...wd......wd......wd...西安市救援應急中心執勤綜合樓空調設計摘要本工程是西安防火防災中心樓。為地上六層的執勤綜合樓，總建筑面積11000m2。一層為大廳、消防車庫、裝備庫；二層至四層為活動室、會議室、戰士宿舍；五層和六層為標準間、辦公室、檔案室與大會議室。。本文首先計算出夏季冷負荷和冬季熱負荷，確定出空調系統系統劃分情況，空調系統采用一次回風全空氣系統和風機盤管加新風系統以及全空氣系統，然后通過經濟性分析選擇冷熱源為地源熱泵機組并以冷水機組作為補充。再進展氣流組織計算，選定進風排風方式，而后進展了風系統和水系統的水力計算，布置冷凍站，計算空調設備的附件，并對防排煙，設備的減噪防振也做了簡單設計和說明。關鍵詞：空調系統地源熱泵機組冷凍站目錄1設計根基資料11.1工程概況11.2設計任務11.3設計依據11.4氣象資料11.5土建資料22冷負荷組成32.1冷負荷組成32.2空調房間的計算冷負荷32.3空調建筑物的計算冷負荷32.4空調系統的計算冷負荷33冷熱負荷計算43.1夏季冷負荷計算例如43.2熱負荷計算114空調系統方案的對比與確定及空調系統分區134.1空調系統方案對比與確定134.1空調系統分區145全空氣系統風量及氣流組織計算185.1空氣處理過程計算及設備選型185.2典型房間氣流組織計算206半集中式系統風量及氣流組織計算256.1空氣處理過程計算256.2風機盤管選型計算266.3新風系統計算277水管路設計及水力計算277.1水管管徑選擇依據[6]277.2水管阻力計算公式[6]288冷凍機房設計308.1空調系統冷負荷計算308.2冷水機組選擇318.3冷凍水泵選型318.4冷卻水系統設計328.5膨脹水箱的選型計算339消聲、減震3510結論391設計根基資料1.1工程概況本建筑位于陜西西安市，為地上六層的執勤綜合樓，總建筑面積11000m2。一層為大廳、消防車庫、裝備庫；二層至四層為活動室、會議室、戰士宿舍；五層和六層為標準間、辦公室、檔案室與大會議室。屬于真題假做。1.2設計任務根據確定的室內外氣象條件，土建資料，人體舒適要求及冷源情況設計該賓館的冬夏季中央空調系統，和該系統配套的冷凍站，換熱站。1.3設計依據本工程空調設計根據設計任務書,并依照暖通空調現行國家頒發的有關標準、標準進展設計，具體為：〔1〕《采暖通風與空氣調節設計標準》GB50019-2003〔2〕《夏熱冬暖地區居住建筑節能設計標準》JGJ75-2003〔3〕《高層民用建筑設計防火標準》GB50045-95(2005年版)〔4〕《通風與空調工程施工質量驗收標準》GB50243-20021.4氣象資料1.4.1夏季室外氣象參數根據建筑物所在的地區是西安，按《空氣調節設計手冊》等有關規定確定。廈門市夏季氣象條件如下[2]：表1-1室外氣象參數地點臺站位置大氣壓力〔hPa〕年平均溫度℃室外計算干球溫度℃夏季空調室外計算濕球溫度〔℃〕冬季夏季北緯東經冬季夏季采暖空調通風通風空調空調日平均平均日較差南京34°16'108°54'978.7959.215.3-5-8-13135.232.16.926續表1-1地點最熱月平均溫度℃室外計算相對濕度%室外平均風速m/s極端最低溫度℃極端最高溫度℃冬季空調最熱月月平均夏季通風西安28.06681542.2-14.040.71.4.2室內設計參數空調房間室內設計參數列于表1-2。表1-2空調房間室內設計參數[3]季節溫度〔℃〕相對濕度〔%〕新風量m3/(h·人)夏季266025—40冬季206025—401.5土建資料〔1〕墻：墻體為加氣混凝土保溫外墻，250mm厚查《實用供熱空調設計手冊》表11.4-1可知：傳熱系數K=1.96W/㎡?