救援应急中心执勤综合楼的空调设计

...wd......wd......wd...西安市救援应急中心执勤综合楼空调设计摘要本工程是西安防火防灾中心楼。为地上六层的执勤综合楼，总建筑面积11000m2。一层为大厅、消防车库、装备库；二层至四层为活动室、会议室、战士宿舍；五层和六层为标准间、办公室、档案室与大会议室。。本文首先计算出夏季冷负荷和冬季热负荷，确定出空调系统系统划分情况，空调系统采用一次回风全空气系统和风机盘管加新风系统以及全空气系统，然后通过经济性分析选择冷热源为地源热泵机组并以冷水机组作为补充。再进展气流组织计算，选定进风排风方式，而后进展了风系统和水系统的水力计算，布置冷冻站，计算空调设备的附件，并对防排烟，设备的减噪防振也做了简单设计和说明。关键词：空调系统地源热泵机组冷冻站目录1设计根基资料11.1工程概况11.2设计任务11.3设计依据11.4气象资料11.5土建资料22冷负荷组成32.1冷负荷组成32.2空调房间的计算冷负荷32.3空调建筑物的计算冷负荷32.4空调系统的计算冷负荷33冷热负荷计算43.1夏季冷负荷计算例如43.2热负荷计算114空调系统方案的对比与确定及空调系统分区134.1空调系统方案对比与确定134.1空调系统分区145全空气系统风量及气流组织计算185.1空气处理过程计算及设备选型185.2典型房间气流组织计算206半集中式系统风量及气流组织计算256.1空气处理过程计算256.2风机盘管选型计算266.3新风系统计算277水管路设计及水力计算277.1水管管径选择依据[6]277.2水管阻力计算公式[6]288冷冻机房设计308.1空调系统冷负荷计算308.2冷水机组选择318.3冷冻水泵选型318.4冷却水系统设计328.5膨胀水箱的选型计算339消声、减震3510结论391设计根基资料1.1工程概况本建筑位于陕西西安市，为地上六层的执勤综合楼，总建筑面积11000m2。一层为大厅、消防车库、装备库；二层至四层为活动室、会议室、战士宿舍；五层和六层为标准间、办公室、档案室与大会议室。属于真题假做。1.2设计任务根据确定的室内外气象条件，土建资料，人体舒适要求及冷源情况设计该宾馆的冬夏季中央空调系统，和该系统配套的冷冻站，换热站。1.3设计依据本工程空调设计根据设计任务书,并依照暖通空调现行国家颁发的有关标准、标准进展设计，具体为：〔1〕《采暖通风与空气调节设计标准》GB50019-2003〔2〕《夏热冬暖地区居住建筑节能设计标准》JGJ75-2003〔3〕《高层民用建筑设计防火标准》GB50045-95(2005年版)〔4〕《通风与空调工程施工质量验收标准》GB50243-20021.4气象资料1.4.1夏季室外气象参数根据建筑物所在的地区是西安，按《空气调节设计手册》等有关规定确定。厦门市夏季气象条件如下[2]：表1-1室外气象参数地点台站位置大气压力〔hPa〕年平均温度℃室外计算干球温度℃夏季空调室外计算湿球温度〔℃〕冬季夏季北纬东经冬季夏季采暖空调通风通风空调空调日平均平均日较差南京34°16'108°54'978.7959.215.3-5-8-13135.232.16.926续表1-1地点最热月平均温度℃室外计算相对湿度%室外平均风速m/s极端最低温度℃极端最高温度℃冬季空调最热月月平均夏季通风西安28.06681542.2-14.040.71.4.2室内设计参数空调房间室内设计参数列于表1-2。表1-2空调房间室内设计参数[3]季节温度〔℃〕相对湿度〔%〕新风量m3/(h·人)夏季266025—40冬季206025—401.5土建资料〔1〕墙：墙体为加气混凝土保温外墙，250mm厚查《实用供热空调设计手册》表11.4-1可知：传热系数K=1.96W/㎡·℃，传热衰减系数β=0.15，衰减度ν=38.6，延迟时间ε=12.7h，放热衰减度νf=2.0，放热延迟时间εf=1.5h。〔2〕屋面：200mm为加气混凝土保温屋面，吸收系数为0.9查《实用供热空调设计手册》表11.4-2可知：传热系数K=0.49W/㎡·℃，传热衰减系数β=0.48，衰减度ν=35.16，延迟时间ε=6.3h，放热衰减度νf=1.1，放热延迟时间εf=1.3h。〔3〕门窗：门,k取2.0W/m2.k，面积取2.0×0.8m2；窗挂深色内窗帘，k取1.5W/m2.k，面积取1.5×1.5m2，房间类型为中；2冷负荷组成2.1冷负荷组成〔1〕通过围护构造传入室内的热量；〔2〕通过外窗进入室内的太阳辐射热量；〔3〕人体散热量；〔4〕照明散热量；〔5〕设备、器具、管道以及其他室内热源的散热量；〔6〕食品或物料的散热量；〔7〕渗透空气带入室内的热量；〔8〕伴随各种散湿过程产生的潜热量。2.2空调房间的计算冷负荷空调房间计算冷负荷确实定方法是：将上述分各项冷负荷按各不同的计算时刻累加，得出房间冷负荷的逐时值，然后取其中的最大值。对于该建筑，各主要房间均维持正压状态，需要考虑上述负荷〔1〕至〔5〕，由于图书馆中无餐厅及水池所以〔6〕至〔7〕负荷在本设计中没有考虑。2.3空调建筑物的计算冷负荷〔1〕当空调系统末端装置不能随负荷变化而自动控制时，应采取同时使用的所有房间最大冷负荷的累加值；〔2〕当空调系统末端装置能随负荷变化而自动控制时，应将同时使用的所有房间各计算时刻冷负荷累加，得出建筑物冷负荷的时间序列，然后取其中的最大值。2.4空调系统的计算冷负荷空调系统的计算冷负荷，应由以下各项组成：建筑物的计算冷负荷；新风计算冷负荷；风系统通过送回风管和送回风机产生温升引起的附加冷负荷；供冷装置的附加冷负荷；水系统通过水管、水泵、水箱产生的附加冷负荷。3冷热负荷计算3.1夏季冷负荷计算例如计算六层会议室的夏季空调冷负荷，采用谐波法的工程简化法，按不稳定传热分别计算各种热源引起的负荷，其包括：〔1〕通过围护构造传入室内的热量：屋面、北外墙、东南外墙；〔2〕通过外窗进入室内的太阳辐射热量：北外窗；〔3〕人体散热量；〔4〕照明散热量；〔5〕设备散热量。该房间面积为112㎡，人员系数取值为0.3人/㎡，照明单位面积指标取值为10w㎡，设备单位面积指标取值为30w/㎡，新风没人按照30m³/h取值，所以房间内人数为：40人，照明：1120w，设备3360w，新风量1200m³/h。3.1.1照明冷负荷计算照明设备的计算时刻冷负荷按下式计算：Q=Qs·Xt-T〔W〕〔3-1〕式中Qs—照明设备的散热量〔W〕；Xt-T—t-T时间内照明散热冷负荷系数，其中空调设备运行时数10小时，开灯时数10小时，灯具类型为镇流器装在空调房间内的荧光灯。