空调凝结水管建议采用UPVC管。
冷冻水按供回水7/12℃计算流量,水泵压出口流速取2.4-3.6m/s，吸入口取1.2-2.1m/s，主干管流速取1.2-4.5m/s，一般管道取1.5-3m/s，闭式系统选表面当量绝对粗糙度K＝0.2mm，确定主要管段流量、流速、管径。
比摩阻（Pa/m）根据K、流速、管径查设计手册水力计算表。
4、水管保温层厚度的确定
5、水环路阻力损失的计算及水泵的选型
膨胀水箱选用
2.2.6空调系统消声减震设计
设计中最好能对选用通风机进行实测，不具备条件时可以根据公式进行粗略评估其声功率级，而在空气沿程输送过程中有自然衰减的作用存在，所以只有在衰减不能满足消声要求时才会考虑装置消声器。
2.3设计规范及标准
（1）采暖通风与空气调节设计规范（GB50019-2003）
（2）房屋建筑制图统一标准（GB/T50001－2001）
（3）采暖通风与空气调节制图标准（GB/T50114-2001）
（4）公共建筑节能设计标准（GB50189-2005）
3设计参数
3.1围护结构的热工参数
1）外墙为厚240mm砖墙，属教材附录表2-9中序号44，K=1.95W/（㎡·K），
，
，
，
。
2）屋顶采用教材附录表2-9中序号9，保温材料为水泥膨胀珍珠岩，厚90mm，K=0.93W/（㎡·K），
，
，
，
。
3）内墙为240mm砖墙，内外表面分别抹20mm厚白灰。
4）窗：
玻璃为3mm厚浅蓝色吸热玻璃，K=3.01W/（㎡·K），单层钢窗，80%玻璃，窗内遮阳设施为深黄色布窗帘，遮阳系数0.65。
3.2室内设计参数
1）室内设计温度22℃，相对湿度为60%。
2）室外空气参数（北京）：
1 夏季空调室外计算干球温度tw33.2℃；
2 夏季空调室外计算湿球温度ts26.4℃；
3 夏季室外平均风速v:
1.9m/s。
3）围护结构面积统计：
屋顶：
600㎡
窗：
9㎡，南北各开6个
东外墙：
80㎡西外墙：
80㎡
南外墙：
66㎡北外墙：
66㎡
4）人员密度：
0.6-0.8人/㎡
5）照明设备为30W白炽灯200个
4空调冷、湿负荷计算
4.1围护结构瞬变传热形成冷负荷的计算
1）外墙及屋顶温差传热冷负荷
式中：
τ—计算时刻，h；
ε—围护结构表面受到周期为24小时谐性温度波传到内表面时间延迟，h；
τ-ε—温度波的作用时间，级温度波作用于围护结构内表面的时间,h；
K—维护结构传热系数，W/m2·K；；
F—围护结构计算面积，㎡；
Δtτ-ε—作用时刻下，维护结构的冷负荷计算温差，简称符合温差，见附录2-10（墙体），附录2-11（屋顶）。
（计算结果见附录）
2）窗户瞬时传到得热形成的冷负荷：
式中：
CLQτ—通过外墙和屋面的得热量所形成的冷负荷，W;
F—窗口面积，单位：
㎡；
K—玻璃窗传热系数，取3.01W/（m2·K）；
Δt—计算时刻下结构的负荷温差，℃，见附录2-12；
（计算结果见附录）
3）窗户日射得热形成的冷负荷
式中：
xg—窗的有效面积系数，单层钢窗取0.85。
xd—地点修正系数，见附录2-13。
该工程设计为北京，选Xd=1
Cs—窗玻璃的遮挡系数，见附录2-7.选,0.89
Cn—窗内遮阳设施的遮阳系数。
设计中采用深黄色布帘内遮阳。
选0.65
F—窗的面积，54m2
Jj·τ—计算时刻时，透过单位窗口面积的太阳总辐射热形成的冷负荷，简称负荷强度，W/m2，见附录2-13。
Jj·τ—计算时刻时，透过单位窗口面积的太阳总辐射热形成的冷负荷，简称负荷强度，W/㎡,见附录2-13。
（计算结果见附录）
4.2设备、照明和人体散得热形成的冷负荷的计算
1）设备、照明和人体散得热形成的冷负荷
式中：
CLQτ—设备照明和人体散得热形成的冷负荷（W）;
Q—设备、照明和人体的得热，W
