酒店空调系统设计方案

学毕业设计 (论文 )用纸 1 酒店空调系统设计方案 第 1 章 概述 筑概况 本工程位于 上建筑最高为八层，地下室为一层。建筑总面积 13495平方米 ,其中地上建筑面积为 12323 平方米 ,地下建筑面积 1172 平方米。本设计中采用安装中央空调系统，即夏天制冷，冬天供热。 根据所提供的地质勘查资料， 粉质粘土、粘土和砂砾堆积层，没有坚硬的岩石层，如果采用土壤热源作为系统的冷热源，地下换热器的钻孔、埋管等各项工艺施工容易，工程造价可以控制在相对较低水平。测量深层土壤的导热情况，对深层 土壤的导热系数进行了测试。测试井深 70m，测得土壤导热系数 土壤导热情况良好，适合于作为热泵系统的冷热源。而且，宾馆楼附近有生态停车场、升旗广场、花坛等场地可以布置土壤源热泵系统的地下埋管换热器。由于土壤源热泵的上述诸多优势以及工程项目所在地区的地质特点，决定采用土壤源热泵系统作为宾馆的空调系统冷热源。 第 2 章 空调系统负荷计算 室内外空气的空调设计参数 室外气象参数： 东经 北纬 学毕业设计 (论文 )用纸 2 夏季参数 夏季大气压 调室外干球温度 风室外干球温度 调室外湿球温度 C 空调室外日平均温度 C 室外平均风速 s 冬季参数 冬季大气压 季室外供暖计算干球温度 C 冬季通风计算温度 C 冬季室外空调计算干球温度 C 空调相对湿度 外平均风速 s 最多风向平均风速 m/s 地表面温度 地表面平均温度 C 地表面最冷月平均温度 C 地表面最热月平均温度 C 室内空气设计参数 表 2房间功能 夏季 冬季 新风量 噪声级 温度 /0C 相对湿度 /% 温度 /0C 相对湿度 /% /H /客房 25 55 20 50 30 45 餐厅 25 50 18 50 30 45 健身、棋牌 25 55 19 50 30 45 大厅、走道 25 65 16 50 20 45 办公室 25 55 20 45 30 45 理发、美容 25 55 18 50 30 45 学毕业设计 (论文 )用纸 3 休息区 25 65 20 50 20 45 小卖部 25 65 18 50 20 50 冷负荷计算 空调冷负荷的计算方法很多，目前应用较多的是冷负荷系数法和谐波反应法。本次设计采用冷负荷系数法。冷负荷的构成： （ 1）围护结构冷负荷，包括外墙和屋顶瞬变传热引起的冷负荷；内墙及内楼板由于温差传热引起的冷负荷，可视作稳定传热；外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷；透过玻璃 窗的日射得热引起的冷负荷。 （ 2）室内热源散热形成的冷负荷，包括设备和用具显热散热形成的冷负荷；照明散热形成的冷负荷；人体散热形成的冷负荷。 围护结构的冷负荷 墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷 在日射和室外气温综合作用下，外墙和屋面瞬变传热引起的瞬时冷负荷 位为 W，角标代表计算的时刻），可用下列公式逐时计算： 1,() K A t t（ 2 1） 式中 A 外墙或屋面的 计算面积，查土建资料计算 K 墙或屋面的传热系数，详见参考文献 1。 室内设计温度 1,t 外墙或屋面的冷负荷计算温度逐时值，可在参考文献【 1】中查取，并对所设计的地点查修正值 正系数可从参考文献【 8】中查取 窗玻璃瞬变传热引起的冷负荷 在室内外温差作用下，外窗玻璃瞬变传热引起的瞬时 冷负荷，可按下列公式逐时计算 1,() K A t t（ 2 2） 学毕业设计 (论文 )用纸 4 式中 A 窗口面积 1,t 玻璃窗冷负荷计算温度逐时值 K 窗玻璃的传热系数 过玻璃窗进入的日射得热引起的冷负荷 透过无外遮阳玻璃窗的日射得热引起的房间瞬时冷负荷按下式计算： , m a x ( )a J s A C D C C C C L（ 2 3） 式中 A 外窗窗口面积， 窗的有效面积系数， ,夏季 1 m窗玻璃最大日射得热量 ， W/m。