沈阳城市建设学院
课程设计任务书
课程设计名称 大型公用建筑暖通空调课程设计
（2014年 春季学期）
专 业 建筑环境与设备工程
班 级 学 号 姓 名
一．绪论
1.1设计目的
“空调工程”是建筑环境与设备工程专业的一门重要专业课。本课程的课程设计也是专业课学习的重要环节。在做设计的过程，通过查阅各种规范和资料，使我们的专业只是更加扎实。为以后的工作和学习打下坚实的基础。
在设计的过程中，不仅将使我们对专业知识有更进一步理解掌握，同时还将培养我们的信息获取能力、问题分析能力、知识综合应用能力、语言组织和表达能力，而且我们要应用一些办公软件，像word、excel，熟练应用这些软件将对于我们更快、更好编辑说明书和进行大量的数据计算处理有很大帮助，并且在以后的工作，生活当中，我们也将用到这些东西；在设计过程中，我们还要学习应用CAD，鸿业，天正暖通等专业设计软件，这些软件为我们提高画图的效率和进行一些修改提供了很大的方便性，同时也为今后的工作打下一点的制图基础。
通过设计，我们会遇到很多实际的问题，通过老师和同学的帮助，我们对此类问题会有深刻的印象，为以后的学习和工作累积的宝贵的经验。 1.2 设计任务
沈阳市某宾馆的一二层中央空调设计，包括：建筑物冷、湿负荷计算，送分量的确定，排风量和空调系统设计计算，气流组织的设计计算以及管道的水力计算，施工图的绘制，设计及施工说明的编制等工作。
1.3 工程概况
本工程一层为大堂，二层主要为写字间，部分建筑面积 1605.42 。建筑高度为9 m，本次设计内容为一层和二层的通风、空调系统。
二、设计依据
2.1 气象资料
沈阳室外计算参数：
北纬41。46'，东经123。26'，海拔41.6米； 大气压力：夏季1000.7mbar，冬季1020.8mbar； 年平均温度：7.8℃；
室外计算（干球）温度：采暖-19℃； 冬季空调-22℃； 冬季通风-12℃； 夏季通风28℃； 夏季空调31.4℃； 夏季空调日平均27.2℃； 夏季空调室外计算湿球温度25.4℃； 室外计算相对湿度：最冷月平均64％； 最热月平均78％； 最热月14时平均64％； 室外风速：冬季平均3.1m/s； 夏季平均2.9m/s； 最多风向及其频率：冬季 Ｎ 13％；
夏季 Ｓ 17％； 全年 Ｓ 12％； 冬季日照率 58％； 最大冻土深度 148cm； （三）动力与能源资料
能源：采暖 热媒为60-50℃热水，由制冷机房供给；
冷媒为7-12℃冷水，由自备集中冷冻机房供给。
2.2 建筑参数及其它计算参数
1. 由建筑高度为9米，一层层高6米，二层层高为3米。
2. 由《空调负荷使用计算方法》查的：本大楼外墙属于Ⅱ型，墙厚370mm，传热系数为（W/㎡. ℃）
外墙：从外至内——釉面砖+水泥砂浆+实心砖（空心砖、双层空斗墙）+水泥砂浆+白灰+多彩喷涂；
地面：从外至内——水泥砂浆+钢筋混凝土板+白灰；
屋面：从外至内——二毡三油绿豆砂+水泥砂浆+泡沫混凝土+石油沥青隔汽层+钢筋混凝土板+白灰+多彩喷涂； 外门：钢制外门； （查《暖通空调》
3. 一层大堂南面墙设为木制玻璃幕墙，采用玻璃厚mm的双层普通玻璃，高度为6m。Kv=3.3W/㎡.℃。又由附录12查得玻璃窗的传热系数修正值Cv=1.2.东墙也是这个木制玻璃幕墙。
其余外墙采用6mm厚的双层普通玻璃，窗框为金属，窗帘为白色（浅色）。 系数Kv=W/㎡.℃。 4.内墙
结构：内墙为120mm砖墙，内外粉刷 传热系数：2.37 W/（m2（查《简明空调手册》 5.室内照明
照明密度或灯安装功率：20W/m2开灯时间：8小时，连续运行 （查《简明空调手册》）
6.室内设备
设备类型及安装功率：10-40kW
使用时间：8小时，连续运行 同时使用系数:1.0 （查《简明空调手册》 7.空调房间的设计条件 本工程用作会议室（无烟）
K）
（大堂）
空调房间的设计条件
2.3 其他说明
1.设计中，因是局部设计，不考虑冷源设计，需要时直接取用，冷冻水供、水温度分别为7、12℃。
2.冷负荷逐时计算段为12:00～20:00，时间间隔为1小时。
3.大堂空调运行时间为24小时，开灯时数为8:00至17:00；二层写字间包厢空调运行时间为9小时，开灯时数为12:00-20:00。 4.照明设备均按荧光灯计算。
5.在26 ℃时，极轻劳动强度下，成年男子散湿量为109g/h。
三、 系统方案初步确定
3.1系统方案
（一）：全空气空调系统
全空气系统的空气处理设备设置在专用的空调机房，管理和维修比较方便，使用寿命长，初投资和运行费用比较低，因为全空气系统管道输送的是空气，如果风量大，则风道的面积也相应较大，所以全空气系统所占建筑的空间也较大，适用与处理空气量多，服务面积比较大的建筑，如纺织厂、百货商场、影剧院等工业和民用建筑。
（二）：新风加风机盘管系统
新风加风机盘管系统克服了全空气系统由于有风道截面积大、占用建筑面积和空间较多以及系统灵活性差等缺点，在这个系统既有水，又有空气，因此新风加风机盘管系统适用于其房间的用途和使用者的要求不同，并且要求灵活性高的建筑，如旅馆、办公楼等。
根据上面的分析比较：本工程会议室人员数量变化较大，使用时间负荷达到 最大值，冷、湿负荷都很大，且要保证室内空气不与其它房间掺混，应该对空气进行集中式处理和集中分配，便于集中管理和维护，故选择方案（一）：全空气系统。
集中式空调系统根据回风情况不同又分为以下三类：全新风系统，一次回风系统，二次回风系统。对于舒适型空调（夏季以降温为主要特征）和夏季以降温为主的工艺性空调，允许采用较大送风温差，应采用一次回风式系统。对于有恒温恒湿或洁净要求的工艺性空调，由于允许的送风温差小，为避免采用再热（形成冷热
抵消），应采用二次回风式系统，其前提是室内散湿量较小。当空气调节区允许采用较大送风温差或室内散湿量较大时，应采用具有一次回风的全空气定风量空气调节系统。
本次设计会议室空调采用全空气定风量一次回风低速系统，再热式送风，空气由设在会议室附近机房的组合式空调器集中处理，然后通过风道送入房间内，还可以实现过渡季节的全新风运行，节约能量，空气品质较好。
四、负荷计算
4.1.1 冷负荷计算
冷负荷系数法是建立在传递函数基础上，是便于在工程上进行手工计算的一种简化方法。此设计即采用冷负荷系数法来计算空调冷负荷。 主要应用的公式如下：
（1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷
Qc（τ）=AK（t c（τ）－tR）[1] 4-1
Qc（τ
）——
外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷的逐时值，W；
K—围护结构传热系数，W/m2〃K； F—围护结构计算面积，m2； tR——室内计算温度°C；
t c（τ）—外墙和屋面冷负荷计算温度的逐时值。
（2）窗户
a.窗户瞬变传导得热形成的冷负荷
Qc（τ）=KwFw（t c（τ）－tR）[1]
4-2
Qc（τ）——外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷的逐时值，W； Kw—外玻璃窗传热系数，W/m2〃K；
Fw—窗口计算面积，m2； tR——室内计算温度°C；
t c（τ）—外玻璃窗冷负荷计算温度的逐时值。 b.透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷的计算方法
Qc（τ）=CaAwCsCiDjmaxCLQ[1] 4-3
Ca—有效面积系数； Aw—窗口面积；
Cs—窗玻璃的遮阳系数； Ci—窗玻璃的内遮阳系数； Djmax—最大日射得热因数； CLQ—窗玻璃的冷负荷系数。
3）室内热源散热引起的冷负荷
a.电动设备
Qs=1000n1n2n3N/η[1] N—电动设备的安装功率； η—电动机效率； n1—利用系数； n2—电动机负荷系数； n3—同时使用系数。 b.电热设备的散热量
Qs=1000n1n2n3N[1] 式中n4—考虑排风带走的热量系数； 其他符号意义同前。 c.照明散热形成的冷负荷 d.荧光灯
Qc(τ)=1000n[1] 1n2NCLQ 4-6 Qc(τ)—灯具散热形成的冷负荷； n1—镇流器消耗功率系数；
4-4
4-5
（
n2—灯罩隔热系数； CLQ—照明散热冷负荷系数。
（4）人体散热形成的冷负
Qc(τ)=qsnφCLQ[1] 4-7
a.人体显热散热形成的冷负荷 Q c(τ)—人体散热形成的冷负荷；
qs—不同室温和劳动强度成年男子显热散热量； n—室内全部人数； φ—群居系数；
CLQ—人体显热散热冷负荷系数。 b.人体潜热散热形成的冷负荷
Qc=qφ 4-8
Qc—人体潜热散热形成的冷负荷；
ql—不同室温和劳动强度成年男子潜热散热量； n, φ—同前式。
（5）新风冷负荷
目前，我国空调设计中对新风量的确定原则，仍采用现行规范、设计
手册中规定或推荐的）原则。
夏季，空调新风冷负荷按下式计算：
Qc,O＝M0（h0-hR） 4-9 式中 Qc,O——夏季新风冷负荷，KW；
MO——新风量，kg/s；
h0——室外空气的焓值，kJ/kg； hR——室内空气的焓值，kJ/kg；
冬季，空调新风热负荷按下式计算：
Qh,O＝MO C（ 4-10 pt0-tR）
式中Qh,O——夏季新风冷负荷，KW；
Cp——空气的定压比热，KJ/(kg〃℃),取1.005 KJ/(kg〃℃)；
t0——冬季空调室外空气的计算温度，℃； tR——冬季空调室内空气的计算温度，℃； 4.1.2 热负荷的计算
供暖系统设计热负荷是指在某一是外温度下，为了达到要求的室内温度，供暖系统在单位时间内向建筑物供给的热量。它是设计供暖系统基本依据。冬季供暖通风系统的热负荷，应根据建筑物或房间的得、失热量来确定。 失热量有：
(1) 维护结构传热耗热量Q1；
(2) 加热由门、窗缝隙渗入的冷空气的耗热量Q2，称为冷风渗透耗热量； (3) 加热由门、孔洞及相邻房间侵入的冷空气的耗热量Q3； (4) 水分蒸发的耗热量Q4；
(5) 加热由外部运入的冷物料和运输工具的耗热量Q5；
(6) 通风耗热量。通风系统将空气从室内排到室外所带走的热量Q6； 得热量有：
(7) 生产车间最小负荷班的工艺设备散热量Q7； (8) 非供暖通风系统的其他管道和热表面的散热量Q8； (9) 热物料的散热量Q9；
(10) 太阳辐射进入室内的热量Q10；
此外，还有通过其他途径散失或获得的热量Q11。
对没有装臵机械通风系统的建筑物，供暖系统的设计热负荷可用下式表示： 在工程设计中，供暖系统的设计热负荷，一般可分几部分进行计算。 Q′=Q′1,j+Q′1,x+Q′2+Q′ 4-11
式中 Q′1,j—维护结构的基本耗热量；
Q′1,x—维护结构的附加（修正）耗热量。
维护结构的基本耗热量，可按下式计算：
q′=KF(tn-t′w)a[2] 4-12 式中 K—维护结构的传热系数，W/m2 a〃℃； F—维护结构的面积，m2；
tn—冬季室内计算温度，℃； t′w —供暖室外计算温度, ℃； a—维护结构的温差修正系数。
整个建筑物或房间的基本耗热量
