空氣調節#空氣—水系統設計案例分析

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本案例是針對空調設計的一個比較系統的案例，因為近來我發現有一些人都是對空氣調節並沒有系統的認知，比如在空調負荷的由來、意義；水利計算的概念、意義、應用這兩大板塊的盲區進行分析。希望本文對各位能有所幫助。文中如有不妥，請各位讀者指正，謝謝!

1、負荷計算

1.1、室內外參數

首先需要一份建築圖紙，明確房子的具體地理位置(確定室外條件)，以及建築及其各個房間的功能(確定室內條件)。這裡以西安為例，那麼我們就要去查看西安的室外氣象參數。[可參考暖通小識--行業、規範、手冊 和暖通小識-暖通中的氣象數據的採用]。查取冬夏季計算乾濕球溫度，室外日平均計算溫度逐時溫度，實際上，冬夏計算負荷方法一般是不同的，這是因為：冬季空調熱負荷計算為什麼要用穩態計算，而不像夏季用逐時負荷計算呢？

根據建築圖紙，我們可以得到土建參數、維護結構的(門(內外門)窗牆)物性參數，進行維護結構傳熱量計算，比如維護結構傳熱損失，當然，室內外空氣對流也得考慮，比如冷風滲透（換氣，縫隙），風管風道的熱損失等等。輻射傳熱也不能忽略，比如透過窗戶的太陽輻射（內外遮陽的窗戶投射吸收得熱的計算）。地球的自身運動，繞太陽的運動的特徵，再就是室內得熱，比如照明、機械設備、人員等的冷熱濕負荷。然後綜合考慮以上因素之後，要進行熱平衡分析（外表面（透明與不透明）熱平衡，窗戶投射輻射平衡,內表面平衡（透明與不透明）,區域熱平衡）對室內空氣參數進行取值。(以上都基於熱濕平衡、舒適感[暖通小識--溫度和人體舒適感]、經濟條件、節能環保角度結合室外的參數工況綜合分析取值)此外，也可以參考如下書籍[美國建築ASHRAE體系簡介]

1.2、計算方法

可以採用瞬時傳熱法（集總參數法,數值分析法（有限差分法和有限元法）,諧波反應法,Z–變換法和冷負荷係數法）計算空調冷熱負荷。[空調負荷計算方法]可以用鴻業，天正，浩辰，HVACLoadExplorer結合WinterConditions，RTSM （J.D.Spitler, D.E.Fisher,and C.O.Pedersen,"The Radiant Time Series Cooling Load Calculation Procedure ,"ASHRAE Transaction ,Vol.103,NO.2,pp.503-515,1997）等軟體就可以用於負荷計算。

1.3負荷校核

算完之後將冷熱濕指標根據房間類型與相關手冊進[暖通小識--行業、規範、手冊]行對照參考驗證數據的合理性。也可以用建築能耗模擬和HVAC 系統模擬進行校核，具體有度日法[ASHRAE Handbook Fundamental Volume, Chapter 31,"Energy Estimating and Modeling Methods "America Society of Heating, Refrigerating and Air–conditioning Engineers, Inc.Atlanta, GA, 2001]分格法（同上），比如BLAST ,eQUEST ,EnergyPlus和ESP–r 等軟體都可以使用。如果誤差限可以接受，那麼就根據所得的負荷進行整理匯總用於後面的空調房間送風量、制冷機組(空調機組的)的冷量的確定。

2、空氣處理

2.1、夏季工況分析

完整的空氣調節系統一般包括兩個或多個空氣處理過程，夏季，供給的空氣必須足夠低的溫度和濕度用於吸收房間的總冷濕負荷。空氣經過房間被加熱和加濕。一般情況，一定量的室外空氣會與迴風混合，然後混合的空氣被送到空調設備里進行冷卻除濕，再次輸送到空調房間以（空間）。室外空氣與迴風混合在冬季則是相反類似過程，這裡以夏季的某房間調節為例:(房間室內狀態點N為： tN=26℃,jN=60％, hn=60.3KJ/Kg，dn =13.4g/Kg)為例分析(這裡我要說明一點，就是焓濕圖的應用[美國建築ASHRAE體系簡介和巧析焓濕圖，半小時看懂，裝B一輩子。])

（1）、根據夏季室內空氣的狀態點Nx（本案例由室內溫度、相對濕度確定）即可以確定hNx線、dNx線，然後取風機溫升為1.5℃，等dNx確定Nx』，之後根據熱濕比ε=ΣQ/ΣW和送風溫差Δ確定送風狀態Ox點,對送風狀態Ox點等dNx與jN=90％確定機器露點Lx。

（2）、夏季室外狀態點Wx（本案例由室外計算干、濕球溫度確定）和夏季室內空氣的狀態點Nx和新風百分比法（暖通小識--行業、規範、手冊）確定。

假設室內外新風和一次迴風的混合狀態點Cx ，由一次迴風量qN，和新風量qW以及室內外焓值可以的得到總送風量q、混合狀態點Cx的hcx和dcx，即：

根據熱平衡 hcx=(qW*hwx-（q-qw）hNx)/q

根據濕平衡 dcx=(qW*dwx-（q-qw） dNx)/q

具體一次迴風空氣處理焓濕圖過程如圖：

2.2、送風量、迴風量的確定(注意概念區分小識-全熱計算風量和顯熱計算風量澄清)

現在以同房間的高4.5m,則體積為28.58m2×4.5m =115.11m3為例,計算送風量，由公式qv=nVf （式中：n ——換氣次數，制冷機房、水泵房排風量推薦換氣次數為4-6次/h【暖通小識--行業、規範、手冊】此處換氣次數取5次/h，Vf——房間的體積。）可得：qv=nVf=5×115.11=559.55 m3

已知房間室內狀態點N為： tN=26℃,jN=60％, hn=60.3KJ/Kg，dn =13.4g/Kg。

新風量取560m^3/h;冷負荷為Q=3277.15W，濕負荷為為W= 1.61kg/h = 0.45 g/s 。

所以熱濕比ε=ΣQ/ΣW=（3277.15W）/（0.45 g/s）=7282.56，取送風溫差Δ=6℃【暖通小識--行業、規範、手冊】，採用機器露點送風，送風狀態點ho= 47.1KJ/Kg ,to=18 ℃。

總送風量為：

q=Q/(hn-ho)=(3277.15W)/(60.3KJ/Kg-47.1KJ/Kg)=186.67g/s=672kg/h

=560m3/h

新風量的確定，再滿足熱舒適性的基本生理要求，可根據[ASHRAE Handbook Fundamental Volume, America Society of Heating, Refrigerating and Air–conditioning Engineers, Inc.Atlanta, GA, 2001]按環境舒適性指標（effective temperatur,operative temperatur,humid operative temperature, heat stress index ）、IAQ（Ventilation for Acceptable Indoor Air Quality ）和Ventilation Rate Procedure 分別計算，並且取下三個方案取最大:

（1）、按衛生要求[小識--自凈時間和自凈換氣次數]： 若共8人，新風量每人每小時30 m3/h，所以向房間供給的新風量為qw1 =240m3/h。

（2）、按補充局部排風：因為沒有局部排風裝置，所以qp1 =0. 按保持空調房間的「正壓」要求：取送風次數n=1，則：qs=n×V =1×28.67m2×4.5m=129.02m3/h

qw2=qp1+qs=129.02 m3/h

（3）、由系統總送風量q =744.8m3/h，那麼最小新風量qw3=0.1q=560 m3/h。

最後取qw1、qw2、qw3中的最大值為qw3=0.1q=560m3/h，新風百分比 η=129.02÷560=13.03 %>10% 也滿足要求。

2.3、新風負荷的確定

根據Qw=qw(hWx-hNx)可得各房間的新風負荷，以原房間為例計算如下：

室內參數:tN=26℃,jN=60％, hnx=60.3KJ/Kg，dn =13.4g/Kg。

室外狀參數:twg=35℃ ，jw=58％ ，hwx=74.6KJ/Kg，dw =17.1g/Kg。

所以，Qw=qw(hWx-hNx)=(1866.7g/s)/(74.6

KJ/Kg—60.3KJ/Kg)=854.98W

以夏季一次迴風系統空氣為例，空氣處理過程如圖:

