bysj01-018@中央空调系统设计毕业设计
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- 1 - 深圳市某办公楼 中央空调系统设计 摘要 本设计为深圳市某办公楼 的中央空调系统设计 ； 介绍了室内设计参数、冷热负荷、空调系统形式、冷热源、空调水系统、风系统、气流组织及消声隔振的设计 ；冷热源为直燃型溴化锂吸收式机组；空调系统设计采用 风机盘管加新风系统，机组全部采用吊顶布置，送回风方式皆采用侧送下回方式；水系统采用同程式闭式系统，供回水方式为上供下回式；主要风管、水管要保温。 关键词 设计 双效 溴化锂吸收式机组 风机盘管加新风系统 吊顶式 同程式 闭式系统 上供下回 The air conditioning design of a hotel in Shenzhen Abstract The design for air conditioning system of a hotel in changsha.Presentsmain indoor design conditions,cooling and heat loads,air conditioning system,cold and heat sourses and the design of water system and air system,air distribution,noise reduction,and vibration isolation.Cold and heat sourses are supplied by direct-fired Lithium-bromide absorption machine. The design of air conditioning adopts the primary returnair conditionging and thefresh air handing process for fan coil units.The machine set all adoptions hang a decoration.Supllying and returning the air method to all adopt incline and give way next time all;The water system adopts together program, providing water and return water adopt to send up next time a way. Main tuber pipe, water pipe keeps warm. Keywords Design Direct-fired lithium-bromide absorption-type machine Primary return air conditioning system Fresh air handing process for fan coil units system Hang type Form type Closing type system Send up next time nts - 2 - 文献综述 随着我国经济的逐步增长，居住条件日益改善，人们对环境的舒适性的要求越来越高，对空调的需求越来越大，空调从奢侈品变成了建筑环境的不可缺少的重要部分，空调的发展与应用日益显得重要，作为一名空调方面的工程技术人员，应该不断的适应这一发展要求，提供合理的空气环境来满足人们的舒适性要求和工艺设备的正常运行。 中国目前集中空调的市场形势良好，在数量上增长很多，但由于竞争导致了价格下降。制冷机的平均价格的大幅下降，也反映了制冷逐渐小型 化的趋势。 一、制冷机规格 根据 BSRIA(UK)的调查，以产品的制冷量计算，大型设备的市场规模减小了(1000kw ,285 Reftons)；但加以价值计算，制冷量在 401kw(114ton)和 401kw以上的制冷机在 2000 年占了 67%，或达到 4.24亿美元。并且仅 1000kw 以上的总销售额就达 3.02 亿美元，占总市场销售额的 47%。 最近几年 ， 采用国外的先进技术推动了具有更高性能的新产品的出现，主要表现在螺杆、离心压缩机，热交换器和电子控制等方面。与此同时，吸收式制冷机的技术则是由国内的领导厂商 开发和提高。 二、制冷类型 吸收式制冷机的发展在很大程度由能源结构状况决定。在过去的 2 3年中，吸收式制冷机的市场由于以下的原因而萎缩： 电力供应的增加；油价的上涨；电制冷机更换为 HCFC(活塞、螺杆、涡旋、离心机 )； 电制冷机效率的提高。 1、发展简史 直到 90年代中期，蒸汽机主要是由国内厂商提供，而直燃机组要从日本进口。江苏双良在中国处于领先地位。