北京某超市空调系统设计

前言空调对于创造舒适性室内环境的作用是不容忽视的，因而对于大型公用民用建筑及一些特殊场所来说，空调是不可或缺的。随着经济建设的不断深入和人们生活水平的不断提高，空调建筑物越来越多，建筑物消耗的能量也越来越大，甚至出现了空调系统与经济建设争抢电力资源的情况。因此，在建筑物节能显得十分迫切。在我国建筑总能耗中，空调系统的能耗占有相当大的比重，因此研究探讨空调系统的节能就显得十分重要。在建筑物空调系统运行能耗中，冷源系统的能耗是最大的。近年来，我国暖通空调学术界和工程界在空调冷源系统的节能方面做了大量的研究工作。研究工作主要集中在冷源系统的形式选择上，对压缩式冷水机组和吸收式冷水机组的技术经济比较研究较多，通过对众多方案的分析已经基本达成共识：吸收式冷水机组节电而不节能，对其在我国的应用应区别对待，对于有余热可以利用的地区，应大力提倡使用吸收式冷水机组，而一般建筑物则应采用蒸汽压缩式制冷。当然，在进行冷热源系统的选择时，还要考虑建筑物所在地的气象条件、电力供应状况、能源情况、空调系统有无采用余热回收的可能性等方面的问题。 空调系统的能耗主要有两个方面，一方面是为了供给空气处理设备冷量和热量的冷热源能耗，如压缩式制冷机耗电，吸收式制冷机耗蒸汽或燃气，锅炉耗煤、燃油、燃气或电等；另一方面是为了给房间送风和输送空调循环水，风机和水泵所消耗的电能。冷热源的能耗由建筑物所需要的供冷量和供热量决定，建筑物的空调需冷量和需热量的影响因素有室外气象参数（如室外空气温度、空气湿度、太阳辐射强度等），室内空调设计标准，外墙门窗的传热特性，室内人员、照明、设备的散热、散湿状况以及新风量的多少等。风机、水泵的输送能耗受所输送的空气量、水量和水系统、风系统的输送阻力影响，风系统、水系统的流量和阻力的影响因素有系统型式、送风温差、供回水温差、送风和送水流速、空气处理设备和冷热源设备的阻力和效率等。针对上述影响因素和商业建筑的特点，商业建筑空调节能的技术措施可归纳为七个方面：减少冷热负荷、提高冷热源效率、利用自然冷源、减少水泵电耗、减少风机电耗、改进气流组织、改善控制。考虑到空调使用过程中的巨大能耗，其冷热源及水泵的合理选用、设计就显得格外重要。在设计过程中，阅读了大量书籍、论文、规范对计算方法进行合理的选择，以确保设计能符合工程中的各类规范。第一章 原始资料及设计目的1.1课程设计题目及原始题目 北京某超市空调系统设计（一）课程设计资料 1、土建资料 超市共一层，层高5米，总长50米，总宽20米（附简图）外墙参数：保温外墙之一，保温层为70mm厚的加气混凝土；层顶参数：通风屋面，保温层为110mm厚的加气混凝土；外窗：单层钢框标准玻璃，内有浅色窗帘。（东面墙体门窗占墙体面积的二分之一，均为玻璃） 2、（1）室外气象条件：地点位置 夏季 冬季北纬东经干球温度相对湿度干球温度相对湿度北京39481162833.678%-1245%（2）室内设计条件：地点位置 夏季 冬季北纬东经干球温度相对湿度干球温度相对湿度北京394811628 2660%1663%3、已知条件：超市里有80个荧光灯，每个荧光灯40W，假设超市里始终有50个成年男子；超市的营业时间是7:0019:00。1.2设计目的 本次设计的对象是北京XX超市空调系统的设计，考虑到超市的特点（人员密度集中），以及所要达到的要求，目的是要选择合理的空气处理方式和气流组织形式，来保证人员在所处环境下的舒适和健康。在现代社会中，空调已经和我们的关系越来越密切，也关系到我们的身体健康，所以提高空调的舒适度和健康度成为了当前的一个主流话题，我们以后的工作和学习中，应当在现有的条件和尽量节能的条件下，研发更舒适、更健康的空调设备。第二章 建筑的冷负荷和湿负荷的计算建筑冷负荷的计算围护结构传热冷负荷的计算围护结构的传热系数，外墙为K=1.19 W/(m2k) =0.22 ,屋顶为K=0.86 W/(m2k) =0.33 。查空气调节教材中附录2-9确定冷负荷系数。 2.1 超市外墙及屋顶冷负荷的计算超市外墙和屋面瞬时传热形成的冷负荷：CLQ=KFt- 式中： F计算面积，单位： ； 计算时刻，单位：h ； -温度波的作用时刻, 单位：h ； 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，单位： 。