山西省人民医院空调设计说明书

第一章 工程简介

1.1 工程概况

山西省人民医院住院部扩建工程座空调工程位于太原市中心城区双塔寺东街26号。该医院交通便利，双回路保障供电安全，有城市热网普及。该工程总建筑面积21415 m2，地上10层，地下1层，地下层层高5.1米，地上一层层高5.1米，地上二层层高5.1米，地上三层及以上各层层高3.75米，建筑高度总高度41.85米（室外地坪至檐口），室内外高差0.35米。

本建筑分类为一类，设计使用年限为50年，类别为3类。本建筑的耐火等级为一级。抗震设防烈度按6度设防，按7度采取抗震措施。结构类型为现浇钢筋混凝土框架结构。维护结构为陶粒混凝土空心砖墙，外墙厚300mm，内墙厚200mm；屋面传热系数按照0.57W/(m2•K)计算；外窗为双层玻璃钢窗。

该工程地下室为食堂和设备用房，地上一层做化验和住院手续办理用，地上二层设有一个百级，四个万级洁净手术室及特护病房，地上三层以上为各科室住院部和办公室。该工程作为综合性医院建筑，主要由护理站和病房组成，它既是病人治疗与康复的场所，又是病人生活起居的地方。医院建筑与其他建筑相比，其使用功能十分复杂，并随着医疗技术的不断进步，诊疗设备的不断完善，医院功能将进一步加多。由于它的主要对象是身体上或精神上都弱者的病人，其主要功能是有利于病人的诊断、治疗、抢救与康复。因此它的功能关系复杂，卫生要求严格，是一个高性能的有机组合体。

医院空调方式除了能确保各室特殊的温、湿度与洁净度外，还对系统的初投资、运行费用、室内噪声和振动、污染的排除能力等有限大的影响。空调方式的选择还特别强调其使用方便，维修量少，可靠性高，尤其是手术室、新生儿室、特别监护室等。这也是因为考虑到国内医院中空调管理和维修力量较弱的缘故，如空调系统或运行调模式过于复杂，往往达不到应有的效果。医院的空调系统设计还有如下特点：

（１）系统灵活并有备量。系统的灵活性主要表现在对医疗技术的变革和诊疗设备更新的适应能力。强调系统（包括冷、热源）灵活性并留有备量，在于适应医院建筑平面布置的更改、室内负荷变化，以及建筑的改建或扩建的需要。

（２）系统的消声减振要求高。医院大多数的科室对消声减振要求高，否则会影响病人的康复，干扰医护人员正常的医疗工作，甚至影响一些精密的诊疗设备。消声减振问题须综合考虑，这要从系统分区、系统形式的选择、设备的选用、机房的设置等方面进行综合考虑。

（３）系统要有节能对策。医院空调的同时使用系统较低，有的（如病房等）部门需要全天运行，有的（如手术室等）部门需要短时运行，有的（如紧急

处置室等）部门需要随时运行，造成峰谷负荷相差较大。一些部门需要提前供热或供冷，延迟停止供热或供冷，造成系统季节转换的复杂性。一般来说，医院空调的新风需要量较大，一些科室需要全新风。这些都要求在系统设计时考虑相应的节能对策。

1.2 室外气象参数

按照设计任务书中的要求，选取天津地区（或相近地区）的气象条件和建筑的维护结构、人员设置及设备情况，进行空调冷负荷、采暖热负荷计算。

该工程位于北纬四十度，空气透明度5级。

根据空气调节设计手册[2]，夏季空调室外计算参数为： 夏季室外计算干球温度 twpｘ=33.4℃ 夏季空调室外计算湿球温度 twsｘ=26.9℃。 夏季室外计算平均日较差 Δtr=8.1℃取8℃ 夏季平均室外风速 vｘ=2.6m/s 冬季空调日室外计算温度 twpd=-11℃ 冬季平均室外风速

vd=3.1m/s

1.3 室内设计参数

按照国家有关医院建筑的设计规范[4]，结合本项目的具体建筑设计方案，确定不同功能房间的空调和采暖房间的室内空气参数如下表所示：

表1-1 不同功能房间的空调和采暖房间的室内空气参数

房间名称

病房 抢救室 ICU 分娩室 婴儿室 配药 医生办公 病员洗涤 手术室

干球温度(℃) 26~27 25~27 24~26 24~26 25~27 26~28 26~28 26~28 23~26

夏季

相对湿度% 50~60

50~60 50~60 50~60 50~60 50~60 50~60 50~65 50~60

干球温度(℃) 20~22 21~23 22~24 23~25 25~27 20~22 18~20 16~18 24~26

冬季

相对湿度% 40~50 40~50 40~50 40~50 45~55 40~50 40~50 30~50 55~60

1.4 图纸内容

第二章 负荷计算

2.1 夏季冷负荷计算

房间得热量是指在某一时刻由室外和室内热源散人房间的热量之和，它分为显热得热和潜热得热。显热得热指出于传导、对流和辐射进入室内的得热量，潜热得热指内于进入主内的的湿量引起的得热量。冷负荷是指为维持室内设定的温度，在某一时刻必须由空气调节系统从房间带走的热量。当得热量中含有辐射成分时，出于房间围护结构和室内家具等物体对于辐射热的吸收蓄热和放热效应，这部分辐射得热量在转换成冷负荷的过程中，会随房间热工性能和房间几何形状等条件的不同而发生不向的衰减和延迟，所以在某时间的房间得热量不一定等于房间冷负荷。故空调冷负荷采用不稳定传热计算各种热源引起的负荷，目前的计算方法主要有两种：谐波反应法和冷负荷系数法，本工程选择实际工程中常用的冷负荷系数法进行计算。

2.1.1 维护结构负荷计算

（1）外窗通过日射得热负荷的计算：

QcxmxbxnF1JcmaxCclFcF1JcmaxCclN

式中 xm ——窗有效面积系数， xm=0.85； xb ——窗玻璃修正系数，xb=0.93； xn ——窗内遮阳设施的遮阳系数，xn=0.55； F1 ——无遮挡部分窗面积； Fc ——外窗面积（包括窗框）；