尽管双良曾于美国特灵在 90年代后半段建立了一家合资企业，且双方于 99年 (实际是 2000年 3月，译者注 )已经解除了合资关系，双良一直是排名第一的中国吸收式制冷机 的制造商。双良并且已经开始积极向海外市场拓展。 90年代初，中国厂商远大推出了直燃型吸收式冷热水机组 (主要是燃油型 )。nts - 3 - 燃气直燃机最初采用低热值的城市煤气。随着天然气管网在大城市的发展，燃天然气的直燃机也随之增多。 1993 1995市场繁荣期。根据蒙特利尔议定书，中国宣布在 2006 年前分期淘汰工商业制冷机使用的 CFC。由于电制冷机没有大规模使用新的制冷剂，作为替代，吸收式制冷机得到了快速扩张。另外，政府把吸收式制冷机的应用作为解决当时电力短缺的一种途径，因此也鼓励发展吸收式技术。这样，市场需求突然转向 了吸收式制冷机，同时也吸引了数十个竞争对手进入吸收式制冷机市场。 1995 1998市场稳定期。这时期市场逐步走向成熟。技术提高得很快，许多的市场参与者被淘汰。双良、远大、三洋和开利主宰了市场。烟台荏原和 LG同和次之。远大的直燃机在扩张。 2、供应 吸收式制冷机是唯一具有自主知识产权的集中空调产品。中国已经成为除日本外的第二大吸收式制冷机的生产国。 国内需求的绝大部分是由国内生产来满足。出口的数量微乎其微。但随着双良和远大的海外拓展战略的执行，出口将会增加。 值得特别关注的是开利的战略。它已决定关 闭其它的工厂而将上海一冷的工厂作为全球吸收式制冷机市场的供应中心。因此，这也将促进出口。 3、燃料分析 直燃机在中国渐受欢迎的原因是由于不需要锅炉来供暖，因此就节省了成本。在主要的城市，吸收式制冷机中多数是直燃型的。在有区域热源的地方还是采用蒸汽热水型机组。 由于昂贵的油价和燃气管网的建设，燃气已成为直燃机的主要燃料，并且未来的趋势也是如此。而目前单效的吸收式机组在中国已很少见。 在过去电力短缺时，政府对总电力消费进行管制，但也没有对吸收式的销售给于任何特殊的优惠政策。吸收式的购买是由用户基于他们 个人对产品经济性、品质、可靠性和售后服务的评估来决定的。 2000年，双良、远大和大连三洋被认为是市场的领导者。烟台荏原和 LG同和的市场份额增加的同时，开利却在丢失市场份额。 nts - 4 - 2001年政府建立了新的吸收式制冷机组国家标准，其中规定冷却水进水温度从原来的 32 变为 30 ，而新的直燃机在制冷时 LHV状态下 COP最低为 11(在HHV状态下为 10)。这些指针被认为即使是现有的机型也很容易达到。 三、 冷、热源系统的环境行为 能源生产和能源利用所引起的环境影响主要是化石燃料的燃烧而引起的温室效应、酸雨和臭氧层破 坏。当前在我国，冷、热源系统消耗的一次能源基本是化石燃料和电力，而我国的总发电量中，燃煤发电占 70%以上。所以，在我国，如何减少冷、热源系统对环境的影响是个十分重要的课题。冷、热源系统的环境行为已成为评价设计方案的重要指标。 冷、热源系统是耗能大户，因此限制其在使用过程中有害物质排放量是空调冷、热源系统设计的一个艰巨任务。 关于臭氧层的破坏，现已证明氟里昂制冷剂中所含的氯原子对大气平流层中的臭氧层具有很大的损耗破坏力。所以在选择制冷机组时，首先应选择使用不含或含氯原子少的制冷剂的机组。对空调冷、热源来说，我 国于 1999 年正式实施的中国逐步淘汰消耗臭氧层物质国家方案中制定的淘汰目标是： 2010年停止维修补充的再灌装，但尚未对 HCFCS(如 R22)的淘汰做出承诺。作为发展中国家，我国应该充分利用国际社会给予发展中国家 3040年的 “ 宽限期 ” ，充分发挥 HCFCS(如 R22)物质在淘汰 CFCS物质过程中作为过渡性替代的作用。 据有关资料介绍，几种常用冷、热源组合系统环境行为的排序（影响从大到小）大致如下： 电制冷机加电锅炉系统 电制冷机加燃油（气）锅炉系统 空气源热泵系统加燃油（气）锅炉系统 直燃机系统 燃气综合 能源系统。 由此可见选用直燃式的制冷机组是节能、环保的，至少它在中国是有一定的发展前途的。 四、空调与 节能 制冷空调系统作为一种维持室内环境空气状况的有效工具，正被广泛的应用在人们日常生活和工农业生产之中。根据实际的需要，制冷空调系统的应用范围不断扩大，从最初的单冷型扩大为既可用于制冷又可用于制热的热泵型空调器，而后者的发展规模越来越大。 nts - 5 - 能源和环境问题是当今世界关注的焦点。自从 1972 年能源危机以来，变容量调节以匹配负荷变化的概念在空调系统中得到了广泛应用，从水系统、空气系统到制冷剂系统，分别出现 了变水量（ VWV）、变风量（ VAV）和变制冷剂流量（ VRV，其中单元 VRV 即变频空调器简称为 SVRV，多元变容量 VRV 系统简称为 MVRV）等各类变容量系统，突出的表现在这些系统的节能效果方面。