申劍 孫世川 鄒立成

中國航空規(guī)劃設計研究總院有限公司

0 引言

溫濕度獨立控制系統(tǒng)因其較高的節(jié)能性而被廣泛采用，酒店建筑是常見的建筑類型，也適合采用此系統(tǒng)。同時因酒店標準的建筑布局，使干工況風機盤管作為空調末端更加適宜。但筆者在某酒店設計時遇到了一些問題，引發(fā)筆者對此類項目的一些思考，并提出一些解決方案，供設計師探討。

1 干工況風機盤管在酒店類項目中的應用分析

現(xiàn)以一個標準間為例，進行系統(tǒng)分析，標準間布置如圖1：

圖1 標準間布置圖

本酒店體形系數(shù)≤0.4，標準間一面外墻，三面內墻，外墻朝南，室內計算參數(shù)參考《旅館建筑設計規(guī)范》（JGJ62）中三級標準，夏季室內溫度取26 ℃，相對濕度取55%，圍護結構以滿足《公共建筑節(jié)能設計標準》（GB50189）為準，具體參數(shù)如下：

北京：外墻K=0.48 W/(m2·K)；外窗K=2.46 W/(m2·K)（SHGC=0.48）；屋面K=0.45 W/(m2·K)；內墻K=2.33 W/(m2·K)；樓板K=0.65 W/(m2·K)；內門K=3.35 W/(m2·K)。

上海：外墻K=0.60 W/(m2·K)；外窗K=2.56 W/(m2·K)（SHGC=0.40）；屋面K=0.40 W/(m2·K)；內墻K=2.33 W/(m2·K)；樓板K=0.65 W/(m2·K)；內門K=3.35 W/(m2·K)。

室外氣象參數(shù)以北京、上海為例，室內人員數(shù)量按2 人計算，新風量取30 m3/(h·人)。因考慮酒店的特殊性，有客房空置的現(xiàn)象，存在戶間傳熱的情況，故分別計算了包括戶間傳熱和不包括兩種情況的負荷，戶間傳熱按式（1）計算：

式中：txp為夏季空調室外計算日平均溫度，℃，北京為29.6 ℃，上海為30.8 ℃；⊿tls為臨室溫升，因本文針對的是客房，臨室散熱量小，故取0 ℃；tn為室內計算溫度，℃。

根據(jù)以上條件，通過鴻業(yè)軟件計算結果見表1：

表1 室內冷負荷

采用干盤管的空氣處理過程如下（新風、回風均單獨處理后混合送入房間，見圖2）：

圖2 干盤管空氣處理過程

根據(jù)圖2，負荷計算如下：

式中：Q全為全部負荷，W；QF為風機盤管承擔的負荷（室內部分顯熱負荷），W；QXJ為新風機組承擔的負荷，W；GF為風機盤管機組風量，kg/h；hn為室內狀態(tài)點焓值，kJ/kg；hf為干盤管送風狀態(tài)點焓值，kJ/kg；Qx為新風負荷，W；Gx×(hn-hL1)/3.6 為新風承擔的室內負荷，包括室內部分顯熱負荷和室內潛熱負荷，W；Gx為新風量，kg/h；hL1為新風送風狀態(tài)點焓值，kJ/kg。

當由新風負擔室內全部濕負荷時，根據(jù)式（1）～（4）可以得出新風承擔的負荷及室內干盤管需要負擔的負荷，見表2：

表2 新風與干盤管承擔負荷統(tǒng)計

根據(jù)《干式風機盤管機組》（JB/T11524-2013）中提供的干式盤管供冷量見表3：

表3 干式盤管標準工況供冷量

供冷工況：室內干球溫度為26 ℃，濕球溫度18.7 ℃，供水溫度16 ℃，水溫差5 ℃。

根據(jù)以上數(shù)據(jù)可以看出，末端采用干工況風機盤管時，當不考慮戶間傳熱時，室內風機盤管應選擇FP-68、FP-85 型，當考慮戶間傳熱時，室內風機盤管應選擇FP-136 型。但根據(jù)圖1 可以看出，風機盤管安裝空間僅有1700 mm，F(xiàn)P-136 型安裝不下，最大可安裝型號為FP-102 型，如按不考慮戶間傳熱進行設計，不存在任何問題，但如需要考慮，就存在安裝空間不足的情況。

2 解決方案

針對上述問題，有以下幾個解決方案可供選擇：

1）減少室內顯熱負荷

采取加強圍護結構保溫性能，減少室內顯熱負荷，使FP-102 型干盤管能滿足使用的要求，具體數(shù)值則見表4：

表4 需要減少室內顯熱負荷的量

根據(jù)表4 可以看出，北京地區(qū)需要減少室內顯熱負荷約為3.8%，上海地區(qū)需要減少室內顯熱負荷約為8.0%。以僅加強內墻保溫、減小其傳熱系數(shù)為例，北京地區(qū)內墻K≤2.0 W/(m2·K)，上海地區(qū)內墻K≤1.8 W/(m2·K)可滿足設計要求。

此方案涉及土建專業(yè)內容，可能會帶來其它問題，如不考慮改變圍護結構的方案，則只能采取其他措施。

2）利用新風承擔更多的室內顯熱負荷

根據(jù)式（1）～（4）可以看出，室內的顯熱負荷是由干盤管和新風機組共同承擔的，當干盤管提供的冷量不足時，多余的室內顯熱負荷可由新風系統(tǒng)來承擔，根據(jù)式（1）～（4），要提高此部分供冷量，可以通過降低新風的送風狀態(tài)點焓值hL1或加大新風量Gx兩種方法實現(xiàn)。