夏季一次迴風系統空氣處理焓濕圖各項數據如下：

送風量kg/h:1082.67 ; 新風量m^3/h: 560; 迴風量kg/h:482.246 ; 新風比%:55.46 ; 熱濕比:6708.07

機組總冷量kW:7.49199 ; 室內冷負荷kW:3 ; 新風負荷kW: 3.70932

再熱冷負荷kW: 0.782663

總濕負荷kg/s:0.00128758 ; 室內濕負荷kg/s:0.000447222 ; 新風濕負荷kg/s: 0.000840886

混風點-C ：大氣壓力Pa:95980 ; 幹球溫度℃:31.0 ; 濕球溫度℃: 23.4 ; 相對濕度%: 54.0；含 濕 量g/kg: 16.2 ; 焓kJ/kg: 72.6 ; 露點溫度℃: 20.5 ; 密度kg/m^3: 1.088

送風點O:大氣壓力Pa:95980 ; 幹球溫度℃: 18.0 ; 濕球溫度℃:17.2 ; 相對濕度%:76.9 ；含 濕 量g/kg:11.9 ; 焓kJ/kg:47.1 ; 露點溫度℃:15.7 ; 密度kg/m^3:1.131;

露 點-L:大氣壓力Pa: 95980 ; 幹球溫度℃: 17.5 ; 濕球溫度℃: 16.4 ; 相對濕度%:90.0；含 濕 量g/kg: 11.9 ; 焓kJ/kg: 47.7 ; 露點溫度℃:15.7 ; 密度kg/m^3: 1.141

2.4、確定室內送風狀態點

以原房間為例，從N點作熱濕比ε=ΣQ/ΣW=（3277.15W）/（0.45 g/s）=7282.56，該線與j=90%的線相交於送風狀態點Ox，Ox確定之後，查到ho=47.1KJ/Kg,to=18 ℃。

2.5、確定風機盤管處理狀態點

1.根據房間的室內設計狀態點Nx同理可取的室內送風狀態點Ox，此時便可計算房間的送風量q=ΣQ/（hNx-hOx）。

2.從Nx點做等焓線hNx，取機器溫升1.5℃的線段KL 後，使得KL與等焓線hNx和j=90%分別交於Kx和Lx，連接WL 之後，那麼Wx→Lx就是新風在新風機組實現的冷卻減濕過程。

3.連接KO並延長到Mx點，Mx為經過風機盤管處理後的空氣狀態，風機盤管所處的風量q1=q-qw，由混合原理：

可以求出hmx，而hmx與KO 的延長線相交得到Mx點，連接NM,X→Mx 就是風機盤管內實現的冷卻減濕過程。

2.6、確定新風機組負擔的冷量和盤管負擔的冷量

新風機組負擔的冷量 QW=qw（hwx-hlx）（kw）

盤管負擔的冷量 Q1=q1（hNx-hmx）（kw）

這裡以風機盤管處理空氣過程為例，在焓濕圖上具體處理過程如圖：

空氣混合過程圖:

以某房間的室內設計狀態參數tN=26℃,jN=60％, hn=60.3KJ/Kg，dn =13.4g/Kg。

新風量120m^3/h;冷負荷Q=2553.44W，濕負荷為W= 0.54kg/h =0.15 g/s 。

所以熱濕比ε=ΣQ/ΣW=（2553.44W）/（0.15 g/s）= 17022.7，送風溫差Δ=6℃，採用機器露點送風，送風狀態點ho= 53.0KJ/Kg ,to=18.1 ℃。由送風量kg/h : 1260.55；新風量kg/h : 120 ；迴風量kg/h : 1140.55 ；新風比%: 9.51969 ，熱濕比: 17022.7，那麼夏季風機盤管系統新風處理到等焓線過程線如圖：

帶入公式上述計算可得：

FCU冷量kW: 2.58796 ； FCU顯熱冷量kW: 1.99112 ；新風AHU冷量kW:

0.741346

房間冷負荷kW: 2.5534； 新風管溫升負荷kW:0.0345594

注: 這裡新風不承擔室內冷負荷.

送風點-O:

大氣壓力Pa: 95980 ；幹球溫度℃: 20.0 ；濕球溫度℃: 18.1 ；相對濕度%: 83.6 ；含 濕 量g/kg: 12.9 ；焓kJ/kg: 53.0 ；露點溫度℃: 17.0 ；密度kg/m^3: 1.131

露 點-L:

大氣壓力Pa: 95980 ； 幹球溫度℃: 21.4 ；濕球溫度℃: 20.2 ； 相對濕度%:90.0 ；含 濕 量g/kg: 15.2 ； 焓kJ/kg: 60.3 ； 露點溫度℃: 19.5 ；密度kg/m^3: 1.124

迴風點-M:

大氣壓力Pa: 95980 ； 幹球溫度℃: 19.7 ；

濕球溫度℃: 17.8 ； 相對濕度%: 83.3 ；含 濕 量g/kg: 12.7 ； 焓kJ/kg: 52.1 ； 露點溫度℃: 16.7 ； 密度kg/m^3: 1.132

溫升後點-L:

大氣壓力Pa: 95980 ； 幹球溫度℃: 22.4 ；

濕球溫度℃: 20.5 ； 相對濕度%:84.7；含 濕 量g/kg: 15.2 ； 焓kJ/kg: 61.3 ； 露點溫度℃: 19.5 ； 密度kg/m3: 1.120

2.7、氣流組織計算

根據HVAC 的主要任務給房間提供舒適併合理的室內空氣品質，經過處理的空氣可以平衡空間內的自然空氣氣流和輻射效應，同時保證空間內溫度、濕度和氣流速度維持室內狀態，經過送到房間的噴射氣流與室內空氣恰當混合，解決污染、負荷，不產生不適氣流，溫度速度場分布均勻，並最好能適應變化的負荷，又不產生雜訊，滴水現象。

氣流組織即空氣分布狀況,是指室內空氣的速度分布、溫度分布和污染物濃度分布狀況。室內氣流組織設計的任務就是合理的組織室內空氣的流動與分布，使室內工作區空氣的溫度、濕度、速度和潔凈度能更好的滿足工藝要求及人們舒適感的要求。 空調房間內的氣流分布與送風口的型式、數量和位置，迴風口的位置，送風參數，風口尺寸，空間的幾何尺寸及污染源的位置和性質有關。

最後，根據噴口的噴射性能（具體參見龍天渝蔡增基 主編《流體力學》第二版 第六章 氣體射流）以及房間氣流流動特徵進行氣流組織設計。

現以某辦公室為例，房間尺寸為7.2×3.9×3.6（長×寬×高），整個一二層採用散流器平送氣流組織形式，送出的氣流為貼附於頂棚的射流。因散流器服務的長寬比大於1.25時，採用矩形散流器[小識-散流器氣流組織]。散流器中心與側牆的距離不小於1m【暖通小識--行業、規範、手冊】。