T—设备投入使用时刻或人员进入房间时刻，h；
τ-T—从设备投入使用时刻或开灯时刻或人员进入房间时刻到计算时间的时间，h；
JXτ-T（JEτ-T,JLτ-T,JPτ-T）—τ-T时刻的设备负荷强度系数（附录2-14），照明负荷强度系数（附录2-15），人体负荷强度系数（附录2-16）
商场人员密度为0.6～0.8人/㎡，按取最大值0.8计算室内人数为480人。
（计算结果见附录）
4.3设备散热冷负荷
此设计中没有说到设备情况，所以不计算设备散热引起的冷负荷。
本设计中将忽略设备的散热冷负荷的计算。
4.4空调总冷负荷的计算
空调总冷负荷=围护结构冷负荷的计算+人体散热形成的冷负荷+照明散热形成的冷负荷
（汇总结果见附录）
由计算结果可知，负荷最大值出现在下午20点，其值为101913.3443.4W。
4.5空调湿负荷计算
商场由于人员多，湿负荷主要是由人员散湿引起的，所以在各层商场的湿负荷计算中，只考虑了人员，而忽略了其它散湿。
湿负荷计算公式：
式中：
Dτ—人体散湿量,g/h；
g—成年男子的小时散湿量；
n—室内全部人数；
μ—群集系数。
商场工作属于轻度劳动，当室温22°时，成年男子的小时散湿量为150g/h，群集系数μ=0.89。
商场的人体散湿量，就为Dτ=480*150*0.89=17.8g/s。
5空调方案的设计
5.1空调方式的确定
5.1.1全空气空调系统：
（方案一）
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。
5.1.2新风加风机盘管系统：
（方案二）
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。
通过对比分析方案
（一）和方案
（二），确定此综合楼商场空调系统采用方案
（一），即全空气系统并且确定为冷却加湿方案。
5.2空气处理过程设计
由已知条件知新风量为30m3/人·h：
5.3.空调系统的方案确定及风量计算
5.3.1夏季送风量及送风状态的确定
通过冷负荷的计算结果可以看出，该空调房间最大冷负荷（不含新风）出现在:
20:
00点钟,最大冷负荷（不含新风）为:
101913.3448W,总余湿量为17.8kg/h面积：
600㎡
通过上述几方面的计算可以得出空调的冷负荷情况：
夏季：
tW=33.2℃，
℃，
kJ/kg，tn=22℃，
kJ/kg，
=60%，冷负荷：
Q=101913.3448W，湿负荷：
W=17.8g/s
图6-1全空气一次回风系统焓湿图（夏季）
（1）计算热湿比
（5.1）
在h-d图上确定室外状态点w（干球温度33.2℃，湿球温度为26.4，相对湿度58.54%）并确定室内状态点N（tn=22℃及相对湿度
得iN=48kJ/kg，dN=10g/kg过N点作ε=5725.49kJ/kg线与
相对湿度线相交得送风状态点O；取送风温差Δto=8℃，则送风温度to=22-8=14℃，iN=33kJ/kg，dN=7.5g/kgkJ/kg，
（2）总送风量
（5.2）
新风量：
Gw=30m3/h·人*480人=4m3/s=4.84kg/s
（3）新风量的确定
（5.3）
系统的新风量不应小于其总风量的10%，所以新风满足要求；
GW=4m3/s
（4）确定新、回风混合状态点
（5.4）
求得ic=72.32kj/kg
作ic的等焓线，交
线为C点。
（5）系统的冷量
（5.5）
6送风系统的设计
6.1送风系统的设计
室内气流速度、温湿度是人体热舒适的要素，因此必须对房间进行合理的空气处理方式和合理的气流组织方式。
气流分布设计的目的是风口布置，选择风口规格，校核室内气流速度、温度等等。
