上海市某商厦空调设计设计说明书(毕业设计)

1绪论

1.1我国暖通空调的现状及其发展

进入90年代后，我国的居住环境和工业生产环境都已广泛地应用空调，空调技术已成为衡量建筑现代化水平的重要标志之一 。90年代中期，由于大中城市电力供应紧张，供电部门开始重视需求管理及削峰填谷，蓄冷空调技术提到了议事日程。近年来，由于能源结构的变化，促进了吸收式冷热水机组的快速发展，以及热泵技术在长江中下游地区的应用。

随着生产和科技的不断发展,人类对空调技术也进行了一系列的改进,同时也在积极研究环保、节能的空调产品和技术,已经投入使用了冰蓄冷空调系统、燃气空调、VAV空调系统、地源热泵系统等。暖通空调技术的发展，必然会受到能源、环境条件的制约，所以能源的综合利用、节能、保护环境及趋向自然的舒适环境必然是今后发展的主题。

1.2建筑空调系统节能国内外研究现状

1.2.1建筑空调系统节能国外研究现状

能源是整个经济系统的基本组成部份，作为一个能源消耗大国，美国在节能和提高能源利用率方面投入了大量的人力、物力。在美国的整个能源消耗中，有约1/3以上消耗在建筑能耗上，这些能耗用来满足人们的热舒适、空气品质、提高人们的生活质量。美国暖通空调制冷工程师协会、美国制冷协会、美国冷却塔协会等组织、美国能源部以及众多暖通空调设备生产厂家如York, Carrier等都为建筑节能做出了很大贡献。特别是美国制冷设备生产厂商投入了大量的资源研究高性能冷水机组，使得冷水机组单位制冷量的能耗仅为20世纪70年代的62.3%。美国在空调冷源水系统方面的研究也卓有成效，在冷却水系统方面着重于降低冷却水流量，以达到减少冷却水泵能耗的目的。日本是一个资源贫困的国家，其主要能源来自进口，同时又是一个能源高消费国家。因此，节能和提高能源的利用率对日本来讲有着重要的意义。长期以来，在建筑节能方面，日本做了大量工作，颁布了许多节能法规，提出了建筑节能的评价方法。日本的一些设备生产厂家对空调和制冷设备的投入也很大。Daikin公司首推的变频VRV系统，为中小型建筑安装集中式空调系统创造了条件；Sany公司则在直燃式冷水机组上成绩卓著。世界各国大力发展可再生能源作为空调冷热源用能。地源热泵供暖空调是一种使用可再生能源的高效节能、环保型的工程系统。在美国地源热泵系统占整个空调系统的20%左右;瑞士40%的热泵为地祸热泵，瑞典65%的热泵为地祸热泵。

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1.2.2建筑空调系统节能国内研究现状

我国是一个人均资源相对贫乏的国家，因此节能降耗有着十分重要的意义。近年来，由于国民经济的快速发展，使我国的能源显得越来越紧张。

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，对压缩式冷水机组和吸收式冷水机组的技术经济比较研究较多，通过对众多方案的分析已经基本达成共识：吸收式冷水机组节电而不节能，对其在我国的应用应区别对待，对于有余热可以利用的地区，应大力提倡使用吸收式冷水机组，而一般建筑物则应采用蒸汽压缩式制冷。当然，在进行冷热源系统的选择时，还要考虑建筑物所在地的气象条件、电力供应状况、能源情况、空调系统有无采用余热回收的可能性等方面的问题。

通过对一些地区空调系统的调查发现，设计人员在涉及选用冷水机组时多考虑其额定工况下的全负荷性能，而对其部分负荷性能的考虑较少。在风冷式冷水机组和水冷式冷水机组的选择应用上我国制冷工程界也存在着认识上的差异。我国在冷源水系统方面的研究目前较少，一般都是按冷水机组的样本提供的冷却水量和冷冻水量进行冷却水泵和冷冻水泵的选择。对于水系统的水泵是否运行节能则关注不多。事实上，对于冷水机组的运行而言，冷凝器和蒸发器都要求定流量，因此，对于冷水机组部分负荷状态运行时，水泵的输出都是全负荷输出，水系统的全年运行能耗是相当大的。因此水系统的节能具有很大的潜力。

1.3空调系统发展和前景

1.3.1变频空调的发展

变频空调是目前空调消费的流行趋势。它与一般空调比，有着高性能运转、舒适静音。节能环保、能耗低的显著特点，它的出现改善了人们的生活质量。

日本作为变频空调强国，从20世纪80年代初开始到现在，变频空调已占其空调市场的90％左右。变频空调在我国发展速度相当快，不到8年时间就达到与日本先进水平同步。进入2000年，国内个别企业将直流变频技术与PAM控制技术结合应用，使空调完全进入变频空调的最高领域。

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1.3.2无氟空调的发展

臭氧层破坏是当前全球面临的重大的环境问题之一，由于以前空调业所采用的传统制冷剂对臭氧层有破坏作用及产生温室效应，对大气造成破坏，因而无氟空调是众所期待的产品。近年来以海尔空调为代表的无氟空调的出现，标志着无氟空调时代的来临。

1.3.3舒适性空调的发展

健康是空调业发展的主题之一。以前的空调采用了多种健康技术，如负离子、离子集尘、多元光触媒等，这些技术的运用使空调产品的健康性能得到了极大提升。海尔空调把负离子、离子集尘、多元光触媒、双向换新风、健康除湿等领先技术在内的高科技手段组合起来使用，发挥了巨大的威力，而未来空调进步的一个方向也就是对各种技术的灵活使用。

空调气流的舒适度是健康空调的另一个标准。传统空调的送风方式简单直吹人体，易引起伤风、感冒、头痛、关节痛等不舒适状态，因此新近推出的风可以从周围环绕，而不是对人直吹，通过改善空调送风的气流分布，令人感觉更舒适的空调——环绕立体送风、三维立体风的健康空调成了热销产品也就不足为奇了。

1.3.4一拖多空调的发展

空调器的发展从一个侧面反映了我国居民居住环境的巨大变化，也为自身发展指明了方向。1993年以前，中国空调市场主要以一拖一为主，1993年海尔推出一拖二空调后，率先将空调业引入了一拖多时代。目前海尔一拖多空调产量突破了百万台足以证明其市场消费能力。海尔MRV网络变频一拖多中央空调的出现以及众多厂家的家用中央空调产品使得家庭中央空调迅速普及。

1.3.5其他空调新技术的发展

HEPA酶杀菌技术，对于0.3微米以上的粉尘吸附率可达99.9％，对结核菌、大肠菌等有害细菌具有高效杀菌能力，对霉菌的生长也有很强的抑制作用。

冷触媒这一技术采用日本专利，是一种低温低吸附的材料，根据吸附--催化原理，在常温下就能对甲醛等有害物质边吸附边分解成二氧化碳和水，这种触媒不需要再生，不需更换，使用寿命长达十年以上。

体感温度控制技术，智能装在遥控器上的感温元件，感知室内人们活动范围的温度，并将信息发射到主机接收器上，使主机随时调整运行状态，实现真正的体感温度控制自动化。

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2工程概况

本大厦地上共二十六层。地下层为车库，地上三层为大型商场，高层为开敞式办公室，总空调面积约29608m2。其中商场总面积为6838m2。整栋建筑物一层、二层层高6m，三层层高5m。开敞式办公楼层高均为3.5m。裙楼顶部有块结构比较好的平台。整栋建筑外墙结构均为玻璃幕墙结构。设计包括地上三层，办公三层，设计所要求的空调面积为10119m2，不考虑冬季采暖。