℃，傳熱衰減系數β=0.15，衰減度ν=38.6，延遲時間ε=12.7h，放熱衰減度νf=2.0，放熱延遲時間εf=1.5h。〔2〕屋面：200mm為加氣混凝土保溫屋面，吸收系數為0.9查《實用供熱空調設計手冊》表11.4-2可知：傳熱系數K=0.49W/㎡?℃，傳熱衰減系數β=0.48，衰減度ν=35.16，延遲時間ε=6.3h，放熱衰減度νf=1.1，放熱延遲時間εf=1.3h。〔3〕門窗：門,k取2.0W/m2.k，面積取2.0×0.8m2；窗掛深色內窗簾，k取1.5W/m2.k，面積取1.5×1.5m2，房間類型為中；2冷負荷組成2.1冷負荷組成〔1〕通過圍護構造傳入室內的熱量；〔2〕通過外窗進入室內的太陽輻射熱量；〔3〕人體散熱量；〔4〕照明散熱量；〔5〕設備、器具、管道以及其他室內熱源的散熱量；〔6〕食品或物料的散熱量；〔7〕滲透空氣帶入室內的熱量；〔8〕伴隨各種散濕過程產生的潛熱量。2.2空調房間的計算冷負荷空調房間計算冷負荷確實定方法是：將上述分各項冷負荷按各不同的計算時刻累加，得出房間冷負荷的逐時值，然后取其中的最大值。對于該建筑，各主要房間均維持正壓狀態，需要考慮上述負荷〔1〕至〔5〕，由于圖書館中無餐廳及水池所以〔6〕至〔7〕負荷在本設計中沒有考慮。2.3空調建筑物的計算冷負荷〔1〕當空調系統末端裝置不能隨負荷變化而自動控制時，應采取同時使用的所有房間最大冷負荷的累加值；〔2〕當空調系統末端裝置能隨負荷變化而自動控制時，應將同時使用的所有房間各計算時刻冷負荷累加，得出建筑物冷負荷的時間序列，然后取其中的最大值。2.4空調系統的計算冷負荷空調系統的計算冷負荷，應由以下各項組成：建筑物的計算冷負荷；新風計算冷負荷；風系統通過送回風管和送回風機產生溫升引起的附加冷負荷；供冷裝置的附加冷負荷；水系統通過水管、水泵、水箱產生的附加冷負荷。3冷熱負荷計算3.1夏季冷負荷計算例如計算六層會議室的夏季空調冷負荷，采用諧波法的工程簡化法，按不穩定傳熱分別計算各種熱源引起的負荷，其包括：〔1〕通過圍護構造傳入室內的熱量：屋面、北外墻、東南外墻；〔2〕通過外窗進入室內的太陽輻射熱量：北外窗；〔3〕人體散熱量；〔4〕照明散熱量；〔5〕設備散熱量。該房間面積為112㎡，人員系數取值為0.3人/㎡，照明單位面積指標取值為10w㎡，設備單位面積指標取值為30w/㎡，新風沒人按照30m3/h取值，所以房間內人數為：40人，照明：1120w，設備3360w，新風量1200m3/h。3.1.1照明冷負荷計算照明設備的計算時刻冷負荷按下式計算：Q=Qs·Xt-T〔W〕〔3-1〕式中Qs—照明設備的散熱量〔W〕；Xt-T—t-T時間內照明散熱冷負荷系數，其中空調設備運行時數10小時，開燈時數10小時，燈具類型為鎮流器裝在空調房間內的熒光燈。照明設備散熱量Qs=1200N·n1〔W〕〔3-2〕N—照明設備安裝功率〔KW〕；n1—同時使用系數，一般取0.5-0.8；房間設備散熱量按下試計算Qs=1000N·n1·n2·n3〔W〕〔3-3〕式中Qs—照明設備的散熱量〔W〕N—照明設備安裝功率〔KW〕；n1—同時使用系數，取0.7n2—小時功率與最大功率之比，取0.7n3—利用系數，取1.03.1.2人體散熱引起的冷濕負荷計算根據下面公式計算：Qt=QSXt-T〔W〕〔3-4〕QS——人體顯熱散熱量〔W〕；Xt-T——t-T時間人體顯熱散熱量的冷負荷系數，見表2-45，由于該空間內人員流動性對比大，人員在室內的總小時數取2小時。QS=n1n2qx〔W〕〔3-5〕n1——空調房間內的人員總數；n2——群集系數，本房間取n2=0.93；qx——每名成年男子的顯熱散熱量〔W〕，本房間人員屬于極輕勞動，顯熱=66w。