A39+某超市空调系统设计(论文+DWG图纸)
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A39+某超市空调系统设计(论文+DWG图纸),a39,超市,空调,系统,设计,论文,dwg,图纸
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绪论1.1 课题题目某超市空调系统设计1.2 课题意义计算百货商场的负荷，满足商场内四季的温度湿度要求，使商场内购物的顾客和服务员都感到舒适。合理选择布置冷热源，做到既能承担负荷又能不影响美观。设计防排烟系统为保证紧急情况下全部人员能够安全撤离，不至于发生因吸入过多二氧化碳中毒等悲剧1.3 国内研究现状设计方案对暖通空调工程设计的成败优劣关系重大。近年来，随着科学技术的迅速发展以及对节能和环保要求的不断提高，暖通空调领域中新的设计方案大量涌现，针对同一个设计项目，往往可以有几种、十几种甚至几十种不同的设计方案可以选择，设计人员不得不进行大量的方案比较和优选的工作，设计方案技术经济性比较正在成为影响暖通空调设计质量和效率的一项重要工作。(文献 1)暖通空调设计方案的评价因素很多，一些因素很难定量表述，许多因素又不具可比性，每种设计方案往往都有各自的优缺点，面对众多的设计方案，由于考虑问题的角度不同，各方的看法往往各不相同，甚至大相径庭。(文献 2)目前在设计方案比较中存在的一些混乱状况使设计人员无所适从。如何对暖通空调设计方案进行科学的比较和优选，是暖通空调设计人员在实际设计工作中经常遇到的一个重要技术难题。能够满足使用要求，这是方案可行性应考虑的主要问题。设计方案应符合国家和当地政府有关法规和规范的要求，包括有关环境保护的要求；设计方案应能满足有关方面的要求（如供电、供气、供水、供热等） ，并应特别顾及这些条件的长期、变化情况。例如采用水源热泵设计方案时应考虑当地地质情况、地下水资源的现状和变化趋势、冬季热负荷和夏季冷负荷不平衡所产生的热（冷）蓄积效应等问题。(文献 3)对于温湿度等参数要求较高或比较特殊的工艺性暖通空调设计项目，应对设计方案进行全年工况分析，以确保其在全年各种室外气象条件下的适应性。对于一些无法采用标准设备的特殊情况，对非标准设备应提出详细的参数要求，并且所提出的参数要求应合理可行。(文献 4)能否有足够的机房面积也是评判设计方案可行性必须考虑的问题，尤其是对于一些改造工程和建筑面积比较紧张的情况。对于一些要求全年保证室内空气参数的重要工程以及空调系统故障停机将产生严重损失的场所，如航天发射场，应考虑系统中设备的工作可靠性和备份问题，进行系统工作可靠性分析。在这种情况下，室外气象参数和安全系数的确定也应特殊考虑。(文献 5)经济性比较是目前暖通空调方案比较中考虑最多的一个问题。在经济性比较时首先应注意比较基准必须一致。应采用相同的设计要求、使用情况、设备档次、能源价格、舒适状况、美观情况等基准条件进行比较，这样才能保证方案比较结果的科学性和合理性。如果对采用名牌设备和采用低档设备的方案进行经济性比较，显然是不合理的；如果不考虑舒适性的区别，对有新风供应和没有新风供应的方案进行经济性比较，显然不可能做出正确的选择；如果不考虑美观性和舒适性进行经济性比较，对集中式空调方案显然是不公平的。(文献 6)一次投资是投资方最为关注的一个参数，在计算投资时应全面准确、不能漏项。暖通空调设计方案的一次投资不仅包括各种设备、管道、材料的投资，而且应包括各种相关收费（如热力入网费、用电设备增容费、天然气的气源费等） ，相应的安装、调试费用，相关的工程管理等各种收费，相关水处理和配电与控制投资，机房土建投资与相应室外管线的费用，而这些在实际设计工作中容易被遗漏。(文献 7)由于同一种设备的生产厂家较多，价格各异，因此在不同方案经济性计算比较时各种设备的价格应采用平均价格。以上都是直接费用，在一些情况下间接效益也应综合考虑。如宾馆、饭店、写字楼的空调机房节省的面积，作为商业用房可产生的效益。如果采用贷款进行建设，全面的经济性比较还应考虑贷款利率和还贷期限等动态因素。(文献 8) 运行能耗和运行费用是暖通空调设计方案技术经济性比较必须考虑的重要参数。运行能耗除了应计算暖通空调主机（锅炉和制冷机等）的能耗外，还应计算其他辅助设备（如风机和水泵等）的能耗。(文献 9)不能简单按照设备铭牌功率和运行时间的乘积来计算能耗而应考虑在全年季节变化的情况下，建筑物实际负荷的变化，同时应考虑设备非标准状态下的效率。办公楼、教学楼、写字楼和游泳馆等建筑物的暖通空调设备通常间歇运行，其运行时间应为扣除停机时间后的实际运行时间。在计算过程中应注意不同地区、不同时期、不同时段各种能源的价格可能不同。由于影响因素和不确定因素较多，如何准确地计算建筑物暖通空调设备全年的实际能耗和运行费用，目前仍然是一个没有完全解决的技术难题。运行费用除了能耗费用如电费、燃油费、燃煤费、燃气费外，还应包括消耗的水费、人工费等。在设计方案经济性比较时应综合考虑投资、运行费用以及设备的使用寿命，以相同的使用周期为基准，进行综合经济性的计算比较，而不能简单地根据设备报价进行比较。