暖通毕业设计说明书

第一章 绪论

第一节 空气调节的含义

建筑是人们生活与工作的场所。现代人类大约有五分之四的时间是在建筑中度过。人们已逐渐认识到，建筑环境对人类的寿命、工作效率、产品质量起着极为重要的作用。人类从穴居到居住现代建筑的漫长发展道路上，始终不懈地改善室内环境，以满足人类自身生活、工作对环境的要求，和满足生产、科学实验对环境的要求。人们对现代建筑的要求，不只有挡风遮雨的功能，而且还应是一个温湿度宜人、空气清新、光照柔和、宁静舒适的环境。生产与科学实验对环境提出了更苛刻的条件，如计算室或标准量具生产环境要求温度恒定（称恒温），纺织车间要求湿度恒定（称恒湿），有些合成纤维的生产要求恒温恒湿，半导体器件、磁头、磁鼓生产要求对环境中的灰尘有严格的控制，等等。这些人类自身对环境的要求和生产、科学实验对环境的要求导致了建筑环境控制技术的产生与罚展，并且已形成了一门独立的学科。建筑环境学中指出，建筑环境由热湿环境、室内空气品质、室内光环境和声环境所组成。空气调节是控制建筑热湿环境和室内空气品质的技术，同时也包含对系统本身所产生噪声的控制。

空气调节（Air Conditioning）——实现某一房间或空间内的温度、湿度、洁净度和空气流动速度等进行调节与控制，并提供足够量的新鲜空气。空气调节简称空调。空调可以实现对建筑热湿环境、空气品质全面进行控制，或是说它包含了采暖功能和通风的部分功能。实际应用中并不是任何场合都需要用空调对所用的环境参数进行调节与控制，例如，寒冷地区，有些建筑只需要采暖；又如有些生产场所，只需要用通风对污染物进行控制，而对温湿度并无严格的要求。尤其是利用自然通风来消除室内余热余湿，可以大大减少能量消耗和设备费用，应尽量优先采用。

第二节 空调技术的发展概况

早在秦、汉年间，我国就有了以天然冰作冷源对房间进行冷却的“空调房间”，据《艺

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文志》记载：“大秦国有五宫殿，以水晶为柱拱，称水晶宫，内实以冰，遇夏开放。”

尽管我们古老文明也创造了采暖通风空调的应用技术，但现代意义上的采暖通风空调技术的起源在西方。1904年在纽约建成斯托克斯交易所空调系统（制冷量450冷冻，即1406KW），同一时间在德国一剧院建成类似的空调系统。1911年美国开利（Karrier,W.H.）博士发表了湿空气的热力参数计算公式，而后形成了现在广为应用的湿空气焓湿图，使得空调的计算更为合理。到1940年全美国制冷机总安装功率5×106KW中有16%用于空调。而今天在发达国家中，“空调”一词已被一般人所了解，家用空调器在家庭中应用已相当普及，1996年日本销售家用空调器811.6万台。美国家用空调器销量一直保持在250—160万台/年。

现代的采暖通风空调技术在我国是近几十年发展起来的。在1949年前，只有在大城市的高级建筑物中才空调技术的应用，设备都是来自舶来品。上海大光明影院是最早用集中式空调系统的建筑物，建于1931年，采用离心式冷水机组。

新中国成立后，空调技术才得到迅速发展。在20世纪50年代，迎来了工业建筑第一次高潮，前苏联援建了156项工程，同时带进了前苏联的空调技术和设备，这时工艺性空调也得到了发展，例如在大工厂中建有恒温恒湿的计量室，纺织工厂设有以湿度控制为主的空调系统。但当时基本上没有空调产品和专门为空调用的制冷设备。

20世纪60—70年代，我国经济建设走“独立自主，自力更生”的发展道路，从而形成了空调技术发展的时代特点。从仿制前苏联产品转向自主开发。这段时间舒适性空调也有了一些应用，主要应用在高级宾馆、会堂、体育馆、剧场等公共建筑中。也开发了一些空调产品，如JW型组合式空调机、恒温恒湿式空调机、除湿机、专为空调用的活塞式冷水机组等。1975年颁布了《工业企业采暖通风和空气调节设计规范》（TJ19——75），从而结束了空调工程设计无章可循的历史。这一规范也体现了我国专业工作者的一部分研究成果。

20世纪80—90年代是空调技术发展最快的时期。这时期是我国经济转轨时期，而空调也从原来主要服务对象工业转向民用。从南到北的星级宾馆都装有空调，最差的也装有分体式或窗式空调器。商场、娱乐场所、餐饮店、体育馆、高档办公楼中设空调已经很普遍了，而空调器也普遍进入了家庭。

中国空调的市场潜力很大，预示着行业的发展前景远大。展望21世纪空调行业的发展，必将是走向一个稳步的可持续发展的道路。

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第三节 中央空调的发展趋势

随着我国经济的持续增长，国民收入逐步提高，人们生活水平日益提高，家庭居住条

件日益改善，人们对家居环境的舒适性要求越来越高，对家用中央空调的需求越来越大，空调成为人们家居生活不可缺少的重要组成部分。但由于我国是一个幅员辽阔、地理、气候条件分布不匀的国家，家居中央空调的使用情况多种多样，分布差异较大。华东沿海一带人们生活水平普遍较高，空调已不仅仅是用来降温，而是越来越多的用户都认为必须改善空气质量，提高空气质量，上述三种空调已不仅仅是单一使用，而是有机地结合在一起，增加新风热交换器。其次，经济发展水平地区差异较大，在不同的地区人们对家庭空调的需求不一样。即使在同一地区，由于人们的收水平不同，住宅形式也多种多样，而且生活习惯也不尽相同，因此对家用空调的需求也是多层次的。从环境和能源角度考虑，目前我国的环境污染问题较为突出，许多大中型城市出现“热岛”效应、空气污染等现象，首先，我国家用空调的发展必须注重节能性，提高空调的能效比值，其次，减少对环境的影响，降低空调机的噪声和对周围环境空气质量的污染。再次，对各种形式的家用中央空调进行研究和开发，在研究和设计进程中，充分考虑我国的具体国情，生产和开发各种适合中国国情的家用中央空调系统。

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第二章 概述

第一节 工程概况

该办公楼为九层建筑，无地下室，总建筑面积为6000m2。一，二层为交易大厅，层高4.5m；三到八层为办公室，阅览室，档案室等，层高3.8m，。局部顶层为水箱间和电梯机房，层高3.3m。总层高为38.7m。

第二节 设计依据

一、建设单位设计书及甲方提供资料中与本专业设计有关内容；

二、建筑专业提供的建筑图纸，包括一至九层建筑平面图，建筑物立面图、剖面图等； 三、有关规范

（一）《采暖通风与空气调节设计规范》(GB50019-2003)； （二）《民用建筑设计防火规范》（GBJ16-87）(2001年)； （三）民用建筑热工设计规范》（GB50176-93）； （四）《采暖通风与空气调节术语标准（GB50155-92）；

（五）《旅游诱馆建筑热工与空气调节节能设计标准》（GB50189-93）； （六）《通风与空调工程施工质量验收规范》（GB50243-2002）； （七）《全国民用建筑工程设计技术措施》（暖通空调.动力-2003）。

