设计说明书1
第一章 概 况
一、工程概述
本工程为淮南市八公山区税务局办公楼空调系统工程,该楼共7层。该建筑地下1层,地上6层。地下1层健身房和设备用房。淮南市八公山区税务局办公楼空调系统工程属于舒适性空调的范畴。
二、设计原始资料
1.土建资料
1—6层层高均为3.6米;地下1层层高3.6米,7层层高4.0米。外墙体为74号塑料袋装脲醛泡沫塑料保温材料的外墙,屋面为13号沥青膨胀珍珠岩保温材料的屋面,内墙体为2号砖墙,楼板为31号钢筋混凝土楼板,窗为6mm厚的普通玻璃单层钢窗,门为6mm厚玻璃门。
2.气象资料
①室内参数:
空调房间:夏季温度26±1℃ 冬季温度20±1℃ 相对湿度:夏季湿度60% 冬季湿度60% ②室外参数:
查《空气调节设计手册》得淮南市室外气象参数值为: 地理位置:北纬 31°52′
东经 117°14′
海拔 29.8m 室外计算干球温度:
冬季采暖温度:-3℃ 冬季空调温度:tw=-4℃ 冬季通风温度:2℃ 夏季通风温度:tt=32℃
夏季空调温度:tw=35.1℃ 夏季空调日平均温度: 32.2℃ 夏季湿球温度:ts=28.1℃ 相对湿度:
冬季空调室外相对湿度:75 最热月相对湿度: 81 夏季通风相对湿度: 63 风速:
冬季风速:2.5 m / s 夏季风速:2.6 m / s 大气压力:
冬季:1023.6kPa 夏季:999.1kPa
注:1、男、女卫生间、贮藏室、门厅和楼道等不进行空调设计; 2、以上设计参数查《实用供热空气调节设计手册》第二版得。
三、系统方案比较及决定
由土建资料得知各楼层功能:一至六层为办公室。地下1层为健身房和设备用房。初拟如下几种方案: 1.全空气系统(即集中式)
全空气空调系统具有如下特点:
优点:全空气空调系统设备集中,运行和管理都比较容易,施工方便,初投资小,系统简单。在过度季节能全新风运行。
缺点:全空气空调系统当房间热湿负荷变化时不能作出相应调节,并且当一部分房间不再需要空调时而整个系统还在继续运行,造成能源的浪费。 2.风机盘管加新风空调系统(即半集中式)
风机盘管加新风空调系统具有如下特点:
优点:风机盘管加新风空调系统当房间热湿负荷变化时能作出相应调节,并且当一部分房间不再需要空调时可自行调节,节约能源。
缺点:风机盘管加新风空调系统设备分散,运行、维修和管理都比较困难,施工复杂,系统形式复杂。
对于1-6层办公房间来说,若用风机盘管加新风空调系统可根据房间的负荷变化及使用情况进行灵活调节。这样既节省能源同时也满足人员的使用要求。 3.系统方案采用
综合以上方案的比较,对该设计的空调系统采用下述方案; 对于1-6层办公场所来说均采用风机盘管加新风空调系统;
第二章 空调、采暖系统设计
1、负荷计算:
1.冷、湿负荷计算
查《实用供热空调设计手册》、《供暖通风与空气调节附录》和《采暖通风与空气调节设计规范》GB50019—2003得:
屋面13号:δ=160、κ=0.49、β=0.37、ν=47.36、ξ=9.3、vf =2.0、ξf =2.8 外墙体74号:δ=65、κ=0.52、β=0.18、ν=91.40、ξ=10.5、vf =1.1、ξf =1.2 内墙体2号:δ=180、κ=2.01、β=0.41、ν=10.57、ξ=7.1、vf =1.9、ξf =2.3 楼板31号:κ=3.13、β=0.64、ν=4.35、ξ=4.1、vf =1.5、ξ内门为单层内门K=2.91
6㎜玻璃单层钢窗:κ=3.26、 Cn =0.60 、Cs= 0.83、Xg = 0.85
表
f
=2.6
墙体负荷温差适用城市修正: 淮南0(tn=26 ℃) 屋面负荷温差适用城市修正: 淮南0(tn=26 ℃) 玻璃窗负荷温差适用城市修正:淮南0
内墙体放热衰减度vf =1.9、楼板放热衰减度vf =1.5该楼房间属于中型房间。 屋顶吸收系数ρ=0.75
办公室群集系数:n′=0.96 会议室群集系数:n′=0.96 办公室人流密度:0.25人/m2 会议室人流密度:0.5人/m2 照明功率:11~18W/m2 n1=0.6 n0=0.5
设备功率:办公室20 W/m2 会议室5W/m2 n1=0.8 n2=0.5 n3=1.0
所用公式:
墙体冷负荷: Qcl,τ= KFΔtτ-ε 窗瞬变传热冷负荷:Qcl,j,τ= KFΔtτ 窗日射得热冷负荷:Qcl,j,τ= CnCsXdXgFJJ,τ 照明冷负荷: Qcl,τ= n1n2n3FWJLτ-T 设备冷负荷: Qcl,τ= n1n0FWJEτ-T
人体冷负荷: Qcl,τ= nn′(显热³JPτ-T+潜热) 湿负荷: W= nn′散湿量
内围护结构温差传热负荷: QKF(twptlstn)
注:室内外温差大于3℃时计算内围护结构温差传热负荷,因为当温差小于3℃时影响比较小可以忽略不计。