Jc·max ——透过标准窗玻璃的太阳总辐射照度，查《采暖通风与空气调

节设计规范》得：南向Jc·max=307Ｗ／ｍ２

东向Jc·max=533Ｗ／ｍ２ 西向Jc·max=533Ｗ／ｍ２ 北向Jc·max=142Ｗ／ｍ２ 水平Jc·max=744Ｗ／ｍ２；

Ccl，CclN——冷负荷系数(CclN为北向冷负荷系数)，无因次，并考虑“有

内遮阳和无遮阳”因素。

（2）外窗温差传热形成的逐时冷负荷，可按下式计算：

Q2xkKcFctwptktn

式中 xk ——玻璃窗传热系数修正系，xk=0.75； Kc ——玻璃窗传热系数，Kc=2.7Ｗ／ｍ２；

Fc ——外窗面积（包括窗框）；

twp ——夏季空气调节计算日平均温度（℃），twp=33.4℃； Δtk ——夏季室外计算逐时温差； tn ——室内计算温度。

（3）外墙和屋顶传热形成的逐时冷负荷，可按下式计算：

QwKwFwt'10tn



t'10t10tdlCC

式中 Kw ——外墙传热系数，Kw=1.64，墙体类型Ⅲ型，屋面传热系数

Kf=0.57W/(m2•K)；

Fw ——外墙面积；

t’10 ——外墙和屋顶的综合冷负荷计算温度的逐时值（℃）； t10 ——外墙和屋顶的冷负荷计算温度的逐时值（℃）； tdl ——围护结构的地点修正值（℃）； Cα ——外表面放热系数修正值，Cα=1；

Cβ ——外表面放热系数修正值，墙体Cβ=0.97，屋顶Cβ=0.94； tn ——室内计算温度。

注：以上数据参数均来自参考文献[2]

2.1.2 灯光负荷计算

由于病房为24小时连续使用，故其灯光负荷按照稳态计算；办公室按照每天连续使用10小时，查冷负荷系数表。按照每平米200lｘ照度计算，折合20Ｗ／ｍ２。

2.1.3 人员负荷计算

由于病房为24小时使用，故人员负荷按照稳态计算；办公室按照每天连续使用10小时，查冷负荷系数表。

人员显热负荷可按下式计算：

QrnqCrXtT

式中 n——人员数目，病房按照床位的2倍计算，办公室按照5ｍ２/人计算； q——一名成年男子轻劳动时显热散热量，q =58瓦/人； Xt-T——人体显热散热冷负荷系数；

Cr——群集系数，Cr=0.9。 人员全热冷负荷可按下式计算：

QrnqCrXtT

式中 n——人员数目，病房按照床位的2倍计算，办公室按照5ｍ２/人计算； q——一名成年男子轻劳动时全热散热量，q =58瓦/人； Xt-T——人体全热散热冷负荷系数；

Cr——群集系数，Cr=0.9。

人体散湿量可按下式计算：

· Mw=n·g·10-6 kg/s 式中 Mw——人体散湿量，kg/s；

——群集系数；

g——成年男子的小时散湿量，g/h。

2.1.4 新风负荷的计算

对空调房间送入必须的新风量，是保证工作人员身体健康的重要措施。为了节约冷量和热量，除了由于室内产生有害气体，室内空气不能循环使用（如烧伤病房等）以外，方式允许采用回风循环使用的空调系统，应尽量利用回风。

各类房间送入新风量标准如下表所示。

表2-1 医院新风量设计标准表

房间类型 吸烟情况 新风量 （m/h·人）

3

办公室 大病房 小病房 无 25

无 35

无 50

手术室 无 37 (m3/ m2·h)

餐厅 有一些 20

休息室 无 30

新风显冷负荷的计算：

Qx1000/3600cG(twptn)

式中 c ——干空气的定压质量比热，c=1.01kJ/(kg•℃)；

ρ ——干空气密度，取1.2kg/m3； G ——新风体积流量；

twp ——夏季空气调节计算日平均温度（℃），twp=33.4℃； tn ——室内计算温度。

全空气空调系统新风冷负荷按下式计算：

Q＝Mo·(ho-hR)

式中 Q——夏季新风冷负荷，kW；

Mo——新风量，kg/s；

ho——室外空气的焓值，kJ/kg；

hR——室内空气的焓值，kJ/kg。 2.1.5 设备散热

手术室专用设备种类繁多，不同的手术室配置也不尽相同，在设计中确定详细的数据比较困难。我们通过对基本设备的统计发现，除无影灯是稳定的散热源外，其它设备同时使用的概率很小，根据规范中的数据，按照10KVA计算，其形成的设备散热量应该在250W左右。散热量面积指标大约为50w/ｍ２。因此，设备散热量可以用下式计算:

Qs=50F

空调设备的散热主要是风机引起的，由于高效过滤器的设置，风机风压较高，一般百级手术室的循环机组风机配电容量在5.5-9kW之间。常用的空调净化机组均采用内置电机，其散热量采用下式计算：

Qm1000n1n2n3Nmax/CclM

式中 n1——同时使用系数，取1； n2——安装系数，取0.8； n3——负荷系数系数，取0.5； η——电动机效率，取0.9；

CclM——冷负荷系数按照连续使用10小时取。

2.1.6 负荷汇总

表2-2 山西省人民医院住院部空调冷符合汇总表

楼层 地下室 1 2 3 4 5 6 7 8

1493 552 968 957 957 957 957 957

260 92 171 175 175 175 175 175

120684 98519 94439 87641 87641 87641 87641 87641

17 15 14 13 13 13 13 13

47840 16924 31464 32200 32200 32200 32200 32200

6500 2300 5620 5815 5815 5815 5815 5815

16265 5755 14063 14551 14551 14551 14551 14551

82 115 102 93 93 93 93 93

136948 104274 108502 102192 102192 102192 102192 102192

399

111

28941

20424

2430

6080

72

35021

空调面积（m2）

人数

冷负荷（W）

峰值

散湿量

新风量m/h

3

新风负荷(W)

冷指标(W/m)

2

时刻 （g/h）

总负荷

9 10 总计

911 700 9809

173 69 1751

91520 66604

13 13

31832 12696 322180

7619 2625 56169

19065 6568 140551

102 104 95

110585 73172 1079465

2.2 冬季热负荷校核

设计热负荷计算，宜按照稳定传热计算法计算，将传热量作为空调房间的热负荷。对采暖负荷，采用校核的方法进行计算，即选取代表性房间，算得各自的冬季采暖负荷，得到建筑单位热指标。校核各房间在冬季工况下是否能达到设计标准，最后经加总得到冬季供热符合。其中，热负荷的计算方法如下。