Qq=n1n2qq〔W〕〔3-6〕n1——空調房間內的人員總數；n2——群集系數，本房間取n2=0.93；qq———每名成年男子的顯熱散熱量〔W〕潛熱=105w。人體全熱冷負荷Q=Qs+Qq〔W〕〔3-7〕人體濕負荷Wr=n1n2ww—每名成年男子散濕量取w=184g/h，3.1.3圍護構造冷負荷的計算〔1〕無外遮陽的玻璃窗日射冷負荷計算Qc=FcCzJc.maxCcl〔W〕〔3-8〕其中Cz=CsCn式中Qc—各小時的日射冷負荷〔W〕；Fc—窗的面積〔m2〕；Cs—窗玻璃修正系數，玻璃為5mm厚普通玻璃Xb=0.93；Cn—窗內遮陽系數，掛淺色內布窗簾Cn=0.6；Jc.max—窗日射得熱量最大值(w/m2)，Ccl—冷負荷系數，分無內遮陽和有內遮陽。外圍構造的玻璃門構造均為5mm厚的普通玻璃，所以玻璃門均與玻璃窗列入一起，按外部玻璃傳熱進展計算。〔2〕無外遮陽的玻璃窗傳熱冷負荷計算Q=KcFc(tl-tn)〔W〕〔3-9〕式中Q—玻璃窗的傳熱冷負荷〔W〕；Kc—窗玻璃傳熱系數W/m2·℃；Fc—窗面積(m2)；tl—冷負荷計算溫度的逐時值；tn—室內計算溫度℃，本房間取26℃。〔3〕外墻傳熱冷負荷的計算Q=KwFw[(tl＋td)×ka－tn]〔W〕〔3-10〕式中Q—外墻傳熱冷負荷〔W〕；Kw—外墻傳熱系數W/m2·℃；Fw—外墻面積(m2)；tl—冷負荷計算溫度的逐時值；td—溫度的地點修正值,單位℃；ka—溫度的由于外外表放熱系數不同引起的溫度修正系數,無因次；tn—室內計算溫度℃，本房間取24℃。〔4〕內圍護構造傳熱冷負荷計算Q=KF⊿t〔W〕〔3-11〕式中Q—內墻傳熱冷負荷〔W〕；K—內墻傳熱系數W/m2·℃；F—相臨非空調房間內墻面積(m2)；⊿t—傳熱溫差℃，取⊿t=3℃；3.1.4新風冷負荷的計算根據公式：Q=G〔iw–in〕／3600〔W〕〔3-12〕式中Q—新風冷負荷W；G—新風量m3/h；iw，in—室內外空氣焓值kj/kg；—空氣密度1.2kg/m3。新風量=人均新風量×面積×人員密度該房間取人均新風量為：30m3/h新風濕負荷根據公式：Qq=0.001G(dw-dn)(kg/h)〔3-13〕其中:dw—夏季空調室外計算參數時的含濕量(g/kg)dn—室內空氣的含濕量(g/kg)會議室房間逐時冷負荷〔包括新風冷負荷〕計算如表3-1：設計計算時刻08:00—18:00表3-1會議室逐時冷負荷負荷源報告廳房間逐時負荷值89101112131415161718房間參數面積200m2高度5.6m室內溫度24.0℃相對濕度60人體60人照明2kW設備6kW新風1800m3/h南外墻信息長18高(寬)5.6面積95.4傳熱系數1.96負荷值560.1556.8552.6547.7542.2536.5531526522.1519.7519南外窗信息長2.7高(寬)2面積5.4傳熱系數1.5負荷值227303.7394.9489.5541552.1506.1435.9340.5289.3217東內門信息長0.8高(寬)2面積1.6傳熱系數2負荷值33.333.333.333.333.333.333.333.333.333.333.3人體顯熱2168.53004.33386.33538.63260.73100.33462.23687.23747.53690.83006.3全熱3829.15080.15462.15614.34921.34760.95537.957635823.25662.84251.8濕負荷2.53.123.123.122.52.53.123.123.122.971.87