湿负荷是指空调房间(或区)的湿源(人体散湿、敞开水池(槽)表面散湿、地面积水、化学反应过程的散湿、食品或其他物料的散湿、室外空气带入的食量等)向室内的散湿量,也就是为维持室内含湿量需要从房间除去的湿量。 人体散湿量可以按下式:
Mw = 0.278ng×10-6
式中:mw——人体的散湿量,kg/s;
g——成年男子的小时年男子,g/h,见《空气调节》;
n——室内全部人数; ——群集系数;
2.一层(101): 南外墙冷负荷: 查得,时间
= 0.52W(mK) ,衰减系数 = 0.18,衰减度=91.40,延迟10.5h,南外墙面积为F = 8.24㎡。查得扰量作用时刻
时的淮南市
2
外墙负荷温差的逐时值 t,按公式 CLQ= KF△t算出外墙的逐时冷负
荷,计算结果列于下表。
表
南外窗瞬时传热冷负荷:
查得各个计算时刻的负荷温差△t,计算结果见下表。其中窗的面积F=4㎡。
表
南外窗日射得热冷负荷:
查得各个计算时刻的负荷强度Jj,窗的面积为F=7.2㎡,窗的有效面积系数为 xg = 0.85,地点修正系数为 xd = 0.98,内遮阳系数 Cn = 0.6 ,遮挡系数为Cs = 0.83,由公式 CLQxgxdCsCnFJj计算,计算结果见下
j
表
北墙冷负荷:
内围护结构的温差传热负荷,按下式计算:
当Q KF(ttt)wplsn
式中 Q—稳态冷负荷,W;
twp—夏季空气调节室外计算日平均温度,℃;
tn—夏季空气调节室内计算温度,℃;
tls—邻室温升,可根据邻室散热强度采用,℃。 由上述可得:
Q=2.01³12.24³(32.2+0-26)=152w
同理;东内墙冷负荷:
Q=2.01³24.84(32.2+0-26)=309w 设备冷负荷:
室内热源散热主要指室内工艺设备散热、照明散热和人体散热三部分。设备和用具形成的冷负荷由以下式计算:
CLQτQJEτT
式中:CLQτ——设备得热;
JEτT——设备负荷强度系数;根据《使用供热空调设计手册第二版》表20.9-5“设备器具散热的负荷系数JEt_T”可以查得相关设备负荷强度系数; n1=0.8 n2=0.5 n3=1.0
表
人体冷负荷:
查得成年男子散热量为:显热: 58 W/人,潜热 :123 W/人。人流密度:4㎡/人 ,群集系数n=0.96。所用公式为CLQ
'
=n
nF显热JP
'
T
潜热. 计
算时间假设为9:00-19:00。计算结果见表
表
照明冷负荷:
查得照明负荷强度系数JLT,照明功率:W=11~18W/m ,n1=0.6 ,n2=0.5,由公式CLQ=n1n2FW
2
JL
T
可算得照明的冷负荷,见下表,连续使用时间假
设是从早上9:00-19:00。
楼板形成的冷负荷
当邻室有一定发热量时,通过空调房间内窗、隔墙、楼板或内门等内围护结构的温差传热负荷,按下式计算:
当QKF(twptlstn)
式中 Q—稳态冷负荷,W;
twp—夏季空气调节室外计算日平均温度,℃;
tn—夏季空气调节室内计算温度,℃;
tls—邻室温升,可根据邻室散热强度采用,℃。 由上述可得:
Q=3.1322(32.2+0-26)=427w
人体散湿量
D0.001n g
式中 —群集系数;n—计算时刻空调区内的总人数;g—一名成年男子小时散湿量,
g/h。
D0.0010.96220.251840.97kg/h。 湿负荷计算:W0.94kg/h0.261g/s。
3.一层纳税大厅: 南外墙冷负荷:
表
南玻璃幕墙瞬时传热冷负荷:
南玻璃幕墙日射得热冷负荷:
北外墙冷负荷:
北外窗瞬时传热冷负荷:
表
北外窗日射得热冷负荷:
西外墙冷负荷:
表
西外窗瞬时传热冷负荷:
西外窗日射得热冷负荷:
表
一层纳税大厅东墙冷负荷:
内围护结构的温差传热负荷,按下式计算:
当Q KF(ttt)wplsn
式中 Q—稳态冷负荷,W;
twp—夏季空气调节室外计算日平均温度,℃;
tn—夏季空气调节室内计算温度,℃;
tls—邻室温升,可根据邻室散热强度采用,℃。
由上述可得:
Q=2.01³30.6³(32.2+0-26)=381w
纳税大厅楼板冷负荷:
Q=3.13231.2(32.2+0-26)=4487w
纳税大厅设备冷负荷:
室内热源散热主要指室内工艺设备散热、照明散热和人体散热三部分。设备和用具形成的冷负荷由以下式计算:
CLQτQJEτT
式中:CLQτ——设备得热;
JEτT
——设备负荷强度系数;根据《空气调节》附录2——14“设备器
具散热的负荷系数JEt_T”可以查得相关设备负荷强度系数; n1=0.8 n2=0.5 n3=1.0
表
人体冷负荷:
表
纳税大厅照明冷负荷:
表
人体散湿量
人体散湿量
D0.001ng
