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课程设计说明书副本
摘要
本设计为风机盘管设计。
设计内容包括：
方案的比较、负荷计算、空气处理过程的选择、设备选型，水管路和风管路系统的设计及附属设备的选型，并进行设计说明书的编制和施工图的绘制。
通过计算，本工程夏季总冷负荷为160kW，制冷设备选用离心式水冷机组，制冷量为kW。
建筑物的冷源由机组提供，热源由市政管网提供。
本工程主机选用离心式冷水机组。
离心式冷水机组机组是一种节能、节水和环保的设备,一机冬夏两用,具有设备利用率高的特点,但也存在冬季低温工况下供热不足、高湿区域结霜严重等问题,这些问题阻碍了风冷热泵机组北扩的使用趋势。
本文分析了提高热泵机组本身的能效比以节能、改进除霜控制逻辑以减少不必要的除霜而导致的能耗、增加热回收等节能手段以降低能耗、采用双级压缩以拓宽热泵的使用范围等措施,对于促进风冷热泵机组更广泛的应用具有积极的意义。
整个工程主要采用风机盘管加独立新风形式，水系统采用异程式、同程式、一次泵、变流量系统。
设计中还考虑了消声隔振及防火。
关键词：
风机盘管加独立新风系统，负荷，管路设计，制冷机组
目录
第一章绪论1
1.1背景介绍1
1.2设计内容2
1.3原始资料2
1.3.1工程概况2
1.3.2气象参数2
1.3.3土建资料2
1.3.4围护结构传热系数3
1.4参数确定3
1.5设计目的3
第二章方案初定5
2.1方案设计内容5
2.2空调设计负荷概算5
2.3室内设计参数6
2.4空调冷、热源系统与设备选择6
2.4.1选择冷热源系统的基本原则6
2.4.2制冷设备的选择7
2.4.3换热设备的选择8
2.5空调系统的选择8
2.5.1空调系统设计的基本原则8
2.5.2空调方案的确定9
2.6水系统的选择10
2.6.1冷却设备初步设计10
2.6.2开闭选择10
2.6.3管制的选择11
2.6.4定、变水量选择11
2.6.5同、异程选择12
2.6.6水泵初步设计12
2.6.7消声隔振措施13
第三章冷负荷的计算14
3.1房间负荷计算方法14
3.2新风负荷计算20
第四章空气处理过程22
4.1风机盘管系统的处理过程22
4.2风机盘管选型方案确定24
第五章气流组织的计算26
5.1气流组织概述26
5.2散流器的选择26
5.3回风设计27
5.4排风设计27
第六章水力计算28
6.1风管的水力计算28
6.1.1风道的类型28
6.1.2风管水力计算公式28
6.1.3风管水力计算结果29
6.2水系统的水力计算30
6.2.1空调管路系统的设计原则31
6.2.2空调水系统的管路计算31
6.2.3冷凝水管的设计32
第七章制冷机房的设计34
7.1方案设计34
7.2设备冷负荷的计算34
7.3制冷机组的选择34
7.4冷冻水泵的选型34
7.5空调冷却水系统设计35
7.5.1冷却水系统类型的确定35
7.5.2冷却水泵的选择36
7.6补水系统的确定37
7.7冬季热水工况40
第八章水系统附件的选型41
8.1水系统的排气41
8.2冷却水、冷冻水电子水处理器41
第九章管道保温42
9.1管道保温42
结论44
致谢45
参考文献46
附录
第一章绪论
1.1背景介绍
空调对于创造舒适性室内环境的作用是不容忽视的，因而对于大型公用民用建筑来说，空调是不可或缺的。
随着经济建设的不断深入和人们生活水平的不断提高，空调建筑物越来越多，建筑物消耗的能量也越来越大，甚至出现了空调系统与经济建设争抢电力资源的情况。