因此，一个合理的空气处理方式和合理的气流组织对于室内的空气质量有着直接和主要的影响，送风口以安装的位置分，有侧送风口、顶送风口、地面风口；按照送出气流的流动状况有扩散型风口、轴向型风口和孔板送风。
扩散型风口具有较大的诱导室内空气的作用，送风温度衰减快，但射程较短；轴向型风口诱导室内气流的作用小，空气温度、速度的衰减慢，射程远；孔板送风口是在平板上满布小孔的送风口，速度分布均匀，衰减快。
在设计中，采用了方形散流器，采取的是顶送风。
6.2散流器的选择
选择方行散流器作为送风口，其风口尺寸为400*400mm，有效面积系数为0.8，则FO=0.128㎡。
取工作区高度为2m，风口中心距顶棚0.6m，楼层净高为4m，则x=4-2.0-0.6=1.4m。
则
取Uo=4m/s，则Ux=1.36m/s。
因为每个风机处理的风量为21.8kg/s，也就是18.17
/s，所以由公式：
G=nFoUo可得：
n=18.17/（0.128*4）=35个,因此需要35个方型散流器。
6.3送风管道的阻力计算
6.3.1利用假定流速法
根据《实用供热空调设计手册》确定各个管段的管径和阻力的大小，对不平衡的管段进行阻力的调节，或者利用增设减压阀门来平衡阻力。
6.3.2选择风管流速
总风管:
7.5m/s，送风口支管:
2.5m/s。
6.3.3计算风道的总阻力
沿程阻力可根据风道的断面尺寸和实际流速，查阅“风道单位长度沿程阻力压力损失计算表”求出单位长度摩擦阻力损失R，再根据公式以及管长，进一步求出管段的摩擦阻力损失。
1）沿程压力损失的基本计算公式：
长度为L（m）的风道的沿程压力损失可按下式计算：
ΔPy—单位管长沿程压力损失，也称为单位管长摩擦阻力损失，Pa/m；
ρ—空气密度，标准状况下，ρ＝1.2kg/m3；
v——风道内空气的平均流速，m/s；
de——风道的当量直径，m；
圆形风道的当量直径de＝d，d为风道直径；
矩形风道的当量直径de＝2ab/（a＋b），a、b分别为矩形风道的两个边长；
λ——摩擦阻力系数，λ值可按下式计算：
λ=0.11（K/de）~0.25
K——风道内壁的当量绝对粗糙度；取0.15mm
Re——雷诺数；
Re＝vde/υ
υ——空气的运动粘度，标准状况下，υ＝15.06×10-6m2/s。
2）局部压力损失的基本计算：
ΔPj=Σξ*U动压
3）总阻力=沿程+局部：
ΔP=Σ（ΔPy+ΔPj）
风道阻力各个参数取值和计算结果如下：
风管最不利压力损失表
管段号
管径
de（m）
长度
L（m）
ν
（m/s）
R
（Pa/m）
△Py
（Pa）
Σξ
动压U（Pa）
△Pj
（Pa）
管段阻力ΔP（Pa）
1
2*1
4
6.21
0.228
0.91
0.5
23.4
11.7
12.61
3
1.25*1
1.89
5.35
0.216
0.41
0.19
17.21
3.27
3.69
4
1*0.63
3.4
5.36
0.328
1.12
0.15
17.26
2.59
3.70
5
1*0.63
3.9
4.78
0.267
1.04
0.15
13.6
2.04
3.08
6
1*0.5
3.9
5.27
0.384
1.50
0.15
16.79
2.52
4.02
7
0.8*0.5
4
5.66
0.486
1.94
0.15
19.53
2.93
4.87
8
0.8*0.5
4
4.3
0.356
1.42
0.5
13.86
6.93
8.35
9
0.8*0.4
4
4.81
0.435
1.74
0.15
14.23
2.14
3.88
10
0.8*0.32
4
4.67
0.489
1.96
0.15
13.1
1.97
3.92
软接头、消音箱等其他阻力
40
总阻力
88.11
当前最不利环路的阻力损失为88.11Pa。
6.4风机的选型