照明设备散热量Qs=1200N·n1〔W〕〔3-2〕N—照明设备安装功率〔KW〕；n1—同时使用系数，一般取0.5-0.8；房间设备散热量按下试计算Qs=1000N·n1·n2·n3〔W〕〔3-3〕式中Qs—照明设备的散热量〔W〕N—照明设备安装功率〔KW〕；n1—同时使用系数，取0.7n2—小时功率与最大功率之比，取0.7n3—利用系数，取1.03.1.2人体散热引起的冷湿负荷计算根据下面公式计算：Qt=QSXt-T〔W〕〔3-4〕QS——人体显热散热量〔W〕；Xt-T——t-T时间人体显热散热量的冷负荷系数，见表2-45，由于该空间内人员流动性对比大，人员在室内的总小时数取2小时。QS=n1n2qx〔W〕〔3-5〕n1——空调房间内的人员总数；n2——群集系数，本房间取n2=0.93；qx——每名成年男子的显热散热量〔W〕，本房间人员属于极轻劳动，显热=66w。Qq=n1n2qq〔W〕〔3-6〕n1——空调房间内的人员总数；n2——群集系数，本房间取n2=0.93；qq———每名成年男子的显热散热量〔W〕潜热=105w。人体全热冷负荷Q=Qs+Qq〔W〕〔3-7〕人体湿负荷Wr=n1n2ww—每名成年男子散湿量取w=184g/h，3.1.3围护构造冷负荷的计算〔1〕无外遮阳的玻璃窗日射冷负荷计算Qc=FcCzJc.maxCcl〔W〕〔3-8〕其中Cz=CsCn式中Qc—各小时的日射冷负荷〔W〕；Fc—窗的面积〔m2〕；Cs—窗玻璃修正系数，玻璃为5mm厚普通玻璃Xb=0.93；Cn—窗内遮阳系数，挂浅色内布窗帘Cn=0.6；Jc.max—窗日射得热量最大值(w/m2)，Ccl—冷负荷系数，分无内遮阳和有内遮阳。外围构造的玻璃门构造均为5mm厚的普通玻璃，所以玻璃门均与玻璃窗列入一起，按外部玻璃传热进展计算。〔2〕无外遮阳的玻璃窗传热冷负荷计算Q=KcFc(tl-tn)〔W〕〔3-9〕式中Q—玻璃窗的传热冷负荷〔W〕；Kc—窗玻璃传热系数W/m2·℃；Fc—窗面积(m2)；tl—冷负荷计算温度的逐时值；tn—室内计算温度℃，本房间取26℃。〔3〕外墙传热冷负荷的计算Q=KwFw[(tl＋td)×ka－tn]〔W〕〔3-10〕式中Q—外墙传热冷负荷〔W〕；Kw—外墙传热系数W/m2·℃；Fw—外墙面积(m2)；tl—冷负荷计算温度的逐时值；td—温度的地点修正值,单位℃；ka—温度的由于外外表放热系数不同引起的温度修正系数,无因次；tn—室内计算温度℃，本房间取24℃。〔4〕内围护构造传热冷负荷计算Q=KF⊿t〔W〕〔3-11〕式中Q—内墙传热冷负荷〔W〕；K—内墙传热系数W/m2·℃；F—相临非空调房间内墙面积(m2)；⊿t—传热温差℃，取⊿t=3℃；3.1.4新风冷负荷的计算根据公式：Q=G〔iw–in〕／3600〔W〕〔3-12〕式中Q—新风冷负荷W；G—新风量m3/h；iw，in—室内外空气焓值kj/kg；—空气密度1.2kg/m3。新风量=人均新风量×面积×人员密度该房间取人均新风量为：30m3/h新风湿负荷根据公式：Qq=0.001G(dw-dn)(kg/h)〔3-13〕其中:dw—夏季空调室外计算参数时的含湿量(g/kg)dn—室内空气的含湿量(g/kg)会议室房间逐时冷负荷〔包括新风冷负荷〕计算如表3-1：设计计算时刻08:00—18:00表3-1会议室逐时冷负荷负荷源报告厅房间逐时负荷值89101112131415161718房间参数面积200m2高度5.6m室内温度24.0℃相对湿度60人体60人照明2kW设备6kW新风1800m3/h南外墙信息长18高(宽)5.6面积95.4传热系数1.96负荷值560.1556.8552.6547.7542.2536.5531526522.1519.7519南外窗信息长2.7高(宽)2面积5.4传热系数1.5负荷值227303.7394.9489.5541552.1506.1435.9340.5289.3217东内门信息长0.8高(宽)2面积1.6传热系数2负荷值33.333.333.333.333.333.333.333.333.333.333.3人体显热2168.53004.33386.33538.63260.73100.33462.23687.23747.53690.83006.3全热3829.15080.15462.15614.34921.34760.95537.957635823.25662.84251.8湿负荷2.53.123.123.122.52.53.123.123.122.971.87新风显热4906.46133613361334906.44906.46133613361334906.43066.5全热17263.521579.421579.421579.417263.517263.521579.421579.421579.417263.510789.7湿负荷17.0421.321.321.317.0417.0421.321.321.317.0410.65照明负荷值9341303.714951579.11531.81472.21575.81677.71707.71693.31471设备负荷值3948.76845.973867556.77656.27722.5776978037828.47543.65375.2表3-2会议室逐时冷负荷汇总时刻89101112131415161718冷负荷(W)3138.24147.24415.44400.74092.53755.93972.64072.74076.539573233.7新风冷负荷(W)2857.73572.13572.13572.12857.72857.73572.13572.13572.12857.71786.1总冷负荷(W)5995.97719.37987.67972.86950.26613.67544.77644.97648.66814.75019.8湿负荷(kg/h)0.420.520.520.520.420.420.520.520.520.490.31新风湿负荷(kg/h)2.913.643.643.642.912.913.643.643.642.911.82总湿负荷(kg/h)3.324.164.164.163.323.324.164.164.163.42.13冷指标(W/m2)62.882.988.38881.875.179.581.581.579.164.7总冷指标(W/m2)119.9154.4159.8159.5139132.3150.9152.9153136.3100.4通过上述计算可以看出会议室最大冷负荷出现时刻为下午15点，在计算表格中以阴影局部标出。