可按设计地所处纬度带和窗的朝向，采用日射得热量的最大值计算，是考虑最不利情况 窗玻璃的遮挡系数， 窗内遮阳设施的遮阳系数， () 冷负荷系数，反映日射得热与形成的冷负荷的转化关系。按设计地位于北区还是南区（以北纬 2730划线），有无内遮阳和窗的朝向，各钟点相应的冷负荷系数逐时值。 以上各系数可由参考文献【 1】查取。 围护结构引起的冷负荷 通过空调房间内窗、隔墙、楼板或内门等内围护结构的温差传热负荷 . ( )l s K F t t（ 2 4） 式中： K 传热系数， ； F 传热面积 ; 2m ； 邻室计算平均温度， ,； 夏季空气调节室外计算日平均温度 ,； 邻室计算平均温度与夏季空气调节室外计算日平均温度的差值，查参考文学毕业设计 (论文 )用纸 5 献【 1】表 2； 夏季空气调节室内计算温度 ,。 人体散热形成的冷负荷 人体散热量中，一般情况下辐射成分占 40%，对流成分占 20%，其余 40%为随汗液蒸发散出的潜热。 人体散热量中的潜热成分及显热中的对流成分可构成瞬时冷负荷，而显热中的辐射成分则形成滞后负荷。因此，需分别计算人体显热散热引起的冷负荷和人体潜热散热引起的冷负荷，并且应引入冷 负荷系数来计算人体显热散热引起的冷负荷。 （ 1）人体显热散热引起的冷负荷。其计算公式如下： ,s s q m n C （ 2 5） 式中一个成年男子的显热散热量（ W） m 房间额定人数 n 群集系数 , 人体 显热散热冷负荷系数 （ 2）人体潜热散热引起的冷负荷。其计算公式如下： ,q q q m n C （ 2 6） 式中q 一个成年男子的潜热散热量（ W） m 房间的额定人数 n 群集系数 灯光照明形成的冷负荷 室内照明设备的散热是稳定得热，他由辐射和对流两种 成分组成。对流成分构成瞬时冷负荷，辐射成分形成滞后。在一般情况下，可近似认为照明设备的散学毕业设计 (论文 )用纸 6 热量与其形成的冷负荷相等，即 W。不同灯具的照明散热量的计算式为 白炽灯 W=1000 （ 2 7） 荧光灯 W=1000 （ 2 8） 式中 W 灯具散热形成的冷负荷， W N 照明灯具额定功率（ 荧光灯镇流器的消耗功率系数。明装荧光灯的镇流器装设在空调房间内时取装荧光灯的镇流器装设在顶棚内时取 设计取 灯罩的隔热系数，当荧光灯罩上部穿有小孔（下部为玻璃板），可利用自然通风散热于顶棚内时，取 ；荧光灯罩无通风孔时，可视顶棚内通风情况取 。本设计取 照明散热冷负荷系数，查参考文献【 1】 表 2 设备散热形成的冷负荷 设备及用具散热形成冷负荷按下式计算： .E C （ 2 式中： 设备和 用具的实际显热散热量， W； 设备和用具显热散热冷负荷系数，分别可由 8表 4 8表 4查出有罩和无罩情况下的逐时值；如果空调供冷系统不连续运行，则 电热、电动设备散热量的计算公式 : 1电热设备散热量 5 1 0 0 0 . 1 . 2 . 3 .q n n n N（ 2 2电动机和工艺设备均在空调房间内的散热量 1 2 31 0 0 0 /sq n n n N（ 2 3只有电动机在空调房间内的散热量 1 2 31 0 0 0 ( 1 ) /sq n n n N (24只有工艺设备在空调房间内的散热量 1 2 31000sq n n n N(2学毕业设计 (论文 )用纸 7 式中： N 电动设备的总安装功率， 电动机的效率，可由产品样本得； 利用系数，一般可取 电动机负荷系数，定义为小时平均实耗功率与设计最大功率之比，右； 同时使用系数，一般可取 通风保温系数，一般取 热负荷计算 空气调节系统冬季加热、加湿所耗费用远小于夏季的冷却、去湿所耗费用。因为冬季空调室内压力稍高于大气压力，故无需计算冷风渗透形成的热负荷。