暖通空调毕业设计说明书

摘要

本工程是青岛市的一个星级酒店。内容包括星级酒店，客房，会议

中心及酒店相关附属商业设施的综合类建筑。本文对此酒店进行了设计计算。根据该建筑物的功能要求和使用特点，分析比较了各种空调方式，确定该建筑物空调系统的室内部分采用风机盘管加独立新风系统，末端设备为风机盘管, 新风处理到室内等焓线，过渡季节只供新风,其中游泳池和多功能厅采用全空气系统，酒店大堂就用冬季地暖辐射，夏季风机盘管相结合的系统。主要设计内容包括：空调冷负荷的计算；空调系统的划分；冷源的选择；空调末端处理设备的选型；风系统的设计与计算；室内送风方式与气流组织形式的确定；水系统的设计与水力计算；机房布置等。本文从地源热泵工作原理出发，详细地进行了地源热泵空调系统设计和特点分析,并与普通空调系统进行了经济上和技术上的比较。地源热泵地下换热器采用双U 型竖埋管地下换热器。此设计的中央空调系统既能满足热舒适性要求，又最大程度地考虑了建筑节能的需要。

关键词：地源热泵的发展及应用，地源热泵的工作原理，风机盘管-新风系统，节能，地板辐射

ABSTRACT

This project is a star hotel of Qingdao. Content including star hotel, guest rooms, conference center and hotel related ancillary commercial facility of

comprehensive construction. This paper introduced the design and calculation for this hotel. According to the function requirements of the building and use of characteristic, analysis and comparison of various air conditioning mode,

determine the interior parts of the building air conditioning systems with fan coil plus fresh air system independently, terminal equipment for the fan coil units and fresh air to the indoor isenthalpic line, transitional season for fresh air only, the swimming pool and multi-function hall adopts full air system, the hotel lobby

with radiation of floor heating in winter, the summer combination of fan coil units system. Main design content includes: the calculation of air conditioning cooling load; The division of air conditioning system; The choice of cold source; Air terminal handling equipment selection; The wind system design and calculation; Indoor air distribution mode and the determination of airflow organization form; The design of water system and hydraulic calculation; Duct system and thermal insulation layer of the pipe system design; Noise elimination antivibration design, etc. This article embarks from the ground source heat pump working principle, for the ground source heat pump air conditioning system design in detail and characteristics analysis, and compared with the common air conditioning system on economic and technical comparison. Ground source heat pump heat exchanger with double u-shaped underground vertical buried tube heat exchanger

underground. This design of central air-conditioning system can not only satisfy the thermal comfort requirements, and to consider the need of building energy efficiency.

KEY WORDS: The development and application of ground source heat pump, ground source heat pump working principle, fan coil units, air system, energy conservation, floor radiant

前言 ............................................................ 1

第1章地源热泵系统原理简述 ..................................... 2

1.1 地源热泵的定义 .............................................. 2

1.2 地源热泵特点 ................................................ 3

1.3 地源热泵的优点分析 .......................................... 3

1.4 地源热泵中央空调的应用前景 .................................. 4

1.5 地源热泵技术在中国推广过程中可能遇到的问题 .................. 5

第2章概述 ..................................................... 6

2.1 建筑概况 .................................................... 6

2.2 空调方案 .................................................... 6

2.3空调冷热源的选择 ............................................ 7

第3章负荷计算 ................................................ 14

3.1 室内外空气的空调设计参数 ................................... 14

3.2 空调房间的冷负荷 ........................................... 15

3.3 空调房间的散湿量 ........................................... 19

3.4 新风负荷 ................................................... 19

3.5 制冷系统总冷负荷 ........................................... 20

2.6 制冷系统热负荷计算 ......................................... 21

第4章空气处理过程与空气处理设备 .............................. 23

4.1 空气处理过程及空调房间送风量 ............................... 23

4.2 空气处理设备的选择计算 ..................................... 24

第5章地板辐射设计 ............................................ 32

5.1低温热水地板辐射简介 ....................................... 32

5.2低温热水地板辐射采暖的特点 ................................. 32

5.3 低温热水地板辐射采暖管材及布置形式 ......................... 33

5.3 低温热水地板辐射设计 ....................................... 34

5.4 低温地板辐射采暖的调试与运行 ............................... 35

第6章空调房间的气流组织 ...................................... 36

6.1 空调房间的气流组织方式与送回风口型式 ....................... 36

6.2 空调房间的气流分布计算 ..................................... 36

第7章风道的设计与水力计算 .................................... 37

7.1 风道的设计与布置 ........................................... 37

7.2 风道的水力计算及送风管径的确定 ............................. 37

第8章空调水系统的设计与水力计算 .............................. 39

8.1 水系统的设计与布置 ......................................... 39

8.2 水系统的水力计算及水管管径的确定 ........................... 39

8.3 分集水器的选型 ............................................. 40

第9章空调系统的消声与防振 .................................... 42

9.1 空调系统的消声设计 ......................................... 42

9.2 空调装置的防振措施 ......................................... 43

第10章热泵机房 ............................................... 44

10.1 热泵机房主要设备的选择计算 ................................ 44

10.2 热泵机房设备与管道的布置 .................................. 47

10.3 选择热泵机组不平衡率的计算及运行费用 ...................... 47

总结 .......................................................... 51

致谢 ........................................................... 52

参考文献 ....................................................... 53

附录 .......................................................... 54

前言

空调制冷技术的诞生是建筑技术的一项重大进步，它标志着人类从被动适应宏观自然气候发展到主动控制建筑微气候，在改造和征服自然的过程的又迈出了坚实的一步。制冷空调系统的出现为人们创造了舒适的生活和工作环境，但是制冷空调系统的能耗也逐渐成为建筑能耗增长的最主要的原因。据统计，我国建筑能耗约占全国总能能耗的35%，而制冷空调系统能耗又占建筑能耗的50%～60%左右。因此，节能降耗已经成为空调系统设计的关键环节。空调系统设计方案直接影响着建筑环境的质量和能源消耗状况，对空调系统设计方案进行科学的选择和优化，是提高空调系统设计质量的重要途径。

本工程是青岛市新建的一个星级酒店。内容包括星级酒店,客房,会议中心及酒店相关附属商业设施的综合类建筑。采取分期建设，一期建设面积为地上18384平方米，地下3514平方米；其中酒店综合楼地下一层，地上四层，建筑高度15.1米。客房南楼、北楼地上三层，建筑高度14.45米。该建筑地下一层包括设备用房，厨房等辅助用房。酒店综合楼包括餐厅、多功能厅和套房等。该空调设计要求冬夏给予舒适性空调并做到室内空气清新。

本次毕业设计，将依据建筑物的功能要求和使用特点，根据采暖通风与空气调节设计规范（GB50019-2003）等标准规范的要求，设计合理的空调系统方案，满足建筑物热舒适性的要求，并最大限度地降低系统的能耗。设计内容包括：确定该建筑物空调方案，计算负荷，确定空调方式和空调房间气流组织形式，设计风道系统，设计空调水系统，选择空气处理设备，制定空调系统的消声防振措施，确定防排烟措施，选择冷热源设备，设计制冷机房等。

通过本次毕业设计，我们将经受一次较为全面、严格的工程设计训练，熟悉空调系统设计过程，了解现代工程设计方法，培养分析解决问题的能力，树立高度的工作责任感。

第1章地源热泵系统原理简述

1.1 地源热泵的定义

地源热泵是一种利用地下浅层地热资源既能供热又能制冷的高效节能环保型空调系统。其节能性能更优于风冷冷水热泵。

地源热泵机组的运行靠少量的电力来驱动，它的工作原理是通过向机房系统内的热泵机组输入一定电能驱动压缩机做功，使机组中的介质反复发生蒸发吸热和冷凝放热的物理相变过程，从而将地源系统中的能量提取和传导到用户系统，实现空间上的热量交换和传递转移。

在冬季，把土壤中的热量“取”出来，提高温度后供给室内用于采暖；在夏季，把室内的热量“取”出来释放到土壤中去，并且常年能保证地下温度的均衡

地源热泵供暖空调系统主要分三部分：

1）、室外地能换热系统（地源）

2）、水源热泵机组（机房）

3）、室内采暖空调末端系统（用户）

根据地源热泵空调系统的取热(冷)源方式不同可以分土壤源热泵和水源热泵两种形式：

土壤源热泵是以土壤、岩石等为热(冷)源的空调系统。在此系统中，地下换热器通常采用承压力性能高、耐腐蚀的PE管，在工程安装时人为的向管内注入自来水，水在管内循环，通过管壁把大地的热量与房间热量相互交换。这种形式的地源热泵系统具有使用寿命长，不受水源限制的优点。

一个地源热泵项目选用应用形式时应从水源、建筑占地面积、初投资、使用寿命、机组效率等几方面仔细比较，选出最适合自身建筑的空调系统。

地源热泵技术的最大优点主要有以下七点：环保、节能、运行费用低、维护费用少、一机多用、操控安全、空气品质高。

1.2 地源热泵特点

1. 没有燃烧过程，避免了排放任何烟尘及有害物质，社会效益显著。

2. 以地表土壤为源体，向其吸收或放出能量，介质水在埋设于土壤中的密闭系统中循环，即不消耗地下水资源，也不会对其造成污染。

3.省去了锅炉房供暖系统和夏季空调运行的冷却塔，节能经济。

4．能源利润率为传统方式的3—4倍，投入1KW的电能可得到4—5KW以上的制冷或供热的能量。

5．灵活安全真正做到“一机两用”。利用地下土壤热能，热泵冬季向建筑物供暖，夏季向建筑物供冷，提高了设备的利用率。机组可灵活地安置在任何地方，节约空间。系统末端亦可作多种选择。无储煤、储油罐等卫生及安全隐患。机组运行自动化程度高，无需专业人员操控。

6．运行可靠机组的运行工况稳定，几乎不受环境温度变化的影响（土壤恒温）。即使在寒冷的冬季制热量也不会衰减，更无结霜除霜之虑。

1.3 地源热泵的优点分析

1．高效

供热系数可高达4.3(正常为3.5-4.5)，即输入1KW电能可产生4KW的热量。

2．运行费用低

比燃煤采暖还便宜，因为利用地下土壤、岩层、地下水、江河湖海中的热能占总热量的70-75%。就是说，机组在制热过程中，有70-75%的燃料是不用花钱的。每平方米建筑面积供暖运行费只有11.37元，若按22元/m2收费标准计算，1万平方米的建筑，一个采暖期可节省采暖费10万元左右。