其余房间也采取一样计算方式，将最大冷负荷计算出来列于表附录1中：3.2热负荷计算本设计热负荷计算采用热指标估算方法进展计算，各个房间及整个建筑热负荷估算参见附录1：4空调系统方案的对比与确定及空调系统分区4.1空调系统方案对比与确定建筑物空调系统常采用一次回风系统〔集中式〕和风机盘管加独立新风系统的半集中系统。两种系统的性能及优缺点列于表4-1。表4-1两种典型空调系统的对比集中式半集中式风管、设备与布置风管系统1、送回风管系统复杂，布置困难；2、支风管和风口较多时不易均衡调节风量；3、风道要求保温，影响造价。1、放室内时，不接送、回风管；2、当和新风系统联合使用时，新风管较小。设备布置与机房1、空调与制冷设备可以集中布置在机房；2、机房面积较大，层高较高；3、有时可以布置在屋顶或安设在车间柱间平台上。1、只需要新风空调机房，机房面积小；2、风机盘管可以安设在空调房间内；3、分散布置，敷设各种管线较麻烦。风管互相串通空调房间之间有风管连通，各房间易互相污染；当发生火灾时会通过风管迅速蔓延。各空调房间之间空气互不串通。经济性节能与经济性1、可以根据室外气象参数的变化和室内负荷变化实现全年多工况节能运行调节，充分利用室外新风，减少与防止冷热抵销，减少冷冻机运行时间；2、对于热湿比负荷变化不一致或室内参数不同的多房间，不经济；3、局部房间停顿工作不需要空调时，整个系统仍在运行，不经济。1、灵活性较大，节能效果好，可根据各室内负荷情况自行调节；2、盘管冬夏兼用，内壁容易结垢，降低传热效率；3、无法实现全年多工况节能运行调节。造价除制冷机锅炉设备外空气处理箱和风管造价均较高。较低。适用场合1、空间大，可布置风道的建筑；2、室内温湿度，干净度控制要求严格的车间；3、空调容量很大的大空间公共建筑，如商场。1、室内温湿度要求一般的场合；2、多层或高层建筑而层高较低的场合，如旅馆和一般的办公楼；3、不适用于全年室内湿度有要求的地方。经分析对比，本系统拟采用如下方案：房间开间较大的房间采用集中空调系统，即一次回风的定风量全空气系统，由于没有设置专用的空调机房故基本采用吊顶式空调器；气流组织方式为上送上回，回风方式采用回风管道回风。采用双风机，防止当过渡季采用全新风，采用单风机系统时，空调器内有较大的负压，空调器的不严密处有风渗入。其余房间采用半集中式系统，即空气处理机或风机盘管加新风系统〔新风不承当室内负荷〕，集中处理新风，分散处理回风。各楼层设置吊挂式超薄新风机组，新风处理到室内空气的焓值，可达会议室、办公室、客房等室内设计要求。室内风机盘管的安装为卧式暗装型，风机盘管吊装在在房间过道，侧送，其余房间采用吊顶下送。房间面积较小的房间人员少，空气中新风需求量不大，对于标准间新风管与风机盘管的风口一同从房间门顶将风吹出去使风贴房顶射流，这种气流组织是较好的一种，完全可以满足这种小房间的要求，气流组织形式较好，可使室内气流均匀。为了到达经济运行,应尽量使空调机组设置在靠近空调房间的地方。无论是全空气风系统还是新风系统均不宜将区域划分过大,以防止由于风系统区域过大使系统风量过大,输配距离过长所带来的3种弊病:(1)主干风管断面过大,需占用较大的建筑空间;(2)空气输配用电过大;(3)系统风量的沿途漏损增大。本工程水平跨度大，因此将每个楼层均划分为左右两个分区，在每个分区均设置一台组合式空调机组或新风机组。对于空调水系统而言拟采用闭式水平同程两管制空调水系统，采用此种水系统可以有效解决因空调水系统过于复杂而造成的水利失衡问题，可以解决末端空调系统因水利失衡所造成的房间空调效果舒适性差异。随着空调装置的日益广泛应用，大型建筑设置空调的场合越来越多，全靠空气来负担热湿负荷，将占用较多的建筑空间，因此可以同时用使用空气和水来负担空调的室内负荷，本消防中心采用的风机盘管加新风系统外加全空气系统就属于这种形式。风机盘管的优点：布置灵活，各个房间可独立调节室内温度，房间不住人时可方便地关掉主机组，不影响其他房间，比其他系统较节省运行的费用。因为本消防中心房间多，种类也对比多，采用风机盘管是对比适合的。除此之外，房间之间空气互不串通，又因风机多档变速，在冷量上能由使用者直接进展一定的调节。本地区在西安，西安地区冬季室外气温较低，空气源热泵使用效率低下。所以采用地源热泵是一个不错的选择。地源热泵包含了抽地下水方式、埋管方式、抽取湖水或江河水方式等，抽取湖水或江河水方式造价最低，但是西安地区水资源极其短缺故不予采用。埋管方式利用地下岩层作为热源或热汇，、该热源由于远离地表，常年保持恒定的温度，远高于冬季室外温度，低于夏季室外温度，所以可以抑制西在哪本地气候特征导致的空气源热泵效率低下的问题。并且地埋管地源热泵并不受地下水资源的限制，适合西安本地的地下水资源特征。综上所述，虽然地埋管地源热泵的早讲较高，但适用于西安本建筑。利用地埋管地源热泵技术可以为建筑物提供冷量和热量，到达供暖和空调的目的。它的效益表现在以下几个方面：〔1〕地源热泵利用清洁的电能实现供热和空调，废除了污染严重的中小型燃煤锅炉。〔2〕地源热泵系统机组效率高，节省运行费用。地下岩土的温度全年对比恒定，在夏季地下岩土温度比室外环境空气温度低，因此是热泵很好的冷源；在冬季地下岩土的温度远高于室外大气温度。因此，在冬夏两种工况下热泵的性能系数都高于空气源热泵。采用地源热泵供暖的费用约为采用电锅炉供暖的1/3。地源热泵系统夏季将室内多余的热量释放给地下岩土层蓄存起来，冬季再将热量从地下抽取出来送到室内。这样，地源热泵系统利用了地下岩土作为蓄热体，能量循环利用，是一种可持续开展的建筑供热空调节能技术。由于地源热泵系统节能高效的特点，供热和空调的运行费用会有明显的降低。与传统的供热空调系统相比，地埋管地源热泵系统所增加的初投资可以在3-7年内收回。〔3〕传统的空调系统通常需分别设置冷源〔制冷机〕和热源〔锅炉〕。地源热泵既可供冷，又可供暖，一套设备代替了原来的锅炉和制冷机两套系统。热泵机组同时还可提供生活热水，因此一机多用，节省了建筑空间及设备的初投资。从这个意义上说，地源热泵系统特别适合于同时有供热和供冷两种需求的应用场合。〔4〕由于地埋管地源热泵系统可以取消传统空调系统的锅炉和冷却塔，因此不影响建筑的外观。这对于重视建筑本体和环境美观的场合，例如标志性建筑和历史性建筑等，可以成为重要的考虑因素。