第三节 设计概况

一、风系统： 一层的101（大厅）、201（交易大厅）采用全空气一次回风系统，其他楼

层采用风机盘管加独立新风系统，新风由设置在走廊上空的吊顶新风机组提供。

二、水系统：为双管同程式,夏季空调用水供回水温度7/12℃。

三、风机盘管：风机盘管配带温控器.季节转换开关及三速开关,并在供水支管上设电动

三通阀, 可根据温度调节电动三通调节阀及风机转数。

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第四节 原始资料

一、室外空气设计参数及工艺资料

（一）室外空气设计参数查《采暖通风与空气调节设计规范》JB50019-2003。

表1 成都地区室外气象参数 夏季冬季室室外海拔室外平均风速室外计算干外计算计算纬度 大气压力kPa m m/s 球温度℃ 相对湿湿球度 % 温度℃ 30º140.9 40´ 冬季 夏季 冬季 夏季 96.32 94.77 0.9 1.1 冬季 夏季 80 1 36.1 26.7 （二）室内空气设计参数及工艺资料如下表所示

表2 室内空气设计参数 新风量 人员密度 照明功率 干球温度（℃） 相对湿度（%） （W/m2） 房间名称 （m3/h.（人／人） m2） 夏季 冬季 夏季 冬季 交易大厅1 25～28 20～22 55～65 40～55 18～20 40～50 101 交易大厅25～28 20～22 55～65 40～50 18～20 1 40～50 201 30 0.2 30 贵宾室 24～26 20～22 55～65 40～50 多功能厅 24～26 20～22 55～65 40～50 30 0.2 25～30 接待室 24～26 20～24 55～65 40～50 30 0.5 15 30 0.5 会议室 25～27 20～22 55～70 30～50 30～40 30 0.2 20 办公室 25～27 20～24 55～65 40～50 二、动力资料

1、水源：城市自来水。

2、电源：220/380V50Hz民用动力电。

3、冷源：根据负荷计算设计制冷站，冷水供回水温度为7℃／12℃。

三、围护结构资料

（一）屋面：加气混凝土保温屋面 ，II型，k＝0.83W/m2·k；

（二）外墙：砖＋泡沫混凝土 + 木丝板＋白灰粉刷 ，II型墙，k＝0.9 W/m2·k； （三）外窗：采用塑钢窗，中空玻璃，k＝3.9 W/m2·k；

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（四）门：根据用途不同查有关资料确定传热系数值；

（五）内墙：采用200厚KP1型空心砖，k＝0.58W/m2·k，两侧各抹20厚水泥砂浆； （六）楼板：120厚钢筋混凝土楼板，40厚水泥珍珠岩砂浆垫层，k＝2.0W/m2·k； （七）楼梯间：为不使用空调区域，内抹30厚保温砂浆

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第三章 负荷计算

第一节 夏季空调冷负荷计算

目前，在我国暖通空调工程中，常采用冷负荷系数法和谐波反应法计算空调冷负荷，它们都是便于在工程上进行手算的一种简化计算方法。

本设计夏季冷负荷计算采用冷负荷系数法，各项冷负荷的组成及其计算方法如下：

一、外墙和屋面瞬时传热引起的冷负荷

在日射和室外气温综合作用下，外墙和屋面瞬变传热引起的逐时冷负荷可按下式计算：

Qc()AK(tc()td)kktn 式(3.1)

式中： Qc()------外墙和屋面瞬时传热引起的逐时冷负荷，W； A------外墙和屋面的面积，m2；

K------外墙和屋面的传热系数，W/（m2/℃）；

tc()------外墙和屋面的冷负荷计算温度的逐时值，℃，见《暖通空调》附录2-4、

2-5；

td------地点修正系数，见《暖通空调》附录2-6； k------外表面放热系数修正值，见《暖通空调》表2-8； k------吸收系数修正值，见《暖通空调》表2-9； tn------室内计算温度，℃。

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二、外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷

在室内外温差作用下，通过外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷可按下式进行计算：

Qc()AwKw(tc()td)tn 式（3.2）

式中： Qc()------外玻璃窗瞬时传热引起的冷负荷，W； Kw------外玻璃窗传热系数，W/（m2/℃）； Aw------窗口面积，m2；

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tc()------玻璃窗的冷负荷计算温度的逐时值，℃，见《暖通空调》附录2-10； td------地点修正系数，见《暖通空调》附录2-11；

tn------室内计算温度，℃。

三、透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷

透过玻璃窗进入室内的日射得热分为两部分，即透过玻璃窗直接进入室内的太阳辐射热和窗玻璃吸收太阳辐射后传入室内的热量。

透过玻璃窗进入室内的日射得热形成的逐时冷负荷可按下式计算：

•Qc()CaAwCsCiDjmaxCLQ 式（3.3）

式中： Qc()------透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷，W； Ca------有效面积系数，见《暖通空调》附录2-15；

Aw------窗口面积，m2；

• Cs------窗玻璃的遮阳系数，见《暖通空调》附录2-13；

Ci------窗内遮阳设施的遮阳系数，见《暖通空调》附录2-14； Djmax------最大日射的热因数，W/ m2，见《暖通空调》附录2-12； CLQ------窗玻璃的冷负荷系数，见《暖通空调》附录2-16～2-19。

四、人体散热形成的冷负荷

人体散热与性别、年龄、衣着、劳动强度及周围环境条件（温度.湿度等）等多种因素有关。人体散热的潜热量和对流热直接形成瞬时冷负荷，而辐射散发的热量将会形成滞后冷负荷。因此，应采用相应的冷负荷系数进行计算。在本设计中，为了计算的方便，计算以成年男子散热量为计算基础。而对于不同功能的建筑物中有各类人员（成年男子.女子.儿童等）不同的组成进行修正，为此，引入群集系数φ。

人体显热散热引起的冷负荷计算式为：

Qc()qsnCLQ 式（3.4）

式中： Qc()------人体显热散热形成的冷负荷，W；

qs------不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W，见《暖通空调》表2-13； n------室内全部人数；

••------群集系数，见《暖通空调》表2-12；

CLQ------人体显热散热冷负荷系数，见《暖通空调》附录2-23。

人体潜热散热引起的冷负荷计算式为：

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• Qcqln 式（3.5） 式中： Qc------人体潜热散热形成的冷负荷，W；

ql------不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W，见《暖通空调》表2-13； n------室内全部人数；

•------群集系数。

表7 101房间人员散热引起的冷负荷(8-24h)

五、设备散热形成的冷负荷

Qc()QsCLQ 式（3.6）

式中： Qc()------设备显热散热形成的冷负荷，W，，见《暖通空调》表2-20、2-21；

Qs------设备实际显热散热量，W；

CLQ------设备显热散热冷负荷系数（本设计设备散热按稳态计算）。

••••六、照明散热形成的冷负荷

Qc()1000n1n2NCLQ 式（3.7） 式中： Qc()------照明散热形成的冷负荷，W；

n1------镇流器消耗功率系数，当明装荧光灯的镇流器装在空调房间内时，取

n1=1.2；当暗装荧光灯镇流器装设在顶棚内时，可取n1=1.0；

••n2------灯罩隔热系数，当荧光灯罩上部穿有小孔（下部为玻璃板），可利用

自然通风散热于顶棚内时，取n2=0.5—0.6；而荧光灯罩无通风孔者n2=0.6—0.8；

N------照明工具所需功率；

CLQ------照明散热冷负荷系数，见《暖通空调》附录2-22。

七、内围护结构冷负荷

本设计中内围护结构形成的冷负荷按稳态传热计算

Qc()KiAito.mtatn 式（3.8）

式中： Qc()------内围护结构冷负荷，W；

Ki------内围护结构的传热系数，W/（m2/℃）；

Ai------内围护结构的面积，m2；

•• to.m------夏季空调室外计算日平均温度，℃；

ta------附加温升，℃，查《暖通空调》教材取1℃；

tn------室内计算温度，℃。

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各房间的负荷见附表一

第二节 冬季热负荷计算

建筑物冬季热负荷由围护结构耗热量和门窗缝隙渗入冷空气耗热量两部分组成，因空调建筑室内为正压，故本设计不考虑冷风渗透耗热量。围护结构耗热量又由围护结构基本耗热量和围护结构附加耗热量组成。