南墙的冷负荷计算时刻7：008：009：0010:0011:0012:00t887766K1.19F200CLQ190419041666166614281428计算时刻13:0014:0015:0016：0017:00t66666K1.19F200CLQ14281428142814281428北外墙的冷负荷计算时刻7：008：009：0010:0011:0012:00t665555K1.19F200CLQ142814281190119011901190计算时刻13:0014:0015:0016：0017:00t55555K1.19F200CLQ11901190119011901190东外墙的冷负荷计算时刻7：008：009：0010:0011:0012:00t988877K1.19F50CLQ535.5476476476416.5416.5计算时刻13:0014:0015:0016：0017:00t88999K1.19F50CLQ476476535.5535.5535.5屋顶的冷负荷计算时刻7：008：009：0010:0011:0012:00t12109988K0.86F800CLQ825668806192619255045504计算时刻13:0014:0015:0016：0017:00t910111214K0.86F800CLQ619268807568825696322.2外窗瞬时传热冷负荷：CLQ=KFt 式中：CLQ通过外墙和屋面的得热量所形成的冷负荷，WF外墙和屋面的面积，单位：m2；K玻璃窗传热系数，取4.54 W/（m2K)；t 计算时刻下结构的负荷温差，单位：oC；东外窗的冷负荷计算时刻7:008:009:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00t00.81.82.93.94.95.66.26.66.66.4K4.54F50CLQ0181.6408.6658.3885.31112.31271.21407.41498.21498.21452.82.3透过玻璃窗的日射得热引起得冷负荷CLQ =XgXdCnCsFJjt 式中：Xg 有效面积系数 Xd 地点修正系数，见附录2-13。XgXd =1.00Cs 窗玻璃的遮阳系数，见附录2-7取Cs =1.00Cn 窗内遮阳设施的遮阳系数。Cn =0.50设计中采用浅色白布帘内遮阳。附录28F 窗的面积，m2 Jjt 计算时刻时，透过单位窗口面积的太阳总辐射热形成的冷负荷，简称负荷强度，W/m2,见附录2-13。以上修正值均可在教材空气调节附录2中查得。计算时刻7:008:009:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00Jjt29334935831323016615113812310687F50CLQ73258725895078255750415037753950307526502175 2.4人员散热引起的冷负荷:人体潜热散热引起的冷负荷：= n JP-T 式中： 人体潜热散热引起的冷负荷，单位：W； 不同室温和劳动性质的成年男子潜热散热量，单位：W；查的=58Wn人数; JP-T负荷系数，计算时刻7:008:009:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00-T012345678910JP-T00.5450.720.7750.8150.8450.870.8950.9050.6650.58501580.520882247.52363.52450.525232595.52624.51928.51696.52.5照明散热引起的冷负荷 在该设计中，取每盏荧光灯的照明功率为40W，所以照明引起的冷负荷为 QZ =q n JL-T 式中：QZ 