2.2.1 围护结构基本耗热量

围护结构基本耗热量按下式计算 Q1=KF(tn–tw’)a

式中 K——围护结构的传热系数，W/m2·℃；

F——围护结构的面积，m2； a——围护结构的温差修正系数。

高度修正。由于一二层房间净高大于4米，需要考虑高度附加耗热量，规范规定为房间高度大于4米时，每高出1米附加2％，总的附加率不大于15％。

2.2.2 冷风渗透耗热量

本设计属于高层建筑，在计算冷风渗透耗热量时需要考虑风压和热压的共同作用，所以首先要计算门窗的综合修正系数m值。

mch[n(1C)b1]

ch——计算门窗中心线标高为h时的渗透空气量对于基准渗透量的高度修正系

数（当h

ch(0.4h0.4)b

式中 b——门窗构造系数，本工程b=0.78；

n——渗透空气量的朝向修正系数。 而按上式确定m值时，需要先确定压差比C值。

C

Prcr(hzh)(w'n)g

 PfcfwVh2/2

式中 Cr——热压差系数，Cr=0.2~0.5；

hz——中和面标高；

Cf——风压差系数，内部流动阻力较小时Cf=0.7，内部流动阻力较大时

Cf=0.3～0.5

如计算得出C≤-1时，则表示在计算层处，即使处于主导风向朝向的门窗也无冷风渗入，或已有空气渗出。此时，同一楼层所有朝向门窗冷风渗透量，均取零值；

如计算得出C≥-1，根据计算出的m≤0时，则表示所计算的给定朝向的门窗已无冷空气渗入，或已有室内空气渗出，此时，处于给朝向的门窗冷风渗透量，取为零值。

如计算得出m≥0时，该朝向的门窗冷风渗透耗热量按下式计算确定

Q0.278CpLl(tntw')wm

式中 Cp ——冷空气的定压比热，Cp=1kj/(kg·℃)；

L ——单位长度渗入空气量，m3/h·m； l ——门窗缝隙的计算长度，m。 冷风渗透耗热量按下式计算：

Q2=0.278 Vρw Cp(tn–tw’) 式中 V ——经门、窗隙入室内的总空气量，m3/h；

ρw——供暖室外计算温度下的空气密度，kg/m3； Cp——冷空气的定压比热，这里为 1Kj/kg·℃。

选择典型房间计算其热负荷，取平均值得68W／m，经校核热指标和各房间冷指标，各房间冷指标均大于其热指标，即系统只要满足房间夏季冷负荷就一定满足冬季热负荷。该工程供热面积为11000m2，则建筑热负荷为750kW。

２

第三章 冷热源设计

3.1 概述

高级民用建筑中央空调系统的投资约占建筑总投资10%以上，其中，空调冷热源部分占空调总投资的50%-70%，故冷热源形式的不同，它的初投资和能耗差别很大，需要在选取上遵循一定的原则和方法。冷热源形式的不同，它的初投资和能耗差别很大，在满足经济性的前提下，也不能忽略衡量和评价空调系统节能设计的主要能耗指标。

空调冷热源的选择须按安全性、可靠性、经济性、先进性、适用性的原则进行综合技术经济比较来确定，具体考虑以下因素：

1)能源、环保和城建

太原为山西省省会，山西省煤炭储量丰富，是全国电力生产大省，电力供应充足且价格低廉。由于重工业发展成熟，燃气供应质量较高，能够满足生产和生活需要，而且市区设有燃气管道，建筑接入方便经济。虽然有汾河纵贯全城，

但城市用水紧张。目前，太原市年平均水资源总量为6.34亿立方米，联合国规定，人均水资源量小于500立方米为极度缺水，而太原人均占有水资源量仅为173立方米，是一个严重缺水的城市。目前太原城市环境脆弱，需要对环境友好的建筑设备和技术。

20世纪70年代发现含氯或溴的合成制冷剂对大气层有破坏作用，而且造成非常严重的温室效应，所以在选用制冷剂上也是建筑环境保护的重要内容之一。根据《蒙特利尔议定书》修正协议， 作为当前重要的制冷工质R22即将在全球范围内禁用。但是中央空调系统使用寿命一般为15～30年，因而，空调系统制冷剂R22的替代不容延缓。R-134a、R-410A和R-407C是近期合适的R-22替代工质。R-134a是一种与R-12热力性质较为接近的纯物质，没有温度滑移;避免了使用混合工质的诸多麻烦，较适合于空调或其它蒸发温度较高的场合。R-134a与R-22相比制冷系数较高，但其容积制冷量较低，需要大的压缩机容积排量和大管路设计。R-134a比较适合在大中型空调设备中应用。同时在小型空调中已有多年的应用经验，其各项替代研究较为成熟。

2)建筑物用途、规模和冷热负荷

该建筑为大型公用建筑，全年24小时运行，总建筑面积21415m2，地上10层，地下1层，地下层层高5.1米，地上一层层高5.1米，地上二层层高5.1米，地上三层及以上各层层高3.75米，建筑高度总高度41.85米（室外地坪至檐口）。该建筑的夏季冷负荷为934kW，冷指标92.33W/m2，是目前建筑节能重点监控单位，在冷热源的选取上需要考虑政府政策倾斜，以获得最大的社会和经济效益。

3)初投资和运行费用

初投资包括土建费、设备费、安装费(含材料费)、电力增容费，年运行费包括能耗费(即水费、电费、燃料费、维修费、人工费等)。两者采用一定的利率，在整个建筑的全生命周期进行动态比较，为冷热源的选取提供经济分析的依据。

4)机房条件、消防、安全和维护管理 5)设备特征和能效比

能效比是在额定工况和规定条件下，空调进行制冷运行时实际制冷量与实际输入功率之比。这是一个综合性指标，反映了单位输入功率在空调运行过程中转换成的制冷量。空调能效比越大，在制冷量相等时节省的电能就越多。

3.2 技术经济分析 3.2.1 提出方案

根据以上方案的选择原则，现提出以下四种的空调冷热源方案： 方案1水冷冷水机组+城市热网；

方案2直燃型溴化锂吸收式式冷热水机组；

方案3地源热泵系统； 方案4风冷热泵式冷热水机组。

3.2.2 方案介绍

空调工程冷热源方案的选择首先应该考虑空调工程的使用性质和具体使用要求，地制宜，全面分析，按初投资、年运行费、能源供应、环境影响等因索进行综合评价。应该选择的是能源结构合理、能源利用率高，对环境的不利影响最小的设计方案.通过以上分析可得以下讨论。

方案1：（水冷冷水机组+城市热网）

水冷冷水机组技术比较成熟，运行可靠，制冷效率较高，性能系统数COP值一般在3.9-5.7之间，使用寿命在20-30年以上。

目前常用的水冷冷水机组包括容积式和离心式。

离心式压缩机属速度型，活塞式、螺杆式压缩机属容积型。

离心式压缩机主要靠高速叶片将能量传递给管道中连续流动的制冷剂气体使之获得极大的速度，同时提高压力。具有制冷量大，单位功率机组的重量轻，体积小，占地少，没有气阀，活塞，活塞环等易损零件，可实现无油压缩，运转平稳可靠，设备基础轻，供气脉动性小维护费用低等优点。不足之处是效率较低，单机容量必须较大，变工况适应能力不强，而且噪声较活塞式大。