所以，对于一般的民用建筑，其热负荷的计算通常只考虑围护结构的传热耗热量、太阳辐射得热量等。围护结构耗热量 按稳定传热方法计算，冬季空气调节室外计算温度，采用历年平均不保证 1天的日平均温度。 围护结构耗热量的计算 （ 1） 通过围护结构的基本耗热量计算 通过围护结构的基本耗热量计算公式 ()j f t t （ 2 式中： 基本耗热量， W； K 传热系数； F 传热面积； 室内空气计算温度； 室外供暖计算温度； 温差修正系数； （ 2） 附加耗热量计算公式 学毕业设计 (论文 )用纸 8 1 . (1 ) (1 )c h f j （ 2 式中： 考虑各项附加后，某围护的耗热量； 某围护的基本耗热量； 朝向修正；由中查取。 f 风力修正；在一般情况下，不必考虑风力附加，所以这里取f=0。 g 高度附加；民用建筑和工业辅助建筑物（楼梯间除外）的高度附加率，当房间高度大于 4高出 1%， 冷风渗透耗热量的计算 2 0 . 2 8 ( )p n t t v （ 2 式中： 通过门窗 隙缝的冷风渗透耗热量； 空气的定压比容， 1 ) 室外温度下空气密度； ()V （ 2 式中： V 渗透空气体积流量； l 房间某朝向上的门窗缝隙长度； L 每 n 门窗缝隙的渗透空气量的朝向修正系数； 冷风侵入耗热量的计算 3 （ 2中：3Q 通过外门冷风侵入耗热量； 外门的基本耗热量； N 考虑冷风侵入的外门附加。 学毕业设计 (论文 )用纸 9 注：空调建筑室内通常保持正压，因而在一般情况下，不计算由门窗缝隙渗入室内的冷空气和由门、孔洞等侵入室内的冷空气引起的热负荷。本工程中采用空调系统，故冷风侵入和冷风渗透热负荷不予考虑。 湿负荷计算 空调房间的湿负荷和冷负荷一样，对于空调系统的规模有着决定性影响。它们是确定空调系统风量和空调设备容量的基本依据。本设计中，湿负荷的计算主要考虑人体湿负荷。 对于保持正压的空调房间，只需计算室内湿源每小时散入室内的湿量。本 宾馆属普通舒适性空调，故只需考虑人体的散湿量。 310D m n w （ 2 式中 D 人体的散热量 m 室内额定人数 n 群集系数 w 散湿量 新风负荷计算 空调新风负荷按下式计算 w（ （ 2 式中 新风负荷， w 新风量， kg 室外焓值， kj/kg 室内焓值， kj/风量确定的一般原则 目前，我国空调设计中新风量的确定原则仍使用现行规范、设计手册中规定（或推荐）的原则 满足卫生要求 为满足卫生标准，新风量可按下列数据选取：办公室： 30m3/房： 30m3/； 餐厅 多功能厅： 20 m3/ ； 美容 0 m3/ 学毕业设计 (论文 )用纸 10 补充局部排风量 当空调房间内有局部排风装置时，为了不使房间产生负压，在系统中必须有相应的新风量来补充排风量。 保证空调房间的正压要求 为防止室外空气无组织侵入，影响室内空调参数，需要在空调房间内保持正压（室内空气压力 足要求。 6）校核房间高度 公式 H=h+w+x+ (4房间高度 =式中： h 空调区高度，一般取 2m； w 送风口底边至顶棚距离， m ； x 射流向下扩展的 距离， m ； 安全系数， m 。 H=h+w+x+选机组满足要求 风管系统采用异程式，各管路损失很难平衡，加对开多叶调节阀进行调节。 其余各层各区风管水力计算详见附表 3。 道的布置及附件 （ 1） 度及加工方法，按通风与空调工程施工及验收规范（ 规定确定，主管和支管的断面尺寸在图中标明； （ 2）穿越沉降缝或变形缝处的风管两侧，以及与通风机进、出口 相连处，应设置长度为 200 300的人造革软接；软接的接口应牢固、严密。在软接处禁学毕业设计 (论文 )用纸 30 止变径。 （ 3）风管上的可拆卸接口，不得设置在墙体或楼板内 ; （ 4）所有水平或垂直的风管，必须设置必要的支、吊或托架，其构造形式由安装单位在保证牢固、可靠的原则下根据现场情况选定，详见国标 616; （ 5）风管支、吊或托架应设置于保温层的外部，并在支吊托架与风管间镶以垫木，同时，应避免在法兰、测量孔、调节阀等零部件处设置支吊托架 ; （ 6）安装调节阀、蝶阀等调节配件时，必须注意将操作手柄配置在便于操作的部位。 