式中 —群集系数;g—一名成年男子小时散湿量,n—计算时刻空调区内的总人数;
g/h。
D0.001ng0.0010.96231.20.2518410.21kg/h。 湿负荷为:10.21kg/h=2.836g/s。
同理可得出102~107的冷负荷与湿负荷如下表
由于房间102~106的房间大小相等,朝向相同且彼此之间相邻,所以得出的冷负荷相同,
总计:一层总冷负荷:37805W。一层冷负荷:4.528g/s
4.二层办公大厅:
二层办公大厅南外墙冷负荷:
表
二层办公大厅南外窗瞬时传热冷负荷:
二层办公大厅南外窗日射得热冷负荷:
表
二层办公大厅西外墙冷负荷:
表
二层办公大厅北墙冷负荷:
内围护结构的温差传热负荷,按下式计算:
当Q KF(ttt)wplsn
式中 Q—稳态冷负荷,W;
twp—夏季空气调节室外计算日平均温度,℃;
tn—夏季空气调节室内计算温度,℃;
tls—邻室温升,可根据邻室散热强度采用,℃。 由上述可得:
Q=2.01³73.44(32.2+0-26)=915w
二层办公大厅设备冷负荷:
室内热源散热主要指室内工艺设备散热、照明散热和人体散热三部分。设备和用具形成的冷负荷由以下式计算:
CLQτQJEτT
式中:CLQτ——设备得热;
JEτT——设备负荷强度系数;根据《空气调节》附录2——14“设备器具散热的负荷系数JEt_T”可以查得相关设备负荷强度系数; n1=0.8 n2=0.5 n3=1.0
表
二层办公大厅人体冷负荷:
表
二层办公大厅照明冷负荷:
人体散湿量
D0.001ng
式中 —群集系数;g—一名成年男子小时散湿量,n—计算时刻空调区内的总人数;
g/h。
D0.001ng0.0010.96151.20.251846.68kg/h。 湿负荷计算:W6.68kg/h=1.855g/s。
以下冷负荷和湿负荷计算同上:
二层总计:冷负荷:25368W,湿负荷:3.683g/s。
房间309
房间310~312
房间313
三层总计:冷负荷21145W,冷负荷3.764g/s。 房间401
屋顶冷负荷计算:
房间402~407冷负荷
房间410、411的冷负荷
房间501冷负荷计算
本栋楼层所有冷负荷汇总:125253W。 本栋楼层所有湿负荷汇总:16.94g/s。
房间热负荷计算
查《实用供热空调设计手册》、《供暖通风与空气调节附录》和《采暖通风与空气调节设计规范》GB50019—2003得:
外墙体74号:δ=65、κ=0.52、RO =1.88、VO =113.32、 ξO =9.62、Vn=1.29、
ξn=0.77
屋面13号:δ=160、κ=0.60、RO =1.67、VO =79.76、 ξO =11.75、Vn=2.15、
ξn=1.68
内墙2号:δ=180、κ=2.01、RO =0.41、VO =10.57、 ξO =7.1、Vn=1.9、 ξn=2.3 6㎜玻璃单层钢窗(内有活动铝百叶帘):κ=3.26
1、围护结构基本耗热量的计算
围护结构基本耗热量的计算可以根据下式进行:
Q1.j = aK F ( t n – t w )
式中:K——围护结构的传热系数,W/(m2.℃)。
F——围护结构的面积,m2; Tn——冬季室内计算温度,℃; Tw——供暖室外计算温度,℃;
a——围护结构的温差修正系数。整个建筑物或房间的基本耗热量等于它的围护结构各部分(门、窗、墙、地板、屋顶等)基本耗热量的和。 2、围护结构的耗热量修正
朝向修正耗热量
朝向修正耗热量是考虑建筑物受太阳照射影响而对围护结构基本耗热量的修正。《暖通空调》规定:直接按下列数据进行选取:
北、东北、西北 0——10% 东南、西南 -10%——-15% 东、西 -5%
南 -15%——-30%
选用上面朝向修正率时,应考虑当地冬季日照率、建筑物使用和被遮挡等情况。对于冬季日照率小于35%的地区,东南、西南和南向修正率,宜采用-10%——0,东、西可以不修正。
风力附加耗热量
风力附加耗热量是考虑室外风速变化而对围护结构基本耗热量的修正。在一般情况下,不必考虑风力附加。只对建在不避风的高地、河边、海岸、旷野上的建筑物,以及城镇、厂区内特别高的建筑物,才考虑垂直的外围护结构附加5%——10%。 高度附加耗热量
高度附加耗热量是考虑房屋高度对围护结构耗热量的影响而附加的耗热量。《暖通规范》规定:民用建筑和工业辅助建筑物(楼梯间除外)的高度附加率,当房间高度大于4m时,每高出1m应附加2%,但总的附加率不应大于15%。应注意:高度附加率,应附加于房间各围护结构基本耗热量和其他附加(修正)耗热量的总和上。
根据鸿业软件计算结果如表
以办公室102为例计算:
房间热负荷计算在知道其建筑房间面积时可通过供暖面积热指标法进行估
'
算得出其房间的热负荷,按公式QnqfF103KW计算
'