螺杆式压缩机属容积型回旋式压缩机中的一种，由于不出现余隙容积中剩余气体的再膨胀过程，在转子，机壳之间具有很小的间隙，相互之间没有滑动摩擦所以内效率和机械效率都比较高。由于它无吸排气阀装置，易损件少维护管理方便，使用寿命长，目前已得到广泛应用而且必将获得进一步推广。不足之处是噪声较大，单机容量不宜太小。

活塞式压缩机是传统型容积式压缩机，目前使用最为广泛。这种机型工艺比较成熟，有宽阔的工作压力范围，变工况适应性较强，热效应较螺杆式压缩机稍低，额定转速一般较低，输气有脉动，运转有一定的振动。且结构较复杂，易损件多，维修周期短。噪声相对于离心式压缩机和螺杆式压缩机要低，在中小型制冷中占主导地位。

一般来说，离心式压缩机和螺杆式压缩机适用于大型制冷空调设备，活塞式压缩机常用于中小型制冷空调设备。

表3-1 压缩机适用范围表

机组类型 适用符合（kW）

活塞式压缩机 转子式 涡旋式

4-40

螺杆式

离心式

100-1200 〉1000

根据本工程的负荷大小和特点，要求具有较高的可调性，故选取螺杆式冷水机组。

方案2：(直燃型溴化锂吸收式冷热水机组)

直燃型溴化锂吸收式冷热水机组简称“直燃机”，是直接燃烧天然气、煤气、柴油等各种燃料，以水/溴化锂作介质的冷热源设备。

其机组主要有以下特点：

1）利用热能（或余热、废热、排热等）为动力，与电动冷水机组比可明显节约电耗。因此，在电力比较紧张的地区，或有余热可以利用的场合，此机组更具有意义，但是应该注意，其若与一次能源的消耗机比较，它一般来说是不节能的。

2）制冷机组是在真空状态下运行，没有高压爆炸危险，安全可靠；除屏蔽泵以外，无其它震动部件，运行安静，噪声低。

3）以溴化锂水溶液为工质，其中水为制冷剂，溴化锂为吸收剂。

4）制冷量范围广，在20%-100%的负荷内可进行冷量的无级调节，并且随着负荷的变化调节溶液循环量，有优良的调节性能。

方案3：（地源热泵系统）

在我国传统的舒适性室内环境控制技术中，北方一般以燃烧煤锅炉解决冬季取暖问题，南方则以水冷机组解决夏季空调制冷问题。20世纪80年代后，经济的高速发展和人们生活水平的迅速提高，对供热和空调的需求快速增长，对室外环境质量的要求也不断提高，供热、制冷的方式越来越多样化。从可持续发展的角度看，采暖空调用能必须提高能源利用效率，努力寻找可再生的能源，地热空调就是一种节能环保型的新型空调。地源热泵系统是一种利用土壤、地下水或地表水（江、河、湖、海）进行冷热交换，将土壤、地下水或地表水作为热泵系统的冷热源的一种空调系统，冬季把地能（土壤、地下水或地表水）中的热量“取”出来，供给室内采暖，此时地能为“热源”；夏季把室内热量取出来，释放到土壤、地下水或地表水中去，此时地能为“冷源”。

4、方案4(风冷热泵式冷热水机组)

风冷热泵机组夏季运行制冷性能系数值在3.4左右，低于水冷式冷水机组。冬季运行制热性能系数值在2.3-2.5左右，有明显的节能意义。但该方案初投资费用和运行费用等都比较高，不是非常经济，另外冬季室外的空气温度白天总是高于夜晚，对于仅在白天使用的建筑物如办公楼、商场等可采用风冷热泵机组，对于全天〔24h)要求供暖医院病房楼采用风冷热泵机组最好增设辅助加热器，还有设于屋面的热泵及循环水泵的嗓声和振动对下部房间有一定的影响，所以若采用此方案一定要做好消声减振措施接，另外，热泵机组与水泵不应直置于病房、手术室等房间的屋面。

3.2.3 初投资比较

初投资费用为土建费、设备费、安装费(含材料费)、电力增容费之和。土建

费按1100元/m2计;安装费按设备费折算，方案1一3为20%，方案4按12%计;电力增容费按550元/kW计。将以上数据，折算到单位面积结果见下表：

表3-2 方案初投资比较表

初投资

(元〕 方案1 183．3 方案2 194．7 方案3 182．2 方案4 277．4

3.2.4 年运行费用比较

年运行费为固定费和运行费之和。年运行费最低的方案为较经济方案。

1)固定费包括设备的折旧费、利息和税金等，与系统的形式选择无关此次比较不计入此项。

2)运行费包括能耗费(即水费、电费、燃料费、维修费、人工费等)。

将以上数据，折算到单位面积结果见下表：

表3-3 方案运行费比较表

运行费

(元) 方案1 48．18 方案2 51．68 方案3 46．36 方案4 65．60

3.2.5 比较分析

设定计算期20年，利率10%比较各方案的净现值（NPV）。其计算公式为： NPV(CICO)t1ic

t0nt

式中 CI——项目在该年份的收益；

CO——项目在该年份的费用；

ic——技术经济分析采用的折现率。

表3-4 技术经济分析比较表

NPV

(元〕 方案1 586.3 方案2 627.0 方案3 570.0 方案4 826.1 由上表可知方案3经济性最佳，方案1次之，方案4最差。

3.2.6 结论

方案1（水冷冷水机组+城市热网）

冷水机组技术比较成熟，运行可靠，制冷效率较高，性能系统数COP值一般在3.9-5.7之间，使用寿命在20-30年以上，在电力条件允许的前提下，各项经济技术指标整体较优是首选的合理方案。

方案2(直燃型溴化锂吸收式冷热水机组)

在目前我国电力较为紧张的情况下，采用化溴化锂冷水机组比其他机组有较大的节电效果，而且运行平稳、低噪声，对外界环境变化适应性较强:但其能源利用率低于电制冷机，节电而不节能，性能系数cop值一般在1-1.2左右，另外溴化锂机组与离心式螺杆式冷水机组相比，占地面大，机房高度高，设备重量大，对设备用房要求也较高。

方案3（地源热泵系统）

地源热泵具有环保、节能、经济、可靠等显著的优点，是一种理想的“绿色空调技术”。 近几年，由于其优良的制热性能，地源热泵技术在全球范围发展迅速。 仅在美国地源热泵数量就占全美空调系统的19 % ，个别州已超过40 %。

