空气调节课程设计.docx

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空气调节课程设计

空气调节课程设计

题目：

广州市某宾馆中

央空调系统设计

系别：

建筑环境与能源工程系

专业：

建筑环境与设备工程

姓名：

何兆会

学号：

072407123

指导教师：

周恒涛

河南城建学院

2010年11月16日

1绪论1

1.1设计目的1

1.2主要内容和基本要求1

2设计基本资料2

2.1工程概况2

2.2设计参数2

3负荷计算3

3.1冷负荷计算方法3

3.2空调冷负荷计算3

3.3空调湿负荷计算6

4设计方案的比较及确定6

4.1空调末端系统方案比较6

4.2空调水系统方案比较确定7

4.3制冷机组的种类及特点8

4.4地下水换热系统比较确定11

5空调末端设备的选择11

5.1风机盘管选型计算11

5.2新风机组选择计算17

6空调系统水力计算22

6.1空调风系统水力计算22

6.2空调水系统水力计算32

7气流组织计算35

7.1布置气流组织分布35

7.2散流器选择计算36

7.3侧送风口选择计算37

8空调机房设备的选择及地下水换热系统的设计39

8.1空调冷热源的确定39

8.2泵的选择40

8.3地下水换热系统的设计42

9热源井的设计46

9.1水源井的形式46

9.2管井构造及选择47

10消声、减振及保温设计53

10.1消声设计53

10.2减振设计54

1绪论

1.1设计目的

中央空调是酒店最主要的能源消耗大户，采用新产品新技术来改善中央空调运行经济性是一件非常有实用意义的事情。

中央空调的运行可靠性、舒适性是酒店吸引客人居住的重要一方面，如果空调系统不能很好的满足要求，达到各功能分区的室内舒适性空调设计参数，就将导致宾馆不能达到预定等级，影响酒店声誉和酒店经济效益。

此外，酒店的空调能耗非常大，约占酒店建筑总能耗的60％，酒店空调系统的节能将直接关系到酒店的经营成本。

本设计要求熟悉中央空调设计步骤及方法，负荷的计算，设备的选型和布置，熟悉所选用的中央空调系统，对比传统中央空调说明优缺点。

通过毕业设计过程，要系统的掌握中央空调的相关知识，并培养自己分析、解决问题的能力，为将来从事本专业相关设计工作和施工、验收、调试、运行、管理和有关应用科学的研究、技术开发等工作奠定可靠的基础。

1.2主要内容和基本要求

主要内容：

介绍设计的背景，了解国内外中央空调市场发展动态；结合已有的中央空调案例，熟悉中央空调的设计步骤、系统构成；对本设计进行深入分析、详细计算、完成设计；突出重点，说明采用这套系统的原因。

基本要求：

设计要有封面、目录、必要的分析和设计计算过程；计算过程要给出其来源；内容分章节，重负计算采用表格方式，参考资料应列出。

设计说明书要求文理通顺，书写工整，叙述清晰，格式符合学院要求，设计计算准确无误，内容充实，观点明确，论据充分，有一定的独创性。

2设计基本资料

2.1工程概况

本工程为广州某宾馆中央空调系统的设计。

建筑占地面积约为1454.8㎡；一层建筑面积约为363.7㎡，主要功能是门面房、消防监控室、宾馆大厅；二层建筑面积约为363.7㎡，主要为宾馆套房和会议室；三层建筑面积约为363.7㎡，功能为宾馆套房和服务间；四层建筑面积约为363.4㎡，功能为宾馆套房和服务间；建筑总高度16.8m，其中第一层3.6m，第二~四层3.0m。