另一方面，环境保护运动的蓬勃发展，也要求进一步提高制冷和空调系统的能量利用效率，制冷空调设备的低效率用电是增加大气温室效应的间接因素。而变容量控制不仅减少了设备的启、停损失，也提高了系统在部分负荷时的能效。如果考虑到实际中设备往往选型偏大，那么变容量控制带来的节能和环保效果则更为明显。此外，人们对舒适的生活品质与环境愈 来愈重视，要求也愈来愈高，不仅对室内温、湿度控制提出了较高要求，更注重室内空气品质 IAQ(Indoor Air Quality)指标，希望室内环境趋向于自然环境的特征，而微电脑、变容量、电子膨胀阀三大技术的导入和人工神经网络、模糊技术等现代控制理论的应用为实现空调系统智能控制提供了必要的工具和手段。因此可以说，节能、环保和改善室内环境舒适性的要求促进了变容量控制在制冷空调中的应用和发展。 毕业设计是我们把大学几年里学到的专业基础知识与实践相结合的重要环节，它包括了空气调节、制冷技术、供热工程、 制冷设备、 空气 洁净技术以及建筑防排烟的综合。 在设计中，通过认真的查找资料，不仅加深了对所学知识的了解，也认识到使用工具书的重要性，而且，学到了很多以前所不曾了解的知识，并且提高了自学能力，所有这些都是宝贵的财富，并为今后的工作打下了一定的基础。 毕业设计是个系统的工程，考验了我们对中央空调系统的总体把握。在宏观上的把握 ,对我们的设计有了不小的帮助。以前学到的知识都是些零散的，此次设计弥补了在总体上把握的不足。总之，通过做毕业设计，收获不少，又加深了对暖通空调行业的了解。 编 者 2007 年 5 月 nts - 6 - 第一章 工程概况及设计参数 一、工程概况 1、工程概况 本工程为广东省深圳 市某办公大楼，总建筑面积为 5019.25 m2。 本办公大楼共九 层，设有办公室 、大堂、大 小 会议室、器材室、库房 等功能用房。 其中第一层主要是办公室 、大堂，面积为 595.7 m2；第二层与第一层功用一样，面积为 635.75 m2， 第三至八层主要是办公室 ，面积为 3517.2m2； 第九层是两大小会议室、库房和器材室，其中两会议室的 面积为 270.6 m2，库房 和器材室不设空调。 本工程冷却塔放置在第九 层屋顶上，膨胀水箱放置在顶层屋顶上，冷、热水机房设在地下室，不设专门的空调机房，所有空调机组皆采用吊顶式。 2、设计范围 本工程设计内容包括制冷机房设计；办公室、 客房 、会议室 的集中空调设计；空调冷却水系统设计；消声减振的设计；防烟、排烟系统设计。 二、设计依据 （ 1）采暖通风与空气调节设计规范 （ GB50019-2003）； （ 2）建筑设计防火规范 （ GB16-87） 2001版； （ 3）高层民用建筑设计防火规范 （ GB50045-95）； （ 4） 工业锅炉房设计规范 （ GB50041-92）； （ 5）城镇燃气设计规范 （ GB50028-93）； （ 6）住宅设计规范（ GB50096-1999）； （ 7）旅馆建筑设计规范（ JGJ62-90）； （ 8）住宅设计规范（ GB50096-1999）； （ 10）民用建筑隔声设计规范（ GBJ118-88）； （ 11）电气、给排水等专业对本专业提出的要求； （ 12）建筑专业提供的设计图纸和要求。 nts - 7 - 三、设计参数确定 地理参数：北纬 22 18， 东经 114 10 ， 海拔 32.0 m ； 大气压力：冬季 1017.60(hPa) 夏季 1003.40(hPa) 年平均温度： 22.8 室外计算干球温度： 冬季 采暖 10 空气调节 8 通风 16 最低日平均 6.0 夏季 通风 31 空气调节 32.4 计算日温差 4.6 空气调节日平均 30.0 夏季空气调节室外计算湿球温度： 27.3 最热 月平均温度： 28.6 室外计算相对湿度： 最冷月平均 71% 最热月平均 81 % 夏季通风 73 % 最热月 14时平均 73% 空调室内设计计算参数： 夏季室内空调平均干球温度： 26 相对湿度： 60% 冬季室内空调平均干球温度： 22 相对湿度： 45% 【 摘自暖通空调常用数据手册（第二版） 】 nts - 8 - 第二章 空调负荷计算 2.1 空调冷负荷的基本构成 一、房间冷负荷的构成 进行空调房间冷负荷的计算时，必须分清两个 含义不同而又相互关联的量，即得热量和冷负荷。房间得热量指某时刻进入房间的总热量，这些得热来源于室内外温差传热、太阳辐射进入热、室内照明、人员、设备散热。按是否随时间变化，得热量分为稳定得热和瞬变得热；按性质不同，得热量又可分为显热得热和潜热得热，而显热又包括以对流和以辐射两种方式传递的得热。 冷负荷指为了连续保持室温恒定，在某时刻需向房间供应的冷量，或需从室内排除的热量。 空调房间冷负荷主要包括围护结构冷负荷和室内热源散热形成的冷负荷。 