考虑到风管、设备的漏风及阻力计算的不精确，应按下式的风量、风压选择风机：
Pf＝KP·ΔP（Pa）
Lf＝KL·L（m3/h）
Pf——风机的风压，Pa；
Lf——风机的风量，m3/h；
KP——风压附加系数，一般的送排风系统KP＝1.1～1.15；
KL——风量附加系数，一般的送排风系统KL＝1.1；
ΔP——系统的总阻力，Pa；
L——系统的总风量。
本次设计的空调系统的总阻力为1120.71Pa，总风量为20400m3/h
Pf＝KP·ΔP=1.1×1120.71=1239.7（Pa）
Lf＝KL·L=1.1×20400=22440（m3/h）
根据手册可选择：
型号
设备名称
水量
m3/h
全压
Pa
机号
传动方式
电机
转速r/min
功率kW
型号
B
风机
42600
2740
6
C
15
Y160L-4
1800
7水系统的设计
7.1水系统方案的确定
冷水系统是指夏季由冷水机组向风机盘管机组、新风机组或组合式空调机组的表冷器（或喷水室）供给供水7℃、回水12℃的冷媒水。
冷却水系统是指利用冷却塔向冷水机组的冷凝器供给循环冷却水的系统。
7.1.1空调冷水系统的竖向分区
分区的原则：
空调水系统是否要分区，主要由空调末端设备和制冷设备的允许承压来考虑。
一般来说，当建筑总高度H≤100m时，冷媒水系统不宜竖向分区，可以“一泵到顶”。
因为本设计的建筑高度认为是4M，所以不宜竖向分区，可以“一泵到顶”。
7.1.2空调冷却水系统
空调冷却水系统是指由冷水机组的冷凝器、冷却塔、冷却水箱和冷却水循环泵等组成的循环冷却水系统。
1）冷却塔：
冷却塔是循环冷却水系统中的一个重要设备。
目前国产的冷却塔定型产品大致有逆流式冷却塔、横流式冷却塔、射流式冷却塔、蒸发式冷却塔等四种类型，常用的是逆流式冷却塔、横流式冷却塔两种。
2）冷却水系统形式：
制冷站为单层建筑，冷却塔可根据总体布置要求，设置在室外地面上或屋面上，由冷却塔的积水池存水，直接将自来水补充到冷却塔。
3）冷却水的补水量：
蒸发损失—与冷却水的温度有关，到温度降为5℃时，蒸发损失为循环水量的0.93%；当温降为8℃时，则为循环水量的1.48%。
飘逸损失—与冷却塔出口风速有关，国产质量较好的冷却塔的飘逸损失约为循环水量的0.3%～0.35%。
排污损失—与循环水中矿物成分、杂质的浓度增加有关，通常排污损失为循环水量的0.3%～1.0%。
其它损失—包括在正常情况下循环泵的轴封漏水，个别阀门、设备密封不严引起渗漏，以及当冷却塔停止运行时冷却水外溢损失等。
7.2制冷机组制冷量的确定
制冷机组制冷量=新风冷负荷+室内冷负荷
Q=165.43+101.913=267.343KW，267.343*（100%+10%）=294.077KW
7.3制冷机组的选择
商场：
选择LSBLG10D22型活塞式冷水机组，制冷剂为R22，制冷量为180kw。
7.4冷冻水量及循环水量
7.4.1冷冻水量
根据前面的原始资料已知，tW1=120℃，若冷冻水初温tLe=70℃,则需要的冷冻水量为：
WLe=G（i1－i2）/℃（tW2－tLe）
=43200×（50－41）/4.19×（12－7）=18558.48kg/h。
7.4.2循环水量
同时可得所需的循环水量为：
WX=W－WLe=1.384×43200-18558.48=41230.32kg/h=41.23
/h
7.5管径的选择
7.5.1冷冻水管径
根据公式
，取
=2m/s。
则DN=
所以选择冷冻水管径为100mm。
7.5.2循环水管径
根据公式
，取
=2m/s。
则DN=
所以选择循环水管径为100mm。
7.5.3冷却水管径
冷却水系统的计算，取进水温度为35℃，出水为29℃，则，总流量：