（1）、每個房間布置一個散流器，則散流器所對應的Fn=3.9×3.6=14.04㎡，水平射程為1.95m，垂直射程x=3.6-1.95=1.65m

（2）、取送風溫差Dto=6℃，由負荷，房間參數及計算公式可得總送風量為：L= 2711.22×3.6÷（1.2×1.01×6）=1342.1m3/h

由風量，房間體積及計算公式可得換氣次數：n=1342.1÷（7.2×3.9×3.6）=13.2 l/h

則散流器的送風量為L0=1342.1m3/h。

（3）、取散流器出風速度u0選定為3.0m/s【暖通小識--行業、規範、手冊】，這樣：

F0=1342.1÷（3.0×3600）=0.12㎡

根據實用供熱空調設計手冊推薦的送風溫差和換氣次數，計算結果說明 △tx及ux均滿足要求。

在本次設計中，風口的安裝根據規範而定：

1、吸風口的上緣距頂棚平面或屋頂的距離不大於0.1m【暖通小識--行業、規範、手冊】。

2、位於房間下部的區域的吸風口，其下緣至地板間距不大於0.3m【暖通小識--行業、規範、手冊】。

3、位於房間上部區域的吸風口，用於排除餘熱、余濕和有害氣體時，吸風口上緣距頂平面或者屋頂的距離不大於0.4m【暖通小識--行業、規範、手冊】。

已經計算得F0=0.12㎡，所以，根據暖通空調製圖標準【暖通小識--行業、規範、手冊和Heating, Ventilating and Air–conditioning Analysis and Design （Sixth edition）Part 1 and Part 2 in Chapter 11, Faye C.McQuiston,Jerald D.Parker,Jeffrey D.Spitler 】選擇頸部尺寸為220mm×170㎜的方形散流器。

2.8、風口的布置

氣流組織受到風口位置的的主要影響，依據之前計算的送迴風量來選擇合適的風口，因為合適的風口和風量均勻分配有著密切關係，再者，設計盡量的要避免柱和梁的阻擋，合理安排管道系統，減少渦流所帶來的擾動，從而增加系統運行負擔，以達到產生良好的氣流組織為基本原則，因此設計遵循了以下幾點原則：

（1）、新風口應盡量靠近風機盤管的送風口，目的讓新風與室內迴風混合均勻。

（2）、送風口尺寸放大。變風量末端在調節時產生的風速變化會使人感到不舒適，這在大風量送風口尤為明顯。解決這個問題的最簡單方法是加大吊頂風口的尺寸，儘可能減少出風速度，使這種風速的變化帶來的影響微乎其微。一般可將送風口的額定流量加大一檔。

（3）、增強吊頂貼附效應。使吊頂平面保持平整，盡量使吊頂面的凸凹遠離送風口。這其中主要包括燈具、水噴淋頭和火災報警探頭，兩者間須隔開一定的距離。

2.9、風機盤管的選取

本次案例依據西安地理條件、氣候條件、房間所計算的負荷、風量、以及設計要求，通過計算核實後風機盤管的顯冷量、風機盤管負擔的冷量等一系列因素後，【可參考空調處理設備的選擇、風機盤管|風機|中央空調系統、風機盤管原理圖和從熱能與動力工程回到供熱供燃氣通風及空調工程了解風機盤管構造結構和製冷原理圖】可選取約克空調設備公司的卧式暗裝風機盤管，可以滿足需求，具體型號參數如：#

2.10、氣流分布及空調系統性能評價

在空調或通風房間內保證空調系統正常使用的情況下，良好的氣流組織要求設計者組織合理的空氣流動,營造空氣品質優良、舒適、節能的環境。由於送、迴風方式的形式、送風量的大小都會影響氣流組織,因而需要有一套合理的氣流組織預測方法以及評價指標對氣流組織進行預測和評價。不同的氣流分布方式將涉及到整個空調系統的耗能和使用慢性投資。所以對氣流分布進行評價。

氣流組織評價指標主要有:不均勻係數(包括溫度不均勻係數和速度不均勻係數)、室內平均空氣齡、通風效率、空氣分布特性指標及能量利用係數。 如下表

注:

n為測點總數,np,nn,n0分別為排風口、工作區和送風口測點總數;t為工作區平均溫度,tp,tn,t0分別為排風口、工作區和送風口的平均溫度;u為工作區平均速度;Cp為排出空氣中的示蹤氣體濃度,C為室內示蹤氣體平均濃度,C0為進風示蹤氣體濃度;下標i表示第i個測點。溫度分布不均勻係數kt,能量利用係數η,有效溫差ΔET，速度分布不均勻係數ku，通風效率E，

1、 對溫度不均勻的指標

對於空調房間，送風與房間空氣溫度的不同，以及房間內熱源的存在，因為溫差導緻密度差和壓力差，所以在垂直方向通常有溫度差異，即溫度梯度。 在舒適的範圍內，在工作區內的地面上方1.1m和0.1m之間的溫差不應大於3℃(這實質上考慮了坐著工作情況)【暖通小識--行業、規範、手冊】； 美國建築ASHRAE體系簡介建議1．8m和0．1m之間的溫差不大於3℃(這是考慮人站立工作情況)。

2 、風速不均勻指標

工作區的風速也是影響熱舒適的一個重要因素。在溫度較高的場所通常可以用提高風速來改善熱舒適環境。但大風速通常令人厭煩。 試驗表明，風速<0.5m/s時，人沒有太明顯的感覺。舒適性空調冬季室內風速≯0.2m/s，夏季≯0.3m/s。工藝性空調冬季室內風速≯0.3m/s，夏季宜採用0.2-0.5m/s。【暖通小識--行業、規範、手冊】 吹風感是由於空氣溫度和風速(房間的濕度和輻射溫度假定不變)引起人體的局部地方有冷感，從而導致不舒適的感覺。

3、 室內平均空氣氣齡

空調房間氣流分布的優劣還可以用送風在房間內停留的時間長短，也就是換氣速率，即空氣齡來表達。

⑴空氣質點的空氣齡：簡稱空氣齡(Age of air)，是指空氣質點自進入房間至到達室內某點所經歷的時間。

⑵局部平均空氣齡：某一微小區域中各空氣質點的空氣齡的平均值。

空氣齡的概念比較抽象，實際測量很困難，目前都是用測量示蹤氣體的濃度變化來確定局部平均空氣齡。

由於測量方法不同，空氣齡用示蹤氣體的濃度表達式也不同。 如用下降法(衰減法)測量，在房間內充以示蹤氣體，在A點起始時的濃度為c(0)，然後對房間進行送風(示蹤氣體的濃度為零)，每隔一段時間，測量A點的示蹤氣體濃度，由此獲得A點的示蹤氣體濃度的變化規律c(r)，於是A點的平均空氣齡(單位為s)為

⑶全室平均空氣齡：全室各點的局部平均空氣齡的平均值

式中V為房間的容積

如用示蹤氣體衰減法測量，根據排風口示蹤氣體濃度的變化規律確定全室平均空氣齡，即

式中ce(τ)即為排風的示蹤氣體濃度隨時間的變化規律。

⑷局部平均滯留時間(Residence time)：房間內某微小區域內氣體離開房間前在室內的滯留時間，用τr表示，單位為s。

⑸空氣流出室外的時間 微小區域的空氣流出室外的時間：某一微小區域平均滯留時間減去空氣齡。

全室平均滯留時間：全室各點的局部平均滯留時間的平均值，用於r?表示。 全室平均滯留時間等於全室平均空氣齡的2倍，即

理論上空氣在室內的最短的滯留時間為

空氣從送風口進入室內後的流動過程中，不斷摻混污染物，空氣的清潔程度和新鮮程度將不斷下降。 空氣齡短，預示著到達該處的空氣可能摻混的污染物少，排除污染物的能力愈強。顯然，空氣齡可用來評價空氣流動狀態的合理性。

4、 通風效率Ev（能量利用係數）

通風效率Ev(Ventilation efficiency)又稱混合效率，定義為實際參與工作區內稀釋污染物的風量與總送入風量之比，即

Ev也表示通風或空調系統排出污染物的能力，因此Ev也稱為排污效率。

⑴當送入房間空氣與污染物混合均勻，排風的污染物濃度等於工作區濃度時，Ev＝1。

⑵一般的混合通風的氣流分布形式，EV＜1。

若清潔空氣由下部直接送到工作區時，工作區的污染物濃度可能小於排風的濃度，Ev>1。 EV不僅與氣流分布有著密切關係，而且還與污染物分布有關。污染源位於排風口處，Ev增大。