2.2设计参数

2.2.1维护结构热工参数

表2-1维护结构热工参数表

名称

传热系数W/（m2·℃）

外墙

1.17

外窗

4.54

外门

4.54

屋顶

1.1

2.2.2室外气象参数

合肥位于北纬23°03′，东经113°17′，海拔6.6ｍ

表2-2夏季室外设计参数

大气压

室外计算干球温度

室外计算平均日较差

室外日平均干球温度

室外计算湿球温度

室外平均风速

100.45ｋPa

33.5℃

6.5℃

30.8℃

27.7℃

1.8m/s

2.2.3室内设计参数

表2-3室内设计参数

房间类型

室温（℃）

相对湿度％

噪声声级

（dB（A））

新风标准

（

）

夏季

冬季

夏季

冬季

会议室

26

20

60

50

35-40

15

客房

26

20

60

50

35-40

40

（注：

这里客房定位宾馆三级）

3负荷计算

3.1冷负荷计算方法

空调房间的冷负荷包括建筑围护结构传入室内热量形成的冷负荷，人体散热形成的冷负荷，灯光照明散热形成的冷负荷，以及其他设备散热形成的冷负荷。

通过维护结构传入室内的热量形成冷负荷时存在延迟和衰减，所以空调房间夏季设计冷负荷宜按不稳定传热方法计算各种热源所引起的负荷，再按各项逐时冷负荷的综合最大值确定。

以下所述的计算方法是谐波反应法的简化计算方法。

3.2空调冷负荷计算

3.2.1外墙、屋顶的瞬变传热的冷负荷

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：

W　　（3-1）

式中

——外墙和屋面瞬变传热引起的逐时冷负荷W；

——外墙和屋面的面积

；

——屋面和外墙的传热系数W/（m2·℃）；

——计算时刻，h；

——围护结构表面受到周期为24h谐性温度波作用，温度波传到内表面的时间延迟，h；

——温度波的作用时间，即温度波作用于围护结构外表面的时间，h；

——作用时刻下，围护结构的冷负荷计算温差，简称负荷温差，℃。

3.2.2内墙、门、楼板传热的冷负荷

当空调房间的温度与相邻非空调房间的温度大于3℃时,要考虑由隔墙、楼板、内窗、内门等内维护结构的温差传热对空调房间形成的冷负荷,可视作稳定传热，不随时间而变化，按如下传热公式计算：