為了便于計算分析，新風系統(tǒng)冷媒按常規(guī)7～12 ℃冷水考慮。

如采取增加新風量Gx的方法，且要求保持室內設計工況點不變，那么送風狀態(tài)點焓值hL1需要增大，以保證新風除濕量不變，經(jīng)計算，北京地區(qū)新風量取50 m3/(h·人)時，新風負擔的室內顯熱負荷約為375 W，頂層風機盤管需要承擔的負荷約為1986 W，F(xiàn)P-102 型干盤管滿足使用要求。上海地區(qū)新風量需要增加到約65 m3/(h·人)，此時新風負擔的室內顯熱負荷約為467 W，風機盤管需要承擔的負荷約為2017 W，F(xiàn)P-102 型干盤管滿足使用要求。但因為增加了新風量，同時導致新風負荷增加，具體數(shù)值見表5：

表5 增加新風量帶來總負荷的增量

根據(jù)表5 可以看出，此方案會大大增加系統(tǒng)總負荷，會造成比較嚴重的能源浪費。

如在保證室內溫度的情況下，允許濕度適當變化，可采取盡量降低新風送風溫度、同時加大新風量的方法，考慮盤管結垢、水管路溫升等情況，選取新風機組露點溫度為12 ℃，經(jīng)計算，北京地區(qū)新風量需要增加到約35 m3/(h·人)時，新風負擔的室內顯熱負荷約為337 W，頂層風機盤管需要承擔的負荷約為2024 W，F(xiàn)P-102 型干盤管滿足使用要求。上海地區(qū)新風量需要增加到約50 m3/(h·人)時，新風負擔的室內顯熱負荷約為484 W，頂層風機盤管需要承擔的負荷約為2000 W，F(xiàn)P-102 型干盤管滿足使用要求，具體數(shù)值見表6：

表6 在降低新風送風溫度前提下增加新風量帶來總負荷的增量

根據(jù)表6 可以看出，此方案會較大增加系統(tǒng)總負荷，造成一定的能源浪費，且導致室內濕度降低。

3）加大干工況盤管換熱器，提高其供冷能力

因僅計算干工況，且風機盤管為逆流換熱方式，故可根據(jù)平均溫度差法計算換熱面積：

式中：A 為換熱面積，m2；Q 為換熱量，W；μ 為傳熱系數(shù)，W/(m2·℃)；ΔT 為平均溫差，℃；Tc1為進水溫度，℃；Tc2為出水溫度，℃；Th1為進風溫度，℃；Th2為出風溫度，℃。

因無風機盤管設備表冷器的相關參數(shù)，盤管的傳熱系數(shù)無法確定，所以計算僅用于對比非標工況下與標準干工況下表冷器換熱面積的比例關系。

FP-102 型風機盤管風量L=1020 m3/h，空氣密度取ρ=1.15 kg/m3，空氣比熱容C=1.01 kJ/(kg·K)，根據(jù)《干式風機盤管機組》（JB/T11524-2013）的標定工況為室內干球溫度26 ℃，濕球溫度18.7 ℃，供水溫度16 ℃，水溫差5 ℃，制冷量2040 W，計算得出送風溫度為19.82 ℃。文中北京地區(qū)風機盤管需要處理的負荷為2120 W，因室內露點溫度為16.3 ℃，故供水溫度取16.5 ℃，水溫差取5 ℃，計算得出送風溫度為19.58 ℃。文中上海地區(qū)風機盤管需要處理的負荷為2217 W，因室內露點溫度為16.3 ℃，故供水溫度取16.5 ℃，水溫差取5 ℃，計算得出送風溫度為19.28 ℃。根據(jù)以上參數(shù)及式（5）～（6），得出北京地區(qū)風機盤管換熱面積約為標準工況下盤管換熱面積的1.22倍，上海地區(qū)風機盤管換熱面積約為標準工況下盤管換熱面積的1.34 倍。

4）降低高溫冷水供水溫度，提高盤管供冷量

根據(jù)計算式（5）和（6），并與標準工況參數(shù)進行比對、試算，北京地區(qū)室內顯熱負荷為2120 W 時，反算出冷水進水溫度為15.65 ℃，上海地區(qū)室內顯熱負荷為2217 W 時，反算出冷水進水溫度為15.3 ℃。根據(jù)一些文獻的研究，供水溫度低于室內空氣露點溫度2.5～6.5 ℃，也不會出現(xiàn)冷凝[2]，故此方案也是可行的，但文獻中也明確“干盤管機器露點的確切相對濕度需要廠家根據(jù)實驗結果提供，并應注意設計工況與實驗工況應盡可能一致”。

3 總結

酒店建筑因其獨特的建筑布局特點，當空調末端采用風機盤管時，也限定了它的布置位置，而有限的安裝空間，又為干工況風機盤管的選擇帶來困難。希望空調生產(chǎn)商能針對干工況風機盤管進行研發(fā)，提高它在高溫水工況下的供冷能力，擴大其使用范圍，而設計者也應綜合考慮室內設計工況點、室內顯熱負荷、供水溫度、新風承擔部分室內顯熱負荷等因素對干工況風機盤管選擇的影響，并根據(jù)具體情況分析后，耦合以上各項參數(shù)，優(yōu)化空調方案。