成都某办公楼暖通空调设计毕业论文.docx

成都某办公楼暖通空调设计毕业论文目录重庆交通大学本科学生毕业设计（论文）I摘 要IABSTRACTI1绪论11.1设计依据11.1.1建筑图纸11.1.2设计任务11.1.3国家主要标准及行业规范11.2基础资料11.2.1气象资料11.2.2工程概况21.2.3建筑主要维护结构资料22空调设计范围及室内设计参数42.1空调设计范围42.2室内设计参数42.2.1室外计算参数42.2.2室内设计参数43负荷计算63.1冷负荷计算依据63.1.1冷负荷计算方法63.1.2外墙和屋面传热冷负荷计算公式63.1.3外窗的温差传热负荷63.1.4外窗太阳辐射冷负荷73.1.5内维护结构的传热冷负荷73.1.6人体散热、散湿负荷73.1.7照明、设备冷负荷83.1.8新风冷负荷93.1.9湿负荷93.2热负荷计算依据103.2.1维护结构的基础耗热量103.2.2维护结构的修正耗热量103.2.3室内热源散热量113.2.4冷风渗透和冷风侵入耗热量113.2.5新风热负荷113.3详细计算结果113.3.1计算结果统计113.3.2楼层详细计算结果124方案设计134.1冷热源方案134.1.1简介134.1.2冷热源设备方案选择原则194.1.3冷热源设备方案初选214.1.4方案的初投资计算234.1.5年运行费用计算284.1.6方案初投资及运行费用汇总304.1.7结论324.2空气处理方案324.2.1空调系统324.2.2空调系统划分的原则344.2.3房间空气处理形式及空调系统的划分354.3空调水系统354.3.1水系统类型354.3.2水系统形式的比较与确定354.3通风及防排烟方案分析385空调过程设计及处理设备选择385.1风机盘管+独立新风系统空气处理过程及末端设备选型385.1.1风机盘管+独立新风系统焓湿图的绘制及空气处理过程的计算385.1.2风机盘管设备选型395.1.3风机盘管实际运行工况校核计算425.1.5其他房间风机盘管选型445.1.6新风机组选型455.2集中式一次回风系统空气处理过程及末端设备选型455.2.1一次回风焓湿图的绘制及空气处理过程的计算455.2.2一次回风系统末端设备选型476空调气流组织476.1风机盘管气流组织设计及校核476.1.1 风机盘管气流组织设计476.1.2 风机盘管气流组织校核476.2 散流器气流组织设计及校核496.2.1 散流器气流组织设计496.2.2 散流器气流组织校核497空调风系统管路设计及水力计算507.1 空调风道系统一般设计原则507.1.1 风管风速507.1.2风道的水力计算507.2空调风系统设计及水力计算517.2.1 一次回风系统设计及水力计算举例517.2.2 新风系统设计及水力计算举例528 空调水系统管路设计及水力计算548.1 本工程空调水系统概述548.2 空调水系统设计方法548.2.1 空调水系统水量的确定548.2.2 空调水系统管径的确定548.3 空调冷冻水设计及水力计算558.4空调冷凝水管路设计569冷热源设备系统设计579.1冷热源主机选型579.2.2冷冻水泵流量的确定589.3膨胀水箱的设计5910 机械排烟系统设计6110.1设置机械排烟设施的部位6110.2防烟分区的划分、排烟方式及排烟系统设计6110.2.1防烟分区的划分及挡烟设施6110.2.2机械排烟系统组成及排烟方式6310.2.3民用建筑机械排烟系统的设计要求6411客房卫生间通风系统设计7212 消声、防振和保温设计7412.1 消声设计7412.1.1 消声措施7412.1.2 消声静压箱的选择7412.2 防振设计7412.3 保温设计7513 节能分析7613.1 合理确定室内温湿度7613.2 冷水系统的输送能效比ER7614 结论7715参 考 文 献78附表 1绪论1.1设计依据1.1.1建筑图纸某办公楼平面图某办公楼立面图1.1.2设计任务全楼防排烟设计；全楼空调系统设计；1.1.3国家主要标准及行业规范采暖通风与空气调节设计规范 (GB50019-2003)；民用建筑隔声设计规范 （GBJ188-88）；公共建筑节能设计标准 （GB50189-2005）办公建筑设计规范 (JGJ67-2006)通风与空调工程施工质量验收规范 （GB50243-2002）1.2基础资料1.2.1气象资料气象台站位置:成都市（北纬30.66，东经104.01）建筑气候分区：夏热冬冷地区大气压力：夏季94770.00 Pa；冬季96320.00 