以轉移熱量為目的的通風和空調系統，通風效率中濃度可以用溫度來取代，並稱之為溫度效率ET，或稱為能量利用係數，表達式為

式中 te、t、ts--分別為排風、工作區和送風的溫度，℃。

能量利用係數及通風效率，餘熱被排出室外的迅速程度反映了氣流分布的能量利用有效性，能量利用係數越大，空調就越節能。

5、有效吹風溫度EDT

美國ASHRAE用有效吹風溫度EDT(Effective Draft Temperature)來判斷吹風感，定義為

式中 tx,tm--室內某地點的溫度和室內平均溫度，℃；

vx--室內某地點的風速，m/s。

對於辦公室，當EDT=-1.7~l℃，vx＜0.35m/s時，大多數人感覺是舒適的，小於下限值時有冷吹風感。 EDT用於判斷工作區任何一點是否有吹風感。

6、氣流分布性能指標ADPI

氣流分布性能指標ADPI（Air Diffusion Perfomance Index），定義為工作區內各點滿足EDT和風速要求的點佔總點數的百分比。

其中： ET=(to-tn)-7.66(vi-0.15)；

to-tn室外內溫差；

vi空氣平均流速；

對整個工作區的氣流分布的評價用ADPI來判斷。對已有房間，ADPI可以通過實測各點的空氣溫度和風速來確定。 在氣流分布設計時，可以利用計算流體力學的辦法進行預測；

ADPI值越大，人體舒適度越高，一般取ADPI≥80%。

3、根據建築結構設計風系統的布置與水力計算

所有的HVAC系統都存在管道的流體（水，蒸汽以及兩相流）輸配，這就涉及到管網特性的計算並與泵或風機的匹配問題。

3.1、空調風系統的分類方案確定

空調系統依據承擔室內空調負荷所用工質可分為全空氣系統(一次,二次迴風系統)、全水系統、空氣-水系統和冷劑式系統。

A、全空氣系統是指室內空調負荷全部由處理過的空氣負擔,此系統適用於：

1、建築空間大，易於布置風道；

2、室內溫、濕度、潔凈度控制要求嚴格；

3、負荷大或潛熱負荷大的場合。

因為全空氣一次迴風系統的空調機組送風量是恆定的，況且系統的夏季冷量主要由室內冷負荷、新風冷負荷和再熱冷負荷三部分組成，對於送風溫差無嚴格要求的舒適性空調，如採用大溫差送風即露點送風的一次迴風系統，可不需要消耗再熱量，因此可節省能耗。但送風溫差過大，往往會造成送風口解霜現象，為避免此類現象的發生，採用一次迴風空調系統需利用再熱來解決送風溫差受限制的問題，即為了保證必須的送風溫差，一次迴風系統在夏季需要再熱，從而產生冷熱抵消的現象【暖通小識--行業、規範、手冊】。

B、全水系統是指室內空調負荷全部由水來負擔,此系統適用於：

1、建築空間小，不宜於布置風道；

2、不需通風換氣的場所。

C、空氣-水系統是指室內空調負荷由空氣和水共同負擔,此系統適用於：

1、室內溫、濕度要求一般的場合；

2、層高較低的場合；

3、冷負荷較小、濕負荷也較小的場所。

4、可進行局部地區的溫度控制，使用更為靈活；

5、各房間互不干擾，可以獨立的調節室溫，並可隨時根據需要開、停機組，節省運行費用，靈活性大，節能效果好；

6、不需要迴風管道，節省建築空間；

7、由於風機盤管體積較小，結構緊湊，因此布置靈活，有較好的適用性。

8、而風機盤管加新風系統是空氣-水系統的一種主要形式，也是我國民用建築中採用最普遍的一種空調方式，它的投資少，使用靈活和節省建築空間等優點被廣泛應用於各類建築中。

D、冷劑式系統是指空調房間負荷由製冷劑直接承擔,此系統適用於：

1、空調房間布置分散；

2、要求靈活控制空調使用時間；

3、無法集中設置冷熱源。

本設案例以西安某建築，採用空氣-水系統。新風系統的形式採用分樓層水平式，每層設置新風系統，採用風機盤加新風系統，風機盤管加新風系統具有各空氣調節區可單獨調節，比全空氣系統節省空間，比帶冷源的分散設置的空氣調節器和變風量系統造價低廉等優點。適用賓館客房、辦公室等建築【GB50019-2012，供熱通風與空氣調節設計規範[S]】。這種方式布置靈活，各房間可獨立調節室溫，房間沒人的時候可方便地關掉房間末端（關風機），不影響其他房間，從而比其它系統較節省運轉費用，此外房間之間空氣互不串通，冷量可由使用者進行一定調節。獨立新風系統既提高了該系統的調節和運轉的靈活性，且進入風機盤管的供水溫度可適當提高，水管的結露現象可得到改善。新風采用分層設置水平式新風系統，處理到室內空氣焓值，不承擔室內負荷，新風通過新風管道直接送入各空調房間。風機盤管採用二管制，各辦公室不單獨設排風系統，通過窗戶縫隙滲透排風，廁所設排風扇進行排風。

採用風機盤管加獨立新風系統的樓層，新風處理方式不一樣，對室內空氣品質有很大的影響。風機盤管加新風系統的空氣處理方式有：

（1）新風處理到室內狀態的等焓線，不承擔室內負荷；

（2）新風處理到低於室內空氣的焓值，並低於室內空氣的含濕量，承擔部分室內負荷。

這裡選用不承擔室內冷負荷方案，在每層的空調機房處設置一新風處理機組，負擔新風負荷，新風不與風機盤管迴風混合，新風口獨獨立送風。採用風機盤管機組在使用過程中應該注意：清洗濾塵網，以保持空氣流動暢通；清掃換熱器上的積灰，以保證它具有良好的傳熱性能；風機盤管製冷時，冷水進口溫度一般採用7-10℃，不能低於5℃，以防止管道及空調器表面結露；當雜訊級很高時，可以在機組出口和房間送風口之間的風道內做消聲處理。

3.2、風管設計

本次案例的風管材料選用鋼板製作，因其不燃燒、易於加工、在非酸性環境下耐久性強，相對而言也較經濟。 另外，本設案例管形式採用矩形風管，因矩形風管易布置，彎頭及三通等部件的易於加工，尺寸相對於圓形風管的部件小，因而安裝方便，所以使用較普遍。矩形風管的寬高比宜小於6，最大不應超過10【暖通小識--行業、規範、手冊】。

管內的流速對通風、空調系統的經濟性有較大的影響，對系統的技術條件也有影響。流速高，風管斷面小，佔用的空間小，材料耗用少，建造費用小;但是系統的阻力大，動力消耗增大，運行費用增加，且增加雜訊。若氣流中含有粉塵等，會增加設備和管道的磨損。反之，流速低，阻力小，動力消耗少;但是風管斷面大，材料和建造費用大，風管佔用的空間也增大。流速過低會使粉塵沉積而堵塞管道。因此，必須通過全面的技術經濟比較選定合理的流速【暖通小識--行業、規範、手冊】。

風管各環路中壓力的平衡：風管設計時各並聯環路之間的壓力損失的差值應保持在小於15%的範圍內【暖通小識--行業、規範、手冊】。

在設計中風管中的氣流流速，從干單位管到送風口，應保持依次遞減的趨勢；風道連接是應保持有良好的氣體流動性，儘可能減少渦流區；空調機組都應與支架結構之間是彈性連接，機組與風管的連接時應接柔性接頭軟接頭，以防止雜訊沿管道傳到其他房間；西安地區冬季室外新風低於0℃，因此新風機組必須考慮防凍措施。

