变风量空调箱送风量与再热负荷设计计算书

变风量空调箱送风量与再热负荷设计计算书项目名称：某办公楼标准层变风量空调系统设计阶段：施工图设计文件编号：HVAC-CALC-2026-001设计依据：GB50736-2012等编制日期：2026年9月

目录TOC\o"1-2"\h\z\u第1章设计概述与依据 第1章设计概述与依据1.1项目概况本计算书针对某办公楼标准层变风量（VariableAirVolume，简称VAV）全空气空调系统的空调机组（AirHandlingUnit，简称AHU）进行送风量与再热负荷的详细设计计算。该标准层空调面积为1200m²，层高4.0m，空调区域体积约4800m³，设计办公人数80人。系统采用一次回风变风量空调方式，空调箱内设混合段、初效过滤段、中效过滤段、表面冷却器段、再热盘管段、风机段及消声段，末端采用变风量末端装置（VAVBox）配合房间温控器实现各空调分区的独立温度调节。变风量系统通过改变送风量而非改变送风温度来适应空调区负荷变化，具有部分负荷时风机能耗低、区域温度控制灵活、无需末端四管制水管等优点。但变风量系统在低负荷时送风量减小，可能导致室内气流组织恶化、新风量不足及相对湿度偏高等问题，因此再热盘管的设置与容量计算对保证室内热舒适和空气品质至关重要。1.2设计依据与引用标准本计算书的编制严格遵循下列现行国家标准、行业标准及规范，所有计算公式、参数取值和设计限值均以规范要求为底线，并结合工程实践经验留有合理裕量。表1-1主要引用标准与规范清单序号标准编号标准名称在本计算中的应用1GB50736-2012民用建筑供暖通风与空气调节设计规范室内外计算参数、新风量、送风温差、风管风速等2GB50019-2015工业建筑供暖通风与空气调节设计规范空气处理设备选型计算方法、热工计算原则3GB50243-2016通风与空调工程施工质量验收规范空调机组漏风率、保温层施工、系统调试验收4GB/T14295-2008空气过滤器过滤器效率分级、阻力与容尘量测试方法5GB/T14296-2008空气冷却器与空气加热器表冷器与加热器的热力性能、阻力计算与试验6JGJ/T260-2011采暖通风与空气调节工程检测技术规程系统检测与性能验证方法7GB50118-2010民用建筑隔声设计规范空调设备噪声控制限值8GB50016-2014（2018年版）建筑设计防火规范通风空调系统防火阀设置、管道保温防火要求9ASHRAEHandbook—Fundamentals美国采暖制冷与空调工程师学会基础手册空气焓湿计算、风机性能、传热计算参考10GB19761-2020通风机能效限定值及能效等级风机能效要求1.3室外计算参数本工程所在地为北京地区，室外空气计算参数依据GB50736-2012附录A选取。夏季空调室外计算干球温度采用历年平均不保证50小时的干球温度，湿球温度采用历年平均不保证50小时的湿球温度；冬季空调室外计算温度采用历年平均不保证1天的日平均温度。表1-2北京地区室外空气计算参数参数名称符号单位数值夏季空调室外计算干球温度t_wg°C33.6夏季空调室外计算湿球温度t_ws°C26.3夏季空调室外计算焓值h_wkJ/kg81.5夏季空调室外计算含湿量d_wg/kg18.2夏季通风室外计算温度t_wf°C30.4冬季空调室外计算干球温度t_wd°C-7.6冬季空调室外计算相对湿度φ_wd%41冬季空调室外计算焓值h_wdkJ/kg-6.2冬季空调室外计算含湿量d_wdg/kg1.4冬季通风室外计算温度t_wdf°C-3.7冬季室外平均风速v_wm/s2.8大气压力（冬/夏）P_akPa102.0/99.91.4室内设计参数室内设计参数依据GB50736-2012第3.0节及办公建筑设计规范确定，兼顾热舒适、节能与空气品质要求。夏季室内温度取值26°C，相对湿度55%；冬季室内温度取值20°C，相对湿度40%。新风量按办公建筑人员所需最小新风量30m³/(h·人)确定，并满足系统最小新风比要求。表1-3室内空气设计参数参数名称符号单位数值依据/备注夏季空调室内计算温度t_n°C26GB50736表3.0.2夏季空调室内相对湿度φ_n%55≤70%夏季室内空气焓值h_nkJ/kg55.5由温湿度计算夏季室内空气含湿量d_ng/kg11.5由温湿度计算冬季空调室内计算温度t_nd°C20GB50736表3.0.2冬季空调室内相对湿度φ_nd%40≥30%冬季室内空气焓值h_ndkJ/kg37.4由温湿度计算冬季室内空气含湿量d_ndg/kg5.9由温湿度计算人员所需最小新风量G_wpm³/(h·人)30GB50736表3.0.6室内允许噪声级L_pAdB(A)≤45GB50118办公建筑室内风速（夏/冬）v_nm/s≤0.3/≤0.2GB50736第3.0.4条室内CO₂允许浓度C_CO2ppm≤1000GB50736第3.0.4条1.5空调区负荷计算结果空调区冷热负荷已通过负荷计算软件（采用谐波反应法/冷负荷系数法）完成详细计算，计算依据为GB50736-2012第7章。本计算书直接引用负荷计算结果，作为送风量与再热负荷计算的基础输入。表1-4空调区负荷计算结果汇总负荷项目符号单位数值说明夏季空调区总冷负荷QkW120.0含围护结构、人员、照明、设备及新风负荷夏季空调区显热冷负荷Q_skW76.0显热比SHR=0.633夏季空调区潜热冷负荷Q_LkW44.0含人员散湿及散湿设备夏季空调区湿负荷Wkg/h63.0人员散湿为主夏季热湿比εkJ/kg6857ε=Q×3600/W冬季空调区总热负荷Q_hkW60.0含围护结构耗热及冷风渗透冬季空调区湿负荷W_dkg/h18.0人员散湿同时使用系数K_t—0.9多分区负荷叠加折减注：上述负荷为空调区总负荷，已包含新风负荷。新风负荷由空调箱集中处理，各VAV末端仅承担室内负荷。