式中 Qn—建筑物的供热设计热负荷,KW;
F—建筑物的建筑面积;
qf—建筑物的供热面积热指标W/m2。
查《实用供热空调设计手册》第二版上册表5.3.18得出食堂的面积热指标qf
在60~80之间,取qf=70计算。
'
qfF10370221031.54KW。 本房间的热负荷为Qn
一层房间热负荷表
二层房间热负荷表
三层房间热负荷表
四层房间热负荷表
五、六层房间热负荷表
本栋楼层房间总热负荷为96953W。
查《实用供热空调设计手册》、《供暖通风与空气调节附录》和《采暖通风与空气调节设计规范》GB50019—2003得: 保证房间正压 5~10Pa
办公楼新风量:30 m3/h²人(不小于总风量的10%)
一.新风量的计算需要满足三个方面的要求:
1、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。在实际工作中,一般可以按规范确定:不论每
3
人占房间体积多少,新风量按大于等于30m/(人.h)采用;对于人员密集的建筑
物,如采用空调的体育馆、会场,每人所占的空间较少,但是停留的时间很短,
3
/(人.h)计算。 可以分别按吸烟或不吸烟的情况,新风量以7-15m
由于这类建筑物按此确定的新风量占总风量的百分比可能达 30 % ~40 % ,从而对冷量影响很大,所以在确定新风量时应十分慎重。
所以本建筑中办公室为30m3/(h人),值班室为30m3/(h人),会议室为15m3/(h人)。
确定了每个人的新风需用量lw,就可以按下式求出室内满足卫生要求所需的最小新风量lw1。
Lw2nLw
2、补充局部排风
式中:n—空调室内设计或可能的最大人数,人。
当空调房间内有排风柜等局部排风装置时,为了不使车间产生负压,在系统中必须有相应的新风来补偿局部排风。
为了防止室外空气无组织侵入和其它非空调房间向空调房间窜气,影响室内空调参数和卫生,,需要使空调房间内保持正压(室内空气压力>房间周围的空气压力)。用增加一部风新风量或减少部风排风量的办法,使室内空气压力高于周围压力,然后让相等的风量从空调房间的门窗缝隙等不严密处渗出。这部分渗透出去的空气量的大小由空调房间的正压、门窗等处的缝隙状况(缝隙的面积和阻力系数)所决定。一般情况下,空调房间的正压取5~10Pa。过大的正压不但没有必要,还有坏处。
维持正压要求所需的新风量很难精确计算,这里根据相关设计资料和文献用估算法进行计算。计算方法为:根据室内正压值(这里根据空调房间的密封性选5 Pa~10Pa)和空调房间的结构特点选择保持室内正压所需的换气次数n值,再按下式计算可得维持正压所需的新风量。
LsnV
式中 Ls—维持室内正压要求所需的新风量,m3/h; n—维持室内正压所需的换气次数,1/h; V —空调室的有效体积,m3。
3、保持空调房间的正压要求
为保证房间清洁度和避免室内参数受外界干扰,需要使空调区保持一定正压值,即用增加一部分新风量的办法,使室内空气压力高于外界压力,然后再让这
部分多余的空气从房间门窗缝隙等不严密处渗透出去。
为了防止外界空气渗入空调房间,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量来保持房间的正压。一般情况下室内正压在5~10pa既可以满足要求(一般1~2次换气次数即可满足要求),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。
在实际工程设计中,通常按照上述三条要求确定出新风量中的最大值作为系统的最小新风量。若以上三项中的最大值仍不足系统送风量的 10 % ,则新风量应按总送风量的 10 %计算,以确保卫生和安全。 新风量的校验
最小新风量Gw.min≥10%G
最小新风量Gwmin≥n³每人最小换气量
最小新风量Gwmin≥局部排风量+维持正压的渗透风量,一般 情况下比较前两项即
新风量确定示意框图
对于全年新风量可变的系统,和在室内要求正压并借门窗缝隙渗透排风的情况下,空气平衡的关系如图所示。
全年新风量变化的空气平衡关系图
房间 L = La + Ls 空调处理箱 L = Lh + Lw 空调房间送风量的确定 以房间101(值班室)为例: (1)、求热湿比
Q23909157; W0.261
(2)、在大气压为99910Pa时的焓湿图上确定室内空气状态点N,通过该点画出9157的过程线与90%的相交。从而得出: h046.4kJ/kg hN58.4kJ/kg
d011.3g/kg dN12.6g/kg (3)、计算送风量 按消除余热:G按消除余湿:G
Q2390
/10000.198kg/s
hNh058.446.3
W0.261
0.201kg/s
dNd012.611.3
按消除余热和消除余湿求通风量相同,说明计算无误。