W　　（3-2）

式中

——稳态冷负荷W；

——内墙或内楼板的传热系数W/（m2·℃）；

——内墙或内楼板的面积m2；

——夏季空调室负计算日平均温度℃；

——附加温升，取邻室平均温度与室外平均温度的差值℃；

——室内设计温度℃。

3.2.3外窗玻璃瞬变传导得热形成的的冷负荷

在室内外温差的作用下,玻璃窗瞬传热形成的冷负荷可按下式计算：

W　（3-3）

式中

——外玻璃窗瞬变传热引起的逐时冷负荷W；

——窗口的面积

；

——玻璃窗的传热系数，单层窗可取5.8W/（m2·℃），双层窗可取2.9W/（m2·℃）；

——计算时刻的负荷温差，℃；

3.2.4玻璃窗日射得热形成的冷负荷

透过玻璃窗进入室内的日射得热形成的逐时冷负荷按下式计算：

W　　（3-4）

式中

——透过玻璃窗的日射得热形成的冷负荷W；

——窗口的面积

；

——窗口的构造修正系数；

——地点修正系数；

——计算时刻时，透过有内遮阳外窗的负荷强度,W/

；

——内遮阳设施的遮阳系数；

3.2.5设备散热冷负荷

设备和用具显热形成的冷负荷，按下式计算：

W　（3-5）

式中

——设备和用具显热形式的冷负荷W；

——设备和用具的实际散热量W；

——ζ-T时间设备散热的冷负荷系数。

3.2.6灯光照明散热形成的冷负荷

荧光灯

W（3-6）

式中

——照明设备散热形成的冷负荷W；

——镇流器消耗功率系数，可取1.0；

——灯罩隔热系数；

——照明灯具所需功率，W；

——ζ-T时间照明散热的冷负荷系数；

3.2.7人体散热形成的冷负荷

其冷负荷可按下式计算：

=n1n2qXζ-TW（3-7）

式中

——室内总人数；

——群集系数；

——不同室温和劳动性质时成年男子散热量，W；

——ζ-T时间人体显热散热量的冷负荷系数；

3.2.8空调新风冷负荷

KW　　　　（3-8）

式中

——新风冷负荷KW；

——新风量kg/h；

——室外空气焓值kJ/kg；

——室内空气焓值kJ/kg。

3.3空调湿负荷计算

　　　　人体的散湿量引起的湿负荷计算：

mw=0.278nφg×10-6　　（3-9）

式中mw—人体散湿量Kg/s；

n—室内全部人数；

Φ—群集人数；

g—成年男子的小时散湿量g/h。

详细计算见附表1

3.3.2外门的冷负荷计算

当房间送风两大于回风量而保持相当的正压时，如形成正压的风量大于无正压时渗入室内的空气量，则可不计算由于门、窗缝隙渗入空气的热、湿量。

如正压风量较小，则应计算一部分渗入空气带来的热、湿量或提高正压风量的数值。

（a）外门瞬变传热得形成的冷负荷

计算方法同窗户瞬变传热得形成的冷负荷。

（b）外门日射得热形成的冷负荷

计算方法同窗户日射得热形成的冷负荷，但一层大门一般有遮阳。

（c）热风侵入形成的冷负荷

由于外门开启而渗入的空气量G按下式计算：

G=nVmγw  kg/h                       

式中   Vm——外门开启一次（包括出入各一次）的空气渗入量（m2/人次?

h），按下表3—9选用；

       n——每小时的人流量（人次/h）；

       γw——室外空气比重（kg/m2）。

表3—9Vm值（m2/人次?

h）

每小时通过

的人数普通门            带门斗的门                 转门

单扇     一扇以上    单扇     一扇以上     单扇     一扇以上

100           3.0        4.75       2.50       3.50        0.80       1.00

100~700       3.0        4.75       2.50       3.50        0.70       0.90

700~1400      3.0        4.75       2.25       3.50        0.50       0.60

1400~2100     2.75       4.0        2.25       3.25        0.30       0.30

因室外空气进入室内而获得的热量，可按下式计算：

                       Q=G*0.24（tw-tn） kcal/h                  

（四）地面的冷负荷计算

舒适性空气调节区，夏季可不计算通过地面传热形成的冷负荷。

工艺性空气调节区，有外墙时，宜计算距外墙2m范围内的地面传热形成的冷负荷，地面冷计算采用地带法（同采暖）。

（五）内墙、内窗、楼板、地面的冷负荷

内墙、内窗、楼板等围护结构，当邻室为非空气调节房间时，其室温基数大于3℃时，邻室温度采用平均温度，其冷负荷按下式计算：

                      Q=KF（twp+⊿tls－tn） W                

式中   Q——内墙或楼板的冷负荷，W；

K——内墙或楼板的传热系数，W/m2?

℃；

F——内墙或楼板的传热面积，m2；

tls——邻室计算平均温度与夏季空气调节室外计算日平均温度的差值，℃。

内墙、内窗、楼板等其邻室为空气调节房间时，其室温基数小于3℃时，不计算。

3.4湿负荷计算

（a）人体散湿量

人体散湿量应同人体散热量一样考虑。

计算过程如下：

查资料得，成年男子散热散湿量为：

显热61W/人，潜热73W/人，109g/h?

人；房间人数为20人。

Q=qnn′=109×20×0.77=0.00047kg/s

（b）水面散湿量

W=β（Pq?

b－Pq）F  kg/s                   

式中   Pq?

b——相应于水表面温度下的饱和空气的水蒸汽分压力，Pa；

Pq——空气中水蒸汽分压力Pa；

F——蒸发水槽表面积，m2；

β——蒸发系数，kg/（N?

s），β按下式确定：

β=（α+0.00363v）10－5；

B——标准大气压力，其值为101325Pa；

B′——当地实际大气压力，Pa；

α——周围空气温度为15~30℃，不同水温下的扩散系数，kg/（N?