第2章送风量设计计算2.1送风量确定原则与方法变风量空调系统的送风量应按夏季最大冷负荷工况确定，并分别按全热负荷、显热负荷和湿负荷三种方法计算，取其最大值作为设计送风量。同时必须校核新风量、换气次数和变风量最小送风量，确保在任何工况下室内空气品质和气流组织满足规范要求。送风量计算的核心是确定送风状态点。对于一次回风变风量系统，夏季空气处理过程为：新风与回风混合→表面冷却器冷却除湿至机器露点→再热盘管等湿加热至送风状态→送入空调区吸收余热余湿→达到室内状态。送风状态点位于室内状态点与热湿比线的交点上，其含湿量等于机器露点含湿量（等湿加热过程）。2.2夏季送风状态点确定热湿比（角系数）表示空调区余热与余湿的比值，是确定送风状态点的关键参数。其计算公式如下：ε=Q式中：ε——热湿比，kJ/kg（干空气）；Q——空调区全热冷负荷，kW；W——空调区湿负荷，kg/h。代入数值：ε=3600×120/63=6857kJ/kg。在焓湿图（i-d图）上，从室内状态点N（t_n=26°C，φ_n=55%，h_n=55.5kJ/kg，d_n=11.5g/kg）作热湿比ε=6857kJ/kg的过程线。表面冷却器的机器露点L根据表冷器性能和除湿要求确定，取t_L=13°C，相对湿度φ_L=95%，对应h_L=36.4kJ/kg，d_L=9.2g/kg。由机器露点L等湿加热（d不变）与热湿比线相交，即得夏季送风状态点S。经计算或查焓湿图得：t_s=16.0°C，d_s=9.2g/kg，h_s=39.4kJ/kg。送风温差Δt_s=t_n-t_s=10°C，符合GB50736-2012第7.4.4条关于送风温差不宜大于10°C的规定。表2-1夏季空气处理过程各状态点参数状态点t(°C)φ(%)h(kJ/kg)d(g/kg)说明室外状态点W33.6—81.518.2新风室内状态点N26.05555.511.5回风混合状态点C26.8—58.212.2新风+回风混合机器露点L13.09536.49.2表冷器出口送风状态点S16.0—39.49.2再热后送风2.3按全热负荷计算送风量按空调区全热冷负荷计算送风量，是最基本的送风量确定方法。其原理为送入空气的焓差吸收空调区的全部余热（显热+潜热）。G=Q式中：G——送风量（质量流量），kg/s；Q——空调区全热冷负荷，kW；h_n——室内空气焓值，kJ/kg；h_s——送风空气焓值，kJ/kg。体积送风量换算公式：L=G×3600式中：L——体积送风量，m³/h；ρ——空气密度，标准工况下取1.2kg/m³。代入数值计算：G=120/(55.5−39.4)=7.45kg/s；L=7.45×3600/1.2=22350m³/h。2.4按显热负荷计算送风量按显热冷负荷计算送风量，用于校核送风温差是否满足室内温度控制要求。对于以显热负荷为主的空调区，该方法计算结果往往起控制作用。Gs式中：G_s——按显热负荷计算的质量送风量，kg/s；Q_s——空调区显热冷负荷，kW；c_p——空气定压比热容，取1.01kJ/(kg·°C)；t_n——室内计算温度，°C；t_s——送风温度，°C。代入数值：G_s=76/[1.01×(26−16)]=7.52kg/s；L_s=7.52×3600/1.2=22560m³/h。2.5按湿负荷计算送风量按湿负荷计算送风量，用于校核室内相对湿度是否满足设计要求。对于湿负荷较大的场所（如人员密集区、有散湿设备的房间），该方法可能起控制作用。Gw式中：G_w——按湿负荷计算的质量送风量，kg/s；W——空调区湿负荷，kg/h；d_n——室内空气含湿量，g/kg；d_s——送风空气含湿量，g/kg。代入数值：G_w=63/[3600×(11.5−9.2)/1000]=7.61kg/s；L_w=7.61×3600/1.2=22830m³/h。2.6新风量计算与新风比校核新风量是保证室内空气品质的关键参数。依据GB50736-2012第3.0.6条，办公建筑人员所需最小新风量为30m³/(h·人)。同时，系统最小新风比应满足稀释室内CO₂浓度至1000ppm以下的要求。（1）按人员所需新风量计算：Gw式中：G_w——新风量，m³/h；n——室内人数，人；g_p——人均最小新风量，m³/(h·人)。代入数值：G_w=80×30=2400m³/h。（2）按CO₂浓度稀释校核最小新风量：Gw,min式中：q_CO2——人均CO₂发生量，取0.005L/(s·人)（轻度活动）；C_n——室内CO₂允许浓度，取1000ppm；C_w——室外CO₂浓度，取400ppm。代入数值：G_w,min=80×0.005/(1000−400)×10⁶×3.6=2400m³/h。两种方法结果一致。（3）新风比校核：m=G式中：m——新风比，%；G_w——新风量，m³/h；L——系统总送风量，m³/h。代入数值：m=2400/22830×100%=10.5%。满足GB50736-2012第7.3.10条关于全空气系统最小新风比不宜小于10%的规定。2.7换气次数校核换气次数是衡量空调区通风换气充分程度的辅助指标，对于保证室内空气均匀性和气流组织具有参考意义。n=L式中：n——换气次数，次/h；L——送风量，m³/h；V——空调区体积，m³。代入数值：n=22830/4800=4.76次/h。办公建筑全空气系统换气次数一般为4~8次/h，本设计处于合理范围内。2.8变风量系统最小送风量确定变风量系统在部分负荷时送风量减小，为保证室内气流组织、新风供应和通风效果，必须规定系统及各末端的最小送风量。（1）系统最小送风量：依据GB50736-2012第7.4.5条，变风量系统的最小送风量应满足最小新风量要求和室内气流组织要求，一般取设计送风量的30%~50%。本工程取最小风量比为40%。Lmin式中：L_min——系统最小送风量，m³/h；K_min——最小风量比，取0.4；L——设计送风量，m³/h。