一、围护结构基本耗热量

QKiAitnto.wa 式（3.9）

式中： Q------围护结构基本耗热量，W； Ai------围护结构的表面积，m2；

tn------室内计算温度，℃；

to.w------冬季室外空气计算温度，℃； a------围护结构温差修正系数。

••二、围护结构附加耗热量

（一）朝向修正率

北、东北、西北朝向： 0； 冬、西朝向： -5%；

东南、西南朝向： -10%～15%； 南向： -15%～25%。

（二）高度附加

当房间净高超过4m时，每增加1m，附加率为2%，但最大附加率不超过15%。高度附加率应加在基本耗热量和其他耗热量的总和上。 （三）本设计未考虑风力附加和外门开启附加。 （四）通过地面的温差传热

通过地面的温差传热近似计算法。即把地面划分为四个地带，各地带有其确定的传热系数，按下式计算房间的地面温差传热量：

QdKdiAdi(tntw) 式（3.10）

式中： Adi-----各计算地带面积，m2； Kdi-----各计算地带的传热系数；

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第一地带

K10.465w/m2.℃，

第二地带 K20.233w/m2.℃， 第三地带 K30.116w/m2.℃， 第四地带 K40.07w/m2.℃，

计算地带划分的方法是：平行于建筑物的所有外墙，自外墙内表面起，向建筑内划分缩进2m划一个与外墙轮廓相同的区域，作为第一地带。如此向内划，每2m宽为一个地带。当距外墙内表面6m以后，皆属第四地带。应注意角隅房间的外墙角第一地带的面积增加4m2 以补偿角传热的增强。

各房间热负荷计算表见附录2。

第三节 夏季、冬季湿负荷计算

湿负荷是指空调房间的湿源（人体散湿、敞开水表面散湿和地面积水等）向室内的散湿量，也就是维持室内含湿量恒定需从房间出去的湿量。

mw0.278ng106 式（3.11） 式中： mw------人体散湿量，kg/s；

n------室内全部人数；

------群集系数；

g------成年男子的小时散湿量，g/h。

各房间湿负荷计算见附表3。

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第四章 空气处理方案的选择

第一节 空调系统的分类

空调系统一般可按负担室内热湿负荷所用的介质分为全空气系统、全水系统、空气-水系统和冷剂系统。按空气处理设备的集中程度可分为集中式空调系统、半集中式空调系统和分散式空调系统。按被处理空气的来源又可分为封闭式系统、直流式系统和混合式系统。

表10 几种空调系统特点比较

系统 特点 封 闭 式 它所处理的空气全部来自空调房间本身，没有室外空气补充。这种系统冷、系 统 热耗量最省，但卫生效果差。这种系统应用于战时的地下庇护所等战备工程以及很少有人进出的仓库。 全 新 风 它所处理的空气全部来自室外，室外空气经处理后送入室内，然后全部排出。系 统 这种系统空气品质好，但耗能，运行费用高。使用于不允许回风的场合，如放射性试验室以及散发大量有害物的车间等。 一 次 回 综合了封闭式系统和全新风系统的利和弊，采用一部分回风。这种系统既能风 系 统 满足卫生要求，又经济合理，故应用最广。 一、一次回风系统

此系统将空调机设置在专门的空调机房内，而用送风道向各空调房间供冷或供热。其特点是：

（一）回风仅在热湿处理设备前混合一次；

（二）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； （三）因空调机设置在机房内，运转，维修较容易，能进行完全的空气过滤，产生振动，噪声传播的问题较少；

（四）因送风量大，换气充分，再加上过滤完全，房间内的空气品质较好，特别是若设置回风机或排风机时，则可在过度季节利用新风进行供冷；

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（五）必须有大型的空调机房；

（六）当房间空间较大而分区数少时，设备费较其他方式便宜。

二、风机盘管加新风系统

该系统是将风机盘管设置在空调房间内，直接处理室内空气，新风机组设置在专门房或吊顶，用风道向各空调房间内送入处理后的新风，其特点是： （一）优点：

1、噪音较小，对于旅馆的客房，夜间低档运行的风机盘管机组，室内环境一般在30—40dB(A)；

2、具有个别控制的优越性。风机盘管机组的风机速度可分为高、中、低三档；水路系统采用冷热水自动控制温度调节器等，可灵活的调节各房间的温度；是内无人时机组可停止，运行经济、节能；

3、系统分区进行调节控制容易。冷热符合按房间朝向、使用目的、使用时间等把系统分割为若干区域系统，进行分区控制；

4、风机盘管机组体型小，布置和安装方便，属于系统的末端机组类型； 5、占建筑空间少；

6、对于将来建筑物的扩建，而相应增设风机盘管机组，实现比较容易。 （二）缺点：

1、因机组设在室内，有时与建筑布局产生矛盾，需要建筑上的协调与配合；

2、因机组分散设置，台数较多时，维修管理工作量较大。随着机组质量提高，这一缺点将逐步减少；

3、风机盘管机组方式本身解决新风量是困难的。在过渡季和冬季利用室外空气降温的时间较短；

4、由于机组风机的静压小，在机组中不可能使用高性能的空气过滤器，空气洁净度不高； 5、此外，由于风机盘管机组有旋转部分（风机、电动机），对加工质量要求较高。供给机组的水系统管道保温要严格保证施工质量，防止系统运转时产生凝结水。 （三）风机盘管与新风系统的容量匹配：

空调系统中的设备容量通常根据夏季冷负荷确定，以冬季负荷值进行校核。因冬季热水的供回水温差远远大于夏季的冷水供回水温差，故根据夏季冷负荷确定的设备，其容量一般能满足冬季要求。

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本设计采用新风承担室内负荷的处理方式。此方式中，室内的部分冷负荷由风机盘管承担，新风冷湿负荷与室内的湿负荷及部分冷负荷由新风承担。该方案的优点是：风机盘管在干工况下运行，减少了系统对空气的污染。另外，据次选择的风机盘管噪声相应的小，当室内无人时，风机盘管随之停止运行，而新风系统的运行是不间断的，如此的方案使得室内无人时，室内的空气参数不会偏离设计值太远。

三、新风量确定的一般原则

目前，我国空调设计中的新风确定原则仍用现行规范，设计手册中规定（或推荐）的原则。主要有以下三个依据：

（一）卫生要求：在人长期停留的空调房间内，新鲜空气的多少对健康有直接影响。人体总要不断的吸进氧气，呼出二氧化碳一般按规范规定，办公室每人所需新 风量为18m3/h 。

（二）补充局部排风量：本系统办公室内无局部排风，因此不考虑该项。

（三）保持空调房间的正压的需要;为了防止外界环境空气（室外的或相邻的空调要求较低的房间）渗入空调房间，而干扰空调房间内温湿度或破坏室内洁净度，需要在空调系统中用一定量的新风来保持房间的正压（即室内大气压力高于外界环境压力）.一般情况下，室内正压在5～10Pa 即可满足要求，过大的正压不但没有必要，而且还降低了系统运行的经济性。因此，本系统选定室内正压值为△P=5Pa。在实际工程设计当中，对于绝大多数场合来说，当按上述方法得出的新风量小于总风量10%时应按10%计算，以确保卫生和安全。 具体如下图所示：