s）；

v——水面上周围空气流速，m/s。

表3—11不同水温下的扩散系数α

水温（℃）    <30     40     50     60     70     80     90     100

αkg/（N?

s）   0.0043  0.0058  0.0069  0.0077  0.0088  0.0096  0.0106  0.0125

（c）食品的散湿量

餐厅的食品的散湿量可按就餐总人数每人10g/h考虑。

以207餐厅为例，计算过程如下：

已确定餐厅人数为200人。

则Q=10×200=2000g/h=0.00056kg/s

热负荷的计算和供热基本相同 只是采用了平均温度的计算方法

4设计方案的比较及确定

4.1空调末端系统方案比较

空调系统按空气处理设备的集中程度分类，可分为三类：

（1）集中式空调系统（如全空气系统）；

（2）半集中式空调系统（如风机盘管加新风系统）；（3）分散式空调系统（如家用空调）。

（1）集中式空调系统空气集中于机房内对其进行处理（冷却、去湿、加热、加湿等），空调房间只有空气分配装置。

其优点：

集中进行空气的处理、输送和分配；设备集中、易于管理。

缺点：

集中供应时各空调区域冷热负荷变化不一致，无法进行精确调节；各集中式系统均有风管尺寸大、占有空间大的缺陷；空调房间之间有风管连通，使各方间互相污染。

（2）半集中式空调系统除了集中空调机房外，还设有分散在被调房间内的二次设备，即末端设备，其中多半设有冷热交换装置，它的功能主要是在空气进入被调房间之前，对来自集中处理设备的空气作进一步补充处理，如风机盘管加新风系统，当使用此系统时，新风管管径较小。

其优点:

布置灵活，各房间可独立调节室温，容易满足各个房间各自的温湿度控制要求，房间不住人时可方便的关掉机组，不影响其他房间，从而比其他系统较节省运转费用；使用寿命长；缺点：

房间内设置空气处理设备后，管理维修不方便，如设备中有风机，会给室内带来噪音；分散布置，敷设各种管线较复杂；水系统复杂，易漏水；无法实现全年多工况节能运行调节。

（3）分散式空调系统对室内空气进行热湿处理的设备全部分散于各房间内。

其优点：

把冷热源和空气处理、输送设备集中设置在一个箱体内，形成一个紧凑的空调系统，安装方便，可灵活而分散的设置在空调房间内。

缺点：

空调机组是由压缩冷凝机组、蒸发器和通风机等联合工作的，尽管压缩冷凝机组有较大的容量，如果蒸发器（包括风机）的传热能力（面积、传热系数）不足，则可能使制冷机的冷量得不到应有的发挥，制冷压缩机，风机会给室内带来噪音。