但是这种方式需要在开采地下水或地埋管耦合，故对建筑所在地的地质水文条件有一定要求。如果采取水源热泵技术，需要回灌地下水于采水层，否则容易造成地面塌陷和水环境破坏。而采取地埋管技术，需要有较大面积来敷设管路，该工程位置和功能特殊，水资源和土地利用受限制，无法满足以上要求，故排除此方案。

方案4(风冷热泵式冷热水机组)

该方案初投资费用和运行费用等都比较高，不是非常经济，另外太原冬季室外的空气温度较低，对于全天〔24h)要求供暖医院病房楼采用风冷热泵机组需要增设辅助加热器，还有设于屋面的热泵及循环水泵的嗓声和振动对下部房间有一定的影响，所以若采用此方案一定要做好消声减振措施接，另外，热泵机组与水泵不应直置于病房、手术室等房间的屋面。因此该工程放弃采用此方案。

经过比较，医院中的用电可靠性高，均采用双路供电，是首先保证的供电用户，因此在医院建筑中使用能效比高的压缩式制冷机是一种安全节能的制冷方式，且投资合理，全生命周期费用适宜，运行管理方便成熟，故选取冷水机组+城市热网形式。

3.3 冷热源方案设计

本工程计算冷负荷为934.7kW，新风负荷为160.6kW。在该负荷的基础上增加15%的设备冗余。在病房楼中，病房占了大部分的面积，负荷稳定，空调系统全天运行。手术区域的负荷变化较大，手术室和辅助用房负荷特点也不相同，手术室白天基本满负荷运行，夜间停止或维持值班运行。因此要确定各部分的负荷比例和变化范围，并且首先要保证手术室、ICU等部分空调的可靠性。手术室等区域供冷时间要比病房长，制冷机的选择要考虑其独立运行的可能性。

在制冷机房配备2台等容量制冷机，单机容量703KW，两台机组互为备用，运行可靠，按照空调面积计算的装机指标为130W/m2。冬季供热时，通过板式换热器与城市热网联接。

循环系统采用一次泵，闭式系统，冬夏分开设置，均采用两用一备模式，于制冷机一一对应。水系统为两管制，末端采用电动两通阀进行变流量控制。为了使冷水供水量随着负荷变化而变动，在供、回水管之间设有旁通管，在旁通管上设有压差控制的稳压阀。当用冷负荷下降，供、回水管水压超过限定值，便自动启动阀门，使部分冷水通过旁通管返回冷水机组，使冷水机组水流量不减少。当冷水量继续下降，与一台制冷机的流量相等时，关闭一台冷机，则可以减少制冷机运行台数，达到节能的目的。但是该系统也有其缺点，即循环水泵的功率不能随供冷负荷的变化而减少。系统参见图3-1。

图3-1 冷水循环系统示意图

机房还需要布置定压补水和补水软化装置。根据系统形式和工程特点，可以选取厂家成套设备。

冷却水式制冷机房中制冷机的冷凝器的冷却用水，将从室内带出的热量环吸收到冷却水中，进入冷却塔与大气换热。对于开式冷却水系统，需要保证冷却水水质。冷却水循环水泵选用三台，两用一备，选择两台冷却塔，一台冷水机对应一台冷却塔。冷却塔布置于大楼北侧裙楼楼顶。

第四章 空调系统设计

4.1 住院部空调方案比选

4.1.1 普通病房空调

病房部分可采用的空调方式较多，下面是两种典型系统:

(1)定风量全空气空调系统

系统经空气处理机处理的低温送风高速送入末端诱导机组，诱导室内回风混合后送入室内，由室内恒温控制器对一次风或诱导空气量进行调节，保持室内所需温度。这种系统提供了良好的除湿功能，房间内不会出现凝水，消除了细菌滋生的隐患。室内没有运转部件，空调机组可以集中布置，易于维护和管理。可以实现过渡季节的全新风运行。缺点是送风竖井和设备用房会占去较大的建筑面积。

这种系统是ASlARE在医院建筑中推荐使用的系统，在美国有广泛的应用，但其末端多是采用设置再热装置的方式而不是采用诱导机组，设置再热装置能量浪费较大，典型建筑的再热量占空调能耗的31%-41%，由于国内能源相对紧张，采用诱导机组是较好的选择。

定风量空调系统虽然初投资较低、卫生条件也较好，但由于其较难实现对各个房间的温度控制，房间舒适性差等缺点，但系统简单、经济，所以在医院工程中应用不多。直流式定风量空调系统的卫生条件最好，但耗能也较大。为此，设计可采用低温送风，可通过减少送、排风量来减少输送动力，还可通过减少排风量来降低排风能量损失，实践证明采用了排风能量回收后，其运行能耗还是可以接受的。

（2）风机盘管加独立新风系统

目前病房空调大多采用风机盘管加独立新风的供给系统。风机盘管系统的优点表现在以下几个方面:

① 能够经济的控制多个区域的温度；

② 节省空间，与全空气系统相比，可以降低对层高的要求，间接降低造价； ③ 运行费用比全空气系统要低20%左右；

④ 风机盘管产品丰富，以实现定型化、规格化；

⑤ 在医院建筑中使用，由于各空调房间相对独立，能有效减少交叉感染的

机会。

风机盘管系统也有着一些不可忽视的缺点:

① 机组分散在各个房间，需要考虑噪音问题，维护管理也不方便； ② 过渡季节不能全新风运行；

③ 盘管在室内处于湿工况运行，为细菌的滋生提供了可能；

④ 对潜热负荷高的地方，除湿比较困难。

图4-1 风机盘管加新风系统示意图

新风系统应该分层或分区域设置，利于控制，避免可能的交叉感染。新风机要和排风机连锁控制，在排风机不开的情况下，新风量会大大减少。虽然过渡季可以开窗通风，但对于无窗房间，应优先保证过渡季的新风量。走廊内的新风口在护士站应加密布置，在排风侧减少布置。

住院病区的其它房间的排风控制：病区洗涤机室、干燥机室、公用厕所、处置室、污物室、换药室、配膳间等应设排风，排气口的布置不应使局部空气滞留。排风量为10次/h换气，应能24h运行。且夜间可以设定小风量运行。

高级民用建筑(如高级宾馆饭店、医院、公寓、办公楼)以及有湿度要求的其他民用建筑，其空气调节系统在冬季应有加湿措施；可采用蒸汽加湿、膜加湿及喷淋室加湿、离心加湿、高压喷雾加湿、越声波加湿、等加湿方式。

普通病房和房间的压力控制：普通病房对房间的气流方向无严格的要求，通常采用房间正压控制。在采用风机盘管加新风的空调方式时，由于每个房间必须保证一定的新风量，因此易实现房间的正压控制。

