某写字楼中央空调设计 - 副本

毕业设计（论文）诚信承诺书本人郑重承诺此处所提交的学位论文是在指导教师的指导下，严格按照学校和学院（系）有关规定完成的。论文中引用他人的观点和参考资料均加以注释和说明。在本人的毕业论文中未剽窃、抄袭他人的学术观点、思想和成果，未篡改研究数据，如有违规行为发生，我愿承担一切责任并接受学校的处理。作者签名： 日期： 年 月 日关于学位论文使用授权的说明本论文的研究成果归沈阳化工大学所有，本论文的研究内容不得以其它单位的名义发表。本学位论文作者和指导教师完全了解沈阳化工大学有关保留、使用学位论文的规定，即：学校有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅；本人授权沈阳化工大学可以将论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索、交流，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文和汇编本学位论文。（保密的论文在解密后应遵循此规定）作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日摘要摘要本次毕业设计的题目为某写字楼中央空调系统设计，根据选题选择武汉市写字楼空调系统为设计背景进行空调系统设计。写字楼主体为地上七层框架剪力墙建筑，一楼层高5m，净高3.5m，二到七层层高4m，净高2.8m，屋顶标高29m，建筑面积占地面积约为1650m2，总空调面积约为10700m2。设计思路如下：首先，根据建筑物使用功能及要求，查阅相关建筑手册后进行冷负荷等数据计算，再根据计算结果确定空调分区设定方案。然后，根据武汉地区设计参数及标准对系统各区域进行通风系统设计。最后，对经济、性能、施工环境等因素进行整合，最终进行设备选定并确定最优设计方案。按办公楼的布局设计，空调供应分为两个区域：一楼小隔间办公区和二楼以上大空间开敞办公区。应按需供应空调，尽量减少能源浪费。一楼小开间办公区域(办公室、餐厅等)采用风机盘管机加新风的空调系统。这种设计便于管理人员按室内实际情况控制空气调节量大小。开敞办公区域（二楼以上等楼层)人员密度大，空间大，采用全空气系统。通过冷负荷计算得知，该设计总制冷量为2412kW,因此我们选择在负一层安放LSBLX3000H型号的离心式冷水机组。通过新风量计算得知，第一层新风量为6270m3/h，新风负荷为70kw,选用格力的GMV-NX280P/A(x2.5)型新风机组。第二三四五层送风量17287m3/h,选择特灵的CLCP030型空气处理机组。第六层送风量17117m3/h，选择特灵的CLCP030型空气处理机组。第七层送风量27977m3/h,选择特灵的CLCP035型空气处理机组。为了降低能耗并且便于调节，整栋建筑采用一次回风方式，并采用自然渗透排风方式。该设计中管路不与大气接触，在系统最高点设置排气阀，且冷热源的供冷、供热由冷水机组供给，房间不需要同时供冷、供热，故选用闭式双管系统，冷水、热水共同使用一个管路，系统简单，不需要克服静水压力、水泵压力，功率较低，初投资节省。本课题设计的后期，对风系统和水系统的阻力进行了计算。根据风管道、水管道最不利环路路径并结合冷负荷、送风量等因素，遵循经济实用的原则，选择了符合要求的空调末端设备以及辅助设备。最后利用CAD制图软件绘制了空调系统平面图，风系统图和水系统轴测图。关键词：中央空调；风机盘管系统；水力计算；沈阳化工大学学士学位论文AbstractAbstractAccordingtotheselectedtopic,officeinWuhanwaschoosenasthedesignbackground.Officebuildingtobedesignedissevenlayersframeshearwallstructure.Thefirstfloorheightto5m,andclearheightis3.5mwhile2to7layersof4mhigh,clearheightof2.8m,therooflevel29m.Buildingareacoversanareaabout1650m2andtotalairconditioningareaabout10700m2.Designideawerelistedasfollowing:first,afterreferingtorelevantconstructionmanual,andinaccordwiththedemandofbuildingfunction,thecoolingloadsofvariousareascanbecalculatedandairconditioningpartitionsettingschemecanbedeterminedwiththecalculationresults.Then,accordingtothedesignparametersandstandardsofWuhanarea,ventilationsystemdesigniscarriedoutineachareaofthesystem.Finally,theequipmentisselectedandtheoptimaldesignschemeisdeterminedwiththeconsideratioaofintegrationoffactorssuchaseconomy,performanceandconstructionenvironment.Accordingtothelayoutdesignofofficebuilding,theairconditioningsupplyisdividedintotwoareas:thefirstflooriscubicleandtheopenspaceinthelargespaceabovethesecondfloor.Airconditioningshouldbesuppliedondemandtominimizeenergywaste.Thefirstfloorofficearea(office,restaurant,etc.)adoptstheairconditioningsystemofthefancoil.Thisdesigniseasyformanagerstocontrolthevolumeofairconditioningaccordingtoactualindoorconditions.Thewholeairsystemisadoptedasopenofficeareaabovethesecondfloorrepresentrelativelyhighpersonneldensityandhavelargewholespace.Withcoldloadcalculation,thetotalrefrigeratingcapacityofthedesignis2412kW,sowechosetoplacetheLSBLX3000Htypeofcentrifugalchilleronthenegativeonefloor.Accordingtothenewairvolumecalculation,thenewwindvolumeofthefirstlayeris6270m3/h,thenewwindloadis70kw,sothegmv-nx280p/A(x2.5)typenewwindunitisselected.Thesecondtofifthfloordeliversthewindvolume17287m3/h,selectingtheCLCP030airhandlingunit.Thesixthlayerdeliverstheairvolume17117m3/h,selectingthesecretCLCP030airhandlingunit.Theseventhlayerdeliverstheairvolume27977m3/h,selectingthespecialCLCP035airhandlingunit.Inordertoreduceenergyconsumptionandfacilitateadjustment,thewholebuildingadoptsareturnairwayandadoptsthenaturalseepageexhaustmethod.Inthedesign,thepipelineisnotcontactwiththeatmosphere,theexhaustvalveissettedupinthehighestpointofthesystem.Thecoolingandheatingloadsaresuppliedbychiller.Becausetheroomdon’tneedtobecooledorheatedatthesametime,theclosedtwo-pipesystemisselected.Thesamepipecanbeuesdforsupplyingcoldorheatedwater.Bydoingthis,thesystemissimple,lowpowerandinitialinvestmentsavingsanddonotneedtoovercomethehydrostaticpressure,pumppressure.Inthelaterstageofthisproject,thewindandwatersystemresistancearecalculated.Accordingtothewindpipe,waterpipelooppathandcombinedwiththemostadversefactorssuchasthecoolingload,airvolume,andfollowtheprincipleofeconomicalandpractical,chosetomeettherequirementsofairconditioningterminalequipmentandauxiliaryequipment.Finally,CADdrawingsoftwareisusedtodrawtheairconditioningsystemplan,windsystemdiagramandwatersystemaxismapping.Keywords:centralairconditioning;fancoilsystem;hydrauliccalculation;目录第一章文献综述1.1中央空调系统概述空气调节简称空调，它的目的是创造一个合适的（室内）大气环境，使人在该环境中感到舒适或者是保证（室内）大气环境满足生产工艺过程或科学研究、实验过程的需要。为了实现这一目的，通过通风换气，具体的说，就是加工和处理一定质量的空气送入室内，使（室内）大气环境满足要求。对空气的处理过程包括加温（降温）、加湿（除湿）、净化等，即常说的热湿处理[1]。空调按负荷大小一般可分为普通空调和中央空调。普通空调：一般是一个冷源和一个风口，如一台室外机对应一台室内机，比如立式空调，窗式空调。适合空间较小的环境。中央空调又可分为大型中央空调与家用中央空调（又称户式中央空调）：一台或几台冷水机组通过风管或冷热水管连接多个末端，将处理好的冷气或暖气送到各个房间，改善多个房间的室内状况。[2]中央空调组成：新风部分、空气净化部分、空气的热湿处理部分、空气的输送和分配、控制部分、空调系统的冷、热源[3]。中央空调系统由冷热源系统和空气调节系统组成。制冷系统为整个系统提供所需冷量，抵消室内环境的冷负荷；制热系统为系统提供热量，抵消室内环境热负荷。中央空调的制冷系统系统是整个系统中最重要的部分，其种类、结构形式等直接影响了中央空调系统在运行过程中的经济性、高效性。中央空调系统是指在同一建筑物中，以集中或半集中方式对空气进行净化、冷却、加湿等处理、输送和分配的空调系统[4]。中央空调主要由空气处理设备、空气分配设备、空气输送设备、冷（热）源设备及控制部分等组成。主要根据制冷量不同，中央空调又被分为工商业用中央空调和户用中央空调两大类，工商业用中央空调的制冷量几乎全在在50kW以上。户用中央空调是介于传统的大型中央空调和房间空调器之间一种中央空调产品，制冷量通常不大于50kW。工业制冷场所、写字楼、商场、轨道交通、机场、医院等各类大型建筑[5]等各种需要调节空气的大型区域都应用工商业用中央空调。1.2国内外中央空调的应用现状概述1.国外中央空调系统的应用现状美国和日本空调技术处于世界领先地位，所以主要讨论美国和日本的中央空调应用。美国的有非常高的中央空调普及率，由于优秀的经济实力，人民生活水平高，所以对居住的环境舒适度的要求比较高，因而促进了该国空调业的发展。美国的中央空调以风管式系统为主，但实际应用中，形式多种多样。例如，风管式单元空调系统和风管式空调箱系统都被广泛的使用。燃气炉家用空调在美国的应用也非常普遍，这种空调在供冷季由制冷机组提供冷量，在供热季由燃气炉提供热量，，因而对环境特别友好，成为了当今空调的一种发展趋势，另外燃气炉同时还可以满足家用热水的需求[7]。与美国以风管式系统为主的特点不同，日本的家用中央空调走的是一条以氟系统为主（即VRV系统）的发展道路，并且在设备开发和控制技术上都处于世界最前沿。在世界制冷行业中，在二十世纪九十年代以前，60%的市场被日本所占有，这为日本发展VRV技术提供了资金保障。日本的国内资源非常稀少，其能源消耗主要依赖于从国外进口，因此日本非常强调节能。家用空调作为能源消耗大户，其节能技术的开发尤其受到重视。VRV系统高效的节能性是其在日本得到广泛应用的一个原因[8]。2.国内中央空调系统的应用现状尽管我国资源总量丰富，但人均资源量较少，因此中央空调节能有着十分重要的意义。近年来，国民经济的快速发展使我国的能源供应显得越来越紧张。通过调查一些地区的中央空调系统，发现设计人员在选用冷水机组时很多情况下都考虑其额定工况下的全负荷性能，而对其部分负荷性能的考虑较少。我国在冷水机组系统方面的研究较少，几乎全都是按冷水机组的样本提供的冷却水量和冷冻水量进行冷却水泵和冷冻水泵的选择。不太注意水泵的运行是否节能，冷水机组运行时，冷凝器和蒸发器都要求定流量，因此，就算冷水机主不全负荷运行，水泵也都是全负荷输出，这样水泵的能源浪费是非常大的。除此之外，中国的国情与其他发达国家都不相同，因此，在发展中央空调时，应当结合中国自身的特点，在仔细分析中国具体国情的基础上，合理制定中央空调发展的道路。我国对中央空调的研究也应当遵循相应原则，应广泛而全面地开发各种形式的中央空调，不应只局限于一种形式。在研究和设计过程中，应当充分考虑到中国的地理气候条件、设计室内和室外条件、人们生活习惯等诸方面的因素，针对中国用户开发出具有中国特色的中央空调系统【8】。1.3我国商用中央空调的发展 在现今局势下中央空调的未来发展方向主要为；环保、节能、人性化、智能化。在这一主流方向上，我国商用中央空调的发展趋势又可分为以下几类[9]：1.市场趋势：随着商业化、利益化、经济全方位化的飞速发展,商用空调的市场供应量必然会大幅度增加。未来几年我国在能源结构方向上的调整将为新产品带来更好的发展空间。2.产品自身趋势：通过不断的技术改进提高空调的舒适度，使空调在商业建筑中更适应人们的需要；同时提升技术含量，使中央空调更便于操作和控制，比如远程控制技术：大型商用中央空调本身结构繁琐，维护成本较高，对于日常的使用监测带来诸多不便。因此一些品牌开始将信息化远程控制系统应用在空调设备上。这些新科技的应用在某种程度上讲就是产品的自我升级。3.健康技术的广泛应用：在人们越来越注重养生、越来越在乎健康的今天，许多商家也看到了其中的商机。大型空气净化设备、防噪音设备、“杀菌防护”等诸多功能被应用于空调之上，这些人性化的技术也越来越受到人们的青睐，也为商家本身带来了巨大利益噱头。4.节能环保大势所趋：为响应国家乃至世界的节能环保号召，为了能在可持续性发展的道路上走的更远，大型商用中央空调也开始走上了改革之路，像格力，美的等国内品牌类似于“一晚只需几度电”、“低耗节能”广告宣传层出不穷。1.4我国中央空调应用的节能及环保技术由于经济的飞速发展及对能源需求的日益增大，中国越来越重视节能与减少温室气体的排放。如何减少能耗以及提高能源使用率关乎我国持续发展大计。在城市建筑物的能耗中，中央空调系统所占的比重最大。