建筑物相关设计资料如下：

外墙及外窗采用双层反射中空玻璃，两层6mm平板玻璃以及12mm热流水平空气层组成，夏季传热系数为1.61W/m2·K，传热延时为0.5h。

外门采用塑料筐双层玻璃门，两层6mm平板玻璃以及10mm热流水平空气层组成，夏季传热系数为2.50 W/m2·K，传热延时为0.5h。

内墙采用砖墙结构，两层20mm水泥砂浆以及120mm砖墙组成，夏季传热系数为2.78 W/m2·K，传热延时为4.6h。

照明设备由建筑电气专业提供，照明设备为暗装荧光灯，镇流器设置在顶棚内，荧光灯罩无通风孔，功率为30 W/m2。

空调使用时间，商场为8：00至21：00，办公室为8：00至20：00。

由黄翔主编的《空调工程》[1]得气象资料及室内外设计参数如表2.1：

表2.1 室内外设计参数

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3设计方案的选择与论证

3.1设计特点

3.1.1建筑特点

该建筑是下商场上办公楼的裙楼塔楼的结构，外围结构为玻璃幕墙。下面三楼是裙楼部分，以上是塔楼部分。裙楼有一质量较好的平台。地下室为车库。

办公楼为敞开式办公室，空间较大，左右两边对称。

商场层高5至6米。敞开式办公室层高3.5米。

3.1.2使用特点

各层商场使用时间一般为上午八点至晚上九点，商场楼层中有个别独立的办公室；各办公楼层使用时间一般为上午八点至晚上八点，节假日休息。个别办公楼层需要节假日加班，所以不宜采用较大的集中空调系统。需注意的是商场的利用率很高，应尽量节省空间。

3.2方案比较

3.2.1空调系统方案比较

按负担室内空调负荷所用的介质分类可选择四种系统：全空气系统、空气—水系统、全水系统、冷剂系统。全空气系统分一次回风式和二次回风式系统，该系统是全部由处理过的空气负担室内空调冷负荷和湿负荷；空气—水系统分为再热系统和诱导器系统并用、全新风系统和风机盘管机组系统并用；全水系统即为风机盘管机组系统，全部由水负担室内空调负荷，在注重室内空气品质的现代化建筑内一般不单独采用，而是与新风系统联合运用；冷剂系统分单元式空调器系统、窗式空调器系统、分体空调器系统，它是由制冷系统蒸发器直接放于室内 ，消除室内的余热和余湿。对于较大型公共建筑，建筑内部的空气品质级别要求较高，全水系统和冷剂系统只能消除室内的余热和余湿，不能起到改善室内空气品质的作用，所以全水系统和冷剂系统在本次的建筑空调设计中不宜采用。

3.2.2冷热源方案比较

水冷式冷水机组所需的设施：专用机房、冷却塔、冷却水泵、集水器、分水器。 而风冷式冷水机组所需的附属设施为：冷冻水泵、集水器、分水器。初投资而言风冷式冷水机组要小于水冷式冷水机组。

两者的电量应明确机组装机容量与耗电量的区别及负荷分布对机组效率和耗电量的影响。全负荷时，风冷式冷水机组之冷凝温度高于水冷式机组，故风冷式冷水机组的压缩机需要较大的功率，但是空调负荷在整个夏季的分布是不均匀的，所以机组 5

在最大负荷下运行的时间是有限的。

3.3方案确定

本设计无论是商场亦或是办公楼层都属于大空间建筑，并且商场利用率较高，若采用全空气系统需要在每层设立集中空调设备，占用面积较大。所以，在这里考虑采用吊顶式空调器接风管送风，结合新风系统联合运行，对于商场中个别独立的办公室，可采用风机盘管加新风系统。两台新风机组设在裙楼上，分东区和西区分别供给新风。

吊顶式空调器及风机盘管加新风系统所占空间少，使用也较灵活，这种空调方式风管较小，可以降低房间层高要求，但维修工作量大，如果水管渗漏或冷水管保温不好而产生凝结水，对线槽内的电线或其它接近楼地面的电器设备是个威胁，因此要求确保管道安装质量。

风冷机组虽然无需安装冷却塔及泵房，维修简单，但空气源热泵的体型较大，占地面积达，同时室外机噪声较高，并存在热岛效应，使得外界局部空间环境条件恶化。对于地下室车库，占地面积相当宝贵，而裙楼平台面积不够，并且噪声会影响到周围环境。故采用水冷式冷水机组，制冷机房设在地下室，冷却塔置于裙楼顶。

3.4机组的结构和工作原理

吊顶式空调器及风机盘管是空调机组的末端机组之一,就是将通风机、换热器及过滤器等组成一体的空气调节设备。机组一般分为立式和卧式两种,可以按室内安装位置选定,同时根据室内装修要求可做成明装或暗装。机组是分散安装在每一个需要空调的房间内(如宾馆的客房、医院的病房、写字楼的各写字间等)。

机组中风机不断循环所在房间内的空气和新风，使空气通过供冷水或供热水的换热器被冷却或加热，以保持房间内温度。在风机吸风口外设有空气过滤器，用以过滤被吸入空气中的尘埃，一方面改善房间的卫生条件，另一方面也保护了换热器不被尘埃所堵塞。换热器在夏季可以除去房间的湿气，维持房间的一定相对湿度。换热器表面的凝结水滴入接水盘内，然后不断地被排入下水道中。

由于本设计中有独立的新风系统供给室内新风，即把新风处理到室内参数，不承担房间负荷。这种方案既提高了该系统的调节和运转的灵活性，且进入风机盘管和吊顶式空调器的供水温度可适当提高，水管结露现象可以得到改善。

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4空调负荷计算

4.1冷负荷构成及计算原理

4.1.1围护结构瞬变传热形成冷负荷的计算方法

4.1.1.1外墙和屋顶瞬变传热形成冷负荷的计算方法

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：

QFKtc()tdkktn （4.1）

式中： Q—— 外墙瞬时传热引起的逐时冷负荷，W；

F—— 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《空调工

程》附录8； 

td——地点修正系数，见《空调工程》附录9；

k——外表面放热系数修正值，见《空调工程》表3-7；

k——吸收系数修正值，取k=1；

tn—— 室内计算温度，℃。

4.1.1.2内围护结构冷负荷的计算方法

当空调房间的温度与相邻非空调房间的温度大于3℃时,要考虑由内维护结构的温差传热对空调房间形成的瞬时冷负荷,可按如下传热公式计算：

QFKtwtlstn （4.2）

式中： Q、F、K、tn——同式（4.1）；

tw——夏季空调室外计算日平均温度，℃；

tls——邻室计算平均温度与夏季空调室外计算日平均温度差的

值，℃，见《空调工程》表3-9。

4.1.1.3外玻璃窗瞬变传热引起冷负荷的计算方法

在室内外温差的作用下, 玻璃窗瞬变热形成的冷负荷可按下式计算：

QCwFwKwtwltdtn （4.3）

式中： Kw——外玻璃窗传热系数，Wm2K，见《空调工程》附录10；

Fw——窗口面积，m2；

twl——外玻璃窗冷负荷计算温度的逐时值，℃，见《空调工程》

附录13

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Cw——玻璃热窗的传热系数的修正值，见《空调工程》附录12；

td——玻璃窗的地点修正值，℃，见《空调工程》附录15。

4.1.2透过玻璃窗的日射得热形成冷负荷的计算方法

QCaCsCiFwDj,maxCLQ (4.4)

式中： Cs——窗玻璃的遮阳系数，见《空调工程》附录17；

Ci——窗内遮阳设施的遮阳系数，见《空调工程》附录18；

Fw——窗口面积，m2；

Ca——有效面积系数，见《空调工程》附录19；

CLQ——窗玻璃冷负荷系数，见《空调工程》附录20至附录23。

这里值得特别注意的是，玻璃幕墙的围护结构冷负荷计算由两部分组成，一是由室内外温差引起的逐时冷负荷，二是透过玻璃窗进入室内的日射得热引起的注视冷负荷。另外，在进行这类建筑空调系统设计时应注意一点，玻璃外墙围护结构冷负荷主要集中在离外墙6至8米的范围内，在空调设备布置时需特别注意这点。