因此，在建筑物节能显得十分迫切。
在我国建筑总能耗中，空调系统的能耗占有相当大的比重，因此研究探讨空调系统的节能就显得十分重要。
在建筑物空调系统运行能耗中，冷源系统的能耗是最大的。
近年来，我国暖通空调学术界和工程界在空调冷源系统的节能方面做了大量的研究工作。
研究工作主要集中在冷源系统的形式选择上，风冷热泵机组是一种节能、节水和环保的设备,一机冬夏两用,具有设备利用率高的特点,但也存在冬季低温工况下供热不足、高湿区域结霜严重等问题,这些问题阻碍了风冷热泵机组北扩的使用趋势。
本文分析了提高热泵机组本身的能效比以节能、改进除霜控制逻辑以减少不必要的除霜而导致的能耗、增加热回收等节能手段以降低能耗、采用双级压缩以拓宽热泵的使用范围等措施,对于促进风冷热泵机组更广泛的应用具有积极的意义。
空调系统的能耗主要有两个方面，一方面是为了供给空气处理设备冷量和热量的冷热源能耗，如压缩式制冷机耗电，吸收式制冷机耗蒸汽或燃气，锅炉耗煤、燃油、燃气或电等；另一方面是为了给房间送风和输送空调循环水，风机和水泵所消耗的电能。
冷热源的能耗由建筑物所需要的供冷量和供热量决定，建筑物的空调需冷量和需热量的影响因素有室外气象参数（如室外空气温度、空气湿度、太阳辐射强度等），室内空调设计标准，外墙门窗的传热特性，室内人员、照明、设备的散热、散湿状况以及新风量的多少等。
风机、水泵的输送能耗受所输送的空气量、水量和水系统、风系统的输送阻力影响，风系统、水系统的流量和阻力的影响因素有系统型式、送风温差、供回水温差、送风和送水流速、空气处理设备和冷热源设备的阻力和效率等。
针对上述影响因素和商业建筑的特点，商业建筑空调节能的技术措施可归纳为七个方面：
减少冷热负荷、提高冷热源效率、利用自然冷源、减少水泵电耗、减少风机电耗、改进气流组织、改善控制。
考虑到空调使用过程中的巨大能耗，其冷热源及水泵的合理选用、设计就显得格外重要。
在设计过程中，阅读了大量书籍、论文、规范对计算方法进行合理的选择，以确保设计能符合工程中的各类规范。
1.2设计内容
1.空调、通风系统方案的确定。
2.空调系统冷、湿负荷的计算。
3.空调送、回风量的计算及空调制冷系统的设计选型。
4.空调系统气流组织计算。
5.风系统、水系统的布置及风系统、水系统的水力计算。
6.空调通风系统施工图的绘制。
1.3原始资料
1.3.1工程概况
大楼位于唐山市，是一家大型洗浴娱乐中心，主要包括接待大厅，各种浴室，客房，会议室，各种休闲厅等。
建筑占地面积：
m2
建筑面积：
㎡
1.3.2气象参数
唐山地区室外设计参数:
北纬：
39.37东经：
118.09
夏季：
空调干球温度32.7℃，湿球温度26.2℃，通风温度31℃。
室外风速1.5m/s，相对湿度54％，大气压力：
995.6kPa。
冬季：
空调干球温度－11℃，通风温度－3℃，采暖室外温度－8℃，室外风速1.8m/s，相对湿度52％，大气压力：
1016.9kPa。
1.3.3土建资料
主要功能：
为框架剪力墙结构，主要功能为商用，
建筑规模：
共三层，无地下室。
外墙：
从外到内水泥砂浆20砖墙------白灰粉刷20
内墙：
200,150厚加气混凝土，局部采用100厚（单面双层12厚）轻钢龙骨石膏板和铝合金玻璃隔断。
屋顶：
从上到下预制细石混凝土板25通风层200卷材防水层。
外窗：
双层钢窗，普通玻璃
内门：
木框单层实体门
1.3.4围护结构传热系数
围护结构传热系数见表1-1。