Pa夏季空调室外计算干球温度：31.60夏季空调室外计算湿球温度：26.70夏季空调室外计算日平均温度：28.00夏季通风室外计算干球温度：29.00夏季大气透明度等级：6冬季空调室外计算干球温度：1.00冬季空调室外计算相对湿度：80%冬季通风室外计算温度：6.00最多风向平均风速：18.0m/s室外平均风速：夏季1.10m/s；冬季0.9 m/s地表面年平均温度：17.90地表面最冷月平均温度：7.00地表面最热月平均温度:27.80成都市冬季冷风渗透朝向修正表1.1冬季冷风渗透朝向修正北东北东东南南西南西西北1.001.000.400.100.401.2.2工程概况 本工程为成都某办公楼工程。建筑面积为4896m2，计入容积率的建筑面积4896。地上6层（期中第六层只有一面积为70.64m2的休息室），建筑高度22.2米，无地下室及停车库。1.2.3建筑主要维护结构资料按照公共建筑节能设计标准（GB 50189-2005）中维护结构热工设计的标准（见图1.1）以及已经提供的维护结构情况，确定了维护结构的材料（见图1.2）。图1.1 维护结构材料2 空调设计范围及室内设计参数2空调设计范围及室内设计参数2.1空调设计范围空调设计范围表2.1楼层房间名称暖通要求1楼 大堂、休息室空调2楼 办公室、会议室、休息室空调3楼办公室、休息室空调4楼办公室、董事长办公室、总经理办公室、休息室空调5楼员工宿舍空调6楼体育活动室空调卫生间不空调但机械通风2.2室内设计参数2.2.1室外计算参数 室外计算参数见1.2.1气象资料，在此不再赘述。2.2.2室内设计参数采暖通风与空气调节设计规范（2003版）3.1.3条的表3.13（见图2.1），以及设计参数指标（见图2.3）。根据上述规范、标准确定室内计算参数（见图2.4）。图2.1图2.2房间名称夏季冬季新风量人员密度(%)(%)m3H.Pm2P大厅24-2650-6518-1930-50307.5办公室24-2650-6520-2230-50300.1休息室24-2650-6019-2130-50302.5会议室22-2450-6519-21 30-50300.8表2.3各功能房间设计参数指标房间名称夏季冬季新风量人员密度(%)(%)m3H.Pm2P大厅24651830-50307.5办公室24652030-50300.1休息室24602030-50302.5会议室246520 30-50300.8表2.3各功能房间设计参数3 负荷计算3负荷计算3.1冷负荷计算依据3.1.1冷负荷计算方法采用鸿业负荷计算6.2（谐波反应法）软件计算3.1.2外墙和屋面传热冷负荷计算公式供暖通风与空气调节（第二版）何天祺主编，重庆大学出版社。Q=KFt- （3.1）式中F计算面积，； 计算时刻，点钟；-温度波的作用时刻，即温度波作用于外墙或屋面外侧的时刻，点钟； t-作用时刻下，通过外墙或屋面的冷负荷计算温差，简称负荷温差。注：例如对于延迟时间为5小时的外墙,在确定16点房间的传热冷负荷时,应取计算时刻=16,时间延迟为=5,作用时刻为-=16-5=11。这是因为计算16点钟外墙内表面由于温度波动形成的房间冷负荷是5小时之前作用于外墙外表面温度波动产生的结果。 当外墙或屋顶的衰减系数0.2时，可用日平均冷负荷Qpj代替各计算时刻的冷负荷Q： Qpj=KFtpj （3.2）3.1.3外窗的温差传热负荷供暖通风与空气调节（第二版）何天祺主编，重庆大学出版社。 Q=KFt （3.3）式中t计算时刻下玻璃窗温差传热的负荷温差，； F窗户计算面积；户计算面积； K传热系数。3.1.4外窗太阳辐射冷负荷供暖通风与空气调节（第二版）何天祺主编，重庆大学出版社。 （3.4）式中：xg窗户有效面积系数，双层钢窗取0.57；xd地点修正系数，Jj,时刻单位窗玻璃面积冷负荷（负荷强度），W/m2。Cs窗玻璃遮挡系数，0.79Cn内遮阳系数，供暖通风与空气调节第二版附录153.1.5内维护结构的传热冷负荷内围护结构包括：内墙、楼板、内门、内窗，可按稳定传热计算。当邻室为通风良好的非空调房间时，通过内窗的温差传热负荷，计算可按式：Q=KFt （3.5）当邻室为通风良好的非空调房间时，通过内墙和楼板的温差传热负荷，计算可按式（3.6），或按式（3.7）估算。此时负荷温差t-及其平均值tpj，应按零朝向的数据采用。Q=KFt- （3.6）Qpj=KFtpj （3.7）当邻室有一定发热量时，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，按式（3.8）计算。 