满足卫生要求gw局部排风量Gp1最小新风量1Gw1=Gp1+Go维持正压所需的渗透风量Go最小新风量2Gw2=n×gw最小新风量3Gw3=0.10G系统总风量G最小新风量Gw=（Gw1，Gw2，Gw3）

图1 最小新风量的确定简图 各房间的新风量见附表一

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第五章 空气处理过程计算

第一节 全空气一次回风系统空气处理过程计算

本设计以一层全空气系统为例，计算过程如下：

总冷负荷：∑Q=45500W，总湿负荷：∑W=9.62g/s；

一、夏季处理过程

（一）确定夏季室内空气状态点N。根据夏季室内温度tN=26℃,相对湿度φ=60%。确定室内空气状态点N，并查i-d图得到，室内焓值hN=58kJ/kg，含湿量dN=12.5g/kg。 （二）做热湿比线ε。根据计算出的室内冷负荷Q=161751W，湿负荷：∑W=27.16g/s，计算热湿比

Q4550017370kJ/kg， W9.46再通过N点做室内热湿比线ε。

Whw=83.5kJ/kgdw=20.2g/kgMhm=64.9kJ/kgdm=14.5g/kg95%100%hn=58kJ/kgdn=12.5g/kgNShs=38kJ/kgds=9.5g/kg

（三）确定送风状态点S。本系统拟采用表冷器作为降温去湿的空气处理设备，以空气处理到φ=95%的机器露点L与热湿比线ε相交，次点即为送风状态点S，由此求的机器露

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一次回风夏季处理过程3河北工程大学毕业设计

点（送风状态点）参数为: hs38kJ/kg，dS9.5g/kg。 （四）计算系统的总风量G。根据热量平衡关系，可得：

Q455007583g/s GhNhS55.549.5（五）确定室外空气状态点W。根据夏季室外空调计算干球温度tW31.6℃，湿球温度

ts26.7℃，确定室外空气状态点W，查i-d图得，hW83.5kJ/kg，dW20.2g/kg。

GhhN（六）确定混合状态点M。连接N点和M点，根据WM 计算得到M点：

GhWhNG6430hMhNW(hWhN)58(83.558)64.9kJ/kg，dM14.5g/kg。

G24262（七）计算所需冷量: Q0G(hMhS)8.088(64.948)100KW。

第二节 风机盘管加新风系统处理过程计算

本设计采用新风承担负荷的空气处理方案，将新风处理到低于室内等含湿量线，即室内的部分冷负荷由风机盘管承担，新风冷、湿负荷与室内湿负荷及部分冷负荷由新风系统承担。

一、风机盘管加新风系统夏季处理过程计算

（一）求各房间的送风量G及新风量GW

1、求室内热湿比及房间送风量（以105房间为例）

Q4252.07216354kJ/kg，

W0.26采用可能达到的最低参数送风，过N点作ε线按最大送风温差与φ=95%线相交，即得送风状态点S，hs48kJ/kg，dS11.9g/kg。房间送风量为： Q4252.072G425g/s1276m3/h。

hNhS58482、新风量按30m3/h人，计算，

GW3014.112423.36m3/h。

3、如此可求得一层风机盘管加新风系统的总送风量和总新风量：

G7600m

3/h，GW2195m3/h。

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（二）新风处理后空气状态参数确定

由于室内的全部湿负荷由新风承担，故新风处理后的含湿量为：

W12.51.5360010.45g/kgdLdNGW21951.2

作dL=10.45g/kg的等含湿量线与φ=95%的等相对湿度线的交点L即为新风处理后的状态点，dL10.45g/kg，hL42kJ/kg。 （三）新风机组承担的冷负荷：

QGW(hwhL)21951.2(83.542)30.3641KW

3600（四）各房间风机盘管风量及冷量的确定

1、风机盘管的风量：GFGGW1276423853m3/h；

2、风机盘管处理后空气状态参数的确定

hhSGWG423(4842)4851kJ/kg； 根据：M，hMW(hShL)hShShLGFGF8533、风机盘管的冷量：QFGF(hNhM)各房间风管冷量见附录二

8531.2(5851)1.99KW。 3600

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第六章 气流组织设计

第一节 气流组织设计方法及计算步骤

一、气流组织设计方法

气流组织设计是空调设计中的一个重要环节。气流组织直接影响室内空调效果，关系着房间工作区的温湿度基数，精度及区域温差，工作区气流速度等。一般的空调房间，主要是要求在工作区（指房间内人群的活动区域，一般指距地面2m以下）内保持比较均匀而稳定的温湿度；而对工作区风速有严格要求的空调房间，主要是保持工作区内风速不超过规定的数值。

《采暖通风与空气调节设计规范》规定，对于舒适性空调，工作区风速夏季不应大于0.3m/s，冬季不应大于0.2m/s。本设计中大空间（如商场，大堂吧，中餐厅等）采用上送上回的气流组织形式的送风口采用方形散流器平送。

散流器送风气流组织的计算主要是选用合适的散流器，使房间内的风速满足设计要求。根据p.j 杰克曼对圆形多锥面和盘式散流器试验结果综合公式散流器射流的速度衰减方程为：

12vxkA 式（6.1） vsxx0式中： x-----自散流器中心为起点的射流水平面的距离，m； vx-----在x处的最大风速，m/s； vs-----散流器出口的风速，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；

k------送风常数，多层锥面散流器为1.4,盘式散流器为1.1； A------散流器的有效流通面积，m2。

工作区内的平均风速按下式确定;

Vm0.38X(L2/4H2)12 式（6.2）

式中： L-------散流器服务区便边长，m;当两个方向长度不变时，可取平均值； H------房间净高，m；

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X------射程，m；

上式是等温射流的计算公式，当送冷风时应增加20％，送热风时应减少20％。

二、气流组织设计的计算步骤

（一）按照房间（或分区）的尺寸布置散流器，计算每个散流器的送风量； （二）初选散流器，计算颈部风速，计算射程；

（三）计算工作区的平均风速是否满足要求，若不满足，应重新选择布置散流器。

第二节 气流组织计算

本设计以一层交易大厅为例，对气流组织设计进行计算

房间的总送风量为2583m3/h，拟布置17个240×240的方形散流器。

2583则颈部风速为： Vo4.22m/s，

3600170.10.1假设散流器实际出口面积约为颈部面积： 散流器出口风速： V=4.22 ， 射流末端速度为0.5m/s时的射程，即：

kvsA1.14.220.05x00.072.0m， vx0.50.381x0.38120.21m/s， 室内平均速度： vm2112222.1(LH)(3.52)244如果送冷风则室内平均风速为：0.211.20.25m/s，送热风时，平均风速为0.210.80.168m/s.