围护结构冷负荷包括： （ 1） 外墙和屋顶瞬变传热引起的冷负荷 （ 2） 内围护结构冷负荷 （ 3） 外玻璃瞬变传热引起的冷负荷 （ 4） 透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷 室内热源散热形成的冷负荷包括： （ 1）设备和用具显热散热形成的冷负荷 （ 2）照明散热形成的冷负荷 （ 3）人体散热形成的冷负荷 确定房间计算冷负荷时，应根据上述各得热量的种类和性质以及房间的散热特性，分别逐时计算，然后逐时相加，找出综合最大值。 二、房间湿负荷 在室内热、湿扰量等作用下，某一时刻进入空调房间的总湿量称为该房间的得湿量。某一时刻为维持室内相对湿度恒定所需要除去的湿量就成为湿负荷。空调房间的湿负荷和冷负荷一样，对空调系统的规模 有着决定性的影响。它们是确定空调系统送风量和空调设备容量的基本依据。 室内湿源包括人体散湿和设备散湿。其中工艺设备散湿又包括水槽、设备、食品的散湿及地面积水的蒸发散湿等。 nts - 9 - 空调房间或区域夏季计算 散湿量一般包括下列各项内容： （ 1） 人体散湿量 （ 2） 新风带入的湿量 （ 3） 液面或 湿表面的散湿量等 该房间湿负荷 主要是由人体散湿和设备散湿组成的。 三、空调系统冷负荷的构成 空调系统的冷负荷，应根据所服务间的同时使用情况，空调系统的类型及调节方式，按各房间逐时冷负荷的综合最大值或各房间计算冷负荷的累加值确定，并应计入新风冷负荷。 【查自 实用供热空调设计手册 】 2.2 空调负荷计算 2.2.1 工程估算 空调冷负荷的估算，一般是以单位空调面积或单位建筑面积作为估算基础，由于冷负荷的影响因素比较多，所以，通常资料中所推荐的冷负荷指标是给出一个范围。 一、先将各层房间的建筑面积计算如下 本栋楼 为办公楼，主要房间都是办公室，还有几间会议室和客房。第九层虽有器材室和库房，但是不通风供热，不在设计范围之内。 第一层有办公室、客房和大堂 S= 595.7 m2 第 二层有办公室、客房和大堂 S= 635.75 m2 第三到七层有办公室和客房，房间各层布置一样，各层的面积也一样 S= 593.35 5 2966.75 m2 第八层有办公室和客房 S= 550.45 m2 第九层有办公室和大会议室 S= 270.6 m2 nts - 10 - 总面积为： S= 5019.25 m2 二、冷负荷估算指标 根据 国内部分建筑空调冷负荷概算指标 ， 见下表 顺序 建筑类型及房间名称 冷负荷指标 （ W/ m2） 顺序 建筑类型及房间名称 冷负荷指标 （ W/ m2） 1 旅游旅馆：客房 （标准层） 80 110 17 18 19 医院： 一般手术室 洁净手术室 X光、 CT、 B超诊断 100 150 300 500 120 150 2 酒吧 100 180 3 西餐厅 160 200 4 中餐厅、宴会厅 180 350 20 商场、百货大楼营业室 150 250 5 商店、小卖部 100 160 21 22 23 影剧院： 观众席 休息厅 （允许吸烟） 化妆室 180 350 300 400 90 120 6 中庭、接待 90 120 7 小会议室 （允许少 量吸烟） 200 300 8 大会议室 （不许吸烟） 180 280 24 体育馆： 比赛馆 观众休息厅 （允许吸烟） 贵宾室 120 250 300 400 100 120 9 理发、美容 120 180 25 10 健身房、保龄球 100 200 26 11 弹子房 90 120 27 展览厅、陈列室 会堂、报告厅 130 200 150 200 12 室内游泳池 200 350 28 13 舞厅（交谊舞） 200 250 29 图书阅览 75 100 14 舞厅（ 迪斯科） 250 350 30 科研、办公 90 140 15 办公 90 120 31 公寓、住宅 80 90 16 医院：高级病房 80 110 32 餐馆 200 250 nts - 11 - 【查自中央空调设备选型手册国内部分建筑空调冷负荷概算指标 表 1.2 10】 三、热负荷估算指标 根据国内部分建筑采暖热负荷概算指标，见下表 顺序 建筑类型及房间名称 热负荷指标 （ W/ m2） 顺序 建筑类型及房间名称 热负荷指标 （ W/ m2） 1 2 3 4 办公室学校 住宅楼 医院、幼儿园 旅馆 58 80 46 70 64 80 58 70 5 6 7 8 9 图书馆 商店 单层住宅 食堂餐厅 影剧院 46 76 64 87 85 105 116 140 93 116 【查自中央空调设备选型手册国内部分建筑空调冷负荷概算指标 表 1.2 11】 四、估算空调冷负荷 (1) 由于第二层大堂的面积大于第一层大堂的面积，大堂的冷负荷在第二层算。 办公室和客房冷负荷指标都取为 100 W/ ,大堂的冷负荷指标 取为 150 W/ ,大会议室的冷负荷指标取为 200 W/ 。 