代入数值：L_min=0.4×22830=9132m³/h。此时新风比为2400/9132=26.3%，新风量仍能满足要求。（2）各VAV末端最小风量：每个VAV末端的最小风量应保证该区域的最小换气次数（一般不小于2次/h）和最小新风量，同时保证末端装置在小风量时的调节性能。对于压力无关型VAV末端，最小风量一般取额定风量的20%~30%。2.9送风量最终确定综合上述三种计算方法，取最大值并考虑风管漏风附加系数（取1.05）和设备选型圆整，最终确定空调箱设计送风量。表2-2送风量计算结果汇总计算项目送风量（m³/h）备注按全热负荷计算22350—按显热负荷计算22560—按湿负荷计算22830控制值（最大）新风量要求2400新风比10.5%，满足换气次数校核4.76次/h满足4~8次/h范围最小送风量（40%）9132满足新风和气流组织要求漏风附加（×1.05）23972考虑风管及箱体漏风设计送风量（圆整）24000空调箱额定风量最终确定：空调箱设计送风量L=24000m³/h，对应质量流量G=24000×1.2/3600=8.0kg/s。风机选型风量在此基础上附加10%，即26400m³/h。第3章再热负荷设计计算3.1再热的目的与工况分析再热是变风量空调系统中不可或缺的处理环节，其主要目的包括：（1）夏季将表冷器出口的低温空气（机器露点）加热至合适的送风温度，避免送风温度过低导致人体不适和结露；（2）冬季将混合空气加热至满足室内供热要求的送风温度；（3）过渡季节调节送风温度，适应室内外参数变化；（4）各分区独立再热，解决同一系统不同区域冷热不均的问题。本工程再热盘管设置在空调箱内（集中再热），各VAV末端不设再热。这种方式结构简单、控制方便，但无法实现各分区独立再热。对于负荷差异较大的分区，可在VAV末端增设电再热或热水再热，本计算书按集中再热方式计算，并在末端预留再热接口。表3-1再热盘管各工况分析工况空气处理过程过程特点再热目的夏季供冷工况机器露点L→送风点S等湿加热防止送风过冷、控制室内相对湿度冬季供热工况混合点C→冬季送风点等湿加热补偿空调区热负荷过渡季工况根据室外温度调节等湿加热/旁通节能运行，按需加热部分负荷工况VAV减风量+再热调节变流量加热维持室温稳定，避免过冷3.2再热负荷基本公式再热盘管的加热量为空气等湿加热过程中吸收的热量，等于空气质量流量乘以加热前后的焓差。对于等湿加热过程，焓差可简化为定压比热容乘以温升。Qrh式中：Q_rh——再热负荷，kW；G——通过再热盘管的空气质量流量，kg/s；h_s——再热后空气焓值，kJ/kg；h_L——再热前空气焓值（机器露点焓），kJ/kg；c_p——空气定压比热容，1.01kJ/(kg·°C)；t_s——再热后送风温度，°C；t_L——再热前空气温度（机器露点温度），°C。3.3夏季再热负荷计算夏季再热负荷为表冷器机器露点L等湿加热至送风状态点S所需的热量。此时通过再热盘管的风量为设计送风量。代入数值：Q_rh,s=1.01×8.0×(16.0−13.0)=24.2kW。考虑到变风量系统在部分负荷时，某些区域可能需要更大的再热量（如内区过热、外区已转为供热），集中再热盘管的容量应按最不利工况确定。夏季再热盘管设计负荷取30kW（含1.2倍安全系数）。3.4冬季再热负荷计算冬季工况下，空调箱表冷器不工作（或旁通），空气经混合段混合后直接进入再热盘管加热至冬季送风温度。冬季再热负荷是再热盘管选型的控制工况。（1）冬季混合点温度计算：tc式中：t_c——混合点温度，°C；m——新风比；t_wd——冬季空调室外计算温度，°C；t_nd——冬季室内计算温度，°C。代入数值：t_c=0.105×(−7.6)+(1−0.105)×20=−0.80+17.90=17.1°C。（2）冬季送风温度计算（按设计风量）：ts,d式中：t_s,d——冬季设计送风温度，°C；Q_h——冬季空调区热负荷，kW；G——冬季送风量（质量流量），kg/s。代入数值（按设计风量G=8.0kg/s）：t_s,d=20+60/(1.01×8.0)=27.4°C。（3）冬季再热负荷（设计风量工况）：Qrh,w代入数值：Q_rh,w=1.01×8.0×(27.4−17.1)=83.2kW。（4）变风量最小风量工况校核：当系统处于最小风量运行时（L_min=9600m³/h，G_min=3.2kg/s），为补偿相同热负荷，送风温度需提高：t_s,min=20+60/(1.01×3.2)=38.6°C。此时再热负荷：Q_rh,min=1.01×3.2×(38.6−17.1)=69.6kW。虽然最小风量工况送风温度较高（38.6°C），但由于风量减小，再热负荷反而低于设计风量工况。因此设计风量工况为再热盘管容量的控制工况。（5）冬季预热校核：当新风比增大或室外温度极低时，混合点温度可能低于0°C，存在表冷器盘管冻裂风险。本工程混合点温度17.1°C，远高于0°C，无需设置预热盘管。但应在新风入口设置防冻保护开关，当混合风温度低于5°C时联动关闭新风阀并报警。3.5过渡季再热负荷分析过渡季节（春、秋季）室外温度适宜，空调系统可加大新风量利用全新风供冷（经济器工况），减少再热。当室外焓值低于室内焓值时，可采用全新风运行，此时再热负荷为零或仅需少量加热。当室外温度较低但室内仍需供冷时，需适当再热以避免过冷。过渡季再热负荷一般小于夏季和冬季，不控制盘管选型。3.6再热方式比选再热方式的选择直接影响系统初投资、运行能耗和控制精度。常见再热方式包括热水再热、电再热和蒸汽再热，各有优缺点。