新風顯熱4906.46133613361334906.44906.46133613361334906.43066.5全熱17263.521579.421579.421579.417263.517263.521579.421579.421579.417263.510789.7濕負荷17.0421.321.321.317.0417.0421.321.321.317.0410.65照明負荷值9341303.714951579.11531.81472.21575.81677.71707.71693.31471設備負荷值3948.76845.973867556.77656.27722.5776978037828.47543.65375.2表3-2會議室逐時冷負荷匯總時刻89101112131415161718冷負荷(W)3138.24147.24415.44400.74092.53755.93972.64072.74076.539573233.7新風冷負荷(W)2857.73572.13572.13572.12857.72857.73572.13572.13572.12857.71786.1總冷負荷(W)5995.97719.37987.67972.86950.26613.67544.77644.97648.66814.75019.8濕負荷(kg/h)0.420.520.520.520.420.420.520.520.520.490.31新風濕負荷(kg/h)2.913.643.643.642.912.913.643.643.642.911.82總濕負荷(kg/h)3.324.164.164.163.323.324.164.164.163.42.13冷指標(W/m2)62.882.988.38881.875.179.581.581.579.164.7總冷指標(W/m2)119.9154.4159.8159.5139132.3150.9152.9153136.3100.4通過上述計算可以看出會議室最大冷負荷出現時刻為下午15點，在計算表格中以陰影局部標出。其余房間也采取一樣計算方式，將最大冷負荷計算出來列于表附錄1中：3.2熱負荷計算本設計熱負荷計算采用熱指標估算方法進展計算，各個房間及整個建筑熱負荷估算參見附錄1：4空調系統方案的對比與確定及空調系統分區4.1空調系統方案對比與確定建筑物空調系統常采用一次回風系統〔集中式〕和風機盤管加獨立新風系統的半集中系統。兩種系統的性能及優缺點列于表4-1。表4-1兩種典型空調系統的對比集中式半集中式風管、設備與布置風管系統1、送回風管系統復雜，布置困難；2、支風管和風口較多時不易均衡調節風量；3、風道要求保溫，影響造價。1、放室內時，不接送、回風管；2、當和新風系統聯合使用時，新風管較小。設備布置與機房1、空調與制冷設備可以集中布置在機房；2、機房面積較大，層高較高；3、有時可以布置在屋頂或安設在車間柱間平臺上。1、只需要新風空調機房，機房面積小；2、風機盤管可以安設在空調房間內；3、分散布置，敷設各種管線較麻煩。風管互相串通空調房間之間有風管連通，各房間易互相污染；當發生火災時會通過風管迅速蔓延。各空調房間之間空氣互不串通。經濟性節能與經濟性1、可以根據室外氣象參數的變化和室內負荷變化實現全年多工況節能運行調節，充分利用室外新風，減少與防止冷熱抵銷，減少冷凍機運行時間；2、對于熱濕比負荷變化不一致或室內參數不同的多房間，不經濟；3、局部房間停頓工作不需要空調時，整個系統仍在運行，不經濟。1、靈活性較大，節能效果好，可根據各室內負荷情況自行調節；2、盤管冬夏兼用，內壁容易結垢，降低傳熱效率；3、無法實現全年多工況節能運行調節。