最小新风量L0.20110%0.0201kg/s72kg/h82m3/h 计算结果如下表
新风负荷计算
查淮南市当地大气压为99910Pa时,由湿空气焓湿图查得:室内空气焓值hR为58.4kJ/kg(tR26℃,60%),室外空气焓值ho为89.1kJ/kg(tw=35.1℃,
3
。空气密度1.14kg/m。 ts=28.1℃)
以房间101(值班室)为例:
QM0(hohR)1.14(30/3600)5(89.158.4)1.46kW。
从而可以计算出以下各个房间的新风负荷。 具体计算结果如下表
新风机组选型
由于建筑楼层所用系统的不同,所以在一层与地下一层不选用新风机组。
各个冷量新风机组的选取根据所计算的新风冷量选取,选取结果如下表:
各楼层所选新风机组表: 表
备注:1.供冷:进风干球温度35℃,湿球温度28℃,冷水进出水温度7℃/12℃。
2.供热:进风干球温度7℃,热水进出水温度60℃/50℃。
房间风机盘管选型
房间采用新风不承担室内负荷计算的方案。即送入室内新风的焓处理到与室内空气焓hN相等。根据室内空气hN线、新风处理后的机械露点相对湿度即可定出新风处理后的机械露点L及温升后的K点,如下图所示:
WLK
处理过程
NM
ON
以房间101为例
(1)风机盘管风量为GFGGW820150670kg/h0.186kg/s
(2)风机盘管机组出口空气的焓hM hM
GhoGWhK82046.415058.4
43.7kJ/kg
GF670
GW
。GF
连接K、O两点并延长与hM相交与M点(风机盘管的出风状态点),使得OMKO从而查出tM17.7℃ (3)风机盘管显冷量:
QsGFcp(tNtM)0.1861.01(2617.7)1.56KW
(4)选用STR200型风机盘管机组1台。
各房间风机盘管选型
房间气流组织计算
气流组织原理
气流分布计算的任务:选择气流分布的形式,确定送风口的形式、数目和尺寸,使工作区的风速和温差满足设计要求。工作区的流速:舒适性空气调节室内冬季风速不应大于 0.2m/s ,夏季不应大于 0.3m/s,工艺性空气调节工作区风速宜采用 0.2 ~0.5m/s。送风口的出流速度u0值应考虑高速气流通过风口所产生的噪声,因此在要求较高的房间应取较低的送风速度,一般的取值范围为 2 ~5m/s。排(回)风口的风速一般限制在 4m/s以下,在离人较近时应不大于 3m/s。考虑到噪声因素,在居住建筑内一般取2m/s,而在工业建筑内可大于4m/s。
散流器风口送风气流组织计算
根据《实用供热空调设计手册》、《供暖通风与空气调节附录》和《采暖通风与空气调节设计规范》GB50019—2003得:
㈠ 送风
计算公式:
一个区域送风量: Ls=0.83Q显/ts 送风口数目: N=H³B/F 送风口面积: f=L/3600V0N 阿基米得数: Ar=gd0(T0-Tn)/V02Tn 送风量: L=Q/ρ³c³t0 换气次数: N=L/V
最大允许送风速度:V0=0.36 Fn/d0 Fn/d0=HBV/L
本工程以房间101为例:
食堂采用径向散流器下送风,以采用上送下回的空间气流分布的形式。如下图所示:
散流器分布图
2
(1)按2个散流器布置,每个散流器对应的Fn22/211m,水平射程平均取
l1.725m,垂直射程x3.621.6m
取送风温差to6℃,因此总风量为
Q2390L346m3/h
ocpt1.141.016
L3464l/h V223.6
L346
每个散热器的送风量为L0'173m3/h
n2
(2)计算出风口在x1.6m时所需的最大有效面积:
换气次数 n
F0,max1.7610(
5
L0ttn
x3m1
)
1.14
1.7610(
5
17361.632991.35
)1.140.03
m2
u0
L0173
1.6
F0,max36000.033600
m/s
L0173
F00.03 m2
3600036001.6
(3)检查ux:根据式式中
uxu0
2m1K1K2K3F0
x
2m121.351.91;
1.725
0.996,查《空气调节》图5—13,按扇形射流0.03
K1—根据0.1l/F00.1
曲线3可得值K1=0.85;
K2、K3—均取1。
带入各已知值得:
2m1K1K2K3F0
uxu0
x
1.910.850.031.6
1.6
0.28m/s
(4)检查tx: tx
t0
2n1K1F0
x
621.10.850.03
1.6
0.859℃
计算检查结果说明tx及ux均满足要求。
房间用散流器的气流组织计算如表
五、设备选型、热指标校核:
消声器选择、校核:
1.消声器的选择: 2.消声器的校核:
查《实用供热空调设计手册》、《采暖通风与空气调节设计规范》GB50019—2003得:
