国家大剧院暖通空调的设计方案文档格式.docx

国家大剧院暖通空调的设计方案文档格式.docx

《国家大剧院暖通空调的设计方案文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《国家大剧院暖通空调的设计方案文档格式.docx（11页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

圆形建筑和人工湖之间－12.00m标高处设置了室外消防通道（F区），通道上设有标高为－3.08m和－7.00m两层的人员疏散天桥。

　　北区（N区）人工湖下为主要水下入口通廊、商店及汽车库。

　　南区人工湖下S1-S3区为南入口水下通廊、多功能厅、职工餐厅等。

热力和制冷机房设在地下S4区，地下S5区设有总排风排烟机房和废气烟气总出口。

一?

冷热源及空调水系统

　　1.1概况

　　空调水系统如图2和图3。

　　国家大剧院冷热源用量和设备选择如下：

　　由于内区办公等风机盘管系统需全年供冷，冷却塔冬季使用，所以在制冷机房内设置冷却水集水箱，集中补水，以防止冬季市政水及塔底集水盘内存水冻结，室外管道采取电伴热措施。

　　冬季使用冷却塔制冷,采用与冷水机组并联的板式换热器及2台冷却水循环泵（1备1用）供应冷源水，可节省制冷电能。

　　空调采暖冷热水为四管制系统,变流量运行；

冷热水各设3个二级泵系统，分别为风机盘管系统、空气处理机组系统、辐射地板系统。

其中风机盘管空调冷水系统全年使用，风机盘管（包括少量散热器）热水系统和热辐射地板系统冬季全天运行，以保证冬季夜间值班采暖的需要。

冷热辐射地板系统分别需要大约18/21℃冷水和45/35℃的热水，设置三通水温调节阀，使7℃冷水和60℃热水分别与各系统回水混合调节到需要的冷水和热水水温。

　　空调冷热水系统分别采用闭式气压罐定压，各设置补水调节水箱和2台补水泵（其中各有一台备用），补水泵受系统压力控制启停，当水系统受热膨胀后，压力高于停泵压力时，膨胀管道上的电磁阀打开，使膨胀水量回收到补水箱。

　　1.2冬季冷却塔制冷分析

　　水在冷却塔内的冷却主要是蒸发散热和传导散热，冷却水的温降如下式：

　　Δt=（QZ+QX）/G

　　　=（W.γ+QX）/G

　　式中：

QZ—水蒸发带走的热量

　　　　　QX—空气与水通过传导方式的显热交换热量

　　　　　W—水的蒸发量

　　　　　γ—水蒸发时吸收的汽化潜热

　　　　　G—冷却水流量

　　当冷却塔出水温度与空气湿球温度接近，即冷幅很小时，水在冷却塔内的冷却降温主要靠水蒸发时吸收汽化潜热QZ，水和空气的显热交换量QX可忽略不计。

　　按照夏季水温和气温条件设计制造的冷却塔温降Δt＝5℃，如流量不变，冬季随着气温的降低，水分子的运动动能减小，分子扩散能力降低，即水蒸发量W减少，带走的热量QZ将有所减少，如想获得与夏季相同的冷却量和水温降，就必须加大空气和出水的温差，靠显热交换获得冷却量QX。

　　图4为美国某冷却塔在流量不变的情况下随室外湿球温度变化的冷却特性。

从图中可看出，当室外湿球温度为24℃时，冷却塔出水温度如要达到27.5℃（冷幅3.5℃），可达到标准的5℃温降，进水温度为32.5℃。

冬季当室外湿球温度达到1℃（干球约5℃）时，蒸发传热QZ减少；

如流量不变且仍要求水5℃温降，则冷却塔出水温度达12.5℃（冷幅为11.5℃），进水温度为17.5℃，15℃的平均水温与5℃的室外干球温度有约10℃的温差传热QX，总冷却热量不变，但12.5/17.5℃的水温作为冷源水，温度显然偏高。

　　冬季当室外湿球温度达到1℃时，如想获得低温的冷源水，水温降只能是2℃左右，出水温度约为7.2℃，可作为冷源水使用；

这时温差传热很小，蒸发传热和总传热量都减小。

但大剧院工程内区风机盘管所需冷量恰好与冷却水流量不变时一个冷却塔2℃温降时的冷却量基本吻合，所以仍采用夏季使用的冷却水循环泵作为冷源水循环泵，2台泵和2台塔各一备一用。