3．无任何污染

由于该机组在制热过程中无任何燃烧。１万平方米的建筑物一个采

暖期，即可节煤350吨，可减少烟气排放量385万立方米。

4．占地面积小

地源热泵机组占地面积为锅炉用地的1/10-1/15。以一个10万平方米小区为例，机房面积仅100平方米就足够用，而建锅炉房则需占地至少1000平方米。对3.5万平方米以上的小区，可省出一栋楼的位置，可建2000－5000平方米的住宅，其剩余价值足够安装使用地源热泵供暖系统的费用。

1.4 地源热泵中央空调的应用前景

1.本项目是一种利用低位能源（空气、土地、水、太阳能、工业废热等）代替高位能源（煤、石油、电能等）以实现节能目的的高新技术。由于其所具备的高热能转换效率（1：4），无污染，运行成本低，便于物业管理，系统使用寿命长等特点，备受世界能源、环保组织和发达国家推崇，并被市场广泛接受。自八十年代以来，年增长率一直保持在20%以上。如美国，85年只有14000台水/地源热泵，99年末统计，已安装了400000台。水/地源热泵系统已占空调总保有量的20%，其中新建筑中占30%。由此可降低温室气体1百万吨，相当于减少50万辆汽车的污染物排放，年节约能源费用达4.2亿美元。美国的水/地源热泵研究和应用偏重于住宅和商业小型系统（60KW以下）。而中、北欧如瑞典、瑞士、奥地利、德国等国家则偏重于大型机组。据99年统计，水/地源热泵在新建房屋中的利用率，瑞士为96%，奥地利为38%，丹麦为27%。

2.在未来的几年中，中国面临着巨大的能源压力。中国经济在保持较高速度增长的同时,必须考虑环保和可持续发展问题。所以要求提高能源利用率，要求能源结构调整。调整能源结构的方向就是从以煤为主转为以燃气、电为主。国家建设部1999年提出在10年内建筑节能效率要在现有基础上提高50%；北京市政府已明令在四环以内，撤掉所有燃煤锅炉，在三年内改造1000万平方米建筑取暖方式，使用清洁能源。

我国目前集中供暖单位建筑面积平均能耗是气候相近发达国家的2-3倍。

3.据调查统计，我国住宅空调安装率迅速增长。上海居民住宅空调拥有率已超过60%，北京34%，城镇居民拥有率20%，空调成为冰箱、彩电后普及的又一种主要家电。这样，对于黄河、长江中下游地区的城市，住宅环境就不再仅仅是采暖问题，而是要满足统一考虑采暖和空调需求的综合性问题。为此，采用具有诸多优势的地源热泵方式将成为这种需求最具竞争力的建筑供热空调方式。

1.5 地源热泵技术在中国推广过程中可能遇到的问题

任何一项新事物的出现总是要受到人们的质疑，对于地源热泵这项新技术同样可能会遇到一些阻力。首先，中国有关地源热泵的现成技术资料不多，还缺少这方面的设计、安装和维护技术人员，同时，在中国生产地源热泵相关设备的厂家少，人们对它还比较陌生，大多抱着观望的态度，这样的情形不利于这项技术在中国的推广。其次，我国现在还没有出台促进地源热泵技术发展的相关优惠政策，这使部分想采用地源热泵系统的用户看不到眼前利益而采用其它的空调系统。为了鼓励用户采用地源热泵系统，我国可以提供鼓励性补贴和资助给购买地源热泵系统的用户，或者采用调整能源价格的方法，使能源价格合理化，给予这些用户一些实惠，鼓励人们采用地源热泵系统。还要说明的一点是，世界上热泵技术比较发达的北美、北欧和中欧国家由于气候条件基本上只用于供热，对地源热泵夏季制冷工况研究较少。而我国幅员辽阔，地处温带，冬季需供暖，夏季需供冷，而且南北地区气象条件差异很大，同样的建筑在不同的地区，其负荷情况可能迥然不同。因此，我们不能照搬外国的技术成果，必须投入大量的科研经费和研究人员进行研究，适合中国的气候特点，这也在一定程度上延缓了这项技术在中国的推广。但可以相信，地热能具有广泛的应用前景，在不久的将来，地热能将在世界能源利用结构中占有更大的份额。随着人们环保意识的加强和对“绿色能源”的日益重视，地源热泵系统技术也将得到前所未有的发展。

第2章概述

2.1 建筑概况

本工程规模：本工程是青岛市的一个星级酒店。内容包括星级酒店，客房，会议中心及酒店相关附属商业设施的综合类建筑。采取分期建设，一期建设面积为地上183484平方米，地下3514平方米；其中酒店综合楼地下一层，地上四层，建筑高度15.1米。客房南楼、北楼地上三层，建筑告诉14.45米。

功能布局：地下一层包括设备用房，厨房灯辅助用房。酒店综合楼包括餐厅、多功能厅和套房等。

空调要求：要求冬夏季给予舒适性空调并做到室内空气清新。

2.2 空调方案

通常有三种空调方式：风机盘管加新风系统；吊顶式空调机系统；组合式空调机组的全空气系统。

2.2.1 风机盘管加新风系统

风机盘管加新风系统节省使用面积，但是新风量有限，对于大空间的房间，很难利用室外新风进行通风换气，不利于过渡季节的节能。回风是由悬挂在吊顶内的风机盘管回风箱处的过滤器过滤，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。受安装空间限制，风机盘管的维修和保养不便。不适合用于大空间的房间。

2.2.2 吊顶式空调机系统

吊顶式空调机系统是近几年发展起来的一种空调系统，可以省去机

房面积，降低建筑层高，节约风管。吊顶式空调机组安装在使用空间吊顶内，机组噪声不仅通过风口传出，而且直接辐射出来，所以噪声问题是吊顶式空调机组的一大问题。其次，供回水管多，并且水管安装在吊顶内，增加了漏滴水。新风量有限也是吊顶式空调机组的一大缺点，由于梁下风管、水管等各种管道很多，限制了新风管道，所以吊顶式空调机系统只在外区有有限的新风。 2.2.3 组合式空调机组的全空气系统

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大中型空间。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。

2.3空调冷热源的选择

空调冷热源的选择，应考虑一下因素： 1) 机组能耗

2) 空调冷冻水泵的能耗 3) 运行管理和使用寿命 4) 环境保护要求 5) 噪声和振动 6) 设备价格

目前，机组的方式有地源热泵供冷/供热，离心机供冷+燃气锅炉（或市政热网），多联机系统供冷/供热等。

2.3.1 地源热泵供冷/供热

土壤源热泵具有节能减排的综合效益，是暖通空调系统节能的一个重要的冷热源方式。根据最新的《节能建筑评价标准》

（GB/T50668-2011），对于公共建筑合理利用地热能技术，装机容量达到空调冷负荷或热负荷的50%以上，即认为满足一项“优选项”，参与公共建筑节能等级的划分。对于居住建筑，根据当地气候条件和自然资源，利用可再生能源，设计装机容量达到采暖空调总设计负荷的10%以上，即认为满足一项“一般项”，参与居住建筑节能等级的划分；设计装机容量达到采暖空调总设计负荷的20%以上，即认为满足一项“优选项”。

土壤源热泵系统（（地埋管地源热泵））所利用的清洁能源是分布在地下浅层岩土中近乎无限的低品位能量，地埋管系统的水循环为闭路循环。地源侧系统由地热换热器组成，根据埋管形式可分为水平埋管和垂直埋管两种。根据运转形式又可分为开式循环和闭式循环两种。该种交换器埋深大约在70～150米，主要利用浅层土壤温度常年保持恒温的特性，通过地热换热器与土壤的换热达到能量提取的目的。

夏季供冷时通过换热系统将室内的热量转移到地下，一方面为建筑物提供制冷的效果，另一方面将热能储存与地下，作为能量储备以供冬季使用。

冬季采暖时通过换热系统将低温热源（地下岩土层）储存的热能提取出来，用于供暖循环水的加热，以备建筑物采暖使用。通过整体设计可使这种循环周而复始的运转，保证系统的供冷、供暖及供卫生热水要求。从能量守恒角度考虑，系统以30％的电能作为驱动，从地下岩土中获得约70％的热量（冷量），与传统的中央空调（冷水机组＋锅炉）相比，节能效果是显著的；又因其取消了锅炉，它的环保优点也是很突出的。

地源热泵系统可供暖、空调，累积排热量较多时，还可供生活热水，一机多用，一套系统可以替换原来的锅炉+冷水机组两套装置或系统。特别是对于同时有供热和供冷要求的建筑物，地源热泵有着明显的优点。不仅节省了大量能源，而且用一套设备可以同时满足供热和供冷的要求，减少了设备的初投资。地源热泵可应用于宾馆、商场、办公楼、学校等建筑。

2.3.2 离心机供冷+燃气锅炉（或市政热网）

水冷式离心机+冷却塔作为夏季的冷源；燃气锅炉作为冬季的热源。

离心式冷水机组

2.3.3 多联机系统供冷/供热

供热、制冷皆采用多联机系统，储热水箱采用电加热装置以应对极端湿冷天气。

多联机系统示意图

现3种方案进行对比：

第3章负荷计算

3.1 室内外空气的空调设计参数

表3-1 青岛室外气象资料

表3-2 室内各房间参数

3.2 空调房间的冷负荷

(1) 外墙

CLKFt'1tn

式中：

tltn

—外墙的冷负荷计算温度的逐时值，℃； —室内设计温度，℃；

考虑各种修正后的综合计算公式:

t'1(t1td)KaKp

(2) 窗户

① 窗户传热冷负荷

CLKF(t1tn)

式中：

F —窗户面积，㎡；

K —窗的传热系数,W/(m2·℃) 对有内遮阳设施的玻璃窗；（单层玻璃窗的K值应减小25%,双层玻璃窗的K值应减小15%）

—玻璃窗的冷负荷计算温度的逐时值，℃；

②. 玻璃窗日射得热引起的冷负荷

CLfgCzDj1maxCcL

式中：

—玻璃窗的净面积，；

Cz—玻璃窗的综合遮挡系数；

CzCsCn

―为玻璃窗的遮挡系数； ―为窗内遮阳设施的遮阳系数；

③. 有外遮阳玻璃窗的日射负荷为：

玻璃日射有外遮阳时可减少得热量近80%。由于外遮阳的作用，形成窗外遮阳阴影面积和照光面积，阴影部分的日射冷负荷为:

式中：

—玻璃窗阴影面积；

照光部分的日射冷负荷为：

CLrFrCzDJ,maxCcL

式中：

Fr—玻璃窗照光面积；

(3) 屋顶

CLKF(t'1tn)