对于同时有供暖和空调要求的项目，应考虑冬季和夏季设备综合利用问题，进行冬夏季综合经济性比较。对于可以兼供生活热水的工程，应综合考虑生活热水供应的投资和能耗。负荷计算2.1 设计依据题目：某百货空调设计原始条件：地点：室外气象条件夏季室外计算干球温度为 31.2，湿球温度为 23.4，相对湿度 51%；冬季室外计算干球温度为-15，相对湿度 51%。室内条件：夏季：t=26，45%地下一层，地上四层土建条件（1）外墙：490mm 砖墙内表面白灰粉刷（2）屋顶：1 号构造，K=1.20 W/m 2（3）外窗：南区为单层，北区为双层铝合金框：3.0*3.6m，玻璃 K=2.91 W/m2玻璃为 3mm 厚普通玻璃，大厅无内遮阳白布帘室内负荷条件：人员密度为 0.4 0.5 0.3 0.5 人/m 2灯光为 25 W/m2（三层 35 W/m2）自动扶梯：11kW/ m 2其他条件：（1）荧光灯明装，空调设备运行时间 24 小时，开灯时间 10 小时（2）热源为 95/70热水2.2 冷负荷计算2.21 围护结构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冷负荷可按下式计算：(3-1). ()()cRCQAKt式中： 外墙和屋面瞬变传热引起的逐时冷负荷， ；.() W外墙和屋面的面积， ；2m外墙和屋面的传热系数， ；K2/(K)A室内计算温度，；Rt外墙和屋面冷负荷计算温度的逐时值，。()c1 外窗通过外窗传热引起的冷负荷由温差传热冷负荷和日射得热冷负荷两部分组成（1）温差传热引起的冷负荷在室内外温差作用下，通过外玻璃窗的瞬变传热引起的冷负荷可按下式计算：(3-2). ()()wcRCQKAt式中： 外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷， ；.() W窗口面积， ；w2m外玻璃窗传热系数， ；K2/(K)A室内计算温度，；Rt外玻璃窗冷负荷计算温度的逐时值，。()c（2） 透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷计算方法透过玻璃窗进入室内的日射得热形成的冷负荷按下式计算：(3-3). max()awSijLQCQKDC式中： 外玻璃窗日射得热引起的冷负荷， ；.()c W有效面积系数；a窗口面积， ；wA2 窗玻璃的遮阳系数；sC窗内遮阳设施的遮阳系数；i日射得热因数的最大值， ；maxjD2W/m窗玻璃冷负荷系数。LQC2.2.2室内热源散热引起的冷负荷1 照明散热形成的冷负荷 根据灯具的类型和安装方式不同，其冷负荷计算式分别为：白炽灯 (3-4).()10LQcNC式中： 灯具散热引起的冷负荷， ；.()QW照明灯具所需功率， ；k照明散热冷负荷系数。LQC2 人体散热形成的冷负荷(1) 人体显热冷负荷 人体显热散热引起的冷负荷计算式为：(3-5).()sLQcqnC式中： 人体显热散热引起的冷负荷， ；.()c W不同室温和劳动性质成年男子显热散热量， ；sq W室内全部人数；n群集系数；人体显热散热冷负荷系数。LQC(2) 人体潜热冷负荷 人体潜热散热引起的冷负荷计算式为：(3-6).lcQqn式中： 人体潜热散热引起的冷负荷， ；.c W不同室温和劳动性质成年男子潜热散热量， ；lq W室内全部人数；n群集系数。2.2 热负荷的计算2.2.1 围护结构的耗热量1 围护结构的基本耗热量 围护结构的基本耗热量按下式计算：(3-7). .()jRowjQAKta式中： j 部分围护结构的基本耗热量， ；. Wj 部分围护结构的表面积， ；A2mj 部分围护结构的传热系数， ；K/(K)A冬季室内计算温度，；Rt冬季室外计算温度，；.ow围护结构的温差修正系数。a2 围护结构的附加耗热量(1) 朝向修正率北、东北、西北朝向： 0；东、西朝向： -5%；东南、西南朝向： -10%-15%；南向： -15%-25%；(2) 风力附加 在规范中明确规定：在不避风的高池、海岸、河边、旷野上的建筑物以及城镇、厂区内特别高的建筑物，垂直的外围护结构热负荷附加5%10%。(3) 高度附加 由于室内温度梯度的影响，往往使房间上部的传热量加大。因此规定：当房间净高超过 4m,每增加 1m,附加率为 2%，但最大附加率不超过 15%。2.3 湿负荷计算1 人体散湿量人体散湿量可按下式计算： =0.001式中： 人体散湿量， ；.wmkg/s成年男子的小时散湿量， ；g/h同上。,n一层：=0.001*1485.696*0.89*184=243.298=0.001二层=0.001*1857.12*0.89*184=304.122=0.001三层=0.001*1114.272*0.89*184=182.473=0.001四层=0.001*1857.12*0.89*184=304.122=0.001第三章 空调方案设计3.1 确定空调方案并划分空调系统3.1.1 了解各类房间特点及负荷特点要确定合理，经济的空调方案，必须了解各类房间的性质及负荷特点。