第 6 章 空调水系统的设计与水力计算 风机盘管水系统根据季节变化向房间的盘管供冷冻水，水系统影响风机盘管系统的效能和初投资，其系统形式应进行综合比较后确定。 空调水系统设计应坚持的设计原则是： （ 1）力求水力平衡； （ 2）防止大流量小温差； （ 3）水输送系数要符合规范要求； （ 4）变流量系统宜采用变频调节； （ 5）要处理好水系统的膨胀与排气； （ 6）要解决好水处理与水过滤； （ 7）要注意管网的保冷与保暖效果 。 系统开式和闭式的比较 表 系统比较表 类型 闭式 开式 学毕业设计 (论文 )用纸 31 特征 管路系统不与大气相接 管路系统与大气相通 仅在系统最高点设置膨胀 适宜的空调系统 风机盘管和有水冷式表冷器的系统 有喷水室的系统 优点 与蓄热水池连接比较简单，冷水箱有一定蓄冷能力，可以减少开启冷冻机的时间，增加能量调节能力，且冷水温度波动可以小一些 水泵压力，功率均低 缺点 蓄冷能力小，低负荷时冷冻机也需要经常开动；膨胀水箱的补水有时需要加加压水泵 冷水与大气接触；易腐蚀管道；水泵要克服静水压力，耗电大，采用自 流回水时回水管径大因而投资较高些 另外此次空调水系统设计中，为了解决水力平衡，同时考虑到建筑内用风机盘管加新风系统内用水冷式表冷器，且闭式水系统水泵的扬程仅需考虑最不利环路的沿程阻力和局部阻力，不需考虑提升高度。所以选用闭式系统 路管制的选择 表 系统管制比较 水系统 二管制 三管制 四管制 学毕业设计 (论文 )用纸 32 特点 供回水管各一根，夏季供冷水，冬季供热水，简便；投资省；冷热水两相差较大 盘管进口处设有三通阀，由室内温度控制装置控制按需要供应冷水或热水；使用同一根回水管，存在冷热量混合损失；初 投资较高 供冷、供热的供回水管均风开设置，灵活实现同时供冷供热。管路复杂，投资高，占空间 见上表 用供热空调设计手册 风机盘管水系统表 4的分析，再考虑系统简单性，管理方便，投资最少，效果理想等因素；还有三管制、四管制虽有很多优点，诸如节能，易调节等，但经济上分析却不合适，系统复杂，不便于管理，投资大，故选用双管制系统 、变水量选择 查实用供热空调设计手册 1 表 变水量优缺点比较表 类型 定流量 变流量 特征 系统 中的水量保持定值，负荷变化时改变供回水温度来匹配 供回水温度保持定值，负荷变化时改变系统中的水量来匹配 优点 系统简单，操作方便。不需复杂的的自控系统 输送能耗随流量的减少而减低，配管设计可考虑同时使用系数，管径相应减小 缺点 配管设计不能考虑同时使用系数，输送能耗始终处于最大值 系统复杂。必须配自控系统 通过上表 定采用定水量 ，异程式系统 表 类型 同程 异程 特征 供回水干管水流方向相同，经过每一环路的管路长度相等 供回水干管水流方向相反 ，经过每一环路的管路长度不等 优点 水量分配、调节方便。便于水力平衡。 不需回程管，管道长度较短，管路简单，投资较低。 缺点 需回程管，管道长度较长，投资较水量分配、调节难。不便于水力学毕业设计 (论文 )用纸 33 高。 平衡。 通过上表 系统冷热源的供冷、供热用地源热泵机组供给，房间不需要同时供冷、供热，该设计中管路不与大气接触，在每层水系统的最高点和系统的最高点设排气阀 ,以排除系统中积存的空气，故冷冻水系统选用闭式双管系统，冷水、热水共同使用一个管路，系统简单，初投资较低。干管的布置采用垂直 同程式，一级泵、水泵定流量系统。 冷却水为闭式埋管系统。 冻水系统的水力计算 空调系统的水力计算就是在已知水流量和推荐流速下，确定水管管径及水流动阻力。 空调供冷、供热水系统的设计，应符合各个环路之间的水力平衡要求。