式中：

tltn

—屋顶冷负荷计算温度的逐时值,℃； —室内设计温度,℃；

考虑修正后的综合计算公式:

t1(t1td)KaKp

(4) 人体

人体显热散热形成的计算时刻冷负荷:

CLQsn1CCL

式中：

—来自室内全部人体的显热得热，W；可由[8]表4-3查出数值

后乘以人数而得；

n1—群集系数；如[8]表4-4所示；

CCL

—人体显热散热冷负荷系数，如[8]表4-2所示；

人体散湿形成的潜热冷负荷

Qq = n·Cr·q2

式中：

q2—名成年男子小时潜热散热量，W；

n—空调房间内的人数，人 Cr—群集系数

设备及用具散热形成冷负荷

CLQECCL

式中：

QE—设备和用具的实际显热散热量，W； CCL

—设备和用具显热散热冷负荷系数，分别可由[8]表4-5和[8]

表4-6中查出有罩和无罩情况下的逐时值；如果空调供冷系统不连续运行，则

CCL

=1.0。

电热、电动设备散热量的计算公式: 热设备散热量

qs1000n1n2n3n4N

动机和工艺设备均在空调房间内的散热量

qs1000n1N

只有电动机在空调房间内的散热量

qs1000n1(1)N

只有工艺设备在空调房间内的散热量

qs1000n1N

式中：

N—设备的总安装功率，kW；

—电动机的功率；

n1—同时使用系数，一般可取0.5～1.0；

n2—利用系数，一般可取 0.7～0.9； n3

—小时平均实耗功率与设计最大功率之比，一般可取0.5 左右；

n4—通风保温系数；

—输入功率系数；

(6) 照明

CL860n1n2NCCL

白炽灯

CL860NCCL

式中：

CCL

— 照明设备的安装功率，kW；

n1— 镇流器消耗功率系数，当明装荧光灯的镇流器装设在空调房

间内时取n1=1.2；当暗装荧光灯的镇流器装设在顶棚内时取n1=1.0； — 灯罩隔热系数，当荧光灯罩上部穿有小孔（下部为玻璃板），利用自然通风散热于顶棚内时，n2取0.5～0.6,荧光灯罩无通风孔时，视顶棚内通风情况取为0.6～0.8；

CCL

—照明散热冷负荷系数，可由[8]表4-1取用；

(7) 内围护结构

通过空调房间内窗、隔墙、楼板或内门等内围护结构的温差传热负荷

CLKF(tlstn)

式中：

K—传热系数，

F—传热面积; m

tls

—邻室计算平均温度，℃,

tlstwptls

twp

—夏季空气调节室外计算日平均温度,℃；

—邻室计算平均温度与夏季空气调节室外计算日平均温度的

tls

差值，宜按[5]表6.2.4采用，℃;

—夏季空气调节室内计算温度,℃；

3.3 空调房间的散湿量

人体湿负荷

Wr ＝ n·Cr·w

式中：

Wr—人体的散湿量，g/h Cr—群集系数

n—空调房间内的人数，人 w—每个人的散湿量，g/h 水流散失量

G ＝ G1·c·（t1－ t2）/r，kg/h

潜热冷负荷

Q ＝ 1/3.6·r·G

式中：

G1—流动的水量， kg/h

c—水的比热，4.1868kJ/（kg·K） t1—水的初温，℃ t2—水的终温，℃

r—水的汽化潜热，平均取2450kJ/kg

3.4 新风负荷

湿负荷

W ＝ 1/1000·ρw·L·(dw – dn)

显热负荷

Qx = 1/3.6·ρw·L·(tw-tn)

全热负荷

Qq = 1/3.6·ρw·L·(Iw-In)

式中：

ρw—夏季室外空调计算干球温度下密度：一般取：1.13kg/m3 L—空气量 m3/h

Dw—室外空气含湿量，g/kg干空气 Dn—室内空气含湿量，g/kg干空气 Tw—室外空气调节计算干球温度，℃ tn—室内计算温度，℃

Iw—室外空气焓值，kJ/kg干空气 In—室内空气焓值，kJ/kg干空气

3.5 制冷系统总冷负荷

各房间逐时冷负荷计算

以包房1005房间为例进行夏季的负荷计算，其计算结果如下

北内墙A=8.8*3.5=30.8㎡，

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃ 冷负荷Q＝K·F·(tls–tn) 其中tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝30.8*1.86*（30.2-24）=355.2W 西内墙A=4.85*3.5=17.0㎡

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃ 冷负荷Q＝K·F·(tls–tn) 其中tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝17.0*1.86*（30.2-24）=195.7W 东内墙A=4.85*3.5=17.0㎡

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃

Q＝K·F· (tls–tn)

其中tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝17.0*1.86*（30.2-24）=195.7W 南内墙A=8.8*3.5=30.8㎡

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃

Q＝K·F· (tls–tn)

其中 tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝30.8*1.86*（30.2-24）=355.2W 南内门（1）Q=1.2*2.2*6.5*6.2=106W

（2）Q=0.8*2.2*6.5*6.2=70.9W

楼板负荷Q=5*8.54*0.59*6.2=156.2W 人体冷负荷Qr= Qs·CCL + Qq；

Qs = n·Cr·q1 =2.85*0.93*70=185.5W，

Qq = n·Cr·q2=2.85*0.93*38=100.7W，

人体显负荷Wr ＝ n·Cr·w=2.85*0.93*56=159.6W

照明冷负荷Q＝（N1 + N2）·n1·Ccl=15*42.7*0.8*0.8=409.9W 设备冷负荷q=n·n2·n3·n4·N（电热设备）

=20*42.7*1*0.8*0.5*0.9=136.64W

食物散失量Dτ＝ 0.012φnτ 食物潜热冷负荷Qq ＝ 700Dτ 食物显然冷负荷Qx ＝ 8.7·n

房间面积42.7m²，人体密度15.0m²/人，人均新风量50.0m³/h/人，所以新风量G=42.7/15*50=142.3 m³/h. 新风冷负荷为1374w

所以1005房间的总冷负荷为3841.2w. 各房间逐时冷负荷为见表3.3 各房间冷负荷汇总见表3.4

2.6 制冷系统热负荷计算

以包房1005房间为例进行冬季热负荷计算，室内温度20℃，室外温度-9℃。

北内墙A=8.8*3.5=30.8㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

通过维护结构的基本耗热量计算公式Qj = aFK(tn - twn)=171.9W 附加耗热量计算公式Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan)

=171.9W

西内墙A=4.9*3.5=1715㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=94.7W

Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan) =171.9W

东内墙A=4.9*3.5=1715㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=94.7W

Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan) =171.9W

南内墙A=8.8*3.5-4.4=26.4㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=147.3W

Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan) =171.9W

南内门A=1.2*2.2=2.64㎡传热系数K=6.50W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=51.5W

南内门A=0.8*2.2=2.64㎡传热系数K=6.50W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=34.3W

楼板负荷Q=5*8.54*0.59*3=76W 新风热负荷Q=2377.7 W 1005房间总热负荷为3047.6。各房间逐时热负荷为见表3.5 各房间热负荷汇总见表3.6

第4章空气处理过程与空气处理设备

4.1 空气处理过程及空调房间送风量

此次设计采用工程中最常用的将新风处理至室内空气焓值，并直接供入房间的方案，其夏季供冷设计工况下的空气处理过程可简示为：

WLKNM



ON

图4-1 风机盘管＋独立新风空气处理过程

关于夏季供冷设计工况的确定与设备选择按以下步骤进行。确定新风处理状态：

新风机组处理空气的机器露点L达90%湿度线，结合一定的风机，风道温升和ikin的处理要求，即可确定W状态的新风集中处理后的终状态L和考虑温升后的K点。新风机组处理的风量Gw即空调房间设计新风量的总和，故由W→L过程得到新风机组设计冷量Qow为：

QowGw(iwil)

选择新风机组：

根据考虑一定安全裕量后，机组所需风量，冷量及机外余压，由产

品资料初选新风机组类型与规格。而后，根据新风初状态和冷水初温进行表冷器的校核计算，并通过调节水量使新风处理满足iN的要求。

确定房间总送风量：

房间设计状态N及余热Q，余湿W和ε线均已知，过N点做作ε线与90%湿度线相交，即可得风机盘管在最大送风温差下的送风状态O，于是房间总送风量G可由G=Q/（inio）这一关系求得。

确定风机盘管处理风量及终状态：

由于GGfGw从中可求得风机盘管的风量Gf。风机盘管处理状态M点理应处于KO线的延长线上，由新回风混合关系

OM(Gw/Gf)KO即可确定M点。

风机盘管处理空气的N→M过程所需的设计冷量Qof可随之确定：

QofGf(inim)

选择风机盘管机组：

根据考虑一定安全裕量后的机组所需的风量，冷量值，结合建筑装修所能提供的安装条件，即可确定风机盘管的种类，台数，并初定其型号与规格。

风机盘管处理过程的校核计算：所选设备在与设计状态相同的条件下所得的焓差应大于设计时的焓差，否则应重新选型。

4.2 空气处理设备的选择计算

4.2.1 风机盘管选型

以1005房间为例，计算风机盘管的冷量，及选型。

房间总冷负荷Q=4kw，总湿负荷W=1.9kg/h,新风量W=142.35m³，大气压力为99720pa。

室外空气状态：干球温度29℃，含湿量为85％。室内空气状态：干球温度24℃，含湿量为55％。（1）室内热湿比及房间送风量

ε=Q/W=4*1000/1.96/3.6=7346.94

采用可能达到的最低参数送风，过N点做ε线的最大送风温差与

=90％闲相交，即得送风点O，则送风量为

G

=4/(50.4-30.8)=0.20Kg/s ini0

(2)风机盘管的风量：要求的新风量Gw=0.04 Kg/s

Gf=G-Gw=0.20-0.04=0.16 Kg/s

(3)风机盘管机组出口空气的焓

im=(G io-Gwik)/Gf

=（0.20*30.8-0.04*50.4）/0.16=25.9KJ/Kg.