1.第一层有办公室和客房 LQ = = 351.1 100 35.1 KW 2.第二层有办公室、客房和大堂 LQ = 367.35 100 268.4 150 77 KW 3.第三至七层结构布置相同，有办公室和客房 LQ = 593.35 100 5= 296.5KW 4.第八层有办公室和客房 LQ = 550.45 100 = 55 KW 5.第九层为会议室 LQ = 270.6 200 = 54.1 KW (2) 估算总空调冷负荷： nts - 12 - LQ 总 = 517.7 KW 五、估算空调热负荷 (1) 由于第二层大堂的面积 大于第一层大堂的面积，大堂的热负荷在第二层算。 办公室和客房热负荷指标 ，分别按照办公楼和旅馆的热负荷指标来取值， 都取为 60W/ ,大堂的热负荷指标 按照影剧院热负荷指标来取值， 取为 100W/ ,大会议室的热负荷指标取为 60W/。 1.第一层有办公室和客房 LQ = = 351.1 60 21.1 KW 2.第二层有办公室、客房和大堂 LQ = 367.35 60 268.4 100 48.9KW 3.第三至七层结构布置相同，有办公室和客房 LQ = 593.35 60 5= 178KW 4.第八层有办 公室和客房 LQ = 550.45 60= 33 KW 5.第九层为会议室 LQ = 270.6 60= 16.2 KW (2) 估算总空调热 负荷： LQ 总 = 297.2KW 三、空调房间湿负荷的计算 取 101 房间计算空调房间湿负荷，该房间面积 S 53.3m2,设计计算时人数定为 8 人。 室内湿源包括人体散湿和工艺设备散湿。室内湿源的散湿量即形成空调房间湿负荷。 本工程的湿负荷主要由人体散湿 形成，体力活动为“极轻劳动”。 人体的湿负荷 W（ kg/h） 可按下式计算： 由公式 W= nn w 得 式中 w 每名成年男子的散湿量， g/h； nts - 13 - n 室内全部人数； n 群集系数。 式中各参数的确定： （ 1） 每名成年男子的散湿量 W 的确定 由空气调节表 2-4 查得，室温为 26时，旅馆内成年男子的散湿量 w =109 g/h。 （ 2） 室内全部人数 n 的确定 该房间内容纳 8人，取 n=8。 （ 3） 群集系数的 n 确定 由空气调节表 2-3 查得，旅馆内取 n =0.93。 各参数确定后代入上式中： W= nn w =8 0.93 109 = 811 g/h 0.23g/s 其余各房间的湿负荷的计算方法同上 。 四、 新风负荷 由于“满足人员卫生”、“补充局部排风”、“保证空调房间”三项原则之要求，需要对空调房间引进一定量的新风，而为了把室外新风处理到室内状态就需要消耗一定量的冷负荷，称这部分冷负荷为新风 负荷。 新风负荷可按下式计算： QW=1000GW(nw ii ) 【查自 制冷与空调技术手册 】 式中 : QW 新风负荷， W； GW 新风量， /s； iW 室外空气的焓， KJ/干空气； in 室内空气的焓， KJ/干空气。 式中各参数的确定： （ 1） 新风量 GW的确定 对民用建筑，每人最小新风量为： nts - 14 - 影剧院、商场 8 m/h 办公室、会议室、会客室 17 m/h 旅馆客房 30 m/h 【 查自 暖通空调制图与设计施工规范应用 手册 表 3-21】 该房间为办公室 最小新风量为 17m/h 人。 新风密度 由 P=RT得 =P/RT=100560/287（ 273+31） =1.15 /m 新风量 GW=8 17 1.15/3600 = 0.044kg/s （ 2）室外空气的焓 iW的确定 当 室外夏季空调计算温度为 32.4， =73%时， 由 空气调节附录 1-2,查湿空气焓湿图 得， ， iW =90KJ/干空气， dW=22.8g/干空气。 （ 3）室内空气的焓 in的确定 当 室内夏季空调计算温度为 26， =60%时， 由 空气调节附录1-2 查得， in=59KJ/干空气 ， dn=12.8g/干空气。 各参数确定后代入上式中： 新风负荷： QW=1000GW(iW-in)=1000 0.044（ 90-59） =1364 W 总负荷： Q=53.3 100+1364=6694 W 其余各房间的新风量和新风负荷的计算方法同上。 五、 房间夏季送风量 G 和送风状态 O 点的确定 由前面计算得： 余热 Q=6694W， 余湿 W = 0.23g/s， 室内状态点 N： iN=59KJ/干空气 ， dN=12.8g/干空气。 = Q/W = 6694/0.23 =29104 KJ/Kg 在焓湿图上过 N 点作 = Q/W 的角系数线。 nts - 15 - =90 % =100 %（ 1） 送风状态 O 点的确定 工程上常用送风温差 t =tn-to来考虑 O 点状态的选定。 