〔5〕对于电力系统来说，采用地源热泵技术实现供热和制冷，由于提高了系统的性能系数〔特别是与直接电采暖相比〕，因此可以缓解冬夏两个供电顶峰；而且由于冬夏的供热和空调都采用电力，因此电力系统全年的运行效率得到显著提高。这也是在美国地源热泵的研究得到电力公司大力支持的一个原因。市场上现有传统空调存在如下一系列问题：〔1〕存在热岛效应:使得外界局部空间环境条件恶化。〔2〕当空气温度低于零度时，机组效率下降，并且当环境温度低于-5℃时，机组效率极低，甚至无法开机，需加辅助热源〔家用普通3P机仅电辅加热就达2000W〕，辅助加热时的能效比COP要小于1。〔3〕冬季室外机组需要频繁停机除霜，其结果是除霜损失约占热泵总能耗的10.2%，如普通3P机就要增加300瓦电能浪费。某些地区因为空气湿度大，一般当环境温度5℃时外机就开场结霜。〔4〕夏天当空气温度高于35℃时，常规空调机组效率开场下降，空气温度越高，机组制冷效率越低，能耗增加。在空气温度为30℃时，常规空调机组能效比COP也仅有2.2左右。〔5〕室外机或冷却塔有噪音及霉菌污染。〔6〕室外机〔压缩机等关键设备〕常年暴露在露天，直接与空气接触，灰尘集在散热器上，起到保温作用，机组在高温下运行，增加能耗的同时机组寿命大大减少。〔7〕常规中央空调不能分区分部控制，即存在“大马拉小车〞问题。4.1空调系统分区空调系统分区原则：首先要遵循防火分区原则。个空调系统，特别是分系统严禁跨越防火分区。依据新风系统进展空调系统分区，对于相对空间较小而采用风机盘管加独立新风空调系统的，将采取就近原则将其划分到同一个新风系统中。对于相对开间较大的区域采用全空气系统的区域划分为一个空调系统。依据上述划分原则将该建筑的空调系统划分为假设干空调分区见表4-2表4-2空调分区划分表空调分区房间名称面积总冷负荷新风冷负荷总湿负荷新风湿负荷总冷指标新风量㎡WWkg/hkg/hW/m2m3/h6F-K-1会议室42038200.717982.925.5117.7113.41500.06F-K-1汇总42038200.717982.9025.5117.7113.41500.06F-K-2会议室219.938888.617982.920.3517.7176.81500.06F-K-2汇总219.938888.617982.920.3517.7176.81500.05全空气系统风量及气流组织计算5.1空气处理过程计算及设备选型5.1.1风量、冷量计算〔以六层会议室室为例〕〔1〕最小新风量确实定每人每小时所需最小新风量为30m3/〔h·人〕，人员密度取0.3人/m2，所以最小新风量为200×0.3×30=1800m3/h。〔2〕确定送风状态室内负荷：Q=16238.8W，湿负荷为：W=3.12kg/h=0.86g/s热湿比：ε=Q/W=16238.8/0.86=18737.0室内的新风量：GW=1800m3/h=0.6kg/s采用一次回风系统。为了节能，采用露点送风方案，将室内、外的空气混合后经外表式冷却器冷却减湿处理到机器露点L〔φ=90％〕，考虑风机与管道1.5℃的温升，空气状态由L点变为O点，然后送入房间，吸收房间的余热余湿后变为室内状态N〔tN=24℃，φN=60%〕，室内回风局部排到室外，另一局部在空调机组中和新风混合，整个处理过程如图5-1。图5-1六层会议室室一次回风空气处理过程i-d图查i-d图可得各状态点计算参数如下：室内状态点N：iN=52.8kJ/kg，dN=11.9g/kg送风状态点O：iO=44.2kJ/kg，dO=10.8g/kg〔3〕计算送风量，确定新风比按消除余热：=1.89kg/s按消除余湿：=2.83kg/s故送风量G=2.83kg/s，即L=8500m3/h。最小新风比：=21％>10％，新风量满足要求。故新风量应为Gw=1800m3/h。回风量Gh=G-Gw=6700m3/h。〔4〕冷量分析计算①确定室外点W、混合状态点C、机器露点L及送风点O的焓值由室外空调干球温度tw=35.0℃，湿球温度ts=28.3℃，=21％，确定新回风混合状态点C，查i－d图，得室外点W、混合状态点C及机器露点L的焓值如下：W：iw=91.2kJ/kg；C：iC=64.0kJ/kg；L：tL=15.3℃，iL=42.8kJ/kg考虑管道温升1.5℃，查i-d图得温升点0的计算参数如下：i0=44.2kJ/kg，t0=16.8℃，送风温差为7.2℃。②计算空调系统所需的冷量Q0=G(iC-il)=56.16kW〔5〕风量校核，换气次数要求n≧5次/h，送风量G＝n×s×h=5×200×5.6=5600m3/h＜8500m3/h，满足换气次数要求。报告厅空调机组选型：风量G=8500m3/h，冷量Q=56.16kW，选取一组特灵吊顶式空气处理机，型号为DBFP10〔表冷器迎面风速为2.5m/s〕，为标准制冷回风工况。依据上述计算过程将各个采用全空气一次回风系统的空调区域的风量及设备能量计算结果列于表5-1中，以供设备选型使用。表5-1全空气系统空调区域计算风量及设备冷量汇总表空调分区编号房间编号冷量回风量新风量总风量kwm3/hm3/hm3/h6F-K-1会议室45.844896.401500.006,396.46F-K-2会议室46.675011.581500.006,511.65.1.2空调机组选型根据上面全空气空调系统所计算出的风量及冷量的数据表格将各个房间的设备机组选出来列于表5-2中，本设计中所选用空调机组为特灵吊顶式空气处理机组。表6-2吊顶式空气处理机设备选型性能参数表空调分区设备型号冷量风量水阻水量功率余压数量kwm³/hKpal/skwpa台6F-K-1KDC07049.47000.032.92.42.2350.01.06F-K-2KDC07049.47000.032.92.42.2350.01.05.2典型房间气流组织计算以茶室为例，该区域空调系统气流组织拟采用上送上回的气流组织方式，采用回风管道回风。以报告厅的气流组织计算为例。5.2.1风口选择〔1〕风口的形式：送风口选择使用方形散流器。散流器中心与侧墙间的距离不宜小于1000m，相应送风范围〔面积〕的长宽比不宜大于1：1.5。回风口选择使用带过滤网的单层栅格回风口；新风口选择使用带过滤网的防雨防虫百叶风口。〔2〕风口的数目：散流器布置间距为6m，则放置在大堂右侧的组合式空调机组所连接的风口个数为：方形散流器14个,双层百叶侧送送风口2个，回风口6个，新风口2个，排风口2个。