造價除制冷機鍋爐設備外空氣處理箱和風管造價均較高。較低。適用場合1、空間大，可布置風道的建筑；2、室內溫濕度，干凈度控制要求嚴格的車間；3、空調容量很大的大空間公共建筑，如商場。1、室內溫濕度要求一般的場合；2、多層或高層建筑而層高較低的場合，如旅館和一般的辦公樓；3、不適用于全年室內濕度有要求的地方。經分析對比，本系統擬采用如下方案：房間開間較大的房間采用集中空調系統，即一次回風的定風量全空氣系統，由于沒有設置專用的空調機房故基本采用吊頂式空調器；氣流組織方式為上送上回，回風方式采用回風管道回風。采用雙風機，防止當過渡季采用全新風，采用單風機系統時，空調器內有較大的負壓，空調器的不嚴密處有風滲入。其余房間采用半集中式系統，即空氣處理機或風機盤管加新風系統〔新風不承當室內負荷〕，集中處理新風，分散處理回風。各樓層設置吊掛式超薄新風機組，新風處理到室內空氣的焓值，可達會議室、辦公室、客房等室內設計要求。室內風機盤管的安裝為臥式暗裝型，風機盤管吊裝在在房間過道，側送，其余房間采用吊頂下送。房間面積較小的房間人員少，空氣中新風需求量不大，對于標準間新風管與風機盤管的風口一同從房間門頂將風吹出去使風貼房頂射流，這種氣流組織是較好的一種，完全可以滿足這種小房間的要求，氣流組織形式較好，可使室內氣流均勻。為了到達經濟運行,應盡量使空調機組設置在靠近空調房間的地方。無論是全空氣風系統還是新風系統均不宜將區域劃分過大,以防止由于風系統區域過大使系統風量過大,輸配距離過長所帶來的3種弊病:(1)主干風管斷面過大,需占用較大的建筑空間;(2)空氣輸配用電過大;(3)系統風量的沿途漏損增大。本工程水平跨度大，因此將每個樓層均劃分為左右兩個分區，在每個分區均設置一臺組合式空調機組或新風機組。對于空調水系統而言擬采用閉式水平同程兩管制空調水系統，采用此種水系統可以有效解決因空調水系統過于復雜而造成的水利失衡問題，可以解決末端空調系統因水利失衡所造成的房間空調效果舒適性差異。隨著空調裝置的日益廣泛應用，大型建筑設置空調的場合越來越多，全靠空氣來負擔熱濕負荷，將占用較多的建筑空間，因此可以同時用使用空氣和水來負擔空調的室內負荷，本消防中心采用的風機盤管加新風系統外加全空氣系統就屬于這種形式。風機盤管的優點：布置靈活，各個房間可獨立調節室內溫度，房間不住人時可方便地關掉主機組，不影響其他房間，比其他系統較節省運行的費用。因為本消防中心房間多，種類也對比多，采用風機盤管是對比適合的。除此之外，房間之間空氣互不串通，又因風機多檔變速，在冷量上能由使用者直接進展一定的調節。本地區在西安，西安地區冬季室外氣溫較低，空氣源熱泵使用效率低下。所以采用地源熱泵是一個不錯的選擇。地源熱泵包含了抽地下水方式、埋管方式、抽取湖水或江河水方式等，抽取湖水或江河水方式造價最低，但是西安地區水資源極其短缺故不予采用。埋管方式利用地下巖層作為熱源或熱匯，、該熱源由于遠離地表，常年保持恒定的溫度，遠高于冬季室外溫度，低于夏季室外溫度，所以可以抑制西在哪本地氣候特征導致的空氣源熱泵效率低下的問題。并且地埋管地源熱泵并不受地下水資源的限制，適合西安本地的地下水資源特征。綜上所述，雖然地埋管地源熱泵的早講較高，但適用于西安本建筑。利用地埋管地源熱泵技術可以為建筑物提供冷量和熱量，到達供暖和空調的目的。它的效益表現在以下幾個方面：〔1〕地源熱泵利用清潔的電能實現供熱和空調，廢除了污染嚴重的中小型燃煤鍋爐。〔2〕地源熱泵系統機組效率高，節省運行費用。地下巖土的溫度全年對比恒定，在夏季地下巖土溫度比室外環境空氣溫度低，因此是熱泵很好的冷源；在冬季地下巖土的溫度遠高于室外大氣溫度。因此，在冬夏兩種工況下熱泵的性能系數都高于空氣源熱泵。