根据不完全统计，中央空调所消耗的能量占建筑总耗能的40%-50%，是城市建筑的主要耗能对象。因此探究中央空调的节能方法对减少建筑能耗具有非常重要的意义[10]。现代大楼中央空调系统，它的节能途径是：1.应该合理匹配中央空调系统的装机容量，系统如果在大部分时间里满负荷或接近满负荷工作将减小非常多的额外能耗。2.显性额外能耗和隐性能耗是空调系统额外能耗两种不同形式。空调系统针对负荷的不同分别选择主机功率，对水泵进行变频调速和冷却塔进行温控降低系统的显性额外能耗，如果减少冷却塔的蒸发耗水和飞水，则能减少空调系统的隐性能耗。当系统配置固定后，主要从运行方式和加强管理方面寻求节能途径。3.利用微机整体优化控制整个中央空调系统各个设备有利于节能，并且新技术的应用也将极大地减小系统的能耗[11]。使用商住楼中央空调系统就是为了创造一个舒适的室内空气环境。我国商业建筑建设量大，商业建筑的能耗也较大。因此，商业建筑节能刻不容缓、且潜力很大。常用的节能措施有：1.充分利用自然冷源；2.减少冷热负荷；3.提高效率；4.减少电耗；5.减少阻力；6.加强管理、减少水泵电耗。综上所述，中央空调应该把节能环保作为研究重点。在空调系统运行时噪声污染尤为明显，这一问题对人们的日常生活和工作造成较严重的影响，因此，减少空调系统运行时噪声污染对于提高公众的舒适度，具有非常重要的意义。此外，在大型中央空调工程中，水力平衡的调节也是重要环节。如果水力失衡，其波动性较大，加大了其在管路中的阻力，稳定性差，就会导致系统流量分配不合理，冷热不均的情况，导致系统输送冷、热量不合理，从而引起多余的能耗[12]。

第二章工程概况和设计参数第二章工程概况和设计参数2.1工程概况本设计对象为写字楼空调、通风系统设计，采用武汉市室外参数。武汉地处我国东部沿海向内陆过渡地带，地处中纬度，属亚热带湿润性东南季风气候区具有冬寒夏暖、春湿秋旱、夏季多雨、冬季少雪、四季分明的特征。年平均气温为16.7℃，7月平均气温高达28.9℃，1月仅3.5℃。夏季气温高，35℃以上气温天数为40天左右，极端最高气温41.3℃，极端最低气温-18.1℃，武汉日均温≥10℃持续期达235天，年平均无霜期240天。一年四季分配也以夏季最长，达135天，冬季次之，为110天，具有冬夏漫长而春秋短促的显著特点。写字楼主体为地上七层框架剪力墙建筑，屋顶标高29m，建筑面积占地面积约为1650m2，总空调面积约为10700m2。2.2建筑物设计参数屋面：壁厚135mm，保温材料为沥青膨胀珍珠岩，厚度为27mm。K=1.88，Ⅳ类。外墙：一砖半（厚370mm），内表面有20mm白灰粉刷。K=1.55，Ⅱ类。内墙：壁厚160mm的砖墙，白灰粉刷。K=2.38。外窗：双层反射中空玻璃。双层6mm厚的平板玻璃，K=1.61。人员：根据各房间的使用功能及使用单位提出的要求确定人员数。照明、设备：由建筑电气专业提供，照明设备为暗装荧光灯，镇流器设置在顶棚内，荧光灯罩无通风孔。根据建筑照明设计规范的说明：办公室一平方照明密度为11W，高级办公室为18W空调使用时间:早晨七点到晚上六点，约为11小时。2.3室内外设计参数2.3.1室内设计参数空气调节室内计算参数如表2-1所示。表2-1室内设计参数表参数热舒适度等级温度（℃）相对湿度（%）风速（m/s）冬季Ⅰ级22~2430~60≤0.2Ⅱ级18~21≤60≤0.2夏季Ⅰ级24~2640~70≤0.27Ⅱ级27~28本设计所选参数为房间内调控温度为27摄氏度，湿度为60%。2.3.2室外设计参数室外气象参数和室外计算干、湿球温度分别如表1-2和1-3所示表1-2室外气象参数表地理位置大气压力hPa北纬东经海拔（米）冬季夏季29°58′-31°22′113°41′-115°05′41.61020.81007.7表1-3室外计算（干球）温度（C）冬季夏季夏季空气调节室外计算湿球温度（C）采暖空气调节最低日平均通风通风空气调节空气调节日平均计算日较差-19-22-24.9-122831.427.28.128.2

第三章方案确定第三章方案确定3.1系统概述一个典型的空调系统应由空调冷热源、空气处理设备、空调风系统、空调水系统及自动控制和调节装置组成。根据需要，它能组成许多不同形式的系统。在工程上应考虑建筑的用途和性质、热湿负荷特点、温湿度调节和控制的要求、空调机房的面积和位置、初投资和运行维修费用等许多方面的因素，选定合理的空调系统。空调系统可以按空气处理的设置情况分为集中系统、半集中系统、全分散系统；按承担室内负荷所用的介质种类可分为全空气系统、全水系统、空气—水系统、冷剂系统[13]。3.1.1全空气系统全空气系统分为单风道系统和双风道系统。单风道系统指机房内空气处理机制处理一种送风参数的空气；双风道指的是机房内空气处理机处理出两种不同参数的空气。全空气系统的特点是：（1）空调与制冷设备可以集中布置在机房，机房面积较大，层高较高。空调与制冷设备集中安设在机房便于管理和维护（2）可以严格控制室内的温度与湿度，能满足较高的室内环境参数要求，可以用两级过滤，可以保证良好的空气品质。（3）通过灵活反应室外气象参数的变化和室内负荷变化以实现全年多工况节能运行调节，充分利用室外新风，使得冷冻机组运行时间大大减少。（4）适用于较大空间，设备维护费较其他方式经济。3.1.2空气-水系统即风机盘管加新风机组系统，是目前广为运用的一种空调方式。房间内的冷、热负荷和新风的冷热负荷由风机盘管和新风机共同承担，这种方式可减少机房面积，降低建筑空间。风机盘管加新风系统的特点是：（1）风机盘管可以和集中处理的新风系统联合使用，也可以单独使用，所以布置灵活。各空调房间互不干扰，可以独立地调节室温，并可随时根据需要开停机组,各房间之间不会相互污染。节省运行费用，灵活性大，节能效果好。（2）与集中式空调相比不需回风管道，节约建筑空间。（3）机组部件多为装配式、定型化、规格化程度高，便于用户选择和安装。（4）维修管理不方便，由于水管众多，容易漏水，且漏水后无法轻易维修，无法实现全年多工况节能运行调节。（5）适用于旅馆、公寓、医院、办公楼等高层多层的建筑物中,需要增设空调的小面积多房间建筑室温需要进行个别调节的场合[14]。3.1.3冷剂式系统冷剂式系统使用方便，目前开始出现在中、小型商用建筑和住宅中，是一种活跃的中央空调系统形式。冷剂式空调系统的特点：结构紧凑、体积小、占地面积小、自动化程度高。空调机组可以直接放在室内，占地面积小。机组分散布置，各个房间可以根据自己的需要启停各自的机组，以满足不同的需要。发生火灾时，也不会通过风道蔓延，对建筑防火有利。空调机组能源的选择和组合受限，目前普遍采用电力驱动。空调机组的制冷性能系数较小。设备使用寿命短。3.2方案确定本工程是写字楼空调通风设计，内有大空间房间开敞办公区，又有小空间房间如接待室、小办公室等，鉴于全空气系统、空气-水风机盘管系统、VRV系统各自的特点和本次所设计建筑的特点，本设计选用两套系统，即全空气系统和风机盘管加独立新风系统。开敞办公区房间的特点是空间大，人员密集，需要的空气洁净度高，新风量大。全空气系统维护管理方便，能满足较高的室内环境参数要求，可以用两级过滤，含尘浓度和细菌总数符合卫生标准，过渡季节可以用全新风送风，虽然花费较其他系统高，但综合所有优缺点，利大于弊，选用全空气系统。由新风口引入新风，通过风管输送到空气处理机组，经处理后向室内送风，回风由回风口回到空气处理机组与新风混合。一楼餐厅是不同时使用，使用高峰和平常负荷变化大需要进行个别的调节，导致热湿比不同，所以全空气系统并不适合。所以采用风机盘管加独立新风系统不仅提高了该系统的调节和运转的灵活性，且进入风机盘管的供水温度可适当提高，水管的结露现象可得到改善。新风采用分系统设置水平式新风系统，处理到室内空气焓值，不承担室内负荷，新风通过新风管道直接送入各空调房间。新风量按各室不同的人数进行设计，新风补充量30m³/h•p。此外房间之间空气互不串通，不会相互污染。第四章负荷计算

