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隨著生活質量的提高，高大空間建筑，如展廳、公共建筑中庭、門廳等越來越多，由于空間范圍大、人流量密集，使得大空間建筑冷熱負荷很大，空調能耗居高不下。但實際活動區域達到舒適性要求的空調冷熱負荷占總負荷的比例較小，大部分冷熱負荷浪費在非空調區域。尤其是在冬季空調供暖的過程中，由于熱空氣的浮力作用，熱量大部分消耗在大空間建筑的上部，整個空間下冷上熱，高大空間冬季供暖效果不易保證。國內外許多學者做過大空間建筑室內熱環境的模擬研究，通過合理的氣流組織形式達到降低能耗和滿足舒適性要求的目的。但在實際工程中，影響高大空間建筑供暖效果的因素很多，使得實際空調供暖效果并不能達到理論或設計值的要求。合理的氣流組織應該是既能滿足工作區舒適性要求，又能降低空調能耗。有關文獻指出，分層空調與全室空調相比，最大可節省冷量14%-50%，因此，本文通過對采用分層空調的住院樓大廳、門診樓大廳和采用全室空調的辦公大廳進行了冬季工況的空調供暖運行效果的實測，分析對比兩種氣流組織方式的能耗，并找出影響冬季空調供暖效果的主要因素，為實際工程設計和大空間熱環境模擬做參考。
工程概況
三個測試對象分別是某醫院住院樓大廳、某醫院門診樓大廳、某辦公樓大廳。這三個測試對象均屬于建筑門廳，是最常見的一類高大空間建筑。它們有著共同的特點，如外維護結構均為玻璃幕墻、空調負荷較大、體積大、空調冷負荷有效區域所占空間占整個空間的比例低等。但它們又有著不同的使用功能、層高、氣流組織方式和負荷特性。對其進行詳細測試分析就對門廳類高大空間建筑空調系統側送分層空調和上送的全室空調的舒適性和能耗情況有了比較全面的認識。
1.住院樓大廳空調概況
大廳作為出入住院樓的通道，進出人員較少。建筑面積446m2，長：30m，寬：15m，高：7.5m。大廳采用一次回風系統，選用了一臺臥式空調機組，位于負一層空調機房內，24小時運行。機組同時還擔負了與大廳相連的走道的負荷。空調機組參數：風量G=18000m3/h；制冷量Q冷=106kW；制熱量Q熱=167kW；機外余壓H=600Pa；功率N=11kW。大廳采用分層空調方式，12個球形噴口單側送風，噴嘴直徑174mm，單個噴口設計送風量G=1166m3/h，送風高度H=3.7m，送風角度a=-10°，噴口間距B=2.5m。回風口設于大廳右側墻體上。大廳頂部設置排風系統，冬季未開啟。
2.門診樓大廳空調概況
該大廳連接掛號廳，取藥廳和各層診室。除中午以外人員密度較大。建筑面積734m2，長：30m，寬：24m，高23m。大廳采用一次回風系統。選用了兩臺臥式空調機組，位于負一層左右兩側空調機房內，運行時間為7∶30-16∶30，兩臺機組還擔負了與大廳相連掛號廳和取藥廳的負荷。空調機組參數：風量G=33000m3/h；制冷量Q冷=300kW；制熱量Q熱=391kW；機外余壓H=650Pa；功率N=15kW。
大廳采用分層空調方式，十六個球形噴口，兩側對噴。噴嘴直徑380mm，單個噴口設計送風量G=1750m3/h，送風高度H=3.2m，送風角度a=-12°，風口間距B=3.6m。回風口位于大廳左右兩端側墻上。大廳頂部設置排風系統，未開啟。
3.辦公樓大廳空調概況
大廳靠墻區域為辦公區，中間為等候區。建筑面積706m2，長：38m，寬：18m，高5.5m。該大廳采用一次回風系統。選用了四臺吊頂式空調機組，機組運行時間為前一天23∶00 至第二天17:30。空調機組參數：風量G=10000m3/h；制冷量Q 冷=74kW；制熱量Q 熱=110kW；機外余壓H=150Pa；功率N=2.2kW。大廳采用旋流風口上送風的全室空調方式，旋流風口直徑350mm，單個風口設計送風量G=909m3/h，送風高度H=5.5m，間距8.4m/3.6m。回風口位于機組回風箱底部。大廳頂部設置排風系統，未開啟。
測試
1.測試方案
(1)測試儀器、該儀器測試參數及所測參數意義見表1。
表1 測試儀器及測試參數
(2)測點布置
大廳1水平間隔1-2m布置一個測點，垂直高度間隔1m布置一個測點。整個空間共布置224個測點。大廳2水平間隔1-2m布置一個測點，垂直方向：每間隔一米布置一個測點，共8個測點，整個空間共布置112個測點。大廳3水平間隔1-2m布置一個測點，垂直方向1m、2m、3m、3.5m、4m、4.5m、5m、5.2m處布置了測點，整個空間共布置72個測點。
2.數據處理方法
熱電偶從一個點移動到另一個點，有一段反應時間，每個測點測量了三分鐘，通過記錄到達每個測點的時間，來區分各個測點的數據段。經誤差分析后，計算出每個測點可用數據的算數平均值，然后繪制出溫度場速度場曲線。分層空調溫度場與速度場可用圓噴口多股平行非等溫射流公式(1-3)進行理論計算，本文將測得的各參數帶入，與試驗結果進行比較。
式中，do為送風口直徑，m；g為重力加速度，m/s2；T0為射流出口溫度，K；Tn為射流周圍空氣溫度，K；v0為射流出口速度，m/s；vx為射流斷面x處的射流軸心速度，m/s；x為射流斷面至送風口的距離，m；a 為噴口安裝角度；y為射流軌跡中心距風口中心的垂直落差，m；h為距地面高度，m。
輸入功率由公式2.4計算得出：
式中，U為電壓，V；I為電流，A。
測試結果分析
在得到了三個大廳各個時刻溫度場、速度場分布與能耗之后，對實際運行效果和氣流分布規律以及能耗進行了分析。
1.舒適性分析
1.1 工程1測試結果
某測試典型日的空氣參數見表2。
表2 空氣參數
噴口中心軸線溫度分布情況如圖1、圖2所示。
圖1 距風口不同水平距離處垂直溫度分布圖
圖2 大廳1風速分布圖
取工作區高度為2m，工作區平均溫度11.6℃，沒有達到設計要求。工作區最大垂直溫差為1.74℃，滿足ASHRAE55-92標注建議1.8-0.1m溫差不大于3℃要求。水平方向溫差為0.53℃，工作區溫度分布比較均勻。整個空間垂直溫度梯度0.63℃/m，其中供暖區垂直溫度梯度0.98℃/m。非供暖區垂直溫度梯度0.43℃/m。非供暖區平均溫度高于供暖區平均溫度2.77℃。
圖3 溫度分布圖
圖4 不同水平距離垂直溫度分布圖
從圖4可以看出，隨著送風距離的增加，垂直方向溫度波動逐漸變小。1-4m射程內，從地面到屋頂，溫度呈現升高-降低-升高的變化趨勢，中間段測點溫度高于人員活動區和非供暖區溫度，這是由于測點經過了送風射流區，而隨后溫度又降低是由于射流第二斷面前，射流還未出現向上飄逸現象，只是由于射流卷吸作用與周圍空氣進行動量和熱量的交換，所以與送風射流相比溫度下降很快。之后溫度又隨高度的增加而升高是由于射流末端熱氣流的上逸，燈光等作用，使熱量積聚在了房間上部造成的。8m射程開始垂直溫度隨高度的增加呈單調上升趨勢，大部分氣流流向上部空間。此時送風射流已達到末端，起不到隔斷供暖區與非供暖區的作用。