〔3〕风口允许风速：①送风口的容许风速：查《采暖通风空调技术措施》可知，消声要求较高时，风口的推荐风速为2-5m/s；②回风口的风速一般在4m/s以下，考虑噪声因素，居住建筑内一般取2m/s[6]。〔4〕风口尺寸确实定：依据风口的推荐风速和每个风口的风量选择风口尺寸。对放置在右侧的组合式空调机组：送风口送风量：Ls=8500/12=708m3/h12个散流器尺寸[7]：300×300mm回风口回风量：Lh=0.79×8500/2=3500m3/h2个回风口尺寸[7]：1000×250mm其余空调房间的气流组织计算参照此典型房间进展，最后所选风口规格及数量参照施工图纸。5.2.2风管设计及风系统水利计算1.空调分系统设计原则〔1〕空气管道内推荐风速值〔声压40-60dB〕，见表5-3[7]。表5-3低速风管内的风速管道部位总管和总支管无送、回风口的支管有送、回风口的支管风速〔m/s〕6-85-73-5〔2〕风管的水力计算采用假定流速法，即先按技术经济要求选定风管的流速，再根据风管的风量确定风管的断面尺寸。计算步骤和方法如下：a．绘制空调系统的轴侧示意图，标注风量和长度，并对管段编号〔本设计只对管段编号，详细见计算表中〕b．假定风管内空气流速〔按表5-3取值〕。c．根据各风管的风量和选择的流速确定各管段的断面尺寸，计算摩擦阻力和局部阻力。d．计算系统总阻力。e．根据系统的总阻力校核选择机组。2.全空气空调系统风系统水利计算〔1〕6F-K-1会议室送风管道的布置如图5-2，选1-2-3-4-5-6为最不利管路。图5-2六层会议室送风管布置图根据各管段的风量及选定的流速来确定各管段的断面尺寸，以管段1为例计算：取管内的流速V=7m/s，则管段的断面面积为：f=L/V=8500/〔8×3600〕=0.34m2，取断面尺寸为1000×400，则实际面积为0.4m2，所以实际流速为5.9m/s。以下各管段的断面尺寸计算结果见表5-4。表5-4六层会议室送风管参数表管段编号风量(m3/h)管宽(mm)管高(mm)管长(m)ν(m/s)1850010004004.55.9242506303204.03.7328326303202.253.93414185003204.53.9457084002002.253.385.2.3风管水力计算以管段1为例，最不利管路的阻力计算如下：〔1〕沿程阻力计算管道空气流量L=8500m3/h，管道尺寸为a×b=1000×400，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图[8]，得平均比摩阻Rm=0.519Pa/m，管段长度l=21.1m，从而沿程阻力△Py=Rml=0.519×4.5=2.34Pa。〔2〕局部阻力计算管内空气流速V=5.9m/s，空气密度ρ=1.2kg/m3。动压Pd=ρV2/2=1.2×5.92/2=20.89Pa。表5-5六层会议室送风管管段1局部阻力系数表管段编号管宽mm管高mm当量管径DN面积m2局部阻力部件数量ζ/件ζ∑ζ110004005710.40防火阀10.50.51.77对开多叶调节阀10.50.5消声器10.750.75从而局部阻力△Pj=∑ζ·Pd=1.77×20.89=36.97Pa。〔3〕管段总阻力P=△Py+△Pj=2.34+36.97=39.31Pa。以下各管段的局部阻力系数及阻力计算结果见表5-6、5-7。表5-6六层会议室送风管局部阻力系数表管段编号管宽mm管高mm当量管径DN面积m2局部阻力部件数量ζ/件ζ∑ζ28004005330.32矩形Y型三通10.420.420.92对开多叶调节阀10.50.535004004440.20矩形Y型三通10.350.350.3544002503070.10矩形送出四通〔直管〕10.350.350.3553002002000.06分流三通〔支管〕10.300.31.58散流器11.281.28表5-7六层会议室送风管最不利管路阻力计算表管段编号R(Pa/m)△Py(Pa)ξ动压(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)10.5192.341.7717.4130.8133.1420.6082.430.926.856.308.7330.9142.060.357.722.704.7640.3631.630.357.762.724.3550.4931.111.585.719.0310.13小计9.574.9751.5561.12因此，最不利环路总阻力为最不利管路总阻力与空气处理机组的阻力之和，即P=61.12Pa。在乘以一定的富裕系数及压损为P=61.12*(1+20%)=73.4Pa其余空调风系统计算参照六层会议室风管计算步骤，计算结果详见图纸标注。6半集中式系统风量及气流组织计算6.1空气处理过程计算采用空气处理机或风机盘管加独立新风系统，新风不负担室内负荷。送风温差在6~9℃，满足舒适性要求，故取送风温差7℃。送风口采用双层百叶风口，回风口采用带过滤网的单层栅格风口。以二层培训宿舍为例进展风机盘管的选型计算，房间换气次数n≧5次/h。〔1〕最小新风量确实定最小新风量为30m3/〔h·人〕，所以培训宿舍最小新风量为10×30=300m3/h。〔2〕确定送风状态室内负荷：Q=5428.5W，湿负荷为：W=0.57kg/h=0.16g/s热湿比：ε=Q/W=5428.5/0.16=33928.1室内的新风量：GW=300m3/h=0.099kg/s〔3〕室外新风经过防雨防虫百叶、金属网过滤器二次过滤后，被新风机组冷却盘管冷却减湿处理到机器露点L〔φ=90％〕。考虑风机与管道1.5℃的温升，空气状态由L点变为K点，K点是过N点的等焓线与90%的等相对湿度线的交点。处理后的新风与经风机盘管处理后的室内回风混合后，共同送入房间，吸收房间的余热余湿后变为室内状态N〔tN=26℃，φN=60%〕。整个处理过程如图6-1。图6-1风机盘管加新风系统空气处理过程i-d图〔4〕由培训宿舍空气处理过程i-d图，得各状态点参数，列于表6-1。表6-1办公室1空气处理过程i-d图参数计算表状态点干球温度℃湿球温度℃露点温度℃相对湿度%含湿量g/kg焓kJ/kgN2620.3117.666012.9759.32W33.427.625.8958.3321.6391.06M18.1516.6115.4885.9511.4847.44S1917.8017.2189.2512.3550.51l21.4420.2619.779014.8359.32〔5〕由Q=G×△h〔6-1〕式中Q——全热制冷量，kW；对风机盘管，可直接取为室内冷负荷[9]。