第四章负荷计算4.1负荷计算原理与方法4.1.1空调冷负荷的构成包括：1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷；2）外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷；3）透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷；4）设备散热引起的冷负荷，包括电子设备、照明设备等；5）人体散热形成的冷负荷。4.1.2各冷负荷的计算方法1）外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逐时冷负荷可按式(3-1)计算：(4-1)式中LQ1—外墙和屋面瞬变传热引起的逐时冷负荷，WF——外墙和屋面的传热面积，mK——外墙和屋面的传热系数，W/（m·℃），可根据外墙和屋面的不同构造，查取tlf——外墙冷负荷计算温度，℃；（查参考文献19，附录2-4表3可得）td——I-IV型结构地点修正值（查参考文献19，附录2-4表5可得）tn——室内设计温度，℃表4-115点整时各墙面温度南西南西西北北东北东西南屋顶取15点为例32.934.434.933.231.234.336.135.238.4修正值0.411.72.42.22.31.711.3实际计算温度33.335.436.735.633.436.637.836.239.72）外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷在室内外温差的作用下，玻璃窗瞬变传热形成的冷负荷可按下式计算：(4-2)式中F——外玻璃窗面积，m；K——玻璃的传热系数，W/（m·k）本设计双层玻璃窗K=3.01W/（m·k）；tl——玻璃窗的冷负荷逐时值，℃；（查参考文献19，附录2-4表11可得，并按表12进行地点修正）t——室内设计温度，℃。3）透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷透过玻璃窗进入室内的日射得热形成的逐时冷负荷按下式计算：(4-3)式中F——玻璃窗的净面积，是窗口面积乘以有效面积系数Ca，本设计双层钢窗Ca=0.75；C——玻璃窗的综合遮挡系数C=C·C;C——玻璃窗的遮挡系数（查参考文献19，附录2-5表2可得）；C——窗内遮阳设施的遮阳系数（查参考文献19，附录2-5表3可得）；D——日射得热因数的最大值，W/m（查参考文献19，附录2-5表1可得）；C——冷负荷系数（查参考文献19，附录2-5表5-表8可得）4）设备散热引起的冷负荷，包括电子设备、照明设备等设备和用具显热形成的冷负荷按下式计算：(4-4)式中Q——设备和用具的实际显热散热量，W；C——设备和用具显热散热冷负荷系数。根据这些设备和用具开始使用后的小时数及从开始使用时间算起到计算冷负荷的小时数、以及有罩和无罩情况不同而定。根据室内设备运行时间为7:00~18:00，运行时数为11小时，由《空调工程》（黄翔主编，机械工业出版社）附录27查得设备显热散热冷负荷系数，按式（4-4）计算。根据建筑照明设计规范的说明：办公室一平方米照明密度为11W，高级办公室一平方米为18W。5）人体散热形成的冷负荷人体散热引起的冷负荷计算式为：LQ=LQs+LQL=qs•n•n'•CLQ+qL•n•n'(4-5)式中q——不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W；n——室内全部人数；n′——群集系数；C——人体显热散热冷负荷系数LQs——人体显热散热形成的冷负荷LQL——人体潜热散热形成的冷负荷室内的人体会同时向室内散发热量和湿量。散发的热量有显热和潜热两种形式。办公室属于极轻劳动。查《空调工程》（黄翔主编，机械工业出版社）表4-15，当室内温度为27℃时，成年男子每人散发的显热和潜热量为54W和57W，群集系数取ψ=0.9。4.2计算各房间的冷负荷房间108：1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷各墙面积:A1=14.84m2；A2=28m2；A3=16.66m2；A4=28m2；窗户面积:3.24m2.门的面积：1.89m2。A1面为南墙，计算温度为33.3摄氏度。Q1=11.6×1.55×(33.3-27)=149.23WA2面与A3面为内墙，通过室内温差传热，室内温度为29摄氏度，空调房间内温度为27摄氏度。Q2=28×2.38×(29-27)=133.28WQ3=16.66×2.38×(29-27)=79.3WA4墙无热量传递，不增加冷负荷。2）外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷Q4=3.24×1.61×(33.3-27)=43.3W3）透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷Q5=0.74×98×0.6×3.24=140.98W4）设备散热引起的冷负荷，包括电子设备、照明设备等房间面积为A=8×5.3=42.4m2，所以照明负荷Q6=11×42.4=466.4W。电子设备负荷为Q7=27W5）人体散热形成的冷负荷根据设计要求，人数为一人。Q8=0.9×(54+57)=99.9W总负荷为Q=1037.82W。办公室105,106,107因为面积与所处环境相同所以一起计算。1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷各墙面积:A1=21.52m2；A2=28m2；A3=28m2；A4=28m2Q1=1.55×21.52×(33.3-27)=276.85wA2和A4墙无热量传递，不增加冷负荷。Q2=24.22×2.38×(29-27)=115.29W2）外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷Q3=43.3×2=86.6W3）透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷Q4=140.98×2=281.96W4）设备散热引起的冷负荷，包括电子设备、照明设备等照明设备：Q5=64×10=640W其他设备：Q6=100W5）人体散热形成的冷负荷根据设计要求，人数为14人.Q7=111×0.9×14=1534W总负荷Q=3004.49W。接待室104:Q1至Q6与房间105相同根据设计要求，人数为20人。Q7=20×111×0.9=2198W总负荷Q=3670.49W。值班室103：1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷各墙面积:A1=12.3m2；A2=28m2；A3=16.89m2；A4=24.22m2Q1=12.3×1.55×8.3=158.24WA2墙无热量传递，不增加冷负荷。Q2=(16.89+24.22)×1.55×2=127.44W2）外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷Q3=43.3×2=86.6W3）透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷Q4=140.98×2=281.96W4）设备散热引起的冷负荷，包括电子设备、照明设备等照明设备：A=5.36×8=42.92m2Q5=42.92×11=472.12W其他设备：Q6=27W5）人体散热形成的冷负荷根据设计要求，人数为8人。Q7=111×8×0.9=799.2W总负荷Q=2040.10W。大厅：各墙面积:A1=30.74m2;A2=80.64m2;A3=26.65m2Q1=30.74×1.55×(33.3-27)=359.47WQ2=80.64×1.55×(36.7-27)=1462.41WQ3=26.65×1.55×11.7=476.64W2）外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷对于南面墙的玻璃：Q4=43.2×3=129.6W对于北面墙的玻璃：Q5=24.5×1.61×(33.4-27)=331.34W3）透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷Q6=140.98×2=368.56WQ7=105×0.74×0.6×24.5=1142.19W4）设备散热引起的冷负荷，包括电子设备、照明设备等照明设备：Q8=267×11=2937W其他设备：Q9=30W5）人体散热形成的冷负荷根据设计要求，人数为27人。