空调系统夏季送风温差，应根据风口类型、安装高度和气流射程长 度以及是否贴附等因素确定。舒适性空调，送风高度小于或等于 5m时，不宜大于 10；送风高度大于 5m 时，不宜大于 15。 如图中所示，由 N 点沿线与 =90%相交于 O 点， O 点即为最大温差送风状态点，其最大温差为 8。因为该房间送风高度小于 5m，所以该温差符合要求。因此将该状态点作为真实设计送风状态点，其状态参数由焓湿图查得： io= 48 KJ/ do=12 g/ to=19 （ 2） 送风量 G的确定 送风状态点确定后，送风量 G可由下式求得： G = Q /（ in- io） kg/s 将已知数据代入上式中，求得送风量： G=Q/（ in - io） =6.694/（ 59-48） =0.609 kg/s nts - 16 - 2.2.2 工程计算 空调房间的热、湿负荷和余湿。其来源有建筑、人员、照明、设备的发热散湿。房间的余热量大于发湿量时以考虑发热量为主，若房间内的发湿量比较小时可以忽略不计，只计算热负荷即可。 用计算法来确定空调房 间的制冷（或供暖）负荷是比较准确的，但太繁杂。设计人员要根据设计要求查阅大量资料、表格，结合湿空气的焓湿图或空气线图，运用公式进行计算。在空调传热负荷中公建筑围护结构传热就要进行许多计算，而且相当麻烦，稍不注意就会出现差错。 由于计算的繁杂，实际上现阶段暖通空调的负荷计算已经由计算机计算代替人工进行计算。本工程中本人所使用的计算软件是鸿业暖通空调负荷计算 3.0软件。 本软件采用 采用谐波法计算空调冷负荷 ， 空调冷负荷计算 根据采暖通风与空气调节设计规范（ GB50019-2003），软件对下列各项得热 量进行计算。 通过围护结构传入的热量； 透过外窗、天窗进入的太阳辐射热量； 人体散热量； 照明、设备等内部热源的散热量； 新风带入的热量。 通过围护结构进入的非稳态传热量、透过外窗、天窗进入的太阳辐射热量、人体散热量以及非全天使用的设备、照明灯具的散热量等形成的冷负荷，均按照非稳态传热方法计算确定。 负荷计算方法及公式 (一 )、外墙和屋面传热冷负荷计算公式 外墙或屋面传热形成的计算时刻冷负荷 Q (W)，按下 式计算： Q =KF t - (1.1) 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； nts - 17 - 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 5 次 /h ，满足要求。 （ 3）、确定送风速度 假定送风速度0=3.5m/s,代 入下式得： 8.83456 5.35.62.417.5317.53 00 LH B vd F n 将 8.8/0 dFn代入下式得 ： smdFv n /2.38.836.036.000 因为 3.5m/s 3.2m/s，所以假定不成立 再假定 送风速度 vO=2.5m/s,代入数据得 ： 47.73456 5.25.62.417.5317.53 00 LH B vd F n 将 47.7/0 dF n代入 下 式 得： smd Fv n /69.247.736.036.000 所 取 VO=2.5m/s2.69m/s,且 在防止风口噪声的流速 25m/s 之 内 ,所以 满足 要求 。 （ 4）、确定送风口 数目 N: 由于要求空调精度不高，因而轴心温差 tx取为空调精度的 1 倍，即 tx=0.6 1=6 75.047.76 6.000 dFtt nx nts - 33 - 查空气调节 图 8 16得无因次距离 33.0x 将其代入下式，得到送口数目为： 96.1)33.0 7.716.0(5.62.4)( 22XaxHBN 取整 N=2个 （ 5）、确定送风口尺寸 每个送风口的面积 为： 192.025.23600 345636000 NvLf 确定送风口尺寸为长 宽 =0.5m 0.4m 面积当量直径 mfd 495.014.3 192.0440 （ 6）、校核贴附长度 计算 Ar 为： 016.0)26273(5.2 6495.081.9 22 00 nTvtgdAr 查 空气调节 图 8-17 查得 x/d0=29 贴附长度 x=29 d0=29 0.495=14.4m ,大于射程 7.7 m，所以满足设计要求。 （ 7）、校核房 间高度 设定风口底边至顶棚距离为 0.5m，则 H=h+w+0.07x+0.3 =2+0.5+0.07 14.4+0.3 =3.8m 给定房高 4.2m大于设计要求房高 3.8m，所以满足要求。 