表3.4.1
第四章.水力计算
1.主要计算步骤:
1)、对各管段进行编号,标出管段长度和各送风点的风量。
2)、选择最不利环路 (选择最不利环路的原则:1、.阻力损失最大的环路 2、距离最长的环路),最近环路。
3)、根据各管段的流量,最不利环路(最近环路)上各管段的断面尺寸和局部摩擦阻力,求出各管段阻力。
4)、最不利环路和最近环路不衡率计算:X=
六.空调冷热源的选择
由土建资料得:1-6层办公楼(包括纳税大厅、办公大厅、会议室),地下一层为健身房和设备用房。 1.选择基本原则
空调冷热源,有以下几种方案可供选择
在进行冷热源选择论证时,应遵循以下一些基本原则: 1)热源应优先采用城市、区域供热或工厂余热。
2)热源设备的选用应按照国家能源政策并符合环保、消防、安全技术规定。 3)若当地供电紧张,有热电站供热或有足够的冬季供暖锅炉,应优先选用溴化锂吸收式冷水机组作为冷源。
4)当地供电紧张,且有燃气供应,可选用燃气锅炉、直燃型溴化锂吸收式冷(热)水机组作为冷、热源。
5)若当地无上述的区域供热或工厂余热,也没有燃气供应时,可采用燃煤、燃油锅炉供热,电动压缩式制冷机组供冷,或选用燃油型直燃式溴化锂吸收式制
冷机作为冷热源。
6)若当地供电不紧张时,空调冷源应优先选用电力驱动的制冷机。 7)根据建筑物全年空调负荷分布规律和制冷机部分负荷下的调节特性系数,合理选择制冷机的机型、台数和调节方式,提高制冷系统在部分负荷下的运行效率,以降低全年总能耗。
8)选用风冷型制冷机组还是水冷型制冷机组需因地制宜,因工程而异。 9)冷水机组一般选用2~4台,中小型的工程2台,较大型的3台,大型的4台。
10)具备多种能源的大型建筑,可采用复合能源供冷、供热。
11)夏热冬冷地区、干旱缺水地区的中、小型建筑,可采用空气源热泵或地下埋管式地源热泵冷(热)水机组供冷、供热。
12)当有天然水等资源可利用时,可采用水源热泵冷(热)水机组供冷、供热。
13)在峰谷电价差较大的地区,利用低谷电价时段蓄冷(热)有显著经济效益时,可采用蓄冷(热)系统供冷(热)。
14)积极发展集中供热、区域供冷,供热站和热、电、冷联产技术。 2.方案比较
根据淮南市的气候条件,结合土建资料,经济技术分析比较,初步确定以下设计方案:
(1)水冷机组加锅炉—特点:应用广泛,技术成熟,但不够节能。 (2)风冷热泵机组—特点:应用广泛,技术成熟,但冬季要考虑结霜问题。 (3)单冷机组加燃气锅炉—特点:节能环保,符合国家政策。缺点为初投资较高,技术难度高。
(4)地源热泵机组—特点:冷热两用,是中央空调发展的一个重要方向,缺点是技术难度比较大。
由于本设计设备房面积较小,经考虑将设备置于建筑顶,第二个方案更符合初投资少和维护简单,因此确定第二个方案即为风冷热泵机组。
风冷热泵机组特点:
1.风冷热泵机组属中小型机组,适用于200-10000平方米的建筑物。 2.空调系统冷热源合一,更适用于同时采暖和制冷需求的用户,同时省去了锅炉房。
3.机组户外安装,省去了冷冻机房,节约了建筑投资。
4.风冷热泵机组的一次能源利用率可达90%,节约了能源消耗,大大降低了用户成本。
5.无须冷却塔,同时省去了冷却水泵和管路,减少了附加设备的投资。 6. 无冷却水系统动力消耗,无冷却水损耗,更适用于缺水地区。 空调水系统的定压方案
在本设计中,采用带补给水的膨胀水箱的定压方式。目前,由于中央空调水系统中极少采用回水池的开始循环系统,因而膨胀水箱已成为中央空调水系统中的主要部件之一,其作用是收容和补偿系统中的水量。膨胀水箱一般设置在系统的最高点处,通常接在循环水泵的吸水口附近的回水干管上。 膨胀水箱的选型
根据《空气调节设计手册》P170,水箱容积按下式计算:
式中V——水箱容积(L);
ρ2——系统在高温时水的密度(kg/L),热水时,为热水供水的温度,冷水时,为系统
运行前的最高温度,可取35 度;
ρ1——系统在低温时水的密度(kg/L),热水时,可取20 度,冷水时,为冷水供水温度,
可取7 度;
VC——系统内单位水容量之和(L/Kw); Q——系统总冷量(kw);
VC——系统内单位水容量之和(L/Kw);
Q——系统总冷量(kw); 当仅为冷水水箱时: V=0.006 Vc ³Q Vc 取31.2 L/Kw。 计算得出V 为0.2m3
膨胀水箱选型,水系统的泄水与排气 膨胀水箱的选型
采用不锈钢方形膨胀水箱。
型号规格和外形尺寸如下: 表9.3
水系统的泄水与排气
水系统或设备在检修时,需要把系统或设备中的水放掉,因此,在水系统最低处应设置排水管和排水阀门。排水管管径的大小应由被排水的管段直径、长度以及坡度决定,应使管段内的水能在1 小时内排空。在系统充水时,要同时排放系统中的空气。因此,在水系统的最高点应设置集气罐;冷热水系统的每个最高点设置自动排气阀。冷热水管路设有0.002~0.003 坡度。 水泵的选型和计算