表1-1围护结构传热系数
围护结构
外墙
外门
外玻璃门
外窗
屋面
传热系数
0.65
2.504
5.662
3.01
0.41
传热衰减
0.136
0.988
0.999
0.986
0.273
传热延迟
0.262
0.839
0.136
0.862
10.151
外墙：
按中色计算
外窗：
窗户日射得热参数：
内设浅色窗帘
Cs=0.93；Ci=0.6；Ca=0.85；
Dj.max：
S302；E599；N114；W599,水平842
1.4参数确定
1.群聚系数的确定：
接待大厅：
0.89各类包间：
0.93员工休息室：
0.90
2.新风量标准：
所有计算送新风的房间均按照30m³/人.小时的保准计算送风量
走廊，门厅：
不送新风
3.房间人数的确定：
客房按每房间2-4人计算会议室及多功能厅按20-40人计算
各房间的人员负荷、照明负荷、及新风负荷各小时的分配按《公共建筑节能设计标准》选取。
第二章方案初定
2.1方案设计内容
5547457457设计方案论证分别为：
冷热源方案，空调方式方案，水系统方案。
2.2空调设计负荷概算
表2-1部分民用建筑空调冷负荷估算指标（W/m2）[1]
建筑类型及房间名称
室内人数
人/m2
建筑负荷
W/m2
人体负荷
W/m2
照明负荷
W/m2
新风量
W/m2
新风负荷W/m2
总负荷W/m2
1
办公
0.1
40
14
50
25
27
131
2
小会议室
0.33
60
43
40
25
92
235
3
大会议室
0.67
40
88
40
25
190
358
4
会堂：
报告厅
0.5
35
58
40
25
136
269
5
贵宾厅
0.13
58
17
30
50
68
173
6
陈列室
0.25
58
31
20
25
68
177
7
图书馆:
阅览室
0.1
50
14
30
25
27
121
8
大厅接待
0.13
90
17
60
18
24
191
注1.本表总负荷为瞬时最大负荷
2.编辑室，管理室，研究室，工作间，采编室，控制室，书记室，副馆长室，馆长室，都以办公室概算。
信息中心，视听中心，都以大会议室概算。
表2-2工程冷负荷概算表
空调面积（m2）
空调体积（m3）
冷负荷指标（w/m2）
人员密度（m2/人）
新风指标（m3/h·人）
人数
冷负荷（kw）
新风量（m3/h）
14345
97200
110
5
25
2869
1578
71725
由《采暖、制冷，空调手册》查得图书馆的热负荷荷概算指标为46—76W/m2，本火锅店工程总建筑面积为2329.55m2,取热负荷概算指标为60W/m2，则此工程的总热负荷为45.9KW。
2.3室内设计参数
2.3．1设计参数
由设计手册《公共建筑节能设计标准》查得：
除个别房间的温度有特殊要求外需达到26℃以上。
夏季设计温度为26℃。
湿度在60~65%，气流平均速度处于0.2~0.5m/s，二次更衣室取一个过渡温度27℃。
冬季设计温度为20℃，相对湿度为50%，气流平均速度为0.1~0.3m/s。
2.5空调系统的选择
2.5.1空调系统设计的基本原则
（1）选择空气调节系统时，应根据建筑物的用途、规模、使用特点、符合变化情况与参数要求、所在地区气象条件与能源状况等，通过技术经济比较确定；当各空气调节区热湿负荷变化情况相似，宜采用集中控制，各空气调节区温湿度波动不超过允许范围时，可集中设置共用的全空气定风量空气调节系统。