nts - 34 - 5.3 新风系统设计 5.3.1 机组选型 下面对第一层进行机组选型 用两个系统（系统一、系统二）来满足所给区域的空调环境，其冷量和风量均匀分配： 第一层总面积 S 619.5 ,其中大堂的面积为第二层大堂的面积 新风空调冷负荷 Q = 1 5 7 9 45.6 1 93.531 3 6 4 W， 新风量 G= 15815.6193.53 178 m3/h 根据负荷和送风量选择机组： 新风空调冷负荷 Q 总 = 15794 1.1=17373.4 W， 风量 G 总 =1581 1.1=1739 m3/h 通过对多种空气处机组性能的比较， ZK 系列机组具有机械强度 好，重量轻，耐腐蚀，及利于现场拆装等优点，依据冷量和送风量选一台 型号为 ZKW 的机组，其各种参数摘录如下表 表 5 3 型号 ZKW 额定风量 （ m3/h） 机组余压 （ Pa） 额定冷量 全新风（ kW） 风机额定功率（ kW） 冷媒水量（ m3/h） 2 2000 140 3.1 0.32 54 冷媒水阻力 （ kPa） 额定热量（ kW） 换热器换热面积（） 机组重量 （ kg） 32 39.2 44.2 206 ZK、 ZKJ系列机组技术性能表说明 1.技术性能表是以大气压为 0.1MPa情况下计算的（第一类地区）。当低于此大气nts - 35 - 压的其它地区使用时，冷量随大气压的下降而稍增加，因此采用本样本数据较为安全。 2.全新风是指：供冷时，进风干球温度为 34 ,进风湿球温度为 28。供热时，进风干球温度为 4。 3.冷水计算温度为：供水 7 ,回水 12；热水计算温度为 ： 55 ,回水 45 【查自中央空调设备选型手册 ZK系列柜式空气处理机组技术性能表 3.2-21】 5.3.2 确定送风口及风口型号 该层的面积 S 为 619.5 m2，净高 H为 4.2m，送风量为 1581 m3/h，送风温度18，现布置 12个百叶送风口，初确定型号如下： 1） 每个百叶送风口承担的送风量： L=1581/12=131.75m3/h 2） 计算新风口尺寸 假定 新风送风 口 风速为 2.5 m/s 根据风道截面积计算公式 3600 v LF 式中 L 风量 m3/h v 风速 m/s F 风道面积 3、风管水利计算（采用假定流速法） 1）将风管布置草图绘制如下，标注上面为风量，单位 m3/h；下面为管段长度，单位为 m。 nts - 36 - 根据图示的管道布置及各管长度，确定计算的最不利管路为 1 2 3 4 5 6 7 8 9。 2）根据各管段的风量及选定的流速确定各管段的断面尺寸并计算该管段的摩擦阻力和局部阻力如下： 以 1-2段 为例进行水力计算 (风量 L 131.75m3/h，管长 L 2m) 风管内流量为 131.75m3/h，设风管内速度为 2.5m/s，则风管的截面积为 3600 v LF=36005.2 75.131=0.015 将 F规格化为 160 120mm，则 F=0.0192m2 实际风速为 3600 F Lv= 36000192.0 75.1311.9m/s 矩形风道的流速 当量直径 Dv： 137.012.016.0 12.016.022 ba abD v m 由 v=1.9m/s,Dv=0.137m,以及 K 0.15mm，查空气调节 图 7-2 通风管道单位长度摩擦阻力线解图 得 单位长度摩擦阻力mR 0.7Pa/m 管段 1-2:(风量 L 131.75m3/h，管长 L 2m) 摩擦阻力 部分 mm lRp 212 0.7 1.4Pa 局部阻力部分：该段存在局部阻力的 部件有孔板送风口、连接孔板的渐扩管、多叶调节阀、弯头、渐缩管及三通直通。 孔板送风口：设孔板面积为 600 600mm,净孔面积比为 0.3，则孔板风速为： 3600 F Lv= 36006.06.0 75.1310.1m/s 根据孔板面风速 0.1m/s和净化面积比 0.3 查空气调节附录 7 1序号 35,得孔板局部阻力系数 13，由公式 nts - 37 - Z22v 得 式中， 局部阻力系数 v 与之对应的断面流速 空气密度 故孔板的局部阻力为2 1.015.11321Z 0.075Pa/m 渐扩管：根据扩角 45 ,查空气调节附录 7 1序号 4,得 0.60 多叶调节阀：根据三叶片及全开度查空气调节附录 7 1序号 34,得 0.25 弯头：根据 90 ,R/b 1.0,a/b=1.0,查空气调节附录 7 1序号 9, 0.23 渐缩管：根据 30 45 ,查空气调节附录 7 1序号 7, 得 0.10 三通直通： 根据三通直通断面与总流断面之比为 0.64,三通直通风量与总风量之比为 0.5,查空气调节附录 7 1 序号 19,得 0.1,对应总流动压，总流流速为 2m/s，则得三通直通的局部阻力 2 215.11.0 23Z 0.23Pa 该段局部阻力 321 29.115.1 ZZZ =0.075+2.5+0.23=2.8Pa 该段总阻力 