Q′1,j=∑q′=∑KF(tn-t′w)a℃[2] 4-13 冷风渗透及冷风侵入量的计算：
对于本建筑由于是空调房间，房间维持房间正压，故冷风渗透及冷风侵入量为零。 4.1.3湿负荷计算
人体散湿量
-6 [2]
nφ Mw=0.278g×10 4-14
式中：Mw —人体散湿量,kg/h；
n —室内全部人数； φ —群集系数；
g —成年男子的小时散湿量,g/h。
食物散湿量：
[2]
D=0.012nφ 4-15
式中：D —食物散湿量， kg/h； n—室内就餐人；φ—群集系数。 4.2 空调负荷计算
根据上述基本公式及方法，各典型房间逐时冷负荷计算表见下表。
一层冷负荷
2楼房间
北外墙冷负荷
北外窗瞬时传热冷负荷
一层
二层
215
五.空气处理过程
5.1新风量的确定方法
目前，人们对空气品质的要求越来越高，空调新风量也在不断增大，空调系统的新风量是指冬夏季设计工况下应向空调房间提供的室外新鲜空气量，它的大小与室内空气品质和能量消耗有关。一般原则为：
（1）满足卫生要求：一般以稀释室内产生的CO2，使室内CO2浓度不超过1000PPM(1L/m3)为基准，由此确定常态下的每人新风量约30m3/h。在实际工作中可按现行设计规范GBJ19—87规定采用。对于人员密集和居留时间短暂的建筑物，新风量所形成的冷负荷比例甚高，确定新风量时尤应慎重。一般情况下根据使用性质的不同而对新风量的大小提出了不同的要求，办公室和旅馆客房新风量实际采用的数值比我国现行规范要大。如办公室一般采用每人30m3/h.；旅馆按等级而异，高级别的客房可用每人50 m3/h。
（2）补充局部排风量：
当空调房间内有排风罩或者排风柜等局部排风装置时，为了不使房间产生负压，在系统中必须有相应的新风量来补偿排风量。 （3） 保证空调房间的正压要求：
为防止外界未经处理的空气渗入空调房间，干扰室内空调参数，在空调系统中利用一定量的新风来保证房间的正压（室内空气压力>房间周围的空气压力）。这部分与新风量相当的空气量在正压作用下由房间门窗缝隙等不严密处渗透出去。这部分渗透的空气量的大小由房间的正压、窗户结构形式的缝隙状况（缝隙的面积和阻力系数）所决定。普通系统空调正压可取5～10Pa。 二层新风计算
5.2送风状态和送风量的确定
（1）空调系统送风状态和送风量的确定，可以在i-d图上进行。具体计算步骤如下：
①i-d图上找出室内空气状态点N;
②根据计算的室内冷负荷Q和湿负荷W计算热湿比ε，在通过N点画出空气处理过程线。
③选取合理的送风温差，根据室温允许波动范围查取送风温差，（当送风口高度不大于5m 时，送风温差不宜大于10℃，当送风口高度大于5m时，送
风温差不宜大于15℃），并求出送风温度t0,画t0等温线与过程线的交点O即为送风状态点； ④按下式计算送风量： G=
QW
=1000 kg/s 5-1
hn-hodn-do
以二层写字间为例，空调房间负荷为3.18KW,湿负荷W=0.05kg/h,室内状
态参数为：tN=26℃,j
N=55%,求送风状态和送风量。
(1)求出热湿比ε=3.18*3600/0.05=228960kJ/kg；
(2)在焓湿图上确定室内状态点R，并从此点做ε=228960kJ/kg的过程线； 采用露点送风，取过程线与j=90%线的交点D为送风状态点S。在i-d图上，查得：
hs=45.2kJ/kg,ts=16.5℃，hR=56.35kJ/kg； (3)计算送风量Ms=3.18/（67.3-62）=0.6kg/s=2160m³/h； 其他房间的送风量计算方法与此相同。
风量还可以根据换气次数法确定，用房间的体积乘以6到8次的换次系数得
到房间的送风量。 5.3空气处理过程计算
1．全空气系统采用一次回风方式：
一次回风仅在热湿处理设备前混合一次，可利用最大送风温差送风，当送风温差受限制时，利用再热满足送风温度。优点：可以用最大送风温差送风。它与二次回风相比，虽然相同条件下，二次回风比一次回风节省了再热量，但送风温差受限制，而且对室内洁净度要求较高。因此采用一次回风。 二层办公（夏季处理过程）为例：
室外设计计算参数：计算干球温度t=28℃，湿球温度t=25.4℃；室内设计计算参数：温度t=24℃，相对湿度j=60%。 (1)确定房间热湿比
∑W=7.26kg/h=0.002kg/s，∑Q=141kw ε=228960kJ/kg (2)确定送风状态点
热湿比ε=69917kJ/kg与j=90%的交点即为送风状态S点， 交点状态参数为hs=42.88kJ/kg，t=16.21℃ (3)计算送风量
按消除余热计算送风量：
Ms=Qc/(hR-hS)= 629/(53.33-42.88)= 9386m³/h (4)计算房间新风量
新风量Mo=100×20=2000m³/h，由Ms=Mr+Mo得再循环风量Mr (5)确定最小新风比m
m=Mo/Ms=0.21，根据两种空气混合的原理m=(hm-hr)/(ho-hr)得混合点M的焓值hm=m(ho-hr)+hr=0.84(83.6-56.1)+56.1=79.2kJ/kg (6)确定空调处理设备需提供的冷量
Qp,r=Ms(hm-hs)=2.25×(79.2-47.08)=72.27kw，其中包括室内冷负荷、新风冷负荷
(7)确定空气处理过程：当O 、S、 R、 M诸点位臵在i-d图上一一确定之后，依次连接各状态点所得到的空气变化状态过程，即该一次回风式空调系统夏季设计工况下的空气处理过程,如图4-1：
3
100%
O
R
S
M
Ms
=7055/(295×4.2)=5.69>5，所以满足要求，其余各房间V
送风量计算方法与此相同。
校核换气次数：n=
.
根据已知条件，每人的新风量为30m³/h，空气密度为1.2kg/m³，由湿空气焓湿图查得：室内空气焓值为61kJ/kg(tR=26℃,ψ=64%)；室外空气焓值为105kJ/kg (tO=31.4℃,tO,S=28.2℃)
大厅 Qc.o=Mo(ho-hR =1.2×30 /3600×161×(105-61)=70.84KW 205 Qc.o=Mo(ho-hR)=1.2×30 /3600×4×(105-61)=1.76 KW=1760 大厅
205
5.4 风机盘管加新风系统的空气处理过程
采用新风承担部分室内负荷的方案，即送入室内新风的含湿量处理到与室内空气的含湿量相等。风机盘管与新风机组冷负荷分配为担负部分室内冷负荷和室内湿负荷，新风机组担负新风冷负荷及湿负荷和部分室内冷负荷。该处理方案的特点：风机盘管湿工况运行，卫生条件差，风机盘管机组和新风机组可用一种冷水温度（7~12℃）处理达到运行简单，当前国内多用。
以二层写字间为例：根据湿球温度查焓湿图得室外焓值hw为78 KJ／Kg ，根据室内相对湿度和室内温度查得室内焓值ho为45 KJ／Kg 。 根据室内含湿量d和φ=90%确定新风处理完后状态点D： d=11.7g/kg，φ=90%，td=17.9℃，hd=47.8kJ/kg (1) 计算热湿比
Qc=10144w=10.1kw，W=2.42kg/h 热湿比e=
Q
=10.1/(2.42¸3600)=15084kJ/kg W
(2)确定送风状态点
热湿比e与φ=90%的交点即为送风状态点S，交点状态参数为hs=44.85kJ/kg，t=17.7℃，△t=tr-ts=8.3℃
按消除余热计算送风量：
Gs=Qc/(hr-hs)= 10.1/(56.1-44.85)=0.90kg/s (4)计算新风量、新风担负负荷
Go=40*20*1.1=880m³/h =0.28kg/s，Qo=(83.6-47.8)=1671.9w
(5)计算风机盘管送风量、风机盘管处理的冷负荷 Gf=Gs-Go=0.9-0.28=0.62kg/s=1940m³/h
风机盘管担负冷负荷Qf'=Q总-Qo=10144-1671.9=8472w (6) 确定风机盘管处理终状态点F的焓值h及F点 由热平衡得到：
11
Go(ho-hd)=×100×1.15×3.63.6
hf=hs-(hd-hs)Go/Gf=44.85-(47.8-44.85)*0.28/0.62=43.5kJ/kg，
hm=hr-Qc/Gf=56.1-10.1/0.62=39.8kJ/kg连接DS与hm的交点即为F点。交点状态参数为hf=40.4 kJ/kg
(7)确定空气处理过程：当O 、S、 R、 M、F诸点位臵在i-d图上一一确定之后，依次连接各状态点所得到的空气变化状态过程，即风机盘管处理空气过程,如图4-2:
风机盘管的风量还可以通过换气次数来确定，一般取房间的6-8次每小时的换气次数，采用换气次数法确定风量通常比用焓湿图计算得到的结果大，因此画图时通常用换气次数法确定的风量来进行制图。原因有：因为我们的房间里的人数很不确定，房间里的人员对房间里的温湿度的要求不同，所以按照大风量选取，其次房间内的人员通常是进入房间后才打开风机盘管，并要求房间的温度快速上升或下降，因此选用大风量的风机盘管以满足急热急冷的要求。
六． 空气处理设备的选择
6.1 空调机组的选型
根据总制冷量和送风量就可以选取空气处理机及新风机组，再考虑到安装条
件经济因素等多方面原因，本次设计所选机组为ZKW-JJ-20组合式空气处理机组，ZKW-JJ-20吊顶式空气处理机组及盾安牌风机盘管。 6.1.1全空气处理机组的选择
由于各层空调机组的形式及个数不尽相同，各楼层参数如下：
表6-1组合式空调机组选用参数
选择组合式空调机组的规格如下表：(选用特灵ZK组合式空气处理机组)
6.1.2新风机组的选择 以二层新风机组选择为例：
由计算可知，二层新风担负新风量为G=2036m³/h，所以选择KPFL-05B型空调处理机组，具体规格如下：
表6-3空调机组选择表
其他各层新风机组选择方法相同，各层新风机组选择型号如下：
表5-3新风机组选择
6.2房间风机盘管的选择
由于新风不承担室内负荷，所以室内负荷全部由风机盘管来担，选择依据是：先根据房间的冷负荷量选择和中档所对应时相近冷量的风机盘管，然后在根据所选的风机盘管中档所对应的风量，加上送入房间的新风量，除以房间的总体积，计算得出房间的换气次数是不是满足卫生要求。（对于精度不是很高，波动范围为1度左右换气次数一般大于5次即可）。如果所选择的风机盘管对应的风量加上新风量所达到的换气次数达到要求，则认为选择合理。
如故所选择的风机盘管对应的风量和送入的新风量达不到换气次数的要求，则应重新选择处理风量较大的风机盘管，直到满足要求。在选择过程中，所选择的风机盘管提供的冷量可能会比房间所需的冷量大得多，但在满足卫生要求的前提下，可用电动两通阀门或其他方式进行调节。空调机组的新风阀与风机联锁。 以四层写字间为例：
由4.4可知，风机盘管处理的冷量Qf'=8472w，风量Gf=1940m³/h，该风机盘管冬夏两季共用，考虑积灰影响传热附加率和间歇欲行附加率取b1=0.15，所以Qf=1.15×Qf'=9742.8w，Gf=1940*1.15=2231 m³/h,查YGFC风机盘管样本，选择FP-51.FP-34型风机盘管，冷量为26120w，风量为3080m³/h，符合要求。
七．气流组织设计