需分别控制各空气调节区室内参数时，宜采用变风量或风机盘管空气调节系统，不宜采用末端再热的全空气定风量空气调节系统；
（2）选择的空调系统应能保证室内要求的参数，即在设计条件下和运行条件下均能保证达到室内温度、相对湿度、净化等要求；
（3）综合考虑初投资和运行费用，系统应经济合理；
（4）尽量减少一个系统内的各房间相互不利的影响；
（5）尽量减少风管长度和风管重叠，便于施工、管理和测试；
（6）各房间或区的设计参数值和热湿比相接近污染物相同，可以划分成一个全空气系统。
对于定风量单风道系统，还要求工作时间一致，负荷变化规律基本相同。
2.5.2空调方案的确定
目前集中空调的空调方式，大致可以分为全空气系统和风机盘管加新风系统。
比较如表2-6所示。
通过比较可以发现全空气系统适用于面积较大，空间较高人员较多的房间以及房间温度，湿度要求较严格的空调系统。
全空气系统所选用的空气处理设备一般是组合式空调器。
因此全空气系统对空气的过滤，消声及房间温，湿度控制都比较容易处理。
另外，全空气系统的新风调节方便，可以根据需要调节新风，会风比。
过渡季节可实现全新风送风，充分利用天然冷源，可节约能源，降低运行费用。
空调房间较多，面积较少，各房间要求单独调节。
建筑层高不高，且方房间温湿度要求不严格的房间，宜采用风机盘管加新风系统。
风机盘管空调器使用灵活，调节方便，噪音较小，在空调系统中普遍采用。
对于面积比较大的房间，如门厅，营业厅，多功能厅等。
可采用风柜空调器加新风系统。
风柜空调器处理风量比较大，风压比较高，可以接一定长度的风管。
卧式吊顶风柜使用方便，不占用建筑面积，应用比较普遍，但是噪声偏高，尤其是安在空调房间里，更要注意噪声的控制。
2.6.3管制的选择
表2-8水系统管制比较[4]
水系统
二管制
三管制
四管制
特点
供回水管各一根，夏季供冷水，冬季供热水，简便；投资省；冷热水两相差较大
盘管进口处设有三通阀，由室内温度控制装置控制按需要供应冷水或热水；使用同一根回水管，存在冷热量混合损失；初投资较高
供冷、供热的供回水管均风开设置，灵活实现同时供冷供热。
管路复杂，投资高，占空间
由于本工程没有同时供冷和供热的需要，且考虑节能和系统简洁采用常用的双管制。
2.6.4定、变水量选择
表2-9定变水量优缺点比较表[4]
类型
定流量
变流量
特征
系统中的水量保持定值，负荷变化时改变供回水温度来匹配
供回水温度保持定值，负荷变化时改变系统中的水量来匹配
优点
系统简单，操作方便。
不需复杂的的自控系统
输送能耗随流量的减少而减低，配管设计可考虑同时使用系数，管径相应减小
缺点
配管设计不能考虑同时使用系数，输送能耗始终处于最大值
系统复杂。
必须配自控系统
通过上表比较，并考虑到节能，所以选择变流量水系统。
2.6.5同、异程选择
表2-10同程和异程系统比较表[4]
类型
同程
异程
特征
供回水干管水流方向相同，经过每一环路的管路长度相等
供回水干管水流方向相反，经过每一环路的管路长度不等
优点
水量分配、调节方便。
便于水力平衡。
不需回程管，管道长度较短，管路简单，投资较低。
缺点
需回程管，管道长度较长，投资较高。
水量分配、调节难。
不便于水力平衡。
通过上表比较，同时考虑到此工程风机盘管分布房间不规整，同程式布管不方便且浪费管材。
所以选择异程式系统。
但是个别的房间需要采用同程式布置。
第三章冷负荷的计算
在空调工程设计中，存在两种冷负荷计算的计算方法：
一为谐波反应法（负荷温差法），一为冷负荷系数法。
冷负荷系数法是在传递函数的基础上为便于在工程中进行手算而建立起来的一种简化计算法。
