间运行较多，建议优先采购在此负载下运行效率较高的风冷热泵机组。运行策略采用平均负载率法，较逐台启动法系统能耗略低，建议高负荷时优先采用平均负载率运行模式。

物流是一个集运输、仓储等多个功能要素的大系统，企业可通过重组流程、再造资源后所获得一个新的物流体系，此物流体系不仅可使企业自身的物流方面需要得到充分满足，还可以使企业将自身剩余生产力转向物流市场，获得更大的第三利润，为企业竞争力的提升助力。

4 风冷热泵气流组织模拟分析

空气源热泵机组的运行效率和室外机与大气的换热条件有关。考虑主导风向、风压对室外机的影响，布置时应避免产生热岛效应，保证室外机的进、排风的通畅。为了验证屋顶风冷热泵机组进、排风流线，避免造成气流短路。以计算流体力学（CFD）为理论依据，利用FLUENT 软件，对屋顶风冷热泵机组散热情况进行仿真模拟。

通过对建筑整体的夏季典型风向下室外风环境的模拟分析，计算得出本楼东侧屋顶风压较强（+8Pa）、风速较快，在此区域加大进风面积（防雨百叶或可开启外窗），有利于室外空气的进入。利用室外风环境的模拟结果作为风冷热泵仿真模拟的初始条件，对比设置屋顶花园架空风冷热泵机组和直接落地安装的风冷热泵机组的散热情况，模拟结果如下。

图3 全年逐时负荷计算结果图

图4 全年日负荷计算结果图

图5 全年冷热负荷分布频率图

图6 风冷热泵放置于屋面构架层上的BIM模型图

①方案一：风冷热泵放置于屋面上侧面进风的模拟结果，见图8～图11。

图8 风冷热泵侧进风侧视温度云图

图9 风冷热泵侧进风侧视速度云图

图10 风冷热泵侧进风侧视矢量图

图11 风冷热泵侧进风顶视温度云图

②方案二：风冷热泵放置于架空的屋顶花园（8m 层高）顶部构架上双侧进风的模拟结果，见图12～图15。

图12 风冷热泵双侧进风侧视温度云图

图13 风冷热泵双侧进风侧视速度云图

图14 风冷热泵双侧进风侧视矢量图

图15 风冷热泵双侧进风顶视温度云图

通过对比发现，方案二将风冷热泵机组底部架空设置屋顶花园层时，空气经过屋顶花园后进入设备布置区域，被风冷热泵机组吸入，可以使得风冷热泵内侧吸入温度较方案一低1～2℃；同时根据伯努利效应，风冷热泵向上的气流产生的负压腔，带动底部屋顶花园的空气向上流动，整个空间气流速度较快且均匀；同时利用幕墙形成的“烟囱”，在风压和热压的双重作用下，迅速将风冷热泵的排热释放到幕墙顶的大气中。方案二进风温度低，排风顺畅，可以显著提升风冷热泵的运行效率。

根据方案一可以看出由于风冷热泵内侧靠近核心筒位置，进风受限，吸入风冷热泵室外空气流量远低于外侧吸入口，风冷热泵机组进风如图16所示。

图16 风冷热泵侧进风示意图

在风冷热泵自身的抽吸下，左侧负压形成涡流区，机组的排风受涡流影响，又重新被进风口吸入，使得内侧进风口进风温度较室外平均温度高2～5℃，影响机组换热能力，不利于系统节能。遇到极高温或极低温条件时，易产生内侧过热停机或者冻结，同时涡流的形成又一定程度上阻碍了风压和热压的形成，影响了整体的通风效率。

经过以上对比可以看出，方案二风冷热泵底部和侧面双向进风的气流组织条件最优，但由于机组排风温度较低、排风热压较小，当遇到室外风压较小时，可能无法有效将热量排至幕墙顶部大气中。因此，为增强风冷热泵机组的散热能力，在方案二的基础上，采取增大风冷热泵排风风速或在出口设置导风管的方式，分别进行仿真模拟。

③方案三：在风冷热泵放置于架空的屋顶花园（8m 层高）顶部构架上双侧进风的基础上，增大风冷热泵排风风速，模拟结果见图17～图18。

图17 风冷热泵双侧进风侧视温度云图

图18 风冷热泵双侧进风侧视速度云图

④方案四：在风冷热泵放置于架空的屋顶花园（8m 层高）顶部构架上双侧进风的基础上，增大风冷热泵排风静压并增设导流风罩（2m高），模拟结果见图19～图20。

图19 风冷热泵双侧进风侧视温度云图

图20 风冷热泵双侧进风侧视速度云图

经过以上对比可以看出方案四相较方案三，进风口区域气流温度、速度更均匀，排风口速度衰减较小，受室外风环境影响较小，同时由于导流风罩的作用，理论上噪音值应比方案三更低。

5 计量

为了满足各层、各室存在租售的可能，结合楼宇控制系统设计空调能耗计量系统，冷/热水系统在空调回水总管上设置超声波能量计，在每层空调回水管上设置电磁式能量计，同时每台风机盘管均设置时间型计量控制器，由智能系统进行抄表监控，折算出每层的电费后按各风机盘管使用时间折算费用。

6 结语

将风冷热泵机组架空设置于屋顶花园层（8m高）构架之上的设计方案，在顶部设置幕墙情况下，通过风压、热压双重作用，可避免冷热气流短路，提高风冷热泵机组的进排风效率和换热效率。

将风冷热泵增大排风静压、排风口设置导流风罩，屋顶设备层采用通过系数更高的进风百叶时，可进一步提高优化风冷热泵进、排风条件。

同时风冷热泵机组放置于屋面的构架上，可降低风冷热泵主机运行时产生的振动和噪声对下层办公及周边环境的影响。