照明散热引起的冷负荷，单位：W； q每盏灯的照明功率，单位：W； n灯具的个数； JL-T负荷系数，每小时的照明冷负荷计算时刻7:008:009:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00-T012345678910JL-T00.4450.6450.710.760.800.8350.860.8850.6950.61QZ014242064227224322560267227522832222419522.6室内冷负荷的汇总计算时刻7：008：009：0010:0011:0012:00屋顶负荷825668806192619255045504南外墙负荷190419041666166614281428北外墙负荷142814281190119011901190东外墙负荷535.5476476476416.5416.5东外窗负荷0181.6408.6658.3885.31112.3窗日射负荷732587258950782557504150照明冷负荷014242064227224322560人体冷负荷01580.520882247.52363.52450.5总 计19448.522599.123034.622526.819969.318811.3计算时刻13:0014:0015:0016：0017:00屋顶负荷61926880756882569632南外墙负荷14281428142814281428北外墙负荷11901190119011901190东外墙负荷476476535.5535.5535.5东外窗负荷1271.21407.41498.21498.21452.8窗日射负荷37753950307526502175照明冷负荷26722752283222241952人体冷负荷25232595.52624.51928.51696.5总 计19527.220678.920751.219710.220061.8由计算可知，最大围护结构的冷负荷出现在9:00 时，其值为23034.6W。2.7湿负荷的计算.湿负荷主要是由人员散湿引起的，所以在超市的湿负荷计算中，只考虑了人员，而忽略了其它散湿。湿负荷计算公式： =n g 式中：n空气调节房间内的人数，单位：人；g每个人的散湿量，单位：g/h由表218查的g=184 g/h群集系数=0.89则: =（1+0.125）1845000.89/3600=0.00256kg/s第三章 空调系统所需提供风量及冷量3.1超市送风方式、送风状态点和送风量的确定。根据超市的送风要求以及送风方式的优缺点我们选择一次回风全空气送风系统各种送风方式优缺点：热湿比计算公式： 式中：该建筑的总室内热负荷，单位：W ；该超市的散湿量，单位：g/s ；由全热平衡计算 由湿平衡计算 上式中各个符号的含义： 送入超市的风量，称送风量，kg/s 超市的全热冷负荷，kW W 超市的湿负荷，kg/s 分别为室内空气和送风的比焓，kJ/kg 分别为室内空气和送风的含湿量，g/kg3.2送风状态点和送风量的确定。热湿比： =1.125x25.59/0.00256=11246 在h-d图上确定室外状态点W（t=33.6。C，相对湿度为78%）并确定室内状态点N（tR=26。C,相对湿度为60%）并从此点作=14366的过程线。在该商场中采用露点送风，取过程线与=90%线的交点即为送风状态点S。读出各点的状态参数点S的状态参数为：ts=18。C,湿度ds=11.5g/kg,焓值h s=47kJ/kg点N的状态参数为：tn=26。C,湿度dr=12.5g/kg,焓值h n=58kJ/kg点W的状态参数为：tw=33.6。C,湿度do=26.2g/kg,焓值h w=101kJ/kg送风量的确定。由全热平衡计算=1.125x25.59/11= 2.62 Kg/s =7851 由湿平衡计算 =1000x0.00256/1=2.56kg/s =7680 可见有全热平衡和湿平衡计算所得的风量相差很大，因此取=7851为超市的送风量。3.3新风量的确定。取超市新风量比为30%，则新风量为Mx=15% 则新风量为Mx=15%x6930=1178 则新风混合的焓值为Mx/= Hc=15%(hw-hn)+hn =15%(101-58)+58 =64.45 kJ/kg3.3.1机组所需冷量QQ=MS(hc-hs) = 2.62(64.45-47) =45.72KW第四章 空调系统选型及分析4.1各种送风方式优缺点：1、全空气系统全空气系统是指室内负荷全部由经过处理的空气来负担的空调系统。此种系统所需空气量多，因而风道断面尺寸较大。集中式空调系统一般属于此类系统。优点：全空气系统具有以下特点： （1）、有专门的过滤段，有较强的空气除湿能力和空气过滤能力; （2）、送风量大，换气充分，空气污染小; （3）、在春秋过渡季节可实现全新风运行，节约运行能耗; （4）、空调机置于机房内，运转、维修容易，能进行完全的空气过滤； （5）、产生震动、噪声传播的问题较少;缺点：（1）、占用机房 （2）、冬季采用上回风方式，热空气不易下降，造成制热效果不好。