连接K、O两点并延长与im相交得M点（风机盘管的出口状态点），查得tm=9.6℃。

（4）风机盘管的显冷量

Q=Gf*Cp*（tn-tw）=0.16*1.01*(24-9.6)=2.32KW

所以选择型号为FP-51的安装风机盘管。

1005房间空气处理过程焓湿图如下

图4-2

其中最小新风量的要求

风机盘管校核：

设备校核采用焓差法，即样本标准工况下机组处理焓差要大于设计工况下所需处理空气焓差。即风机盘管：i

(iNiM) G

式中 QO——空气处理设备的制冷量，W；表4-3各层新风机组的选型

G——空气处理设备的风量，m/h；

iN——室内设计状态点的焓值，kJ/kg；

——风机盘管处理空气终状态点的焓值，kJ/kg；

各房间风机盘管选型如下：

表4-2 各房间风机盘管型号

表4-3 风机盘管参数

所有风机盘管的设计工况均为：夏季制冷冷水进水温度为7℃，进出口温差5℃；冬季供热时热水进水温度50℃，进出口温差5℃。 4.2.2 新风机组选型

为了保证新风管道有足够的余压送到每个房间，所以决定每层布置两个新风机组，分别承担各自区域的房间新风量负荷。根据每层的新风量负荷和风量选取新风机组，结果如下：

表4-4 各层新风机组选型汇总

表4-5 新风机组参数表

设备校核：设备校核采用焓差法，即样本标准工况下机组处理焓差要大于设计工况下所需处理空气焓差。即新风机组：i

(iWiL) G

式中 QO——空气处理设备的制冷量，W；

G——空气处理设备的风量，m3/h；

iN——室内设计状态点的焓值，kJ/kg；

iM——风机盘管处理空气终状态点的焓值，kJ/kg； iW——夏季室外状态点的焓值，kJ/kg；

iL——新风机组处理空气终状态点的焓值，kJ/kg。

4.2.3全空气系统空气处理机组选型

对于一层的室内游泳池和二楼的多功能厅，由于空间较大，且游泳池的湿度较大，所以不适用风机盘管加新风系统。针对这种情况，采用全空气系统，根据所需的风量和冷量选择组合式空气处理机组。但考虑到游泳池的湿度较大，组合式空气处理机组没有除湿器，没有选择到合适的机组使用这种情况，所以本次设计采用加大排风量的方式减少游泳池的湿度。此外，由于游泳池靠外墙侧是玻璃幕墙，冬季易出现结露现象，所以在考虑在幕墙一侧均匀布置向下送风口，形成类似空气幕的方式，防止结露现象。同时也可以选择冬季在地面人流活动区布置地暖盘管，增加人体的舒适度。选型计算过程如下:

夏季室内温度T26℃，相对湿度65％；室外温度29℃，相对湿度85％；

房间总冷负荷15.5KW，余湿量7.2Kg/h=2g/h

（1）求热湿比ε=15.5/2*10-3=7739

（2）确定送风状态点，过N点做ε=7750的直线与设定的=90％的曲线

相交得L点，tL=19.7℃，hL=53.2kj/kg，取△t=4℃，得送风点O为：tO=22℃, hO =55.6 kj/kg.

（3）送风量：G=Q/(hN- hO)=15.5/(61.8-55.6)=2.47kg/s

（4）由新风比0.10和混合空气的比例关系可直接确定出混合点C的位

置：hC =64.4 kj/kg.

（5）空调系统的所需冷量：Q0=G（hC - hL）=2.50*（64.4 -53.2）=28KW （6）冷量分析： Q1=15.5KW

Q2=GW（hW-hN）=0.25*(88.6-61.8)=6.7 KW Q3=G（hO - hL）=2.50*(55.6-53.2)=6.0 KW

Q0=Q1+ Q2+ Q3

根据房间的总风量2.47kg/s=7843m³/h,总冷量Q0=28KW 其一次回风处理过程如下：

图4-3

选择型号为0204的组合式空气处理机组。

同样计算多功能厅，冷负荷为50kw,所需风量9740.91m³/h, 选择型号为0305的空气处理机组。

其参数为下表：

表4-5 组合式机组参数

4.2.4 热回收的考虑

建筑物内设有集中排风系统且符合下列条件之一时，宜设置排风热回收装置。排风热回收装置（全热和显热）的额定热回收效率不应低于60%.

1. 送风量大于或等于3000m3/h的直流式空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃；

2. 设计新风量大于或等于4000m3/h的空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8C； 3. 设有独立新风和排风的系统。所以不用设置热回收及选型。

第5章地板辐射设计

5.1低温热水地板辐射简介

随着居住条件的不断改善，人们对室内采暖的要求也提出了新的要求。而地板辐射供暖, 无疑是热舒适度最好的一种供暖方式。

低温热水地板辐射采暖是一种利用建筑物内部地面进行采暖的系统。将塑料管敷设在楼面现浇砼层内，热水温度不超过70℃，工作压力不大于0.4兆帕的地板辐射供暖系统。该系统以整个地面作为散热面，地板在通过对流换热加热周围空气的同时，还与人体、家具及四周的维护结构进行辐射换热，从而使其表面温度提高，其辐射换热量约占总换热量的50%以上，是一种理想的采暖系统，可以有效地解决散热器采暖存在的问题。

5.2低温热水地板辐射采暖的特点

低温热水地板辐射采暖节省燃料，电力消耗低，是最经济的供暖设备，其优点如下：

⑴舒适、卫生、保健。辐射散热是最舒适的采暖方式，室内地面温度均匀，室温自下而上逐渐递减，给人以脚暖头凉的良好感觉，符合“温足凉顶”的中医健身理论，能改善人体血液循环，促进新陈代谢，同时，这种方法不易造成潮湿空气对流，使得室内十分洁净卫生，改善了家居环境。

⑵美观，不占使用面积。室内各种管线均可铺设在地暖结构层中，室内取消了散热器的立、支管。这不但增加了使用面积，而且房间可以任意分隔，便于装修和家具布置。

⑶保温隔音，热稳定性好。由于地暖特殊的地面构造，上下层不采暖时，中间层的采暖效果几乎不受影响，且可以大大减少上层对下层的噪音干扰；由于地面层及混凝土层蓄热量大，因此在间歇供暖的情况下，

室内温度变化缓慢，热稳定性好。

⑷高效节能，运行费用低。地暖系统可利用余热水，在建立同样舒适条件的前提下，室内设计温度的能耗可以比其它形式采暖降低2%～3%，提高了热效率；该系统使热量集中在人体受益的高度内，热媒低温传递（供水温度为45℃，回水温度为40℃），并在传递过程中热量损失小；各房间温度可以独立调节，有条件的可选用室温和水温自动控制装置。

根据以上低温热水地板辐射的特点，酒店大堂采用冬季低温热水辐射，夏季落地式风机盘管的方式，详细设计如下。

5.3 低温热水地板辐射采暖管材及布置形式

几种加热管的布置形式

图5-1 加热管布置形式

加热管的布置形式应根据房间形式合理确定，不能一概而论。常用的形式有回折形、平行型和双平行型（如图8-1）。回折形和双平行型地面温度场均匀，适应性好；平行型有温度梯度，适合于进深大的窄长形房间以及在外边区独立设置。

加热管布置的基本原则有两条：一是保证地面温度均匀;二是高温度管段优先布置在外墙、外门、外窗的外边界区缩小管间距以增加散热量。

地板辐射采暖常用的管材有钢管、铜管和塑料管。由于塑料管具有无接头、容易弯曲、易于施工等优点，因此工程中经常选用塑料管。水

系统地板辐射供暖多采用以下几种管材：铝塑管材（XPAP）、交联聚乙烯管材（PE-X）、聚丁烯管材（PB）、无规共聚聚丙烯管材（PP-R）,具有抗老化、耐腐蚀、不结垢、承压高、无环境污染、不易渗漏、水阻力及膨胀系数小等特点，在50℃环境下使用可达50年。

埋管时的管径（按欧标）通常在10mm～25mm。管径小的优点是换热效率高；缺点是管内流速增加时，阻力增大，水泵扬程加大。

5.3 低温热水地板辐射设计

5.3.1 供暖热负荷计算

在辐射供暖时，辐射传热和对流传热交织在一起，很难精确的计算维护结构的耗热量，因此，至今国内外大都采用近似方法来计算供暖负荷，常用的又一下两种方法： 1）修正系数法

建筑耗热量完全是按对流供暖时相同的方法进行计算，然后对计算得出的总耗热量q（W）乘以一个修正系数，即得到辐射供暖时的热负荷qr=q-c

式中 qc---对流供暖时的热负荷，W；

a---修正系数，我国《采暖通风与空气调节设计规范》规定a=0.9-0.95；低温辐射供暖系统建议采用a=0.9；中温和高温辐射供暖，建议采用a=0.8.

2）减低室温法

建筑耗热量的计算方法与对流供暖时完全相同，但在室内供暖计算温度的取值上，比对流供暖时减低2-3℃。通常，在低温辐射供暖时，建议去2℃。中温和高温辐射供暖，建议取3℃。

在前面已经算得大堂的的供暖热负荷为27.7kw,在这里取计算供暖热负荷的90%，则地板辐射设计的设计负荷为24.9KW. 5.3.2埋管面积计算由公式：

Qq1A

其中：

Q ――是室内负荷，单位W；

q1―― 单位面积地板向房间的有效散热量，单位W/m2；由《低

温热水地板辐射采暖工程技术规程》附表1查得q1=141W/m2 A――是地板辐射所需埋管面积，单位m2；可得：

A＝

Q24900177m2 q1141

即所需埋管面积为177m2。

如果用地板辐射在夏季供冷，地板有可能会出现结露现象，所以在夏季时用风机盘管来供冷。

5.4 低温地板辐射采暖的调试与运行

供热支管后的分配器竣工验收后，应对整个供水环路水温及水力平衡进行调试。采暖向地板供水时，应选用预热方式，供热水温不得骤然升高，初始供水温度应为20℃～25℃，保持3天，然后以最高设计温度保持4天，并以≤50℃水温正常运行。

地板辐射采暖系统的许多优点是散热器采暖无法比拟的，其不足之处，如可维修性较小等，但可随着施工队伍素质的提高及活地面的研制与开发而杜绝。随着人们对建筑环境的舒适性、卫生性、节能性等要求的不断提高，地板热水辐射采暖作为一种新型的采暖形式，将越来越多地推广使用到建筑供暖中。

第6章空调房间的气流组织

6.1 空调房间的气流组织方式与送回风口型式

风口风速控制见

表6-1 风口风速控制范围

本次设计中送风口采用方形散流器，楼层较高时，采用双层百叶送风；

回风和排风分别为单层百叶和双层百叶。

6.2 空调房间的气流分布计算

图纸中布置风口采取均匀布置的方式，所以气流组织分布均匀。

第7章风道的设计与水力计算

7.1 风道的设计与布置

风管管道的布置见图纸1，风管内风速的控制见

表7-1 风管风速控制范围

7.2 风道的水力计算及送风管径的确定

空调风系统阻力计算的目的是选择风管管径和计算风管阻力。对设计计算而言，风量作为已知条件，如果假定流速V，则当量直径D和单位长度比摩阻RM就可以确定，通常称这种方法为假定流速法。下面用假定流速法来进行风道的水力计算，其计算步骤如下：（1）绘制系统的轴测图，标注各段管长和风量。