3.3、風管水力計算

風管水力計算是在系統設計完成，設備布置完成，風管材料選定，各送排風點的位置和風量均已確定的基礎上進行的【付祥釗，肖益民.流體輸配管網[M]第三版，北京：中國建築工業出版社，2013.】。

水力主要目的是，確定各管段的管徑(或斷面尺寸)和阻力，保證系統內達到要求的風量分配，最後確定風機的型號和動力消耗，採用假定流速法進行水力計算，為使風量均勻送排風，可用假定流速法來演繹靜壓復得法，即利用動壓差克服阻力，達到均勻送排風【付祥釗，肖益民.流體輸配管網[M]第三版，北京：中國建築工業出版社，2013.】。

3.4、計算步驟

1）、對各管段進行編號，標出管段長度和各送風點的風量。

2）、選擇最不利環路。

3）、根據各管段的流量，最不利環路（最遠環路）上各管段的斷面尺寸和局部摩擦阻力，求出各管段阻力。

4）、最不利環路和最近環路不衡率計算：X≤15%【暖通小識--行業、規範、手冊】才符合要求。

空氣在管道內流動由於與管壁的摩擦而產生沿程阻力（或稱摩擦阻力），由於在局部管件處產生流速和流動方向的變化，因而產生局部渦流而形成局部阻力。沿程阻力與局部阻力之和構成空氣流動的總阻力。

風道水力計算的方法一般有假定流速法、等壓損法、靜壓復得法。

這裡設計計算才用假定流速法和等壓損法。

對於假定流速法：首先，要選定系統最不利的環路，一般即指最長或局部構件多的分支管路； 其次，是根據風量和所選定的風速，計算各管段（指該環路）的斷面尺寸，並根據該尺寸求出個管段阻力和系統總阻力，根據總阻力選定風機；最後，按系統阻力平衡的原則，確定其餘分支管路的管徑，要求各環路間的總阻力差別不大於15%，無法達到要求時，加設風管閥門,適用於動力設備有多種型號可供選擇的情況。

對於等壓損法：在已知總作用壓頭的情況下，將其平均分配給最不利環路的各管段，即最不利環路採用相同的比摩阻進行設計。

適用於動力設備已定（總作用壓頭已定）的情況。

對於一般通風空調系統, 風管壓力損失值 P(Pa) 可按下式估算

P =｛Pm*l*(1+k)+ △P｝*(1.1～1.2)

Pm --單位長度風管的摩擦壓力損失 ,Pa/m；

l --到最遠送風口的送風管總長度加上到最遠迴風口的迴風管的總長度（即最不利環路的總長度）, m；

k --局部壓力損失與摩擦壓力損失的比值；

彎頭三通少時 , 取 k=1.0-2.0；

彎頭三通多的場合 , 可取到 k=3.0-5.0；

△P -- 對於空調系統，要考慮到空氣通過空氣過濾器、靜壓箱、消聲器等阻力較大的空調裝置的壓力損失之和。

1.1～1.2 -- 富裕係數

一般來講，主管路的前部分管路風量大，一般應取較大的風速或較高的比摩阻，後一部分的管路風量小，一般應取較小的風速或較低的比摩阻，末端的主管路不應取得太小，以利風量平衡。空調風管可採取表【陸耀慶.實用供熱空調設計手冊[M].北京：中國建築工業出版社，2010.】的推薦值。

假定流速法是以風道內空氣流速作為控制指標，計算出風道的斷面尺寸和壓力損失，再按各環路間的壓損差值進行調整，以達到平衡【付祥釗，肖益民.流體輸配管網[M]第三版，北京：中國建築工業出版社，2013.】。

計算公式：

a. 管段壓力損失 ＝ 沿程阻力損失 ＋ 局部阻力損失 即：ΔP = ΔPm ＋ ΔPj

b.沿程阻力損失 ΔPm = Δpm×L

c.局部阻力損失 ΔPj =0.5×ζ×ρ×V^2

d.摩擦阻力係數採用柯列勃洛克-懷特公式計算。

限於軟體，僅取某送風平面部分圖紙如下：

限於軟體，送風軸側部分圖紙如下：

3.5、風系統水力計算案例

（1）繪製風管系統軸測圖，如上圖 。四層各管段管網軸測分布圖並劃分管段，對各管段進行編號，標註其長度（單位以mm計）和設計風量（單位以m3計）。限於軟體，僅取管段編號部分圖紙如下：

（2）選定最不利環路，本系統選擇1-2-3-4-5-6-7-8-9-10為最不利環路。

根據空調系統低速風管內的空氣流速，輸送空氣時，機械通風乾管內的風速為6.0-8.0m/s，支管風速3.0-4.0m/s，新風入口3.5-4.0m/s【付祥釗，肖益民.流體輸配管網[M]第三版，北京：中國建築工業出版社，2013.】。取 5%的漏風係數【暖通小識--行業、規範、手冊】，管段1的計算風量為1560×1.05=1638m3/h。

（3）根據各管段的風量及選定的流速，確定最不利環路上各管段的斷面尺寸和單位長度摩擦阻力。

管段10水平風管，初定流速為3m/s。根據 Q10＝ 120m3/h（0.03m3/s）、v10= 3m/s所選管徑按通風管道統一規格調整為：120mm×120mm；實際流速v10 ＝2.31m/s；

由圖

查得，Rm10=0.05Pa/m同理可查得管段9、8、7、6、5、4、3、2、1。

（4）確定管段11、12、13、14、15、16、17、18、19、20、21、22、23、24的管徑及單位長度摩擦力

（5）計算各管段局部阻力

從【陸耀慶《實用供熱空調設計手冊》中國建築工業出版社】查的各個管件的局部阻力係數，見表

（6）計算得各管段的沿程阻力和局部阻力

（7）對並聯管路進行阻力平衡[暖通網友通過「水力平衡專題」提問]：

（7.1）對於管段2、23、1、24的匯合點，ΔP1+ΔP23-ΔP2=1.42Pa+7.96Pa-9.07Pa=0.31Pa, ΔP24=7.81Pa

所以阻力不平衡，通過加平衡閥，使其阻力為62.12 Pa進行阻力平衡。

（7.2）對於管段3、21、2、22的匯合點，ΔP21+ΔP22-ΔP2=10.53Pa+10.68Pa-9.07Pa=12.14Pa，ΔP3=7.86Pa - =13.77Pa+2.57Pa=16.34Pa, ΔP11=2.43

Pa =0.00%<10%,所以阻力平衡

（7.3）同理，可算出其他匯合點的阻力平衡狀況，見表

4、根據建築結構設計水系統的布置與水力計算

空調水系統包括冷水系統和冷卻水系統兩個部分，它們有不同類型可供選擇。冷凍水系統可以分為開式與閉式，同程式與異程式，雙管制、三管制與四管制，單式泵與複式泵，定流量與變流量。以表 下將介紹各種類型的特點：

本案例空調水系統選擇閉式、豎直異程、水平異程式、雙管制、單級泵系統，這樣布置的優點是過渡季節只供給新風，不使用風機盤管的時候便於系統的調節，節約能源，採用單管制供應冷凍水，且具有結構簡單，初期投資小等特點。同時考慮到節能與管道內清潔等問題，採用閉式系統，不與大氣相接觸，僅在系統最高點設置膨脹水箱，管路不易產生污垢和腐蝕，不需要克服系統靜水壓頭，水泵耗電較小。本案例空調水系統採用異程式，風機盤管加獨立新風系統，雙管制異程式系統的優點是初投資小，缺點是管路壓力難平衡【付祥釗，肖益民.流體輸配管網[M]第三版，北京：中國建築工業出版社，2013.】。且新風不承擔室內負荷，通過用風機盤管，使得各房間溫度能獨立調節，空氣互不串通，避免了交叉污染空氣，耗能小。空調系統供水溫度7℃，回水溫度12℃，水平均密度999.7kg/m3，運動黏度1.308×10-6m2/s ，1個立管，下供下回供回水方式。關於空調系統的設計方案，必須考慮管道坡度，本設計定為0.003【暖通小識--行業、規範、手冊】，本設計水管材料為無縫鋼管，選取低壓系統，管徑不大於50mm時，採用焊接鋼管；大於50mm的用無縫鋼管。冷凝水管採用塑料管，不宜採用焊接鋼管 ；管道需要保溫，保溫前刷兩道防鏽底漆。

