1  工程概况

    该项目是由电子厂房改造而成的公司自用办公楼，楼高5层，无地下室，建筑面积5 700 m2。笔者所在建筑设计公司希望将其设计成一座超低能耗的绿色建筑，为其他设计提供一个样板工程。

2  冷热源及水系统

    该建筑原为工业厂房，采用市政热源散热器供暖，分体机供冷，并强制采用峰谷电价。改造后为办公性质，非24 h运行。经全年能耗模拟分析并进行经济比较后发现，按面积收费的市政供热方式运行费用较高，不适用于该建筑，最终决定采用地源热泵＋水蓄能作为冷热源。末端采用地板辐射供冷供热＋带冷盘管的全热转轮热回收新风机组＋风机盘管的空调系统。冷源分为高低温2种，低温冷源（A机组）负责低谷电价时蓄能并在白天蓄能用完后为新风机组提供冷（热）水（见图1），蓄能时夏季出水温度为6 ℃，冬季为50 ℃；A机组夏季供冷时供回水温度为7 ℃/12 ℃，冬季供热时供回水温度为45 ℃/40 ℃；高温冷源（B机组）夏季为地板辐射供冷提供14 ℃/19 ℃的冷水，冬季为地板辐射供暖提供35 ℃/30 ℃的热水。地源侧夏季供回水温度为25 ℃/30 ℃，冬季供回水温度为8 ℃/5 ℃。

    高低温机组均采用模块式地源热泵机组，设计工况下高温机组单台制冷量为86 kW，制热量为72 kW，共2台；低温机组单台制冷量为70 kW，制热量为71 kW，共3台。每台模块机组包含2台涡旋压缩机，共计10台压缩机，每个压缩机单独对应各自的蒸发器、冷凝器，并对应设置电控阀，能够实现分级变流量运行。室外共埋设100 m深双U竖直换热器59口。

    系统用户侧及地源侧均采用一级泵变流量系统，水泵设变频器，采用阶梯变频控制。

3  负荷计算参数选取

    围护结构的负荷计算方法已经非常成熟，不再赘述，这里主要论述不确定性非常强的人员、设备及灯光负荷的确定。

3.1  人员负荷计算参数

    一般设计均参照相关规范推荐的人员密度进行计算，这样的误差非常大。为了得到准确的负荷值，笔者对该公司的人员及计算机类型进行了调查和统计，统计结果为整栋办公楼工作人员不会超过300人，计算人员总负荷及新风负荷时均按照上限300人计算。根据该公司原办公楼的实际使用情况统计了人员逐时在室率，见图2。

3.2  设备负荷计算参数

    设计公司主要设备是每个设计师使用的计算机，笔者统计了不同类型计算机的台数及其对应功率，见表1。

办公区计算机单位面积设备负荷为7 W/m2，打印区设备大部分时间处于待机，考虑0.5 W/m2的负荷，总的设备负荷按7.5 W/m2计算，电气设备逐时使用率见图3。

3.3  照明负荷计算参数

    照明负荷按照9 W/m2计算，照明使用率根据该公司原办公楼实际使用情况统计，见图4。

4  空调系统

4.1  空调形式

    以地板辐射供冷供热＋新风的空调形式为主，部分区域设置了一些实验性的空调末端，如冷梁、毛细管、水环变制冷剂流量、变风量等，目的是获得一手的运行数据，为今后的设计提供可靠的依据。

4.2  地板辐射供冷供热设计

    地板辐射供冷供热可以实现高温供冷、低温供热，大幅度提高热泵机组的COP，并在初夏时利用室外埋管内冷水供冷，提高自然冷源的使用率，缩短制冷机的运行时间。

    由于地板供热技术已经非常成熟，这里不再赘述，主要对地板供冷设计进行论述。以4层为例进行计算。空气处理过程如图5所示，由于地板供冷主要为辐射方式供冷，对流传热仅占小部分，且为自然对流，所以无法准确确定送风状态点O，此焓湿图只是示意。

W为室外空气状态点，N为室内空气状态点，L为新风机组出口空气状态点，L1为风机盘管出风空气状态点，M为地板供冷对流换热处理的空气状态点，C为风机盘管出风与地板供冷混合状态点，O为新风与C点空气混合状态点即最终送风状态点

4.2.1  供冷量计算(详见原文)

4.2.2  表面温度校核(详见原文)

4.3  新风系统设计

    对新风系统进行分类和分区设计，对不同类型的区域设置不同的新风系统。将整个办公楼根据使用情况分为3类：会议室、办公室、首层大厅。会议室分为2类：各层办公人员内部使用会议室和首层对外接待会议室。办公人员内部会议室，由于人员只在本层流动，总数不变，所以单层新风量不变。有人开会则办公区污染排放减少、空气质量上升，而会议室空气质量下降，总的污染物排放量不变，所以将热回收机组排放口设置在会议室，通过吊顶内的消声百叶将办公区域的空气引入会议室后排出室外，这样既能满足会议室空气质量要求，无需增加新风量，保证空气品质的同时并未增加能耗。