可见，符合规范要求。

x

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第七章 设备选型

第一节 全空气系统设备选型

一、组合式空调机组选择的一般要求

本设计拟选用组合式空调机组，安装型式采用卧式。在选用时符合以下技术要求： （一）组合式空调机组的额定风量、全压、供冷量、供热量等基本参数，在规定的试验工况下应符合下列规定；

1、机组风量实测值不低于额定值的95%，全压实测值不低于额定值的88%；

2、机组额定供冷量的空气焓降应不小于17kJ/kg,新风机组的空气焓降应不小于34 kJ/kg； 3、机组供热量的空气温升至少应不小于:

蒸汽加热时，温升20℃；热水加热时，温升15℃。

（二）机组使用的冷、热水均应经软化处理；

（三）新风机组在进气温度低于冰点运行时，应有防止盘管冻裂的措施； （四）机组应设排水口，运行中排水应畅通，无溢出和渗漏； （五）机组的风机出口应有柔性连段管，风机应设隔振装置；

（六）为加强机组防腐性能，箱体材料宜采用镀锌钢板或玻璃钢，对于采用黑色金属制作的构件表面应做防腐处理；

（七）机组内气流应均匀流过过滤器、换热器和消声器，以充分发挥这些装置的作用，机组横断面上的风速均匀度应大于80%；

（八）在机组内静压保持700Pa时，机组漏风率应不大于3%；

（九）机组内应设置必要的气温遥测点，过滤器宜设压差检测装置，各功能段根据需要设检查门和检测孔，检查门应严密，内外均可灵活开启，并能锁紧。

二、空气处理设备的选择

因一、二层全空气系统风量相差不大，故可选用相同的空气处理机组，本设计以一层系统为例，选择空气处理设备和对主要设备进行校核计算。 系统总风量：G=2583×1.1=2841m3/h，夏季制冷量：Q=100KW。

根据所需处理的空气量，查设备选型手册，选用DBFP30型组合式空调器一台，其标定风量为3000 m3/h，根据冷量选用STTL-N-21×8.38-FH型表冷器（3排），其标定冷量为

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118KW（入口工况为27℃DB/19℃WB），根据所需加热量选用2排盘管（热媒为热水），其标定热量为135KW（入口工况为15℃DB）。

表11 DBFP-30型组合式空调机组性能参数 表冷器型风量(m3/h) 冷量(KW) 热量(KW) 号 主要3000 117 135 技术盘管压力噪声STTL-N-21参数 余压(Pa) (kPa) (dB(A)) ×8.38-FH 1178 708 82 段长度(mm) 滤速(m/s) 初阻(Pa) 终阻(Pa) 初效255 2.5 50 100 过滤重量(kg) 段 225 段长度(mm) 滤速(m/s) 初阻(Pa) 终阻(Pa) 中效855 0.2 75 150 过滤重量(kg) 段 640 水流量水阻力段长度(mm) 换热面积(m2) (T/h) (kPa) 表冷655 432.8 40.79 13.1 段 表冷器台数 重量(kg) 2 675 水流量水阻力段长度(mm) 换热面积(m2) (T/h) (kPa) 655 141.6 29.04 0.015 加热段 热水温度加热器台数 重量(kg) (℃) 60 1 550 风机转速功率(KW) 重量(kg) 风机段长度(mm) (r/min) 段 2225 1064 15 1350 迎面风速(m/s) 2.5 计算效率(%) >60% 计算效率(%) 50% 进出水温度(℃) 7/12 水速(m/s) 1 三、主要设备的校核计算 （一）表冷器的校核计算

为使表冷器的工作能够满足要求，应对其进行严格的热工计算，然而，多数表冷器样本上的热工性能参数不足以进行精确的计算。此时，可进行近似计算。目前，国产表冷器样本上的冷量是按标准工况测定的，冷量测定的标准工况是：室内空气干球温度tn=25℃，室内空气湿球温度tns=18.5℃。冷冻水初温t=7℃，供回水温差△t=5℃。在实际工程中，表冷器基本上都是在非标准工况下运行的，此时可通过简单的换算近似求得非标准工况下表冷器所能提供的冷量：

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QQB(tst1)/(tBstB1) 式（7.1）

式中： Q，QB------非标准工况和标准工况下表冷器的冷量；

ts，tBs------非标准工况和标准工况下空气的初湿球温度； t1，tB1------非标准工况和标准工况下冷冻水的初温。

hm=64.9KJ/kg，tm=28℃，dm=14.5g/kg，已知，被处理空气量为2841m3/h，空气初参数为：

tms=22℃，冷水初温为tW1=7℃。

由上式求得表冷器入口的空气湿球温度为22℃，冷水初温7℃时，表冷器提供的实际冷量为：

QQB(tst1)/(tBstB1)118(227)/(19.57)141.6KW

Q284.6 表冷器终状态点的焓值：hLhm64.930.61kJ/kg

G8.3次等焓线与相对湿度为95%的等值线相交，得：tl=14.5℃，dl=9.8g/kg。 （二）系统水力计算，校核风机扬程

空调系统水力计算的目的是：确定各管段的断面尺寸和系统阻力，保证系统内的风量分配达到要求，最终确定系统通风机的型号和动力消耗。空调水力计算采用假定流速法，即根据风道与风口的经济流速确定其风速值，再由风道或风口应输送的风量得到风道或风口所需尺寸，并计算出系统的阻力。风道与风口的经济流速见下表：

表12 风道与风口的经济流速（m/s） 风道、风口类别 风速 主风道 6~8 无送、回风口的有送、回风口的支风道 支风道 5~7 3~5 送风口 3~5 1、 空调系统水力计算的特点：

（1）系统内的介质为空气而非采暖系统中的热水或蒸汽，因此管道的断面远远大于热水或蒸汽管道的断面，因而占用空间较大；

（2）除特殊情况外，空调系统一般用镀锌薄钢板作风道，且为了与建筑配合，风道多采用矩形断面，为了最大限度的利用板材，实现风管制作与安装的机械化、工厂化，我国确定了《通风管道统一规格》；

（3）空调系统的局部阻力所占比例较大，一般为50%以上。 2、计算步骤：

（1）管段编号。在每一管段始末两点处或分叉点处做标号，每一管段为一流量； （2）将管段编号、流量、管段长度均列入表中，管长取两管件中心间的就距离；

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（3）选局部构件最多、长度最长的管路为最不利管路。

（4）逐段选定流速并按风道标准管径选定风道断面，然后算得管内实际流速，并查出管道的比摩阻，由管长进一步算出管段沿程阻力；

（5）按系统布置查出局部构件，并确定其局部阻力系数ζ值，再由相应的动压值算出局部阻力值；

（6）求管道系统总阻力；

（7）系统总阻力为外部阻力和内部阻力之和，内部阻力主要考虑表冷器、初、中效过滤器等，表冷器取116Pa，初效过滤器取50Pa，中效过滤器取100Pa； （8）求风系统总阻力并校核风机扬程是否满足要求。 3、各楼层的水力计算见附表三。

第二节 加新风系统设备选型

一、风机盘管选型及调节

本设计拟选用卧式暗装式风机盘管。这种型式的特点是：节省建筑面积，可与室内建筑装饰布置向协调，适用于宾馆客房、办公楼、商业建筑等，但卧式机组暗装在顶棚内，维护较麻烦。

为了让机组尽可能的满足需要，选用时宜根据机组在中档运行时的参数选择。

表13 风机盘管的调节方法

调节方法 特点 通过三速开关调节电机输入电压，以调节风机风量调节 转速，调节风机盘管的冷热量，简单方便，初投资省。随风量的减小，室内气流分布不理想，选用时宜按中档转速的风量和冷量选用。 通过温度敏感元件、调节器和装在水管上的小水量调节 型电动直通或三通阀自动调节水量和水温，初投资高。 通过敏感元件、调节器和盘管旁通风门自动调旁通风门调节 适用范围 用于要求不高的场合，目前国内用的最广泛。 用于要求较高的场合。 用于要求较高的节旁通空气混合比。调节负荷范围大，初投资场所，可使室温允较高，调节质量好。送风含湿量变化不大，室许波动范围达到 - 23 -

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内相对湿度稳定，总风量不变，气流分布均匀，+1℃，相对湿度风机功率并不降低。 达到40-50%，目前国内用的不多。 二、风机盘管机组在使用过程中应该注意的几个问题 （一）定期清洗滤尘网，以保持空气流动畅通；