W=1.3Q/C△t=1.3*101.913*3600/（4.19*6）
=18971.87kg/h=1.897
/h。
冷却水管径根据公式：
，取
=2m/s，
所以冷却水管选择100mm的管径。
7.6水泵的选型
水系统水泵是驱动循环水在水系统中循环流动的机械设备，水系统循环水泵流量的确定：
水系统中的最大设计流量，就是水系统循环水泵的流量。
循环水泵的压头：
H=Hr＋Hw＋Hy（Pa）
H——循环水泵的扬程，Pa；
Hr——水通过设备内部的损失，Pa；一般取Hr＝（10～15）mH2O；
Hw——水系统的阻力损失，Pa；
Hy——主干线末端的系统压力损失，Pa；一般取3～8mH2O。
所以，根据以上公式计算水泵流量及扬程，并选择水泵设备
根据水力计算得出：
ΣΔP（Pa）=201896.44Pa，换算成水柱为20.52mH2O，所
以，水泵扬程H=14+20.52+6=40.52mH2O。
所选水泵的参数
型号
设备名称
水量
m3/h
扬程m
效率
﹪
气蚀余量
m
电机
转速r/min
功率kW
型号
IS125-100-315
风机
100
32
73
2.5
15
Y160L-4
1450
8空调系统消声减振的设计方案
8.1空调系统消声系统设计
8.1.1消声器的选择应按照以下原则
1.消除高频噪声应采用阻性消声器。
2.消除中低频噪声应采用抗性消声器。
3.当要求提供较宽的消声频谱范围，应采用阻性复合消声器。
4.高温，高湿，高速等环境应采用抗性消声器。
5.消声器还应考虑其防火，防飘散，防霉等性能。
6.消声器内空气流速应小于6m/s；却有困难时，不应超过8m/s。
7.对于噪声控制要求高的房间，应计算消声器的气流噪声。
8.2空调系统的噪声源及控制
通风空调系统中，影响空调房间的主要噪声源是通风机。
其它噪声源，如水泵、制冷压缩机等，也是很强的，但它们不与送排风系统直接接通，不会直接以空气噪声的形式影响空调房间。
通风机噪声由空气动力噪声、机械噪声、电磁噪声等组成，通常以空气动力噪声为主。
而空气动力噪声由气流涡旋噪声、撞击噪声和回转噪声组成。
8.2.1通风机的噪声
通风机的噪声随着不同系列或同系列的不同型号，不同转数而变化。
即使同一型号的通风机，其噪声也会因装配精度的不同而不同。
因此，在工程设计中最好能对选用的声功率级和频带声功率级进行实测。
8.2.2空调设备的噪声
组合式空调设备的噪声，也主要来自其中的通风机，因此只有降低配用通风机的噪声，组合式空调设备的噪声才能相应降低。
8.2.3风管部件中的噪声衰减
通风机噪声经过风管及其部件传播的过程中，由于管壁的摩擦，将部分声能转换为热能。
此外，管道流通面积的变大变小，管道分支，弯头以及其它部件也会使噪声有所衰减。
随着风速的增加，再生噪声的影响也随之增大。
通常，对于直风管，当风速小于5m/s时可不计气流的再生噪声，风速大于8m/s时可不计管道中的噪声的衰减量。
可以降低系统噪声，也可以安装消声器。
在消声设计时，宜选用消声弯头这类阻性消声器。
抗性消声器使用条件要求严格，结构较复杂，体积较大，费用也高。
8.3空调系统的减振设计
1）在空调系统中，除了对风机、水泵等产生振动的设备设置弹性减振支座外，还应在风机与管路之间采用软管链接，软管宜采用人造材料或帆布材料制作。
6号以下风机，软管的合理长度为200mm；8号以上的风机，软管合理长度为400mm。
2）水泵、冷水机组、风机盘管、空调机组等设备与水管之间用软管连接，不使振动传递给管路。
软管有两类：
橡胶软接管和不锈钢波纹管。
橡胶软接管隔振减噪的效果很好，缺点是不能耐高温和高压，耐腐蚀性也差。
在空调与采暖的水系统中多用橡胶接管。
不锈钢波纹管能耐高温、高压和耐腐蚀，但价格较贵，一般用于制冷剂管路的隔振。
3）在管路的
升级会员 