结论：

经过比较分析，尽管风机盘管存在凝水盘可能成为细菌繁殖场所的问题，但因为它有各室空气相对独立、各室便于温湿度调节、占用建筑空间少等众多优势，最终选用风机盘管加新风方式。同时其弊端也应该通过重视凝水排除通畅、定期清扫得到解决。病房楼各病房卫生间配通风器，排至垂直风道，再通过位于屋面的排风机集中排至室外。

4.2 隔离病房空调方式

随着医疗设施的不断完善，除建立洁净手术室外，对于某些不能采用开放性治疗的疾病，已开始建立各类无菌病房，并已摸索出一套管理办法，

使感染率

大为降低，缩短了治疗周期。国外在现代化医院内，生物洁净病房已经扩展到各类护理室，如危重病人护理室(ICU)、心血管病人护理室(CCU)、早产儿护理室(NICU)、呼吸道疾病护理室(RRCU)、配制高卡路里输液(IVH)、敷科室等各种场合，各护理室采用不同的洁净等级标一般在1万级到10万级之间。

隔离病房一般均采用全新风直流系统，原则上要求设置独立的空调送风和机械排风，要求能够24h连续运行。当条件允许时应考虑采用带有热回收的全新风空调系统，但热回收方式应为新、排风互不接触。

在隔离病房内不设置风机盘管机组等室内自循环机组。隔离病房一般要求风机24h运行，在每个房间的送、排风管上，都设置密闭阀且与风机联锁。

排风应该有消毒滤毒措施，不应直接排入大气，可以采用紫外线消毒方式。设粗、中效过滤，并在粗、中效过滤设置前置和后置紫外线消毒。紫外线消毒的目的是杀灭滞留在过滤器上的病毒。排风出口允许设在无人的空旷场所，如无合适场所则在排风口处设高效过滤器，不得渗漏并易于消毒后更换。排风机可集中设置，也可一室一机。

4.3 手术室空调方案比选

医院手术室净化空调设计，应导入新的观点。概括如下：手术室净化空调对手术室空气途径的感染控制有效且不可替代；一个净化空调系统所负担的手术室间数宜少不宜多；引入污染度概念，在降低手术室关键区域污染度的同时，减少高净化级别手术室的送风量；引入局部强化送风的概念，即采用置换气流送风吊顶,在手术室关键区域形成单向流型气流组织，降低手术室关键区域的空气污染度；新风系统采用独立的初、中效两级过滤；采用定风量阀，以保证室内的正压分布。

医院空调的任务应该是，维持室内所需要的气候状态并除去空气中的尘埃、微生物、气味和有害气体。而医院手术室的空调是最重要也是最困难的任务，尤其是控制空气途径造成的术后感染。因为降低和避免术后感染是保证手术成功，缩短患者恢复时间，降低医疗费用的关键所在。另外手术室空调的另一特点是服务面积虽小但风量大、能耗高、使用时间不确定，因此手术室空调在创造高度洁净的室内气候同时应特别注意空调系统的节能。

洁净手术部室采用集中式净化空调系统。对于大面积的洁净区域，可采用多个净化空调系统。易引起交叉感染的隔离手术室，应为独立的净化空调系统。少量或分散的洁净手术室，可采用其它方式的净化空调系统。

4.3.1 系统划分

高级别手术室空调系统宜独立设置。所谓高级别手术室是指千级以上手术室，其原因是高级别手术室空调送风量大，如同样面积的手术室，百级手术室的

空调风量是十万级的3.4倍，是万级的2.25倍。另外高级别手术室的使用频率远低于低级别手术室，这样无论是一个空调系统负担多个高级别手术室，或是一个空调系统负担一个高级别手术室和多个低级别手术室，都会使空调系统长时间处于"大马拉小车"的运行状态。所以无论从节约能源的角度，或是从使用可靠性、灵活性的角度，高级别手术室都应"按间"独立设置空调系统，即一个净化空调系统对应一间手术室。

对于低级别手术室，尽管与高级别手术室相比空调风量小的多，但一个空调系统所负担的手术室间数也不宜过多，因为医院手术室的使用情况具备不确定性。愈是高等级医院，手术室为满足特殊繁忙情况，设置愈多。手术室多，正常情况下的同时使用系数低，这样当一个空调系统所负担的手术室间数较多时，系统常处于"供大于求"的状态，其运行能耗势必较高。

中央清洁大厅、清洁走廊、高级别手术间的准备区、无菌室等应由一个单独的空调系统负担。

4.3.2 手术室新风与排风系统比选

新风系统：

在手术期间，设计的新风送入量:Ⅰ级手术室为1O00m3/(h·间)，Ⅱ级手术室均为800m3/(h·间)。新风如果是不经过独立的过滤处理而直接与空调回风混合，其结果导致中效、高效过滤器寿命缩短，更换频繁，系统的运行维护成本加大，甚至影响手术室的正常使用。这是因为新风与回风混合前，两者的空气含尘浓度相差过大，新风即便经过初效处理，其处理后的含尘浓度（30.5mm）也比十万级空调回风在同粒径范围内的含尘浓度大70倍左右，是百级空调回风同粒径范围内含尘浓度的几万倍，从而使中效乃至高效过滤器没有足够的保护。为解决此问题，应在新风通路上安装了独立的初效+中效新风过滤机组，使新风经过两级过滤后再与回风混合，此时混合前的新风与回风在同粒径范围（30.5mm）的含尘浓度比较接近，真正起到了保护中效、高效过滤器的作用，而且新风过滤机组的初、中效过滤器清洗、更换方便，与更换高效过滤器相比投资少，维护简便。

排风系统：

各手术室均设独立的排风系统，在手术期间与该手术室的净化空调系统同时投入运行，排除手术室内的麻醉气体及多余的新风，维持室内正压值不变。排风机应与其服务的手术室的自动门连锁，当自动门收到开门信号时应同时关停排风机，当自动门重新关闭后，排风机须延时运行，直到手术室内达到设定的正压值时再排风。

4.3.3 合理的气流组织

手术室内气流流态通常分为乱流和单向流(俗称层流)。局部单向流已经广泛取代全室单向流。其它级别手术室的送风末端、布置方式和送风面积有很多种形式，如侧送、斜送和顶送等。较低级别手术室，既不要求气流为单向流，也不希望随意分散布置风口，大多将风口集中布置在手术区域上方。为使送风气流能覆盖手术台，不使洁净气流短路，要求回风口上边高度不超过地面之上0.5m，下边离地面不低于0.1m，回风口处气流速度不应大于2m/s。根据国内科研成果，认为手术室侧墙下部回风效果最好，比四角回风更理想。当手术部宽度不超过3m时可以用单侧下部回风;宽度超过3m的洁净手术室应在长侧墙的两侧下部回风。Ⅰ级洁净手术室的条形回风口宜连续布置，使手术区无菌效果更佳。