    首层对外接待的会议室，使用情况不规律、使用人数不确定，单独设置新风系统，做到有人时就开启、无人时就关闭，避免了共用系统在无人使用的时候也不能关掉新风的缺点。

    办公区每层设置单独的全热热回收新风机组。

    首层展示大厅由于人员密度很低，固定办公人员为前台接待人员，新风需求量较少，且主入口设置在首层，大门开启时进入的空气量即可满足人员新风量要求，所以未设计新风系统。新风机组采用变水量控制，根据控制区域的相对湿度控制水路调节阀开度。

4.4  蓄能罐设计

    考虑到地板辐射供冷供热，对冬季热源温度需求低于其他空调供暖末端，对夏季冷源的温度需求高于其他空调末端的特性，在B机组直接供冷时其COP较高。因此蓄能量只考虑了在夏季白天尖峰及峰段时间（08：00—11：00，共3 h）的除湿负荷需求。该项目所在地的峰谷电价如表2所示；各时段计算负荷如表3所示。

    由表3可计算得，总耗冷量Qz＝1021.7 kW?h。

5.2  夏季运行（策略见表4）

6  运行效果

6.1  地板供冷运行效果

6.1.1  制冷机供冷

    运行工况实测值为室外温度25.5 ℃，相对湿度52％，机组供回水温度14.20 ℃/18.3 ℃，地板表面温度20.5 ℃，机组供冷量139.1 kW，机组输入功率23.4 kW，冷水泵输入功率4.9 kW，冷却水泵输入功率4.9 kW，机组实时能效比为5.95，系统能效比为4.18。单位面积供冷量为37.2 W/m2 （地板盘管面积为3 740 m2）。

    由于制冷机额定总容量大于该工况下的地板辐射总供冷量，且由于机组自身保护原因，流量变化范围有限，造成该工况流量大于所需流量，因此机组供回水温差只达到4.1 ℃。

    运行工况地板盘管内冷水平均温度为16.25 ℃，设计工况为16.5 ℃，两者相差不大，所以2种工况的单位面积供冷量相差不大，说明按照文献［1］中的计算方法计算误差不大。

6.1.2  自然冷源供冷

    以4层2014年8月26日的测试数据为例进行说明，参数变化如图6所示。

  从图6可以看出：随着室外温度及太阳辐射照度的变化，室内温度、地板温度、供回水温度很稳定；室内温度最高为26.2 ℃；地源侧供水温度由18.6 ℃升到19.3 ℃，回水温度由21.4 ℃升到22.2 ℃。在室外温度及太阳辐射照度发生较大变化的情况下室内温度保持相对稳定，主要是由于地板辐射供冷系统将建筑变为一个大的蓄冷体，系统抗干扰能力比较强，且外遮阳系统将太阳辐射隔绝在室外，从而维持了建筑负荷的稳定性。

    由于采用自然冷源，供水温度较高，地板单位面积供冷量小于设计值，供回水温差只能达到3 ℃，但此工况未开启制冷机，只有水泵能耗，且水泵只开启了50％流量，系统整体还是非常节能的。采用自然冷源供冷时的实测结果为：水泵实际输入功率1.25 kW，供冷量为50 kW，能效比为40。单位面积辐射供冷量为13.4 W/m2。

    由于循环泵24 h不停，夜间为建筑物本体降温蓄冷，建筑物本身白天也作为一个冷源供冷，所以在单位面积辐射供冷量为13.4 W/m2时依然能够保证室内的温度要求。

6.2  蓄能运行

    采用水蓄冷夏季温差小，形不成合理的斜温层，夏季蓄能效果不佳。冬季可实现20 ℃温差蓄能，蓄能效果良好，整个冬季天气晴好的情况下能够全天使用，阴天能够使用到16：00左右。选择室外温度条件相当的两天，对蓄放能（2013年12月24日）和机组直供（2013年12月26日）两种工况下的实际运行情况进行对比。

    蓄能运行的耗电量和运行费用均较低，这与蓄能节钱不节能的概念有些矛盾，其原因可能是由于蓄能工况机组全部满负荷运行，效率较高，且白天放能运行时水泵采用变频运行，放能量与实际需求吻合较好；而直供工况部分负荷时机组效率较低，且水泵不能与实际需求相吻合，特别是地源侧水泵不能变流量，造成直供工况总能耗较高。