Q10=27×110×0.9=2673W总负荷Q=7085.5W。职工餐厅：因人流量密度峰值不同，该设计以从十一点至十三点每小时100人计算，其余时间段按20人计算。1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷各墙面积:A1=56m2；A2=42.14m2；A3=33.06m2Q1=56×2.38×2=266.56WQ2=42.14×2.38×2=201.66WQ3=33.06×1.55×(33.4-27)=430.44W2）外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷Q4=3.36×1.6×(36.7-35)×6=379.2W3）透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷Q5=98×0.74×0.6×3.36×6=878.6W4）设备散热引起的冷负荷，包括电子设备、照明设备等照明设备：Q5=200×11=2200W其他设备：Q6=300W5）人体散热形成的冷负荷根据设计要求，按最大人数计算为150人。Q7=111×150×0.9=14985W总负荷Q=21105W。第二,三，四，五层（有效高为2.8m）整层为一个大区域，每面墙壁的冷负荷独自计算。南墙：A1=164.08m2透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷Q1=0.74×98×0.6×164.08=7139.45W外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷:Q2=164.08×1.61×(33.3-27)=2192.6W西墙A1=20.16m2；A2=20.16m2；A3=20.16m2；A4=16.92m2Q3=20.16×1.55×8.4=262.48WQ4=16.92×1.55×(36.7-27)=306.84WQ5=3.24×1.61×(36.7-27)+140.98=202.01W北墙：126.56m2透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷Q6=0.74×105×0.6×126.56=5900.23W外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷Q7=126.56×1.61×(33.4-27)=17116W根据设计要求，房间201和202人数为4人，203人数为278人。Q8=111×286×0.9=28571.4W房间总面积A=1175.5m2照明设备：Q9=11755W其他设备：Q10=2000W东墙：66.67m2Q11=1.55×66.67×(37.8-27)=1322.69W透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷:Q12=0.9×2.8×0.74×0.6×481=1322.69W外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷:Q13=0.9×2×2.8×1.61×(37.8-27)=103.86w总负荷Q=66922W。六层相对于四楼，多了一个屋顶，且北墙换热是与室内换热。屋顶的面积A=44×4=176m2Q1=176×1.88×(39.7-27)=4863.94W玻璃的面积A2=77.84m2Q2=77.84×2.38×(29-27)=370.52WQ3=(4+4.6+1.4)×1.88×2=37.6W根据设计要求，人数为260人，减少的热负荷为3758W，照明设备减少1760W总负荷Q=60722.98W七层相对于四楼多了一个屋顶，北墙与室内换热，西墙A2引出的冷负荷除去。屋顶的面积A=1024m2Q1=1024×1.88×(39.7-27)=28299.26WA2=20.16m2；A3=20.16m2；A4=16.92m2Q2=20.16×1.55×8.4=262.48WQ3=20.16×2.38×2=95.96WQ4=112×1.61×2=360.64W根据设计要求，人数为240人，减少的设备负荷为3840W,减少的人体散热负荷为38×111×0.9=3796.2W总负荷Q=79769.94W此为整栋楼三点时的冷负荷，其余时刻的冷负荷均按此种方法计算，列于附表一，各时刻的冷负荷。由上表可以看出，一点时刻的冷负荷量最大，为312238.7W，以下的空调负荷计算均以最大值为准。4.3湿负荷与人体散湿量人体散湿量可按下式计算：（4-6）式中D——人体散湿量，kg/h;n′——群集系数，成年男子每人散湿量为69g/h群集系数取n′=0.9；w——成年男子的小时散热量，kg/（h·p），当室内温度为27℃时，成年男子每人散湿量为109g/h；n——人数以房间101为例进行计算D=27×0.9×109×10-3/3.6=0.73g/s,其余房间的湿负荷见于附表二。沈阳化工大学学士学位论文第四章风系统设计计算第五章风系统设计计算

第五章风系统设计计算5.1全空气系统送风方式及新风负荷全空气系统采用定风量露点送风空调系统，空气经冷却处理到接近饱和状态点，不经加热送入室内。夏季工况为：送风在机房内经冷却去湿后送到室内，消除室内的冷负荷和湿负荷；一部份回风与新风相混合后经集中处理再送入房间，另一部份回风直接排到室外。该系统根据季节调节新、回风量之比，在春秋过渡季节可以充分利用室外空气的自然冷量，实现全新风经济运行，从而降低能耗[17]。图5-1全空气系统空气处理的h-d图以203为例进行全空气系统的空气处理过程的负荷计算。该空调属于舒适性空调，送风温差不应大于10摄氏度。热湿比=8524hw=90kJ/kg;hN=58kJ/kg;hL=47kJ/kg;Q=63.99KW;G=8340m3/hhN-hL=58-47=11kJ/kg==16159.29m3/h=5.8kg/shc==74.52kJ/kg空气冷却器所需冷量：Q0=qm(hc-hL)=5.8×(74.52-46)=165.42KW新风负荷：QW=G×（hw-hL）=8340×(90-47)×1.293=345kw5.2风机盘管加独立新风系统送风方式及新风负荷本设计采用风机盘管加独立新风空调系统的空气处理过程，在风机盘管加新风空调系统中，新风在夏季要经过新风机组的冷却减湿处理。采用让风机盘管承担室内冷负荷，新风机组只承担新风本身的负荷，新风机组只需将新风处理到室内要求的焓值即可。以房间103为例进行计算。夏季空气的处理流程为：夏季空气处理过程的h-d图见图5-2：图5-2风机盘管加独立新风系统空气处理的h-d图根据设计条件，确定室外状态点Wx和是室内状态点Nx。Nx：=27℃=58kJ/kg=11.7g/kgWx:=36.7℃=90kJ/kg=19.01g/kgB.确定机器露点Lx和考虑温升后的状态点Kx从Nx点引hNx线，取温升为1.5℃的线段，使与等焓线hNx线和φ=90%线分别交于Kx、Lx。连接，Wx→Lx是新风在新风机组内实现的冷却减湿过程。L:hLx=57/kgKx:=22.1℃=57.6kJ/kg=13.9g/kgC.确定室内送风状态点Ox从Nx点作x线，该线与φ=90%的线相交于送风状态点OxOx:=17.3℃=46.15kJ/kg=11.3g/kgOx确定之后，即可计算出空调房间送风量（kg/s）为=m3/hD.确定风机盘管处理后的状态点Mx。连接并延长到Mx点，Mx为经风机盘管处理后的空气状态，风机盘管处理的风量=-,由混合原理可求出hmx=44.47kJ/kg，hmx线与的延长线相交得Mx点。连接，Nx→Mx是在风机盘管内实现的冷却减湿过程。E.确定新风机组负担的冷量和盘管负担的冷量新风机组负担的冷量（KW）为：风机盘管负担的冷量（KW）为：5.3新风量的确定一般空调系统中新风量的确定要遵守以下三条原则：1.