通过冷负荷温度与冷负荷系数直接从各种扰量值求得各分项逐时冷负荷。
谐波反应法（负荷温差法）计算的冷负荷的形成包括两个过程：
一是由于外扰（室外综合温度）形成室内得热量的过程（既外扰量）。
此过程考虑外扰的周期性以及围护结构对外扰量的衰减和延迟性。
二是内扰量形成冷负荷的过程。
此过程是将该热扰量分成对流和辐射两个成分。
前者是瞬时冷负荷的一部分，后者则要考虑房间总体蓄热作用后才化为瞬时冷负荷。
两部分叠加即得各计算时刻的冷负荷。
本设计运用的是谐波反应法进行冷负荷计算，热负荷采用稳态计算方法。
3.1房间负荷计算方法
（一）、外墙和屋面传热冷负荷计算公式
外墙或屋面传热形成的计算时刻冷负荷Qτ（W），按下式计算：
Qτ=KFΔtτ-ξ （3-1）
式中 F—计算面积，㎡；
τ—计算时刻，点钟；
τ-ξ—温度波的作用时刻，即温度波作用于外墙或屋面外侧的时刻，点钟；
Δtτ-ξ—作用时刻下，通过外墙或屋面的冷负荷计算温差，简称负荷温差，℃。
注：
例如对于延迟时间为5小时的外墙,在确定16点房间的传热冷负荷时,应取计算时刻τ=16,时间延迟为ξ=5,作用时刻为τξ=16-5=11。
这是因为计算16点钟外墙内表面由于温度波动形成的房间冷负荷是5小时之前作用于外墙外表面温度波动产生的结果。
当外墙或屋顶的衰减系数β<0.2时，可用日平均冷负荷Qpj代替各计算时刻的冷负荷Qτ：
Qpj=KFΔtpj
式中 Δtpj—负荷温差的日平均值，℃。
（二）、外窗的温差传热冷负荷
通过外窗温差传热形成的计算时刻冷负荷Qτ按下式计算：
Qτ=KFΔtτ（3-2）
式中 Δtc—计算时刻下的负荷温差，℃；
K—传热系数。
（三）、外窗太阳辐射冷负荷
透过外窗的太阳辐射形成的计算时刻冷负荷Qτ，应根据不同情况分别按下列各式计算：
1.当外窗无任何遮阳设施时
Qτ=FCsCaJwτ（3-3）
式中 Jwτ—计算时刻下太阳总辐射负荷强度,W/㎡；
2.当外窗只有内遮阳设施时
Qτ=FCsCaCnJwτ（3-4）
式中 Jwτ—计算时刻下太阳总辐射负荷强度,W/㎡；
3.当外窗只有外遮阳板时
Qτ=[F1Jnτ+FJnnτ]CsCa（3-5）
注：
对于北纬27度以南地区的南窗，可不考虑外遮阳板的作用，直接按式（3.1）计算。
4.当窗口既有内遮阳设施又有外遮阳板时
Qτ=[F1Jnτ+FJnnτ]CsCnCa（3-6）
式中 Jnτ—计算时刻下，标准玻璃窗的直射辐射照度，W/㎡；
Jnnτ—计算时刻下，标准玻璃窗的散热辐射照度，W/㎡；
F1—窗上收太阳直射照射的面积；
F—外窗面积（包括窗框、即窗的墙洞面积）㎡
Ccl、CclN—冷负荷系数（CclN为北向冷负荷系数），无因次，按纬度取值；
Ca—窗的有效面积系数；
Cs—窗玻璃的遮挡系数；
Cn—窗内遮阳设施的遮阳系数；
注：
对于北纬27度以南地区的南窗，可不考虑外遮阳板的作用，直接按式（3-4）计算。
（四）、内围护结构的传热冷负荷
1.当邻室为通风良好的非空调房间时，通过内窗的温差传热负荷，可按式（3-2）计算。
2.当邻室为通风良好的非空调房间时，通过内墙和楼板的温差传热负荷，可按式（3-1）计算。
此时负荷温差Δtτ-ξ及其平均值Δtpj，应按"零"朝向的数据采用。
3.当邻室有一定发热量时，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，按下式计算：
Q=KF（twp+Δtls-tn）（3-7）