6.3  新风运行

    2～5层的新风由每层设置的转轮热回收机组提供，新风量按照人员最小新风量计算，排风量按照新风量的80％计算，由于人员密度较小，每层新风量为3 000 m3/h，排风量与新风量之差只有600 m3/h，且办公区域为南北通透的敞开办公，室内形不成有效的正压，冷风渗透量较高，形成了额外的负荷。

    经过研究采用如下的运行策略：冬季关闭新风机组，靠门窗的渗透风及个别时间局部开窗通风保证室内CO2体积分数均低于1 000×10－6，满足人员卫生要求；同时减少了新风机组风机能耗及由于过多引入新风造成的能耗。夏季采用室内风机盘管承担室内余湿及部分余热，新风机组根据CO2体积分数间歇运行。

6.4  运行效果

    2013年10月29日至2014年4月1日为供暖季，2014年5月21日至2014年9月23日为供冷季，扣除节假日和下班时间，空调使用时间总计2 139 h，其中供热1 155 h，供冷984 h。

    室内温度统计：82.4％的使用时间（1 967 h）相对于日平均温度波动在±1 ℃范围内，波动超过±1 ℃的时间，冬季为132 h，夏季为31 h。出现时间基本都在08：00—09：00，是供冷供热的初始阶段。

    相对湿度统计：夏季93％的使用时间（915 h）室内相对湿度低于70％，出现相对湿度高于70％的时间一般在08：00—10：00。通过分析逐时数据发现，这些时刻的室外温度较低、太阳辐射照度低、含湿量较大，造成显热负荷小、潜热负荷大，采用冷冻除湿造成室内低温高湿。冬季未对室内进行集中加湿，室内90％的时间相对湿度高于20％，其中70％的时间相对湿度在20％～30％之间。

7  出现的问题

7.1  相对湿度失控

    2013年夏季调试阶段出现低温高湿的状况，室内温度24 ℃左右，相对湿度最高达80％。多次分析原因发现末端设备选型过大，末端容量之和将近主机容量的2倍，造成主机出水温度过高，末端去潜热能力不足，关闭部分风机盘管并将风量调至低挡运行后问题得到解决。

7.2  温度传感器数据不准

    运行初期通过机组显示屏确定供回水温度，然后计算供冷量（当时能量表未调试），发现供冷量与额定制冷量偏差较大，以为是机组故障，排查后发现是温度传感器数据不准，采用水银玻璃温度计校正后数据才正常。

7.3  能量表的使用问题

    能量表的温度传感器安装时需要施工单位将温度传感器安装到管道上，安装过程的不专业造成温度测量不准确，影响了能量计量的准确性，特别是地源热泵系统冬夏的供回水温差较小，温度测量误差会对能量值产生较大影响。

    能量表的通讯协议一般为M-BUS，而楼宇监测系统常用的为Modbus或BACnet协议，若想将能量表接入楼宇监测系统需要设置协议转换器，设备表中最好注明该设备，避免运行后无法接入。能量表的参数一般无法实时传送，若需要监测管道内的实时水温和流量，宜单独设置温度传感器和流量计。

8  体会及建议

    1）负荷计算是空调设计的基础，必须准确。

    2）设计只是一个开始，一个好的设计只是给运营管理提供了一个好的设备，真正让这套系统实现其设计构想需要有更好的施工及运行管理，三分设计七分管理。

    3）由于楼宇控制系统需要将大量的控制元件在工程现场整合，整合难度非常大，整个系统的实际运行效果很难达到设计要求。且电子元件很多寿命不长，还有的需要定期校正，如果不定期校正或未及时更换损坏元件都会造成系统不能正常运行直至安全瘫痪；过于复杂的系统可靠性较差，一个元器件的损坏可能造成整个系统的瘫痪。建议制冷机房内每台设备能做到时间控制即可，专业人员经过一个完整供冷季及供热季的摸索，可以完全按照时间控制的方法实现系统的自动化运行，并且管理简单、节能效果显著，该案例充分说明了这种做法的可行性。

    4）清华大学对楼内办公人员进行过问卷调查，冬季热湿环境的满意率达到98％。这说明对于北方人居多的建筑，在采用地板辐射供热时可不进行集中加湿，只对个别对湿度敏感人员采用加湿器进行局部加湿即可，这样在不影响满意率的前提下既降低了初投资，又减少了运行费用。

    5）该项目地板辐射供冷供热系统采用通断型温控阀与普通温控器联合进行温度控制，温控效果良好，并未出现由于地板供热系统的热惰性造成室内温度失控的现象。说明地板辐射供冷供热系统采用常规控制方法完全能够满足舒适性空调的温度控制要求。

来源：《暖通空调》2016年第9期

作者：天津市天友建筑设计股份有限公司  刘冰  何青  陈鑫力