7.1 送、回风口的选择、布置
风机盘管加新风系统送口选择单层百叶风口，全空气系统送风口选择单层百叶风口。回风口均选择双层活动百叶（配回风过滤网）。
方形散流器与单层活动百叶的选择步骤：
1．根据房间空调风机盘管送风量和使用场合要求的风口颈部最大风速来确定送风速度和百叶风口、散流器的尺寸；
2．将选到的其他参数的要求，例如允许噪声，进行校核。若噪声超出，则重新选择风口。
3．按所选的风口的参数，对其进行射程的校核计算。
经校核计算，百叶风口送风时到达工作区域的末端风速一般符合要求，因为百叶风口的送风方向是可以调节的，这时可通过调节百叶风口的送风方向，使风不直接吹到工作区域内或是直接吹到工作人员的身上。
布臵回风口时应注意几个要求：回风口不设在射流区和人员长时间停留地点；采用孔板或散流器下送风时，回风口宜设臵在下部；采用顶棚回风时，回风口宜与照明灯具组合成一整体；回风口的回风量应能调节，可采用带有对开式多叶调节阀的回风口；也可采用设臵在回风支管上的调节阀。风管材料选择镀锌薄钢板。风道采用矩形加工，其优点是占空间小、美观、易于布臵等，目前用的较多。房间气流分布的形式多种多样，取决于送风口的形式及送排风口的布臵方式。
(1)上送下回：送风气流不直接进入工作区，有较长的与室内空气掺混的距
离，能够形成比较均匀的温度场和速度场，但对房间温湿度和洁净度要求高。
(2)上送上回：可将送、排（回）风管集中于空间上部，且可设臵吊顶，使管道成为暗装。
(3)下送上回：要求降低送风温差，控制工作区内的风速，有一定的节能效果。
(4)中送风: 适合某些高大空间内，实际工作区在下部的场所。不需将整个工作区作为控制对象，可以节省能耗。但这种气流分布会造成空间竖向温度分布不均匀，存在着温度“分层” 现象。
根据本设计项目所给条件，各层均设臵了吊顶，管道可暗装在顶棚内，因此：
1．全空气系统均采用散流器平送，这样工作区总处于回流，空气由散流器送出时，通常沿顶棚和墙体形成贴附射流，射流扩散较好，区域温差一般能够满足要求。
2．风机盘管+新风系统采用上送上回方式。以贴附射流形式出现，工作区常是回流。所谓回流，即指由于送风射流的诱导作用而引起回旋流动气流，其速度和温度分布一般比较均匀。 7.2 气流组织的校核计算 1、散流器送风气流组织校核计算
以一层大厅为例：
一层大厅共布臵15个方形散流器，选择颈部风速v0=3m/s方形散流器，规格为300*300，单个散流器风量为586.672m3/h，散流器实际出口面积约为颈部面积的80％，则散流器出口风速vs=0.16/(0.25)2/0.8=3.26m/s. 按照公式：x=(kvsA1/2/vx)－x0求射流末端速度为0.5m/s的射程
式中：k——送风口常数，多层锥面散流器为1.4，盘式散流器为1.1； vs——散流器出口风速，m/s； A——散流器的有效流通面积，㎡； vx——在x处的最大风速，m/s；
x0——平送射流原点与散流器中心的距离，多层锥面散流器取 0.07m。
即：x=(1.1×3.26×0.0331/2/0.5)－0.07=1.2m
按照公式：vm=0.381x/(L2/4+H2)1/2 计算室内平均风速
式中：L——散流器服务区边长m；当两个方向长度不等时，可取均值； H——房间净高，m； x——射程，m；
即：vm=0.381×1.75/（1.72/4+3.82）1/2≈0.17m/s
当送冷风时，室内平均风速为0.17m/s；送热风时，室内平均风速0.12m/s。故所选散流器符合要求。 2、风机盘管气流组织计算
风机盘管用的送风口为双层百叶风口，选型与全空气送风口选型类似。准间采用的侧送风机盘管采用的双层百叶风口，其分析计算如下：
（1） 该房间尺寸为6.9×3.6×3.3m，冷负荷为Q=2813W,送风量为G=2435m
³/h；
（2） 根据房间总送风量和房间尺寸，选择一个双层百叶风口，规格为500×
200；
（3） 按照公式x=A+(H-h)计算贴附射流
式中 A——房间的长度m；
H——房间高度m；
h——工作区高度，一般为2m； 即x=6.9+（3.3-2）=8.2m
（4） 按照公式
计算射流到达工作区时的最大速度vx
（m/s）
式中m——送风口的速度衰减系数，对于百叶风口可取4.5； Fs——送风口的计算面积，㎡； KB——射流股数修正系数，取1—3；
KC——受限系数，取决于相对射程，一般可取0.1—1.0。 即vx=4.5×3.7×1×0.3
，满足要求。
八． 空调风管水力计算
8.1 计算方法
风管的水力计算是为了确定风管的形状和几何尺寸，并通过计算风管的压力损失，确定风管所需要得风机。风管的压力损失包括沿程压力损失和局部压力损失。
风管的压力损失计算公式：ΔP=△Pj+△Pm 8-1 式中△Pj——风管的沿程压力损失；
△Pm ——风管的局部压力损失；
风管的压力损失计算方法很多，例如：假定流速法；假定流速—当量长度法；静压复得法。本设计采用假定流速法。依据空调系统中的空气流速推荐表，见《空气调节》清华大学出版社，薛殿华主编P225页，选定流速。 设计计算步骤如下：
⑴绘制系统轴测草图，标住各管段长度和风量；择最不利环路，划分管段，按空气流速表选定流速，选定流速时，要综合考虑建筑空间，初投资和运行费用及噪声等因素。如果风速选得太大，则风道断面小，消耗管材少，初投资省，但是阻力大，运行费用高，而且噪声也可能高。如果风速选的低，则运行费用低，但风道断面大，初投资大，占用空间也大，经过技术经济比较，选择合适的流速。
⑵根据给定的风量和流速，计算管道段面尺寸，并使其符合通风管道统一规格，再用规格化了得断面尺寸及风量，计算出风管内实际流速。
⑶根据风量（或实际流速）和断面尺寸，查钢板矩形风管计算表。见《实用供热空调设计手册》P567页，得到单位长度摩檫阻力Rm和动压值。
⑷计算各管段的沿程阻力。沿程阻力由比摩阻和管长之积求的。
⑸计算各管段的局部阻力。由局部阻力件的局部阻力系数之和与动压头之积求得局部阻力。
⑹计算各管段总阻力。
⑺检查并联管路的阻力平衡情况。
根据空调方案，布臵系统图，计算出各计算管段的流量，采用假定流速法进行水力计算。风管干管的推荐流速为5~9m/s，支管为3~6m/s.根据流量及流速、
管径等综合因数进行风管的选择。另：局部阻力及其系数根据所布臵的草图和实际情况进行查相关资料。 8.2 计算说明
1、说明：在进行水力计算时，可能会出现最不利点和最近点间的计算阻力不平衡。如果采用调管径方式进行阻力调节，其效果不是很好，或者说有的情况下行不通。但可在不改变风管尺寸前提下用阀门进行阻力调节。所以若已在最不利点阻力计算中涉及到的风量所对应的管道尺寸出现于其他支路中则不予计算，取其和最不利管路中同风量的尺寸（只限于同一系统）
2、由于局部阻力系数要根据对应的流量、管段尺寸及其他因数进行计算查取，若在每个出现局部计算点都进行如此计算，则计算量过大烦琐。考虑到局部阻力的取值范围及其具体情况，本设计计算中取的局部阻力系数部分为所对应涉及种类范围中的中间值。大多数按实际情况进行查取。 根据以上方法，风管水利计算结果如下：
例如：二层风管水力计算
九． 空调水系统的设计计算
中央空调的水系统包括冷(热)水系统、冷却水系统和冷凝水排放系统。 冷冻水循环系统：来自空调设备的冷冻水回水经集水器、循环水泵，进入冷水机组蒸发器内、吸收了制冷剂蒸发的冷量，使其温度降低成为冷冻水，进入分水器后再送入空调设备的表冷器或冷却盘管内，与被处理的空气进行热交换后，再回到冷水机组内进行循环再冷却。
热水循环系统：主要是完成冬季空调设备所需的热量，使其加热空气用，热水循环系统需包含热源部分。
冷却水循环系统：进入到冷水机组的冷凝器的冷却水吸收冷凝器内的制冷剂放出的热量而温度升高，然后进入室外冷却塔散热降温、通过冷却水循环水泵进行循环冷却，不断带走制冷剂冷凝放出的热量，以保证冷水机组的制冷循环。
冷凝水排放系统：排放空调器表冷器表面因结露而形成的冷凝水的水管。 在空气调节中，常常通过水作为载冷剂或冷却剂来实现热量的传递，因此水系统是中央空调系统的一个重要的组成部分，其设计和安装的好坏直接影响到空调系统的效果和使用寿命。
9.1 水系统的分类
（1）闭式循环和开式循环 ① 闭式循环系统
管路不与大气接触，在系统最高点设膨胀水箱并有排气和泄水等动力装臵的系统当空调系统采用风机盘管、诱导器和水冷式表冷器做冷却作用时，冷水系统宜采用闭式系统。高层建筑也宜采用闭式系统。热水系统，一般均为闭式系统。在设计时应考虑锅炉房或热网在低负荷时供热的可能性。如低负荷时，不可能供热，则应考虑其它措施（如电加热等）。 A．闭式循环的优点：
a．由于管路不与大气相接触，管道与设备不宜腐蚀。
b．不需为高处设备提供的静水压力，循环水泵的压力低，从而水泵的功率相对较小。
c．由于没有回水箱、不需重力回水、回水不需另设水泵等，因而投资省、系统简单。
B．闭式循环的缺点：
a．蓄冷能力小，低负荷时，冷冻机也需经常开动。 b．膨胀水箱的补水有时需要另设加压水泵。 ②开式循环系统
管路之间有贮水箱（或水池）通大气，自流回水时，管路通大气的系统。当空调系统采用喷水池冷却空气时，宜采用开式系统。空调系统采用冷水式表冷器，冷水温度要求波动小或冷冻机的能量调节不能满足空调系统的变化时，也可采用开式系统。当采用开式水箱蓄冷或贮水以消减高峰负荷时，也宜采用开式系统。 开式系统的优点：
冷水箱有一定的蓄冷能力，可以减少冷冻机的开启时间，增加能量调节能力，且冷水温度的波动可以小一些。 开式系统的缺点：
a．冷水与大气接触，循环水中含氧量高，宜腐蚀管路。
b．末端设备（喷水池、表冷器）与冷冻站高差较大时，水泵则须克服高差造成的静水压力，增加耗电量。
c．如果喷水池较低，不能直接自流回到冷冻站时，则需增加回水池和回水泵。
d．如果采用自流回水，回水的管径较大，会增加投资。
对于海尔公司的末端产品，通常采用冷水式表冷器作为换热设备，宜采用闭式系统。但需要注意的是，闭式冷水系统的冷冻机的蒸发器也应为闭式的，且冷冻机的能量调节应能满足空调负荷的变化。一般空调系统的负荷变化在 100%~20%之间，在选用冷冻机的台数和单台的能量调节时，要考虑此问题。 （2）系统管制（两管制、三管制、四管制） ①两管制
冷水系统和热水系统采用相同的供水管和回水管，只有一供一回两根水管的系统。两管制系统简单，施工方便；但是不能用于同时需要供冷和供热的场所。 ②三管制
分别设臵供冷管路、供热管路、换热设备管路三根水管；其冷水与热水的回水关共用。三管制系统能够同时满足供冷和供热的要求，管路系统较四管制简单；但是比两管制复杂，投资也比较高，且存在冷、热回水的混合损失。
③四管制
冷水和热水的系统完全单独设臵供水管和回水管，可以满足高质量空调环境的要求。四管制系统能够同时满足供冷和供热的要求，并且配合末端设备能够实现室内温度和湿度精确控制的要求；由于冷水和热水在管路和末端设备中完全分离，有助于系统的稳定运行和减小设备的腐蚀。 （3）定水量和变水量系统 ①定水量系统
系统中循环水量为定值，或夏季和冬季分别采用不同的定水量，负荷变化时，改变供、回水温度以改变制冷量或制热量的系统。