对压差相差悬殊的高阻力环路，应设置二次循环泵。各环路应设置平衡阀或分流三通等平衡装置。一般情况下如管道竖井面积允许时，应尽量采用管道竖向同程式，这样的设计易于保持环路的水力稳定性，但初投资会有所增加。本次设计中的管道系统采用了竖向同程系统，设计中各层支路间的剩余压力的平衡可以用平衡阀来进 行调节。 道流量及管径的确定 首先根据冷负荷来确定管道的流量， G=)(10* hg kg/s，然后由下式根据冷冻水流量来选择管径 ,选用管道，由 v=4q/( 求出流速。由样本可知，各支管配管管径为 管径计算 3 410 （ （ 6 学毕业设计 (论文 )用纸 34 式中： L 水流量 (m/s)； v 计算流速 (m s)。 一般水管系统的管内水流速可由表 试算来确定管径。 表 内流速推荐值 /（ m/s） 管径 /5 20 25 32 40 50 65 80 闭式系统 开式系统 管径 /00 125 150 200 250 300 350 400 闭式系统 开式系统 学毕业设计 (论文 )用纸 35 程阻力的计算 22 （ 6 式中： h 长度为 l (m)的直管段的摩擦阻力（ 水与管内壁间的摩擦阻力系数； l 直管段的长度 (m)； d 管内径； 水的密度 (m)，当 4时为 1000m； R 长度为 1称比摩阻， (m)。 22 （ 6 摩擦阻力系数 值与流体的性质、流速、管内径大小和管内壁的粗糙度有关。过渡区的 可以用下式计算 ： . 5 12 . 0 l 7 1 式中： K 管内壁的当量绝对粗糙度 (m)； 推荐水管的 K 值为：开式系统 取 式系统取 却水系统K= 雷诺数，与水的运动粘滞系数，水温，流速和管径有关 e 。 可用图 8参考文献 1】第 235页）查出水管路的比摩阻。 局部阻力计算 22 （ 6 式中 ： 局部阻力系数； 学毕业设计 (论文 )用纸 36 v 流速（ m/s）； 密度（ Kg/m）。 管道附件、配件的局部阻力系数均由实验方法取得。 值与流体的性质、流速和配件的有效通径等因数有关。常用水的局部阻力系数见表 冻水系统水力计算 以一层冷冻水系统最不利环路水力计算为例，系统简图及计算如下： 学毕业设计 (论文 )用纸 37 图 层冷冻 水最不利环路 表 6序号 负荷(W) 流量 (kg/h) 管径 管长(m) (m/s) R(Pa/m) a) 动压 ( a) a) 3 268805 142912 8 139156 9 138023 23740 0 136223 1 118241 2 116260 3 113263 4 111282 2 5 108285 18625 6 106304 7 103307 8 101326 9 98329 0 95332 1 92335 学毕业设计 (论文 )用纸 38 新风机组水阻 49000 68805 00 2 142912 48 139156 49 138023 23740 50 136223 1 118241 52 116260 53 113263 54 111282 2 55 108285 18625 56 106304 57 103307 58 101326 59 98329 60 95332 61 92335 力统计 138821 空调水系统采用水平同程式，各环路之间的阻力损失很难平衡，故在各支管处加平衡 阀进行调节，使各环路阻力达到平衡。 其余各层水力计算详见附表 4。 经计算知，一层最不利环路阻力损失最大，由于冷冻水系统采用同程式，故可知，一层最不利环路即为系统最不利环路 道的防腐与保温 冷水系统所有供水管和回水管都应保温，且在敷保温层前，先刷红丹防锈漆两道。为隔辐射热，保温材料表面应用带网格线铝箔离心玻璃棉贴面。制冷机房或户外的冷水管道在保温后应外包保护层，即包裹油毡玻璃丝布或涂抹石棉水泥保护壳。注意，采用玻璃棉或矿渣棉制的管壳保温时，只宜使用油毡玻璃丝布作保护层。