4.1.3设备散热形成冷负荷的计算方法

设备和用具显热形成的冷负荷按下式计算：

QQsCLQ （4.5)

式中： CLQ——设备和用具显热形成的冷负荷，W；

Qs——设备和用具的实际显热散热量，W；

CLQ——设备和用具显热散热冷负荷系数，见《空调工程》附录

24至附录25。

4.1.4照明设备冷负荷的计算方法

根据照明灯具的类型和安装方式的不同，其冷负荷计算式分别为：

Q1000n1n2NCLQ (4.6)

式中： N ——照明设备所需功率, kW；

当明装荧光等的镇流器装在空调n1——镇流器消耗功率系数，

房间内是，取n1=1.2；当安装荧光灯镇流器装设在顶棚

内是，可取n1=1.0；

n2——灯罩隔热系数；

CLQ——照明散热冷负荷系数，见《空调工程》附录26。

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4.1.5人体显热散热引起冷负荷的计算方法

人体散热引起的冷负荷计算式为：

QnCLQsqsql （4.7)

式中： n——室内全部人数；

——群集系数，见《空调工程》表3-14；

qs,ql——不同室温和劳动性质成年男子显热、潜热散热量，见

《空调工程》表3-15，W；

CLQs——人体散热冷负荷系数，见《空调工程》附录27。

4.2湿负荷构成及计算原理

4.2.1人体散湿量计算方法

人体散湿量可按下式计算：

D0.001ng (4.8)

式中： ——群集系数，同式（4.7)；

n——计算时刻空调区内总人数；

g——1名称年男子每小时散湿量，g/h。

4.2.2敞开水面散湿量计算方法

室内敞开水槽表面散湿量可按下式计算：

MLpq,bpqFpa0pa (4.9)

式中： ML——室内敞开水槽表面散湿量，kg/s；

Pa； pq,b——相应于水槽表面温度下饱和空气的水蒸气分压力，

pq——空气的水蒸气分压力，Pa；

pa0——标准大气压力，pa0=101325Pa；

pa——当地大气压力，Pa；

F——室内敞开水槽表面积，m2；

——蒸发系数，kg/(N·s)。

4.3负荷计算结果

4.3.1各房间详细逐时冷负荷

各房间详细逐时冷负荷计算值见附录1

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4.3.2各房间负荷汇总

表4.2 各房间负荷汇总

五层、六层房间类型与四层相同。

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5送风状态的确定

5.1方案

综上所述，采用吊顶式空调配合风机盘管加新风系统。新风系统的空气处理方式有以下几种：

1) 新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷；

2) 新风处理到室内状态的等含湿量线，新风机组承担部分室内冷负荷； 3) 新风处理到焓值小于室内状态点焓值,新风机组不仅承担新风冷负荷，还承

担部分室内显热冷负荷和全部潜热冷负荷，风机盘管仅承担一部分室内显热冷负荷，可实现等湿冷却，可改善室内卫生和防止水患；

4) 新风处理到室内状态的等温线风机盘管承担的负荷很大，特别是湿负荷很

大，造成卫生问题和水患；

5) 新风处理到室内状态的等焓线，并与室内状态点直接混合进入风机盘管处

理。风机盘管处理的风量比其它方式大，不易选型。

所以本设计选择新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷方案。 本设计选用新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷。

5.2焓湿图的绘制

1) 热湿比计算

xQ (5.1)

x——热湿比，kJ/kg；

Q——夏季室内冷负荷最大时刻的值，kW； W——夏季室内湿负荷，kg/s。

2) 绘制焓湿图

a) 在h-d图上确定室内空气状态点N，和室外空气状态点W。 b) 确定机器露点L和考虑温升后的状态点K。从N点引hN线，取温升为

1.5℃的线段与等焓线hN线和与90%线分别交于K、L点。连接

WL，此为新风在新风机组内实现的冷却减湿过程。

c) 确定室内送风状态点O。从N点作x线，该线与90%线相交于送

风状态点O，O确定之后，即可计算出空调房间的送风量（kg/h）为：

GQhNhO (5.2)

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d) 确定风机盘管处理后的状态点M。连接KO并延长到M点，M点为经

风机盘管处理后的空气状态，风机盘管处理的风量为：

GFGGW (5.3)

由混合原理得：

GWhOhM

 (5.4) GFhNhO

延长KO，交hM于M点，连接NM，此为风机盘管内实现冷却减湿过

程。

e) 风机组负担的冷量和盘管负担的冷量。新风机组负担的冷量为： QWGW(hWhL) (5.5)

盘管负担的冷量为

QFGF(hNhM) (5.6)

5.3各房间送风状态参数汇总

各房间送风状态参数如表5.1：

表5.1 各房间送风状态参数

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五层、六层房间类型与四层相同。

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图5.1为101房间的焓湿图。其余房间绘制方法类似。

图5.1 101房间空气处理过程

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6设备选型

6.1吊顶式空调器

6.1.1空调区域分区

首先，对空调区进行分区。由玻璃幕墙结构的特点，将空调区域分为靠近外围护结构和远离外围护结构两部分，将外围护结构形成的冷负荷按面积计算于靠近区域，其余冷负荷按面积分算于本房间所有区域。

分区原则为尽可能等面积分区，区域不交错，形状基本整齐，以便计算气流组织时布置风口。

下图为各层吊顶式空调器系统分区布置图。

图6.1 一层吊顶空调器系统分区

图6.2 二层吊顶空调器系统分区

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图6.3 三层吊顶空调器系统分区

图6.4 四至六层吊顶空调器系统分区

五层、六层房间类型与四层相同。

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6.1.2各区域空调器选型

根据所分区域的各个面积来分配个区域空调器所需承担的冷负荷以及要求的风量，通过冷负荷和风量进行吊顶式空调器的选型。

下表为各区域吊顶式空调所需承担冷负荷以及风量。

表6.1 各分局空调末端设备所需承担冷负荷和风量

以1-1区域为例，根据所需风量及中等风速选型原则，初选海尔生产的型号为G-5X2DF的吊顶式空调器，其额定风量为10000 m3/h，取最小水量L=8090kg/h，进水温度为7℃时查得风机盘管的冷量为49200W，满足要求。故选型号为G-5X2DF的吊顶式空调器，其水压降为18.5kPa。用同样方法确定其他区域的吊顶式空调器型号。

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以下为各区域吊顶式空调器选型汇总表。

表6.2 各区域吊顶式空调器参数

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6.2风机盘管

本设计中房间[1002]、[1003]、[3002]为独立办公室，采用风机盘管加新风系统。风机盘管选型方法与吊顶式空调器相同。各独立办公室所需参数见表4.2与表5.1。

以下为各独立办公室风机盘管选型汇总表。

表6.3 各房间风机盘管参数

6.3新风机组

本设计新风机组设在裙楼顶部平台上。根据每层楼所需新风量，选择两台海尔G-60WF型号的新风机组。分区参数以及新风机组型号参数如表6.4。

表6.4 所选新风机组参数

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7气流组织计算

在民用空调工程中，合理地组织空调房间内的气流是一个十分重要的环节，它直接影响着空调系统的使用效果。综合楼采用的气流组织方式很多，应根据实际情况与可能性进行合理的设计选择。

新风作为辅助送风，为简化计算，可忽略新风对气流的影响，因此只需对风机盘管送风的气流组织进行计算。

7.1散流器选型计算与校核

1) 首先确定分区的面积、风量以及所需制冷量。参数可由表6.1得到。 2) 将空调区进行划分，划分原则尽量等面积，形状规则。圆形方形散流器送风

面积的长宽比不宜大于1：1.5。

3) 拟选散流器类型和尺寸，假定散流器喉部风速vd3m/s，则单个散流器所

需的喉部面积为：

Sqvvdn (7.1)

