[摘要] 前言:目前我国正大力提倡建立节约型社会，建筑能耗日益突出，而建筑采暖空调的能耗占
前言:目前我国正大力提倡建立节约型社会，建筑能耗日益突出，而建筑采暖空调的能耗占很大比重。随着<公共建筑节能设计标准>(GB50189—2005)的颁布实施，对公共建筑节能设计提出了具体的要求，设计人员也有据可依了。本人在设计江苏移动1860寻呼中心工程中，按照《公共建筑节能设计标准》的要求进行设计，并对空调系统采取了相应的节能措施。
一 工程概况
江苏移动1860寻呼中心建筑面积10400㎡ ，建筑高度23.7m，共5层。建筑主要功能为移动公司话务中心及相应的设备机房以及办公室、会议室等。话务中心要求有较大空间，人员较多，24h三班制工作不间断，新风量要求较高，设计采用低速风道全空气系统，气流组织为上送上回式；办公室、会议室等较小空间采用风机盘管加新风系统。由于原设计建筑功能为通讯机房，建筑主体封顶后改为话务中心，建筑层高，平面功能布置在原有建筑基础上改造。因此空调设备房位置，管道走向均较难布置，故空调水系统设计为变流量异程系统。考虑该工程为后期改造项目，有诸多限制条件结合该工程的特点，空调冷热源采用风冷热泵型冷热水机组。空调冷热媒的设计参数为：冬季供回水温度为45～40℃；夏季供回水温度为7～12℃。夏季空调设计冷负荷为1510kW，冬季空调设计热负荷为765kW。
二 空调系统节能设计措施
2.1 精确计算空调冷热负荷
室内温湿度标准确定得是否合理直接影响空调冷热负荷的大小。夏季室内计算温度、相对湿度越低；冬季室内计算温度、相对湿度越高，系统的能耗就越大。因此，从节能的角度考虑，在满足舒适性及工艺要求的前提下要尽量降低室内温湿度标准，即夏季尽可能提高，冬季尽可能降低室内温湿度基数。本设计参阅了有关规范及手册，并进行了实际调查，将业主提出的要求做了适当的调整，话务中心夏季室温从24℃改为26℃，冷负荷约减少了15%，冬季室温从22℃改为20℃，热负荷约减少了20%。
空调负荷是确定系统形式和设备选型的基础。过去一般采用统计指标估算建筑的冷热负荷，由于现行指标是根据非节能型建筑统计而得，数据偏差较大，如果以指标计算负荷并作为设计依据，显然会导致空调主机装机容量偏大、水泵(风机)等输送设备偏大、末端设备配置偏大以及冷(热)媒输送管路尺寸偏大等“四大”现象。其结果是初投资增高，能量消耗增大。本设计采用华电源空调冷热负荷计算软件，准确计算夏季空调逐时冷负荷和冬季热负荷。并对各部分的负荷进行汇总分析，确定了比较准确合理的夏季空调计算冷负荷及冬季空调计算热负荷值。
2.2 空调冷(热)源及水系统的节能设计
本设计空调冷热源采用热泵型风冷冷热水机组。该热泵机组一机两用夏季制冷，冬季供热。供热时以室外空气为取热源，是一种有效利用低品位热能的节能产品。但由于是风冷设备，运行工况受外部因素影响较大(如布置位置、气候条件、操作管理等)，因此，设备选型时应优先采用技术性能好，COP值高，环境适应性强的产品。本工程采用3台螺杆式热泵型风冷冷热水机组。单机性能为：制冷量570kW，制热量为360kW(室外温度为-5C时)，机组整机COP值2.95(标准制冷工况下)，主机布置在五层屋顶平面。空调循环水泵根据空调设计水流量值及系统水力计算最不利环路压损值进行选型。经计算，空调冷热水系统的输送能效比(ER)值为0．0192，小于节能标准的0.0241。
空调水系统设计为闭式机械循环系统，采用两管制变流量系统。夏季冷媒水供回水温度为7～12℃，冬季热媒水供回水温度为45～40℃，空调水系统采用低位膨胀水罐自动补水定压，空气源热泵冷热水机组产品设计时循环水为恒定流量运行．在本工程的设计过程中，与设备厂家技术人员交流后认识到该设备的空调循环水流量可以有适当的波动，水量可在80%～100%之间调节，水流开关动作点一般设置在设计流量的80%。介于这一情况，设计中空调水泵采用变频水泵，调节范围设定为设计流量的85%较为安全可靠。当空调负荷在100%～85%之间时，水泵运行采用变频调节，当空调负荷低于85%时，压差旁通阀打开，以确保主机循环水量不小于80%。水泵的流量与电机轴功率的关系为N=K×G3，当空调循环水量(即空调负荷量)为85%时，水泵的实际耗功率为满负荷功率的62%。因此，采用变水量变频水泵调节方式与定水量压差旁通调节方式节约循环水泵耗电量38%左右。本工程水泵总功率为55.5kW/h，循环水泵节约电量约21kW/h。空调运行时间按每天8h计，单循环水泵一项每天可节省用电168kW。在实际运行中，空调满负荷运行时间很短，绝大多时间运行负荷都在85%以下。采用并水量变频水泵系统节能效果明显。