采用地源熱泵供暖的費用約為采用電鍋爐供暖的1/3。地源熱泵系統夏季將室內多余的熱量釋放給地下巖土層蓄存起來，冬季再將熱量從地下抽取出來送到室內。這樣，地源熱泵系統利用了地下巖土作為蓄熱體，能量循環利用，是一種可持續開展的建筑供熱空調節能技術。由于地源熱泵系統節能高效的特點，供熱和空調的運行費用會有明顯的降低。與傳統的供熱空調系統相比，地埋管地源熱泵系統所增加的初投資可以在3-7年內收回。〔3〕傳統的空調系統通常需分別設置冷源〔制冷機〕和熱源〔鍋爐〕。地源熱泵既可供冷，又可供暖，一套設備代替了原來的鍋爐和制冷機兩套系統。熱泵機組同時還可提供生活熱水，因此一機多用，節省了建筑空間及設備的初投資。從這個意義上說，地源熱泵系統特別適合于同時有供熱和供冷兩種需求的應用場合。〔4〕由于地埋管地源熱泵系統可以取消傳統空調系統的鍋爐和冷卻塔，因此不影響建筑的外觀。這對于重視建筑本體和環境美觀的場合，例如標志性建筑和歷史性建筑等，可以成為重要的考慮因素。〔5〕對于電力系統來說，采用地源熱泵技術實現供熱和制冷，由于提高了系統的性能系數〔特別是與直接電采暖相比〕，因此可以緩解冬夏兩個供電頂峰；而且由于冬夏的供熱和空調都采用電力，因此電力系統全年的運行效率得到顯著提高。這也是在美國地源熱泵的研究得到電力公司大力支持的一個原因。市場上現有傳統空調存在如下一系列問題：〔1〕存在熱島效應:使得外界局部空間環境條件惡化。〔2〕當空氣溫度低于零度時，機組效率下降，并且當環境溫度低于-5℃時，機組效率極低，甚至無法開機，需加輔助熱源〔家用普通3P機僅電輔加熱就達2000W〕，輔助加熱時的能效比COP要小于1。〔3〕冬季室外機組需要頻繁停機除霜，其結果是除霜損失約占熱泵總能耗的10.2%，如普通3P機就要增加300瓦電能浪費。某些地區因為空氣濕度大，一般當環境溫度5℃時外機就開場結霜。〔4〕夏天當空氣溫度高于35℃時，常規空調機組效率開場下降，空氣溫度越高，機組制冷效率越低，能耗增加。在空氣溫度為30℃時，常規空調機組能效比COP也僅有2.2左右。〔5〕室外機或冷卻塔有噪音及霉菌污染。〔6〕室外機〔壓縮機等關鍵設備〕常年暴露在露天，直接與空氣接觸，灰塵集在散熱器上，起到保溫作用，機組在高溫下運行，增加能耗的同時機組壽命大大減少。〔7〕常規中央空調不能分區分部控制，即存在“大馬拉小車〞問題。4.1空調系統分區空調系統分區原則：首先要遵循防火分區原則。個空調系統，特別是分系統嚴禁跨越防火分區。依據新風系統進展空調系統分區，對于相對空間較小而采用風機盤管加獨立新風空調系統的，將采取就近原則將其劃分到同一個新風系統中。對于相對開間較大的區域采用全空氣系統的區域劃分為一個空調系統。依據上述劃分原則將該建筑的空調系統劃分為假設干空調分區見表4-2表4-2空調分區劃分表空調分區房間名稱面積總冷負荷新風冷負荷總濕負荷新風濕負荷總冷指標新風量㎡WWkg/hkg/hW/m2m3/h6F-K-1會議室42038200.717982.925.5117.7113.41500.06F-K-1匯總42038200.717982.9025.5117.7113.41500.06F-K-2會議室219.938888.617982.920.3517.7176.81500.06F-K-2匯總219.938888.617982.920.3517.7176.81500.05全空氣系統風量及氣流組織計算5.1空氣處理過程計算及設備選型5.1.1風量、冷量計算〔以六層會議室室為例〕〔1〕最小新風量確實定每人每小時所需最小新風量為30m3/〔h·人〕，人員密度取0.3人/m2，所以最小新風量為200×0.3×30=1800m3/h。