式中： qv——分区所需风量，m3/s；

n——拟设散流器的个数。

4) 根据所需喉部面积，初选散流器喉部尺寸类型，则喉部实际风速为：

vdqvnS0 (7.2)

式中： S0——初选散流器喉部面积，m2。 散流器喉部速度一般去2-5m/s，最大不宜超过6m/s。

5) 散流器实际出口面积为喉部面积的90%，则散流器的有效流通面积为：

F90%S0 (7.3)

6) 散流器的出口风速为：

v0vd90% (7.4)

7) 计算射程为：

xKv0

Fvxx0 (7.5)

式中： x——以散流器中心为起点的射流水平距离，m；

K——系数，多层锥面散流器为1.4；

vx——在x处的最大风速，m/s

x0——自散流器中心算起到射流外观原点的距离，对于多

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层锥面型为0.07m。

根据要求，散流器的射程应大于散流器中心到房间或区域边缘距离的75%。 8）计算室内平均风速vm：

vm0.381rL

L24H2 (7.6)

式中： L——散流器服务区边长，m；

H——房间净高，m；

r——射流射程与变长L之比，因此rL即为射程，m。

空调夏季室内平均风速不应大于0.3m/s。

9）校核轴心温差衰减tx：

txvxt0vd (7.6)

式中：t0——室内送风温差，℃。 舒适性空调温度波动范围1℃。

7.2各分区散流器选型汇总

各区域的散流器选型具体参数如表7.1

表7.1 各分区散流器参数

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五层、六层房间类型与四层相同。

7.3新风口布置

1）新风进口位置：本系统采用独立的新风系统，因此只须考虑风机盘管机组配置合理；布置时应尽量使排风口与进风口远离，进风口应尽量放在排风口的上风侧；为避免吸入室外地面灰尘，进风口底部应距地面不宜低于2m。

2）新风口其他要求：进风口应设百叶窗，以防雨水进入，百叶窗应采用固定的百叶窗，在多雨地区，宜采用防水的百叶窗。

根据新风量及新风口出风速度选择新风送风口，具体参数如表7.2：

表7.2 各层新风送风口参数

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8风管系统设计计算

8.1空调器风管水力计算

8.1.1计算方法

采用假定流速法，计算风管管径：

1) 绘制通风或空调平面布置图，对个管段进行编号，标注长度和风量。 2) 确定合理的空气流速。

3) 根据各风管的风量和选择的流速确定个管段的断面尺寸，计算摩擦阻力和局

部阻力。

4) 并联管路的阻力平衡。 5) 计算系统的总阻力。 选择最不利环路作为计算出发点 现以1-1区域管段0-1为例：

从《空调与制冷技术手册》[2]可得干管内风速4~14m/s，支管内风速2~8m/s，初选风速为7m/s，风量为1.55m3/s，由此可知风断面积应为F=1.55/4=0.39m2，参照《空调与制冷技术手册》附录6-1b，选取断面尺寸为630×400，实际面积应为F0.252 m2，实际风速为6.15m/s。

由《流体输配管网》[3]，比摩阻R=0.82Pa/m，沿程阻力为

PyRL0.821.401.15Pa。

其余管段计算方法相同。

8.1.2风管参数汇总

用假定流速发确定各风管管段尺寸。具体参数如一下图和表： 1) 1-1分区风管系统

图8.1 分区1-1风管布置图

25

表8.1 分区1-1风管参数

注：最不利环路阻力损失为43.63Pa

以分区1-1并联风管阻力平衡情况：

从管路的布置图可看出：管段阻力最大不平衡出现在点5点，即管段1-2-3-4-5和管段点5到出风口。两者的阻力为：H1=37.05Pa；H2=6.58Pa。

很明显，两者的阻力>15％不符合要求。如改变送风口的风量调节阀的开启角度为30，根据叶片数n=2，按2ab20.20.20.10.33

从《空调与制冷技术手册》附录6.5序号32查得ξ2=4.2，则H2=38.58Pa

37.0515%符合要求。 则不平衡度：37.05-38.58

同理，可以校核其他风管的不平衡度。

26

图8.2 分区1-2风管布置图

表8.2 分区1-2风管参数

注：最不利环路阻力损失为38.74 Pa。

27

图8.3 分区1-3风管布置图

表8.3 分区1-3风管参数

注：最不利环路阻力损失为48.55 Pa。

28

图8.4 分区1-4风管布置图

表8.4 分区1-4风管参数

注：最不利环路阻力损失为40.70 Pa。

29

图8.5 分区1-5风管布置图

表8.5 分区1-5风管参数30

注：最不利环路阻力损失为46.16 Pa。

6) 分区2-1风管系统

图8.6 分区2-1风管布置图

表8.6 分区2-1风管参数

31

注：最不利环路阻力损失为59.24 Pa。

7) 分区2-2风管系统

图8.7 分区2-2风管布置图

表8.7 分区2-2风管参数

32

注：最不利环路阻力损失为71.65 Pa。

8) 分区2-3风管系统

图8.8 分区2-3风管布置图

表8.8 分区2-3风管参数

33

注：最不利环路阻力损失为45.86 Pa。

9) 分区2-4风管系统

图8.9 分区2-4风管布置图

34

表8.9 分区2-4风管参数

注：最不利环路阻力损失为61.12 Pa。

10) 分区2-5风管系统

图8.10 分区2-5风管布置图

表8.10 分区2-5风管参数

35

注：最不利环路阻力损失为37.73 Pa。

11) 分区2-6风管系统

图8.11 分区2-6风管布置图

表8.11 分区2-6风管参数36

注：最不利环路阻力损失为34.45 Pa。

12) 分区3-1风管系统

图8.12 分区3-1风管布置图

表8.12 分区3-1风管参数

37

注：最不利环路阻力损失为35.14 Pa。

13) 分区3-2风管系统

图8.13 分区3-2风管布置图

表8.13 分区3-2风管参数

38

注：最不利环路阻力损失为68.73 Pa。

14) 分区3-3风管系统

图8.14 分区3-3风管布置图

39

表8.14 分区3-3风管参数

注：最不利环路阻力损失为40.07 Pa。

15) 分区3-4风管系统

图8.15 分区3-4风管布置图

40

注：最不利环路阻力损失为46.31 Pa。

16) 分区3-5风管系统

图8.16 分区3-5风管布置图

41

注：最不利环路阻力损失为38.05 Pa。

17) 分区4-1风管系统

图8.17 分区4-1风管布置图

42

注：最不利环路阻力损失为66.09 Pa。

18) 分区4-2风管系统

图8.18 分区4-2风管布置图

43

注：最不利环路阻力损失为44.62 Pa。

19) 分区4-3风管系统

图8.19 分区4-3风管布置图

表8.19 分区4-3风管参数注：最不利环路阻力损失为24.57 Pa。

44

20) 分区4-4风管系统

图8.20 分区4-4风管布置图

表8.20 分区4-4风管参数

注：最不利环路阻力损失为66.09 Pa。

45

21) 分区4-5风管系统

图

8.21 分区4-5风管布置图

表8.21 分区4-5风管参数注：最不利环路阻力损失为44.62 Pa。

22) 分区4-6风管系统

图8.22 分区4-6风管布置图

46

表8.22 分区4-6风管参数

注：最不利环路阻力损失为24.57 Pa。

五层、六层房间类型与四层相同。

8.2新风管道水力计算

新风管道计算方法与空调器风管计算方法相同。 1) 一层西区

图8.23 一层西区新风管道平面布置图

47

注：最不利环路阻力损失为81.73 Pa。

2) 一层东区

图8.24 一层东区新风管道平面布置图

48

注：最不利环路阻力损失为110.30 Pa。

3) 二层西区

图8.25 二层西区新风管道平面布置图

49

注：最不利环路阻力损失为88.80 Pa。

4) 二层东区

图8.26 二层东区新风管道平面布置图

50

1绪论

1.1我国暖通空调的现状及其发展

进入90年代后，我国的居住环境和工业生产环境都已广泛地应用空调，空调技术已成为衡量建筑现代化水平的重要标志之一 。90年代中期，由于大中城市电力供应紧张，供电部门开始重视需求管理及削峰填谷，蓄冷空调技术提到了议事日程。近年来，由于能源结构的变化，促进了吸收式冷热水机组的快速发展，以及热泵技术在长江中下游地区的应用。