优点：定水量系统简单，操作方便，不需要复杂的自控设备和变水量定压控制。用户采用三通阀，改变通过表冷器的水量，各用户之间互不干扰，运行较稳定。
缺点：系统水量均按最大负荷确定，而最大负荷出现的时间很短，即使在最大负荷时，建筑物各朝向的峰值负荷也不会在同一时间出现，绝大多数时间供水量都是大于所需要的水量，因此水泵的无效能很大。另外，如采用多台冷冻机和多台水泵供水，负荷小时，有的冷冻机停止运行，而水泵却全部运行，则供水温度会升高，使表冷器等设备的降湿能力减低，会加大室内的相对湿度。
通常采用多台冷冻机和多台水泵的系统，当冷冻机停止运行时，相应的水泵也停止运行。这样节约了水泵的能耗，但水量也随之变化，成为阶梯式的定水量系统。
定水量系统，一般适用于间歇性降温的系统（如影院、剧场、大会议厅等）和空调面积小，只有一台冷冻机和一台水泵的系统。
②变水量系统
保持供水温度在一定范围内，当负荷变化时，改变供水量的系统。 变水量系统的水泵的能耗随负荷减少而降低，在配管设计时可考虑同时使用系数，管 径可相应减小，降低水泵和管道系统的初投资；但是需要采用供、回水压差进行流量控制，自控系统较复杂。 （4）同程式和异程式
①同程式系统
经过每一并联环路的管长基本相等，如果通过每米长管路的阻力损失接近相等，则管网的阻力不需调节即可保持平衡。
同程式系统中 系统的水力稳定性好，各设备间的水量分配均衡，调节方便。室内管网，尤其是有吊顶的高层的室内管网，当采用风机盘管时，用水点很多，利用调节管径的大小进行平衡，往往是不可能的；采用平衡阀或普通阀门进行水量调节则调节工作量很大。因此，水管路宜采用同程式。
同程式系统由于采用回程管，管道的长度增加，水阻力增大，使水泵的能耗增加，并且增加了初投资。
②异程式系统
经过每一并联环路的管长均不相等。
异程式系统简单，耗用管材少，施工难度小。对于外网，各大环路之间、用水点少的系统，可以采用异程式，水量调节可采用在每一个并联支路上安装流量调节装臵。
（5）单式泵和复式泵 ①单式泵
冷（热）源侧与负荷侧合用一组循环水泵单式泵系统简单， 初投资省。但是不能调节系统流量，在低负荷时不能减少系统流量 以节约能耗。常用于小型建筑物的空调系统中，不能适应供水半径 相差悬殊的大型建筑 物的空调系统中。
②复式泵
冷（热）源测与负荷侧分别配备循环水泵复式泵系统可实现水泵变流量（冷热源侧设臵定流量，负荷侧设臵二次水泵，可调节流量），节约输送能耗。能过
适应空调分区的负荷变化。适用于大型的空调系统。
根据以上各系统的特征及优缺点，本设计空调水系统选择闭式、异程、双管制、变流量和单式泵系统，空调风机盘管水系统和新风机组水系统同用一根立管，这样布臵的优点是当过度季节，只使用新风供给，不使用风机盘管的时候便于系统的调节。 9.2水管的水力计算 9.2.1 计算依据
本计算依据陆耀庆编著的《供暖通风设计手册》和电子工业部第十设计研究院主编的《空气调节设计手册》 9.2.2 压力损失的构成
（1）. 管道的沿程压力损失
由《实册》P805，管道的沿程压力损失可按下式计算，
ΔP = ΔPm 〃ι 9-1 式中， ΔPm——比摩阻，Pam-1； ι——管长，m
计算中所需数据见《实册》图11.8-24 冷水管道的水力计算图。 （2）. 管道的局部压力损失
由《实册》P806，管道的局部压力损失可按下式计算，
ΔP j= ζ〃υ2ρ/2 9-2 式中， ζ——管件的局部阻力系数，见《实册》表11.8-4和表1.1-5；
υ2ρ/2——动压，Pa
9.2.3 水力计算结果
以标准层水系统管路为例
支干线
主干管
主干管
不平衡率=（ΔP1-ΔP2）/ΔP1=(11305.7002-10313.49)/11305.7002＜15%，时
候才能满足要求
计算个支路的不平衡率，调整确定各管管径。
9.3 冷凝水管路系统的设计与管径的确定
各种空调设备在运行过程中产生的冷凝水，必须及时排走。排放凝结水的管路系统设计，应注意以下各要点：
（1）风机盘管凝结水盘的泄水支管坡度，不宜小于0.03，其它水平支干管，沿水流方向，应保持不小于0.002的坡度，且不允许有积水部位。如受条件限制，无坡度敷设时，管内流速不得小于0.25m/s。
（2）当冷凝水盘位于机组内的负压区段时，凝水盘的出水口处必须设臵水封，水封的高度应比凝水盘处的负压（相当于水柱高度）大50%左右。水封的出口，应与大气相通。
（3）冷凝水管道宜采用聚氯乙烯塑料管或镀锌钢管，不宜采用焊接钢管。采用聚氯乙烯塑料管时，一般可以不加防二次结露的保温层；采用镀锌钢管说，应设臵保温层。
（4）冷凝水立管的顶部，应设计通向大气的透气管。
（5）设计和布臵冷凝水管路时，必须认真考虑定期冲洗的可能性。 （6）冷凝水管的公称直径DN（mm），应根据通过冷凝水的流量计算确定。 一般情况下，每1KW的冷负荷每小时产生约0.4kg左右的冷凝水；在潜热负荷较高时，每1KW冷负荷每小时产生约0.8kg冷凝水。
通常，可以根据机组的冷负荷Q（KW）按下列数据近似选定冷凝水管的公称直径：
Q≤7KW时，DN = 20mm
Q = 7.1～17.6KW时，DN = 25mm Q =17.7～100KW时，DN = 32mm Q = 101～176KW时，DN = 40mm Q = 177～598KW时，DN = 50mm Q = 599～1055KW时，DN = 80mm Q = 1056～1512KW时，DN = 100mm Q = 1513～12462KW时，DN = 125mm
Q > 12462KW时，DN = 150mm
（7）闭式系统的热水和冷水管路的每个最高点，应设排气装臵。为了拆装检修，在排气装臵前应加装一个阀门。为避免排气装臵漏水，排气管最好接至水池或室外。
（8）系统最低点和需要单独放水的设备的下部应设带阀门的放水管，并接入地漏。
根据以上要点，冷凝水管坡度为0.01，冷凝水管道采用聚氯乙烯塑料管，各层冷凝水直接排到各层卫生间地漏，不设臵统一立管排放。
十．冷、热源主机的配置方案
10.1 制冷机组的选择
制冷机组的选择应该根据建筑物的用途，建筑条件，各类制冷机的特性，结合当地水源（包括水量、水温及水质）、电源等情况，从初投资和运行费用进行综合技术经济比较来确定。制冷机分压缩式、吸收式和蒸汽喷射式，压缩式制冷机有活塞式，螺杆式和离心式三种型式，吸收式分蒸汽热水式和直燃式。选择电力驱动的冷水机组，当单机空调制冷量Q>1163KW时，宜采用离心式，Q = 582～1163KW时，宜选用离心式或螺杆式，Q
离心式制冷机的主要优点：
1. COP高，对R-22、7-12℃冷水、冷却水进口温度为32℃时,可达5.67。改善热交换器的传热性能，增加中间冷却器后，理论COP可达6.99。
2. 叶轮转速高，压缩机输气量大，单机容量大，结构紧，重量轻，相同容量下比活塞式制冷机重量轻80%以上，占地面积小。
3. 叶轮作旋转运动，运转平稳振动小，噪声较低。制冷剂中不混有润滑油，蒸发器和冷凝器的传热性能好。
4. 调节方便，在15～100 ％的范围内能较经济的实现无级调节。当采用多级压缩时，可提高效率10 ％～20 ％和改善低负荷时的喘振现象。 5. 无气阀，填料，活塞环等易损件，工作比较可靠。
螺杆式制冷机的主要优点：
1. 与活塞式相比，结构简单，运动部件少，无往复运动的惯性力，转速高，运转平稳，振动小.中小型密闭式机组的噪声较低，机组重量轻。
2. 单机制冷量大，由于缸内无余隙容积和吸排气阀片，因此具有较高的容积效率。单级活塞式压缩比通常不大于10，且容积效率随压缩比的增加急剧下降，而螺杆式容积效率高，压缩比可达20，且容积效率变化不大，COP高。 3. 螺杆式易损件少，零部件仅为活塞式的十分之一，运行可靠，易于维修。 4. 对湿冲程不敏感，允许少量液滴入缸，无液击危险。 5. 调节方便，制冷量可通过滑阀进行无级调节。
6. 制冷剂为R-22的制冷产品，危害臭氧层的程度低,温室效应小。
离心式制冷机的主要缺点：
1. 由于转速高，对材料强度，加工精度和制造要求严格。
2. R-11高温制冷剂在运行过程中，低压侧在负压状态下工作，容易漏入空气影响效率。
3. 当运行工况偏离设计工况时效率下降快，制冷量随着蒸发温度降低而减少，且减少的幅度比活塞式快，制冷量随转数降低而急剧下降。 4. 单级压缩机在低负荷下，容易发生喘振。
5. R-11，R-12等制冷剂对臭氧层的破坏作用大，且目前尚无R22工质的产品。 6. 小型离心式的总效率低于活塞式。
螺杆式制冷机的主要缺点： 1. 单机容量比离心式小
2. 转速比离心式低，润滑油系统比较庞大和复杂，耗油量大，噪声比离心式高。 3. 要求加工精度和装配精度高。
4. 部分负荷下的调节性能较差，特别是在60％以下负荷运行时，性能系数COP急剧下降，只宜在60％～100％负荷范围内运行。
综上所述，结合实际工程需要，本建筑的空调系统选择两台特灵牌RTHD
B1B1B1型螺杆式冷水机组。选择原因如下：该型号的螺杆式制冷机组体积小、占地面积少；可通过标准尺寸的门框，使其几乎得以适用于任何新/改修的工作场所；管路设备简单，只有蒸发器和冷凝器中需接水管；需要接油冷却器和与排气系统；底座小，对机房建筑无特殊要求，可节省机房占地空间；优化机组性能，提高控制精度，大大减少操作和维修费用。冬季由附近一化纤厂工艺中剩余热水提供95~70℃热水，经换热器换热后，为空调系统提供60～50℃的低温热水。
WCOX56LJ5F5型 螺杆型机组性能参数如下：
表10-1制冷机组性能参数表
10.2热水循环泵的选择
根据流量和扬程选择热水循环泵：Q=1.1Qh=1.1×1160=99.76kw，选用格兰富CR64-2-2型立式循环泵。流量为65m³/h扬程为32m，功率7.5kw，尺寸为1035×365×341。两用一备。 10.3冷却塔的选择
中央空调工程中沿用的冷却塔型式，有自然通风喷水冷却塔和机械通风冷却塔两大类别。由于自然通风型式主要受到自然通风状态的影响，因而冷却效率和
降温效果都比较差，且体积和占地面积都比较大，因此目前应用较多的是机械通风通风冷却塔
机械通风冷却塔均采用通风机或鼓风机为动力，其又可分为湿式机械通风冷却塔、干式机械通风冷却塔、干—湿式机械通风冷却塔三种。干式机械通风冷却塔中循环水走管程，表冷器在通风机的作用下，使管束内循环水冷却，热量排向大气。干式冷却塔的最大优点的节约水源，但空气冷体积较大，通风设备耗能高，投资高。相比较而言，各种不同型式的湿式冷却塔在城市建筑物的中央空调工程开式冷却水循环系统中使用较为普遍，其中尤以引风式冷却塔为甚。故选用机械通风湿式冷却塔。
冷却塔占工程总价非常少，但性能不可靠的冷却塔影响冷冻空调整体效果非常大。冷却水量的计算：
W=
1.2Qc
（kg/s） 10-1
c(tw1-tw2)
式中Qc——压缩机的实际制冷量，KW；
c——水的比热容，一般取c=4.2kJ/（kg.℃）；
tw1-tw2——冷却水的温升，一般取4-8℃。
所以单台冷却塔冷却水量W=1.2×1081/（4.2×5）=61.7kg/s=222.4m³/h，根据冷却水量参考山东中南集团逆流式玻璃钢冷却塔性能参数，选择两台DBL3-125型冷却塔，其性能参数如下：
表10-2冷却塔性能参数表