满足人员卫生的要求在人员长期停留的空调房间，由于人们呼出二氧化碳气体的增加，会逐渐破坏室内空气的成分，给人体带来不良的影响。因此在空调系统的送风量中，必须通入含二氧化碳少的室外新风稀释室内空气的二氧化碳的含量，使之符合卫生标准的要求。2.保证空调房间正压的要求。一般情况下室内都要求保持5-10Pa的正压，目的是防止外界环境空气渗入空调房间，干扰室内温度，湿度或破坏室内的洁净度。使空调房间内保持一定的正压值，通常是采用增加一部分新风的方法，使室内空气高于外界压力，然后再让部分多余的空气从房间门窗隙缝等不严密处渗出去。3.满足最小新风比根据《实用空调设计手册》规定最小新风比为新风量与房间总送风量的比值，新风比应不小于10%。我国《公共建筑节能设计标准》（GB50189-2005）在归纳我国现行规范标准规定新风量的基础上，给出了主要房间设计新风量的规定值，根据新风量指标每人为30m³/h•P；以房间101为例进行新风负荷计算：人数27人所以新风量Q=27×30=810m3/h.其余房间的送风量，新风负荷计算方法与此相同，不再赘述。计算结果见于附表二。5.4气流组织计算5.4.1气流组织方式所有房间的风机盘管送风口及新风均采用顶送顶回的气流组织方式，如图4。其他全空气系统均采用顶送下侧回的气流组织方式，如图5。图5-3顶送顶回·图5-4顶送下侧回5.4.2气流组织计算步骤1）布置散流器采用对称布置，每个散流器承担4×4m2的送风区域，需散流器4个。2）初选散流器按出口风速小于3m/s选择风口。选用200×200的方形散流器，颈部尺寸为0.0227㎡。散流器实际出口尺寸约为颈部尺寸的90%。m/s(5-3)式中：V——房间送风量，m3/h；n——送风口个数，个；A——送风口实际出口面积，m2。3）计算散流器射程（5-4）式中：x——以散流器中心为起点的射流水平距离，m；V×——在×处的最大风速，m/s；Vo——散流器出口风速，m/s；xo——平送射流原点与散流器中心的距离，m；A——散流器的有效流通面积，m2；K——系数。4）计算室内平均速度（5-5）式中：L——散流器服务区边长，m；H——房间净高，m；5.4.3气流组织计算实例以办公室104进行气流组织运算实例该房间尺寸为8×8×4.2m3；室内空调系统风机盘管加独立新风系统，风机盘管送风量558m3/h,新风量为600m3/h，采用FPCA02风机盘管两台，200×200的方形散流器4个，单个散流器风量为139.4m3/h。本计算方法理论依据陆亚俊编著的《暖通空调》[1]。送气次数n=10A=0.0227×9=0.0202m2;k=1.4;v×=0.27m/s=1.59×1.4×0.021/2/0.27-0.07=1.2mvm=送冷风时，增加20%，为0.136m/s<0.2m/s，符合要求。其余房间散流器的校核计算均按此方法校核完毕，此处不再赘述。5.4.4风口布置风口对气流组织有着关键断作用，根据送回风量，选择合适的风口，均匀分配，同时避免柱和梁的阻挡。最大可能的减少风量扰动对气流产生的负面效应。在工程设计中采用了以下措施：（1）新风口应尽量靠近风机盘管的送风口，目的让新风与室内回风混合均匀。（2）送风口尺寸放大。由于变风量末端在调节风速大小时会使人产生不适感，这种现象在大风量送风口处尤为明显。（3）增强吊顶贴附效应。保持吊顶平面平整，使吊顶面的凸凹远离送风口。灯具、火灾报警探头和水喷淋头，必须要有一定的相隔距离。5.5风管的选择及布置5.5.1风管的选择各风管具有如下的特点：尽管圆风管强度大，耗钢量小，但占有有效空间较大，不易布置且不美观。矩形风管布置简单明了，多用于明装和管道布置复杂的地点。矩形风管中，方形风管阻力较小，耗钢量小。采用矩形风管时，宽高比应小于3为宜。风管材料应考虑适合和经济，内部光滑，易于安装，就地取材等因素。在本设计中，选用矩形风管。5.5.2风管阻力计算风管的水力计算方法很多，常用的有假定流速法，压损平均法和静压复得法三种，本设计应用最普遍的假定流速法。计算步骤如下：（1）绘出通风或空调系统的水力计算简图。对风道系统进行分段，并注明各管段的长度、风量、空气处理设备和管件的规格型号及所在部位。（2)假定各管段内的空气流速，一般主风道风速为5—6.5m/s,支风管为3—4.5m/s。（3）根据各管段的风量和假定风速确定该管段的断面尺寸，计算沿程损失和局部损失。（4）对系统中各并联支路进行阻力平衡计算。（5）根据系统的总压力损失和总风量选择风机。利用假定流速法根据《实用供热空调设计手册》确定各个管段的管径和阻力的大小，对不平衡的管段进行阻力的调节，或者利用增设减压阀门来平衡阻力。5.5.3风管阻力计算实例以首层的独立新风系统为例首先选定系统最不利环路作为计算的出发点（一般是某一空调系统中最长管路或者局部构件最多的管路），选出区域中的最不利环路为：1－2－3－4-5－6-7，风系统的管路走向示意简图如下：(其中G的单位m3/h，L的单位m。)阻力计算过程（1）划分管段，对应编号，逐段选定管内风速，计算相应的截面面积。然后根据标准规格选定风管的断面尺寸，再计算实际流速。经查表查得流量得当量直径D，根据风量和当量直径确定比摩阻R，计算沿程阻力。（2）确定局部构件尺寸和进行局部阻力计算。根据GB规范，计算各个局部构件的局部阻力系数，根据公式：计算出局部阻力。（3）对并联支管进行阻力平衡。采用改变送风口的风量调节阀的开启角度，增大阻力，满足平衡要求。（4）计算风机所需要的风量和风压，计算出最不利环路的总阻力，考虑安全因素，增加15％。设计系统的风量，考虑可能漏风，增加10％。（5）相关计算公式沿程压力损失可按下式计算：ΔPy＝RL(5-6)式中ΔPy――风管的沿程压力损失，Pa；R――单位管长沿程压力损失，Pa/m，可按下式计算；R＝（λ/de）（υ2ρ/2）(5-7)式中λ――摩擦阻力系数，可按下式计算；1/λ1/2=－2log（K/3.71de+2.51/Reλ1/2）(5-8)式中K――风管内壁的当量绝对粗糙度；Re――雷诺数：Re＝υde/ν；ν――运动粘度，m2/s；ρ――空气密度，kg/m3，本次设计取1.2kg/m；de――风管当量直径，m，，可按下式计算；de＝2ab/(a+b)(5-9)式中a,b――风管断面净宽和净高，m；风管局部压力损失ΔPj＝ξυ2ρ/2(5-10)式中ΔPj――局部压力损失，Pa；对于管段1：流量G=810m3/h,管长L=7.2m，初选流速为V=3.5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为400160（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=810/(3600400160)1000000=3.5m/s.de＝2ab/(a+b)=281mm动压△pd＝υ2ρ/2=7.265Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.3。单位比摩阻R=0.731Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.7317.2=5.261Pa局部阻力ΔPj=1.37.265=9.44PaΔP=ΔPy+ΔPj=14.706Pa。对于管段2：流量G=1050m3/h,管长L=8m，初选流速为V=5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为400200（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=1050/(3600400200)1000000=3.65m/s.de＝2ab/(a+b)=267mm动压△pd＝υ2ρ/2=7.265Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.5。单位比摩阻R=0.735Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.7358=5.88Pa局部阻力ΔPj=1.58=12PaΔP=ΔPy+ΔPj=17.88Pa。