随着生产和科技的不断发展,人类对空调技术也进行了一系列的改进,同时也在积极研究环保、节能的空调产品和技术,已经投入使用了冰蓄冷空调系统、燃气空调、VAV空调系统、地源热泵系统等。暖通空调技术的发展，必然会受到能源、环境条件的制约，所以能源的综合利用、节能、保护环境及趋向自然的舒适环境必然是今后发展的主题。

1.2建筑空调系统节能国内外研究现状

1.2.1建筑空调系统节能国外研究现状

能源是整个经济系统的基本组成部份，作为一个能源消耗大国，美国在节能和提高能源利用率方面投入了大量的人力、物力。在美国的整个能源消耗中，有约1/3以上消耗在建筑能耗上，这些能耗用来满足人们的热舒适、空气品质、提高人们的生活质量。美国暖通空调制冷工程师协会、美国制冷协会、美国冷却塔协会等组织、美国能源部以及众多暖通空调设备生产厂家如York, Carrier等都为建筑节能做出了很大贡献。特别是美国制冷设备生产厂商投入了大量的资源研究高性能冷水机组，使得冷水机组单位制冷量的能耗仅为20世纪70年代的62.3%。美国在空调冷源水系统方面的研究也卓有成效，在冷却水系统方面着重于降低冷却水流量，以达到减少冷却水泵能耗的目的。日本是一个资源贫困的国家，其主要能源来自进口，同时又是一个能源高消费国家。因此，节能和提高能源的利用率对日本来讲有着重要的意义。长期以来，在建筑节能方面，日本做了大量工作，颁布了许多节能法规，提出了建筑节能的评价方法。日本的一些设备生产厂家对空调和制冷设备的投入也很大。Daikin公司首推的变频VRV系统，为中小型建筑安装集中式空调系统创造了条件；Sany公司则在直燃式冷水机组上成绩卓著。世界各国大力发展可再生能源作为空调冷热源用能。地源热泵供暖空调是一种使用可再生能源的高效节能、环保型的工程系统。在美国地源热泵系统占整个空调系统的20%左右;瑞士40%的热泵为地祸热泵，瑞典65%的热泵为地祸热泵。

1

1.2.2建筑空调系统节能国内研究现状

我国是一个人均资源相对贫乏的国家，因此节能降耗有着十分重要的意义。近年来，由于国民经济的快速发展，使我国的能源显得越来越紧张。

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，对压缩式冷水机组和吸收式冷水机组的技术经济比较研究较多，通过对众多方案的分析已经基本达成共识：吸收式冷水机组节电而不节能，对其在我国的应用应区别对待，对于有余热可以利用的地区，应大力提倡使用吸收式冷水机组，而一般建筑物则应采用蒸汽压缩式制冷。当然，在进行冷热源系统的选择时，还要考虑建筑物所在地的气象条件、电力供应状况、能源情况、空调系统有无采用余热回收的可能性等方面的问题。

通过对一些地区空调系统的调查发现，设计人员在涉及选用冷水机组时多考虑其额定工况下的全负荷性能，而对其部分负荷性能的考虑较少。在风冷式冷水机组和水冷式冷水机组的选择应用上我国制冷工程界也存在着认识上的差异。我国在冷源水系统方面的研究目前较少，一般都是按冷水机组的样本提供的冷却水量和冷冻水量进行冷却水泵和冷冻水泵的选择。对于水系统的水泵是否运行节能则关注不多。事实上，对于冷水机组的运行而言，冷凝器和蒸发器都要求定流量，因此，对于冷水机组部分负荷状态运行时，水泵的输出都是全负荷输出，水系统的全年运行能耗是相当大的。因此水系统的节能具有很大的潜力。

1.3空调系统发展和前景

1.3.1变频空调的发展

变频空调是目前空调消费的流行趋势。它与一般空调比，有着高性能运转、舒适静音。节能环保、能耗低的显著特点，它的出现改善了人们的生活质量。

日本作为变频空调强国，从20世纪80年代初开始到现在，变频空调已占其空调市场的90％左右。变频空调在我国发展速度相当快，不到8年时间就达到与日本先进水平同步。进入2000年，国内个别企业将直流变频技术与PAM控制技术结合应用，使空调完全进入变频空调的最高领域。

2

1.3.2无氟空调的发展

臭氧层破坏是当前全球面临的重大的环境问题之一，由于以前空调业所采用的传统制冷剂对臭氧层有破坏作用及产生温室效应，对大气造成破坏，因而无氟空调是众所期待的产品。近年来以海尔空调为代表的无氟空调的出现，标志着无氟空调时代的来临。

1.3.3舒适性空调的发展

健康是空调业发展的主题之一。以前的空调采用了多种健康技术，如负离子、离子集尘、多元光触媒等，这些技术的运用使空调产品的健康性能得到了极大提升。海尔空调把负离子、离子集尘、多元光触媒、双向换新风、健康除湿等领先技术在内的高科技手段组合起来使用，发挥了巨大的威力，而未来空调进步的一个方向也就是对各种技术的灵活使用。

空调气流的舒适度是健康空调的另一个标准。传统空调的送风方式简单直吹人体，易引起伤风、感冒、头痛、关节痛等不舒适状态，因此新近推出的风可以从周围环绕，而不是对人直吹，通过改善空调送风的气流分布，令人感觉更舒适的空调——环绕立体送风、三维立体风的健康空调成了热销产品也就不足为奇了。

1.3.4一拖多空调的发展

空调器的发展从一个侧面反映了我国居民居住环境的巨大变化，也为自身发展指明了方向。1993年以前，中国空调市场主要以一拖一为主，1993年海尔推出一拖二空调后，率先将空调业引入了一拖多时代。目前海尔一拖多空调产量突破了百万台足以证明其市场消费能力。海尔MRV网络变频一拖多中央空调的出现以及众多厂家的家用中央空调产品使得家庭中央空调迅速普及。

1.3.5其他空调新技术的发展

HEPA酶杀菌技术，对于0.3微米以上的粉尘吸附率可达99.9％，对结核菌、大肠菌等有害细菌具有高效杀菌能力，对霉菌的生长也有很强的抑制作用。

冷触媒这一技术采用日本专利，是一种低温低吸附的材料，根据吸附--催化原理，在常温下就能对甲醛等有害物质边吸附边分解成二氧化碳和水，这种触媒不需要再生，不需更换，使用寿命长达十年以上。

体感温度控制技术，智能装在遥控器上的感温元件，感知室内人们活动范围的温度，并将信息发射到主机接收器上，使主机随时调整运行状态，实现真正的体感温度控制自动化。

3

2工程概况

本大厦地上共二十六层。地下层为车库，地上三层为大型商场，高层为开敞式办公室，总空调面积约29608m2。其中商场总面积为6838m2。整栋建筑物一层、二层层高6m，三层层高5m。开敞式办公楼层高均为3.5m。裙楼顶部有块结构比较好的平台。整栋建筑外墙结构均为玻璃幕墙结构。设计包括地上三层，办公三层，设计所要求的空调面积为10119m2，不考虑冬季采暖。