（2）选定最不利环路，划分管段，选定流速。选定流速时，要综合考虑建筑空间，初投资和运行费及噪声等因素。如果风速选的大，则风道断面小，消耗管材少，初投资少，但是阻力大，运行费高，而且噪声大：如果风速选的小，则风道断面大，初投资大，占用的空间大，选择时要统筹考虑。

（3）根据给定的风量和选定的流速，计算管道断面尺寸A×B，并使其符合通风管道的统一规格。再用规格化的断面尺寸及风量，算出风道内的实际流速。

（4）根据风量L或实际流速V和断面当量直径D查图得单位长度的

摩擦阻力RM。

（5）计算各段的局部阻力。

（6）计算各段总阻力，总压头等于最不利环路的阻力。（7）检查并联管路的阻力平衡情况，即计算不平衡率。相关计算公式 F=L/V

其中 F——风管管道截面积（m2） V——初选风速（m/s） PY=RM×L

其中 PY——摩擦阻力，即沿程阻力 L——管段长度（m）

RM —— 比摩阻（ PA /m） P=PY+Z

其中 Z——局部阻力（PA）

P——管段总阻力（PA）

下面，进行最不利环路的选定：

⑴确定空调系统风道形式，合理布置风道，并绘制风道系统轴测图，作为水力计算草图

⑵在计算草图上进行管段编号。

⑶选定系统最不利环路，一般指最远或局部阻力最大的环路。 ⑷选择合理的空气流速。

⑸根据给定风量和选定流速，逐段计算管道断面积尺寸。 ⑹计算风道的沿程阻力。 ⑺计算各管段局部阻力 ⑻计算系统的总阻力

⑼风管材料一般采用薄钢板镀锌，本设计也采用此材料。风管形状选用矩形风管。

风管的水利计算见表 7-1

第8章空调水系统的设计与水力计算

8.1 水系统的设计与布置

8.2 水系统的水力计算及水管管径的确定

8.2.1 供回水管管径的确定

空调水系统阻力计算的目的是选择水管管径和计算水管阻力。对于设计计算，房间的负荷，供回水温度是已知条件，确定比摩阻的范围100-300（pa/m），就可确定流量和选择适合的供回水管径。其计算步骤如下：

①绘制系统的轴测图，标注各段管长和风量。 ②选择最不利环路，划分管段，编号。 ③由给定的负荷，供回水温度，可以算的流量。 ④根据流量和比摩阻的范围，查得适合的管径和流速。 ⑤计算各段的局部阻力。

⑥计算各段的总阻力，总压头等于最不利环路的阻力。 ⑦检查并联管路的阻力平衡情况，即计算不平衡率。 ⑧相关公式 △Pj= △Pd*∑§;

其中△Pd是动压头；可根据管段流速查得； ∑§是局部阻力系数；

△Pj是局部阻力； △P= △Py+ △Pj 其中△Py是沿程阻力；

△Pj局部阻力。

下面，进行最不利环路的选定：

① 确定空调系统水路形式，合理布置水路，并绘制水路系统轴测图，作为水力计算草图。

② 在计算草图上进行管路编号。

③ 选定系统最不利环路，一般指最远或局部阻力最大的环路。 ④ 确定合理的比摩阻范围。

⑤ 根据给定的负荷和比摩阻，逐步计算管道的管径。 ⑥ 计算水路的沿程阻力。 ⑦ 计算各管段局部阻力。 ⑧ 计算系统的总阻力。 8.2.2冷凝水管管径的确定

见表8-1

水管的水力计算见表8-2

8.2.3 水管立管管径的确定

见表8-3

8.3 分集水器的选型

集管也称母管，是一种利用一定长度、直径较粗的短管，焊上多根并联接管接口而形成的并联接管设备，习惯称为分／集水器；在蒸汽系统中则称为分汽缸。

设置集管的目的：一是为了便于连接通向各个并联环路的管道；二是均衡压力，使汇集在一起的各个环路具有相同的起始压力或终端压力．确保流量分配均匀。

分/集水嚣的直径D(mm)．应保持D．2dmax(dmax最大连接管的直径，mm).通常可按并联接管的总流量通过集管断面时的平均流速vm-（0.5 -1.0m/s）来确定；流量特别大时，流速允许适当增人，但最大不应大于vm、max=4.0m/s.

本设计分／集水器上连接2条DN=80mm、2条DN=200mm的管道，这些管道内的平均流速为2. 0m/s，试确定集管的直径。

DN=80mm钢管的A=1/4*π*d2=1/4*3.1416*802=5026mm

DN=200mm钢管的A=1/4*π*d2=1/4*3.1416*2002=31416mm 连接管的断面积：∑A=72884mm 取 vm=1.2m/s

则分/集水器应有的断面积为：A’=72884*2.0/1.2=121473mm 相应的直径应为：dn=√（4*121473/3.1416）=393mm 选择DN=426*mm的钢管。

分、集水器的长度L（m）可根据下式计算： L=130+L1+L2+„Li+120+2h

式中，L1、L2 、Li---接管中心距，mm,按表确定

接管中心距（mm）

L1 d+120

L2 d1+d2+120

L3 d2+d3+120

L„ „„

Li (di-1)+120

注---接管的外径（含绝热层厚度），如接管五绝热层，则接管中心距必须大于d1+d2+80（d1、d2为两相邻接管的外径）

得L=1450mm。

第9章空调系统的消声与防振

9.1 空调系统的消声设计

噪声控制的措施可以在噪声源，传播途径和接受者三方面实施。降低声源噪声辐射是控制噪声最根本和最有效的措施。比如在回风口及送风口与风管间设置适当长度的扩散管，或是在回风口后送风口前设置静压箱。其次，口气通过风管输送到房间的过程中，由于气流同管壁的摩擦，部分声能转化为热能，以及管道截面变化和构造不同，部分声能反射回声源处，从而使噪声衰减。所以在设计中采取了如下噪声控制措施：

吊顶机组的正下方设吸声板，吸声板面积应大于机组底部面积的二倍，吸声板厚25㎜。

机组本身有如下降低噪声措施：

1.机箱内侧全部贴有专门的吸声及保温材料；

2.风机与压缩机的空间分开，以避免压缩机噪声传至室内。 3.机组进出口要装设一段内贴吸声材料的风管，不应在机组进出口直接安装风口，防止噪声反射到房间内。吸声材料一般采用超细玻璃棉，厚度为25㎜，按消声器标准制作。

4.机组进出风口与风管之间采用软接头连接，防止机组震动直接传到风管上。

房间送风口风速不超过3.5m/s。 5.采用90°直角弯头和导向叶片。

机组选型时，倾向于采用斡旋式压缩机机组。而且在选择安装位置上选择把机组安装在底层的一个房间内，以防止机组噪声的传播。

选用中、低档噪声较低的风机盘管。风机盘管开至高档时，噪声一般都比较高，同时又不易控制，在这种情况下，可以选用中、低档噪声较低的风机盘管，以便在使用时根据需要进行调节，如在工行或休息时，开抵挡；而在白天，背景噪声较高，又不需要很安静时，开高挡。

空气进出机组的路线是噪声传播的主要途径，安装时应特别注意。

9.2 空调装置的防振措施

空调系统中的风机、水泵、制冷压缩机在运行过程中会产生振动。这些振动有时会影响人的身体健康，或者会影响产品的质量，有时还会危及建筑支承结构的安全。因此，对振源采取隔振措施是十分必要的。空调装置隔振的主要措施是在设备上安装隔振器或隔振材料，将机器与设备间的刚性连接变成弹性连接，从而削弱由机器设备传给基础的振动，同时也减弱振动因其的弹性波沿建筑结构传到其他房间中去的固体声。故在这里采取了如下措施：风管、水管的进出只均采用软连接；吊装机组采用减震吊架；压缩机装设专门的减震弹簧；顶棚吊架不应与风管相碰，所有顶棚、风管、管件和机组均应设有单独的吊架；把地源热泵机组的安装在专门的隔振基座上。

第10章热泵机房

10.1 热泵机房主要设备的选择计算

10.1.1 空调机组的选择

根据建筑物的总冷负荷为433kw,总热负荷为279kw选择型号为SSD4600DH地下环路式热泵机组，制冷剂是R22,其基本参数如下：

表11-1 机组参数

10.1.2 用户侧循环水泵选型 1) 用户侧水泵流量的确定

单台水泵的流量G1=1.05×76=80.18m3/h，每个机房一用一备。 2) 用户侧循环水泵扬程的计算热泵机组及机房管道水阻力：15mH2O；

室内管道沿程及局部水阻力（含末端、过滤器）：10mH2O；室外管道阻力：14 mH2O.

考虑1.1的裕量系数，则用户侧循环水泵扬程为39mH2O。选用KQW125/345-18.5/4系列单级离心泵2台，一备一用。

11-2 水泵参数

10.1.3 地源侧循环水泵的选型 1) 地源侧水泵流量的确定

G1=1.05×95=99.75m3/h ，每个机房一用一备。式中K为放大系数取1.05. 2) 地源侧循环水泵扬程的计算泵机组及机房管路水阻力： 15mH2O；埋管环路阻力沿程及局部水阻力：14mH2O；

考虑1.1的裕量系数，则地埋管循环水泵扬程为32mH2O

选用上海凯泉第四代KQW125/345-18.5/4系列单级离心泵2台，一用一备。

11-3 水泵参数

10.1.4 用户侧补水泵的选型： 1) 用户侧补水泵流量的确定

补水泵的小时流量为系统水容量的5~10%，补水泵的扬程为补水泵距系统最高点的距离附加5m裕量,系统水容量根据建筑面积计算，系统的水容量为：Vc=1×F=1L/ m2×11962 m2=12.00 m3 式中F为系统建筑面积；

则补水量为：8%×12.00=0.96 m3/h；

2) 用户侧补水泵扬程的计算

水泵设计扬程为H=15.1+5=20.1mH2O

考虑补水泵1用1备，选用第四代KQL40/235-0.75/4系列离心泵2台。

11-4 水泵参数

10.1.5 地源侧补水泵的选型： 1) 地源侧补水泵流量的确定

补水泵的小时流量为系统水容量的3~5%，补水泵的扬程为补水泵距系统最高点的高度附加5m裕量,系统水容量根据地埋管系统水容积计算，

并联双U型埋管的制冷工况每米放热量为65w/m，制热的吸热量为35w/m。需要埋管的延米数为，

夏季：（442+77.1）*1000/65=7986m 冬季：（462-98.4）*1000/35=10388.6m

取冬季，钻孔深100m,需要钻孔104个。地上部分采用分组并联布置方式，每六个一组，根据钻孔布置和连管情况可选择分区设置二级分、集水器，然后汇总各环路干管接至机房地源分集水器。每个钻孔的占地面积为4*4㎡。

竖直管长度10400m ,水容量10400*3.14*（0.32/2）²=836㎡水平管长度773.4m ,水容量673.4*3.14*（0.65/2）²=223.3㎡系统的水容量为：1059m³

则补水泵的流量为：3%×1059=31.77m3/h； 2) 地源侧补水泵扬程的确定水泵设计扬程为H=6+5=11mH2O

考虑补水泵1用1备，选用第四代KQL80/180-4/2系列离心泵2台. 两

摘要

本工程是青岛市的一个星级酒店。内容包括星级酒店，客房，会议

关键词：地源热泵的发展及应用，地源热泵的工作原理，风机盘管-新风系统，节能，地板辐射

ABSTRACT

This project is a star hotel of Qingdao. Content including star hotel, guest rooms, conference center and hotel related ancillary commercial facility of

underground. This design of central air-conditioning system can not only satisfy the thermal comfort requirements, and to consider the need of building energy efficiency.