2、风机盘管加新风系统优点（与全空气系统相比）（1）、控制灵活，具有个别控制的优越性，可灵活地调节各房间的温度，根据房间的使用状况确定风机盘管的启停；（2）、风机盘管机组体型小，占地小，布置和安装方便，甚至适合于旧有建筑的改造；（3）、容易实现系统分区控制，冷热负荷能够按房间朝向，使用目的，使用时间等把系统分割为若干区域系统，实施分区控制； 缺点（与全空气系统相比）（1）、因机组分散设置，台数较多，维修管理工作量大；（2）、室内空气品质比较差，很难进行二级过滤且易发生凝结水渗顶事故。（3）、风机盘管机组方式本身解决新风量困难，由于机组风机的静压小，气流分布受限制，实用于进深小于6米的房间。全空气系统一般用于厂房或者超市仓库等。风机盘管加新风系统就一般用于酒店公寓等。一般比较大的商场用组合式空调机组，组合式空调机组由若干处理段组成，例如新风段、混合段，加热段，过滤段，表冷段，加湿段，等功能段组成，送风量可达到十万风量。而空调箱一般是指吊顶式空调机组，风量范围一般为2000-12000风量，功能段也不是很多。如果空调箱仅处理室外空气的话，那么他就可以叫新风机组，如果处理新风和室内回风的话，就是一般意义上的空调箱了，总而言之，组合式空调机组对于处理空气的温度和湿度要求比较严格，而空调箱要求仅仅是一个温度，湿度没啥要求。4.2制冷机组的选择可变风量吊顶式空气处理机组SDK-6-7B-D 额定风量7900m3/h，风量范围:55008500m3/h，机外余压150PA，冷量：47.6m3/h,水量:9.663m3/h,噪声:60DB(A)第五章 风口选型和气流组织设计5.1气流组织概述室内气流速度、温湿度是人体热舒适的要素，因此必须对房间进行合理的空气处理方式和合理的气流组织方式。气流分布设计的目的是风口布置，选择风口规格，校核室内气流速度、温度等等。因此，一个合理的空气处理方式和合理的气流组织对于室内的空气质量有着直接和主要的影响，送风口以安装的位置分，有侧送风口、顶送风口、地面风口；按照送出气流的流动状况有扩散型风口、轴向型风口和孔板送风。扩散型风口具有较大的诱导室内空气的作用，送风温度衰减快，但射程较短；轴向型风口诱导室内气流的作用小，空气温度、速度的衰减慢，射程远；孔板送风口是在平板上满布小孔的送风口，速度分布均匀，衰减快。在设计中，采用了方形散流器，采取的是顶送风。5.2散流器的选择。（1）射流末端速度为0.5m/s的射程： 式中: K系数，多面锥流散流器为1.4，盘式散流器为1.1 X以散流器中心为起点的射流水平距离，m 在x的最大风速，m/s 散流器出口风速，m/s平送射流原点与散流器中心的距离，多面锥形散流器取0.07mA散流器的有效流通面积，m2（2）计算室内平均速度 式中： L散流器服务区边长，m/s H房间净高，mr射流射程与边长L之比，因此rL即为射程，射程为散流器中心到风速为0.5m/s处的距离已知散流器的尺寸为300mmx300mm,每个散流器的设置距离为5mx5m,并且散流器距离墙体的距离不小于1m. (1) 布置散流器，采用对称布置，每个散流器承担5m5m的送风区域。(2) 初选散流器。采用方形平送散流器，本空调房间层高不高，采用低风速。用规格尺寸为300mm300mm，数量为36个。 (3)求射流末端速度为0.5m/s的射程，即=3.3m(4)计算室内平均速度 根据送冷风时应增加20。所以室内平均速度为0.24m/s，符合气流组织的要求。具体见图纸第六章 风道设计6.1管道的布置平面图为6.2最不利管道的水力计算（1）对管段进行编号并注明各管段的流量和长度管段的图例如下图：（2）根据管段流量以及风速确定管径并对管段进行的水力计算对最远端的管段的管径的确定首先初选支管风速4m/s则管径为1200x120则其它的散流器处的支管管径为120x120并且支管长度均为2.5m；对9管段进行选择，风速为6m/s，则管径为250x160对8管段进行选择，风速为6m/s，则管径为400x200对7管段进行选择，风速为6m/s，则管径为630x200 ； 对6管段进行选择，风速为6m/s，则管径为630x250；对5管段进行选择，风速为6m/s，则管径为630x320； 