宾馆里有很多功能的房间，不同功能的房间有自己的特点，下面将阐述其典型房间的特点：客房：(1) 湿负荷小，热负荷大，从而热湿比线大(2) 间歇运行，使用时间不统一，各房间互不干扰(3) 客人要求不一样(对热舒适性要求)，可自行调节餐厅，大厅： (1) 湿负荷大(人员多)(2) 对新风量的要求多(3) 装饰好3.1.2 空调方式宾馆空调方式大致分为集中式空调系统和风机盘管加新风系统。集中式可分为全空气方式，与机组结合使用方式，以及全水方式。空调方式比较说明(1) 全空气一次回风集中式系统优点：(a) 处理热，湿负荷大，也能处理较大的潜热负荷(b) 有处理较高洁净度的能力(c) 运行管理，维修方便(d) 易于装修相配合，布置美观(e) 过渡季可以实现全新风运行，达到了节能的作用缺点：(a) 风道尺寸大，占地面积大(b) 送风动力大，与空气水方式比较并不节能(c) 必须有大型的空调机房(2) 空气水系统优点：(a) 负荷由空气和水共同处理，这样风管断面积可以小一些(b) 分区方便，布置方便，可单独调节不同的小区，进行经济的个别控制缺点：(a) 过滤能力差(b) 除湿能力差(c) 接水盘管易漏水，冷冻水管在吊顶中易结露(d) 盘管多，维修量大，管理困难(3) 全水系统 因全水系统没有风道而不占空间，但没有新风系统送新风，所以室内空气污染严重，它只适用于小店铺等室内人员少，且隔壁有间隙或通风好的场合。经过分析比较以及结合上述典型房间的特点，该宾馆决定采用全空气一次回风系统和风机盘管加新风系统。3.1.3 系统划分原则空调系统的划分要遵循以下原则：(1)不同功能，不同时段的房间最好分开，降低调节的难度(2)系统不宜过大，回风管道不宜过粗，水力宜平衡(3)考虑机房的位置(4)系统在平面图上不能跨越防火分区，以防火分区为界(5)系统宜分层设置，一层设一个系统，若需越层设置，不超过 5 层，新风系统不受此限制3.1.4 本系统方案的确定a.风机盘管加新风系统百货商场对于室内环境的清洁美观的要求相对较高，但是风机盘管加新风系统的回风悬挂在吊顶内的风机盘管回风箱处，过滤器极易堵塞，清洗工作量既大又很麻烦，特别是在夏季，如果过滤网清洗不及时，将导致回风量减少，凝结水增加，排水不畅，滴水盘处溢水，这种潮湿的条件是病菌滋生的最好环境，也有可能造成其它的病菌和病毒的聚集和滋长，给管理带来麻烦和不必要的损失。另外，空气水系统虽然节省使用面积，但是新风量有限，对于大中型商场，很难利用室外新风进行通风换气，不利于过渡季节的节能。受安装空间限制，风机盘管的维修和保养不便，不适合用于大型超市。b.组合式空调机组的全空气系统本次设计的百货商场每层都是一个内部基本没有分区的大空间，这使得负荷非常大，而组合式空调机组的全空气系统具有处理热湿负荷能力较大；过渡季节可实现全新风运行；水管少，减少漏滴水现象；冬季可通过新回风比例的调节来调节送风温度，解决冬季内区温度过高的问题；能达到较高的洁净度；运行管理及维修方便的优点。这些优点使其适合于本次设计的大型百货商场。但由于其机房占地面积过大，风道断面尺寸大，所占空间大，导致一些开发商不愿意采用这种系统形式。由于超市是一个无隔断的大空间，湿负荷较大,室内污染物含量较多,因此综合考虑以上两种系统形式的优缺点，对于本设计，采用组合式空调机组的全空气系统比较好。3.2 夏季风量的确定3.2.1 新风量的确定室外新鲜空气是保障良好的室内空气品质的关键。因此，空调系统引入室外新鲜空气(简称新风)是必要的。新风量确定遵循以下原则：(1) 满足卫生要求 为了保证人们的身体健康，必须向空调房间送入足够的新风。一般以稀释室内产生的 ，使室内 浓度不超过 为基准。由此，可以确定出不同房2CO2-610间人均所需新风量。(2) 正压要求一般房间正压 510Pa,正压值取得过大反而会降低运行的经济性。(3) 最小新风量 最小新风量不小于 10%的总风量，以确保卫生和安全。需要注意的是：(a)采用露点送风，由于露点送风与温差送风相比，可以加大送风温差，降低送风量，运行经济；(b)送风状态点 S 离室内状态点 N 越近，送风温差越小，送风量 G 增加；送风点 S 离 N 点越远，G 降低，处理空气和输送空气设备相应小一些，初投资和运行费用均可降低。此处为新风量计算表层数房间面积（m 2）送风量(kg/s)人均新风量(m3/s)新风量（kg/s）新风冷负荷（kw）换气次数（次/h）1 3714.24 23.52891 0.003 5.844 49.447 3.5792 3714.24 24.88661 0.003 7.305 61.809 4.5433 3714.24 37.81616 0.003 4.383 37.086 6.9034 3714.24 32.71456 0.003 7.305 61.809 5.9713.2.2 新风冷负荷计算1.新风负荷根据上面所提出的新风量确定原则，可以计算出其新风负荷为= (4-1)wQ0NG(h)式中： Q w新风负荷， ；kWGw新风量，kg/s；h0 室内空气焓值， ；J/ghN室内空气焓值， ；k2.热湿比的确定(KJ/kg) (4-2)QW式中： 热湿比， ；kJ/g冷热负荷， ( )；h湿负荷， ( )。