G——风量，m3/s；△h——计算状态点的焓值差，kJ/kg。Q=C×M×△T〔6-2〕式中Q——显热制冷量，kW；C——空气比热，C=1.02kJ/〔kg·℃〕；水的比热，c=4.18kJ/〔kg·℃〕；M——风量，kg/s；△T——计算状态点的干球温度差，℃。取冷冻水进水温度为7℃，回水温度为12℃。计算风机盘管送风量，回风量，及冷量，列于表6-2。表6-2风机盘管冷负荷及风量计算校核室内余热〔kW〕总送风量(kg/s)换气次数校核送风量(kg/s)新风量(kg/s)处理新风冷量〔kW〕回风量(kg/s))处理回风冷量〔kW〕5.4280.450.440.13.120.355.45可知，该送风状态满足换气次数要求和最小新风量要求。6.2风机盘管选型计算6.2.1风机盘管冷量换算及选型采用标准型风机盘管机组时，按风机盘管中档风量(M)的制冷量选择型号。采用高静压风机盘管机组时，按风机盘管高档风量(H)的制冷量选择型号。风机盘管名义制冷工况：进风干球温度27℃，进风湿球温度19.5℃，冷冻水进口温度7℃，冷冻水进出口温差5℃。本工程中设计制冷工况：进风干球温度26℃，进风湿球温度20.3℃，冷冻水进口温度7℃，冷冻水进出口温差5℃。表6-3设计工况下风机盘管全热、显热制冷量型号名义全热制冷量W名义显热制冷量W额定风量m3/h水流量L/h设计全热制冷量W设计显热制冷量W冷水水阻力kPa水流量L/sFP-3.416611099255302176710132.360.08FP-5.124321603383454258814775.510.13FP-6.8325121335106053459196610.430.17FP-8.0403026296387564288242317.060.21FP-10.2478531487659075091290125.250.25FP-13.66182407210201325657837528.530.37FP-17.077395082127515458234468313.410.43FP-20.491586002153019009744553120.720.53FP-23.81071670401785220011402648729.860.61表6-4培训宿舍风机盘管选型冷量型号数量水流量水流量5.45kwFP-8.02302L/h0.08L/s6.2.2风机盘管风口和风管尺寸高静压型风机盘管接风管，采用格栅风口侧送，个数为1：送风量：Ls=510m3/h格栅尺寸[7]：500×200mm6.2.3各个空调区域风机盘管的选择依据上述计算过程及风机盘管选型参数表将各个采用风机盘管加新风系统的空调区域的风机盘管选型参照图纸标注。6.3新风系统计算在走廊内设置新风系统，采用吊挂式超薄空气处理机，新风处理到室内空气的焓值。6.3.1新风机组选型以一层1F-XF-1空调系统为例，由新风风量、冷量选择新风机组类型、台数、规格。表6-5新风计算参数表状态点干球温度℃湿球温度℃焓kJ/kgN2620.358.86W35.028.388.66由式〔6-1〕可见，新风冷量QW=GW(iW-iN)=GW×(88.66-58.86)=77.3kW。由机组样本查得，一层1F-K-4空调系统选择使用1台型号为TFD040的新风机组，主要性能参数：表6-6新风机组性能参数表新风机组型号TFD040可调速供冷数量：1台风量m3/h额定供冷量kW水流量L/s水阻力kPa机组全压Pa400085.95.415.7190冷冻水管径冷凝水管径噪声dB(A)机组重量kg盘管排数DN50DN25581054高速输入功率kW额定电流A电源进风干球温度℃进风湿球温度℃1.05.0220V/1~/50Hz3528冷水进水温度℃冷水出水温度℃LmmWmmHmm712119914206206.3.2新风管道设计新风管尺寸计算及水力计算方法同一层大堂，采用假定流速法。各管段的计算结果见表6-9、表6-10、表6-11。表6-7一层1F-K-4新风管道参数表管段编号风量(m3/h)管宽(mm)管高(mm)管长(m)ν(m/s)1400012502006.26.9442320010002001.95.556332008002004.57.055430008002001.56.614526005002008.47.222624004002000.58.3337200040020026.944816004002000.75.556912004002000.94.1671012002501604.68.3331110002501602.36.944126002001207.16.9441340020012011.44.63表6-8一层1F-K-4新风管道局部阻力系数表管段编号管宽mm管高mm当量管径DN面积m2局部阻力部件数量ζ/件ζ∑16通风机出口变径管10.100.10.4突扩10.090.09突缩10.210.21矩形送出三通〔直管〕20.00028002003200.16渐缩管10.100.10.136302003040.13矩形送出三通〔直管〕10.000046302003040.13矩形送出三通〔直管〕10.050.050.0555002002860.10矩形送出三通〔直管〕10.210.210.31渐缩管10.100.164002002670.08矩形送出三通〔直管〕10.000074002002670.08矩形送出三通〔直管〕10.000084002002670.08矩形送出三通〔直管〕10.000094002002670.08渐缩管10.100.10.1102501601950.04矩形送出三通〔直管〕10.0000112501601950.04矩形送出三通〔直管〕10.0000122001201500.02矩形送出三通〔直管〕10.0000132001201500.02矩形断面直角弯头20.190.380.88对开多叶调节阀10.500.5矩形送出三通〔直管〕10.000142001201500.02矩形送出三通〔直管〕10.0000151201201200.01矩形断面直角弯头10.210.210.71对开多叶调节阀10.500.5表6-9一层1F-K-4新风管道最不利管路阻力计算表管段编号R(Pa/m)△Py(Pa)ξ动