沈阳城市建设学院
课程设计任务书
课程设计名称 大型公用建筑暖通空调课程设计
（2014年 春季学期）
专 业 建筑环境与设备工程
班 级 学 号 姓 名
一．绪论
1.1设计目的
“空调工程”是建筑环境与设备工程专业的一门重要专业课。本课程的课程设计也是专业课学习的重要环节。在做设计的过程，通过查阅各种规范和资料，使我们的专业只是更加扎实。为以后的工作和学习打下坚实的基础。
在设计的过程中，不仅将使我们对专业知识有更进一步理解掌握，同时还将培养我们的信息获取能力、问题分析能力、知识综合应用能力、语言组织和表达能力，而且我们要应用一些办公软件，像word、excel，熟练应用这些软件将对于我们更快、更好编辑说明书和进行大量的数据计算处理有很大帮助，并且在以后的工作，生活当中，我们也将用到这些东西；在设计过程中，我们还要学习应用CAD，鸿业，天正暖通等专业设计软件，这些软件为我们提高画图的效率和进行一些修改提供了很大的方便性，同时也为今后的工作打下一点的制图基础。
通过设计，我们会遇到很多实际的问题，通过老师和同学的帮助，我们对此类问题会有深刻的印象，为以后的学习和工作累积的宝贵的经验。 1.2 设计任务
沈阳市某宾馆的一二层中央空调设计，包括：建筑物冷、湿负荷计算，送分量的确定，排风量和空调系统设计计算，气流组织的设计计算以及管道的水力计算，施工图的绘制，设计及施工说明的编制等工作。
1.3 工程概况
本工程一层为大堂，二层主要为写字间，部分建筑面积 1605.42 。建筑高度为9 m，本次设计内容为一层和二层的通风、空调系统。
二、设计依据
2.1 气象资料
沈阳室外计算参数：
北纬41。46'，东经123。26'，海拔41.6米； 大气压力：夏季1000.7mbar，冬季1020.8mbar； 年平均温度：7.8℃；
室外计算（干球）温度：采暖-19℃； 冬季空调-22℃； 冬季通风-12℃； 夏季通风28℃； 夏季空调31.4℃； 夏季空调日平均27.2℃； 夏季空调室外计算湿球温度25.4℃； 室外计算相对湿度：最冷月平均64％； 最热月平均78％； 最热月14时平均64％； 室外风速：冬季平均3.1m/s； 夏季平均2.9m/s； 最多风向及其频率：冬季 Ｎ 13％；
夏季 Ｓ 17％； 全年 Ｓ 12％； 冬季日照率 58％； 最大冻土深度 148cm； （三）动力与能源资料
能源：采暖 热媒为60-50℃热水，由制冷机房供给；
冷媒为7-12℃冷水，由自备集中冷冻机房供给。
2.2 建筑参数及其它计算参数
1. 由建筑高度为9米，一层层高6米，二层层高为3米。
2. 由《空调负荷使用计算方法》查的：本大楼外墙属于Ⅱ型，墙厚370mm，传热系数为（W/㎡. ℃）
外墙：从外至内——釉面砖+水泥砂浆+实心砖（空心砖、双层空斗墙）+水泥砂浆+白灰+多彩喷涂；
地面：从外至内——水泥砂浆+钢筋混凝土板+白灰；
屋面：从外至内——二毡三油绿豆砂+水泥砂浆+泡沫混凝土+石油沥青隔汽层+钢筋混凝土板+白灰+多彩喷涂； 外门：钢制外门； （查《暖通空调》
3. 一层大堂南面墙设为木制玻璃幕墙，采用玻璃厚mm的双层普通玻璃，高度为6m。Kv=3.3W/㎡.℃。又由附录12查得玻璃窗的传热系数修正值Cv=1.2.东墙也是这个木制玻璃幕墙。
其余外墙采用6mm厚的双层普通玻璃，窗框为金属，窗帘为白色（浅色）。 系数Kv=W/㎡.℃。 4.内墙
结构：内墙为120mm砖墙，内外粉刷 传热系数：2.37 W/（m2（查《简明空调手册》 5.室内照明
照明密度或灯安装功率：20W/m2开灯时间：8小时，连续运行 （查《简明空调手册》）
6.室内设备
设备类型及安装功率：10-40kW
使用时间：8小时，连续运行 同时使用系数:1.0 （查《简明空调手册》 7.空调房间的设计条件 本工程用作会议室（无烟）
K）
（大堂）
空调房间的设计条件
2.3 其他说明
1.设计中，因是局部设计，不考虑冷源设计，需要时直接取用，冷冻水供、水温度分别为7、12℃。
2.冷负荷逐时计算段为12:00～20:00，时间间隔为1小时。
3.大堂空调运行时间为24小时，开灯时数为8:00至17:00；二层写字间包厢空调运行时间为9小时，开灯时数为12:00-20:00。 4.照明设备均按荧光灯计算。
5.在26 ℃时，极轻劳动强度下，成年男子散湿量为109g/h。
三、 系统方案初步确定
3.1系统方案
（一）：全空气空调系统
全空气系统的空气处理设备设置在专用的空调机房，管理和维修比较方便，使用寿命长，初投资和运行费用比较低，因为全空气系统管道输送的是空气，如果风量大，则风道的面积也相应较大，所以全空气系统所占建筑的空间也较大，适用与处理空气量多，服务面积比较大的建筑，如纺织厂、百货商场、影剧院等工业和民用建筑。
（二）：新风加风机盘管系统
新风加风机盘管系统克服了全空气系统由于有风道截面积大、占用建筑面积和空间较多以及系统灵活性差等缺点，在这个系统既有水，又有空气，因此新风加风机盘管系统适用于其房间的用途和使用者的要求不同，并且要求灵活性高的建筑，如旅馆、办公楼等。
根据上面的分析比较：本工程会议室人员数量变化较大，使用时间负荷达到 最大值，冷、湿负荷都很大，且要保证室内空气不与其它房间掺混，应该对空气进行集中式处理和集中分配，便于集中管理和维护，故选择方案（一）：全空气系统。
集中式空调系统根据回风情况不同又分为以下三类：全新风系统，一次回风系统，二次回风系统。对于舒适型空调（夏季以降温为主要特征）和夏季以降温为主的工艺性空调，允许采用较大送风温差，应采用一次回风式系统。对于有恒温恒湿或洁净要求的工艺性空调，由于允许的送风温差小，为避免采用再热（形成冷热
抵消），应采用二次回风式系统，其前提是室内散湿量较小。当空气调节区允许采用较大送风温差或室内散湿量较大时，应采用具有一次回风的全空气定风量空气调节系统。
本次设计会议室空调采用全空气定风量一次回风低速系统，再热式送风，空气由设在会议室附近机房的组合式空调器集中处理，然后通过风道送入房间内，还可以实现过渡季节的全新风运行，节约能量，空气品质较好。
四、负荷计算
4.1.1 冷负荷计算
冷负荷系数法是建立在传递函数基础上，是便于在工程上进行手工计算的一种简化方法。此设计即采用冷负荷系数法来计算空调冷负荷。 主要应用的公式如下：
（1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷
Qc（τ）=AK（t c（τ）－tR）[1] 4-1
Qc（τ
）——
外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷的逐时值，W；
K—围护结构传热系数，W/m2〃K； F—围护结构计算面积，m2； tR——室内计算温度°C；
t c（τ）—外墙和屋面冷负荷计算温度的逐时值。
（2）窗户
a.窗户瞬变传导得热形成的冷负荷
Qc（τ）=KwFw（t c（τ）－tR）[1]
4-2
Qc（τ）——外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷的逐时值，W； Kw—外玻璃窗传热系数，W/m2〃K；
Fw—窗口计算面积，m2； tR——室内计算温度°C；
t c（τ）—外玻璃窗冷负荷计算温度的逐时值。 b.透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷的计算方法
Qc（τ）=CaAwCsCiDjmaxCLQ[1] 4-3
Ca—有效面积系数； Aw—窗口面积；
Cs—窗玻璃的遮阳系数； Ci—窗玻璃的内遮阳系数； Djmax—最大日射得热因数； CLQ—窗玻璃的冷负荷系数。
3）室内热源散热引起的冷负荷
a.电动设备
Qs=1000n1n2n3N/η[1] N—电动设备的安装功率； η—电动机效率； n1—利用系数； n2—电动机负荷系数； n3—同时使用系数。 b.电热设备的散热量
Qs=1000n1n2n3N[1] 式中n4—考虑排风带走的热量系数； 其他符号意义同前。 c.照明散热形成的冷负荷 d.荧光灯
Qc(τ)=1000n[1] 1n2NCLQ 4-6 Qc(τ)—灯具散热形成的冷负荷； n1—镇流器消耗功率系数；
4-4
4-5
（
n2—灯罩隔热系数； CLQ—照明散热冷负荷系数。
（4）人体散热形成的冷负
Qc(τ)=qsnφCLQ[1] 4-7
a.人体显热散热形成的冷负荷 Q c(τ)—人体散热形成的冷负荷；
qs—不同室温和劳动强度成年男子显热散热量； n—室内全部人数； φ—群居系数；
CLQ—人体显热散热冷负荷系数。 b.人体潜热散热形成的冷负荷
Qc=qφ 4-8
Qc—人体潜热散热形成的冷负荷；
ql—不同室温和劳动强度成年男子潜热散热量； n, φ—同前式。
（5）新风冷负荷
目前，我国空调设计中对新风量的确定原则，仍采用现行规范、设计
手册中规定或推荐的）原则。
夏季，空调新风冷负荷按下式计算：
Qc,O＝M0（h0-hR） 4-9 式中 Qc,O——夏季新风冷负荷，KW；
MO——新风量，kg/s；
h0——室外空气的焓值，kJ/kg； hR——室内空气的焓值，kJ/kg；
冬季，空调新风热负荷按下式计算：
Qh,O＝MO C（ 4-10 pt0-tR）
式中Qh,O——夏季新风冷负荷，KW；
Cp——空气的定压比热，KJ/(kg〃℃),取1.005 KJ/(kg〃℃)；
t0——冬季空调室外空气的计算温度，℃； tR——冬季空调室内空气的计算温度，℃； 4.1.2 热负荷的计算
供暖系统设计热负荷是指在某一是外温度下，为了达到要求的室内温度，供暖系统在单位时间内向建筑物供给的热量。它是设计供暖系统基本依据。冬季供暖通风系统的热负荷，应根据建筑物或房间的得、失热量来确定。 失热量有：
(1) 维护结构传热耗热量Q1；
(2) 加热由门、窗缝隙渗入的冷空气的耗热量Q2，称为冷风渗透耗热量； (3) 加热由门、孔洞及相邻房间侵入的冷空气的耗热量Q3； (4) 水分蒸发的耗热量Q4；
(5) 加热由外部运入的冷物料和运输工具的耗热量Q5；
(6) 通风耗热量。通风系统将空气从室内排到室外所带走的热量Q6； 得热量有：
(7) 生产车间最小负荷班的工艺设备散热量Q7； (8) 非供暖通风系统的其他管道和热表面的散热量Q8； (9) 热物料的散热量Q9；
(10) 太阳辐射进入室内的热量Q10；
此外，还有通过其他途径散失或获得的热量Q11。
对没有装臵机械通风系统的建筑物，供暖系统的设计热负荷可用下式表示： 在工程设计中，供暖系统的设计热负荷，一般可分几部分进行计算。 Q′=Q′1,j+Q′1,x+Q′2+Q′ 4-11
式中 Q′1,j—维护结构的基本耗热量；
Q′1,x—维护结构的附加（修正）耗热量。
维护结构的基本耗热量，可按下式计算：
q′=KF(tn-t′w)a[2] 4-12 式中 K—维护结构的传热系数，W/m2 a〃℃； F—维护结构的面积，m2；
tn—冬季室内计算温度，℃； t′w —供暖室外计算温度, ℃； a—维护结构的温差修正系数。
整个建筑物或房间的基本耗热量