（二）定期清扫换热器上的积灰，以保证它具有良好的传热性能；

（三）风机盘管制冷时，冷水进口温度一般采用7-10℃，不能低于5℃，以防止管道及空调器表面结露；

（四）当噪声级很高时，可以在机组出口和房间送风口之间的风道内做消声处理。

三、新风处理机组的选择

根据处理空气量和夏季制冷量的要求，选择新风处理机组。本设计选用无锡申达空调设备有限公司生产的ZKDB系列超薄暗装吊顶式新风处理机组。所选新风处理机组主要技术参数如下：

表14三到八层新风处理机组主要性能参数

型号 PBDF2.0 冷媒水量（m3/h） 5.83 型号 ZK-DB6-2 冷媒水量（m3/h） 4.70

余压 额定风量（Ⅰ型）（m3/h） （Pa） 2000 220 冷媒水阻换热器力（kPa） 面积（m2） 额定冷量(全新风额定热量（全新风机额定功率 干球温度34℃，湿风干球温度 （Ⅰ型）（KW） 球温度28℃)（KW ） -4℃（KW） 32.4 36.8 0.45 外形尺寸 （mm接管管凝水管机组重量（kg） ×mm） 径 径 1150×1040×45 35.2 178 DN40 DN20 540 余压 额定冷量(全新风额定热量（全新额定风风机额定功率 （Ⅰ型）干球温度34℃，湿风干球温度 3量（m/h） （Ⅰ型）（KW） （Pa） 球温度28℃)（KW ） -4℃（KW） 2000 170 26.1 30.6 0.32 冷媒水换热器外形尺寸 （mm接管管凝水管阻力机组重量（kg） 2面积（m） ×mm） 径 径 （kPa） 48 30.3 161 950×1040×540 DN40 DN20

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第八章 制冷站设计

第一节 机组的选择

常用的制冷机可分为压缩式和吸收式两大类，压缩式包括：离心式、螺杆式、活塞式。吸收式包括：蒸汽式、热水式和直燃式。本设计欲选用螺杆式制冷机组，其主要优、缺点如下： 一、优点

（一）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；

（二）单机制冷量较大，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，且容积效率的变化不大COP高；

（三）螺杆式易损件少，零部件仅为活塞式的十分之一，运动可靠便于维修，调节方便，制冷量可通过滑阀进行无级调节；

（四）对湿冲程不敏感，允许少量液滴入缸，无液击危险；

（五）制冷剂为R—22制冷机产品，危害臭氧层的程度低，温室效益小。 二、缺点

（一）单机容量比离心式的小；

（二）转速比离心式的低，润滑油系统比较庞大和复杂，耗油量大，噪声比离心式高； （三）部分负荷下的调节性能差，特别是在60%以下负荷运行时，性能系数COP急剧下降，宜在60%~100%负荷范围内运行。

本工程总制冷量为483kW，经综合考虑，选用1台堃霖冷冻机械(上海)有限公司生产的KLSW-160D型冷水机组，其主要性能参数如下：

表15 KLSW-160D型冷水机组性能参数 项目 单位 参数 电源 3Φ-380V-50HZ 制冷量 KW 537 消耗电力 KW 115.9 运转电流 A 220 起动电流 A 520

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容量控制 型式 数量 压缩机 起动方式 油加热器 种类 冷冻油 填充量 种类 冷媒 填充量 控制方式 型式 冷水水量 蒸发器 水头损失 水管接口 型式 冷却水量 冷凝器 水头损失 水管接口 保护装置 长度 外型尺寸 宽度 高度 机组重量 运转重量 运转噪音 % W L kg 3m/h M m3/h M 100,75,50,25,0 半封闭螺杆式 2 Y-△ 150×2 SUNISO 4GS 13×2 R-22 40×2 感温式外部均压膨胀阀 壳管式 92.4 6.6 150A法兰 壳管式 115.5 6.3 PT3\"螺纹 高低压开关，防冻开关，可熔栓，过载保护装置，线圈过热保护器，温度自动开关，逆相保护器 mm mm mm kg kg dBA 3700 1100 1700 2950 3200 80 第二节 管路系统设计

一、空调管路系统设计原则

（一）空调管路系统应具备足够的输送能力，例如，在中央空调系统中通过水系统来确保流过每台空调机组或盘管空调器的循环水量达到设计流量，以确保机组的正常运行； （二）合理布置管道。管道的布置要尽可能地选用同程式系统，虽然初投资略有增加，但易于保持环路的水力稳定性，若采用异程系统时，设计中应注意支管间的压力平衡问题。 （三）确定系统的管径时，应保证能输送设计流量，并使阻力损失和水流噪声小，以获得经济合理的效果。众所周知，管径大则投资多，但流动阻力小，循环泵的耗电量就小，使运行费用降低，因此，应该确定一种能使投资和运行，费用之和为最低的管径。同时，设

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计中要权蘅大流量小温差问题，这是管路系统设计的经济原则。

（四）设计中，应进行严格的水力计算，以确保各个环路之间符合水力平衡要求，使空调水系统在实际运行中有良好的水力工况和热力工况。

（五）空调管路系统应能满足中央空调部分负荷运行时的调节要求。 （六）空调管路系统设计中要尽可能多地采用节能技术措施。 （七）管路系统选用的管材，配件要符合有关的规范要求。 （八）管路系统设计中时要注意便于维修管理，操作，调节方便。

二、水管管径的确定

水管管径d由下式确定：

dw4m， 式（8.1） vw——水流量 m2/s，v——水流速m/s， 式中：m

水管内水流速的推荐值见下表（m/s）

表16 水管内推荐水流速

管径/mm 闭式系统 开式系统 管径/mm 闭式系统 开式系统 15 0.4～0.5 0.3～0.4 100 1.3～1.8 1.2～1.6 20 25 32 40 0.8～1.0 0.7～0.9 250 1.8～2.6 1.7～2.4 50 0.9～1.2 0.8～1.0 300 1.9～2.9 1.7～2.4 65 1.1～1.4 0.9～1.2 350 1.6～2.5 1.6～2.1 80 1.2～1.6 1.1～1.4 400 1.8～2.6 1.8～2.3 0.5～0.6 0.6～0.7 0.7～0.9 0.4～0.5 125 1.5～2.0 1.4～1.8 0.5～0.6 0.6～0.8 150 200 1.6～2.2 1.8～2.5 1.5～2.0 1.6～2.3 （一）冷冻水管系统： 1、冷冻水量及管径的确定：

wt, 式（8.2） 因 QCmw——水流量，kg/s 。 式中：Q——管段中水流量所承担的冷量kw，m

以冷水机组出口到分水器的管段为例：该管段中水流量所承担的冷量为制冷系统的总冷量Q=1066.3KW,又因本设计冷冻水供水温度为7℃，回水温度为12℃。故：

mwQ48323kg/s。 Ct4.19(127)查实用制冷与空调工程手册，表38-3“水管摩擦阻力计算表”，将管内水流速控制

到推荐值范围内，查得管径为DN150，管内流速1.6m/s，单位长度摩擦阻力126Pa/m。

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2、冷却水量及管径的确定与冷冻水系统类似。 冷冻水的水力计算结果见附录四

三、凝结水管路系统的设计

各种冷换热器盘管，如风机盘管，新风空调机组，立式，卧式或组合式空调箱等，在

夏

Q≤7KW Q=7.1-17.6KW Q=17.7-100KW Q=101-176KW Q=177-598KW Q=599-1055KW Q=1056-1512KW Q=1513-12462KW Q≥12462KW DN=20mm DN=25mm DN=32mm DN=40mm DN=50mm DN=80mm DN=100mm DN=125mm DN=150mm 季空调工况时，会不断地产生大量的冷凝水。为了及时地排出这些冷凝水，必须设置凝结水系统，设计时应注意以下几点：