建筑物相关设计资料如下：

外墙及外窗采用双层反射中空玻璃，两层6mm平板玻璃以及12mm热流水平空气层组成，夏季传热系数为1.61W/m2·K，传热延时为0.5h。

外门采用塑料筐双层玻璃门，两层6mm平板玻璃以及10mm热流水平空气层组成，夏季传热系数为2.50 W/m2·K，传热延时为0.5h。

内墙采用砖墙结构，两层20mm水泥砂浆以及120mm砖墙组成，夏季传热系数为2.78 W/m2·K，传热延时为4.6h。

照明设备由建筑电气专业提供，照明设备为暗装荧光灯，镇流器设置在顶棚内，荧光灯罩无通风孔，功率为30 W/m2。

空调使用时间，商场为8：00至21：00，办公室为8：00至20：00。

由黄翔主编的《空调工程》[1]得气象资料及室内外设计参数如表2.1：

表2.1 室内外设计参数

4

3设计方案的选择与论证

3.1设计特点

3.1.1建筑特点

该建筑是下商场上办公楼的裙楼塔楼的结构，外围结构为玻璃幕墙。下面三楼是裙楼部分，以上是塔楼部分。裙楼有一质量较好的平台。地下室为车库。

办公楼为敞开式办公室，空间较大，左右两边对称。

商场层高5至6米。敞开式办公室层高3.5米。

3.1.2使用特点

各层商场使用时间一般为上午八点至晚上九点，商场楼层中有个别独立的办公室；各办公楼层使用时间一般为上午八点至晚上八点，节假日休息。个别办公楼层需要节假日加班，所以不宜采用较大的集中空调系统。需注意的是商场的利用率很高，应尽量节省空间。

3.2方案比较

3.2.1空调系统方案比较

按负担室内空调负荷所用的介质分类可选择四种系统：全空气系统、空气—水系统、全水系统、冷剂系统。全空气系统分一次回风式和二次回风式系统，该系统是全部由处理过的空气负担室内空调冷负荷和湿负荷；空气—水系统分为再热系统和诱导器系统并用、全新风系统和风机盘管机组系统并用；全水系统即为风机盘管机组系统，全部由水负担室内空调负荷，在注重室内空气品质的现代化建筑内一般不单独采用，而是与新风系统联合运用；冷剂系统分单元式空调器系统、窗式空调器系统、分体空调器系统，它是由制冷系统蒸发器直接放于室内 ，消除室内的余热和余湿。对于较大型公共建筑，建筑内部的空气品质级别要求较高，全水系统和冷剂系统只能消除室内的余热和余湿，不能起到改善室内空气品质的作用，所以全水系统和冷剂系统在本次的建筑空调设计中不宜采用。

3.2.2冷热源方案比较

水冷式冷水机组所需的设施：专用机房、冷却塔、冷却水泵、集水器、分水器。 而风冷式冷水机组所需的附属设施为：冷冻水泵、集水器、分水器。初投资而言风冷式冷水机组要小于水冷式冷水机组。

两者的电量应明确机组装机容量与耗电量的区别及负荷分布对机组效率和耗电量的影响。全负荷时，风冷式冷水机组之冷凝温度高于水冷式机组，故风冷式冷水机组的压缩机需要较大的功率，但是空调负荷在整个夏季的分布是不均匀的，所以机组 5

在最大负荷下运行的时间是有限的。

3.3方案确定

本设计无论是商场亦或是办公楼层都属于大空间建筑，并且商场利用率较高，若采用全空气系统需要在每层设立集中空调设备，占用面积较大。所以，在这里考虑采用吊顶式空调器接风管送风，结合新风系统联合运行，对于商场中个别独立的办公室，可采用风机盘管加新风系统。两台新风机组设在裙楼上，分东区和西区分别供给新风。

吊顶式空调器及风机盘管加新风系统所占空间少，使用也较灵活，这种空调方式风管较小，可以降低房间层高要求，但维修工作量大，如果水管渗漏或冷水管保温不好而产生凝结水，对线槽内的电线或其它接近楼地面的电器设备是个威胁，因此要求确保管道安装质量。

风冷机组虽然无需安装冷却塔及泵房，维修简单，但空气源热泵的体型较大，占地面积达，同时室外机噪声较高，并存在热岛效应，使得外界局部空间环境条件恶化。对于地下室车库，占地面积相当宝贵，而裙楼平台面积不够，并且噪声会影响到周围环境。故采用水冷式冷水机组，制冷机房设在地下室，冷却塔置于裙楼顶。

3.4机组的结构和工作原理

吊顶式空调器及风机盘管是空调机组的末端机组之一,就是将通风机、换热器及过滤器等组成一体的空气调节设备。机组一般分为立式和卧式两种,可以按室内安装位置选定,同时根据室内装修要求可做成明装或暗装。机组是分散安装在每一个需要空调的房间内(如宾馆的客房、医院的病房、写字楼的各写字间等)。

机组中风机不断循环所在房间内的空气和新风，使空气通过供冷水或供热水的换热器被冷却或加热，以保持房间内温度。在风机吸风口外设有空气过滤器，用以过滤被吸入空气中的尘埃，一方面改善房间的卫生条件，另一方面也保护了换热器不被尘埃所堵塞。换热器在夏季可以除去房间的湿气，维持房间的一定相对湿度。换热器表面的凝结水滴入接水盘内，然后不断地被排入下水道中。

由于本设计中有独立的新风系统供给室内新风，即把新风处理到室内参数，不承担房间负荷。这种方案既提高了该系统的调节和运转的灵活性，且进入风机盘管和吊顶式空调器的供水温度可适当提高，水管结露现象可以得到改善。

6

4空调负荷计算

4.1冷负荷构成及计算原理

4.1.1围护结构瞬变传热形成冷负荷的计算方法

4.1.1.1外墙和屋顶瞬变传热形成冷负荷的计算方法

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：

QFKtc()tdkktn （4.1）

式中： Q—— 外墙瞬时传热引起的逐时冷负荷，W；

F—— 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《空调工

程》附录8； 

td——地点修正系数，见《空调工程》附录9；

k——外表面放热系数修正值，见《空调工程》表3-7；

k——吸收系数修正值，取k=1；

tn—— 室内计算温度，℃。

4.1.1.2内围护结构冷负荷的计算方法

当空调房间的温度与相邻非空调房间的温度大于3℃时,要考虑由内维护结构的温差传热对空调房间形成的瞬时冷负荷,可按如下传热公式计算：

QFKtwtlstn （4.2）

式中： Q、F、K、tn——同式（4.1）；

tw——夏季空调室外计算日平均温度，℃；

tls——邻室计算平均温度与夏季空调室外计算日平均温度差的

值，℃，见《空调工程》表3-9。

4.1.1.3外玻璃窗瞬变传热引起冷负荷的计算方法

在室内外温差的作用下, 玻璃窗瞬变热形成的冷负荷可按下式计算：

QCwFwKwtwltdtn （4.3）

式中： Kw——外玻璃窗传热系数，Wm2K，见《空调工程》附录10；

Fw——窗口面积，m2；

twl——外玻璃窗冷负荷计算温度的逐时值，℃，见《空调工程》

附录13

7

Cw——玻璃热窗的传热系数的修正值，见《空调工程》附录12；

td——玻璃窗的地点修正值，℃，见《空调工程》附录15。

4.1.2透过玻璃窗的日射得热形成冷负荷的计算方法

QCaCsCiFwDj,maxCLQ (4.4)

式中： Cs——窗玻璃的遮阳系数，见《空调工程》附录17；

Ci——窗内遮阳设施的遮阳系数，见《空调工程》附录18；

Fw——窗口面积，m2；

Ca——有效面积系数，见《空调工程》附录19；

CLQ——窗玻璃冷负荷系数，见《空调工程》附录20至附录23。

这里值得特别注意的是，玻璃幕墙的围护结构冷负荷计算由两部分组成，一是由室内外温差引起的逐时冷负荷，二是透过玻璃窗进入室内的日射得热引起的注视冷负荷。另外，在进行这类建筑空调系统设计时应注意一点，玻璃外墙围护结构冷负荷主要集中在离外墙6至8米的范围内，在空调设备布置时需特别注意这点。