Q=KF(twp+tls-tn) （3.8）式中Q稳态冷负荷，下同，W；twp夏季空气调节室外计算日平均温度，；tn夏季空气调节室内计算温度，；tls邻室温升，可根据邻室散热强度采用，。3.1.6人体散热、散湿负荷员散热量计算公式：供暖通风与空气调节（第二版）式2.33 （3.9）式中 n室内全部人数； n群集系数； q不同室温和劳动性质时成年男子散热量。体冷负荷查供暖通风与空气调节（第二版）式2.36 （3.10）式中 Qcl,人体逐时冷负荷，W；Q人体散热量，W；JX-T人体负荷强度系数；显热转化为冷负荷时有衰减和延迟，其冷负荷需要考虑负荷强度系数；潜热直接转化为冷负荷，不再乘以负荷强度系数。因此人体散热总冷负荷为二者之和：Qcl, =Qx JX-T + Qq （W） （3.11）式中 Qx JX-T人体显热冷负荷；Qq人体潜热冷负荷。3.1.7照明、设备冷负荷灯具冷负荷照明散热总冷负荷计算公式，查供暖通风与空气调节（第二版）式2.36 （3.12）其中：Q灯具散热量JX-T照明负荷强度系数，教材附录18备冷负荷1）散热量：实用供暖空调设计手册第二版 公式20.9-6 （3.13）其中：F空调区面积，qf电气设备功率密度，W/。2）设备散热冷负荷 （3.14）其中：qs热源的显热散热量,W；X-T-T时间设备、器具散热的冷负荷系数，查实用供暖空调设计手册第二版表20.9-5；3.1.8新风冷负荷风量房间新风量的合理确定通常应符合如下主要原则：满足人的卫生要求；补充房间局部排风量并维持其正压要求；此处暂时按新风指标来确定各房间的新风量。各房间的新风指标根据公共建筑节能设计标准（GB 50189-2005）表3.0.2-公共建筑主要空间的设计新风量确定（见图3.1）。本次设计取30m3/（人h）。风冷负荷用新风的焓值与室内空气的焓值的差值，乘以新风的流量（L/s），即可求得新风负荷。3.1.9湿负荷夏季湿负荷房间维持正压，因此不考虑空气的湿负荷，除了人体散湿，室内其他的湿负荷几乎可以看做为零，因此仅考虑人体的散湿负荷。计算公式为：W=nnw （3.15）其中n室内全部人数；其确定方法及数值见教材节表1.1；n群集系数；其确定方法及数值见教材节；w不同室温和劳动性质时成年男子散湿量，取109 g/（h人）。冬季湿负荷计算方法与夏季相同，计算公式为（3.15）其中w不同室温和劳动性质时成年男子散湿量，取56 g/（h人）。3.2热负荷计算依据3.2.1维护结构的基础耗热量 （3.16）其中：K 围护结构的传热系数，W/m2；F 围护结构的计算面积，； 冬季室内、外空气的计算温度，； 围护结构的温差修正系数，见供暖通风与空气调节（第二版）附录5。当供暖房间与相邻房间的温差5时，应计算通过隔墙或楼板等的传热量。3.2.2维护结构的修正耗热量朝向修正耗热量，因重庆地区是日照率小于35%的地区，东南、西南、南向的修正率宜采用-10%0，东、西向可不予修正。故在本设计中，东、西向都不予修正，北向取5%，南向取-5%。风力附加耗热量，由于我国大部分地区冬季室外平均风速大多在23m/s，一般建筑并不需要考虑风力附加耗热量。故本设计中风力修正为0。高度附加耗热量，高度附加耗热量是考虑到房间高度过大时，由于存在竖向温度梯度而使维护结构耗热量增加所附加的耗热量。民用建筑和工业企业辅助建筑物（楼梯间除外）的高度附加率分别规定：房间高度大于4m时，每高出1m附加2%，总的附加不应大于15%；对于高大工业厂房，除一些高度较低的冷加工车间仍可参照前述修正方法外，一般工业车间采用按部位合理确定室内计算温度的方法，用此方法求出的维护结构基本耗热量，自然不应再考虑高度附加修正。本设计中，层高为3.9m，小于4m，故对高度不修正。当房间间歇供暖时，除上述各项附加外，仅白天供暖的建筑（如办公室、教学楼等），再考虑20%基本耗热量附加率。3.2.3室内热源散热量室内热源散热对于冬季空调采暖是有力的，故将室内热源产生的散热量皆作为安全余量考虑，不计入冬季热负荷中。3.2.4冷风渗透和冷风侵入耗热量对于冷风渗透和冷风侵入产生的耗热量，可在空调采暖设计时，使室内形成正压，故无需考虑冷风渗透耗热量和冷风侵入耗热量。3.2.5新风热负荷新风量房间新风量的合理确定通常应符合如下主要原则：满足人的卫生要求；补充房间局部排风量并维持其正压要求；此处暂时按新风指标来确定各房间的新风量。各房间的新风指标根据公共建筑节能设计标准（GB 50189-2005）表3.0.2-公共建筑主要空间的设计新风量确定（见图3.2）。本次设计取30m3/（人h）。