/s3.2.3 空气水系统风量的确定N、O 分别为室内、室外状态点。室内状态点 N 可根据规范、标准或工艺要求确定。室外状态点取当地历年平均不保证 50h/年的干球温度和湿球温度，见第 1章气象参数。设已知室内的冷负荷（包括显热和潜热冷负荷） 。根据冷负荷与湿负荷计算出热湿比 （3- 1）WCMQ/式中 热湿比，kJ/kg；房间的全热冷负荷，kW；C湿负荷，kg/s。W则可在湿空气的 h-d 图上，通过 N 点按热湿比 画出送风在室内的状态变化过程线，该线与 =90%相交，即为送风状态点 S。送风量 按公式（3- 2）计算：SM（3- 2）/()SCNQh式中 送入房间的风量，称为送风量，kg/s；房间的全热冷负荷，kW；C室内空气焓值，kJ/kg；Nh送风焓值，kJ/kg。S系统最小新风量 按表 1-3 中确定，将最小新风量 与送风量 之比称为OM OMS最小新风比 。如果 小于 10%，则最小新风量 取送风量的 10%；如果 大m m于等于 10%，则最小新风量即为 。O回风量 按公式（3- 3）计算：rM（3- 3）OSr式中 回风量，kg/s；r送入房间的风量，称为送风量，kg/s；S最小新风量，kg/sOM露点送风实际是将回风与新风混合后处理到露点状态点 S，据两种空气混合的原理，在 h-d 图上，混合点 应位于 NO 线上，且满足M（3- 4）/()/()NOmNhh式中 、 、 分别为室内 N、室外 O、混合点 的焓值（kJ/kg） 。由公式hO M（3-4）可确定出 点的 等状态参数。 就是混合空气在空气处理机组的MS冷却设备中的处理过程，设备需提供的制冷量 （kW）按公式（3-5）计算：CPQ,（3- 5）,()PCSsQh式中 设备需提供的制冷量，kW；,表冷器处理后的送风焓值，kJ/kg；Sh混合点的焓值，kJ/kg。M现举一层购物大厅作为计算例题例 原始条件：一层；用途：购物大厅；夏季室内设计温度：26；夏季室内相对湿度：65%；室外状态点房间的面积；61.904*60=3714.240 ；每人所需的2m新风量 12 3m/h人员密度 0.4人 2Vo=0.4*(4012.462-67.255-57.840-74.415-73.191)*12=17950.853 =4.9863m/h3(b) 房间热湿比的确定 已知： =367.484kW =243.298 =0.068cQW，由(4-2)得： = =367.484*3600/243.298=5437.545CWkJ/g（e）送风量=58.8518 , =26, =65%， =51.04 , =5437.545NhkJ/gNtN kJ/gkJ/g= /( - )= 47.027180VcQ 3m/h夏季各层风量的计算结果层数房间面积（m 2）室内总负荷（kw）计算湿负荷送风量(kg/s)换气次数（次管道温升（）冷量（kw）送风量(m3/h)（g/s）/h）1 3714.24 367.484 68 23.52891 3.579 1.5 417 717832 3714.24 435.227 84.5 24.88661 4.543 1.5 497 759253 3714.24 345.201 51 37.81616 6.903 1.5 382 1000004 3714.24 470.383 84 32.71456 5.971 1.5 532 998073.2.4 回风量 通过上面计算出的新风量和送风量，由公式（3-3）计算出房间的回风量现以超市一层为例进行计算，其他房间计算过程相同。解：已知超市一层新风量 17828 m 3/h，则有OM 95905-1782878077 m 3/hrMS层数送风量(kg/s)新风量（kg/s ）回风量(kg/s)混合状态点焓（kj/kg）混合温度送风状态点焓（kj/kg）设备冷量Kw1 23.53 5.84 17.69 64.17 27.56 46.01 321.32 24.89 7.3 17.59 64.17 27.56 44.14 352.33 37.82 4.38 33.44 64.17 27.56 52.5 390.24 32.715 7.3 25.415 64.17 27.56 47.25 4303.3 冬季风量及空气处理过程的确定冬季送风状态和送风量的确定方式与步骤同夏季一样的。但是应注意以下几点不同。(1) 在冬季通过围护结构的传热量往往是由内向外传递，冬季室内余热量往往比夏季少得多，甚至为负值，即在北方地区需要向室内补充热量。(2) 室内散湿量一般冬季，夏季相同，这样冬季房间的热湿比值常小于夏季，也可能为负值。(3) 空调设备送风量是按夏季送风量确定的。因此，冬季一般是采取与夏季送风量相同，即全年送风量不变。这样一来，当冬夏室内散湿相同时，则冬季送风含湿量与夏季送风含湿量是相同的。(4) 送热风时，送风温差可比送冷风时大，因此，冬季也可以减少送风量，提高送风温差。根据以上几点并结合实际情况，本设计采取冬季的送风量与夏季相同。3.4 设备提供的制冷量 按照空气处理过程，在 h-d 图上查得各状态点的参数，然后应用公式（3-5）计算空调设备的制冷量,计算结果详见表 3-3。