Q′1,j=∑q′=∑KF(tn-t′w)a℃[2] 4-13 冷风渗透及冷风侵入量的计算：
对于本建筑由于是空调房间，房间维持房间正压，故冷风渗透及冷风侵入量为零。 4.1.3湿负荷计算
人体散湿量
-6 [2]
nφ Mw=0.278g×10 4-14
式中：Mw —人体散湿量,kg/h；
n —室内全部人数； φ —群集系数；
g —成年男子的小时散湿量,g/h。
食物散湿量：
[2]
D=0.012nφ 4-15
式中：D —食物散湿量， kg/h； n—室内就餐人；φ—群集系数。 4.2 空调负荷计算
根据上述基本公式及方法，各典型房间逐时冷负荷计算表见下表。
一层冷负荷
2楼房间
北外墙冷负荷
北外窗瞬时传热冷负荷
一层
二层
215
五.空气处理过程
5.1新风量的确定方法
目前，人们对空气品质的要求越来越高，空调新风量也在不断增大，空调系统的新风量是指冬夏季设计工况下应向空调房间提供的室外新鲜空气量，它的大小与室内空气品质和能量消耗有关。一般原则为：
（1）满足卫生要求：一般以稀释室内产生的CO2，使室内CO2浓度不超过1000PPM(1L/m3)为基准，由此确定常态下的每人新风量约30m3/h。在实际工作中可按现行设计规范GBJ19—87规定采用。对于人员密集和居留时间短暂的建筑物，新风量所形成的冷负荷比例甚高，确定新风量时尤应慎重。一般情况下根据使用性质的不同而对新风量的大小提出了不同的要求，办公室和旅馆客房新风量实际采用的数值比我国现行规范要大。如办公室一般采用每人30m3/h.；旅馆按等级而异，高级别的客房可用每人50 m3/h。
（2）补充局部排风量：
当空调房间内有排风罩或者排风柜等局部排风装置时，为了不使房间产生负压，在系统中必须有相应的新风量来补偿排风量。 （3） 保证空调房间的正压要求：
为防止外界未经处理的空气渗入空调房间，干扰室内空调参数，在空调系统中利用一定量的新风来保证房间的正压（室内空气压力>房间周围的空气压力）。这部分与新风量相当的空气量在正压作用下由房间门窗缝隙等不严密处渗透出去。这部分渗透的空气量的大小由房间的正压、窗户结构形式的缝隙状况（缝隙的面积和阻力系数）所决定。普通系统空调正压可取5～10Pa。 二层新风计算
5.2送风状态和送风量的确定
（1）空调系统送风状态和送风量的确定，可以在i-d图上进行。具体计算步骤如下：
①i-d图上找出室内空气状态点N;
②根据计算的室内冷负荷Q和湿负荷W计算热湿比ε，在通过N点画出空气处理过程线。
③选取合理的送风温差，根据室温允许波动范围查取送风温差，（当送风口高度不大于5m 时，送风温差不宜大于10℃，当送风口高度大于5m时，送
风温差不宜大于15℃），并求出送风温度t0,画t0等温线与过程线的交点O即为送风状态点； ④按下式计算送风量： G=
QW
=1000 kg/s 5-1
hn-hodn-do
以二层写字间为例，空调房间负荷为3.18KW,湿负荷W=0.05kg/h,室内状
态参数为：tN=26℃,j
N=55%,求送风状态和送风量。
(1)求出热湿比ε=3.18*3600/0.05=228960kJ/kg；
(2)在焓湿图上确定室内状态点R，并从此点做ε=228960kJ/kg的过程线； 采用露点送风，取过程线与j=90%线的交点D为送风状态点S。在i-d图上，查得：
hs=45.2kJ/kg,ts=16.5℃，hR=56.35kJ/kg； (3)计算送风量Ms=3.18/（67.3-62）=0.6kg/s=2160m³/h； 其他房间的送风量计算方法与此相同。
风量还可以根据换气次数法确定，用房间的体积乘以6到8次的换次系数得
到房间的送风量。 5.3空气处理过程计算
1．全空气系统采用一次回风方式：
一次回风仅在热湿处理设备前混合一次，可利用最大送风温差送风，当送风温差受限制时，利用再热满足送风温度。优点：可以用最大送风温差送风。它与二次回风相比，虽然相同条件下，二次回风比一次回风节省了再热量，但送风温差受限制，而且对室内洁净度要求较高。因此采用一次回风。 二层办公（夏季处理过程）为例：
室外设计计算参数：计算干球温度t=28℃，湿球温度t=25.4℃；室内设计计算参数：温度t=24℃，相对湿度j=60%。 (1)确定房间热湿比
∑W=7.26kg/h=0.002kg/s，∑Q=141kw ε=228960kJ/kg (2)确定送风状态点
热湿比ε=69917kJ/kg与j=90%的交点即为送风状态S点， 交点状态参数为hs=42.88kJ/kg，t=16.21℃ (3)计算送风量
按消除余热计算送风量：
Ms=Qc/(hR-hS)= 629/(53.33-42.88)= 9386m³/h (4)计算房间新风量
新风量Mo=100×20=2000m³/h，由Ms=Mr+Mo得再循环风量Mr (5)确定最小新风比m
m=Mo/Ms=0.21，根据两种空气混合的原理m=(hm-hr)/(ho-hr)得混合点M的焓值hm=m(ho-hr)+hr=0.84(83.6-56.1)+56.1=79.2kJ/kg (6)确定空调处理设备需提供的冷量
Qp,r=Ms(hm-hs)=2.25×(79.2-47.08)=72.27kw，其中包括室内冷负荷、新风冷负荷
(7)确定空气处理过程：当O 、S、 R、 M诸点位臵在i-d图上一一确定之后，依次连接各状态点所得到的空气变化状态过程，即该一次回风式空调系统夏季设计工况下的空气处理过程,如图4-1：
3
100%
O
R
S
M
Ms
=7055/(295×4.2)=5.69>5，所以满足要求，其余各房间V
送风量计算方法与此相同。
校核换气次数：n=
.
根据已知条件，每人的新风量为30m³/h，空气密度为1.2kg/m³，由湿空气焓湿图查得：室内空气焓值为61kJ/kg(tR=26℃,ψ=64%)；室外空气焓值为105kJ/kg (tO=31.4℃,tO,S=28.2℃)
大厅 Qc.o=Mo(ho-hR =1.2×30 /3600×161×(105-61)=70.84KW 205 Qc.o=Mo(ho-hR)=1.2×30 /3600×4×(105-61)=1.76 KW=1760 大厅
205
5.4 风机盘管加新风系统的空气处理过程
采用新风承担部分室内负荷的方案，即送入室内新风的含湿量处理到与室内空气的含湿量相等。风机盘管与新风机组冷负荷分配为担负部分室内冷负荷和室内湿负荷，新风机组担负新风冷负荷及湿负荷和部分室内冷负荷。该处理方案的特点：风机盘管湿工况运行，卫生条件差，风机盘管机组和新风机组可用一种冷水温度（7~12℃）处理达到运行简单，当前国内多用。
以二层写字间为例：根据湿球温度查焓湿图得室外焓值hw为78 KJ／Kg ，根据室内相对湿度和室内温度查得室内焓值ho为45 KJ／Kg 。 根据室内含湿量d和φ=90%确定新风处理完后状态点D： d=11.7g/kg，φ=90%，td=17.9℃，hd=47.8kJ/kg (1) 计算热湿比
Qc=10144w=10.1kw，W=2.42kg/h 热湿比e=
Q
=10.1/(2.42¸3600)=15084kJ/kg W
(2)确定送风状态点
热湿比e与φ=90%的交点即为送风状态点S，交点状态参数为hs=44.85kJ/kg，t=17.7℃，△t=tr-ts=8.3℃
按消除余热计算送风量：
Gs=Qc/(hr-hs)= 10.1/(56.1-44.85)=0.90kg/s (4)计算新风量、新风担负负荷
Go=40*20*1.1=880m³/h =0.28kg/s，Qo=(83.6-47.8)=1671.9w
(5)计算风机盘管送风量、风机盘管处理的冷负荷 Gf=Gs-Go=0.9-0.28=0.62kg/s=1940m³/h
风机盘管担负冷负荷Qf'=Q总-Qo=10144-1671.9=8472w (6) 确定风机盘管处理终状态点F的焓值h及F点 由热平衡得到：
11
Go(ho-hd)=×100×1.15×3.63.6
hf=hs-(hd-hs)Go/Gf=44.85-(47.8-44.85)*0.28/0.62=43.5kJ/kg，
hm=hr-Qc/Gf=56.1-10.1/0.62=39.8kJ/kg连接DS与hm的交点即为F点。交点状态参数为hf=40.4 kJ/kg
(7)确定空气处理过程：当O 、S、 R、 M、F诸点位臵在i-d图上一一确定之后，依次连接各状态点所得到的空气变化状态过程，即风机盘管处理空气过程,如图4-2:
风机盘管的风量还可以通过换气次数来确定，一般取房间的6-8次每小时的换气次数，采用换气次数法确定风量通常比用焓湿图计算得到的结果大，因此画图时通常用换气次数法确定的风量来进行制图。原因有：因为我们的房间里的人数很不确定，房间里的人员对房间里的温湿度的要求不同，所以按照大风量选取，其次房间内的人员通常是进入房间后才打开风机盘管，并要求房间的温度快速上升或下降，因此选用大风量的风机盘管以满足急热急冷的要求。
六． 空气处理设备的选择
6.1 空调机组的选型
根据总制冷量和送风量就可以选取空气处理机及新风机组，再考虑到安装条
件经济因素等多方面原因，本次设计所选机组为ZKW-JJ-20组合式空气处理机组，ZKW-JJ-20吊顶式空气处理机组及盾安牌风机盘管。 6.1.1全空气处理机组的选择
由于各层空调机组的形式及个数不尽相同，各楼层参数如下：
表6-1组合式空调机组选用参数
选择组合式空调机组的规格如下表：(选用特灵ZK组合式空气处理机组)
6.1.2新风机组的选择 以二层新风机组选择为例：
由计算可知，二层新风担负新风量为G=2036m³/h，所以选择KPFL-05B型空调处理机组，具体规格如下：
表6-3空调机组选择表
其他各层新风机组选择方法相同，各层新风机组选择型号如下：
表5-3新风机组选择
6.2房间风机盘管的选择
由于新风不承担室内负荷，所以室内负荷全部由风机盘管来担，选择依据是：先根据房间的冷负荷量选择和中档所对应时相近冷量的风机盘管，然后在根据所选的风机盘管中档所对应的风量，加上送入房间的新风量，除以房间的总体积，计算得出房间的换气次数是不是满足卫生要求。（对于精度不是很高，波动范围为1度左右换气次数一般大于5次即可）。如果所选择的风机盘管对应的风量加上新风量所达到的换气次数达到要求，则认为选择合理。
如故所选择的风机盘管对应的风量和送入的新风量达不到换气次数的要求，则应重新选择处理风量较大的风机盘管，直到满足要求。在选择过程中，所选择的风机盘管提供的冷量可能会比房间所需的冷量大得多，但在满足卫生要求的前提下，可用电动两通阀门或其他方式进行调节。空调机组的新风阀与风机联锁。 以四层写字间为例：
由4.4可知，风机盘管处理的冷量Qf'=8472w，风量Gf=1940m³/h，该风机盘管冬夏两季共用，考虑积灰影响传热附加率和间歇欲行附加率取b1=0.15，所以Qf=1.15×Qf'=9742.8w，Gf=1940*1.15=2231 m³/h,查YGFC风机盘管样本，选择FP-51.FP-34型风机盘管，冷量为26120w，风量为3080m³/h，符合要求。
七．气流组织设计