4.1.3设备散热形成冷负荷的计算方法

设备和用具显热形成的冷负荷按下式计算：

QQsCLQ （4.5)

式中： CLQ——设备和用具显热形成的冷负荷，W；

Qs——设备和用具的实际显热散热量，W；

CLQ——设备和用具显热散热冷负荷系数，见《空调工程》附录

24至附录25。

4.1.4照明设备冷负荷的计算方法

根据照明灯具的类型和安装方式的不同，其冷负荷计算式分别为：

Q1000n1n2NCLQ (4.6)

式中： N ——照明设备所需功率, kW；

当明装荧光等的镇流器装在空调n1——镇流器消耗功率系数，

房间内是，取n1=1.2；当安装荧光灯镇流器装设在顶棚

内是，可取n1=1.0；

n2——灯罩隔热系数；

CLQ——照明散热冷负荷系数，见《空调工程》附录26。

8

4.1.5人体显热散热引起冷负荷的计算方法

人体散热引起的冷负荷计算式为：

QnCLQsqsql （4.7)

式中： n——室内全部人数；

——群集系数，见《空调工程》表3-14；

qs,ql——不同室温和劳动性质成年男子显热、潜热散热量，见

《空调工程》表3-15，W；

CLQs——人体散热冷负荷系数，见《空调工程》附录27。

4.2湿负荷构成及计算原理

4.2.1人体散湿量计算方法

人体散湿量可按下式计算：

D0.001ng (4.8)

式中： ——群集系数，同式（4.7)；

n——计算时刻空调区内总人数；

g——1名称年男子每小时散湿量，g/h。

4.2.2敞开水面散湿量计算方法

室内敞开水槽表面散湿量可按下式计算：

MLpq,bpqFpa0pa (4.9)

式中： ML——室内敞开水槽表面散湿量，kg/s；

Pa； pq,b——相应于水槽表面温度下饱和空气的水蒸气分压力，

pq——空气的水蒸气分压力，Pa；

pa0——标准大气压力，pa0=101325Pa；

pa——当地大气压力，Pa；

F——室内敞开水槽表面积，m2；

——蒸发系数，kg/(N·s)。

4.3负荷计算结果

4.3.1各房间详细逐时冷负荷

各房间详细逐时冷负荷计算值见附录1

9

4.3.2各房间负荷汇总

表4.2 各房间负荷汇总

五层、六层房间类型与四层相同。

10

5送风状态的确定

5.1方案

综上所述，采用吊顶式空调配合风机盘管加新风系统。新风系统的空气处理方式有以下几种：

1) 新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷；

2) 新风处理到室内状态的等含湿量线，新风机组承担部分室内冷负荷； 3) 新风处理到焓值小于室内状态点焓值,新风机组不仅承担新风冷负荷，还承

担部分室内显热冷负荷和全部潜热冷负荷，风机盘管仅承担一部分室内显热冷负荷，可实现等湿冷却，可改善室内卫生和防止水患；

4) 新风处理到室内状态的等温线风机盘管承担的负荷很大，特别是湿负荷很

大，造成卫生问题和水患；

5) 新风处理到室内状态的等焓线，并与室内状态点直接混合进入风机盘管处

理。风机盘管处理的风量比其它方式大，不易选型。

所以本设计选择新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷方案。 本设计选用新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷。

5.2焓湿图的绘制

1) 热湿比计算

xQ (5.1)

x——热湿比，kJ/kg；

Q——夏季室内冷负荷最大时刻的值，kW； W——夏季室内湿负荷，kg/s。

2) 绘制焓湿图

a) 在h-d图上确定室内空气状态点N，和室外空气状态点W。 b) 确定机器露点L和考虑温升后的状态点K。从N点引hN线，取温升为

1.5℃的线段与等焓线hN线和与90%线分别交于K、L点。连接

WL，此为新风在新风机组内实现的冷却减湿过程。

c) 确定室内送风状态点O。从N点作x线，该线与90%线相交于送

风状态点O，O确定之后，即可计算出空调房间的送风量（kg/h）为：

GQhNhO (5.2)

11

d) 确定风机盘管处理后的状态点M。连接KO并延长到M点，M点为经

风机盘管处理后的空气状态，风机盘管处理的风量为：

GFGGW (5.3)

由混合原理得：

GWhOhM

 (5.4) GFhNhO

延长KO，交hM于M点，连接NM，此为风机盘管内实现冷却减湿过

程。

e) 风机组负担的冷量和盘管负担的冷量。新风机组负担的冷量为： QWGW(hWhL) (5.5)

盘管负担的冷量为

QFGF(hNhM) (5.6)

5.3各房间送风状态参数汇总

各房间送风状态参数如表5.1：

表5.1 各房间送风状态参数

12

13

14

五层、六层房间类型与四层相同。

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图5.1为101房间的焓湿图。其余房间绘制方法类似。

图5.1 101房间空气处理过程

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6设备选型

6.1吊顶式空调器

6.1.1空调区域分区

首先，对空调区进行分区。由玻璃幕墙结构的特点，将空调区域分为靠近外围护结构和远离外围护结构两部分，将外围护结构形成的冷负荷按面积计算于靠近区域，其余冷负荷按面积分算于本房间所有区域。

分区原则为尽可能等面积分区，区域不交错，形状基本整齐，以便计算气流组织时布置风口。

下图为各层吊顶式空调器系统分区布置图。

图6.1 一层吊顶空调器系统分区

图6.2 二层吊顶空调器系统分区

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图6.3 三层吊顶空调器系统分区

图6.4 四至六层吊顶空调器系统分区

五层、六层房间类型与四层相同。

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6.1.2各区域空调器选型

根据所分区域的各个面积来分配个区域空调器所需承担的冷负荷以及要求的风量，通过冷负荷和风量进行吊顶式空调器的选型。

下表为各区域吊顶式空调所需承担冷负荷以及风量。

表6.1 各分局空调末端设备所需承担冷负荷和风量

以1-1区域为例，根据所需风量及中等风速选型原则，初选海尔生产的型号为G-5X2DF的吊顶式空调器，其额定风量为10000 m3/h，取最小水量L=8090kg/h，进水温度为7℃时查得风机盘管的冷量为49200W，满足要求。故选型号为G-5X2DF的吊顶式空调器，其水压降为18.5kPa。用同样方法确定其他区域的吊顶式空调器型号。

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以下为各区域吊顶式空调器选型汇总表。

表6.2 各区域吊顶式空调器参数

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6.2风机盘管

本设计中房间[1002]、[1003]、[3002]为独立办公室，采用风机盘管加新风系统。风机盘管选型方法与吊顶式空调器相同。各独立办公室所需参数见表4.2与表5.1。

以下为各独立办公室风机盘管选型汇总表。

表6.3 各房间风机盘管参数

6.3新风机组

本设计新风机组设在裙楼顶部平台上。根据每层楼所需新风量，选择两台海尔G-60WF型号的新风机组。分区参数以及新风机组型号参数如表6.4。

表6.4 所选新风机组参数

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7气流组织计算

在民用空调工程中，合理地组织空调房间内的气流是一个十分重要的环节，它直接影响着空调系统的使用效果。综合楼采用的气流组织方式很多，应根据实际情况与可能性进行合理的设计选择。

新风作为辅助送风，为简化计算，可忽略新风对气流的影响，因此只需对风机盘管送风的气流组织进行计算。

7.1散流器选型计算与校核

1) 首先确定分区的面积、风量以及所需制冷量。参数可由表6.1得到。 2) 将空调区进行划分，划分原则尽量等面积，形状规则。圆形方形散流器送风

面积的长宽比不宜大于1：1.5。

3) 拟选散流器类型和尺寸，假定散流器喉部风速vd3m/s，则单个散流器所

需的喉部面积为：

Sqvvdn (7.1)