水泵是空调水系统的动力设备,用于输送空调系统中的冷媒,热媒等;在空调冷热源中,常用的泵是立式离心水泵和卧式离心泵。立式离心水泵的优点是占地面积小,但是运行稳定性差,卧式离心泵的优点是运行稳定性能好,但是占地面积较大,在本设计中,由于冷冻机房的面积比较大,因此从运行稳定性的角度,选择卧式离心水泵。水泵的选型可按如下公式计算: ① 水泵扬程
HP(hfhdhm)1.2
式中:hf、hd——水系统的沿程阻力损失和局部阻力损失Pa; hm——设备阻力损失,Pa。 ② 水泵流量 L=1.2L0
L 0 ——空调机组的出水量: 1.2——流量储备系数 冷冻水泵的选型和计算
(1) 冷冻水泵流量(以冷水机组的蒸发器流量为基础) 冷冻水泵与机组一一对应,暂定为2台冷冻水泵。
根据上述公式,冷冻水泵流量L=1.2³47.4³3.6=205(m3/h) (2) 冷冻水泵扬程
冷冻水泵的扬程需通过最不利水管的水力计算来确定,从而可知最不利环路的水压降为5925.82Pa。换算成mH20约为0.6mH2O。根据样本提供信息,末端设备压降为6.8mH2O,蒸发器压降为10 mH2O,分水器等其他设备压降约为5 mH2O。 因此,冷冻水泵的扬程为: Hp =(0.6+6.8+10+5)³1.2=27mH2O 冷冻水泵选型如下:
冷冻水泵的选型 表9.4
冷却水泵的选型和计算
(1) 冷却水泵流量
根据上述公式,冷却水泵流量L=1.2³53.4³3.6=231(m3/h) (2) 冷却水泵扬程
由于冷却水系统为开式系统,因此,冷却水泵的沿程损失和局部阻力损 失主要考虑冷却塔的喷淋处到集水盘的高差以及喷淋处的余压,两者相加约为10mH2O,而设备阻力损失为冷凝器的阻力,根据样本上冷凝器的压降,约为
8.5mH2O,其余阻力,包括阀门等约为3mH2O。
因此,冷冻水泵的扬程为:H p=(10+8.5+3)³1.2=26mH2O
冷却水泵的选型 表9.4
热水泵的选型和计算
由于冬夏冷热负荷差别较大,冬季的冷负荷比之于夏季的冷负荷小,因此,如果冬夏的供暖系统合用一套循环水泵,会出现流量和扬程所选水泵不匹配的情况,因此,在本设计中,冬季的供暖单独设置一套热水循环泵,虽然初投资会增加,但是,从长远的角度来讲是相当节能的。由冬季的热负荷计算得到,冬季的循环水流量为59.23m3/h,夏季循环水流量为1119m3/h,因为管道的阻力损失与流量是平方比的关系,因此,冬季时管道的阻力损失为15³(59.23/1119)³(59.23/1119)=0.04mH2O,板式换热器的阻力约为4mH2O,末端设备压降10mH2O。 (1)水泵的流量
热水循环泵流量L=1.1³59.23=69.15(m3/h) (2)水泵的扬程
热水循环泵的扬程为:Hp =(0.04+4+10)³1.2=17mH2O 因此,选用两台热水循环泵,一用一备,其选型如下:
热水循环泵的选型
进行水泵的配管布置的注意点
(1)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。
(2)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。 (3) 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不排空系统内的存水而进行检修。
(4)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。
(5)水泵基础高出地面的高度应小于0.1m,地面应设排水沟。
通风、排烟系统设计
由于《高层建筑设计防火规范》指出地下室总面积超过200㎡或一个房间面积超过50㎡的地下室做机械排烟系统。由于该建筑地下室大约145㎡,故设置机械排烟系统。基本计算:
查《实用供热空调设计手册》和《高层建筑设计防火规范》得:库房通风换气次数为:2次/h,地下车库换气次数为:6次/h
地下室防烟分区为:≤500 m2,由于该地下室有自动喷淋消防系统,所以,该建筑地下室防烟分区为:≤1000 m2。
通风排风合用一系统时,送风量修正系数:0.8。
排烟漏风附加系数:20%。通风机附加系数:15% 。 排烟、通风计算: 排烟、通风风量计算 计算公式:LNV
式中 L—排风量;N—换气次数;V—房间体积。 GNV
式中 G—通风量;N—换气次数;V—房间体积。
地下一层排烟、通风计算 表10.2
排烟、通风风机选择:
当排风风量为3132m3/h和通风风量为2610m3/h时,选用HTF(A)6型机号为4.5的双速消防高温排烟风机。 排烟计算公式:
a.管段压力损失 = 沿程阻力损失 + 局部阻力损失 即:ΔP = ΔPm + ΔPj。