图4-2 典型手术室剖面图

4.4 空调设计

4.4.1 手术室全空气系统设计计算

手术部和ICU采用一次回风全空气系统,空气处理过程如下：

新风与室内一部分回风混合，送入空调机组，经过表冷器冷却干燥，处理到机器露点，经过管道输送后，经再热器加热到送风状态点，送入室内。其余部分回风在保证手术室压差后排出室外。

洁净手术室的净高宜为2.8～3.0m。洁净手术室应与辅助用房分开设置净化空调系统：百级洁净手术室应每间采用独立净化空调系统，换气次数按照35次/h计算，万级洁净手术室可2～3间合用一个系统换气次数按照20次/h计算；新风可采用集中系统。手术室排风系统和辅助用房排风系统分开设置。各手术室的排风管并联，并和送风系统联锁。洁净手术部所有洁净室，采用双侧下部回风。为防止有害气体外溢，预麻醉室或有严重污染的房间对相通的相邻房间应保持负压。洁净走廊和清洁走廊可采用上回风。下部回风口洞口上边高度不应超过地面之上0.5m，洞口下边离地面不应低于0.1m。百级洁净手术室的回风口宜连续布置。室内回风口气流速度不应大于1.6m/s，走廊回风口气流速度不应大于3m／s。洁净手术室必须设上部排风口，其位置宜在病人头侧的顶部。排风口风速度应不大于2m／s。空调机组中的加湿器宜采用于蒸汽加湿器，在加湿过程中不应出现水滴。加湿水质应达到生活饮用水卫生标准。加湿器材料抗腐蚀，便于清洁和检查。过滤器使用风量不宜大于其额定风量的80％。

图4-3 全空气系统运行焓湿图

手术室换气次数可以确定送风量，再根据室内需要的新风量可以确定回风比，进而确定回风状态点C。出于节能考虑，采取露点送风方式，室内热湿比线与95%相对湿度线交点即为送风状态点L。

室内余热为43.2kW,余湿为9384g/h，热湿比ε=Δi/Δd=15728kJ/kg，送风温差选取6℃，由此确定送风状态点O。送风量G=Q/(in-io) =43.2/（53-44）=4.82kg/s=14460m3/h，新风量为7730 m3/h，新风比为53%。 运用作图法，在NW线上找到混合状态点C，ic=67.5kJ/kg(干)，dc=15.1g/kg（干）。系统所需冷量Qc=G(ic-iL)=4.82*(67.5-37.5)=144.6kW,再热量

Qz=G(io-iL)=4.82*(44-37.5)=31.3kW 。

静压箱设计

4.4.2 大厅全空气系统设计计算

大厅采用一次回风全空气系统,空气处理过程如下：

新风与室内一部分回风混合，送入空调机组，经过表冷器冷却干燥，处理到机器露点，经过管道输送后，经再热器加热到送风状态点，送入室内。其余部分排风排出室外。

图4-4 大厅全空气系统焓湿图

计算过程如下：

首先，室内余热为55.5kW,余湿为36800g/h，热湿比ε=Δi/Δd=5429kJ/kg，送风温差选取6℃，由此确定送风状态点O。

第二步，送风量G=Q/(in-io) =55.5/（53-43）=5.55kg/s=16650m3/h，新风量为5000 m3/h，新风比为30%。

第三步， 运用作图法，在NW线上找到混合状态点C，ic=64kJ/kg(干)，dc=13.7g/kg（干）。

则，系统所需冷量Qc=G(ic-iL)=5.55*(64-37.5)=147.1kW,再热量Qz=G(io-iL)=5.55*(43-37.5)=30.5kW 。

4.4.3 病房水-空气空调系统设计计算

病房和附属用房采用风机盘管加独立新风的空调方式。新风处理到室内状态等焓线，其特点是：

1新风送风焓差根据室内空气焓值控制，易于实现；

2新风冷负荷全部由新风机组承担，风机盘管仅负担又维护结构、室内人体、灯光、设备等构成的冷负荷，而后者是负荷中随时间、季节、使用条件变化而变化的部分，可充分发挥风机盘管易与调节的优势；

3风机盘管机组出负担室内室内湿负荷，还要负担部分新风湿负荷，风机盘管仍在湿工况下运行；

4风机盘管与新风机组承担负荷均衡，要求的冷水温差相差不大，是目前国内工程采用较多的方式。

图4-5 风机盘管加新风系统焓湿图

在焓湿图上，根据tn=26℃相对湿度φ=50%确定N点,iN=53kJ/kg(干)，热湿比ε=Δi/Δd=10000kJ/kg，过N点作ε线与φ=90%线相交，得到送风状态点O,io=29.5kJ/kg(干)。根据各房间的余热量，即可求得总送风量，风机盘管的送风量GF为总风量与新风量之差。计算结果如附表所示。

第五章 空调系统水力计算

5.1水系统水力计算

水系统可以分为两管制和四管制系统两管制系统夏季供冷降温，冬季供热升温，共用一套管道系统。四管制空调水系统制冷和制热换热器是分开的，夏季制冷系统工作，冬季供热系统工作，在春秋两季则是根据气候变化和不同区域的空调要求两套系统同时工作。四管制空调系统运行灵活，能完全满足手术部等特殊区域的空调要求，并且为按照内外分区和朝向分区的系统运行提供了方便。但四管制空调系统投资大，冷热源设备要同时运行，设备数量增加，占地面积大，管网复杂，运行和管理难度大。在目前的医院建筑中使用较少。

根据建筑规模、分区情况在经济比较后，确定本工程设计采用双管制供应冷冻水，具有结构简单，初期投资小等特点。首先画管段草图，定压补水系统采用软水器、软化水箱、补给水泵和定压罐均置于地下一层的暖通机房内。

5.1.1沿程阻力

首先根据风机盘管选型表给出的额定流量确定各管段流量。管长由平面图标定，通过100Pa/m～300Pa/m的经验比摩阻和已知流量查水力计算表可知管径、流速和实际比摩阻。

△Pe=R*l Pa

5.1.2局部阻力

水流动时遇弯头、三通及其他配件时，因摩擦及涡流耗能而产生的局部阻力为：

△Pm=ξ·ρ·v 2/2 g(+△P FCU) Pa

其中△P FCU为风机盘管压降

地下机房至主楼十层的管线长度最长，压力损失最大，因此为整楼水系统最不利环路。水系统水力计算过程详见附录7、附录8和附录9。 6水力计算

对各管段进行编号，对整个系统进行水力计算，以确定各段管径，及最不利环路的压力损失等。经济比摩阻为30-80Pa/m.