根据以上方案的比较，对该空调末端系统采用以下方案：

整个中央空调系统采用风机盘管加新风系统。

会议室其末端设备采用高静压型风机盘管；客房末端设备采用标准型风机盘管。

新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷。

新风与风机盘管共用出风口，因无空调机房，所以把新风机组放置在楼顶。

4.2空调水系统方案比较确定

空调水系统包括冷冻水系统和冷却水系统两个部分，它们有不同类型可供选择。

表4-1空调水系统比较表

类型

特征

优点

缺点

闭式

管路系统不与大气相接触，仅在系统最高点设置膨胀水箱

与设备的腐蚀机会少;不需克服静水压力，水泵压力、功率均低。

系统简单

与蓄热水池连接比较复杂

开式

管路系统与大气相通

与蓄热水池连接比较简单

易腐蚀，输送能耗大

同程式

供回水干管中的水流方向相同；经过每一管路的长度相等

水量分配，调度方便，便于水力平衡

需设回程管，管道长度增加，初投资稍高

异程式

供回水干管中的水流方向相反；经过每一管路的长度不相等

不需设回程管，管道长度较短，管路简单，初投资稍低

水量分配，调度较难，水力平衡较麻烦

两管制

供热、供冷合用同一管路系统

管路系统简单，初投资省

无法同时满足供热、供冷的要求

三管制

分别设置供冷、供热管路与换热器，但冷热回水的管路共用

能同时满足供冷、供热的要求，管路系统较四管制简单

有冷热混合损失，投资高于两管制，管路系统布置较简单

四管制

供冷、供热的供、回水管均分开设置，具有冷、热两套独立的系统

能灵活实现同时供冷或供热，

没有冷、热混合损失

管路系统复杂，初投资高，占用建筑空间较多

单式泵

冷、热源侧与负荷侧合用一组循环水泵

系统简单，初投资省

不能调节水泵流量，难以节省输送能耗，不能适应供水分区压降较悬殊的情况

复式泵

冷、热源侧与负荷侧分别配备循环水泵

可以实现水泵变流量，能节省输送能耗，能适应供水分区不同压降，系统总压力低。

系统较复杂，初投资较高

根据以上各系统的特征及优缺点，结合本酒店情况，本设计空调水系统选择闭式、同程、双管制、单式泵系统，这样布置的优点是过渡季节只供给新风，不使用风机盘管的时候便于系统的调节，节约能源。

本系统设计采用双管制供应冷冻水，还具有结构简单，初期投资小等特点。

同时考虑到节能与管道内清洁等问题，可以采用闭式系统，不与大气相接触，管路不易产生污垢和腐蚀，不需要克服系统静水压头，水泵耗电较小。

4.3制冷机组的种类及特点

目前常用的制冷方式主要有两种形式：

压缩式制冷和吸收式制冷。

空调系统常用的载冷剂主要是水。

在高层民用建筑空调中，压缩式制冷是目前应用最为广泛的一种制冷方式，从压缩机的结构来看，压缩式制冷大致可分为活塞压缩式、螺杆压缩式、离心式压缩式；吸收式制冷与压缩式制冷的区别是：

压缩式制冷以电为能源，而吸收式制冷则是以热为能源。

在高层民用建筑空调制冷中，吸收式制冷常采用的工质是溴化锂水溶液，其中水为制冷循环用冷媒，溴化锂为吸收剂；而压缩式制冷的原理是低压冷媒蒸汽在压缩机内被压缩为高压蒸汽后进入冷凝器，冷媒和冷却水在冷凝器中进行热交换，冷媒放热后变为高压液体，通过热力膨胀阀后，液态冷媒压力急剧下降，变为低压液态冷媒后进入蒸发器。