（一）末端装置盘管凝水盘的泄水支管坡度，不应小于0.01，其他水平主干管，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；

（二）如果盘管凝水盘处在风系统的负压区时，凝水盘的出水口必须设置水封装置。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； （三）凝水管道的管封，宜采用镀锌钢管或聚乙烯塑料管，不宜采用焊接钢管； （四）凝水管的管径，应根据通过凝水的流量计算确定

一般情况下，每1kw的冷负荷，每1h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1h产生约0.8kg的冷凝水； （五）凝水立管的顶部，应设计通向大气的透气管； （六）设计和布置凝水管路时，需考虑可以定期冲洗的可能性

（七）系统最底点或需要单独排水设备的水部，应设带阀门的放水管，并接入地漏。

冷凝水管的公称直径D（mm）,一般情况下可以按照机组的冷负荷Q（KW）， 按照下列数据近似选定冷凝水管的公称直径：

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第三节 水泵的选择

一、冷冻水泵

（一）冷冻水泵的流量

G=

Q1.1483 ==25.7kg/s=91.3 m3/h ct4.19127（二）冷冻水泵的扬程 1、冷冻水系统水力计算

冷冻水系统的水流动阻力包括：

lv2Rl， 式（8.3） （1）沿程阻力： Hfd2式中： ------摩擦阻力系数，无因此量； l------直管段长度，m；

d------管道内径，m

ρ------水的密度，1000kg/m3； v------水流速，m/s；

R------单位长度沿程阻力，又称比摩阻，Pa/m。

（2）局部阻力：水流动时遇到弯头，三通及其他配件时，因摩擦及涡流耗能而产生的，

局部阻力计算公式为： Hd式中： ------局部阻力系数； v------水流速，m/s；

（3）水管总阻力：水流动总阻力H（Pa）是沿程阻力和局部阻力之和，即：

v2 HsHfHdRl 式（8.5）

2冷冻水系统水力计算草图如下：

v22 式（8.4）

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图三 冷冻水系统水力计算草图

2、水泵的扬程为供回水管流动阻力，冷水机组蒸发器阻力、表冷器阻力之和，并考虑10%的余量，即：

H1.128.5646.64.531m

（三）根据流量G91.3m3/h，扬程31m，查设备选型手册，选用上海联合电机（集团）有限公司生产的GJ125-32-22-4NY型卧式管道泵三台，两用一备。每台水泵额定流量125m3/h，扬程32.0m，电机功率22.00kw，转速1450r/min，重量295kg，外形尺寸（长 ×宽×高，mm）：640×590×1030。 冷冻水水系统水力计算表见附录6。

二、冷却水泵

（一）冷却水泵的流量

G

Q1.348329.97kg/s108m3/h

C(tw1tw2)4.193732（二）冷却水泵的扬程 1、冷却水系统的水力计算

（1）沿程阻力损失：PyRl10872.67840Pa7.8kPa0.8mH2O， （2）局部阻力损失：30.0830.723135.535.237.5，

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10002.112Pj37.582687.4Pa8.3kPa8.3mH2O

22v22、冷却水泵的扬程：HP1.10.88.36.32.94.90523.2m。

（三）根据冷却水量G108m3/h,扬程23.2m，查设备选型手册，选用上海联合电机（集团）有限公司生产的GJ125-32-22-4NY型卧式管道泵三台，两用一备。每台水泵额定流量125m3/h，扬程32.0m，电机功率22.00kw，转速1450r/min，重量295kg，外形尺寸（长×宽×高，mm）：640×590×1030。

三、进行水泵的配管布置时应注意的几点问题

（一）安装软性接管：在连接水泵的吸入管和压出管上安装软性接管，有利于降低和减弱水泵的噪声和振动的传递。

（二）出口装止回阀：目的是为了防止突然断电时水逆流而时水泵受损。

（三）水泵的吸入管和压出管上应分别设进口阀和出口阀；目的是便于水泵不运行能排空系统内的存水而进行检修。

（四）水泵的出水管上应装有温度计和压力表，以利检测。如果水泵从地位水箱吸水，吸水管上还应该安装真空表。

（五）水泵基础高出地面的高度应小于0.1m，地面应设排水沟

第四节 冷却塔的选择

制冷机冷凝器冷却水通过冷却塔，将热量散发给大气，并保持冷却水系统的正常循环，

为此，管路系统布置时应注意以下几点：

一、冷却塔下方不另设水池时，冷却塔应自带盛水盘，盛水盘应有一定的盛水量，并有自动控制的补给水管，溢水管和排污管；

二、多台冷却塔并联时，为防止并联管路阻力不均衡，水量分配不均匀，以致不能发挥每个冷却塔的冷却效率以及水池的漏流现象，各进水管上要设阀门，借以调节进水量；同时在各冷却塔的底池之间，用进水干管相同的管径的均压管（即平衡管）连接；

三、为使各冷却塔的出水量均衡，出水干管宜采用比进水干管大2号的集管，并用45弯管与冷却塔各出水管连接。

冷却塔的选择应根据冷凝器水量、冷却塔安装地的气候条件等综合考虑。我国冷却塔的设计标准工况为：进水温度37℃，出水温度32℃，设计温差5℃，环境湿球温度28℃，

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环境干球温度31.5℃，大气压力99400Pa。

本工程冷却塔需处理水量为：

Q1.3483G29.97kg/s108m3/h

C(tw1tw2)4.193732查设备选型手册，选用天津良机冷却塔有限公司生产的LBCM系列圆形逆流式冷却塔1台，型号为LBCM-125，每台标准水量125m3/h，温水入管DN125，冷水出管DN125，排水管DN50，溢水管DN50，补给水管DN32，塔体高度3490mm，外径3770mm。冷却塔置于屋顶上。

第五节 膨胀水箱及补给水泵的选择

一、膨胀水箱的选择

膨胀水箱的容量是由系统中的水容量和最大的水温变化幅度决定，可由下式计算：

Vptvs， 式（8.8） 式中： Vp------膨胀水箱的有效容积，即从信号管道溢流管之间高差的容积(m3)；  ------水体积膨胀系数，为0.0006l/m3； t-------最大的水温变化，℃；

VS-------膨胀水箱系统的水容量，即系统中管道和设备内总容量（m3)，VS的值可按下表确定 表17 系统型式 全空气系统 供冷时 0.40～0.55 供热时 1.25～2.00 空气---水空调系统 0.70～1.30 1.20～1.90 在本设计中，考虑到裕量及满足全年的正常运转需要，取a=1.2 则： Vs=1.2×12350.5=14820.6L

Vp=0.0006×10×14.824=0.089m3

因设备容积太小，直接选用厂家的产品不容易实现，因此在本设计中要自行设计一比

较合适的膨胀水箱，在此将水箱设计成一立方体，长、宽、高分别为1000×900×800mm，体积为0.10m3,保证有了一定的裕量。 二、补给水泵的选择

本设计膨胀水箱设在地下室制冷机房，系统定压方式选用补给水泵定压，其扬程为45m，流量考虑系统总水量的4%，为202×0.04×1.2=9.696m3/h。

查设备选型手册，选用上海凯泉泵业集团生产的KQL80-200型泵一台。

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第六节 分水器、集水器的选择

分水器起到向各支路分配水量的作用，而集水器起到由各支路、环路汇集水量的作用。分水器和集水器是为方便于连接各个水环路的并联管道而设置的，起到均压得作用，以是流量分配均匀。分水管和集水管的管径可根据并联管道总流量，通过该管径是的断面流速V=1.0～1.5m/s确定。流量特别大时，可增加流速，但流速不宜过大。 取分集水器内断面流速为1.0m/s，故：