冷水機組的冷凝器散熱，需要依靠冷卻水進行冷卻。空調的冷卻水系統有直流式冷卻水系統、混合式冷卻水系統和循環式冷卻水系統，冷卻水量非常大，考慮到節約能量和水資源，且降低運行費用，循環式冷卻水系統是非常經濟合理的，在目前的實際工程中得到了廣泛的應用，尤其是機械通風冷卻塔循環系統。本次設計採用循環式冷卻水系統，其系統形式為共用供、回水管的冷卻水循環系統，冷卻塔和冷水機組設置相同的台數，共用供、回水干管，冷卻塔設在建築物的屋頂上，空調冷凍機組另設在建築物旁邊的機房內，冷卻水從冷卻塔的集水槽出來後，直接進入冷水機組而不設水箱。因空調冷卻水系統只在夏季使用，本著系統合理、運行管理方便、減小循環水泵的揚程、節省運行費用為出發點而選擇。

水系統平面圖(限於軟體問題，不能全部顯示)：

水系統軸側圖：

4.1、水管的水力計算分析

冷凍水管路設計計算步驟：

1） 繪製空調系統軸測圖，並對各管段進行編號、標註長度和風量。

2） 根據各房間的的冷負荷，計算各管段的流量公式為：G=Q/(crDt)

式中： G — 管段流量，m3/s，；

Q — 房間的冷負荷，kw；

c — 水的比熱容，取4.19kJ/kg﹒℃；

r — 水的密度，取999.7kg/m3；

Dt — 供回水溫差，℃，查Dt=5℃

3） 管徑的確定

根據假定的流速和確定的流量計算出管徑公式為：d=103.(4G/pv)0.5

再根據給定的管徑規格選定管徑，由確定的管徑計算出管內的實際流速，公式為：v=4G/pd2

4）阻力計算

ⅰ. 沿程阻力計算公式為：DPy=RL

式中：R — 單位管長的摩擦阻力，Pa/m；

L — 直管段長度，m

ⅱ.局部阻力計算公式為:Dpj=?xrv2/2

式中：x — 局部阻力係數，由陸耀慶主編《實用供熱空調設計手冊》得到。

ⅳ. 總阻力公式為：Dp=Dpy+Dpj

空調水系統中用到的配件、管件及其局部阻力係數如表

4.2、水系統水力計算

現以上圖水系統為軸測圖作為分析圖案例進行計算：

計算步驟：

1 .在軸測圖上,進行管段編號,立管編號並註明各管段的熱負荷和管長,如下圖（限於軟體只能局部）所示。

2 .確定最不利環路。

本系統為異程式單管系統,一般取最遠立管的環路作為最不利環路。最不利環路是從入口到立管設備E1。這個環路包括供水立管從FG1-FG27到設備E1。

3 .計算最不利環路各管段的管徑

本例採用推薦的平均比摩阻Rpj大致為90-150Pa/m來確定最不利環路各管段的管徑。首先根據公式（公式 6—4—1）計算FG27管段的流量

為了保證比摩阻不大於300 Pa/m ，從節省的方案出發，在流速範圍內選擇小管徑，管段流量負荷小於4000W的，均取15mm。

由此可得FG27號管段直徑為15mm，求得流速V=0.5 m/s。同時查圖6—8得比摩阻Rm=190.59 Pa/m。

ΔPy=RmL=190.59×148.99=1369 pa

ΔPyj=Σξρν2/2=2.0×9999.7×0.52×0.5=346.0 Pa.

管段總阻力： △P=1369+346=1715 pa。

確定各管段的流量。根據G 和選用的 Rpj 值,查圖

將查出的各管段d、R。最後算出最不利環路的總壓力損失為39165Pa 。入口處的剩餘循環壓力,用調節閥節流消耗掉。

4 .確定立管VG2段的管徑

立管VG2段與最末端供回水干管並聯 、與三四層干管為並聯環路，根據並聯環路節壓力平衡原理,立管VG2段的資用壓力 ,可由下式確定

ΔPVG2=Σ（?Py +?Pj）3，4 -（Σ?P3-Σ?P4）Pa

由於某層冷負荷的分配比例大致相等，Σ?P3=Σ?P4， 因而ΔPVG2=Σ（?Py+?Pj）3，4 Pa

立管VG2段的平均比摩阻為

與立管VG1段的並聯環路相比，其不平衡百分率[暖通網友通過「水力平衡專題」提問]

在允許值±15%範圍之內。

5. 確定立管VG3段的管徑

立管VG3段資用壓力ΔPVG3=Σ（?Py+?Pj）2，3 -（ΔPVG3-Σ?P2）Pa。

立管管徑選用 DN175。 立管VG3總壓力損失為2808Pa。不平衡百分率 x2 =16.9%，稍超過允許許值，採用閥門調節。

6. 確定立管VG2段的管徑，資用壓力ΔPVG2=Σ（?Py +?Pj）1，2 -（ΔPVG2-Σ?P1）Pa。

立管選DN200。計算結果，立管Ⅱ 總壓力損失為 4212Pa。不平衡百分率x3=25.

4%， 超出允許值。剩餘壓頭用立管閥門消除。

機械循環系統的作用壓力比較大， 系統的管徑就細很多。機械循環系統供回水干管的 R值選用較大，系統中各立管之間的並聯環路壓力平衡較難，在系統初調節和運行時，只能靠立管上的閥門進行調節，在異程式系統必然會出現水平失調。系統的作用半徑較大，同時又採用異程式布置管道，水平失調現象更難以避免。防止或減輕系統的水平失調現象的方法。

(1) 供、回水干管採用同程式布置;

(2) 仍採用異程式系統,但採用"不等溫降"方法進行水力計算;

(3) 仍採用異程式系統,採用首先計算最近立管環路的方法.

4.3、冷凝水管管徑的確定

各種冷換熱器盤管在夏季工況時會不斷地產生大量的冷凝水，為了及時地排走這些冷凝水，必須設置凝結水系統【陸耀慶.實用供熱空調設計手冊[M].北京：中國建築工業出版社，2010.】。一般情況下，每1KW的冷負荷，每小時產生約0.4Kg的冷凝水【陸耀慶.實用供熱空調設計手冊[M].北京：中國建築工業出版社，2010.】，則根據各層新風空調機組和盤管的冷負荷選擇冷凝管徑。

1.風機盤管的凝結水盤的瀉水支管坡度≥0.01。其他水平支管沿水流方向，應保持≥0.002的坡度【陸耀慶.實用供熱空調設計手冊[M].北京：中國建築工業出版社，2010.】。

2．一般情況下，每1kW的冷負荷每小時產生約0.4kg左右的冷凝水；在潛熱負荷較高時，每1kW冷負荷每小時產生約0.8kg冷凝水【陸耀慶.實用供熱空調設計手冊[M].北京：中國建築工業出版社，2010.】。

3、通常，可以根據機組的冷負荷Q按表 下近似選定冷凝水管的公稱直徑【暖通小識--行業、規範、手冊】。

4.4、阻力平衡

因為每個供水和回水管上都裝有閥門，可以通過閥門來調節水量的大小，一則在設備安裝調試過程中可以調整管道的阻力使其平衡[暖通網友通過「水力平衡專題」提問]，二則方便對系統進行檢修和維護【付祥釗，肖益民.流體輸配管網[M]第三版，北京：中國建築工業出版社，2013.】。