　　当冬季气温更低而要求的冷源水温度不变时，就主要靠温差传热了。

为防冻采用管道电伴热措施使水温不低于5℃。

　　即使采用7.2/9.2℃的冷却水作为冷源，通过板式换热器，也只能交换出约9/14℃的空调冷水，与夏季要求的7/12℃冷水有差距；

是否在室外干湿球温度更低时才能使用冷却水作为冷源水，或内区风机盘管要按照9/14℃水温加大选型呢？

这就需要分析全年供冷的内区夏季和冬季的状况。

　　图5右边为夏季风机盘管送风状态点SX与处理后的新风FX点（假设新风处理到房间的等焓状态）混合至OX点送入室内。

由于室内NX点温湿度设定值较冬季高（例如25℃、60％），风机盘管出风状态点SX温度也较冬季高（约为15℃），与7℃的冷水进水（tw1）的温度差达到8℃。

　　冬季状况见图5左。

人员灯光等全热负荷冬季与夏季相等，由于内区需在冬季送冷，温湿度设定值定得偏低反而费能，这和外区供热的情况正好相反；

但冬季由于人员衣着热阻较高，室温设定值又必须比夏季低（比如将冬季室内状态定为21℃、55％）。

如果新风能够直接处理到室内状态点Nd，风机盘管出风状态即为Sd，其温度约为11℃，与7℃的冷水进水（tw1）温差为4℃；

如按夏季工况选用风机盘管，由于风、水温度差减小，传热量减小，被处理的空气湿球温度也比夏季低，去湿和冷却能力都降低，在风量一定时理论上冬季是满足不了冷量需要的。

如果冷水温度提高到9/14℃（tw1’/tw2’），风机盘管出风状态Sd与冷水进水温差只有2℃，超过暖通规范规定的数值，更是难以达到的。

　　此时我们想到是否能利用新风负担一部分热湿负荷。

如果内外区没有分别设置新风处理机组，新风送风状态一般按外区的要求处理到Fd点（例如20℃，30%），风机盘管可干工况运行将室内空气处理到Sd’点，与新风混合至Od点送入室内。

风机盘管负担冷量可减少，出风状态Sd’点的温度和与冷水的进水温差也可相应加大。

设计中我们尽量为内区单独设置新风处理机组，运行中可利用新风做冷源，适当降低送风温湿度，达到节省风机盘管冷量的目的。

　　另外，如风机盘管选择过大，即使在低档风量运行时仍然过冷，水路控制阀频繁开闭，房间温度时高时低很不舒适。

因此，本工程内区按照对冷却去湿不利的冬季室内（风机盘管进风）状态、7/12℃的标准冷水温度、高档风量选用风机盘管，选用时假设风机盘管负担所有室内冷负荷；

但是，实际利用新风消除了一部分室内热湿负荷，所以即使在冷水温度略有提高时，所选用的风机盘管仍能消除余下的室内显热余热。

夏季室内温度提高，风水换热增强；

且人员散湿量增加，热湿比有所减小，在全热负荷不变的情况下，所需风量减小；

所以风机盘管中档风量基本能满足夏季设计负荷。

　　值得提出的是，国产风机盘管样本在不同进风和进水参数下的散热量数值不全。

室温最低限高达24或25℃，高限28℃在设计中也很少采用，这与目前标准越来越高的建筑室内环境要求是不相适应的，且不能满足冬季的室温选用要求。

进水温度高限也只有7℃，设计中也不够用，只能由设计人员进行估算。

　　至于冷水温度可提高到什么程度，即室外什么干湿球温度下可以使用冷却塔制冷，要看新风负担热湿负荷的程度，以及使用时冷负荷的实际情况，要在运行中摸索确定停开冷水机组、使用冷却塔制冷的室外气温转换点。

二空调采暖通风方案

2.1一般空调区域

　　除机房等附属房间外，考虑到建筑标准和北京室外空气质量，空气处理机组均设置了初效和中效2级过滤。

　　为充分利用室外空气作为冷源，全空气系统均采用了设回风机的双风机空气处理机组，过渡季可使用全新风，冬季可调节新风量，对于存在大量内区的国家大剧院工程，其节能效果较为明显。