在蒸发器中，低压液态冷媒通过与冷冻水的热交换而发生汽化，吸收冷冻水的热量而成为低压蒸汽，再经过回气管重新吸入压缩机，开始新的一轮潜热。

活塞式机组通过活塞的往复运动吸入气体和压缩气体,适用于冷冻和中、小容量的空调制冷与热泵系统.其优点是价格低廉，制造简单，运行可靠，使用灵活方便。

离心式通过叶轮离心力作用吸入气体和对气体进行压缩,容量大,体积小,可实现多机压缩,以提高效率和改善调节性能.适用于大容量的空调制冷系统。

热泵是近年来比较受欢迎的中央空调的冷热源机组，它是一种利用高位能使能量从低位热源流向高位热源的节能装置。

顾名思义，像泵一样，可以把不能直接利用的低位热能（如空气、土壤、水中所含的热能）转换为可以利用的高位热能，从而达到节省部分高位能的目的。

热泵技术是应用低位再生能的重要措施之一，是合理利用高位能的典范。

以地下水为热源和热汇的热泵系统称之为地下水热泵系统。

近年来，地下水源热泵系统在我国北方一些地区得到了广泛的应用。

它相对于传统的供暖（冷）方式及空气源热泵具有如下特点：

（1）地下水源热泵具有较好的节能性。

地下水的温度相当稳定，一般等于当地全年平均气温或高1～2℃左右，冬暖夏凉，使机组的供热季节性能系数和能效比高。

同时温度较低的地下水，可直接用于空气处理设备中，对空气进行冷却除湿处理从而节省能量，相对于空气源热泵，能够节省约23％～24％的能量。

国内地下水源热泵的制热性能系数可达3.5～4.4，比空气源热泵的制热性能系数高40％。

（2）地下水源热泵具有显著的环保效益。

目前，地下水源热泵的驱动能源是电能，电能是一种清洁能源。

因此地下水源热泵应用场合无污染，其节能性，使电厂附近的污染减弱。

（3）地下水源热泵具有良好的经济性。

美国127个地源热泵的实测表明，地源热泵相对于传统方式，运行费用节约18％～54％，其维修费用高于土壤耦合系统，但与传统的冷水机组加燃气锅炉相比还是低的。

根据北京市统计局信息咨询中心对采用地下水源热泵技术的11个项目的冬季运行分析报告：

在供暖的同时，还供冷、供热水、供新风的情况下，单位面积费用支出9.48～28.85元不等。

63％的项目低于燃煤集中供热的采暖价格。

全部被调查项目均低于燃油、燃气和电锅炉供暖价格。

据专家初步估计，使用地下水源热泵技术，投资增量回收期为4～10年。

（4）地下水源热泵能够减少高峰需电量。

这对于减少峰谷差有积极意义。

当室外气温处于极端状态时，用户对能源的需求量亦处于高峰期，而此时空气源热泵、地表水源热泵的效率最低，地下水源热泵却不受室外气温的影响。

因此，在室外气温低时，地下水源热泵能减少高峰需电量。

（5）回灌是地下水源热泵的关键技术。

在面对地下水资源严重短缺的今天，如果地下水源热泵的回灌技术有问题，不能将100％的井水回灌到含水层内，那将会带来一系列的生态环境问题：

地下水位下降，含水层疏干，地面下沉，河道断流等，会使已不乐观的地下水资源状况雪上加霜。

为此地下水源热泵系统必须具备可靠的回灌措施。

目前，国内地下水源热泵系统有两种类型：

同井回灌系统和异井回灌系统。

根据一些运行实践表明，大量使用深井水导致地面下沉，且逐步造成水源枯竭，因此，如以深井为热源时，必须采用“深井回灌”的方法，将地下水再回灌到同一含水层中。

同时，采用“夏灌冬用”和“冬灌夏用”的措施。

所谓“夏灌冬用”就是把夏季温度较高的城市水或经冷凝器排出的热水回灌到有一定距离的另一个深井中去，即将热量储存到地下的含水层中，冬季再从该井中抽出使用作为热泵的水热源。

“冬灌夏用”则反之。

这样不仅实现了地下含水层的蓄热作用，而且防止了地面的沉降。

典型的集中式地下水源热泵空调系统由地下水换热系统、水源热泵机组、冷冻水管路系统和空调末端系统组成。

空调末端系统的功能是按建筑物各房间冷热负荷的大小，合理地将冷量和热量分配到各个房间，并组织空气合理的流动；冷冻水管路系统是输送冷媒和热媒的大动脉，它由冷冻水循环泵、补给水系统、定压装置、排气和泄水装置及管路附件组成。

水源热泵机组是系统的核心装置；地下水换热系统是地下水源热泵空调系统所特有的系统，其功能是将地下水中的地位能输送给水源热泵机组，作为机组的热源或热汇。

螺杆式水源热泵机组通过转动的两个螺旋形转子相互啮合而吸入气体和压缩气体.利用滑阀调节汽缸的工作容积来调节负荷.转速高,允许压缩比高,排气压力脉冲性小,容积效率高,其主要优点是结构简单，体积小。

重量轻，通过对滑阀的控制，可以在15%-100%的范围内对制冷量进行无级调节，且它在低负荷时的效能比较高，这对于民用高层建筑的空调复合有较好的实用性。

与活塞式机组相比螺杆式水源热泵机组机构简单，运动部件少，物往复运动的惯性力，转速高，运动平稳，振动小，另外，它在运行上比较平衡，