4、風機、泵、機組、管材管件的選型

4.1、冷熱源的選擇

冷熱源的選擇依據不僅包括系統自身的要求，而且還涉及工程所在地區的能源結構、價格、政策導向、冷熱負荷、初投資、運行費用、安全和維護管理等問題。

根據西安地區的具體條件，本設計夏季選用選用冷卻塔，用某製冷集團有限公司冷一體化冷水機組進行夏季製取冷水供7℃、回水溫度為12℃，而冬季採用城市熱網，既利於環保，又比較節能。

由計算已知，西安某計算機培訓中心的製冷量和新風負荷總為488.2953KW，考慮修正係數1.2【暖通小識--行業、規範、手冊】後得到585.954KW,制熱量為315.715KW, 考慮修正係數1.2【暖通小識--行業、規範、手冊】後得到378.858KW。選擇某製冷集團有限公司冷一體化冷水機組兩個，LSBL310一體化冷水機組，其詳細性能參數如表：

4.2、水泵的選擇

1.供水水泵的揚程Hp（KPa）的計算式如：Hp=K(hf+hd+hm)

式中： hf、hd——水系統總的沿程阻力和局部阻力損失（KPa）；

hm——設備的阻力損失（KPa）；

K——安全係數，在1.1-1.2範圍內；

代數：Hp=K(hf+hd+hm)=1.1×158.8=174.68kPa=17.85H2Om

Hp 是管路中靜水壓頭，流速水頭，位置水頭和彌補損失水頭所需的壓頭之和，而Hp，Hv 與流速水頭平方成正比（由伯努利方程，或者能量方程可知），位置水頭與流量獨立，那麼，Hp 與Q 的關係近似拋物線。如下圖:

泵的性能曲線同樣可以有能量方程得出，然後畫在圖紙上，它給出了泵的動力壓頭，效率，軸功，吸入口正靜壓頭（NPSH）與體積流量的關係:

另外泵在安裝使用過程中要注意防止氣蝕（cavitation）,可參見[Heating, Ventilating and Air–conditioning Analysis and Design （Sixth edition）Chapter 10, Faye C.McQuiston,Jerald D.Parker,Jeffrey D.Spitler ]

泵的特性與管路系統特性的匹配（壓頭–流量）對管路的分析設計很重要，由之前的管網水力計算，以及泵的出廠性能曲線，下面給出單台泵（風機）與管網的特性匹配:

因為在實際工作中，經常需要多台泵並聯或串聯使用，以滿足系統變流量和壓頭的要求或者備用，實際一般多採用並聯運行，具體原因參見【付祥釗，肖益民.流體輸配管網[M]第三版，北京：中國建築工業出版社，2013.】和【ASHRAE Handbook, HVAC Systems and Equipment Volume Chapter 12&13】,並聯運行如下圖:

2.冷凍水泵的流量計算式如公式：G=Q/(c×r×Dt)

式中： G — 管段流量，m3/s，；

Q — 房間的冷負荷，kw；

c — 水的比熱容，取4.19kJ/kg﹒℃；

r — 水的密度，取999.7kg/m3；

Dt — 供回水溫差，℃，查Dt=5℃【暖通小識--行業、規範、手冊】

代數：G=Q/(c×r×Dt) =488.29×3600/(4.191000×5) =83.90 m3/h。

3.新風機組水泵的揚程Hp（KPa）的計算如下：

代數：Hp=K(hf+hd+hm)=1.1′60=66kPa=6.6mH2O

由上面數據可以選擇IS型單級離心泵，型號IS125-100-200B，選擇離心泵兩台（其中一台作為備用），其性能參數見表

4.冷卻水泵揚程的確定

揚程=冷卻水系統阻力+冷卻塔積水盤至布水器的高差+布水器所需壓力。最後代數可得冷卻水泵揚程為25m。

4.3、新風機組的選型

新風機組即可處理新風，又可以處理混合空氣，余壓充裕，可增加調速控制，改變風量，滿足各種氣候條件下的降溫、除濕和升溫的要求。

工作原理：新風機組從室外引入新鮮空氣，經過過濾、換熱、加濕等處理過程，以實現夏季製冷、冬季供熱、提高室內空氣品質等目的。

基本組成：新風機組由進風口、電機、風機、過濾器、熱交換器、加濕器、風閥、出風口等元件組成。

一樓通風機的風量應在系統的總風量上附加風管和設備的漏風量

QF=KQ=1.1×16560.0=18216m3/h

QF-系統的總風量，m3

K-風道的漏風係數，採用鋼管風道，K=1.1-1.2，此處取K=1.1【暖通小識--行業、規範、手冊】

Q-通風的風量，m3

風壓P=1.1DP=104.5pa

其中，DP為風管阻力，DP=95pa

某通風設備製造廠空氣處理機組4台，選用型號為參數示於表

4.4、 膨脹水箱大小的計算

對於空調水系統為閉式系統時，為使系統中的水因溫度變化而引起的體積膨脹的餘地，以及有利於系統的空氣的排除，所以在系統中設置一個膨脹水箱，連接在水泵的吸入側，也即在排水管道上，本設計採用閉式水箱。膨脹水箱的容積由下式計算：VP=aDtVs（也可參見[Heating, Ventilating and Air–conditioning Analysis and Design （Sixth edition）part 4 in Chapter 10, Faye C.McQuiston,Jerald D.Parker,Jeffrey D.Spitler ]進行計算）

式中：Vp——膨脹管有效容積。即從信號管到溢流管之間高差內的容積（m3）；

α——水的容積膨脹係數，取0.0006L/℃；

Δt——最大的水溫變化值（℃），取30℃。

Vs——膨脹水箱系統的水的容量，即系統中管道和設備內總水容量。

Vs可以按照經驗值計算，按照供冷時每立方米為1.3升計算【暖通小識--行業、規範、手冊】，由空調水路系統水力計算書算出Vs=17433.92Kg/h=17.44m3/h，代入上式中Vp=0.431m3。選擇方形膨脹水箱如表

4.5、冷卻塔的選型

冷卻塔是用水作為循環冷卻劑，從一系統中吸收熱量排放至大氣中，以降低水溫的裝置；其冷是利用水與空氣流動接觸後進行冷熱交換產生蒸汽，蒸汽揮髮帶走熱量達到蒸發散熱、對流傳熱和輻射傳熱等原理來散去工業上或製冷空調中產生的餘熱來降低水溫的蒸發散熱裝置，以保證系統的正常運行。

冷卻塔的能力大多數為標準工況下的出力（濕球溫度28 ℃,冷水進出溫度32 ℃/37 ℃),【轉帖-空調熱水溫度為什麼取60-50度】由於地區差異,夏季濕球溫度會不同, 應根據廠家樣冊提供的曲線進行修正。濕球溫度可查當地氣象參數獲得。冷卻塔與周圍障礙物的距離應為一個塔高。冷卻塔散冷量冷噸的定義：在空氣的濕球溫度為27℃，將13L/min（0.78m3/h）的純水從37℃冷卻到32℃，為1冷噸，其散熱量為4.515KW。 濕球溫度每升高1℃，冷卻效率約下降17% 。冷卻塔若做自控，進出水必須都設電動閥，否則單台對應控制時倒吸或溢水。

1.冷卻水流量計算 L=（Q1+Q2）/（Δt×1.163）×k

式中：L—冷卻水流量（m3/h）

Q1—乘以同時使用係數後的總冷負荷，KW

Q2—機組中壓縮機耗電量，KW

Δt—冷卻水進出水溫差，℃，一般取4.5-5【暖通小識--行業、規範、手冊】

k—安全係數，取1.1【暖通小識--行業、規範、手冊】

代數可得L=55.33 m3/h

冷卻塔的水流量L』= 冷卻水系統水量L×(1.2～1.5)；取1.2 【暖通小識--行業、規範、手冊】

代數可得L』 =67 m3/h

2.冷卻塔冷卻能力計算Q=72×L×（h1-h2）

式中：Q-冷卻能力（Kcal/h）

L-冷卻塔風量，m3/h

h1-冷卻塔入口空氣焓值

h2-冷卻塔出口空氣焓值

代數可得Q=11720.385098368kj

可以選某冷卻塔BZGN-70T/h方形組合式冷卻塔1台。

附2張冷卻塔運行原理圖(圖片來自網路)