现以超市一层为例进行计算，其他房间计算过程相同。解：由所画得的 h-d 图得出混合点状态参数： 64.17 kJ/kg， tM25.15Mh表冷器处理后的状态点参数： 46.01 kJ/kg， tD17.73S由前面计算得知 20.8kg/sS按照公式（3-5）得 20.8（64.17-46.01）377.7kW,()PCSMsQh回风量及设备提供制冷量计算表层数送风量(kg/s)新风量（kg/s ）回风量(kg/s)混合状态点焓（kj/kg）混合温度送风状态点焓（kj/kg）设备冷量 Kw1 23.53 5.84 17.69 64.17 27.56 46.01 321.32 24.89 7.3 17.59 64.17 27.56 44.14 352.33 37.82 4.38 33.44 64.17 27.56 52.5 390.24 32.715 7.3 25.415 64.17 27.56 47.25 4303.5 设备选择3.5.1 空调处理机组的选择根据前面的计算风量和系统冷量进行选择。(1)百货一层：由前面计算知，送风量 71783m3/h，夏季系统冷量为417kW，选择青云 ZK50 组合式空调机组二台，单台机组详细参数为：型号：ZK50 风量：50000 m 3/h表冷器：4 排盘管，两台表冷器，水流量 48.76T/h标准冷量：入口工况 27时，283.50kW(2)百货二层：由前面计算知，送风量 75925m3/h，夏季系统冷量为497kW，选择青云 ZK50 组合式空调机组二台单台机组详细参数为：型号：ZK50 风量：50000 m 3/h表冷器：4 排盘管，两台表冷器，水流量 48.76T/h标准冷量：入口工况 27时，283.50kW(3)百货三层：由前面计算知，送风量 100000m3/h，夏季系统冷量为382kW，选择青云 ZK50 组合式空调机组二台：型号：ZK50 风量：50000 m 3/h表冷器：4 排盘管，两台表冷器，水流量 48.76T/h标准冷量：入口工况 27时，283.50kW(4)百货四层：由前面计算知，送风量 99807m3/h，夏季系统冷量为532kW，选择青云 ZK50 组合式空调机组二台，单台机组详细参数为：型号：ZK50 风量：50000 m 3/h表冷器：4 排盘管，两台表冷器，水流量 48.76T/h标准冷量：入口工况 27时，283.50kW3.4.2 设备的选择根据表 3-2 所得的各层风量结果查参考资料七组合式、柜式空调机组可得各层所选空调器型号如表 3-6 所列：表 3-6 百货各层空调器型号及部分参数计算风量 额定风量 W Hm3/h型号 m3/h mm mm一层 71783 二台 ZK50 50000 3055 2335二层 75925 二台 ZK50 50000 3055 2335三层 100000 二台 ZK50 50000 3055 2335四层 99807 二台 ZK50 50000 3055 2335机组各功能段参数：表 3-7 机组各功能段参数机组型号 ZK50风量（m 3/h） 50000入口工况 27 DB/19.5 WB冷量kW 4 排 152.4表冷器型号Zk-25迎面风速（m/s） 2.5盘管压力（kPa/kg/c） 1178/12KPa 637余压 mmH2O 65噪声 dB(A) 78换热面积（） 237.4水流量(T/h) 26.21水阻力（kPa） 10.24进出水温度（） 7/12表冷器台数 10表冷段表冷段重量(kg) 585风机转速（r/min）728功率（kW） 11风机段重量（kg） 970混合段-过滤段-表冷段-中间段-送风机段混合段：只有一个从上面进入的新风入口。型号尺寸 W H LZK50 2255 2335 1255中间段、过滤段、消声段：L型号尺寸W H中间段 过滤段ZK50 2255 1935 655 255初效过滤段采用袋式初效过滤器。表冷段外形尺寸：型号尺寸 W H LZK50 2255 1935 6553.3.2 空气处理机组表冷器的校核计算 选择空调设备后，为保证空调机组表冷器能够将空气处理到设计要求，需要对表冷器的盘管进行校核。 （3- 6）12()phct式中 表冷器的吸湿系数；空气初状态的焓值，kJ/kg；1h空气终状态的焓值，kJ/kg；2空气的定压比热，kJ/(kg)；pc空气初状态的温度，；1t空气终状态的温度，。2由表冷器 STTL,4 排的传热系数 （3- 7）sK式中 表冷器的传热热系数，W/( )；s表冷器迎面风速，m/s；yV表冷器的水流速度，m/s。w （3- 8）NTUspAKGc式中 传热单元数；TA传热面积，；表冷器的吸湿系数；表冷器处理的风量，kg/s；G空气的定压比热，kJ/(kg)。pc （3- 9）rCpGcW式中 热容比；r10.47690.81.63*2yw 表冷器的吸湿系数；表冷器处理的风量，kg/s；G空气的定压比热，kJ/(kg)；pc表冷器的水量，kg/s；W水的定压比热，kJ/(kg)。 （3- 10）1exp1rrNTUC式中 利用逆流传热效能的原理得出的表冷器的热交换效率；1 （3- 11）121wt式中 表冷器的热交换效率；1空气初状态的温度，；t空气终状态的温度，；2表冷器冷却水的入口水温，。1wt （3- 12）Q12Gh21wWct式中 表冷器的冷量，kW；表冷器处理的风量，kg/s；空气初状态的焓值，kJ/kg；1h空气终状态的焓值，kJ/kg；2表冷器的水量，kg/s；W水的定压比热，kJ/(kg)； c表冷器冷却水的入口水温，；1wt 表冷器冷却水的出口水温，。2wt算例已知：一层选择青云 ZK50 型组合式空调机组两台，每台 ZK50 型组合式空调机组设有一台表冷器，表冷器型号为 STTL-N-19， 4 排盘管。风量 95905m 3/h31.44kg/s，空气的初参数为 26.52，G1t59.98kJ/kg，湿球温度 20.66，空气的终参数为 15.8，1h1st 243.18kJ/kg，湿球温度 15.3。2 2s解：（1）求表冷器迎面风速 及水流速yVw由 STTL-N-19 样本知，迎风面积 2.5，传热面积 192.4。由 ZK25AA型组合空调机组样本知，水流量 26.4T/h7.3kg/s，通水面积W4413mm 2。wA由以上已知条件可知，每台表冷器的风量为 /431.44/4 7.86kg/sG每台表冷器的水量为 /27.3/2=3.65kg/s迎面风速 2.62m/syVGA水流速 3.65/(0.004413*1000)0.82m/sw310W（2）求表冷器的吸湿系数 ， (59.98-43.18)/(1.01*(26.52-15.8)=1.552（3） 求表冷器的的传热系数 ，sK 64.612W/(m 2)sK 140.7142.620.4771.5520.679+ 1210.0770.820.81（4）求表冷器能达到的 1(192.4*64.612)/(1.552*7.86*1.01*1000)=1.009NTU7.8625 (1.552*7.86*1.01*1000)/(3.65*4.19*1000)=0.806rC=(1-exp(-1.009*(1-0.806)/(1-0.806*exp(-1.009*(1-0.806)=0.5271（5）求表冷器需要的 ，由公式（4- 3）得出 0.7301125.37由上述计算结果可知 与 基本相符，故该表冷器可以将空气处理到 13。（6）求水量 及水的终温Q2wt7.86*(59.98-43.18)=132.048kW 7.86*(59.98-43.18)/(4.19*3.65)+7=15.634 2wt121wGhtWc由表冷器样本知，表冷器冷冻水的进出口水温为 7/12 ，故经过计算，基本C上符合使用要求。所选表冷器能够达到处理空气的要求。第三章 气流组织气流组织直接影响室内空调效果，关系着房间工作区的温湿度基数，精度，及区域温差，工作区气流速度，是空气调节设计的一个重要环节。尤其是在室温要求在一定范围内波动，有洁净度要求以及高大空间几种情况下，合理的气流组织就更为重要，因为合理的气流组织才能充分发挥送风的作用，均匀地消除室内余热余湿，并能更有效地排除有害气体和悬浮在空气中的灰尘。3.1 确定房间气流组织气流组织形式应根据空调房间的温湿度参数及舒适性的要求，进行比较选择，应考虑到气流分布实现的现场条件。3.1.1 典型气流组织方案的比较(1) 上送上回 该方式送风均匀，整齐美观；而且回风口设置在顶棚上，可以利用吊顶作为一个大静压箱，这样既节省回风管道且风口均匀，也易于布置，充分利用了上部空间。但上回风对环境不利。也可以在顶棚布置回风管道。(2) 上送下回 该方式的气流分布形式，送风气流不直接进入工作区，有较长的与室内空气掺混的距离，能够形成较均匀的温度场和速度场，适用于温湿度和洁净度要求高的房间。(3)上送下回 该方式要求降低送风温差，控制工作区的风速，但其排风温度高于工作区温度，故有节能效果，同时有利于改善工作区的空气质量。但该方式所需风量大。(4)中送风 中送风可以节省能耗，但是竖向温度分布不均匀，存在温度分层现象。3.1.2 本设计所采用的方案从该百货的性质以及负荷特点，并结合上述典型气流组织方案的比较，决定散流器侧送风，顶部回风的形式。3.2 布置送风口并确定风口形式3.2.1 确定送风口形式空调房间的工艺性及舒适性的满足，依赖于气流的组织形式；风口的位置决定气流组织的对流方式，而风口的形式决定气流与室内空气的混合程度。本设计采用上送上回方式，该方式采用的送风口形式有以下几种：(1) 扩散型：方形散流器，圆形散流器，矩形散流器及条形风口(2) 轴向型：喷口(3) 多控板：全面顶棚孔板通过比较这几种的风口特点，本设计决定采用扩散型风口中的方形散流器，其具有如下特点：(a) 安装在顶棚上，与顶棚底面齐平，较为美观且有利于装修(b) 送风均匀，送风区域大(c) 可以有较大的送风温差，便于节能(d) 能够满足建筑模数的要求(e) 完全符合裙房气流组织的要求3.2.2 布置送风口散流器布置应满足以下原则：根据空调房间的大小和室内所要求的参数，选择散流器个数，一般按对称位置或梅花形布置。