KEY WORDS: The development and application of ground source heat pump, ground source heat pump working principle, fan coil units, air system, energy conservation, floor radiant

前言 ............................................................ 1

第1章地源热泵系统原理简述 ..................................... 2

1.1 地源热泵的定义 .............................................. 2

1.2 地源热泵特点 ................................................ 3

1.3 地源热泵的优点分析 .......................................... 3

1.4 地源热泵中央空调的应用前景 .................................. 4

1.5 地源热泵技术在中国推广过程中可能遇到的问题 .................. 5

第2章概述 ..................................................... 6

2.1 建筑概况 .................................................... 6

2.2 空调方案 .................................................... 6

2.3空调冷热源的选择 ............................................ 7

第3章负荷计算 ................................................ 14

3.1 室内外空气的空调设计参数 ................................... 14

3.2 空调房间的冷负荷 ........................................... 15

3.3 空调房间的散湿量 ........................................... 19

3.4 新风负荷 ................................................... 19

3.5 制冷系统总冷负荷 ........................................... 20

2.6 制冷系统热负荷计算 ......................................... 21

第4章空气处理过程与空气处理设备 .............................. 23

4.1 空气处理过程及空调房间送风量 ............................... 23

4.2 空气处理设备的选择计算 ..................................... 24

第5章地板辐射设计 ............................................ 32

5.1低温热水地板辐射简介 ....................................... 32

5.2低温热水地板辐射采暖的特点 ................................. 32

5.3 低温热水地板辐射采暖管材及布置形式 ......................... 33

5.3 低温热水地板辐射设计 ....................................... 34

5.4 低温地板辐射采暖的调试与运行 ............................... 35

第6章空调房间的气流组织 ...................................... 36

6.1 空调房间的气流组织方式与送回风口型式 ....................... 36

6.2 空调房间的气流分布计算 ..................................... 36

第7章风道的设计与水力计算 .................................... 37

7.1 风道的设计与布置 ........................................... 37

7.2 风道的水力计算及送风管径的确定 ............................. 37

第8章空调水系统的设计与水力计算 .............................. 39

8.1 水系统的设计与布置 ......................................... 39

8.2 水系统的水力计算及水管管径的确定 ........................... 39

8.3 分集水器的选型 ............................................. 40

第9章空调系统的消声与防振 .................................... 42

9.1 空调系统的消声设计 ......................................... 42

9.2 空调装置的防振措施 ......................................... 43

第10章热泵机房 ............................................... 44

10.1 热泵机房主要设备的选择计算 ................................ 44

10.2 热泵机房设备与管道的布置 .................................. 47

10.3 选择热泵机组不平衡率的计算及运行费用 ...................... 47

总结 .......................................................... 51

致谢 ........................................................... 52

参考文献 ....................................................... 53

附录 .......................................................... 54

前言

第1章地源热泵系统原理简述

1.1 地源热泵的定义

地源热泵是一种利用地下浅层地热资源既能供热又能制冷的高效节能环保型空调系统。其节能性能更优于风冷冷水热泵。

地源热泵供暖空调系统主要分三部分：

1）、室外地能换热系统（地源）

2）、水源热泵机组（机房）

3）、室内采暖空调末端系统（用户）

根据地源热泵空调系统的取热(冷)源方式不同可以分土壤源热泵和水源热泵两种形式：

一个地源热泵项目选用应用形式时应从水源、建筑占地面积、初投资、使用寿命、机组效率等几方面仔细比较，选出最适合自身建筑的空调系统。

地源热泵技术的最大优点主要有以下七点：环保、节能、运行费用低、维护费用少、一机多用、操控安全、空气品质高。

1.2 地源热泵特点

1. 没有燃烧过程，避免了排放任何烟尘及有害物质，社会效益显著。

2. 以地表土壤为源体，向其吸收或放出能量，介质水在埋设于土壤中的密闭系统中循环，即不消耗地下水资源，也不会对其造成污染。

3.省去了锅炉房供暖系统和夏季空调运行的冷却塔，节能经济。

4．能源利润率为传统方式的3—4倍，投入1KW的电能可得到4—5KW以上的制冷或供热的能量。

6．运行可靠机组的运行工况稳定，几乎不受环境温度变化的影响（土壤恒温）。即使在寒冷的冬季制热量也不会衰减，更无结霜除霜之虑。

1.3 地源热泵的优点分析

1．高效

供热系数可高达4.3(正常为3.5-4.5)，即输入1KW电能可产生4KW的热量。

2．运行费用低

3．无任何污染

由于该机组在制热过程中无任何燃烧。１万平方米的建筑物一个采

暖期，即可节煤350吨，可减少烟气排放量385万立方米。

4．占地面积小

1.4 地源热泵中央空调的应用前景

我国目前集中供暖单位建筑面积平均能耗是气候相近发达国家的2-3倍。

1.5 地源热泵技术在中国推广过程中可能遇到的问题

第2章概述

2.1 建筑概况

功能布局：地下一层包括设备用房，厨房灯辅助用房。酒店综合楼包括餐厅、多功能厅和套房等。

空调要求：要求冬夏季给予舒适性空调并做到室内空气清新。

2.2 空调方案

通常有三种空调方式：风机盘管加新风系统；吊顶式空调机系统；组合式空调机组的全空气系统。

2.2.1 风机盘管加新风系统

2.2.2 吊顶式空调机系统

吊顶式空调机系统是近几年发展起来的一种空调系统，可以省去机

2.3空调冷热源的选择

空调冷热源的选择，应考虑一下因素： 1) 机组能耗

2) 空调冷冻水泵的能耗 3) 运行管理和使用寿命 4) 环境保护要求 5) 噪声和振动 6) 设备价格

目前，机组的方式有地源热泵供冷/供热，离心机供冷+燃气锅炉（或市政热网），多联机系统供冷/供热等。

2.3.1 地源热泵供冷/供热

土壤源热泵具有节能减排的综合效益，是暖通空调系统节能的一个重要的冷热源方式。根据最新的《节能建筑评价标准》

夏季供冷时通过换热系统将室内的热量转移到地下，一方面为建筑物提供制冷的效果，另一方面将热能储存与地下，作为能量储备以供冬季使用。

2.3.2 离心机供冷+燃气锅炉（或市政热网）

水冷式离心机+冷却塔作为夏季的冷源；燃气锅炉作为冬季的热源。

离心式冷水机组

2.3.3 多联机系统供冷/供热

供热、制冷皆采用多联机系统，储热水箱采用电加热装置以应对极端湿冷天气。

多联机系统示意图

现3种方案进行对比：

第3章负荷计算

3.1 室内外空气的空调设计参数

表3-1 青岛室外气象资料

表3-2 室内各房间参数

3.2 空调房间的冷负荷

(1) 外墙

CLKFt'1tn

式中：

tltn

—外墙的冷负荷计算温度的逐时值，℃； —室内设计温度，℃；

考虑各种修正后的综合计算公式:

t'1(t1td)KaKp

(2) 窗户

① 窗户传热冷负荷

CLKF(t1tn)

式中：

F —窗户面积，㎡；

K —窗的传热系数,W/(m2·℃) 对有内遮阳设施的玻璃窗；（单层玻璃窗的K值应减小25%,双层玻璃窗的K值应减小15%）

—玻璃窗的冷负荷计算温度的逐时值，℃；

②. 玻璃窗日射得热引起的冷负荷

CLfgCzDj1maxCcL

式中：

—玻璃窗的净面积，；

Cz—玻璃窗的综合遮挡系数；

CzCsCn

―为玻璃窗的遮挡系数； ―为窗内遮阳设施的遮阳系数；

③. 有外遮阳玻璃窗的日射负荷为：

玻璃日射有外遮阳时可减少得热量近80%。由于外遮阳的作用，形成窗外遮阳阴影面积和照光面积，阴影部分的日射冷负荷为:

式中：

—玻璃窗阴影面积；

照光部分的日射冷负荷为：

CLrFrCzDJ,maxCcL

式中：

Fr—玻璃窗照光面积；

(3) 屋顶

CLKF(t'1tn)

式中：

tltn

—屋顶冷负荷计算温度的逐时值,℃； —室内设计温度,℃；

考虑修正后的综合计算公式:

t1(t1td)KaKp

(4) 人体

人体显热散热形成的计算时刻冷负荷:

CLQsn1CCL

式中：

—来自室内全部人体的显热得热，W；可由[8]表4-3查出数值

后乘以人数而得；

n1—群集系数；如[8]表4-4所示；

CCL

—人体显热散热冷负荷系数，如[8]表4-2所示；

人体散湿形成的潜热冷负荷

Qq = n·Cr·q2

式中：

q2—名成年男子小时潜热散热量，W；

n—空调房间内的人数，人 Cr—群集系数

设备及用具散热形成冷负荷

CLQECCL

式中：

QE—设备和用具的实际显热散热量，W； CCL

—设备和用具显热散热冷负荷系数，分别可由[8]表4-5和[8]