表3-2再热方式技术经济比较再热方式工作原理优点缺点适用场景热水再热利用锅炉或热泵热水，水温60~50°C运行费用低、安全需敷设热水管路、调节响应较慢推荐电再热电热管直接加热空气控制精确、响应快、无需水管运行费用高、有电气安全隐患末端局部再热蒸汽再热利用低压蒸汽（0.1~0.3MPa）加热能力大、温度高需蒸汽管路、疏水装置复杂有蒸汽源时可选本工程推荐采用热水再热方式，热源由楼宇集中热水系统提供，供/回水温度为60°C/50°C。热水再热运行经济性好，且与空调箱集中布置方式匹配。3.7再热盘管选型计算再热盘管选型依据冬季最大再热负荷确定，并满足夏季再热要求。盘管采用铜管铝翅片结构，与表冷器共用同一框架。（1）盘管加热量：取冬季设计再热负荷Q_rh=83.2kW，附加1.15倍安全系数，盘管额定加热量Q_rh,rated=95.7kW，圆整取100kW。（2）迎风面积与迎面风速：Ay式中：A_y——盘管迎风面积，m²；L——通过盘管的风量，m³/h；v_y——迎面风速，m/s，加热盘管取2.0~3.0m/s。取迎面风速v_y=2.5m/s：A_y=24000/(3600×2.5)=2.67m²。选盘管外形尺寸宽1.8m×高1.5m，实际迎风面积A_y=2.70m²，实际迎面风速v_y=24000/(3600×2.70)=2.47m/s。（3）盘管排数：热水加热盘管一般采用2~4排。本工程再热负荷较大，取4排管，翅片间距3.0mm（加热盘管翅片间距可大于冷却盘管，以减小风阻）。（4）水侧流量与水温差：Gw式中：G_w——热水质量流量，kg/s；c_w——水的比热容，4.18kJ/(kg·°C)；Δt_w——供回水温差，°C，取10°C（60°C供水/50°C回水）。代入数值：G_w=100/(4.18×10)=2.39kg/s=8.6m³/h。（5）盘管水阻力：4排热水加热盘管，水速取1.0m/s，水侧阻力约为40~60kPa。本计算取50kPa，用于热水循环泵选型。（6）盘管空气侧阻力：迎面风速2.47m/s，4排管，翅片间距3.0mm，干工况空气侧阻力约为80~100Pa。取90Pa，计入空调箱总阻力。表3-3再热盘管主要技术参数参数单位数值备注额定加热量kW100含1.15倍安全系数盘管排数排4铜管铝翅片迎风面积m²2.70宽1.8m×高1.5m迎面风速m/s2.47≤3.0m/s翅片间距mm3.0干工况热水流量m³/h8.660°C/50°C水侧阻力kPa50水速1.0m/s空气侧阻力Pa90迎面风速2.47m/s盘管工作压力MPa1.6满足常规水系统3.8电再热功率计算（备用方案）若采用电再热作为末端局部补充再热，其功率计算公式如下：Ne式中：N_e——电再热功率，kW；Q_rh——再热负荷，kW；η——电加热效率，取0.95（考虑散热损失）。若某末端需补充再热负荷5kW，则电再热功率N_e=5/0.95=5.3kW，选6kW电加热器，并设置超温保护和无风断电联锁。第4章箱体结构设计计算4.1箱体结构形式与材料空调箱箱体采用模块化拼装结构，面板为双面彩钢聚氨酯夹芯板，内外面板厚度0.5mm，芯材为硬质聚氨酯泡沫（密度≥45kg/m³），导热系数λ≤0.024W/(m·K)。面板厚度50mm，具有良好的保温和隔声性能。框架采用高强度铝合金型材（6063-T5），表面阳极氧化处理，防腐耐用。箱体各功能段之间采用法兰连接，密封垫采用闭孔橡胶海绵，确保漏风率满足规范要求。4.2箱体面板壁厚与强度校核空调箱面板在内部风压作用下产生弯曲变形，需校核面板的抗弯强度和挠度，防止面板凹陷或振动产生噪声。（1）面板计算模型：将面板视为四边简支矩形薄板，承受均布风压。面板最大挠度计算公式为：fmax式中：f_max——面板最大挠度，m；α——四边简支板挠度系数，与长宽比有关，取0.00406（正方形板）；q——面板承受的均布风压，Pa；a——面板短边长度，m；D——板的弯曲刚度，N·m。（2）弯曲刚度计算：夹芯板的弯曲刚度按三明治结构计算，主要由两侧金属面板承担弯矩。D=E·t式中：E——彩钢板弹性模量，2.06×10¹¹Pa；t——单面彩钢板厚度，0.0005m；H——夹芯层厚度，0.049m；ν——泊松比，取0.3。代入数值：D≈615N·m。（3）挠度校核：取面板最大分格尺寸a=0.8m，箱体内最大正压q=1500Pa（风机出口段）。f_max=0.00406×1500×0.8⁴/615=4.06mm。允许挠度为短边的1/200，即[f]=800/200=4.0mm。计算值略超允许值，因此在风机段面板内部增设加强筋，将面板分格尺寸减小至0.6m。重新计算：f_max=0.00406×1500×0.6⁴/615=1.28mm<4.0mm，满足要求。4.3框架立柱受力与稳定校核空调箱框架立柱承受箱体自重、内部风压和检修荷载，需校核其抗压稳定性。立柱采用铝合金方管80mm×40mm×2mm，截面面积A=4.48cm²，截面惯性矩I_x=38.4cm⁴，回转半径i_x=2.93cm。（1）立柱轴向荷载：箱体总重量约1200kg（含盘管存水），由4根主立柱平均承担，每根立柱轴力N=1200×9.8/4=2940N。考虑检修人员集中荷载（按1000N/根），设计轴力N_d=3940N。（2）长细比计算：立柱计算长度l_0=2.5m（箱体高度）。λ=l代入数值：λ=2500/29.3=85.3。铝合金6063-T5的屈服强度σ_s=145MPa，欧拉临界应力σ_E=π²E/λ²=π²×6.9×10⁴/85.3²=93.5MPa<σ_s，属于弹性失稳。（3）稳定校核：稳定系数φ（铝合金轴心受压构件，取0.55）。σ=N_d/(φ·A)=3940/(0.55×448)=16.0MPa<σ_s=145MPa，满足稳定要求。4.4保温层厚度计算空调箱保温层厚度需同时满足防结露要求和经济保温厚度要求。夏季工况下，箱体内空气温度低（最低13°C），箱体外表面温度不应低于室内空气露点温度，否则外表面结露导致滴水和保温层破坏。