对4管段进行选择，风速为6m/s, 则管径为800x320 ；对3管段进行选择，风速为6m/s，则管径为800x320 ；对2管段进行选择，风速为6m/s，则管径为1000 x 320 ；对1管段进行选择，风速为6m/s，则管径为1000x320；最不利管段的水力计算表如下：管段流量流速管长管径比摩阻沿程阻力总阻3200.86.412.826978.56651000*3200.84836106.2465800*3200.854.258.545233.9265800*3200.854.258.554361.665630*3200.944.79.463489.2865630*2500.190.951.972616.9665630*2001.437.1514.381744.6465400*2001.688.416.89872.3265250*1602.4812.424.8其计算过程如下：管道的沿程阻力为Pf=rl ；根据已知局部阻力等于沿程阻力则Pf=Pj ；风管的其他管段的水力计算如下表：管段流量流速管长管径比摩阻沿程阻力总阻3200.86.412.826978.56651000*3200.84836106.2465800*3200.854.258.545233.9265800*3200.854.258.554361.665630*3200.944.79.463489.2865630*2500.190.951.972616.9665630*2001.437.1514.381744.6465400*2001.688.416.89872.3265250*1602.4812.424.810654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5支管G10654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5不平衡率25.6%用阀门调节支管F10654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5不平衡率61.1%用阀门调节支管E10654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5不平衡率73.5%用阀门调节支管D10654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5不平衡率79.2%用阀门调节支管C10654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5不平衡率83.1%用阀门调节支管B10654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5不平衡率85.8%用阀门调节支管A10654.0955250*1202.6213.126.211436.1655200*1202.4512.2524.512218.0845120*1202.1510.7521.5不平衡率87.75%用阀门调节a872.32611.5250*1602.4828.5257.04b436.1655200*1202.4512.2524.5c218.0845120*1202.1510.7521.5第七章 设备减震和管道保温7.1空调系统消声系统设计消声器的选择应按照以下原则： （1）消除高频噪声应采用阻性消声器。（2）消除中低频噪声应采用抗性消声器。（3）当要求提供较宽的消声频谱范围，应采用阻性复合消声器。（4）高温，高湿，高速等环境应采用抗性消声器。（5）消声器还应考虑其防火，防飘散，防霉等性能。（6）消声器内空气流速应小于6m/s；却有困难时，不应超过8m/s。（7）对于噪声控制要求高的房间，应计算消声器的气流噪声。7.2空调系统的噪声源及控制通风空调系统中，影响空调房间的主要噪声源是通风机。其他噪声源，如水泵、制冷压缩机等，也是很强的，但它们不与送排风系统直接接通，不会直接以空气噪声的形式影响空调房间。通风机噪声由空气动力噪声、机械噪声、电磁噪声等组成，通常以空气动力噪声为主。而空气动力噪声由气流涡旋噪声、撞击噪声和回转噪声组成。1) 通风机的噪声及其估算公式通风机的噪声随着不同系列或同系列的不同型号，不同转数而变化。即使同一型号的通风机，其