表4-6中查出有罩和无罩情况下的逐时值；如果空调供冷系统不连续运行，则

CCL

=1.0。

电热、电动设备散热量的计算公式: 热设备散热量

qs1000n1n2n3n4N

动机和工艺设备均在空调房间内的散热量

qs1000n1N

只有电动机在空调房间内的散热量

qs1000n1(1)N

只有工艺设备在空调房间内的散热量

qs1000n1N

式中：

N—设备的总安装功率，kW；

—电动机的功率；

n1—同时使用系数，一般可取0.5～1.0；

n2—利用系数，一般可取 0.7～0.9； n3

—小时平均实耗功率与设计最大功率之比，一般可取0.5 左右；

n4—通风保温系数；

—输入功率系数；

(6) 照明

CL860n1n2NCCL

白炽灯

CL860NCCL

式中：

CCL

— 照明设备的安装功率，kW；

n1— 镇流器消耗功率系数，当明装荧光灯的镇流器装设在空调房

CCL

—照明散热冷负荷系数，可由[8]表4-1取用；

(7) 内围护结构

通过空调房间内窗、隔墙、楼板或内门等内围护结构的温差传热负荷

CLKF(tlstn)

式中：

K—传热系数，

F—传热面积; m

tls

—邻室计算平均温度，℃,

tlstwptls

twp

—夏季空气调节室外计算日平均温度,℃；

—邻室计算平均温度与夏季空气调节室外计算日平均温度的

tls

差值，宜按[5]表6.2.4采用，℃;

—夏季空气调节室内计算温度,℃；

3.3 空调房间的散湿量

人体湿负荷

Wr ＝ n·Cr·w

式中：

Wr—人体的散湿量，g/h Cr—群集系数

n—空调房间内的人数，人 w—每个人的散湿量，g/h 水流散失量

G ＝ G1·c·（t1－ t2）/r，kg/h

潜热冷负荷

Q ＝ 1/3.6·r·G

式中：

G1—流动的水量， kg/h

c—水的比热，4.1868kJ/（kg·K） t1—水的初温，℃ t2—水的终温，℃

r—水的汽化潜热，平均取2450kJ/kg

3.4 新风负荷

湿负荷

W ＝ 1/1000·ρw·L·(dw – dn)

显热负荷

Qx = 1/3.6·ρw·L·(tw-tn)

全热负荷

Qq = 1/3.6·ρw·L·(Iw-In)

式中：

ρw—夏季室外空调计算干球温度下密度：一般取：1.13kg/m3 L—空气量 m3/h

Dw—室外空气含湿量，g/kg干空气 Dn—室内空气含湿量，g/kg干空气 Tw—室外空气调节计算干球温度，℃ tn—室内计算温度，℃

Iw—室外空气焓值，kJ/kg干空气 In—室内空气焓值，kJ/kg干空气

3.5 制冷系统总冷负荷

各房间逐时冷负荷计算

以包房1005房间为例进行夏季的负荷计算，其计算结果如下

北内墙A=8.8*3.5=30.8㎡，

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃ 冷负荷Q＝K·F·(tls–tn) 其中tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝30.8*1.86*（30.2-24）=355.2W 西内墙A=4.85*3.5=17.0㎡

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃ 冷负荷Q＝K·F·(tls–tn) 其中tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝17.0*1.86*（30.2-24）=195.7W 东内墙A=4.85*3.5=17.0㎡

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃

Q＝K·F· (tls–tn)

其中tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝17.0*1.86*（30.2-24）=195.7W 南内墙A=8.8*3.5=30.8㎡

传热系数K=1.86W/（m2·℃），tn=24℃

Q＝K·F· (tls–tn)

其中 tls＝ tw.pj +△tls

tls＝29+（27.2-26）=30.2℃ Q ＝30.8*1.86*（30.2-24）=355.2W 南内门（1）Q=1.2*2.2*6.5*6.2=106W

（2）Q=0.8*2.2*6.5*6.2=70.9W

楼板负荷Q=5*8.54*0.59*6.2=156.2W 人体冷负荷Qr= Qs·CCL + Qq；

Qs = n·Cr·q1 =2.85*0.93*70=185.5W，

Qq = n·Cr·q2=2.85*0.93*38=100.7W，

人体显负荷Wr ＝ n·Cr·w=2.85*0.93*56=159.6W

照明冷负荷Q＝（N1 + N2）·n1·Ccl=15*42.7*0.8*0.8=409.9W 设备冷负荷q=n·n2·n3·n4·N（电热设备）

=20*42.7*1*0.8*0.5*0.9=136.64W

食物散失量Dτ＝ 0.012φnτ 食物潜热冷负荷Qq ＝ 700Dτ 食物显然冷负荷Qx ＝ 8.7·n

房间面积42.7m²，人体密度15.0m²/人，人均新风量50.0m³/h/人，所以新风量G=42.7/15*50=142.3 m³/h. 新风冷负荷为1374w

所以1005房间的总冷负荷为3841.2w. 各房间逐时冷负荷为见表3.3 各房间冷负荷汇总见表3.4

2.6 制冷系统热负荷计算

以包房1005房间为例进行冬季热负荷计算，室内温度20℃，室外温度-9℃。

北内墙A=8.8*3.5=30.8㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

通过维护结构的基本耗热量计算公式Qj = aFK(tn - twn)=171.9W 附加耗热量计算公式Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan)

=171.9W

西内墙A=4.9*3.5=1715㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=94.7W

Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan) =171.9W

东内墙A=4.9*3.5=1715㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=94.7W

Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan) =171.9W

南内墙A=8.8*3.5-4.4=26.4㎡传热系数K=1.86W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=147.3W

Q = Qj(1 + βch + βf + βlang ) · (1 + βfg) · (1 + βjan) =171.9W

南内门A=1.2*2.2=2.64㎡传热系数K=6.50W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=51.5W

南内门A=0.8*2.2=2.64㎡传热系数K=6.50W/(㎡·℃)

Qj = aFK(tn - twn)=34.3W

楼板负荷Q=5*8.54*0.59*3=76W 新风热负荷Q=2377.7 W 1005房间总热负荷为3047.6。各房间逐时热负荷为见表3.5 各房间热负荷汇总见表3.6

第4章空气处理过程与空气处理设备

4.1 空气处理过程及空调房间送风量

此次设计采用工程中最常用的将新风处理至室内空气焓值，并直接供入房间的方案，其夏季供冷设计工况下的空气处理过程可简示为：

WLKNM



ON

图4-1 风机盘管＋独立新风空气处理过程

关于夏季供冷设计工况的确定与设备选择按以下步骤进行。确定新风处理状态：

QowGw(iwil)

选择新风机组：

根据考虑一定安全裕量后，机组所需风量，冷量及机外余压，由产

品资料初选新风机组类型与规格。而后，根据新风初状态和冷水初温进行表冷器的校核计算，并通过调节水量使新风处理满足iN的要求。

确定房间总送风量：

确定风机盘管处理风量及终状态：

由于GGfGw从中可求得风机盘管的风量Gf。风机盘管处理状态M点理应处于KO线的延长线上，由新回风混合关系

OM(Gw/Gf)KO即可确定M点。

风机盘管处理空气的N→M过程所需的设计冷量Qof可随之确定：

QofGf(inim)

选择风机盘管机组：

根据考虑一定安全裕量后的机组所需的风量，冷量值，结合建筑装修所能提供的安装条件，即可确定风机盘管的种类，台数，并初定其型号与规格。

风机盘管处理过程的校核计算：所选设备在与设计状态相同的条件下所得的焓差应大于设计时的焓差，否则应重新选型。

4.2 空气处理设备的选择计算

4.2.1 风机盘管选型

以1005房间为例，计算风机盘管的冷量，及选型。

房间总冷负荷Q=4kw，总湿负荷W=1.9kg/h,新风量W=142.35m³，大气压力为99720pa。

室外空气状态：干球温度29℃，含湿量为85％。室内空气状态：干球温度24℃，含湿量为55％。（1）室内热湿比及房间送风量

ε=Q/W=4*1000/1.96/3.6=7346.94

采用可能达到的最低参数送风，过N点做ε线的最大送风温差与

=90％闲相交，即得送风点O，则送风量为

G

=4/(50.4-30.8)=0.20Kg/s ini0

(2)风机盘管的风量：要求的新风量Gw=0.04 Kg/s

Gf=G-Gw=0.20-0.04=0.16 Kg/s

(3)风机盘管机组出口空气的焓

im=(G io-Gwik)/Gf

=（0.20*30.8-0.04*50.4）/0.16=25.9KJ/Kg.

连接K、O两点并延长与im相交得M点（风机盘管的出口状态点），查得tm=9.6℃。

（4）风机盘管的显冷量

Q=Gf*Cp*（tn-tw）=0.16*1.01*(24-9.6)=2.32KW

所以选择型号为FP-51的安装风机盘管。

1005房间空气处理过程焓湿图如下

图4-2

其中最小新风量的要求

风机盘管校核：

设备校核采用焓差法，即样本标准工况下机组处理焓差要大于设计工况下所需处理空气焓差。即风机盘管：i

(iNiM) G

式中 QO——空气处理设备的制冷量，W；表4-3各层新风机组的选型

G——空气处理设备的风量，m/h；

iN——室内设计状态点的焓值，kJ/kg；

——风机盘管处理空气终状态点的焓值，kJ/kg；

各房间风机盘管选型如下：

表4-2 各房间风机盘管型号

表4-3 风机盘管参数

所有风机盘管的设计工况均为：夏季制冷冷水进水温度为7℃，进出口温差5℃；冬季供热时热水进水温度50℃，进出口温差5℃。 4.2.2 新风机组选型

表4-4 各层新风机组选型汇总

表4-5 新风机组参数表

设备校核：设备校核采用焓差法，即样本标准工况下机组处理焓差要大于设计工况下所需处理空气焓差。即新风机组：i

(iWiL) G

式中 QO——空气处理设备的制冷量，W；

G——空气处理设备的风量，m3/h；

iN——室内设计状态点的焓值，kJ/kg；

iM——风机盘管处理空气终状态点的焓值，kJ/kg； iW——夏季室外状态点的焓值，kJ/kg；

iL——新风机组处理空气终状态点的焓值，kJ/kg。

4.2.3全空气系统空气处理机组选型

夏季室内温度T26℃，相对湿度65％；室外温度29℃，相对湿度85％；

房间总冷负荷15.5KW，余湿量7.2Kg/h=2g/h

（1）求热湿比ε=15.5/2*10-3=7739

（2）确定送风状态点，过N点做ε=7750的直线与设定的=90％的曲线

相交得L点，tL=19.7℃，hL=53.2kj/kg，取△t=4℃，得送风点O为：tO=22℃, hO =55.6 kj/kg.

（3）送风量：G=Q/(hN- hO)=15.5/(61.8-55.6)=2.47kg/s

（4）由新风比0.10和混合空气的比例关系可直接确定出混合点C的位

置：hC =64.4 kj/kg.