（1）防结露最小保温厚度计算公式：δ=λ·(式中：δ——保温层最小厚度，m；λ——保温材料导热系数，W/(m·K)，取0.024；t_n——箱体外环境温度（室内），°C，取26；t_s——箱体内空气温度，°C，取最不利值13；α_w——保温层外表面换热系数，W/(m²·K)，取8.7；t_d——环境空气露点温度，°C，26°C/55%时露点为16.5°C。代入数值：δ=0.024×(26−13)/[8.7×(26−16.5)]=0.312/82.65=0.00378m=3.8mm。（2）经济保温厚度：考虑保温层投资与散热损失的年运行费用之和最小，经济保温厚度一般远大于防结露最小厚度。对于空调箱，行业常规做法是采用50mm厚聚氨酯夹芯板，其热阻R=δ/λ=0.05/0.024=2.08m²·K/W，远大于防结露要求的热阻。（3）冷桥处理：箱体框架、检修门边框、盘管穿管处等部位为冷桥高发区，必须采用断桥铝合金型材或衬垫保温材料进行隔断。检修门采用双层密封结构，门框内侧贴保温棉，确保门体表面不结露。表4-1保温层厚度计算与校核项目单位数值说明防结露最小厚度mm3.8公式4-4计算实际保温厚度mm50聚氨酯夹芯板保温层热阻m²·K/W2.08R=δ/λ箱体传热系数W/(m²·K)≤0.45含内外表面换热外表面温度（校核）°C25.2高于露点16.5°C，不结露4.5检修门设计空调箱各功能段均设置检修门，便于过滤器更换、盘管检修和内部清洁。检修门设计要点如下：（1）尺寸：检修门净尺寸不小于600mm×600mm，过滤段检修门加大至600mm×1200mm以便抽出过滤器。风机段检修门不小于600mm×800mm。（2）密封：采用双层橡胶密封条（迷宫式密封），确保关闭后漏风率≤1%。门体与门框之间设置压紧装置（偏心锁或快速夹钳），密封压力均匀。（3）铰链：采用可拆卸式重型铰链，单门承重不小于50kg，开启角度≥120°。铰链材质为不锈钢304。（4）观察窗：在过滤段和风机段检修门上设置钢化玻璃观察窗（尺寸200mm×200mm），便于运行中观察过滤器积尘和风机运行状态。观察玻璃采用双层中空玻璃，防结露。（5）安全联锁：风机段检修门设置电气联锁开关，开门时自动切断风机电源，防止检修人员受到机械伤害。4.6箱体漏风率计算与控制依据GB50243-2016第7.2.3条，空调机组的漏风率应符合：机组内静压保持700Pa时，漏风率不大于3%（洁净空调系统不大于2%）。漏风率计算公式为：ε=L式中：ε——漏风率，%；L_leak——漏风量，m³/h；L——机组额定风量，m³/h。控制措施：（1）所有面板拼接缝采用聚氨酯现场发泡密封；（2）功能段法兰之间采用5mm厚闭孔橡胶密封垫，压缩量30%；（3）检修门采用双道密封；（4）盘管穿管壁与箱体之间采用阻燃密封胶封堵；（5）箱体出厂前进行700Pa静压下的漏风率测试，确保≤3%。本工程设计漏风率取2%，对应漏风量L_leak=24000×2%=480m³/h，在风机选型时已通过10%风量附加予以补偿。4.7基础与减振设计空调箱安装在屋面或设备机房内，需设置混凝土基础或型钢底座，并安装减振器以隔绝风机振动向建筑结构传递。（1）设备运行重量：空调箱本体约800kg，盘管存水约150kg，风机电机约200kg，总运行重量W_total=1150kg≈11.3kN。（2）减振器选型：采用弹簧阻尼复合减振器，固有频率f_0=3.0Hz，风机转速n=1450r/min，扰动频率f=n/60=24.2Hz。Tr式中：T_r——振动传递率；f——扰动频率，Hz；f_0——减振器固有频率，Hz。代入数值：频率比f/f_0=24.2/3.0=8.07，T_r=1/|1−8.07²|=1/64.1=0.0156=1.56%。减振效率η=(1−T_r)×100%=98.4%，满足≤10%传递率的要求。（3）减振器数量与布置：采用4个减振器，均匀布置在底座四角，每个减振器承载W=11.3/4=2.83kN，选额定载荷3.5kN的弹簧阻尼减振器，预留20%裕量。第5章流体（空气侧）设计计算5.1空调箱断面尺寸确定空调箱断面尺寸根据设计送风量和推荐断面风速确定。断面风速过大将导致箱体阻力增大、噪声升高；过小则箱体体积增大、初投资增加。GB50736-2012推荐空调机组内断面风速为2~4m/s，本工程取2.5m/s。A=L式中：A——空调箱净断面面积，m²；L——设计送风量，m³/h；v——断面风速，m/s。代入数值：A=24000/(3600×2.5)=2.67m²。取箱体宽W=1.8m，高H=1.5m，净断面面积A=2.70m²，实际断面风速v=24000/(3600×2.70)=2.47m/s，满足要求。5.2各功能段断面风速校核空调箱各功能段由于内部构件（过滤器、盘管等）的流通面积不同，实际风速存在差异，需逐段校核，确保不超过限值。表5-1各功能段断面风速校核功能段实际风速(m/s)限值(m/s)校核结果混合段2.47≤4.0满足，设均流板初效过滤段1.85≤2.5过滤器迎风面风速中效过滤段1.85≤2.5过滤器迎风面风速表冷段2.47≤3.0盘管迎面风速再热段2.47≤3.0盘管迎面风速风机段——风机入口设整流段消声段2.47≤5.0满足出风段2.47≤4.0设变径接头5.3各功能段阻力计算空调箱各功能段的空气阻力是风机全压选型的重要依据。阻力计算采用局部阻力系数法，即ΔP=ξ·ρ·v²/2，其中ξ为局部阻力系数，v为该段特征风速。过滤器和盘管阻力按产品样本或试验数据选取。ΔP=ξ·ρ·v式中：ΔP——局部阻力，Pa；ξ——局部阻力系数；ρ——空气密度，kg/m³；v——特征风速，m/s。