21p Zpm 21 1.4+2.8=4.2Pa 其他的管段计算方法相同，现例表如下： nts - 38 - 表 5 4 管道 编号 风量 L 初选 风速V 风管 面积F 风管 尺寸 ab 实际 面积 F 实际 风速 V 管 长 l 流速当量直径Dv单位 比摩 R 摩擦 阻力PM 总阻力 P m3/h m/s m2 m m m2 m/s m m Pa/m Pa Pa 1-2 131.75 2.5 0.015 160 120 0.0192 1.9 2 0.137 0.70 1.4 4.2 2-3 263.5 4 0.018 160 120 0.0192 3.8 6.2 0.137 0.45 2.79 13.95 3-4 395.25 4 0.027 250 120 0.03 3.7 2 0.162 0.55 1.1 5.5 4-5 658.75 4 0.046 250 160 0.04 4.2 6.2 0.195 0.65 4.03 20.15 5-6 922.25 4 0.064 320 200 0.064 4 2 0.246 0.60 1.2 6.0 6-7 1185.75 4 0.082 400 200 0.08 4.1 6.2 0.267 0.55 3.41 17.05 7-8 1449.25 4 0.101 400 250 0.1 4.0 1.9 0.305 0.55 1.05 5.23 8-9 1581 4 0.110 400 250 0.1 4.4 4 0.305 0.75 3.0 15.0 说明 : 由实际风速 V(m/s),流速当量直径 Dv(m),以及 K 0.15mm，查空气调 节 图 7-2通风管道单位长度摩擦阻力线解图 ,得单位比摩 R(Pa/m)。 第六章 水系统设计 6.1 水系统的确定 水管系统的功能是输配冷热能量，满足末端设备或机组的负荷要求，其配置原则应该是：具备足够的输送能力，经济合理的选定管材、管径以及水泵台数、型号、规格；具有良好的水力工况稳定性，重视并联环路的阻力平衡；满足部分负荷时的调节要求；实现空调运行期间的节能运行要求；便于管理维修保养工作。 本系统采用的冷却方式是水冷式，故冷却水系统采用的是闭式系统； nts - 39 - 冷冻水系统采用闭式系统，在屋 顶上设膨胀水箱；本工程水系统水管连接的末端装置是风机盘管和新风机组。 从调节特征来看，本工程是通过改变水流量来适应房间负荷变化要求的，故属于变水量系统； 空调水系统的供回水布置方式采用同程式，由于水平主干管所接的末端装置数量不是很多，而且作用半径不是很大，阻力不平衡处可以通过阀门调节。 6.2 风机盘管 的水力计算 1. 选择最不利环路如图所标 1-16 段 2. 确定各管段的管径 采用假定流速法计算管径。即先假定一个流速，利用公式 VGVGd 13.12 式中： G 计算流量， m3/s V 假定流速 m/s 通过算出的 D 值，选择恰当的当量管径，再利用此当量管径，通过上式反算出管道内真正的流速 。 管内水的最大允许流速 表 6 1 D（ mm） 15 20 25 32 40 50 65 80 100 125 150 V(m/s) 0.3 0.65 0.8 1 1.5 1.5 1.55 1.6 1.8 2.0 2.0-3.0 nts - 40 - 建议水系统水流速度 表 6 2 水管安装用途 水流速（ m/s） 水泵出口 2.44 3.68 水泵入口 1.22 2.13 主管 1.22 4.57 空管 0.91 3.05 支管 1.52 3.05 自来水 0.91 2.13 冷凝水 1.22 2.13 冷却水 1 2.4 一般管道 1.5 3.0 （ 1）沿程阻力 水在管道内的沿程阻力： 22vdlh f 单位沿程阻力（比摩阻）： 22vdR f 式中 摩擦阻力系数，无因次量； l 直管段长度， m； d 管道的内径， m； 水的密度， 1000kg/ 3m （ 2）局部阻力 水流动时遇到弯头、三通及其它异型配件时，因摩擦及涡流耗能而产生的局部阻力为： 22vhd 局部阻力可用某一长度、相同管径的直管道阻力来取代，称局部阻力当量长度。 dld 式中 局部阻力系数； d 管道内径， mm nts - 41 - 风机盘管的水力计算表 表 6-3 管段号 流量 长度 管径 流速 动压 e 局阻 Z Pe Pe+Z （ m3/s） （ m） （） （ m/s） Pd（ Pa） (Pa) (Pa) (Pa) 1-2 0.00104 14.3 40 0.83 344.44 8.94 0.53 182.55 3078.41 3260.96 2-3 0.00091 3.6 40 0.73 263.71 2.25 1.5 39
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