新风热负荷用室内空气的焓值与新风的焓值的差值，乘以新风的流量（L/s），即可求得新风负荷。3.3详细计算结果3.3.1计算结果统计 夏季冷负荷计算结果见表3.1。表3.1酒店夏季冷负荷计算结果参数面积()夏季总冷负荷(含新风/全热)(W) 夏季室内 冷负荷(全热)(W)夏季室内湿负荷(kg/h)夏季新风量(m3)夏季新风冷负荷(W)XX办公楼4896.637183517981938.76320397.61920161楼层704.71178126063318.1747047.7571792楼层646.863653310465.5563211.9326073楼层646.660003314834.8782837.7285204楼层646.755630283124.6672714.8273195楼层645.960605244034.9663623.9362026楼层45.81433741481.653961.6101893.3.2楼层详细计算结果 见附录4 方案设计4方案设计4.1冷热源方案4.1.1简介a、低温送风系统用的空调机组不同于常规空调系统用空调机组，必须进行专门的设计。b、影响低温送风空调机组的主要因素有：表冷器的排数、迎面风速、管程数、片间距、冷水初温和冷水温升。最近十几年，国外的空调技术有了飞速的发展，新技术、新系统、新设备不断涌现，其节能性、环保性、经济性、舒适性令人耳目一新。地源热泵系统、冰蓄冷低温送风系统、空调大温差系统、电蓄热系统、无风道诱导通风空调系统、VRV 系统、变风量系统、建筑围护结构蓄热系统、变水量系统相继进入市场，使得原来形式简单、能耗居高不下的空调系统和空调设备面貌焕然一新，呈现百花齐放、满园春色的新景象。最近几年，这些新技术、新设备也陆续在国内得到开发和应用，取得了令人刮目相看的成果，其突出的经济性，节能性和对环境的保护，使得愈来愈多的国内项目采用了这些新技术和新设备。采用不同的空调设备和冷热源可以构成不同的空调系统，下面简单地加以说明：水冷冷水机组+锅炉+空调机组水冷冷水机组+锅炉+空调机组组成的集中式和半集中式空调系统，这是国内目前应用最广的一种空调系统和冷热源组合。 水冷冷水机组有往复式、螺杆式、离心式、涡旋式等不同的形式，冷水机组与冷却塔、水泵构成了空调冷源系统。 锅炉有燃煤、燃气、燃油和电锅炉。 空调机组，可以是风机盘管、柜式空调机组和组合式空调机组。优点是：设计和管理人员熟悉，使用可靠。突出的缺点是，冬季需要锅炉，环保性差。风冷冷热水机组+空调机组风冷冷热水机组+空调机组组成的集中式和半集中式空调系统，户式空调即是这种系统。 风冷冷热水机组有往复式、螺杆式、涡旋式几种不同的形式，冷水机组与水泵构成了空调冷热源系统。空调机组，可以是风机盘管、柜式空调机组和组合式空调机组。 组合的优点是无需锅炉、系统简单，突出的缺点是：能耗高，容量调节有限，运转费用居高不下，冬季供暖效果差。多联机或多联变频变冷媒量热泵系统（ VRV 系统）多联机或多联变频变冷媒量热泵系统，虽然都是源于日本大金公司的VRV 系统，但是各制造厂又有所发展和改进，其基本组成为一台室外机，多台室内机组成，民间俗称一拖多。主要生产厂有日本大金、日立、东芝、三菱、三洋，松下，中国海尔、美的、格力、小天鹅等公司。这种系统的优点是无需锅炉、一次投资正逐渐降低到可以接受的水平。突出的缺点是：能耗高，安装水平要求高，冬季供暖效果差。直燃式溴化锂冷水机组+空调机组直燃式溴化锂冷水机组+空调机组组成的集中式和半集中式空调系统，溴化锂冷热水机组有燃油式、燃气式几种不同的形式，夏季提供冷水、冬季提供热水，冷热水机组与冷却塔、水泵构成了空调冷热源系统。 机组，可以是风机盘管、柜式空调机组和组合式空调机组。 是：无需锅炉、系统简单，冬季供暖效果差，突出的缺点是：一次投资高，运转费用高,机房面积大，环保性不佳。地源热泵1)地源热泵工作原理及分类地源热泵系统是一种利用土壤、地下水或地表水（江、河、湖、海）进行冷热交换，将土壤、地下水或地表水作为热泵系统的冷热源的一种空调系统，冬季把地能（土壤、地下水或地表水）中的热量“取”出来，供给室内采暖，此时地能为“热源”；夏季把室内热量取出来，释放到土壤、地下水或地表水中去，此时地能为“冷源”。地源热泵同空气源热泵相比，有许多优点：a、全年温度波动小。冬季温度比空气温度高，夏季比空气温度低，因此地源热泵的制热、制冷系数要高于空气源热泵，一般可高于40%，因此可节能和节省费用40%左右。b、冬季运行不需要除霜，减少了结霜和除霜的损失。c、地源有较好的蓄能作用。