各功能段阻力计算结果汇总如下（按设计风量24000m³/h计算）：表5-2空调箱各功能段阻力计算汇总功能段构件类型ξ风速(m/s)阻力(Pa)备注混合段新风/回风混合1.52.475.5含风阀、均流板初效过滤器G4级板式—1.8580终阻力150Pa，取运行平均中效过滤器F7级袋式—1.85120终阻力250Pa，取运行平均表冷器（6排）铜管铝翅片—2.47180湿工况，迎面风速2.47再热盘管（4排）铜管铝翅片—2.4790干工况加湿段干蒸汽加湿—2.4730含挡水板消声器阻抗复合式—2.4760长度1.2m风机入口入口变径+整流0.82.472.9含入口导流风机出口出口变径0.52.471.8含出口扩散箱体内部转弯90°弯头0.52.471.8设导流叶片箱体合计———572—注：过滤器阻力按初阻力与终阻力的平均值选取，实际运行中过滤器阻力随积尘增加而增大，风机选型时需考虑终阻力工况。5.4风机选型计算风机是空调箱的核心部件，其选型直接影响系统的风量、噪声和能耗。风机选型需同时满足风量和风压要求，并留有合理裕量。（1）风机风量：Lf式中：L_f——风机选型风量，m³/h；K_L——风量附加系数，取1.10（考虑箱体漏风、风管漏风和计算误差）；L——系统设计风量，m³/h。代入数值：L_f=1.10×24000=26400m³/h。（2）风机全压：风机全压需克服空调箱内部阻力、风管系统阻力、VAV末端阻力和出口动压。Pf式中：P_f——风机全压，Pa；K_P——风压附加系数，取1.15；ΔP_AHU——空调箱内部阻力，Pa（取过滤器终阻力工况，约700Pa）；ΔP_duct——风管系统总阻力，Pa（最不利环路，约500Pa）；ΔP_VAV——VAV末端阻力，Pa（约150Pa）；P_d,out——送风口出口动压，Pa（约80Pa）。代入数值：P_f=1.15×(700+500+150+80)=1.15×1430=1645Pa，圆整取1700Pa。（3）风机轴功率：Nsh式中：N_sh——风机轴功率，kW；η_tot——风机全压效率，后向机翼型离心风机取0.78。代入数值：N_sh=26400×1700/(3600×1000×0.78)=16.0kW。（4）电机功率：Nm式中：N_m——电机功率，kW；η_m——电机效率，取0.92；K_s——电机安全系数，取1.15。代入数值：N_m=16.0/0.92×1.15=20.0kW，选标准电机功率22kW（4极，1450r/min）。表5-3风机主要技术参数参数数值备注风机类型后向机翼型离心风机效率高、噪声低选型风量26400m³/h附加10%选型全压1700Pa附加15%全压效率≥78%满足GB19761能效要求轴功率16.0kW设计工况电机功率22kW4极，IP55，F级绝缘风机转速1450r/min直联传动比A声级≤28dB低噪声风机调节方式变频调速VAV系统变风量运行5.5风机工作点校核风机工作点为风机性能曲线与管路特性曲线的交点。管路特性曲线方程为P=S·L²，其中S为管路阻抗系数。由设计工况：P=1700Pa，L=26400m³/h，得S=P/L²=1700/26400²=2.44×10⁻⁶Pa/(m³/h)²。在风机样本曲线上绘制P=2.44×10⁻⁶·L²曲线，与风机Q-P曲线交点即为工作点。校核工作点应位于风机最高效率区（效率≥0.75），且远离喘振边界（工作点流量应大于喘振流量的1.2倍）。本选型工作点效率约0.78，喘振裕量约35%，满足要求。5.6进出口风管连接设计风机进出口风管连接方式对风机性能和噪声影响显著。进口应设置整流段和变径管，出口应设置扩散段，避免气流急剧转弯。（1）进口：风机入口设长度不小于2倍叶轮直径的直管段，进口变径管扩散角不大于15°，入口风速控制在8~10m/s。（2）出口：风机出口设扩散段，扩散角8°~12°，将风速从风机出口的12~15m/s降至主风管的6~8m/s。出口后至少留3倍管径直管段再转弯。（3）软连接：风机进出口与风管之间设置防火帆布软接头（长度150~200mm），隔绝振动传递。第6章工艺设备选型计算6.1表面式冷却器选型计算表面冷却器（表冷器）是夏季空调系统的核心设备，承担空气的冷却和除湿任务。表冷器选型需同时满足冷量、除湿量和阻力要求。（1）表冷器所需冷量：表冷器处理的空气为新风与回风的混合空气，需将其从混合点C冷却除湿至机器露点L。Qc式中：Q_c——表冷器所需冷量，kW；G——空气质量流量，kg/s；h_c——混合空气焓值，kJ/kg；h_L——机器露点焓值，kJ/kg。混合点焓值：h_c=m·h_w+(1−m)·h_n=0.105×81.5+0.895×55.5=8.56+49.67=58.2kJ/kg。代入数值：Q_c=8.0×(58.2−36.4)=174.4kW。附加1.1倍安全系数，表冷器额定冷量取192kW，圆整为200kW。（2）迎风面积与迎面风速：与再热盘管共用同一框架，迎风面积A_y=2.70m²，迎面风速v_y=2.47m/s。表冷器迎面风速一般控制在2.0~3.0m/s，风速过高会导致冷凝水被气流带走（带水）。（3）盘管排数与翅片间距：表冷器需同时冷却和除湿，一般采用6~8排管。本工程取6排管，翅片间距2.1mm（标准型），管径φ16mm，铜管壁厚0.35mm，铝翅片厚度0.15mm。（4）析湿系数：表冷器湿工况下的析湿系数表示全热交换与显热交换的比值。ξ=h式中：ξ——析湿系数；t_c——混合点温度，约26.8°C；t_L——机器露点温度，13°C。代入数值：ξ=(58.2−36.4)/[1.01×(26.8−13)]=21.8/13.94=1.56。析湿系数大于1，表明表冷器处于湿工况，有冷凝水析出。（5）水侧流量与水温差：表冷器采用7°C/12°C冷冻水。Gchw式中：G_chw——冷冻水质量流量，kg/s；Δt_chw——冷冻水温差，取5°C（7°C供水/12°C回水）。代入数值：G_chw=200/(4.18×5)=9.57kg/s=34.5m³/h。（6）水速与水阻：表冷器水速取1.2m/s，6排管水侧阻力约为80~100kPa，取90kPa。