7.1 送、回风口的选择、布置
风机盘管加新风系统送口选择单层百叶风口，全空气系统送风口选择单层百叶风口。回风口均选择双层活动百叶（配回风过滤网）。
方形散流器与单层活动百叶的选择步骤：
1．根据房间空调风机盘管送风量和使用场合要求的风口颈部最大风速来确定送风速度和百叶风口、散流器的尺寸；
2．将选到的其他参数的要求，例如允许噪声，进行校核。若噪声超出，则重新选择风口。
3．按所选的风口的参数，对其进行射程的校核计算。
经校核计算，百叶风口送风时到达工作区域的末端风速一般符合要求，因为百叶风口的送风方向是可以调节的，这时可通过调节百叶风口的送风方向，使风不直接吹到工作区域内或是直接吹到工作人员的身上。
布臵回风口时应注意几个要求：回风口不设在射流区和人员长时间停留地点；采用孔板或散流器下送风时，回风口宜设臵在下部；采用顶棚回风时，回风口宜与照明灯具组合成一整体；回风口的回风量应能调节，可采用带有对开式多叶调节阀的回风口；也可采用设臵在回风支管上的调节阀。风管材料选择镀锌薄钢板。风道采用矩形加工，其优点是占空间小、美观、易于布臵等，目前用的较多。房间气流分布的形式多种多样，取决于送风口的形式及送排风口的布臵方式。
(1)上送下回：送风气流不直接进入工作区，有较长的与室内空气掺混的距
离，能够形成比较均匀的温度场和速度场，但对房间温湿度和洁净度要求高。
(2)上送上回：可将送、排（回）风管集中于空间上部，且可设臵吊顶，使管道成为暗装。
(3)下送上回：要求降低送风温差，控制工作区内的风速，有一定的节能效果。
(4)中送风: 适合某些高大空间内，实际工作区在下部的场所。不需将整个工作区作为控制对象，可以节省能耗。但这种气流分布会造成空间竖向温度分布不均匀，存在着温度“分层” 现象。
根据本设计项目所给条件，各层均设臵了吊顶，管道可暗装在顶棚内，因此：
1．全空气系统均采用散流器平送，这样工作区总处于回流，空气由散流器送出时，通常沿顶棚和墙体形成贴附射流，射流扩散较好，区域温差一般能够满足要求。
2．风机盘管+新风系统采用上送上回方式。以贴附射流形式出现，工作区常是回流。所谓回流，即指由于送风射流的诱导作用而引起回旋流动气流，其速度和温度分布一般比较均匀。 7.2 气流组织的校核计算 1、散流器送风气流组织校核计算
以一层大厅为例：
一层大厅共布臵15个方形散流器，选择颈部风速v0=3m/s方形散流器，规格为300*300，单个散流器风量为586.672m3/h，散流器实际出口面积约为颈部面积的80％，则散流器出口风速vs=0.16/(0.25)2/0.8=3.26m/s. 按照公式：x=(kvsA1/2/vx)－x0求射流末端速度为0.5m/s的射程
式中：k——送风口常数，多层锥面散流器为1.4，盘式散流器为1.1； vs——散流器出口风速，m/s； A——散流器的有效流通面积，㎡； vx——在x处的最大风速，m/s；
x0——平送射流原点与散流器中心的距离，多层锥面散流器取 0.07m。
即：x=(1.1×3.26×0.0331/2/0.5)－0.07=1.2m
按照公式：vm=0.381x/(L2/4+H2)1/2 计算室内平均风速
式中：L——散流器服务区边长m；当两个方向长度不等时，可取均值； H——房间净高，m； x——射程，m；
即：vm=0.381×1.75/（1.72/4+3.82）1/2≈0.17m/s
当送冷风时，室内平均风速为0.17m/s；送热风时，室内平均风速0.12m/s。故所选散流器符合要求。 2、风机盘管气流组织计算
风机盘管用的送风口为双层百叶风口，选型与全空气送风口选型类似。准间采用的侧送风机盘管采用的双层百叶风口，其分析计算如下：
（1） 该房间尺寸为6.9×3.6×3.3m，冷负荷为Q=2813W,送风量为G=2435m
³/h；
（2） 根据房间总送风量和房间尺寸，选择一个双层百叶风口，规格为500×
200；
（3） 按照公式x=A+(H-h)计算贴附射流
式中 A——房间的长度m；
H——房间高度m；
h——工作区高度，一般为2m； 即x=6.9+（3.3-2）=8.2m
（4） 按照公式
计算射流到达工作区时的最大速度vx
（m/s）
式中m——送风口的速度衰减系数，对于百叶风口可取4.5； Fs——送风口的计算面积，㎡； KB——射流股数修正系数，取1—3；
KC——受限系数，取决于相对射程，一般可取0.1—1.0。 即vx=4.5×3.7×1×0.3
，满足要求。
八． 空调风管水力计算
8.1 计算方法
风管的水力计算是为了确定风管的形状和几何尺寸，并通过计算风管的压力损失，确定风管所需要得风机。风管的压力损失包括沿程压力损失和局部压力损失。
风管的压力损失计算公式：ΔP=△Pj+△Pm 8-1 式中△Pj——风管的沿程压力损失；
△Pm ——风管的局部压力损失；
风管的压力损失计算方法很多，例如：假定流速法；假定流速—当量长度法；静压复得法。本设计采用假定流速法。依据空调系统中的空气流速推荐表，见《空气调节》清华大学出版社，薛殿华主编P225页，选定流速。 设计计算步骤如下：
⑴绘制系统轴测草图，标住各管段长度和风量；择最不利环路，划分管段，按空气流速表选定流速，选定流速时，要综合考虑建筑空间，初投资和运行费用及噪声等因素。如果风速选得太大，则风道断面小，消耗管材少，初投资省，但是阻力大，运行费用高，而且噪声也可能高。如果风速选的低，则运行费用低，但风道断面大，初投资大，占用空间也大，经过技术经济比较，选择合适的流速。
⑵根据给定的风量和流速，计算管道段面尺寸，并使其符合通风管道统一规格，再用规格化了得断面尺寸及风量，计算出风管内实际流速。
⑶根据风量（或实际流速）和断面尺寸，查钢板矩形风管计算表。见《实用供热空调设计手册》P567页，得到单位长度摩檫阻力Rm和动压值。
⑷计算各管段的沿程阻力。沿程阻力由比摩阻和管长之积求的。
⑸计算各管段的局部阻力。由局部阻力件的局部阻力系数之和与动压头之积求得局部阻力。
⑹计算各管段总阻力。
⑺检查并联管路的阻力平衡情况。
根据空调方案，布臵系统图，计算出各计算管段的流量，采用假定流速法进行水力计算。风管干管的推荐流速为5~9m/s，支管为3~6m/s.根据流量及流速、
管径等综合因数进行风管的选择。另：局部阻力及其系数根据所布臵的草图和实际情况进行查相关资料。 8.2 计算说明
1、说明：在进行水力计算时，可能会出现最不利点和最近点间的计算阻力不平衡。如果采用调管径方式进行阻力调节，其效果不是很好，或者说有的情况下行不通。但可在不改变风管尺寸前提下用阀门进行阻力调节。所以若已在最不利点阻力计算中涉及到的风量所对应的管道尺寸出现于其他支路中则不予计算，取其和最不利管路中同风量的尺寸（只限于同一系统）
2、由于局部阻力系数要根据对应的流量、管段尺寸及其他因数进行计算查取，若在每个出现局部计算点都进行如此计算，则计算量过大烦琐。考虑到局部阻力的取值范围及其具体情况，本设计计算中取的局部阻力系数部分为所对应涉及种类范围中的中间值。大多数按实际情况进行查取。 根据以上方法，风管水利计算结果如下：
例如：二层风管水力计算
九． 空调水系统的设计计算
中央空调的水系统包括冷(热)水系统、冷却水系统和冷凝水排放系统。 冷冻水循环系统：来自空调设备的冷冻水回水经集水器、循环水泵，进入冷水机组蒸发器内、吸收了制冷剂蒸发的冷量，使其温度降低成为冷冻水，进入分水器后再送入空调设备的表冷器或冷却盘管内，与被处理的空气进行热交换后，再回到冷水机组内进行循环再冷却。
热水循环系统：主要是完成冬季空调设备所需的热量，使其加热空气用，热水循环系统需包含热源部分。
冷却水循环系统：进入到冷水机组的冷凝器的冷却水吸收冷凝器内的制冷剂放出的热量而温度升高，然后进入室外冷却塔散热降温、通过冷却水循环水泵进行循环冷却，不断带走制冷剂冷凝放出的热量，以保证冷水机组的制冷循环。
冷凝水排放系统：排放空调器表冷器表面因结露而形成的冷凝水的水管。 在空气调节中，常常通过水作为载冷剂或冷却剂来实现热量的传递，因此水系统是中央空调系统的一个重要的组成部分，其设计和安装的好坏直接影响到空调系统的效果和使用寿命。
9.1 水系统的分类
（1）闭式循环和开式循环 ① 闭式循环系统
管路不与大气接触，在系统最高点设膨胀水箱并有排气和泄水等动力装臵的系统当空调系统采用风机盘管、诱导器和水冷式表冷器做冷却作用时，冷水系统宜采用闭式系统。高层建筑也宜采用闭式系统。热水系统，一般均为闭式系统。在设计时应考虑锅炉房或热网在低负荷时供热的可能性。如低负荷时，不可能供热，则应考虑其它措施（如电加热等）。 A．闭式循环的优点：
a．由于管路不与大气相接触，管道与设备不宜腐蚀。
b．不需为高处设备提供的静水压力，循环水泵的压力低，从而水泵的功率相对较小。
c．由于没有回水箱、不需重力回水、回水不需另设水泵等，因而投资省、系统简单。
B．闭式循环的缺点：
a．蓄冷能力小，低负荷时，冷冻机也需经常开动。 b．膨胀水箱的补水有时需要另设加压水泵。 ②开式循环系统
管路之间有贮水箱（或水池）通大气，自流回水时，管路通大气的系统。当空调系统采用喷水池冷却空气时，宜采用开式系统。空调系统采用冷水式表冷器，冷水温度要求波动小或冷冻机的能量调节不能满足空调系统的变化时，也可采用开式系统。当采用开式水箱蓄冷或贮水以消减高峰负荷时，也宜采用开式系统。 开式系统的优点：
冷水箱有一定的蓄冷能力，可以减少冷冻机的开启时间，增加能量调节能力，且冷水温度的波动可以小一些。 开式系统的缺点：
a．冷水与大气接触，循环水中含氧量高，宜腐蚀管路。
b．末端设备（喷水池、表冷器）与冷冻站高差较大时，水泵则须克服高差造成的静水压力，增加耗电量。
c．如果喷水池较低，不能直接自流回到冷冻站时，则需增加回水池和回水泵。
d．如果采用自流回水，回水的管径较大，会增加投资。
对于海尔公司的末端产品，通常采用冷水式表冷器作为换热设备，宜采用闭式系统。但需要注意的是，闭式冷水系统的冷冻机的蒸发器也应为闭式的，且冷冻机的能量调节应能满足空调负荷的变化。一般空调系统的负荷变化在 100%~20%之间，在选用冷冻机的台数和单台的能量调节时，要考虑此问题。 （2）系统管制（两管制、三管制、四管制） ①两管制
冷水系统和热水系统采用相同的供水管和回水管，只有一供一回两根水管的系统。两管制系统简单，施工方便；但是不能用于同时需要供冷和供热的场所。 ②三管制
分别设臵供冷管路、供热管路、换热设备管路三根水管；其冷水与热水的回水关共用。三管制系统能够同时满足供冷和供热的要求，管路系统较四管制简单；但是比两管制复杂，投资也比较高，且存在冷、热回水的混合损失。
③四管制
冷水和热水的系统完全单独设臵供水管和回水管，可以满足高质量空调环境的要求。四管制系统能够同时满足供冷和供热的要求，并且配合末端设备能够实现室内温度和湿度精确控制的要求；由于冷水和热水在管路和末端设备中完全分离，有助于系统的稳定运行和减小设备的腐蚀。 （3）定水量和变水量系统 ①定水量系统
系统中循环水量为定值，或夏季和冬季分别采用不同的定水量，负荷变化时，改变供、回水温度以改变制冷量或制热量的系统。