d、当夏季的空调冷负荷明显高于冬季的热负荷时，通常采用复合式地源热泵系统，即以冬季的热负荷为基准进行埋管，多余的夏季冷负荷由冷却塔排除。由于地下换热器的价格明显高于冷却塔，因此采用复合式热泵系统，一次投资可以大幅度下降。2）地下耦合热泵系统经济分析以下以浙江财经学院实验科技中心为例，进行经济分析。浙江财经学院实验科技中心建筑面积为19950 平方米，空调面积10000 平方米，空调负荷617RT ，即2170kW。a、夏季 地下换热器总长度50000m（含水平连接管）：总投资100 万元。 钻孔费：共计441 个孔，每孔110m，管深100m，管间距4.5m，每孔钻孔费用50 元, 总投资242万元。 水源热泵：总投资260 万元板式换热器：29 万元安装及材料费：77 万元。 总计：708 万元（1.1475 万元/冷吨，354 元/m2）。b、冬季实验科技中心建筑面积为19950 平方米，空调面积10000 平方米，供暖负荷500kW。地下换热器总长度11000m（含水平连接管）：总投资23 万元。钻孔费：共100 个孔，每孔110m，管深100m，管间距4.5m，每孔钻孔费用50 元, 总投资55 万元水源热泵：总投资260 万元。冷却塔及水泵：总投资11 万元板式换热器：总投资15 万元安装及材料费：108 万元。总计：472 万元（0.765 万元/冷吨，237 元/m2）。冰蓄冷低温送风系统与冰蓄冷相结合的低温送风系统是降低冰蓄冷系统一次投资的有效手段，410的送风温度，24的冷水初温，10冷水温升，使低温送风空调系统的一次投资和运转费用明显低于常规空调系统，而且可以获得更好的室内空气品质和舒适感。1）低温送风系统的主要特点是：a、低温送风系统的冷溶液初温低，当低温送风系统与冰蓄冷系统结合时，冷溶液初温一般为14，标准工况为2。b、低温送风系统的冷溶液温升大，常用的冷溶液温升为817，标准工况有两种，即10和15。c、低温送风系统送风温度低，一般为410，送风温度与空调机组的排数和进风空气参数有关。d、低温送风时室内空气状态参数与常规空调系统不同，由于低温送风，室内空气的相对湿度明显低于常规空调系统的室内空气参数，一般为30%40%，额定工况参数为：干球温度t1=26，湿球温度ts1=15.15（相对湿度30%）e、空调机组的表冷器的排数较常规空调系统用的空调机组的表冷器的排数要多，为在低溶液温度，大温差的条件下获得低送风温度，表冷器必须采用较多的排数,一般采用810 排.f、为防止空调机组表面凝露,机组保温材料和厚度均经过严格选择和计算.g、由于低送风温度，因此必须考虑风机温升和风管温升。2）低温送风房间的人体舒适感与室内空气品质采用低温送风系统以后，由于室内相对湿度的降低，人体舒适感和室内空气品质都可以得到提高。a、 对于一般空调建筑，低温送风系统可以使室内相对湿度保持在3040%，根据大量的试验和应用实践，这样的相对湿度不但不会影响人的舒适感，反而会给人带来空气新鲜感，降低人对室温的敏感程度。b、 b、在舒适感觉相同的条件下，室内露点温度降低5.56，干球温度可以提高0.56，即近似相当于相对湿度减少25%，干球温度可以提高1，空调房间干球温度的提高，可以明显的减少空调系统的总能耗，节能效果明显。c、只要提供符合规定的新风量、室内禁止抽烟、气流组织设计良好，低温送风系统虽然送风量远小于常规空调系统，其室内空气品质与采用常规空调系统的空调房间相同。3）低温送风系统的凝露和防止当采用冰蓄冷低温送风系统时，有五种凝露的可能，即：a、空调机组表面凝露；b、送风口表面凝露；c、风管表面凝露；d、冷水管道表面凝露；e、室内外水蒸气分压力差导致的凝露。其中送风口表面的凝露，是上述五种凝露中可能性最大，也是比较难以防止的。低温送风系统送风口凝露的防止，国际上目前有两种通用的防止方法，即：a、“软启动”法；b、诱导送风口法。由于“软启动”法需要提前两个小时开机，因此国内一般采用诱导送风口法。4）低温送风用空调机组低温送风系统能否成功的关键是空调机组的性能和设计计算，由于低温送风系统采用的是大温差技术，所以能否保证大温差，能否达到要求的送风温度，能否保证表冷器的水阻力在合理的范围内，都是低温送风系统能否成功的不可缺少的。为此：c、低温送风空调机组的设计选型必须通过计算确定。d、为防止机组表面凝露，低温送风空调机组的保温材料必须认真选择，并通过计算确定其合理的厚度。如何防止凝露在低温送风系统中发生是低温送风系统设计中的重点之一，除了送风口之外，防止其他凝露应注意的是：a、合理的选择保冷材料的类型，除了导热系数要小外，透湿系数和吸水率亦十分关键；b、保冷层的厚度应通过计算确定；c、低温送风系统的保冷层厚度可按防止凝露的保冷层厚度计算确定，经济厚度一般小于防止凝露的厚度；d、隔汽层必须完整，无缝隙。