（5）空调系统的所需冷量：Q0=G（hC - hL）=2.50*（64.4 -53.2）=28KW （6）冷量分析： Q1=15.5KW

Q2=GW（hW-hN）=0.25*(88.6-61.8)=6.7 KW Q3=G（hO - hL）=2.50*(55.6-53.2)=6.0 KW

Q0=Q1+ Q2+ Q3

根据房间的总风量2.47kg/s=7843m³/h,总冷量Q0=28KW 其一次回风处理过程如下：

图4-3

选择型号为0204的组合式空气处理机组。

同样计算多功能厅，冷负荷为50kw,所需风量9740.91m³/h, 选择型号为0305的空气处理机组。

其参数为下表：

表4-5 组合式机组参数

4.2.4 热回收的考虑

建筑物内设有集中排风系统且符合下列条件之一时，宜设置排风热回收装置。排风热回收装置（全热和显热）的额定热回收效率不应低于60%.

1. 送风量大于或等于3000m3/h的直流式空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃；

2. 设计新风量大于或等于4000m3/h的空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8C； 3. 设有独立新风和排风的系统。所以不用设置热回收及选型。

第5章地板辐射设计

5.1低温热水地板辐射简介

随着居住条件的不断改善，人们对室内采暖的要求也提出了新的要求。而地板辐射供暖, 无疑是热舒适度最好的一种供暖方式。

5.2低温热水地板辐射采暖的特点

低温热水地板辐射采暖节省燃料，电力消耗低，是最经济的供暖设备，其优点如下：

室内温度变化缓慢，热稳定性好。

根据以上低温热水地板辐射的特点，酒店大堂采用冬季低温热水辐射，夏季落地式风机盘管的方式，详细设计如下。

5.3 低温热水地板辐射采暖管材及布置形式

几种加热管的布置形式

图5-1 加热管布置形式

加热管布置的基本原则有两条：一是保证地面温度均匀;二是高温度管段优先布置在外墙、外门、外窗的外边界区缩小管间距以增加散热量。

地板辐射采暖常用的管材有钢管、铜管和塑料管。由于塑料管具有无接头、容易弯曲、易于施工等优点，因此工程中经常选用塑料管。水

埋管时的管径（按欧标）通常在10mm～25mm。管径小的优点是换热效率高；缺点是管内流速增加时，阻力增大，水泵扬程加大。

5.3 低温热水地板辐射设计

5.3.1 供暖热负荷计算

建筑耗热量完全是按对流供暖时相同的方法进行计算，然后对计算得出的总耗热量q（W）乘以一个修正系数，即得到辐射供暖时的热负荷qr=q-c

式中 qc---对流供暖时的热负荷，W；

a---修正系数，我国《采暖通风与空气调节设计规范》规定a=0.9-0.95；低温辐射供暖系统建议采用a=0.9；中温和高温辐射供暖，建议采用a=0.8.

2）减低室温法

在前面已经算得大堂的的供暖热负荷为27.7kw,在这里取计算供暖热负荷的90%，则地板辐射设计的设计负荷为24.9KW. 5.3.2埋管面积计算由公式：

Qq1A

其中：

Q ――是室内负荷，单位W；

q1―― 单位面积地板向房间的有效散热量，单位W/m2；由《低

温热水地板辐射采暖工程技术规程》附表1查得q1=141W/m2 A――是地板辐射所需埋管面积，单位m2；可得：

A＝

Q24900177m2 q1141

即所需埋管面积为177m2。

如果用地板辐射在夏季供冷，地板有可能会出现结露现象，所以在夏季时用风机盘管来供冷。

5.4 低温地板辐射采暖的调试与运行

第6章空调房间的气流组织

6.1 空调房间的气流组织方式与送回风口型式

风口风速控制见

表6-1 风口风速控制范围

本次设计中送风口采用方形散流器，楼层较高时，采用双层百叶送风；

回风和排风分别为单层百叶和双层百叶。

6.2 空调房间的气流分布计算

图纸中布置风口采取均匀布置的方式，所以气流组织分布均匀。

第7章风道的设计与水力计算

7.1 风道的设计与布置

风管管道的布置见图纸1，风管内风速的控制见

表7-1 风管风速控制范围

7.2 风道的水力计算及送风管径的确定

（3）根据给定的风量和选定的流速，计算管道断面尺寸A×B，并使其符合通风管道的统一规格。再用规格化的断面尺寸及风量，算出风道内的实际流速。

（4）根据风量L或实际流速V和断面当量直径D查图得单位长度的

摩擦阻力RM。

（5）计算各段的局部阻力。

（6）计算各段总阻力，总压头等于最不利环路的阻力。（7）检查并联管路的阻力平衡情况，即计算不平衡率。相关计算公式 F=L/V

其中 F——风管管道截面积（m2） V——初选风速（m/s） PY=RM×L

其中 PY——摩擦阻力，即沿程阻力 L——管段长度（m）

RM —— 比摩阻（ PA /m） P=PY+Z

其中 Z——局部阻力（PA）

P——管段总阻力（PA）

下面，进行最不利环路的选定：

⑴确定空调系统风道形式，合理布置风道，并绘制风道系统轴测图，作为水力计算草图

⑵在计算草图上进行管段编号。

⑶选定系统最不利环路，一般指最远或局部阻力最大的环路。 ⑷选择合理的空气流速。

⑸根据给定风量和选定流速，逐段计算管道断面积尺寸。 ⑹计算风道的沿程阻力。 ⑺计算各管段局部阻力 ⑻计算系统的总阻力

⑼风管材料一般采用薄钢板镀锌，本设计也采用此材料。风管形状选用矩形风管。

风管的水利计算见表 7-1

第8章空调水系统的设计与水力计算

8.1 水系统的设计与布置

8.2 水系统的水力计算及水管管径的确定

8.2.1 供回水管管径的确定

⑥计算各段的总阻力，总压头等于最不利环路的阻力。 ⑦检查并联管路的阻力平衡情况，即计算不平衡率。 ⑧相关公式 △Pj= △Pd*∑§;

其中△Pd是动压头；可根据管段流速查得； ∑§是局部阻力系数；

△Pj是局部阻力； △P= △Py+ △Pj 其中△Py是沿程阻力；

△Pj局部阻力。

下面，进行最不利环路的选定：

① 确定空调系统水路形式，合理布置水路，并绘制水路系统轴测图，作为水力计算草图。

② 在计算草图上进行管路编号。

③ 选定系统最不利环路，一般指最远或局部阻力最大的环路。 ④ 确定合理的比摩阻范围。

见表8-1

水管的水力计算见表8-2

8.2.3 水管立管管径的确定

见表8-3

8.3 分集水器的选型

本设计分／集水器上连接2条DN=80mm、2条DN=200mm的管道，这些管道内的平均流速为2. 0m/s，试确定集管的直径。

DN=80mm钢管的A=1/4*π*d2=1/4*3.1416*802=5026mm

DN=200mm钢管的A=1/4*π*d2=1/4*3.1416*2002=31416mm 连接管的断面积：∑A=72884mm 取 vm=1.2m/s

则分/集水器应有的断面积为：A’=72884*2.0/1.2=121473mm 相应的直径应为：dn=√（4*121473/3.1416）=393mm 选择DN=426*mm的钢管。

分、集水器的长度L（m）可根据下式计算： L=130+L1+L2+„Li+120+2h

式中，L1、L2 、Li---接管中心距，mm,按表确定

接管中心距（mm）

L1 d+120

L2 d1+d2+120

L3 d2+d3+120

L„ „„

Li (di-1)+120

注---接管的外径（含绝热层厚度），如接管五绝热层，则接管中心距必须大于d1+d2+80（d1、d2为两相邻接管的外径）

得L=1450mm。

第9章空调系统的消声与防振

9.1 空调系统的消声设计

吊顶机组的正下方设吸声板，吸声板面积应大于机组底部面积的二倍，吸声板厚25㎜。

机组本身有如下降低噪声措施：

1.机箱内侧全部贴有专门的吸声及保温材料；

4.机组进出风口与风管之间采用软接头连接，防止机组震动直接传到风管上。

房间送风口风速不超过3.5m/s。 5.采用90°直角弯头和导向叶片。

机组选型时，倾向于采用斡旋式压缩机机组。而且在选择安装位置上选择把机组安装在底层的一个房间内，以防止机组噪声的传播。

空气进出机组的路线是噪声传播的主要途径，安装时应特别注意。

9.2 空调装置的防振措施

第10章热泵机房

10.1 热泵机房主要设备的选择计算

10.1.1 空调机组的选择

根据建筑物的总冷负荷为433kw,总热负荷为279kw选择型号为SSD4600DH地下环路式热泵机组，制冷剂是R22,其基本参数如下：

表11-1 机组参数

10.1.2 用户侧循环水泵选型 1) 用户侧水泵流量的确定

单台水泵的流量G1=1.05×76=80.18m3/h，每个机房一用一备。 2) 用户侧循环水泵扬程的计算热泵机组及机房管道水阻力：15mH2O；

室内管道沿程及局部水阻力（含末端、过滤器）：10mH2O；室外管道阻力：14 mH2O.

考虑1.1的裕量系数，则用户侧循环水泵扬程为39mH2O。选用KQW125/345-18.5/4系列单级离心泵2台，一备一用。

11-2 水泵参数

10.1.3 地源侧循环水泵的选型 1) 地源侧水泵流量的确定

考虑1.1的裕量系数，则地埋管循环水泵扬程为32mH2O

选用上海凯泉第四代KQW125/345-18.5/4系列单级离心泵2台，一用一备。

11-3 水泵参数

10.1.4 用户侧补水泵的选型： 1) 用户侧补水泵流量的确定

则补水量为：8%×12.00=0.96 m3/h；

2) 用户侧补水泵扬程的计算

水泵设计扬程为H=15.1+5=20.1mH2O

考虑补水泵1用1备，选用第四代KQL40/235-0.75/4系列离心泵2台。

11-4 水泵参数

10.1.5 地源侧补水泵的选型： 1) 地源侧补水泵流量的确定

补水泵的小时流量为系统水容量的3~5%，补水泵的扬程为补水泵距系统最高点的高度附加5m裕量,系统水容量根据地埋管系统水容积计算，

并联双U型埋管的制冷工况每米放热量为65w/m，制热的吸热量为35w/m。需要埋管的延米数为，

夏季：（442+77.1）*1000/65=7986m 冬季：（462-98.4）*1000/35=10388.6m

竖直管长度10400m ,水容量10400*3.14*（0.32/2）²=836㎡水平管长度773.4m ,水容量673.4*3.14*（0.65/2）²=223.3㎡系统的水容量为：1059m³

则补水泵的流量为：3%×1059=31.77m3/h； 2) 地源侧补水泵扬程的确定水泵设计扬程为H=6+5=11mH2O

暖通空调毕业设计说明书

相关文章