压(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)11.4639.0730.427.83911.13620.20920.9781.8580.117.8171.7823.6431.6047.218028.7307.21841.4272.1410.0525.2511.2633.40451.80115.1250.3130.1119.33424.45962.5351.267040.08801.26771.8233.646027.83903.64681.2190.854017.81700.85490.7270.6550.110.0221.0021.657103.69617.001040.088017.001112.6616.12027.83906.12123.66426.012027.839026.012131.77420.2180.8812.37310.88831.106141.0631.38206.9601.382150.4982.1890.712.1481.5253.714总计114.7592.5536.93151.689最不利管路总阻力P=151.689Pa<190Pa。可见，该新风机组压力满足要求7水管路设计及水力计算7.1水管管径选择依据[6]7.1.1凝结水管径按表7-1选取表7-1凝结水管管径选择冷量(kW)≤77.1~17.617.7~100101~176177~598599-1055凝水管径(mm)2025324050807.1.2冷冻水管管径确实定冷冻水管管径d的计算式为：(7-1)式中mw——水流量，m3/s；ν——水流速度，m/s。7.2水管阻力计算公式[6]7.2.1沿程阻力计算水在管道内的沿程阻力：(7-2)式中λ——摩擦阻力系数；l——直管段长度，m；d——管道内径，m；ρ——水的密度，通常取1000kg/m3；ν——管内水流速，m/s；R——单位管长的摩擦阻力，又称比摩阻，Pa/m。7.2.2局部阻力计算水流动时遇到弯头、三通及其他配件时，因摩擦及涡流耗能二产生的局部阻力计算公式为：(7-3)式中ζ——局部阻力系数。7.3冷冻水系统选择及水力计算以下采用假定流速法，对本宾馆空调系统的冷冻水系统分别进展水力计算，限定：管径较小时，流速ν≤1.0m/s；管径较大或为立管时，流速ν≤1.8m/s；。7.3.1冷冻水系统最不利环路水力计算根据空调设计平面图，作出冷冻水管的水力计算图，最不利管路为1-40，如图8-1。根据设备流量可计算得各管段流量，从而求得管径及阻力损失，计算得数值列于表8-5，得二次泵回路的管路阻力损失为79562.1Pa。该最不利管路末端为风机盘管FP13.6，设备阻力为8.53kPa=8350Pa。故冷冻水系统CHW-1环路的总阻力损失为79562.1+8350=87912.1Pa=87.9kPa。1图7-1冷冻水系统最不利环路水管水力计算图1表7-2冷冻水系统最不利环路水管水力计算表编号流量(m3/h)管径管长(m)ν(m/s)R(Pa/m)△Py(Pa)ξ动压(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)11.19DN200.81.0176.0140.88.0519.94159.14299.922.38DN2512.30.554.0664.810.0150.21502.42167.234.76DN3212.00.7136.21634.81.0280.2280.21914.947.76DN407.30.7110.1803.61.0223.8223.81027.4510.76DN4012.00.8192.42308.21.0325.5325.52633.7613.76DN505.20.7146.1759.53.0243.6730.81490.3716.76DN5016.20.6106.01717.51.0173.6173.61891.1819.76DN702.90.8266.0771.31.0322.3322.31093.6922.82DN703.20.6163.52059.72.0192.9385.72445.41033.46DN8012.60.9270.5865.61.0271.7271.71137.31185.60DN1004.51.3305.21861.82.0208.8417.62279.312137.8DN1254.51.4305.21678.63.5208.8730.82409.413189.95DN1504.51.5270.5865.61.0271.7271.71137.314240.7DN2002.01.4163.5326.91.5192.9289.3616.215295.5DN2508.91.654.0481.010.0150.21502.41983.4总计288.535359.988.544202.279562.1其他水管水力计算同，由假定流速法确定，具体详见图纸标注管径。8冷冻机房设计8.1空调系统冷负荷计算8.1.1建筑物的计算冷负荷依据前述计算得出改建筑总冷负荷峰值为5015kw。逐时冷负荷的汇总情况可知：最大冷负荷出现在15:00。8.1.2附加冷负荷附加冷负荷包括：风系统通过送回风管和送回风机产生温升引起的附加冷负荷；供冷装置的附加冷负荷；水系统通过水管、水泵、水箱产生的附加冷负荷。冷损失附加系数m=0.10-0.15。8.1.3空调系统计算冷负荷制冷系统的总制冷量应包括用户实际所需的制冷量以及制冷系统本身和供冷系统冷损失，按下式计算[1]：Q′=(1+m)Q〔8-1〕式中Q′——制冷系统的总制冷量，kW；Q——用户实际需要的制冷量，kW；m——冷损失附加系数，考虑适当余量，取0.10。，机组的冷负荷选用为Q′=φ〔1+m〕Q=1.1×5015=5516.5kW。8.2地源热泵冷热水机组选择查标准可知，制冷机组台数的选择按工程大小、负荷运行规律而定，一般不少于2台，以保证系统运行的稳定性。故本空调设计选用两台螺杆式地源热泵冷热水机组，一台冷却塔供蓄冷和夏季工况使用。表8-1RTHD-E3-G2-G1水冷螺杆式冷水机组性能参数表制冷量kW长mm宽mm高mm机组重量kg运行重量kg850.031851030190022002500压缩机型式启动类型能量调节输入功率kW额定电流A5-6非对称齿形半封闭螺杆式Y-△25%-100%有级控制或无极控制230250蒸发器型式水量L/s配管管径DN水压降kPa水侧工作压力MPa壳管式33.3125761.0冷凝器型式水量L/s配管管径DN水压降kPa电源壳管式41.1125763￠-380-50Hz总制冷量=2×1466kW+1406kw=5538kW，满足本楼供冷要求。