噴口核心和邊界層的溫度分布是不同的，風口之間區域平均溫度11.1℃，與風口中心區域接近，冬季工況分層空調整個工作區溫度分布是比較均勻的。空間垂直溫度梯度0.7℃/m，大于風口中心區域，由此可見多股平行射流能否搭接形成隔斷空調區與非空調區，阻止熱氣流上升的空氣幕對冬季供暖效果是至關重要的。
工作區風速均小于0.2m/s，滿足舒適性要求。空間風速場分布見圖5。
全天送風溫度和工作區平均溫度變化情況見圖3。
測試時間內，室外平均溫度7.6℃，溫度波動3.1℃，工作區平均溫度14.9℃，溫度波動1.25℃，送風平均溫度35.2℃，溫度波動5.9℃，全天溫度波動小。
總的來說，住院樓大廳1送風射程不夠，工作區溫度只有11.6℃，沒有達到設計要求。雖然出現了溫度分層現象，但非空調區溫度還是高于空調區1.85℃，這是由于熱空氣在浮力作用下，上升造成的。如果合理設計送風參數，保證射程，減弱垂直溫差，可以保證分層空調較好的冬季供暖效果并減少不必要的能耗浪費。
1.2 工程2測試結果
某測試典型日的空氣參數見表3。
表3 空氣參數
工作區平均溫度15.4℃，工作區局部垂直溫差達到了6.34℃。整個空間垂直溫度梯度0.278℃/m，其中供暖區垂直溫度梯度1.23℃/m，非供暖區垂直溫度梯度0.15℃/m，非供暖區平均溫度高于供暖區平均溫度0.55℃，小于大廳A的溫差，說明層高越高，分層空調的節能作用越明顯。
從圖4反映了各測點溫度隨高度變化的規律。射流初始段和主體段垂直溫度分布任然呈上升-下降-上升變化趨勢。距風口水平距離8.5m左右，溫度隨垂直高度遞增，溫度梯度0.44°C/m，熱氣流大量向非空調區飄逸，沒有在大廳中間形成對噴搭接。對噴氣流如果在大廳中間形成了搭接，碰撞后一部分氣流向下運動進入工作區，成為供暖的主要力量，一部分會向上運動，搭接面溫度都會有所升高。
送風溫度和工作區平均溫度變化情況見圖5。
圖5 溫度分布圖
圖6 大廳2風速分布圖
測試時間內，室外平均溫度8.8℃，溫度波動2.3°C；工作區平均溫度13.7℃，溫度波動1.83℃；送風平均溫度41.2℃，溫度波動10.4℃。由于外維護結構面積更大同時人員密度變化大導致室內溫度波動大于大廳1。
工作區平均風速小于0.2m/s，局部風速0.5m/s。在測試中可感覺到部分噴口送風射流直接進入了工作區，合理的分層空調氣流組織是工作區處于回流區，主要由于噴口安裝高度過低只有3.2m。射流速度還未充分衰減就進入了工作區。空間風速分布見圖6。
1.3 工程3測試結果
某測試典型日的空氣參數見表4。
表4 空氣參數
室內溫度分布如圖7、圖8 所示。
工作區平均溫度15.56℃，低于設計值，水平溫差在0.32℃以內，工作區溫度分布均勻。室內垂直溫度梯度達到3.1℃/m。工作區垂直溫度梯度1.16℃/m，非工作區垂直溫度梯度6.74℃/m。室內垂直溫度分布見圖7，隨高度的增加，溫度呈上升趨勢。3.5m以下溫度變化平緩，3.5m處溫度出現陡增，說明送風到達3.5m處，速度已充分衰減，氣流上升流向回風口。由于大量熱空氣未到達工作區就被抽回機組，送回風溫度都很高，導致空間上熱下冷。
圖7 距風口不同水平距離垂直溫度布置圖
圖8 溫度變化圖
全天送風溫度和工作區平均溫度變化情況見圖8。
測試時間內，室外平均溫度6.4℃，溫度波動2.4℃；工作區平均溫度16.2℃，溫度波動3℃；送風平均溫度42.1℃，溫度波動1.43℃。工作區溫度隨室內人員數量的增加而增加。速度場分布如圖9所示：風速隨著距風口距離的增加衰減減慢，3m處風速接近零。送風速度過小，工作區空氣幾乎沒有流動。
圖9 大廳3風速分布圖