5）空调系统的一次投资与常规空调系统相比，低温送风系统由于加大了送风温差(降低送风温度)和冷水温升，使得空调机组（风机和电机）和水泵的尺寸明显减少，因此空调系统的一次投资减少。为获得更低的送风温度，空调机组的表冷器的排数增加，迎风面风速降低，使得表冷器的一次投资增加，同时为了防止由于输送温度更低的空气和冷水，低温送风系统空调系统的保温层厚度较常规空调系统需要增加，这一增一减，空调系统的一次投资究竟是减少还是增加了需要进行具体分析。为比较低温送风系统和常规空调系统一次投资的差别，以下以某商场工程实例（空调面积11660m2）加以说明：a、送风量的比较与常规空调系统相比，低温送风系统由于室内相对湿度减少，送风温度降低，送风温差加大，所以送风量明显减少。单位面积送风量低温送风系统约为普通空调系统的50%左右。b、空调机组价格比较低温送风系统必须采用专门的空调机组，否则难以达到：低的出风温度，低温送风系统的送风温度目前一般是控制在49，美国低温送风系统的典型的送风温度是42F（5.6）和45 F（7.2) ；规定的冷水温升，低温送风系统的冷水温升目前一般是控制在815，美国低温送风系统的典型的送风温度是16F（8.8）和24 F（13.2) ；在低温时机组表面不会出现凝露。单位面积送风量低温送风系统约为普通空调系统的50%左右。低温送风系统的空调机组约为普通空调系统的空调机组价格的60%左右。低温送风系统的一次投资明显低于常规空调系统，这里尚未包括由于空调机组风量减少，风管系统和水系统尺寸的缩小，导致的空调机房的减少和建筑物空间的节约和层高的提高带来的额外经济效应。低温送风系统的一次投资约为普通空调系统的60%左右。4.1.2冷热源设备方案选择原则冷热源方案的选择是空调系统设计过程中的一个重要的决策环节。关系到项目的投资、运行费用、对环境的影响、能耗等重要问题。空调冷热源方案选择的具体原则可归纳为以下几点：热源设备的选用，应按照国家能源政策和符合环保、消防、安全技术规定，以及根据当地能源供应情况来选择，应以电和天然气为主，大中城市宜选用燃气、燃油锅炉，乡镇可选用燃煤锅炉，若当地供电紧张，有热电站供热或有足够的冬季供暖锅炉，特别是有废热、余热可资利用时，应优先选用溴化锂吸收式制冷机；当地供电紧张，且夏季供应廉价的天然气，同时技术经济比较合理时，可选用直燃式溴化锂吸收式制冷机；直燃式溴化锂吸收式制冷机与溴化锂吸收式制冷机相比，具有许多优点，因此，在同等条件下特别是有廉价天然气可资利用时，应优先选用；积极发展集中供热、区域供冷供热站和热电冷联产技术。按性能系数高低来选择制冷设备的顺序为：离心式、螺杆式、活塞式、吸收式、涡旋式；考虑建筑全年空调负荷分布规律和制冷机部分负荷下的调节特性，合理选择机型、台数和调节方式，提高制冷系统在部分负荷下的运行效率，以降低全年总能耗；为了平衡供电峰谷差，有条件时应积极推广蓄冷空调和低温送风或大温差供水相结合的系统；保护大气臭氧层，积极采用cFc和HCFC替代制冷剂。当今世界公认的三大环保问题(臭氧层破坏、温室效应、酸雨)均与空调中制冷设备的各种排放物质有关。在选用冷热源设备时，应注意其所使用工质符合环保要求；选用风冷还是水冷机组须因地制宜，因工程而异。一般大型工程宜选用水冷机组，小型工程或缺水地区宜选用风冷机组；上述10个基本的选型原则，并非选型中考虑的全部因素和问题，但它是基本的、必要的。其它诸如产品的冷量调节范围、水资源状况、噪声、外形尺寸、电源的电压等级、占地、重量、无故障运行周期、服务质量等多种因素，也可能阶段性地上升为突出问题。简化的归纳一下为：电力充足可用电制冷方式有集中热源用集中热源有可利用余热或者废热用溴化锂吸收式有市政燃气考虑用燃气直燃式没有电与燃气，可以考虑用燃油吸收式有合适的地或者水源考虑用地源热泵内外区负荷相差大考虑水环热泵条件满足或者要求时用蓄冷、蓄热（暖通规范7.5.1）电热源（公建节能标准之强条5.4.2）大建筑群考虑热电联产、区域供冷面积小、负荷分散时考虑分散设置小型机组（分体、多联机、GHP、自带冷源空调机组等）需要注意的是：冷热源宜采用集中式；冷负荷大于528kW时不宜少于2台，一般不设备用；1台时要求其调节性能好；总装机容量按计算冷负荷确定，一般在变风量系统中取各区冷负荷的综合最大值，在定风量系统中，取各区冷负荷最大值的累计值。