8.3冷冻水泵选型〔1〕流量冷冻水系统环路的水流量为46.46L/s；考虑10%安全系数；冷冻水系统水泵流量Q=46.46×〔1+10%〕=51.11L/s；〔2〕扬程利用以下公式计算[1]：〔8-2〕式中Hf，Hd——水系统总的沿程阻力和局部阻力损失，Pa；Hm——设备阻力损失，Pa；由冷冻水系统水力计算可知系统总阻力Hp：冷冻水系统环路Hp=87.9kPa；水泵扬程系数取1.15，则冷冻水系统环路水泵的扬程为87.9×1.15kPa＝101.1kPa＝10.11mH2O；〔3〕冷冻水泵选型采用IS型水泵，冷冻水系统IS150-125-250B离心泵；泵的主要性能参数为：表8-2循环泵IS150-125-250B性能参数表型号转速nr/min流量扬程Hm效率η%功率kW必需汽蚀余量〔NSPH〕rm叶轮名义直径mmm3/hL/s轴功率Pa电机功率PIS150-125-250B1450103.828.816.8696.911323317348.115789.13207.657.713.1759.93.58.4冷却水系统设计8.4.1冷却塔选择利用以下公式计算[12]：W=Qc/[c〔tw1-tw2〕]kg/s〔8-3〕式中Qc——冷却塔排走的热量，kW；对于压缩式制冷机，取制冷机负荷的1.3倍左右；对于吸收式制冷机，取制冷机负荷的2.5倍左右。C——水的比热，kJ/〔kg·℃〕。常温时c=4.1816kJ/〔kg·℃〕。tw1-tw2——冷却塔的进出水温差，℃；对于压缩式制冷机，取4～5℃；对于吸收式制冷机，取6～9℃。则冷却水量W=Qc/c〔tw1-tw2〕=1.3×1395.6/〔4.1816×5〕=86.78kg/s=312.4m3/h。选用一台新菱牌不锈钢逆流式方形冷却塔CEF-350，放置楼层顶层。主要性能参数：表8-3冷却塔CEF-350性能参数表规格额定水量m3/h长度mm宽度mm高度mm塔体扬程mH2OCEF-3503503120312038004.6电机功率kW风机直径mm补水量m3/h自重kg运行重kg噪声dB(A)5.523601.931250323062温水入管DN冷水出管DN排水管DN溢水管DN补水管DN快补水管DN150150508025258.4.2冷却水系统水力计算采用假定流速法进展水力计算。推荐流速[11]：1.0-2.4m/s。冷却水系统水力计算流程简图：冷却水泵1→2冷水机组3→4冷却塔5→6冷却水泵表8-4冷却水系统水力计算表编号流量(L/s)管径管长(m)ν(m/s)R(Pa/m)△Py(Pa)ξ动压(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)1-241.1DN1501.82.2316.0568.98.02300.318402.718971.682.2DN2505.71.693.1530.61.01249.21249.21779.741.1DN2003.31.157.2188.92.5614.41536.01724.93-441.1DN2004.31.157.2246.23.0614.41843.22089.482.2DN25080.91.693.17530.512.01249.214989.922520.441.1DN2007.01.157.2400.73.0614.41843.22243.95-641.1DN2002.31.157.2131.73.0614.41843.21974.982.2DN3501.70.814.725.03.0297.1891.4916.482.2DN25088.01.693.18191.48.01249.29993.318184.741.1DN2003.11.157.2177.53.0614.41843.22020.7总计198.117991.246.554435.272426.58.4.3冷却水泵选择〔1〕流量单台冷水机组的额定冷却水流量为41.1L/s；考虑10%安全系数；水泵流量Q=41.1×〔1+10%〕=45.21L/s。〔2〕扬程利用以下公式计算[12]:〔8-4〕式中Hf，Hd——水系统总的沿程阻力和局部阻力损失，Pa；Hm——冷凝器阻力损失，Pa；Hs——冷却塔中冷却水的提升高度，mH2O；Ho——冷却塔喷嘴喷雾压力，mH2O，约等于5mH2O。水系统总的沿程阻力和局部阻力损失为7.3mH2O；冷凝器的阻力损失为7.6mH2O；冷却塔中冷却水的提升高度为4.6mH2O。则Hp=7.3+7.6+4.6+5=24.5mH2O。水泵扬程系数取1.15；则水泵的扬程为1.15×23.6＝28.18mH2O。选择IS型水泵，型号为IS150-125-315离心泵两台，互为备用。该泵的主要性能参数为：表8-5冷却水泵IS150-125-315性能参数表型号转速nr/min流量扬程Hm效率η%功率kW必需汽蚀余量〔NSPH〕rm叶轮名义直径mmm3/hL/s轴功率Pa电机功率PIS150-125-315145012033.3347015.86302.532520055.6327922.882.524066.7298023.73.08.5膨胀水箱的选型计算膨胀水箱的有效容积〔即相当于检查管到溢流管之间的高度容积〕按下式计算[2]：V=0.006VC·QL〔8-5〕式中VC——系统内单位水容量之和，L/kW；由文献[2]第171页表3-13，室内机械循环供冷〔温差5℃〕时查得VC=31.2L/kW；Q——系统的总冷量，kW。故V=0.006×31.2×1395.6=261.3L=0.26m3。膨胀水箱放置在十一层屋面。选择公称容积为0.5m3的标准规格即能满足要求，具体参数如下表：表8-6方形膨胀水箱规格型号公称容积m3有效容积m3主要尺寸钢板厚度底部支座水箱本体重量〔kg〕长宽高箱顶箱底箱壁边距间距数量LBHS2SS1CC1n10.50.519009009004442005002156.3溢水管排水管循环管膨胀管信号管DN40DN52DN20DN25DN209消声、减震9.1消声空调系统的消声和减振是空调设计中的重要一环，它对于减小噪声和振动，提高人们大额舒适感和工作效率，延长建筑物的使用年限有着极其重要的意义