（7）空气侧阻力：湿工况下6排管空气侧阻力约为160~200Pa，取180Pa（已计入第5章阻力汇总）。表6-1表面冷却器主要技术参数参数单位数值备注额定冷量kW200含1.1倍安全系数盘管排数排6铜管铝翅片迎风面积m²2.70宽1.8m×高1.5m迎面风速m/s2.47≤3.0m/s翅片间距mm2.1标准型析湿系数—1.56湿工况冷冻水流量m³/h34.57°C/12°C水侧阻力kPa90水速1.2m/s空气侧阻力Pa180湿工况集水盘—不锈钢304带冷凝水排放口6.2预热盘管选型计算如前所述，本工程冬季混合点温度为17.1°C，远高于0°C，表冷器无冻裂风险，因此不设置预热盘管。但在新风入口设置防冻保护开关（设定值5°C），当混合风温度低于5°C时，关闭新风阀、开启旁通并报警。若项目位于严寒地区或新风比超过30%，则必须设置预热盘管，其加热量按将新风预热至5°C计算。6.3再热盘管选型计算再热盘管选型已在第3.7节详细计算，此处不再重复。需补充说明的是，再热盘管与表冷器串联布置在同一功能段内（表冷器在前，再热器在后），共用同一框架和集水盘。再热盘管在夏季干工况运行，冬季干工况运行，无冷凝水产生。6.4空气过滤器选型计算空调箱设置两级过滤：初效过滤器（G4级）和中效过滤器（F7级），以保护表冷器和保证送风洁净度。依据GB/T14295-2008和GB50736-2012第7.1.5条，一般办公建筑空调系统应设置初效和中效过滤器。（1）初效过滤器：采用G4级板式过滤器，过滤效率（计重法）≥90%，初阻力≤50Pa，终阻力≤150Pa，容尘量≥500g/m²。Af1式中：A_f1——初效过滤器过滤面积，m²；v_f1——过滤器迎风面风速，取1.8m/s（板式过滤器≤2.5m/s）。代入数值：A_f1=24000/(3600×1.8)=3.70m²。选6块592×592mm板式过滤器，实际过滤面积3.70m²（含框架折减），迎风面风速1.8m/s。（2）中效过滤器：采用F7级袋式过滤器，过滤效率（比色法/计数法）≥80%（对0.4μm粒子），初阻力≤80Pa，终阻力≤250Pa，容尘量≥800g/m²。袋式过滤器过滤面积远大于迎风面积（每袋展开面积约0.5m²），选6袋×6组=36袋，总过滤面积约18m²，过滤风速（面速）1.8m/s，滤速（滤料风速）约0.37m/s，满足≤0.5m/s要求。表6-2空气过滤器选型参数级别类型规格数量过滤效率初/终阻力(Pa)备注初效过滤器G4板式6块592×592≥90%（计重法）50/150板式可清洗中效过滤器F7袋式6组×6袋≥80%（0.4μm计数法）80/250一次性更换6.5加湿器选型计算北京地区冬季室外空气干燥（含湿量1.4g/kg），空调系统需对空气进行加湿以维持室内相对湿度40%。采用干蒸汽加湿器，加湿效率高、无水滴、卫生可靠。（1）所需加湿量：冬季室内含湿量d_nd=5.9g/kg，混合空气含湿量d_c=m·d_wd+(1−m)·d_nd=0.105×1.4+0.895×5.9=0.15+5.28=5.43g/kg。冬季送风含湿量等于混合空气含湿量（等湿加热），即d_s,d=5.43g/kg。室内湿负荷W_d=18kg/h（人员散湿）。Wh式中：W_h——所需加湿量，kg/h；G——质量送风量，kg/s；d_nd——室内含湿量，g/kg；d_s,d——冬季送风含湿量，g/kg；W_d——室内散湿量，kg/h。代入数值：W_h=8.0×(5.9−5.43)×3.6−18=13.5−18=−4.5kg/h。计算结果为负值，说明在设计风量下，人员散湿量已大于维持室内湿度所需的湿量，无需额外加湿。但在变风量最小风量运行时（G_min=3.2kg/s），人员散湿相对增大，室内湿度可能偏高。在夜间或低负荷时，室内湿度可能偏低。综合考虑，设置加湿量为15kg/h的干蒸汽加湿器，蒸汽压力0.1~0.2MPa，用于过渡季和低负荷时的湿度补偿。6.6消声器选型计算空调箱风机产生的空气动力性噪声需通过消声器衰减，使出风口噪声满足室内噪声限值要求。采用阻抗复合式消声器，长度1.2m。（1）风机声功率级估算：Lw式中：L_w——风机声功率级，dB；N_sh——风机轴功率，kW；C——比声功率级，后向机翼型风机取28dB。代入数值：L_w=10×lg(16×1000)+28=42.0+28=70dB（A计权后约65dB(A)）。（2）所需消声量：空调箱出口至室内送风口的风管自然衰减约10dB(A)，出风口末端噪声要求≤45dB(A)，则消声器需提供的消声量ΔL=65−10−45=10dB(A)。所选阻抗复合式消声器在125~4000Hz频段的插入损失为15~25dB(A)，满足要求。6.7风阀与执行机构选型空调箱配置的风阀包括：新风阀、回风阀、排风阀（均为电动对开多叶调节阀），以及表冷器/再热器旁通风阀。风阀执行机构采用模拟量（0~10V或4~20mA）电动执行器，与楼宇自控系统（BA）联动，实现新风量调节、混风控制和节能运行。新风阀和回风阀采用联动控制，保持新风量恒定（或根据CO₂浓度调节）。所有风阀关闭时漏风率≤2%，阀体采用镀锌钢板制作，叶片间设橡胶密封条。第7章结果验证7.1送风量验证（1）热平衡验证：按设计送风量G=8.0kg/s，送风状态h_s=39.4kJ/kg，室内状态h_n=55.5kJ/kg，系统供冷量Q_calc=G×(h_n−h_s)=8.0×(55.5−39.4)=128.8kW>设计冷负荷120kW，裕量7.3%，满足要求。（2）湿平衡验证：G×(d_n−d_s)×3.6=8.0×(11.5−9.2)×3.6=66.2kg/h>设计湿负荷63kg/h，裕量5.1%，室内相对湿度可控制在55%以下。（3）新风量验证：系统新风量2400m³/h，人均新风量30m³/(h·人)，满足GB50736要求。