上述值需要考虑冷负荷附加（新风负荷、温升附加、空气处理过程冷热抵消附加等，详见暖通规范6.2.15和7.1.5，皆为强条）。需要注意过渡工质替代问题，具体如下：R11、R12在2010年就不让用了，R22和R123都是在2040年。暖通规范强条。氨制冷的相关安全问题，要求机房做12次换气的事故通风。注意机组性能系数COP、ERR和IPLV满足要求。COP为单位轴功率下的制冷量：COPQ/Pe；ERR为单位电动机输入功率的制冷量：COPQ/PinQ/（Pe/d0）d，0分别为传动效率和电动机效率。ERR主要用于单元式空调器、风管式、屋顶式机组。综合部分负荷性能系数：IPLV2.31COP（100）41.5COP（75）+46.1COP（50）+10.1COP（25）4.1.3冷热源设备方案初选空调冷热源方案设计是一个普遍性与特殊性相结合的问题，应在考虑具体设计特定条件的基础上，对符合要求的各备选方案在总体上进行比较。比较本身就是一个相对的概念，为了对各备选方案进行比较，就需要有一系列性能指标、经济指标和实物指标，对方案进行比较时，首先要求这些指标是可比的，特别是代表方案价值的主要指标必须具有可比性。一般情况下，选择空调冷热源方案时应考虑以下因素：节省的初投资和节省的运行费用：对某一具体空调系统，不同冷热源方案各设备价格差别较大，单独从某个数字是不能直观地判断方案优劣，通常的做法是对不同冷热源方案总的初投资和年总运行费用分别进行比较。在工程项目方案设计阶段，计算各方案总的初投资和年总运行费用是比较困难的，这就需要建立一个基准方案(通常指常规的电动式冷水机组十热源)，使所有备选方案与基准方案比较，这样，不仅使评价指标的二者之间具有可比性，而且大大简化了工程计算量，使比较结果更直观、更简洁。能效比：空调制冷是能耗大户，量多面广，提高产品效率、采用节能型产品，是摆在我们面前的重要课题。空调系统能耗在建筑能耗中占有很大的比例，虽然在运行费用中己包含能源消耗的费用，但是各种能源的价格并不完全反映能源消耗的多寡。节能是我国的基本国策，因此，在选择冷热源方案时，还应注意减少系统的能量消耗，单独作为一项予以考虑。能源的发展规划：能源是我国现代化建设的战略重点，一直被放在优先发展的地位，能源的发展规划也是可持续发展战略的重要内容。因此，必须重视选择对环境有利的能源技术，特别是清洁煤利用技术，提高能源利用率。环境污染：保护环境已受到全世界范围内的广泛重视，也已成为我国的一项基本国策。因而，将环境污染单独作为一项(独立于社会效益)评选指标，是很有必要的。运行的可靠性、安全性、操作维护的方便程度、经济寿命，是冷热源系统正常工作的基本前提和根本保障。节省的机房面积：(包含燃油锅炉房要求的储煤、渣面积，燃油锅炉房贮油条件等)，尽管在计算初投资时已考虑了场地占用费，但土地价格受影响因素较多，且建筑用地逐年扩张，土地价格变化较大，节约使用土地、合理利用机房面积有着重要意义，故单独考虑。电力调荷潜力：空调系统的能耗占电力总消耗的比重越来越大，造成城市电力供需矛盾十分尖锐。目前大多城市电力系统峰谷差急剧增加，电网负荷率明显下降，高峰电力严重不足等问题，致使电网经常拉闸限电。因此选择将高峰需求尽可能抑制到最低或转移高峰需求的冷热源设备，不但对能源利用、电厂投入、电网经济运行有利，而且通过削峰或移峰，将潜力季节性电能、低谷电能、弃水电能充分利用起来，促进新技术、新产品的开发与应用和用能结构调整。综上所述，将空调冷热源方案的影响因素归纳为经济性因素、技术条件、环境影响、社会效益四个因素，构成方案选择的准则层。在比较准则时还要综合考虑节省初投资、节省运行费用、节省的机房占地面积，能效比、区域电力调荷潜力、环境污染、安全可靠性、经济寿命、能源发展规划等九个因素。这些因素中前六项是定量的，是可以估算的，后三项是定性的。通过估算量化指标，结合专家意见定性分析定性指标，可以将不同的冷热源方案在同一准则下进行排序。本次设计初设方案有三个，分别是：方案1螺杆式风冷冷水机组方案2螺杆式水冷冷水机组方案3螺杆式水源热泵机组4.1.4方案的初投资计算方案一：1）风冷螺杆机组一台LSF425风冷式冷水机组额定制冷量：425.2KW 36.56104 kcal/h输入功率：128.8kw蒸发器压降：50kpa冷冻水量：73.1m3/h（7/12）风机功率：1.5*8KW 因为:风冷热泵机组:0.60.8元/（kcal/h）（取0.7）风冷螺杆机组: 0.736.56100004=25.59万元2）冷冻水泵每台Q1=73.11.1=80.41 