因该工程的特殊性，空调水系统设计为异程系统。为达到系统中水量的合理分配，每个空调水系统支路不平衡率不宜大于15%。仅靠水力计算调配管径和管件很难实现这一要求，尤其在较大型的系统中几乎不可能实现。水力平衡阀的出现，为设计人员解决了这一难题。水力平衡阀作为较新型的产品，更新换代很快，技术也日趋成熟，动态平衡电动调节阀的压差变化率为5%，流量精度可控制在3%。从某种意义上讲，平衡阀也是一种节能产品，设计选用及安装得当，可降低管路系统的总压损，减小水泵的扬程，从而减少系统的能耗。在本设计中空气处理机组的回水管上安装温控型动态平衡电动调节阀。水系统调试一次成功。
平衡阀的种类很多，产品良莠不齐，设计选型尤为重要。在这里说两点看法：
(1) 静态平衡阀对系统能起到一定的水力平衡功能，但调试过程非常复杂，系统越大越难调试。如冬夏运行水量不同，须作工况转换调试。较大的变水量系统不应采用静态平衡阀，若采用此阀，不但水力平衡不明显，而且会增加系统能耗。
(2) 空调水系统需安装水力平衡设施时，尽量选用动态平衡阀。该阀适应性及稳定性较好，选用方便，调试简单。设计选型步骤为：
a)计算出通过该阀门的水流量；
b)计算水系统的阻力，得出平衡阀需要吸收的压差，据此来确定该阀门的压差范围；
c)根据计算出的流量、压差范围和安装处的管径以及其他技术要求来选择适当的型号及规格。
空调水系统的保温措施严格按照《公共建筑节能设计标准》的要求执行，按《设备及管道保冷设计导则》GB/T15586的经济厚度和防表面结露厚度的方法计算绝热层厚度。绝热材料采用难燃发泡橡塑管壳，按管径大小计算出不同厚度：公称管径< = DN50时，厚度为25mm；公称管径DN70/DNl50时，厚度为30mm；公称管径> = DN200时，厚度为35mm。.
2.3 空调风系统的节能设计
寻呼中心空间较大，人员较密集。根据这些特点，按楼层区域划分空调系统，以全空气低速风道系统为主，采用散流器送风，在空调机房附近集中回风。办公室、会议室等较小空间为风机盘管加新风系统。全空气处理由布置在空调机房内的全热交换器及变风量空气处理机组集中处理，空气处理流程为室外新风(设计风量约为总风量的30%)，在全热交换器内吸收排风(约为总风量的25%)中的余热后与部分回风(约为总送风量的75%)，混合通过表面换热器冷却或加热再经送风机送人空调区域。为保证空调区微正压，新、排风设计5%差值。考虑过渡季节直接送新风在新风管道和排风管道上设置旁通管及密闭阀，如图1所示。
全空气系统各层分为两个空调系统，5层共10个空调系统。考虑到机房大小，风管尺寸的约束，每个系统的服务区域一般不大于500㎡。较难设置新风的部分小房间设置吊顶式全热换气机。全热交换器(全热换气机)设计选用步骤为：
a) 根据建筑功能及人员数量计算系统最小新风量并选择换热器型号规格；
b) 计算风量比D=Gp/Gx，当D不等于1时，选定的设备效率应做修正，修正值为；
c) 选型换热器给出的效率值减去值，求出实际效率值(温度效率)、(湿度效率)；
d) 将求得的实际效率值代人公式
从而求得新风的终状态参数，可进一步计算新风负荷，并综合其他部分的负荷值选择空气处理机组；
e) 根据上述计算参数，并可求出回收热量；
f) 通过设备选型样本查出新风侧、排风侧压力损失，便于计算风系统总压力损失。此外，在使用全热交换器时要注意进风的过滤，保持换热面清洁。本设计选用全热交换器效率为65%，在空调设计工况下，热回收量约为空调总负荷的16%。
空调系统送排风机采用高效风机变频变风量控制，风机的最大单位风量耗功率为0.53，小于节能标准的0.62。
考虑到空调风管与建筑结构协调，设计中风管不规则，采用硬质管材施工难度大，重量较重，因此空调风管采用重量轻、节能降噪、保温隔热、方便施工的新型铝箔离心玻璃棉复合板材制作。板材厚度为25mm，板材的热阻为0.81，大于节能标准的最小热阻值0.74。
图1 空气处理流程及控制原理
三 空调自控系统的设计
为了保证空调房间的调节精度，节能降耗，提高劳动生产率，确保空调系统安全运行，在空调系统设计了如下自控装置。
(1) 热泵冷热水机组具有自动检测、报警、保护等功能；机组和水泵通过变频器及压差旁通控制，根据负荷实数变化实现空调水流量及机组能量调节。
(2) 风机盘管及吊装式空气处理机组设有温控器的动态流量电动平衡阀，实地控制调节室内温度。
(3) 空气处理机组及全热交换器的风机采用变频控制，根据室内的温度及浓度控制风机转速调整空调循环风量及系统排风量。空气处理机组回水管上设动态平衡电动调节阀，根据回风温度调节进入表冷器的水流量，从而达到控制室内温度的要求。温度调节以风优先为原则，水系统微调。控制原理如图1所示。
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