式中 Q—稳态冷负荷，下同，W；
twp—夏季空气调节室外计算日平均温度，℃；
tn—夏季空气调节室内计算温度，℃；
Δtls—邻室温升，可根据邻室散热强度采用，℃。
（五）、人体冷负荷
人体显热散热形成的计算时刻冷负荷Q，按下式计算：
Qτ=nq1CclrCr（3-8）
式中 Cr—群体系数；
n—计算时刻空调房间内的总人数；
q1—一名成年男子小时显热散热量，W；
Cclr—人体显热散热冷负荷系数。
（六）、灯光冷负荷
照明设备散热形成的计算时刻冷负荷Qτ，应根据灯具的种类和安装情况分别按下列各式计算：
1.白只灯和镇流器在空调房间外的荧光灯
Q=1000n1NXτ-T（3-9）
2.镇流器装在空调房间内的荧光灯
Q=1200n1NXτ-T（3-10）
3.暗装在吊顶玻璃罩内的荧光灯
Q=1000n0NXτ-T（3-11）
式中 N—照明设备的安装功率，kW；
n0—考虑玻璃反射，顶棚内通风情况的系数，当荧光灯罩有小孔，利用自然通风散热于顶棚内时，取为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；
n1—同时使用系数，一般为0.5-0.8；
T—开灯时刻，点钟；
τ-T—从开灯时刻算起到计算时刻的时间，h；
Xτ-T—τ-T时间照明散热的冷负荷系数。
（七）、设备冷负荷
热设备及热表面散热形成的计算时刻冷负荷Qτ，按下式计算：
Qτ=qsXτ-T（3-12）
式中 T—热源投入使用的时刻，点钟；
τ-T—从热源投入使用的时刻算起到计算时刻的时间，ｈ；
Xτ-T—τ-T时间设备、器具散热的冷负荷系数；
qs—热源的实际散热量，W。
电热、电动设备散热量的计算方法如下：
1.电热设备散热量
qs=1000n1n2n3n4N（3-13）
2.电动机和工艺设备均在空调房间内的散发量
qs=1000n1aN（3-14）
3.只有电动机在空调房间内的散热量
qs=1000n1a（1-η）N（3-15）
4.只有工艺设备在空调房间内的散热量
qs=1000n1aηN（3-16）
式中 N—设备的总安装功率，kW；
η—电动机的效率；
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；
a—输入功率系数。
（八）、渗透空气显热冷负荷
1.渗入空气量的计算
（1）通过外门开启渗入室内空气量G1（kg/h），按下式估算：
G1=n1V1pw （3-17）
式中 n1—小时人流量；
V1—外门开启一次的渗入空气量，m3/h；
pw—夏季空调室外干球温度下的空气密度，kg/m3。
（2）通过房间门、窗渗入空气量G2（kg/h），按下式估算：
G2=n2V2pw（3-18）
式中n2—每小时换气次数；
V2—房间容积，m3。
2.渗透空气的显冷负荷Q（W），按下式计算：
Q=0.28G（tw-tn） （3-19）
式中 G—单位时间渗入室内的总空气量，kg/h；
tw—夏季空调室外干球温度，℃；
tn—室内计算温度，℃。
（十）、伴随散湿过程的潜热冷负荷
1.人体散湿和潜热冷负荷
（1）人体散湿量按下式计算
D=0.001φng（3-20）
式中 D—散湿量，kg/h；
g—一名成年男子的小时散湿量，g/h。
（2）人体散湿形成的潜热冷负荷Q（W），按下式计算：
Q=φnq2（3-21）
式中 q2—一名成年男子小时潜热散热量，W；
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