式中： qv——分区所需风量，m3/s；

n——拟设散流器的个数。

4) 根据所需喉部面积，初选散流器喉部尺寸类型，则喉部实际风速为：

vdqvnS0 (7.2)

式中： S0——初选散流器喉部面积，m2。 散流器喉部速度一般去2-5m/s，最大不宜超过6m/s。

5) 散流器实际出口面积为喉部面积的90%，则散流器的有效流通面积为：

F90%S0 (7.3)

6) 散流器的出口风速为：

v0vd90% (7.4)

7) 计算射程为：

xKv0

Fvxx0 (7.5)

式中： x——以散流器中心为起点的射流水平距离，m；

K——系数，多层锥面散流器为1.4；

vx——在x处的最大风速，m/s

x0——自散流器中心算起到射流外观原点的距离，对于多

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层锥面型为0.07m。

根据要求，散流器的射程应大于散流器中心到房间或区域边缘距离的75%。 8）计算室内平均风速vm：

vm0.381rL

L24H2 (7.6)

式中： L——散流器服务区边长，m；

H——房间净高，m；

r——射流射程与变长L之比，因此rL即为射程，m。

空调夏季室内平均风速不应大于0.3m/s。

9）校核轴心温差衰减tx：

txvxt0vd (7.6)

式中：t0——室内送风温差，℃。 舒适性空调温度波动范围1℃。

7.2各分区散流器选型汇总

各区域的散流器选型具体参数如表7.1

表7.1 各分区散流器参数

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五层、六层房间类型与四层相同。

7.3新风口布置

1）新风进口位置：本系统采用独立的新风系统，因此只须考虑风机盘管机组配置合理；布置时应尽量使排风口与进风口远离，进风口应尽量放在排风口的上风侧；为避免吸入室外地面灰尘，进风口底部应距地面不宜低于2m。

2）新风口其他要求：进风口应设百叶窗，以防雨水进入，百叶窗应采用固定的百叶窗，在多雨地区，宜采用防水的百叶窗。

根据新风量及新风口出风速度选择新风送风口，具体参数如表7.2：

表7.2 各层新风送风口参数

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8风管系统设计计算

8.1空调器风管水力计算

8.1.1计算方法

采用假定流速法，计算风管管径：

1) 绘制通风或空调平面布置图，对个管段进行编号，标注长度和风量。 2) 确定合理的空气流速。

3) 根据各风管的风量和选择的流速确定个管段的断面尺寸，计算摩擦阻力和局

部阻力。

4) 并联管路的阻力平衡。 5) 计算系统的总阻力。 选择最不利环路作为计算出发点 现以1-1区域管段0-1为例：

从《空调与制冷技术手册》[2]可得干管内风速4~14m/s，支管内风速2~8m/s，初选风速为7m/s，风量为1.55m3/s，由此可知风断面积应为F=1.55/4=0.39m2，参照《空调与制冷技术手册》附录6-1b，选取断面尺寸为630×400，实际面积应为F0.252 m2，实际风速为6.15m/s。

由《流体输配管网》[3]，比摩阻R=0.82Pa/m，沿程阻力为

PyRL0.821.401.15Pa。

其余管段计算方法相同。

8.1.2风管参数汇总

用假定流速发确定各风管管段尺寸。具体参数如一下图和表： 1) 1-1分区风管系统

图8.1 分区1-1风管布置图

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表8.1 分区1-1风管参数

注：最不利环路阻力损失为43.63Pa

以分区1-1并联风管阻力平衡情况：

从管路的布置图可看出：管段阻力最大不平衡出现在点5点，即管段1-2-3-4-5和管段点5到出风口。两者的阻力为：H1=37.05Pa；H2=6.58Pa。

很明显，两者的阻力>15％不符合要求。如改变送风口的风量调节阀的开启角度为30，根据叶片数n=2，按2ab20.20.20.10.33

从《空调与制冷技术手册》附录6.5序号32查得ξ2=4.2，则H2=38.58Pa

37.0515%符合要求。 则不平衡度：37.05-38.58

同理，可以校核其他风管的不平衡度。

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图8.2 分区1-2风管布置图

表8.2 分区1-2风管参数

注：最不利环路阻力损失为38.74 Pa。

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图8.3 分区1-3风管布置图

表8.3 分区1-3风管参数

注：最不利环路阻力损失为48.55 Pa。

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图8.4 分区1-4风管布置图

表8.4 分区1-4风管参数

注：最不利环路阻力损失为40.70 Pa。

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图8.5 分区1-5风管布置图

表8.5 分区1-5风管参数30

注：最不利环路阻力损失为46.16 Pa。

6) 分区2-1风管系统

图8.6 分区2-1风管布置图

表8.6 分区2-1风管参数

31

注：最不利环路阻力损失为59.24 Pa。

7) 分区2-2风管系统

图8.7 分区2-2风管布置图

表8.7 分区2-2风管参数

32

注：最不利环路阻力损失为71.65 Pa。

8) 分区2-3风管系统

图8.8 分区2-3风管布置图

表8.8 分区2-3风管参数

33

注：最不利环路阻力损失为45.86 Pa。

9) 分区2-4风管系统

图8.9 分区2-4风管布置图

34

表8.9 分区2-4风管参数

注：最不利环路阻力损失为61.12 Pa。

10) 分区2-5风管系统

图8.10 分区2-5风管布置图

表8.10 分区2-5风管参数

35

注：最不利环路阻力损失为37.73 Pa。

11) 分区2-6风管系统

图8.11 分区2-6风管布置图

表8.11 分区2-6风管参数36

注：最不利环路阻力损失为34.45 Pa。

12) 分区3-1风管系统

图8.12 分区3-1风管布置图

表8.12 分区3-1风管参数

37

注：最不利环路阻力损失为35.14 Pa。

13) 分区3-2风管系统

图8.13 分区3-2风管布置图

表8.13 分区3-2风管参数

38

注：最不利环路阻力损失为68.73 Pa。

14) 分区3-3风管系统

图8.14 分区3-3风管布置图

39

表8.14 分区3-3风管参数

注：最不利环路阻力损失为40.07 Pa。

15) 分区3-4风管系统

图8.15 分区3-4风管布置图

40

注：最不利环路阻力损失为46.31 Pa。

16) 分区3-5风管系统

图8.16 分区3-5风管布置图

41

注：最不利环路阻力损失为38.05 Pa。

17) 分区4-1风管系统

图8.17 分区4-1风管布置图

42

注：最不利环路阻力损失为66.09 Pa。

18) 分区4-2风管系统

图8.18 分区4-2风管布置图

43

注：最不利环路阻力损失为44.62 Pa。

19) 分区4-3风管系统

图8.19 分区4-3风管布置图

表8.19 分区4-3风管参数注：最不利环路阻力损失为24.57 Pa。

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20) 分区4-4风管系统

图8.20 分区4-4风管布置图

表8.20 分区4-4风管参数

注：最不利环路阻力损失为66.09 Pa。

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21) 分区4-5风管系统

图

8.21 分区4-5风管布置图

表8.21 分区4-5风管参数注：最不利环路阻力损失为44.62 Pa。

22) 分区4-6风管系统

图8.22 分区4-6风管布置图

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表8.22 分区4-6风管参数

注：最不利环路阻力损失为24.57 Pa。

五层、六层房间类型与四层相同。

8.2新风管道水力计算

新风管道计算方法与空调器风管计算方法相同。 1) 一层西区

图8.23 一层西区新风管道平面布置图

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注：最不利环路阻力损失为81.73 Pa。

2) 一层东区

图8.24 一层东区新风管道平面布置图

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注：最不利环路阻力损失为110.30 Pa。

3) 二层西区

图8.25 二层西区新风管道平面布置图

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注：最不利环路阻力损失为88.80 Pa。

4) 二层东区

图8.26 二层东区新风管道平面布置图

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