圆形或方形散流器相应送风面积的长宽比不宜大于 11.5，散流器中心线与侧墙的距离一般不小于 1m。布置散流器时，散流器的间距，离墙的距离，一方面应使射流有足够的射程，另一方面又应使射流扩散好。3.3 散流器的校核集中式空调系统，采用散流器顶送风。以此为例进行气流组织计算，计算过程如下：二层面积为 61.904*60=3714.240 ,送风量为 191320.4 /h。选择散流器2 3的规格和数量。1）布置散流器根据大厅尺寸，共布置 161 个散流器，每个散流器负担的送风区域为4.24.5 米。每个散流器承担的风量为 108658.9/161=674.9 =0.1872） 初选散流器 按 4m/s 左右选取风口，选用散流器 240mmX240mm0v其颈部面积为 0.09，则颈部风速为 0.187/0.032=3.2240v/ms散流器实际出口面积约为颈部面积的 90，即 =(0.240.24)0.0580F散流器出口风速 （3.224/0.9） 3.5820v/ms/s3）求射流末端速度为 0.5 的射程/ms - 1/21.4358(0.).73.636mx1/20xKFv04）校核工作区的平均速度 0.214mv221/0.38(/4)xlH/ms/s如果送冷风，则室内平均风速 比 增加 20，为 0.257 ；送热风0v/时 比 减少 20，为 0.171 。所选散流器符合要求。0vm/ms楼层送风量(m3/h)尺寸FK-10出口面积个数Vo (m/s)实际射程（m）夏季 Vm （m/s）冬季Vm（m/s）层高 （m）1 95905.6 180 0.0324 161 5.675 4.52198 0.34547 0.2303 5.42 108658.9 180 0.0324 161 6.429 5.1233 0.45159 0.3011 4.53 106164.9 180 0.0324 161 6.282 5.00571 0.44123 0.2942 4.54 126549.1 180 0.0324 161 7.488 5.96683 0.52595 0.3506 4.53.4 布置回风口并确定风口形式3.4.1 布置回风口应注意的几个问题(1) 若气流流动方向有障碍物的影响，则流型将发生改变，气流会发生偏移，若气流发生停滞，则造成温度分布不均。这种地方的回风口处应注意气流的流向。(2) 布置回风口要避免短路，即送风口气流流出风口还未来得及完全与室内混合就被回风口吸入，主要是送，回风口靠得太近。(3) 回风口的数量不宜过多，要尽量布置在距离散流器最远点，以保证回风的安全。3.4.2 回风口的气流组织计算回风口面积的计算公式： （3-17）nvGAh式中：A-回风口面积，；-各层总的回风量，m 3/s；h-回风的推荐风速，m/s；vn-回风口数量，个；算例：以百货二层为例用方法计算，其他各层计算过程相同。回风口的数量为 36 个，总的回风量为 23.729 m3/s。推荐风速为 4-5 m/s。取 4 m/s。 因此按照公式（3-17）计算得 A=23.729/(4*36)=0.165按照参考资料十二可以查得取尺寸为 550300mm 的百叶风口，面积为 0.165，实际风速为 23.729/0.165/36=3.995 m/s。一至四层回风口布置计算结果如下层数回风量(m3/s)风口数量推荐风速(m/s)风口尺寸(高宽) 实际风速(m/s)1 17.627 24 5 300 500 4.8964222 19.39 24 5 300 550 4.8964223 21.28 24 5 300 600 4.9258474 23.602 26 5 300 600 5.0430973.5 风管的水力计算3.5.1 风管及风口的风速推荐值在输送空气量一定的情况下，增大风速可使风管断面积减少，制作风管所消耗的材料，建设费用等降低，但同时也会增加空气流经风管的流动阻力和气流噪声，增大空调系统的运行费用；减少风速则相反。因此必须根据风管系统的建设费用，运行费用和气流噪声以及风管占有空间等因素进行技术经济比较，确定合理的经济风速，一般风速按下表采用：风管及风口的风速推荐值风速 (m/s)新风入口 主风道 支风道 从支风道接出的风管 送风口2.5 56.5 34.5 33.5 1.53.53.5.2 水力计算风管道的水力计算包括沿程阻力与局部阻力计算。1 沿程阻力计算 根据流体力学，空气沿任意断面形状的直风管流动时，其沿程阻力可按下式计算：(6-1)2y4svPlRPa式中： 风管的沿程阻力， ；y Pa摩擦阻力系数；空气在管内的平均流速，m/s；v空气密度，kg/m 3；管道长度，m；l风管的水力半径，m。sR风管的水力半径 按下式决定： = ，其中 为风道的断面积面积， ； 为风sRsRfpf p道周长。通常定义风管单位长度的沿程阻力为比摩阻，单位为 ，用 表Pa/mR示，则风管沿程阻力公式(6-1)简化为 = (6-2)yPmlA2 局部阻力的确定 局部阻力一般按下式计算： (6-3)2jvPa式中： 局部阻力， ；j Pa局部阻力系数；与 对应的风道断面平均速度，m/s。