优点：定水量系统简单，操作方便，不需要复杂的自控设备和变水量定压控制。用户采用三通阀，改变通过表冷器的水量，各用户之间互不干扰，运行较稳定。
缺点：系统水量均按最大负荷确定，而最大负荷出现的时间很短，即使在最大负荷时，建筑物各朝向的峰值负荷也不会在同一时间出现，绝大多数时间供水量都是大于所需要的水量，因此水泵的无效能很大。另外，如采用多台冷冻机和多台水泵供水，负荷小时，有的冷冻机停止运行，而水泵却全部运行，则供水温度会升高，使表冷器等设备的降湿能力减低，会加大室内的相对湿度。
通常采用多台冷冻机和多台水泵的系统，当冷冻机停止运行时，相应的水泵也停止运行。这样节约了水泵的能耗，但水量也随之变化，成为阶梯式的定水量系统。
定水量系统，一般适用于间歇性降温的系统（如影院、剧场、大会议厅等）和空调面积小，只有一台冷冻机和一台水泵的系统。
②变水量系统
保持供水温度在一定范围内，当负荷变化时，改变供水量的系统。 变水量系统的水泵的能耗随负荷减少而降低，在配管设计时可考虑同时使用系数，管 径可相应减小，降低水泵和管道系统的初投资；但是需要采用供、回水压差进行流量控制，自控系统较复杂。 （4）同程式和异程式
①同程式系统
经过每一并联环路的管长基本相等，如果通过每米长管路的阻力损失接近相等，则管网的阻力不需调节即可保持平衡。
同程式系统中 系统的水力稳定性好，各设备间的水量分配均衡，调节方便。室内管网，尤其是有吊顶的高层的室内管网，当采用风机盘管时，用水点很多，利用调节管径的大小进行平衡，往往是不可能的；采用平衡阀或普通阀门进行水量调节则调节工作量很大。因此，水管路宜采用同程式。
同程式系统由于采用回程管，管道的长度增加，水阻力增大，使水泵的能耗增加，并且增加了初投资。
②异程式系统
经过每一并联环路的管长均不相等。
异程式系统简单，耗用管材少，施工难度小。对于外网，各大环路之间、用水点少的系统，可以采用异程式，水量调节可采用在每一个并联支路上安装流量调节装臵。
（5）单式泵和复式泵 ①单式泵
冷（热）源侧与负荷侧合用一组循环水泵单式泵系统简单， 初投资省。但是不能调节系统流量，在低负荷时不能减少系统流量 以节约能耗。常用于小型建筑物的空调系统中，不能适应供水半径 相差悬殊的大型建筑 物的空调系统中。
②复式泵
冷（热）源测与负荷侧分别配备循环水泵复式泵系统可实现水泵变流量（冷热源侧设臵定流量，负荷侧设臵二次水泵，可调节流量），节约输送能耗。能过
适应空调分区的负荷变化。适用于大型的空调系统。
根据以上各系统的特征及优缺点，本设计空调水系统选择闭式、异程、双管制、变流量和单式泵系统，空调风机盘管水系统和新风机组水系统同用一根立管，这样布臵的优点是当过度季节，只使用新风供给，不使用风机盘管的时候便于系统的调节。 9.2水管的水力计算 9.2.1 计算依据
本计算依据陆耀庆编著的《供暖通风设计手册》和电子工业部第十设计研究院主编的《空气调节设计手册》 9.2.2 压力损失的构成
（1）. 管道的沿程压力损失
由《实册》P805，管道的沿程压力损失可按下式计算，
ΔP = ΔPm 〃ι 9-1 式中， ΔPm——比摩阻，Pam-1； ι——管长，m
计算中所需数据见《实册》图11.8-24 冷水管道的水力计算图。 （2）. 管道的局部压力损失
由《实册》P806，管道的局部压力损失可按下式计算，
ΔP j= ζ〃υ2ρ/2 9-2 式中， ζ——管件的局部阻力系数，见《实册》表11.8-4和表1.1-5；
υ2ρ/2——动压，Pa
9.2.3 水力计算结果
以标准层水系统管路为例
支干线
主干管
主干管
不平衡率=（ΔP1-ΔP2）/ΔP1=(11305.7002-10313.49)/11305.7002＜15%，时
候才能满足要求
计算个支路的不平衡率，调整确定各管管径。
9.3 冷凝水管路系统的设计与管径的确定
各种空调设备在运行过程中产生的冷凝水，必须及时排走。排放凝结水的管路系统设计，应注意以下各要点：
（1）风机盘管凝结水盘的泄水支管坡度，不宜小于0.03，其它水平支干管，沿水流方向，应保持不小于0.002的坡度，且不允许有积水部位。如受条件限制，无坡度敷设时，管内流速不得小于0.25m/s。
（2）当冷凝水盘位于机组内的负压区段时，凝水盘的出水口处必须设臵水封，水封的高度应比凝水盘处的负压（相当于水柱高度）大50%左右。水封的出口，应与大气相通。
（3）冷凝水管道宜采用聚氯乙烯塑料管或镀锌钢管，不宜采用焊接钢管。采用聚氯乙烯塑料管时，一般可以不加防二次结露的保温层；采用镀锌钢管说，应设臵保温层。
（4）冷凝水立管的顶部，应设计通向大气的透气管。
（5）设计和布臵冷凝水管路时，必须认真考虑定期冲洗的可能性。 （6）冷凝水管的公称直径DN（mm），应根据通过冷凝水的流量计算确定。 一般情况下，每1KW的冷负荷每小时产生约0.4kg左右的冷凝水；在潜热负荷较高时，每1KW冷负荷每小时产生约0.8kg冷凝水。
通常，可以根据机组的冷负荷Q（KW）按下列数据近似选定冷凝水管的公称直径：
Q≤7KW时，DN = 20mm
Q = 7.1～17.6KW时，DN = 25mm Q =17.7～100KW时，DN = 32mm Q = 101～176KW时，DN = 40mm Q = 177～598KW时，DN = 50mm Q = 599～1055KW时，DN = 80mm Q = 1056～1512KW时，DN = 100mm Q = 1513～12462KW时，DN = 125mm
Q > 12462KW时，DN = 150mm
（7）闭式系统的热水和冷水管路的每个最高点，应设排气装臵。为了拆装检修，在排气装臵前应加装一个阀门。为避免排气装臵漏水，排气管最好接至水池或室外。
（8）系统最低点和需要单独放水的设备的下部应设带阀门的放水管，并接入地漏。
根据以上要点，冷凝水管坡度为0.01，冷凝水管道采用聚氯乙烯塑料管，各层冷凝水直接排到各层卫生间地漏，不设臵统一立管排放。
十．冷、热源主机的配置方案
10.1 制冷机组的选择
制冷机组的选择应该根据建筑物的用途，建筑条件，各类制冷机的特性，结合当地水源（包括水量、水温及水质）、电源等情况，从初投资和运行费用进行综合技术经济比较来确定。制冷机分压缩式、吸收式和蒸汽喷射式，压缩式制冷机有活塞式，螺杆式和离心式三种型式，吸收式分蒸汽热水式和直燃式。选择电力驱动的冷水机组，当单机空调制冷量Q>1163KW时，宜采用离心式，Q = 582～1163KW时，宜选用离心式或螺杆式，Q
离心式制冷机的主要优点：
1. COP高，对R-22、7-12℃冷水、冷却水进口温度为32℃时,可达5.67。改善热交换器的传热性能，增加中间冷却器后，理论COP可达6.99。
2. 叶轮转速高，压缩机输气量大，单机容量大，结构紧，重量轻，相同容量下比活塞式制冷机重量轻80%以上，占地面积小。
3. 叶轮作旋转运动，运转平稳振动小，噪声较低。制冷剂中不混有润滑油，蒸发器和冷凝器的传热性能好。
4. 调节方便，在15～100 ％的范围内能较经济的实现无级调节。当采用多级压缩时，可提高效率10 ％～20 ％和改善低负荷时的喘振现象。 5. 无气阀，填料，活塞环等易损件，工作比较可靠。
螺杆式制冷机的主要优点：
1. 与活塞式相比，结构简单，运动部件少，无往复运动的惯性力，转速高，运转平稳，振动小.中小型密闭式机组的噪声较低，机组重量轻。
2. 单机制冷量大，由于缸内无余隙容积和吸排气阀片，因此具有较高的容积效率。单级活塞式压缩比通常不大于10，且容积效率随压缩比的增加急剧下降，而螺杆式容积效率高，压缩比可达20，且容积效率变化不大，COP高。 3. 螺杆式易损件少，零部件仅为活塞式的十分之一，运行可靠，易于维修。 4. 对湿冲程不敏感，允许少量液滴入缸，无液击危险。 5. 调节方便，制冷量可通过滑阀进行无级调节。
6. 制冷剂为R-22的制冷产品，危害臭氧层的程度低,温室效应小。
离心式制冷机的主要缺点：
1. 由于转速高，对材料强度，加工精度和制造要求严格。
2. R-11高温制冷剂在运行过程中，低压侧在负压状态下工作，容易漏入空气影响效率。
3. 当运行工况偏离设计工况时效率下降快，制冷量随着蒸发温度降低而减少，且减少的幅度比活塞式快，制冷量随转数降低而急剧下降。 4. 单级压缩机在低负荷下，容易发生喘振。
5. R-11，R-12等制冷剂对臭氧层的破坏作用大，且目前尚无R22工质的产品。 6. 小型离心式的总效率低于活塞式。
螺杆式制冷机的主要缺点： 1. 单机容量比离心式小
2. 转速比离心式低，润滑油系统比较庞大和复杂，耗油量大，噪声比离心式高。 3. 要求加工精度和装配精度高。
4. 部分负荷下的调节性能较差，特别是在60％以下负荷运行时，性能系数COP急剧下降，只宜在60％～100％负荷范围内运行。
综上所述，结合实际工程需要，本建筑的空调系统选择两台特灵牌RTHD
B1B1B1型螺杆式冷水机组。选择原因如下：该型号的螺杆式制冷机组体积小、占地面积少；可通过标准尺寸的门框，使其几乎得以适用于任何新/改修的工作场所；管路设备简单，只有蒸发器和冷凝器中需接水管；需要接油冷却器和与排气系统；底座小，对机房建筑无特殊要求，可节省机房占地空间；优化机组性能，提高控制精度，大大减少操作和维修费用。冬季由附近一化纤厂工艺中剩余热水提供95~70℃热水，经换热器换热后，为空调系统提供60～50℃的低温热水。
WCOX56LJ5F5型 螺杆型机组性能参数如下：
表10-1制冷机组性能参数表
10.2热水循环泵的选择
根据流量和扬程选择热水循环泵：Q=1.1Qh=1.1×1160=99.76kw，选用格兰富CR64-2-2型立式循环泵。流量为65m³/h扬程为32m，功率7.5kw，尺寸为1035×365×341。两用一备。 10.3冷却塔的选择
中央空调工程中沿用的冷却塔型式，有自然通风喷水冷却塔和机械通风冷却塔两大类别。由于自然通风型式主要受到自然通风状态的影响，因而冷却效率和
降温效果都比较差，且体积和占地面积都比较大，因此目前应用较多的是机械通风通风冷却塔
机械通风冷却塔均采用通风机或鼓风机为动力，其又可分为湿式机械通风冷却塔、干式机械通风冷却塔、干—湿式机械通风冷却塔三种。干式机械通风冷却塔中循环水走管程，表冷器在通风机的作用下，使管束内循环水冷却，热量排向大气。干式冷却塔的最大优点的节约水源，但空气冷体积较大，通风设备耗能高，投资高。相比较而言，各种不同型式的湿式冷却塔在城市建筑物的中央空调工程开式冷却水循环系统中使用较为普遍，其中尤以引风式冷却塔为甚。故选用机械通风湿式冷却塔。
冷却塔占工程总价非常少，但性能不可靠的冷却塔影响冷冻空调整体效果非常大。冷却水量的计算：
W=
1.2Qc
（kg/s） 10-1
c(tw1-tw2)
式中Qc——压缩机的实际制冷量，KW；
c——水的比热容，一般取c=4.2kJ/（kg.℃）；
tw1-tw2——冷却水的温升，一般取4-8℃。
所以单台冷却塔冷却水量W=1.2×1081/（4.2×5）=61.7kg/s=222.4m³/h，根据冷却水量参考山东中南集团逆流式玻璃钢冷却塔性能参数，选择两台DBL3-125型冷却塔，其性能参数如下：
表10-2冷却塔性能参数表