最小风量工况下新风比26.3%，新风量仍满足。（4）换气次数验证：设计换气次数4.76次/h，最小风量工况1.9次/h（接近2次/h下限），建议在最小风量时加大新风比或设置定风量新风阀。7.2再热负荷验证（1）夏季再热验证：再热盘管额定加热量100kW，夏季最大再热需求30kW，盘管能力裕量充足。夏季再热后送风温度16°C，送风温差10°C，满足规范要求。（2）冬季再热验证：冬季设计再热需求83.2kW，盘管额定100kW，裕量20%。冬季送风温度27.4°C，低于30°C的舒适送风温度上限，不会造成吹热风感。（3）能量平衡验证：冬季再热盘管加热量+室内发热量=围护结构耗热量。经核算，在设计室外温度−7.6°C下，再热盘管可维持室温20°C；在极端低温−12°C下，可通过提高供水温度或加大风量维持室温。7.3表冷器能力验证表冷器额定冷量200kW，所需冷量174.4kW，裕量14.7%。在设计工况下，表冷器出口空气状态可达机器露点（13°C，95%），除湿量G×(d_c−d_L)×3.6=8.0×(12.2−9.2)×3.6=86.4kg/h，满足系统除湿要求。表冷器水流量34.5m³/h，在7°C/12°C水温差下可提供200kW冷量，验证通过。7.4风机全压验证系统最不利环路总阻力（含过滤器终阻力）：空调箱700Pa+风管500Pa+VAV末端150Pa+出口动压80Pa=1430Pa。风机选型全压1700Pa，裕量18.9%，满足要求。在过滤器初阻力工况下，风机工作点向大流量偏移，风量约为设计值的108%，可通过变频调节至设计风量。7.5防结露验证箱体保温层50mm聚氨酯，热阻2.08m²·K/W。夏季箱体内最低温度13°C，箱体外环境26°C/55%（露点16.5°C）。箱体外表面温度计算：tsurf代入数值（α_n=8.7,α_w=8.7,R=2.08）：t_surf≈25.2°C>露点16.5°C，外表面不结露。检修门、框架等冷桥部位经断桥处理后，表面温度亦高于露点，验证通过。7.6防冻验证冬季混合点温度17.1°C，远高于表冷器防冻警戒温度5°C，正常运行无冻裂风险。但需设置以下保护措施：（1）新风入口设防冻开关，设定5°C报警联动；（2）表冷器水路设水流开关，断水时报警并关闭新风阀；（3）冬季停机时，表冷器内水应排空或保持水循环（设小流量循环泵）；（4）新风阀与风机联锁，风机停止时新风阀自动关闭。7.7噪声验证风机声功率级约65dB(A)，经箱体隔声（约10dB(A)）、消声器（约15dB(A)）和风管自然衰减（约10dB(A)）后，送风口噪声约30dB(A)，远低于室内限值45dB(A)。回风口噪声约35dB(A)，亦满足要求。风机进出口设软接头、箱体设减振器，固体传声得到有效控制。7.8能耗校核（1）夏季运行能耗：风机轴功率16kW（变频运行平均按70%计，约11.2kW），表冷器冷量200kW（对应冷水机组能耗约60kW，COP=3.3），再热盘管夏季平均负荷约15kW（热水能耗约5kW）。系统总用电约76kW。（2）冬季运行能耗：风机11.2kW，再热盘管平均负荷约50kW（热水锅炉能耗约55kW，锅炉效率90%）。系统总能耗约66kW。（3）再热能耗占比：夏季再热能耗约占系统总能耗的6.6%，冬季再热能耗约占83%（冬季主要能耗为供热）。变风量系统通过变频风机在部分负荷时可节能30%~50%，具有良好的节能性。第8章总结8.1设计参数汇总表8-1设计参数最终汇总参数单位数值说明空调面积m²1200—设计送风量m³/h24000按湿负荷控制，附加漏风最小送风量m³/h9600最小风量比40%新风量m³/h240030m³/(h·人)，新风比10.5%夏季送风温度°C16机器露点13°C再热冬季送风温度°C27.4设计风量工况夏季再热负荷kW30含安全系数冬季再热负荷kW83.2控制工况再热盘管额定加热量kW1004排，热水60/50°C表冷器额定冷量kW2006排，冷冻水7/12°C风机选型风量m³/h26400附加10%风机选型全压Pa1700附加15%电机功率kW224极变频箱体断面尺寸m1.8×1.5宽×高，断面风速2.47m/s保温层厚度mm50聚氨酯夹芯板8.2主要设备选型汇总表8-2主要设备选型清单序号设备名称规格参数数量1空调机组组合式，24000m³/h，1.8×1.5m断面1台2初效过滤器G4板式，592×592，6块/台1套3中效过滤器F7袋式，6组×6袋1套4表面冷却器6排，200kW，7/12°C1台5再热盘管4排，100kW，60/50°C1台6干蒸汽加湿器15kg/h，0.1~0.2MPa1台7离心风机后向机翼型，26400m³/h，1700Pa1台8变频电机22kW，4极，IP551台9阻抗复合消声器1.2m长，插入损失≥15dB(A)1台10电动风阀对开多叶，模拟量执行器若干11弹簧减振器3.5kN，固有频率3Hz4个8.3设计结论本计算书对某办公楼标准层变风量空调箱的送风量与再热负荷进行了全面、系统的设计计算，涵盖送风量确定、再热负荷计算、箱体结构、空气流体、工艺设备选型等各个环节，主要结论如下：（1）送风量按全热、显热、湿负荷三种方法分别计算，取湿负荷控制值22830m³/h，附加5%漏风后圆整为24000m³/h。新风比10.5%，换气次数4.76次/h，均满足规范要求。（2）再热负荷按冬季设计风量工况控制，计算值83.2kW，再热盘管额定加热量选100kW（4排管，热水60/50°C），裕量20%。夏季再热负荷30kW，盘管能力充足。（3）箱体采用50mm聚氨酯夹芯板，保温和防结露性能良好；面板和框架经强度和稳定校核满足要求；漏风率控制在2%以内。（4）风机选型26400m³/h、1700Pa，配22kW变频电机，工作点位于高效