1084G36000.192m192mm Dv1.03.144选用分集水器型号、尺寸如下：

表18 分集水器规格型号

内径 D/mm 管壁厚度 mm 封头壁厚 mm 支架（角钢） mm L1 mm L2 mm L3 mm L4 mm 300 6 14 L60×60×5 d1+60 d1+d2+100 d2+d3+120 d3+60 第八节 过滤器

为了防止水管

路系统阻塞和保证水路系统中的设备和阀件的正常工作。在管路系统中应安装过滤器在水泵的吸入管和换热器的进水管上。过滤器有立式直通式、卧式直通式、卧式叫通式及 Y型过滤器。本设计选Y型过滤器。它具有外形尺寸小。安装方便的特点滤心采用不锈钢制成，把水中的杂质收集起来用人工的不定期的方式清除。Y型过滤器有两种连接方式：螺纹联接和法兰联接其主要的技术参数：<1>公称直径DN15mm～DN40mm;<2>工作压力为1.0MPa;<3>试压力为20MPa;<4>介质的温度小于20℃。

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第七节 集气罐

水系统中所有可能积聚空气的“气囊”顶点，都应设置自动放空气的集气罐，滞留在水系统中的空气不但会在管道内形成“气堵”影响水系统的正常循环；在换热器内形成“气囊”，使换热量大为下降；另外，还会使管道和设备加快腐蚀。

集气罐是由直径为100~250mm的钢管焊接而成，有立式和卧式两种。本设计选用立式集气罐，简图如下：

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第九章 管道的保温与保冷

第一节 管道保温与保冷的一般原则

一、送风管、回风管，冷、热水供回水管，制冷剂管道、凝水管、膨胀水箱、储热(冷)水箱、热交换器、电加热器等的有冷、热损失或有结露可能的设备，材料和部件均需做绝热保温。

二、闭孔性保温材料外表面应设隔气层和保护层。 三、温管道的支架，穿墙或楼板时应防止“冷桥”。 四、温材料应采用不燃和难燃材料。

五、穿越防火墙，变形缝两侧各2m范围内的风管和风管型电加热器前后0.8m范围内的风管保温材料必须采用不燃材料。

第二节 管道保温层厚度的确定

本设计中对管道的保温不另做计算，均按照经济厚度确定。 一、空调供冷水管的经济保冷厚度，不宜小于下表中所列数值：

空调供冷水管的经济保冷厚度

保冷材料 全年供冷时间(h) 2880 公称直径 (mm) 15～150 200～350 5～50 65～350 15～80 经济保冷厚度 (mm) 30 40 30 40 40 岩棉管壳、 玻璃管壳 3600 100～350 50 冷热两用供水管的保温厚度，应按上表相应的经济保冷厚度选用。 二、空调风管的经济保冷厚度，宜按下表确定：

空调风管经济保冷厚度 保冷材料 全年供冷时间（h） 2880 - 35 -

4320 经济保温厚度(mm) 在非空调房内 在空调房间吊顶内 40 20 岩棉管壳、

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玻璃管壳 3600 4320 50 60 30 40

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结 论

通过三个多月的努力，我完成了毕业设计。本设计为徐州**某房管局办公大楼中央空调设计，经过设计计算，空调区域的各项指标达到了相关设计规范的要求，设计中有许多收获但其中还存在一些不足之处，现将收获与不足总结如下：

1、设计参数的选择。从手册中查得徐州地区室外资料以及办公建筑的室内设计资料，学会了怎样收集资料。确定空调方案时需使用焓湿图，由于每个地区的大气压力是不同的，于是每个地区的焓湿图是不一样的，本设计采用标准大气压下的湿空气焓湿图。 2、负荷计算方法的选择。本设计采用冷负荷系数法。这种方法省去了逐时冷负荷计算带来到计算烦琐等缺点，根据各种系数的选取得到了所有空调房间的设计冷负荷。 3、空调设计方案的比选。依据徐州的气候特点，排除了过多耗能的全新风系统，卫生要求达不到的全封闭系统，大空间采用一次回风露点送风系统，其余办公室、会议室、健身房等均采用风机盘管加新风的空气处理方案。

4、由于时间有限，本设计对水力计算方面做的不够，只计算了最不利管路的沿程和局部阻力损失，没有对其并联管路进行水力平衡计算，采用在并联管路处设置调节阀的方法来解决水力不平衡的问题。

5、本设计的经济性评价方面做的不好。因为我们的设计时间较短，没有时间完成此项任务，无法对做出来的设计系统做出全面的经济性评价，也就不能进行多方位的比较。这是此次设计比较缺憾的地方。

6、在这几个月的学习中，接触到了一些本专业比较核心的知识，加深了对本专业的认识，同时也对本专业所涉及到的 以后进入社会会用到的技能有了更深一步的学习 。

7、通过这次毕业设计,才真正认识到自己学的还远远不够，第一，对一些画图的标准掌握的不是很好，对一些原理性的东西不是很清楚。还有对CAD一些经常会用到的软件了解不够 。

8、做工作要认真，这是通过这次毕业设计领略到的，本专业知识以外的东西。尤其是对知识严谨性，对自己的工作一定要负责的工作态度，做事原则有了更深层次的体会。 通过做毕业设计，我们所学的东西得到了巩固，提高了动手能力和查工具书的能力。我对于各种相关的规范有了更深的了解，这为将来的工作积累了宝贵的经验。通过设计我

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学到作为一名工程设计人员需要耐心，严谨的态度才能做出合格的设计。毕业设计作为大学学习的总结，从中学到很多，收获很多。

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致 谢

不知不觉的三个月过去了，马上就要毕业了，回想过去的四年，许多许多的记忆让我终生难忘，其中就有这次毕业设计。通过这次毕业设计，让我更深一步的了解到关于本专业的核心知识。为步入社会打下了更加坚固的基础。在本次设计中，感谢我的指导老师，张伟捷张教授，从本学期开始，就为本次毕业设计做指导。感谢张老师，毫无保留的帮助，感谢同学给我从准备到出图提供的各种建议和帮助。，对此，我为有这样的好老师感到感动，并致以深深地谢意。

再次向张伟捷老师致谢，祝辛勤培育我们的老师工作顺利，身体健康，合家欢乐！

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主要参考文献

[1] 河西学院图书馆建筑图纸 [2] 甘肃省实施细则（DBJ25-20-97）

[3] 贺平,孙刚,盛昌源.供热工程 (第三版). 北京:中国建筑工业出版社, 1993. [4] 采暖通风与空气调节设计规范 (GBJ19-87) [5] 图书馆设计规范 (JBJ 38-99)

[6] 空气调节设计手册 (第二版) 北京:中国建筑工业出版社, 1995. [7] 金招芬, 朱颖心. 建筑环境学. 北京:中国建筑工业出版社, 2001. [8] 陆亚俊, 马最良. 暖通空调. 北京:中国建筑工业出版社, 2002. [9] 赵荣义, 范存养, 薛殿华. 空气调节. 北京: 中国建筑工业出版社, 1994. [10] 赵爱平. 空气调节工程. 北京: 科学出版社, 2002. [11] 蔡增基. 流体力学. 北京: 中国建筑工业出版社, 2001.

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