冷水管保温层厚度可参考表 表 学毕业设计 (论文 )用纸 39 冷水管公称直径 32 40 65 80 150 200 300 300 保温层厚度 （ 聚苯乙烯 40 45 45 50 55 60 60 65 70 玻璃棉 35 40 45 50 50 发泡橡胶 6 9 9 9 9 凝水排放系统设计 凝水管布置 当风机盘管邻近处有下水管或厕 所地漏时，可用冷凝水管将风机盘管接水盘所接的凝结水排放至邻近的下水管中或地漏中。 若相邻的多台风机盘管或新风机组距下水管或地漏较远，需用冷凝水管将各台风机盘管的冷凝水支管和下水管或地漏连接起来。 凝水管管径的确定 直接和风机盘管接水盘连接的冷凝水支管的管径应与接水盘接管管径一致。冷凝干管的管径可依据与该管段连接的风机盘管的总冷量按表 议值选定。 表 凝水干管管径选择 干管承担冷量 管公称直径 管承担冷量 管公称直径 7 100 101 176 20 25 32 40 177 598 599 1055 1056 1512 50 80 100 凝水管保温 所有冷凝水管（无论是水平还是立管）都应保温，以防冷凝水管温度低于局部空气露点温度时，其表面结露滴水。采用带有网格线铝箔贴面的玻璃棉保温时，保温层厚度可取 25 学毕业设计 (论文 )用纸 40 材的选择 兰连接。地源热泵冷却水系统中采用 聚乙烯（ ， 冷凝水管用 1540 2. 管道阀门，应根 据压力等级要求选用蝶阀、闸阀、截止阀或球阀。根据不同使用要求安装条件选用。由于蝶阀的结构紧凑，操作方便，一般情况下被优先选用。 第 7 章 土壤耦合换热器的设计 综合考虑各类因素，为确保现代化居住环境空调系统的节能环保，拟考虑使用节能环保型土壤源热泵空调系统。 土壤常年保持在一定的温度，是热泵良好的热源，并有一定程度的蓄能作用，夏储冬用达到能量平衡。按照土壤多维不稳定传热特性，土壤的热物性参数随着地理位置、地质条件、季节变化而异，因此计算设计地埋管换热系统应因地制宜 学毕业设计 (论文 )用纸 41 壤 耦合换热器的形式 形式：单 U 型管的垂直埋管换热器 目前地源热泵地下埋管换热器的埋管形式主要有两种，竖直埋管、水平埋管。这两种埋管型式各有自身的特点和应用环境 ,选用哪种方式主要取决于场地大小，当地岩土类型及挖掘成本。水平埋管地热换热器是将高强度的塑料管埋于地表以下 1 2 米处的地沟内。虽然水平埋管地热换热器埋管比较浅，施工容易，安装费用相对较低，但由于水平管埋深较浅，其埋管换热器性能不如垂直埋管，而且施工时，占用场地大，浅埋水平管受地面温度影响大，因此适用于单季使用的情况（如欧洲只用于冬季供暖和生活热水供应）， 对冬夏冷暖联供系统使用者很少；竖直埋管地热换热器是采用垂直竖井布置的地下换热器。由于深层土壤的全年温度比较稳定，所以使用竖直埋管换热器的热泵系统运行工况更加稳定，系统效率更高。竖直埋管地热换热器又可分为套管式与 套管式换热器中，来自热泵机组的热媒水被输送到钻孔中，通过钻孔垂直壁面直接与周围岩土进行热交换，然后通过设在钻孔底部的回水管被重新抽回到热泵机组当中。虽然套管式换热器内热媒水与周围岩土的接触面积较大，换热效果较好，但适用于地下坚硬岩石区域，而不适于土壤区域。 垂直钻孔，钻孔深度一般在 30m 150m，直径一般为 70200在每个钻孔中放置一个或数个 540泵机组中的热媒水通过 套管是换热器相比， 使用于土壤区域，是目前使用作为广泛的热泵机组土壤换热器。 本工程项目设计冷、热负荷较大，适于使用垂直埋管地热换热器，而不适于水平埋管地热换热器。根据现场勘测井资料，本项目至地下 79土、松散砂砾石等构成，更适于使用 器。因此，本设计决定采用单 时，为保持各环路之间的水力平衡 ,采用同程式系统 学毕业设计 (论文 )用纸 42 塑料管的选择 一般来讲，一旦将换热器埋入地下后，基本不可能进行维修或更换，这就要求保证埋入地下管材的化学性质稳定并且耐腐蚀。