对于管段3：流量G=3900m3/h,管长L=8m，初选流速为V=5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为630×320（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=3900/(3600630320)1000000=5.37m/s.de＝2ab/(a+b)=424mm动压△pd＝υ2ρ/2=17.3Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.1。单位比摩阻R=0.82Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.828=6.56Pa局部阻力ΔPj=1.117.3=19.03PaΔP=ΔPy+ΔPj=27.59Pa。对于管段4：流量G=5070m3/h,管长L=8m，初选流速为V=5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为630400（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600630400)1000000=5.57m/s.de＝2ab/(a+b)=489mm动压△pd＝υ2ρ/2=18.74Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.3。单位比摩阻R=0.85Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.858=6.8Pa局部阻力ΔPj=1.218.74=22.49PaΔP=ΔPy+ΔPj=29.29Pa。对于管段5：流量G=5490m3/h,管长L=8m，初选流速为V=5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为630400（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600)1000000=6m/s.de＝2ab/(a+b)=489mm动压△pd＝υ2ρ/2=21.6Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.1。单位比摩阻R=0.83Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.838=6.64Pa局部阻力ΔPj=1.121.6=23.76PaΔP=ΔPy+ΔPj=30.4Pa。对于管段6：流量G=5910m3/h,管长L=8m，初选流速为V=5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为630500（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600630500)1000000=5.21m/s.de＝2ab/(a+b)=558mm动压△pd＝υ2ρ/2=16.29Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.1。单位比摩阻R=0.78Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.788=6.24Pa局部阻力ΔPj=16.291.1=17.92PaΔP=ΔPy+ΔPj=24.16Pa。对于管段7：流量G=6030m3/h,管长L=6m，初选流速为V=5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为630500（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600630500)1000000=5.32m/sde＝2ab/(a+b)=558mm动压△pd＝υ2ρ/2=15.5Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.2。单位比摩阻R=0.79Pa/m。则沿程阻力Δy=0.796=4.74Pa局部阻力ΔPj=1.215.5=18.6PaΔP=ΔPy+ΔPj=23.34Pa。总压力为165.37Pa校验各平衡管段的阻力平衡。对于管段一：流量G=2270m3/h,管长L=7.2m，初选流速为V=3.5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为500200（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600500200)1000000=4.17m/s.de＝2ab/(a+b)=286mm动压△pd＝υ2ρ/2=10.42Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.1。单位比摩阻R=0.75Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.757.2=5.4Pa局部阻力ΔPj=1.110.42=PaΔP=ΔPy+ΔPj=16.8Pa。对于管段二：流量G=750m3/h,管长L=7.2m，初选流速为V=3.5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为320200（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600320200)1000000=3.26m/s.de＝2ab/(a+b)=246mm动压△pd＝υ2ρ/2=6.35Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.1。单位比摩阻R=0.71Pa/m。则沿程阻力ΔPy=7.20.71=5.11Pa局部阻力ΔPj=1.16.35=6.99PaΔP=ΔPy+ΔPj=12Pa。对于管段三：流量G=300m3/h,管长L=6m，初选流速为V=3.5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为160160（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600160160)1000000=m/s.de＝2ab/(a+b)=160mm动压△pd＝υ2ρ/2=5.77Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.6。单位比摩阻R=0.71Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.716=4.26Pa局部阻力ΔPj=1.65.77=9.23PaΔP=ΔPy+ΔPj=13.49Pa。对于管段：流量G=600m3/h,管长L=6m，初选流速为V=3.5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为200200（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=5070/(3600200200)1000000=4.17m/s.de＝2ab/(a+b)=200mm动压△pd＝υ2ρ/2=10.44Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.1。单位比摩阻R=0.75Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.756=4.5Pa局部阻力ΔPj=1.110.44=11.48PaΔP=ΔPy+ΔPj=15.98Pa。对于管段五：流量G=420m3/h,管长L=6m，初选流速为V=3.5m/s,根据G和V查《实用供热空调设计手册》表,知风管断面积尺寸为200200（mmmm）。