2.能耗分析
空調系統冬季能耗主要由主機、水泵、空調機組能耗組成。本文主要研究空調機組風機能耗。高大空間空調系統主要為工作區服務，因此不同的氣流組織方式應采用不同的負荷計算方法，所選空調器的風機大小、表冷器阻力、管路特性、風機運行效率會不同，因此運行時能耗就會有所差異。選擇合適的氣流組織方式可以把空調系統能耗降到最低。風機能耗計算方法見公式(5-8)：
式中，hv為容積效率；hh為水力效率；hm為機械效率；Ne為風機輸出功率，kW；N 為風機輸入功率，kW；Q 為流量，m3 /h；P為單位體積氣流通過風機獲得的有效能量，N/m3。三個系統均為定風量系統。機組負擔多個區域時，以下實測功率為大廳部分功率。
分層空調與全室空調能耗見表5。
表5 運行能耗
單位風量能耗的差異主要由系統總效率差異造成。工程1、工程2系統較大，機房位于地下，與工程3相比水力損失較大，所以單位風量能耗較大。適當減小系統可以降低能耗。
單位面積能耗主要取決于送風量的大小。工程3單 位面積送風量較大，為46.7m3/m2，而工程B為31.6m3/m2。工程2層高較高，非空調區向空調區熱轉移負荷大，所以單位面積能會大于工程1。
3.應用中應注意的問題
測試結果顯示三個大廳均未達到設計要求，原因有：
(1)送風速度不夠。工程1設計送風量是14000m3/h，而實測風量只有5133m3/h。由于送風量不足導致送風速度過小，射程不夠。工程3是上送風，送風速度太小，沒有足夠的動量將熱氣流送到工作區。導致熱量大量消耗在建筑上部。
(2)風口風速不均勻。工程1送風速度在0.4m/s到 7.1m/s之間，工程2空調機組同時負擔了大廳和候診區 負荷，在噴口送風管上分出了支管向候診區送風，支管 前后噴口風速相2.83m/s，導致多股平行非等溫射流不 能形成良好的搭接。
(3)風口高度太低。工程2送風射流速度還未充分衰減就入工作區。可將風口安裝在2層頂板處，加大送風角度，保證工作區風速滿足要求。
(4)送風溫差太大。工程1回風口位于走道端頭，大量送風進入走道未承擔負荷，又被抽回了機組，使送風溫差達到22.3℃，工程2兩端回風口位于候診區，候診區除中午以外候取藥等候區人數很多，溫度達到20℃左右，回風溫度較高。送風溫差達到30℃。工程3回風口位于房間頂部，離送風口很近，造成短路，也使送回風溫 度過高大溫差對冬季供暖很不利，可采用變流量方式減 小送風溫差。
(5)注意運行調試，部分噴口角度和方位調試得不合理，對供暖效果有一定影響。工程2右側系統噴口風速小于左側。發現右側空調機組回風箱內過濾器幾乎布滿了灰塵，阻力增大減小了送風量。
(6)大門開啟，滲透負荷大。冬季可關閉排風系統，或設置風幕來減小冷風滲入。
(7)門廳類高大空間外維護結構多為玻璃幕墻，要防止結露，必要時可在幕墻處設置下送風幕。
結論
對三個工程冬季空調供暖的實測得到如下結論：
(1)采用噴口側送時，垂直溫度分布呈上升-下
降-上升變化。采用旋流風口頂送時，溫度隨高度增加 而增加。兩種方式都可以滿足高大空間舒適性要求。
(2)分層空調垂直溫度梯度小于全室空調，但非空 調區溫度任然高于空調區溫度。
(3)對三個工程的分析比較得出：達到同樣的工作區空調效果，分層空調送風量小于全室空調，減小系統作用半徑可以實現節能。
(4)雖然機組制熱量遠大于負荷計算值，但三個工 程工作區溫度均低于設計值。冬季工況設計應該引起足 夠的重視，當冬季工況和夏季工況氣流組織參數不能匹 配時，可采取輔助供暖措施，如地暖，地板送風等。