　　剧院观众厅、乐池、排练厅、录音室、演播室等空调区域，由于较高标准的舒适度要求，以及乐器对温湿度，尤其是湿度的严格要求，设置了全空气空调系统。

夏季均采用了控制露点温度再根据室内负荷变化进行二次加热的方案，冬季采用能够较精确控制加湿量的电蒸汽加湿器。

　　公共休息厅廊等人员不经常停留的大空间为全空气空调系统。

因夏季无湿度要求，不设置再热盘管。

考虑到冬季如湿度过高，壳体和水下通廊的玻璃易结露，所以不设置加湿器。

　　办公管理、会客接待、化妆等小空间空调区域，其温湿度要求不严格，为控制灵活，采用风机盘管加新风系统。

因考虑到人员长期停留，新风空调机组设置了价格较便宜、使用寿命较长且节电的高压喷雾加湿器。

当用于内区时，处理后的新风温度较低，加湿率可能很低，但如前所述，为消除一部分室内余湿，新风湿度要求也较低。

高压喷雾加湿器用水量和排污量都较大（用水量和加湿量之比约为3∶1），但可以作为中水回收利用。

三个剧场观众厅采用了椅下送风上部回风的气流组织方式，以置换通风理论作为设计理论指导，已在另文介绍。

2.2复杂高大空间

　　国家大剧院建筑总高46.3米，总体外观为一半椭球形壳体，壳体下部及三个剧场各层的外围公共区域组成一个高大空间（中庭），见图6。

在三个剧场各层外部均有一些敞开式公共活动平台，需要空调保证温度，这些公共区域（包括地下一层）与中庭上方非空调区域直接相连，冷热空气在接触面上会发生搀混，影响壳体中的温度分布、气流组织和负荷大小。

为确保空调负荷计算和气流组织的合理，我们采用了两种计算方法。

　　首先根据建筑功能以及空调系统布置的需要，把壳体下部的高大空间划分为若干区域，并将围护结构外形简化为东、东南、南、西南、西、西北、北、东北、水平屋面等九面外墙（含钛合金和玻璃体）的规则多面体。

并根据椭球形状把外壳总面积大致按一定比例分配给各面外墙。

然后根据冷负荷系数法编制EXCEL电算表格计算。

　　首先建立建筑模型，在DeST界面内按照建筑的尺寸和形状输入外墙、内墙、门窗，描述建筑的拓扑结构。

图7为DeST建立建筑模型过程中的一个图片。

　　然后设定计算参数，对作息模式、热扰分配模式、各区域之间通风换气量进行设定；

并对不同的各区域之间通风换气量的假设值进行试算分析，力求输入符合实际的设定值；

利用DeSTII得出全年逐时负荷计算结果。

　　为进一步分析室内温度场和风速场，采用DeST计算结果中全楼冷负荷最大值出现时刻的参数和送风量，利用计算流体力学（CFD）软件Phoenix进行模拟计算，图8为歌剧院北侧公共区温度场分布图。

　　两种方法计算出的总空调负荷值相差大约10%，较为接近。

但个别区域的负荷却相差较大，有的甚至相差一倍多。

其原因可能是冷负荷系数法没有考虑相邻房间之间的影响和人员、灯光的作息模式及其对周围环境的热扰分配模式对负荷的影响，考虑这些因素所输入的设定值是计算结果是否准确的关键。

　　通过计算分析可以得出以下结论：

　　冷负荷系数法等常规计算手段，也可以用于复杂空间的负荷计算，并作为选择空调设备的依据。

DeSTII等模拟计算工具，在进一步完善之前，可作为建筑全年节能运行调节的分析依据。

　　DeSTII计算结果表明，全年最大负荷段出现的时间很短，约15小时。

从节省投资和运行费用的角度，可不按照最大负荷选择空调设备，但空调设备的不保证小时数还有待确定。

　　通常空调设备大部分时间是运行在低负荷工况下，所以在进行空调和自控系统设计时，要充分考虑系统的可调节性。

　　壳体下公共空间受热压影响出现上下温度不均匀的现象。

在设计负荷和室温，以及设计送风状态下，最高处的休息厅温度为27℃左右时，底层温度只有21℃左右（见图8）。

因此在6.00m标高及其以上层设冷辐射地板，夏季弥补上部冷量的不足。

－7.00m和0.00m标高的地面设制了热辐射地板，冬