v局部阻力系数统计根据管道中所用到的各种局部阻力设备，在设计手册中查得其局部阻力系统如下表所示：局部阻力设备的局部阻力系数统计编号 局部阻力设备名称 阻力系数 备注1 矩形防火阀 1.912 风量调节阀 0.523 直流三通 0.064 弯头 1.25 散流器 3.5 P13.4pa全6 静压箱突缩 0.437 启动阀 2.318 分流三通 1.03.5.3 水力计算结果详见附表。第四章 空调冷源设计及设备的选择4.1 确定制冷系统冷负荷并选择冷水机组4.1.1 制冷系统总冷负荷的确定根据前面的风量参数的计算可知各层空间的空调系统的系统冷量：一层系统冷量为 328.2kW，二层系统冷量为 378.1kW，三层系统冷量为336.1kW，四层系统冷量为 426.2kW，故商场部分系统总冷量为328.2+378.1+336.1+426.2=1468.600kW。4.1.2 选择冷水机组1 冷水机组的选择原则在选择系统的冷水机组时应遵循以下原则：(1) 机组性能要求，规格适合使用要求。性能如供冷温度，单机制冷量，设备承压能力等(2) 能源及能耗供应方便和经济。如电源，热源或油，气源供应的可能性，电，热，冷综合利用的可能性，经济性(3) 对周围环境危害的影响要小。如噪声，振动的影响范围；所用制冷剂的毒性，安全性等(4) 运行可靠，操作维护方便。一次性投资和经常运行费用的综合分析比较，经济效益高，社会效益好2 冷水机组的比较 常用的冷水机组有电动冷水机组，溴化锂吸收式冷水机组，热泵式冷热水机组。活塞式冷水机组分整机型和模块化冷水机组，其模块化冷水机组可根据负荷进行组合，调节灵活，部分负荷时运行性能好，占地面积小，运输，安装灵活方便，特别适用于改造工程。但是从上面的数据可以看出活塞式的单机容量及 COP 值小，不适合本设计的要求；螺杆式冷水机组结构简单，运动部件少，运动平稳，振动小，易损件少，运行可靠，容积效率高，压缩比大，COP 值比较大；离心式冷水机组的制冷量大，COP 值大。溴化锂吸收式冷水机组是空调中常用的一种吸收式制冷设备。其工作原理是利用热能作为动力的一种制冷方法，它是靠水在低压下不断汽化产生的制冷效应来制备 7冷冻水作为空调冷源。它与电制冷机组相比可以明显节约电耗，因此，在电力比较紧缺的地区，或有余热可利用的场合，使用溴化锂 吸收式冷水机组更有意义。但应注意，若与一次能源的消耗相比，一般来说，是不节能的，而且其 COP 值不大。空气源热泵冷热水机组是由制冷压缩机，空气/制冷剂换热器，水/制冷剂换热器，节流机构，四通换向阀等设备与附件以及控制系统等组成的可制备冷，热水的设备， COP 值不大。其特点是用空气作为低位热源，取之不尽，用之不竭；空调系统的冷源于热源合二为一，夏季提供 7冷冻水，冬季提供 4550热水，一机两用；空调水系统中省去了冷却水系统；不需要另设锅炉房或热力站；不污染使用场所的空气，有利于环保。但是应注意的是空气源热泵冷热水机组冬季运行时，当空气侧换热器表面温度低于周围空气温度的露点温度且低于 0时，换热器表面就会结霜；当室外空气相对湿度大于 70%，温度在 35范围时，机组结霜最严重。机组结霜将会降低空气侧换热器的传热系数，增加空气侧的流动阻力，使风量减小，机组的供热能力下降，严重时机组会停止运行。因此，机组要及时除霜才行。3 冷水机组的选型通过上面阐述的冷水机组的选择原则以及各类冷水机组的特点分析，并结合当地的地理及能源特点，本设计选用 2 台麦克维尔螺杆式水冷式冷水机组，型号：PFS-220.2，该机组相关参数如下：名义制冷量 753.2 ，制冷剂 R134a， 冷冻水进水温度 12，出水温度kW7，流量 36L/s，压力损失：24.1kPa；冷却水进水温度 35,出水温度 30,流量 42.2L/s,压力损失：23.4kpa。冷水机组的外形尺寸3462mm 1676mm 2235mm。4.2 布置制冷机房制冷机房的布置应遵循一定的原则，本设计主要从以下几个方面考虑：(1) 制冷机房的布置应保证操作，检修方便，同时应尽可能使设备布置紧凑，以节省建筑空间。制冷剂及辅助设备的布置应符合工艺流程的要求，使连接管路畅通，并便于安装。(2) 设备布置间距应参考下表的要求：表 8-2 布置间距要求注意项目 间距制冷剂突出部位到配电盘之间 1.52.0相邻两台制冷剂突出部位之间 1.01.5非主要通道 0.81.0制冷剂组的换热设备，管束清洗，更换场所 由设备制造厂确定空间距离主要通道宽度 1.5制冷设备顶部与梁 1.2制冷剂侧面与墙之间 0.8(3) 机房布置应考虑足够的检修面积，制冷机一端应留有它抽管长度的距离，以利于检修。(4) 制冷机房平面布置见平剖面图。4.3 冷冻水系统的设计4.3.1 冷冻水管路 冷冻水管路为压力管路，且管道采用焊接钢管， 管径由下式确定：m (8-1)w4d=式中： 水流量， ；wm3/s水流速， 。水系统中的管径根据水流量按照手册推荐值选取。根据上面的分析可以计算出冷冻水系统中的各管路的管径，详见附表。4.3.2 冷
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