基本製冷系統原理圖(圖片來自網路):

整個冷劑系統的運行原理圖(圖片來自微信公眾號:製冷百科):

最後，附上本案例的製冷系統原理圖:

六、系統運行調試與維護

6.1、空調系統的消聲

空調系統中的主要雜訊源是通風機。通風機雜訊的產生和許多因素有關，尤其與葉片形式、片數、風量、風壓等參數有關。風機雜訊是由葉片上紊流而引起的寬頻帶的氣流雜訊以及相應的旋轉雜訊，後者可由轉數和葉片數確定其雜訊的頻率。在通風空調所用的風機中，按照風機大小和構造不同，雜訊頻率大約在200 ～ 800Hz （即主要雜訊處於低頻範圍內）。所以，可以在新風機組出口處安裝一個共振型消聲器以達到消除低頻雜訊的目的。

空調系統的雜訊源除風機外，還有由於風管內氣流壓力變化引起鋼板的振動而產生的雜訊。尤其當氣流遇到障礙物（如閥門）時，產生的雜訊更大。在高速風管中這種雜訊不能忽視，而在低速系統中，由於管內風速的選定已考慮了聲學因素所以可不必計算。此外，由於出風口風速過高也會有雜訊產生，所以在氣流分布中都適當限制出風口的風速。

6.2、空調系統的保溫和防腐

6.2.1、保溫的類型

保熱：熱水系統，蒸汽管道等；

保冷：新風系統風管，冷凍水供回水管等；

6.2.2、保溫的目的

（1）為了避免空調系統因冷、熱損耗大，造成經濟上的不合理；

（2）為了避免由於冷、熱損失，使介質溫度達不到要求溫度，因而不能保證室內參數；

（3）為了避免當管道穿過室內參數要求嚴格的空調房間，而管道散出的冷熱量對室內參數影響不利；

（4）為了避免管道的冷表面結露。

6.2.3、空調系統使用的保溫材料

常用的保溫材料有：岩棉、離心玻璃棉、橡塑海綿、阻燃聚乙烯泡沫塑料、硬質聚氨酯泡沫塑料等，如表

在本空調系統中：風管使用玻璃棉，機房的水管使用橡塑，除機房外系統的水管使用玻璃棉，排煙風管使用玻璃棉。

6.2.4 空調系統的防腐

在管道外壁塗刷防鏽漆。

6.3 空調裝置的防振

空調系統的雜訊除了通過空氣傳播到室內外，還能通過建築物的結構和基礎進行傳播。而要削弱由機器傳給基礎的振動，只能消除它們之間的剛性連接。即在振源和它的基礎之間安設避振構件（如彈簧減振器或橡皮、軟木等），可使從振源傳到基礎的振動得到一定程度的減弱。

7、評價分析系統(空氣凈化與質量控制系統測定與調整)

建築是人們工作、學習和生活的基本場所，建築能耗【建築節能知識整理——了解熱橋】隨著人們照明、採暖、炊事等各種需求產生。隨著經濟社會發展，生活水平提高，極大地促進了建築能耗的增長。由於建築能耗占社會商品總能耗比重的不斷增加，建築節能工作愈加重要。這裡以空調建築能耗為基礎說明。可以參看暖通專業在能耗中的地位是什麼？暖通可以為節能減排做些什麼？ 另外，這裡介紹一些建築能耗分析軟體建築能耗分析軟體簡介系列1---簡介之簡介、建築能耗分析軟體簡介系列2---Equest簡介 和【能創】Pilio——為用戶DIY自己的建築能耗模型，最後，給出一點建築節能的方法比較實用的建築節能方式有哪些？基於暖通建築能耗，就要求我們對空調系統運行進行評估調整，以達到暖通的節能減排。現從一下角度出發:

7.1、風機盤管系統的運行調節

在風機盤管系統中，當空調房間負荷變化時。出於降低空調建築的能耗，基於起初設計，利用室內外參數，以焓濕圖進行量化調節達到最佳送風狀態點之後，再進行操作性調節。（這裡不再贅述，可參考手把手教你看懂焓濕圖，並學會應用、從熱能與動力工程回到供熱供燃氣通風及空調工程中的風機盤管空氣處理案例以及前文的空氣處理過程為參考），具體操作可從局部調節方法和全年運行調節入手，具體操作：

(1)採用人工調節風機盤管流量的方法:即根據室內測量室溫的溫度計顯示室溫的高低，用人工的方法調節進入風機盤管流量的方法。

夏季運行時，當室溫高於設定值時，可開大進水閥門的開啟度，相反，室溫偏低時可關小進水閥門的開啟度減少流量;冬季運行時，溫度計顯示值高於設定值時，可關小進水流量。採用人工凋節流量的方法簡單，且不需增加任何費用，運行較為安全，但一般需經反覆繁瑣的調試才可達到滿意的設定值，溫度不易恆定，誤差較大。

(2)調節風機盤管的風機手動三速開關:當室溫要求變化不嚴格的房間，可調節風機盤管的出風量，以適應室溫的變化和要求。

(3)採用自動調節風機盤管進口流量的方法:即在風機盤管的進水管上安裝溫控閥，室內安裝帶有敏感元件、控制機構的溫控三速開關進行自動調節（即樓宇自控技術）。當室溫變化時，通過設在室內的溫控開關上的敏感元件和控制機構自動調節溫控閥的開啟度，控制進入風機盤管水流量。自動調節的方法可減少人工調節流量的繁瑣反覆工作，能較精確地實現室溫自動調節過程。在選擇溫控閥時，應注意產品的質量和使用壽命，因當溫控閥失控後會影響風機盤管的運行。

7.2、室內空氣品質的控制

由於建築材料工藝污染很重，造成室內空氣污染，室內污染對人體造成的傷害很重，再加之近年來的霧霾，人們在高度重視和支持室內污染治理，而人們的經濟條件好了，環保意識也高了，很多人都會考慮治理。這裡我們可以參看如何評價「新風」對室內空氣質量的正反面作用？空調系統的作用是將室外「新鮮」空氣送到到室內，確保人們對於氧氣的呼吸需求。所以空調系統就是提供新鮮空氣（氧氣）空調房間內人的呼吸，抑制微生物的繁殖。但是空調系統的管道內，空調末端設備，機組內會隨使用時間的延長累積空氣中的雜質，這些顆粒物是很多細菌、病毒的載體，再加上管道清理非常困難，因此陳舊的管道就成了細菌和病毒的溫床，形成危害人類的健康的威脅。有的老房子有時候會聞到一種霉味，這些氣味很多是空調的管道帶來的。可以看https://zhuanlan.zhihu.com/p/29654331和空調到底有多臟？空調會吹霉一碗飯？

如今空調系統針對空氣污染問題作了不少改良，將過濾單元甚至是高效過濾單元加入了新風系統。帶來的好處除了提供氧氣，還帶來了潔凈的空氣，同時對管道的污染問題也得到了一定的控制。壞處就是，這種新風系統比較前者傳統新風會更加耗電，因為過濾器的增加帶來或多或少的阻力，空氣要穿過過濾器需要更大功率的馬達；還有就是有些過濾方式帶來的臭氧等額外污染問題等等。

7.3、空氣動力、熱力工況的測試調整

7.4、其他故障分析及處理

這是我對一個空調系統完整設計的案例論述。希望對暖通行業認識有所幫助。最後，由於個人能力有限，應該有許多缺陷，希望各位讀者指正，我進一步做出修正，謝謝!

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