常规空调系统中使用的金属管材在这方面存在严重不足，且需要埋入地下的管道的数量较多，应该优先考虑使用价格较低的管材。所以，土壤源热泵系统中一般采用塑料管材。目前最常用的是聚乙烯（ 聚丁烯（ 材，它们可以弯曲或热熔形成更牢固的形状，可以保证 使用 50 年以上；而 材由于不易弯曲，接头处耐压能力差，容易导致泄漏，因此，不推荐用于地下埋管系统。在实际工程中确定管径必须满足两个要求：（ 1）管道要大到足够保持最小输送功率；（ 2）管道要小到足够使管道内保持紊流以保证流体与管道内壁之间的传热，并且可以减小钻孔直径，降低工程造价。显然，上述两个要求相互矛盾，需要综合考虑。一般并联环路用小管径，集管用大管径，地下热交换器埋管常用管径有 2025324050内流速控制在 s 以下 ,对更大管径的管道，管内流速控制在 s 以下或一般把各管段压力损失控制在 4。本设计选取聚乙烯（ ，管径选取 导热系数 ( ),工作压力可达 土壤耦合换热器的布置 根据国内外有关科研单位的实验研究结果知，单根垂直埋管对周围土壤的热作用半径为 2 3m,因此为了避免各管井间的热干扰，其间距根据埋管场地面积可用情况一般可取为 4 6m，这也是国内外常用的工程经验值。本设计各钻孔及据现场情况，拟将地下换热器布置在 宾馆楼西侧生态停车场、花坛及升旗广场等。 竖井深度多数采用 50 100m， 根据 现场 勘测井资料 地质，在深度 79 米以上为各种粘土层，而在 79考虑到钻孔的难易程度、施工费用以及可用于布置地下换热器的场地面积，本设计将孔洞深度确定为 71m 。孔径的大小略大于 般要求钻机的钻头的直径根据需要在 100150间。本设计确定钻孔直径为 110孔内 U 型管换学毕业设计 (论文 )用纸 43 热器底部距井底 40m。 在各钻孔中 U 型管地热换热器的联接上，其形式有串 联和并联两种。串联系统管径较大 ,管道费用较高 ,并且压降特性限制了系统能力。并联系统管径较小 ,管道费用较低 ,且常常可布置成同程式 ,当各并联环路之间流量平衡时换热量也相同 ,其压降特性有利于提高系统能力，同时各并联管路系统的阻力损失也易于平衡。因此 , 本设计方案在 也是大多数实际工程优先采用的管路布置连接方式。 联接各 平单层埋设，埋设深度太浅，地面车辆、行人等动静荷载会对管道结构的稳定性产生影响，地表温和室外空气温度也会对管内流体温度产生较大影响； 埋设深度太深，施工费用会大幅增加。综合上述因素考虑，分集水管埋设深度确定为 1.0 m，。 各并联环路水平分集水管在安装时 ,按流向应有 i=右的坡度。沟宽度通常取 1m 。 供、回水集管上装设排气装置。每一根并联环路供水管线进地下埋管部分的入口处应设置带有关闭阀的检查井。 土壤耦合换热器吸热与放热的平衡 本工程项目， 建筑物的冷负荷远大于热负荷，因此采用了混合土壤源热泵系统，在单纯的土壤源热泵系统的基础上附加冷却塔作为排放热源，克服了单纯的土壤源热泵系统由于向土壤排放热量和提取热量的不平衡性而产生的夏季埋地换热器出口水温升高、热泵性能降低从而降低系统效率甚至影响系统运行的问题 。其工作原理与单纯的土壤热泵基本相似。冬季混合土壤热泵系统的冷却塔不运行，其工作原理与单纯的土壤热泵的工作原理相同，将大地作为热泵机组的低温热源，通过埋地盘管获取土壤中热量为建筑物供热；夏季热泵与冷却塔共同承担系统的冷负荷。冷却塔配合一台 泵机组（ 2号机组）使用，机组只在制冷状态运行。 冷却塔和机组的启动主要由埋地换热器的进出口水温来控制 ，当进出口水温超过设定的最高值时，冷却塔和机组就开始运行， 以满足整个系统的冷负荷的要求 ；当埋地换热器的进出口水温降到设定最低的 值时，冷却塔和机组就停止运行。这样整个热泵系统从长期运行的条件来看，冬季从大地中取出的热量与夏季排放到大地中的热量基本平 衡，解决了单纯土壤热泵由于系统的负荷不平衡