则实际流速v＝G/3600ab=420/(3600200200)1000000=3.33m/s.de＝2ab/(a+b)=200mm动压△pd＝υ2ρ/2=6.09Pa。局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的局部阻力系数ζ＝1.1。单位比摩阻R=0.72Pa/m。则沿程阻力ΔPy=0.726=4.32Pa局部阻力ΔPj=1.16.09=6.71PaΔP=ΔPy+ΔPj=11.03Pa。办公室105，办公室106，办公室107情况相同，不再重复计算。对于管路1和一，不平衡率，符合要求。对于管路1和二，不平衡率，不符合要求。调整其风量调节阀的开启度，增加管路二的阻力，以符合要求。对于管路1和三，不平衡率，符合要求。对于管路一和四，不平衡率，符合要求。对于管路二和五，不平衡率，符合要求。对于管路三和四，不平衡率，符合要求。对于管路五和四，不平衡率，符合要求。调整其风量调节阀的开启度，增加管路二的阻力，以符合要求。其余风管道的阻力计算见附表二。5.6设备选型首层送风量14020m3/h,新风量为6270m3/h，根据送风量加大10%选择新风处理机组，选择格力的GMV-NX280P/A(x2.5)型新风机组[15]。表4.6.1GMV-NX280P/A(x2.5)新风机组型号风量m3/h表冷器管排数进出水温度℃水流量L/s水阻力Kpa空气阻力pa进出水管径冷凝管径GMV-NX280P/A(x2.5)700047/123.1833.1175.8DN50DN58表4.6.2风机盘管选型风机盘管型号风量（m3/h)冷量（w）尺寸（宽*高*深）mm台数FPCA023351850545*230*24216FPCA035503060679*265*3449第二三四五层送风量17287m3/h,根据送风量加大10%选择空气处理处理机组，选择特灵的CLCP030型空气处理机组。第六层送风量17117m3/h,根据送风量加大10%选择空气处理机组，选择特灵的CLCP030型空气处理机组。第七层送风量27977m3/h,根据送风量加大10%选择空气处理机组，选择特灵的CLCP035型空气处理机组。表4.6.3空气处理机组选型AHU型号风量（m3/h)尺寸（mm)台数备注CLCP030200002480*1938*20584K-2,K-3，K-4，K-6CLCP035290002015*2758*20581K-5，K-7第六章空调水系统设计计算

第六章空调水系统设计计算6.1水系统方案确定空调水系统按照管道的布置形式和工作原理，一般分为一下主要几种类型：按供、回水管道数量，分为：双管制、三管制和四管制；按供、回水在管道内的流动关系，分为：同程式和异程式；按供、回水干管的布置形式，分为：水平式和垂直式；按原理分为：开式和闭式；6.1.1方案比较表6-1水系统方案比较类型特征优点缺点闭式管路系统不与大气相接触与设备的腐蚀机会少;不需克服静水压力，水泵压力、功率均低。系统简单与蓄热水池连接比较复杂开式管路系统与大气相通与蓄热水池连接比较简单易腐蚀，输送能耗大同程式供回水干管中的水流方向相同；经过每一管路的长度相等水量分配，调度方便，便于水力平衡需设回程管，管道长度增加，初投资稍高异程式供回水干管中的水流方向相反；经过每一管路的长度不相等不需设回程管，管道长度较短，管路简单，初投资稍低水量分配，调度较难，水力平衡较麻烦两管制供热、供冷合用同一管路系统管路系统简单，初投资省无法同时满足供热、供冷的要求三管制分别设置供冷、供热管路与换热器，但冷热回水的管路共用能同时满足供冷、供热的要求，管路系统较四管制简单有冷热混合损失，投资高于两管制，管路系统布置较简单四管制供冷、供热的供、回水管均分开设置，具有冷、热两套独立的系统能灵活实现同时供冷或供热，没有冷、热混合损失管路系统复杂，初投资高，占用建筑空间较多6.1.2水系统方案确定该设计中管路不与大气接触，在系统最高点设置排气阀，且冷热源的供冷、供热由冷水机组供给，房间不需要同时供冷、供热，故选用闭式双管系统，冷水、热水共同使用一个管路，系统简单，不需要克服静水压力、水泵压力，功率较低，初投资节省。干管的布置采用异程式，一级泵、水泵变流量系统。在一次泵、水泵变流量水系统中，水泵通过变频或其他方法改变转速从而改变流量运行，风机盘管设有电动温控阀（两通阀），可根据房间温度控制电动两通阀的开关，间断调节风机盘管的供水量。本设计水管管材选用焊接钢管或无缝钢管，易于加工制作，安装方便，能承受较高温度及压力，且具有一定的防腐性能。6.2水系统的水力计算6.2.1计算步骤采用假定流速法，其计算方法如下：草绘水系统图，对管段编号；选择流速；根据各个管段的水量和选择流速确定管段的直径，计算摩擦阻力和局部阻力；计算各管段的阻力；并联管路的阻力平衡6.2.2相关公式沿程阻力 （6-1）沿程阻力系数 （6-2）局部阻力 （6-3）水管总阻力（6-4） 确定管径（6-5）式中：V——水流量，m3/sv——水流速，m/s。6.2.3计算结果水系统的水力计算过程与风系统大致相同。本设计采用供水温度7℃，回水温度12℃.根据各管段的风量及选定的流速，确定最不利环路各管段的断面尺寸及沿程阻力和局部阻力如下:图6-1系统1最不利环路1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-11-12-13-14图6-2系统2最不利环路1-2-3-4-5-6-7-8管段1的冷负荷为1.4kW，管长L=4m冷却水量=1.4/（1000×4.17×5）=6.71×10-5m3/s,选用DN15，则实际流速为V=4W/πd2=0.38m/s沿程阻力：=6.67=481.75Pa局部阻力：三通两个，=1.36，=98.28Pa总阻力：=580.02Pa管段2的冷负荷为1.4kW，管长L=4m冷却水量=1.4/（1000×4.17×5）=6.71×10-5m3/s,选用DN15，则实际流速为V=4W/πd2=0.38m/s沿程阻力：=6.67=481Pa局部阻力：三通一个，=0.68，=49Pa总阻力：=530Pa管段3的冷负荷为2.8kW，管长L=4m冷却水量=2.8/（1000×4.17×5）=13.4×10-5m3/s,选用DN20，则实际流速为V=4W/πd2=0.43m/s沿程阻力：=5=457Pa局部阻力：三通一个，=0.68，=62Pa总阻力：=519Pa管段4的冷负荷为4.2kW，管长L=4m冷却水量=4.2/（1000×4.17×5）=20.1×10-5m3/s,选用DN20，则实际流速为V=4W/πd2=0.64m/s沿程阻力：=1028=Pa局部阻力：三通一个，=0.68，=139Pa总阻力：=1168Pa管段5的冷负荷为5.6kW，管长L=4m冷却水量=5.6/（1000×4.17×5）=26.9×10-5m3/s,选用DN27，则实际流速为V=4W/πd2=0.55m/s沿程阻力：=4=599Pa局部阻力：三通一个，=0.68，=102Pa总阻力：=701Pa管段6的冷负荷为8.3kW，管长L=4m冷却水量=8.3/（1000×4.17×5）=39.8×10-5m3/s,选用DN27，则实际流速为V=4W/πd2=0.81m/s沿程阻力：=4=1317Pa局部阻力：三通一个，=0.68，=223Pa总阻力：=1540Pa管段7的冷负荷为11kW，管长L=4m冷却水量=11/（1000×4.17×5）=52.8×10-5m3/s,选用DN32，则实际流速为V=4W/πd2=0.66m/s沿程阻力：=3.13=1044Pa局部阻力：三通一个，=0.68，=227Pa总阻力：=1540Pa管段8的冷负荷为13.7kW，管长L=4m冷却水量=13.7/（1000×4.17×5）=65.7×10-5m3/s,选用DN32，则实际流速为V=4W/πd2=0.82m/s沿程阻力：=3.13=1044Pa局部阻力：三通一个，=0.68，=227Pa总阻力：=1540Pa管段9的冷负荷为16.4kW，管长L=4m冷却水量=16.4/（1000×4.17×5）=78.7×10-5m3/s,选用DN40，则实际流速为V=4W/πd2=0.63m/s沿程阻