[1]首先计算通过一层最不离环路散热器的水力计算，从而确定出各个供水管段、立管、回水干管各管段的管径及其压力损失。

[2]同理计算通过一层各用户各散热器环路的水力计算，计算完成后进行不平衡率的校核。

[3]当计算九层用户环路时，其并联部分应当加上立管阻力的消耗，同时重力循环作用力应大于立管阻力。立管水力计算同水平管段。

[4]由于各用户入口处均配备热量表除污器等装置，因此在水力计算过程中均不列入计算对象内。

5.2风系统水力计算

首先画管段草图，本系统分主楼十层和裙房四层分别计算，供新风干管由各层的新风机组引出直至各末端风机盘管处。由于新风送风口与风机盘管送风口相邻放置，则从干管引相应数量的支管到风机盘管处即可。卫生间仅设排风口，由单独设置的换气扇排风。

5.2.1风口风量

新风口送风量根据节能设计规范给出的每人每小时的必要新风量计算各室

内新风量。

L=n*V m3/h

其中：L——新风量，m3/h；

n——室内人数；

V——设计新风量，m3/(h﹒p)

算出的房间总风量平均分配到每个新风口处

风机盘管风口送回风量由样本中所给出的高档风速时的最大风量确定。 排风口在本设计中主要针对卫生间设计排风量。由实用供热空调设计手册中规定的排风量确定。

5.2.2沿程阻力

管段长由平面图标定，通过送风支管3-4.5m/s,送风干管5-6.5 m/s的经验流速和已知风量查计算表可知管道尺寸、流速和实际比摩阻。（计算表取自《实用供热空调设计手册》P567页钢板矩形风管计算表）

△Pe=R·l Pa

5.2.3局部阻力

风流动时遇弯头、三通及其他配件时，因摩擦及涡流耗能而产生的局部阻力为：

Pm=ξ·ρ·v 2/2 g Pa

5.2.4风管总阻力

△P=△Pe+△P m (+P FK) Pa

其中P FK为散流器处阻力

风系统水力计算过程详见附录10、附录11和附录12

第六章 设备选型

6.1冷水机组选型

制冷机选型：开利水冷螺杆式冷水机组30HXC200A两台，688ｋＷ。制冷剂HFC-134a，输入功率为145ｋｗ，蒸发器供回水温度7/12℃，冷水水流量118m3/h；冷凝器进出水温度为32/37℃，冷却水流量为143 m3/h，蒸发器水压降72kPa，冷凝器水压降68kPa。外形尺寸：3278*980*1941，由于维修和拔管，安装需要空间为7268*2180。

6.2新风机组选型

以4-6层为例，新风量为3100 m3/h，新风负荷为35KW。据此进行设备选型，选择天大胜远吊顶式新风机组DX3.5*4一台，其主要技术参数如下表所示：

外形尺寸为1080*1050*610。

6.3水泵选型 6.3.1冷水循环水泵

地下机房至十层的管线长度最长，压力损失最大为最不利环路。风机盘管压降为16kPa，管路压降为126.8kPa，机房压降为75kPa，螺杆机组水压降为72kPa，最不利环路压损为283.1kPa ，即30.5mH2O。流量为118m3/h。水泵选择采用10%裕量。选取开利KLW100-160型水泵三台，两用一备，其主要性能如下

表。

6.3.2供热循环水泵

地下机房至十层的管线长度最长，压力损失最大为最不利环路。风机盘管压降为4kPa，管路压降为63.4 kPa，机房压降为40kPa，板换的阻力约为40kPa，最不利环路压损为159 kPa ，即16.2mH2O。流量为108m3/h。水泵选择采用10%裕量。选用选取开利KLW80-160(1)B型水泵三台，两用一备，其主要性能如下表。

换热机组YTBJK-1.0R出水温度50-60℃，其主要性能如下表。

6.3.3冷却水循环泵

根据冷水机组选型的结果，样本所提供的数据，冷凝器水流量为42.1L/S，即143 m3/h,水压降为68kPa。环路压降为95.2 kPa ，即9.72mH2O；冷却塔压降为： 选取开利KLW100-100型水泵三台，两用一备，其主要性能如下表。

6.3.4补水泵选型

补水量取系统水容量的2%，补水泵流量取补水量的2.5～5倍，扬程为建筑楼层高附加3～5m水柱。空调水系统的单位水容量表如下所示：

表6-9空调水系统的单位水容量（L/m2 建筑面积）

本工程全空气系统空调面积为1000M3，水—空气系统空调面积为9000 M3。由上表计算得补水量和补水泵扬程：

G=(9000*1.20+1000*0.5)/1000*2%*5=1.1 m3/h3左右 P=44+4=48mH2O

选取开利KLW40-200型水泵三台，两用一备，其主要性能如下表。

6.4软水器选型

本设计选择北京忠诚嘉琳水处理技术有限公司JCWS系列软水器一台,其主要性能参数如下表所示。

表6-11软水器性能参数表

6.5定压罐选型

由补水量和补水泵功率可查调节容积与罐体容积关系表，得所需定压罐容积为50L。选择VAREM公司RS0502E1型定压罐一台，具体参数如下表。

图6-5定压罐性能参数表

6.6冷却塔

对各管段进行编号，对整个系统进行水力计算，以确定各段管径，及最不利环路的压力损失等。经济比摩阻为30-80Pa/m.

[1]首先计算通过一层最不离环路散热器的水力计算，从而确定出各个供水管段、立管、回水干管各管段的管径及其压力损失。

[2]同理计算通过一层各用户各散热器环路的水力计算，计算完成后进行不平衡

率的校核。

[3]当计算九层用户环路时，其并联部分应当加上立管阻力的消耗，同时重力循环作用力应大于立管阻力。立管水力计算同水平管段。

[4]由于各用户入口处均配备热量表除污器等装置，因此在水力计算过程中均不列入计算对象内。

1 冷水管路比摩阻宜控制在100—300Pa／m。当量绝对粗糙度：闭式系统

K=0.2mm，开式系统K＝0．5mm。

2

当采用闭式循环一次泵系统时，冷水泵扬程为管路、管件阻力、冷水机组的蒸发器阻力和末端设备的表冷器阻力之和。

5 所有系统的水泵扬程，均应对计算值附加5％—10％的裕量。

3 补水点宜设在循环水泵的吸入段。补水泵流量取补水量的2．5—5倍，扬程应附加30—50kPa。补水泵宜设备用泵。

4 软化宜设软化水箱．储存补水泵0．5—1．0h的水量。

1 集分水器——多于两路供应的空调水系统，宜设置分、集水器，集、分水器的直径应按总流量

通过时的断面流速(0．5—1.0m/s)初选，并应大于最大接管开口直径的2倍。

水系统主要元件平均压降值