b.沿程阻力损失 ΔPm = Δpm³L。 c.局部阻力损失 ΔPj =0.5³ζ³ρ³V2。 d.摩擦阻力系数采用柯列勃洛克-怀特公式计算。 通风地下一层一分区水利计算 结果如下表 水力计算
排烟、通风系统的说明:
当排烟和通风共用一套系统时,平时只开启通风机正常排风。当火灾发生时,启动排烟风机排烟,并关闭所有非着火区排烟风管上的自复位防烟防火阀(280℃)。当排烟温度达到280℃时,着火区排烟支风管上的自复位防烟防火阀(280℃)关闭,并发信号给消防中心,消防中心视火灾情况,做如下选择:关闭排烟风机或打开其它防烟分区支风管上的自复位防烟防火阀(280℃)进行排烟。当排烟总管上的防火阀(280℃)熔断关闭时,同时关闭排烟风机。着火时补风系统照常使用,向着火区进行补风,当排烟系统退出运行时,该系统亦停止运行(防烟防火阀也关断)。若补风系统的防烟防火阀熔断,则补风系统应退出运行。
空调机房的消声及防震
空调系统的消声和防振空调设计中的重要一环,它对提高人们的舒适感和工作效率,延长建筑物的使用年限有着极其重要的意义。对于设有空调等建筑设备的现代建筑,都可能室外及室内两个方面受到噪声和振动源的影响。一般而言室外噪声源是经过维护结构穿透进入的,而建筑物内部的噪声、振动源主要是由于设置空调、给排水、电气设备产生,其中以空调制冷设备产生的噪声影响最大。包括其中的冷却塔、空调制冷机组、通风机、风管、风阀等产生的噪声。其中最主要的噪声源是通风机。风机噪声是由于叶片驱动空气产生的紊流引起的宽频带
气流噪声以及相应的旋转噪声所组成,后者由转数和叶片数确定其噪声频率。
空调制冷噪音的传递过程
消声减震措施
1)从声源处控制噪声:采用控制噪声的积极措施吸声和隔声,尽量降低机房噪声。在通风机房内,由于风机的噪声主要以低频为主,因此采用低、中频吸声结构。此处采用石膏板穿孔吸声结构。在冷冻机房、水泵房及空压机房内,由于这些设备的噪声频谱较宽,采用100mm厚折超细玻璃棉毡,外包玻璃丝布的以中、高频为主的宽频吸声材料。对于隔声措施,应对墙体、档板、门窗等进行相应的处理。
(2)用非刚性连接来削弱由机器传给基础的振动,即在振源和基础之间设减速振构件,使振动得以衰减。即在风机、新风机组进出口用防火型软管连接;冷冻机、水泵进出口采用球形橡胶连接,冷冻机组、水泵、风机均采用隔振基础,以增加其稳定性;机房内的管道均采用弹性吊架。
空调管路系统的保温与防腐设计 保温设计
空调管路系统保温的目的
一是为了减少管路系统的热损失(或热损失),二是防止冷管路表面结露。空调管路防腐的目的是防止金属表面的外部腐蚀并保护好涂料层。
保温材料的选择
保温隔热结构由防腐层、保温层和保护层组成。其中保温层由保温材料构成,是实现保温、隔热的主要组成部分和保温结构的主体。保温材料应具有以下主要技术性能:
(1).导热系数小,平均工作温度下的导热系数值小于0.12W/(m*℃)错误!未定义书签。 (2).重量轻,密度小于400kg/m
3
(3).有一定的机械强度,如制成硬质成型制品,其抗压强度不应小于300kPa,半硬质的保温材料压缩10%时的抗压强度不应小于200 kPa。
(4).吸水率小,不腐蚀钢材。
(5).此外,还应考虑易于安装施工,造价低,使用年限长。
通过对保温材料的热工性能比较,本工程水管采用聚氨酯硬质泡沫塑料,风管采用超细玻璃棉管壳。
保温层厚度的确定
保温材料厚度根据环境温湿度、冷热介质温度和保温管的外径经计算求得,其保温原则是保温层外表不结露,且保温材料的初投资与今后运行费的综合值最低,即经济绝热厚度。选择保温厚度如下表:
保温层厚度确定表 表
防腐设计 通风管道的防腐
通风管道采用镀锌薄钢板,内表面涂红丹油性防锈底漆2遍,外表面涂防锈底漆1遍,再涂面漆2遍。
制冷系统管道的防腐
空调制冷系统管道的防腐,包括制冷剂、冷冻水、冷却水及冷凝水管等,防腐油
漆按下表定:
防腐油漆确定表 表
结论
经过3 个多月的努力,本人最终顺利完成了毕业设计,此设计淮南市八公山区税务局办公楼的暖通空调设计。通过设计,我对暖通空调的整个设计流程和方法有了全面的了解,也初步学会了灵活运用各种所学的知识来解决设计中遇到的难题,最终设计出了一个相对可靠、合理、安全的系统来满足整幢大楼的暖通空调需求。
设计过程中得到了不少收获:学会了灵活熟练地查阅各种设计相关的文献、能更清晰地权衡比较各空调系统方式的优劣、对暖通空调系统如何节能有了更深刻的认识等。然而,此设计也有不足之处,比如:水系统的设计中水力计算还不全面、风管水力计算的结果合理与否还有待商榷、利用软件计算得出的结果跟实际情况有所出入等。相信随着工作后对暖通空调专业越来越深的认识和继续的学习,自己的专业水平将会进一步提升,对设计中的细节也会考虑得更加全面。