m3/hHmax=P1+P2+(0.040.05)L(1+K)P1冷水机组蒸发器压降（取50KPa）P2环中并联的各占空调末端装置的水压损失最大的一台的水压 （表冷器阻力暂取50KPa）L最不利环路的管长（本系统取157.8m） （假设风冷热泵在地下设备层,估算的值为157.8m）K最不利环路中，局部阻力当量长度与直观总长的比值， 当最不利环路较长时取0.20.3 ； 较短时取0.40.6 （取0.25）故得：H1=5.0mH2O+5+0.045157.81.25=18.88 mH2O所以，由Q、H选择水泵型号为“IS200-200-315B”一台：额定流量Q=96.1 m3/h额定扬程H=24.00m输入功率=37kw因为：水泵价格：200元/( m3/h)所以：冷冻水泵初投资=200元/(m3/h)96.1 m3/h1台=1.92万元Total:初投资费用=（风冷式冷水机组+冷冻水泵）*1.1=（25.59+1.92）*1.1=30.26万（1.1是考虑了：运杂费、安装调试费的附加0.1）方案二：1）水冷螺杆机组1台“LSLG-120WD”额定制冷量：467.2kw 40.2104 kcal/h输入功率：105.4kw蒸发器压降：54kpa冷冻水量：80 m3/h（7/12）机组高度：1.6m 因为:风冷热泵机组:0.60.8元/（kcal/h）（取0.7）风冷螺杆机组: 0.740.2100002=28.14万元2）冷却塔螺杆冷水机组额定冷却水流量=98 m3/h（32/37）夏季空调室外计算湿球温度：26.70 所以选：BNC100冷却塔 1台塔高=3.6m布水器余压（即，冷却塔进水压力or扬程）=3mH2O=30kpa输入功率=7.8kw冷却塔额定流量=100m3/h因为：冷却塔价格：230250元/(m3/h)所以：冷却塔初投资=240100m3/h1=2.4万元2）冷却/冻水泵水泵流量应为冷水机组额定流量的1.11.2倍（单台取1.1，两台并联取1.2）a、冷却水泵（假设冷却塔在屋顶，最不利环路从-1层到6曾估计为25.2m）冷却水流量Q=98 m3/hH=1.15（冷凝器阻力+布水器余压+最不利环路长*0.05+冷却塔高）（1.15是考虑了0.15的水泵裕量，布水器余压由冷却塔查得）H=1.15（4.9mH2O+3+25.2*0.05+3.6）=14.7m所以，由Q、H选择IS200-150-315A型水泵一台：额定流量Q=103.9 m3/h额定扬程H=28m输入功率=45kw因为：水泵价格：200元/( m3/h)所以：冷却水泵初投资=200元/(m3/h)103.9m3/h1台=2.08万元b、冷冻水泵每台Q1=801.1=88.0 m3/hHmax=P1+P2+(0.040.05)L(1+K)P1冷水机组蒸发器压降（本系统为54KPa）P2环中并联的各占空调末端装置的水压损失最大的一台的水压 （表冷器阻力暂取50KPa）L最不利环路的管长（对Q1：174.2m ； 对Q2：217.6m） （螺杆式水冷机组在地下一层估算的值为157.8m）K最不利环路中，局部阻力当量长度与直观总长的比值， 当最不利环路较长时取0.20.3 ； 较短时取0.40.6 （取0.25）故得：H=5.4mH2O+5+0.045157.81.25=19.3mH2O 所以，在天正软件上选择水泵IS200-150-315A一台： 额定流量Q=103.9 m3/h额定扬程H=28m输入功率=45kw因为：水泵价格：200元/( m3/h)所以：冷冻水泵初投资=200元/(m3/h)103.9 m3/h1台=2.08万元Total:初投资费用=（螺杆式冷水机组+冷却塔+冷却水泵+冷冻水泵）*1.1 =（28.13+2.4+15+2.08+2.08）*1.1= 38.16万（1.1是考虑了：运杂费、安装调试费的附加0.1）方案三：1）螺杆式水源热泵机组根据制冷量选择SGHPA450 1台额定制冷量：390kw 33.61104 kcal/h输入功率：79kw冷凝器压降：47kpa冷却水量：47 m3/h（32/37）蒸发器压降：39kpa冷冻水量：72 m3/h（7/12）机组高度：1.85m因为:单螺杆式冷水机组:0.650.75元/（kcal/h）所以，设备初投资：螺杆式冷水机组: 0.733.6110000=23.53万元2）冷却、冷冻水泵水泵流量应为冷水机组额定流量的1.11.2倍（单台取1.1，两台并联取1.2）a、冷却水泵冷却水流量Q=47*1.1=51.7m3/h因为：水泵价格：200元/( m3/h)所以：冷却水泵两台：200元/(m3/h)51.7 m3/h1台=2.