〔2〕確定送風狀態室內負荷：Q=16238.8W，濕負荷為：W=3.12kg/h=0.86g/s熱濕比：ε=Q/W=16238.8/0.86=18737.0室內的新風量：GW=1800m3/h=0.6kg/s采用一次回風系統。為了節能，采用露點送風方案，將室內、外的空氣混合后經外表式冷卻器冷卻減濕處理到機器露點L〔φ=90％〕，考慮風機與管道1.5℃的溫升，空氣狀態由L點變為O點，然后送入房間，吸收房間的余熱余濕后變為室內狀態N〔tN=24℃，φN=60%〕，室內回風局部排到室外，另一局部在空調機組中和新風混合，整個處理過程如圖5-1。圖5-1六層會議室室一次回風空氣處理過程i-d圖查i-d圖可得各狀態點計算參數如下：室內狀態點N：iN=52.8kJ/kg，dN=11.9g/kg送風狀態點O：iO=44.2kJ/kg，dO=10.8g/kg〔3〕計算送風量，確定新風比按消除余熱：=1.89kg/s按消除余濕：=2.83kg/s故送風量G=2.83kg/s，即L=8500m3/h。最小新風比：=21％>10％，新風量滿足要求。故新風量應為Gw=1800m3/h。回風量Gh=G-Gw=6700m3/h。〔4〕冷量分析計算①確定室外點W、混合狀態點C、機器露點L及送風點O的焓值由室外空調干球溫度tw=35.0℃，濕球溫度ts=28.3℃，=21％，確定新回風混合狀態點C，查i－d圖，得室外點W、混合狀態點C及機器露點L的焓值如下：W：iw=91.2kJ/kg；C：iC=64.0kJ/kg；L：tL=15.3℃，iL=42.8kJ/kg考慮管道溫升1.5℃，查i-d圖得溫升點0的計算參數如下：i0=44.2kJ/kg，t0=16.8℃，送風溫差為7.2℃。②計算空調系統所需的冷量Q0=G(iC-il)=56.16kW〔5〕風量校核，換氣次數要求n≧5次/h，送風量G＝n×s×h=5×200×5.6=5600m3/h＜8500m3/h，滿足換氣次數要求。報告廳空調機組選型：風量G=8500m3/h，冷量Q=56.16kW，選取一組特靈吊頂式空氣處理機，型號為DBFP10〔表冷器迎面風速為2.5m/s〕，為標準制冷回風工況。依據上述計算過程將各個采用全空氣一次回風系統的空調區域的風量及設備能量計算結果列于表5-1中，以供設備選型使用。表5-1全空氣系統空調區域計算風量及設備冷量匯總表空調分區編號房間編號冷量回風量新風量總風量kwm3/hm3/hm3/h6F-K-1會議室45.844896.401500.006,396.46F-K-2會議室46.675011.581500.006,511.65.1.2空調機組選型根據上面全空氣空調系統所計算出的風量及冷量的數據表格將各個房間的設備機組選出來列于表5-2中，本設計中所選用空調機組為特靈吊頂式空氣處理機組。表6-2吊頂式空氣處理機設備選型性能參數表空調分區設備型號冷量風量水阻水量功率余壓數量kwm3/hKpal/skwpa臺6F-K-1KDC07049.47000.032.92.42.2350.01.06F-K-2KDC07049.47000.032.92.42.2350.01.05.2典型房間氣流組織計算以茶室為例，該區域空調系統氣流組織擬采用上送上回的氣流組織方式，采用回風管道回風。以報告廳的氣流組織計算為例。5.2.1風口選擇〔1〕風口的形式：送風口選擇使用方形散流器。散流器中心與側墻間的距離不宜小于1000m，相應送風范圍〔面積〕的長寬比不宜大于1：1.5。回風口選擇使用帶過濾網的單層柵格回風口；新風口選擇使用帶過濾網的防雨防蟲百葉風口。〔2〕風口的數目：散流器布置間距為6m，則放置在大堂右側的組合式空調機組所連接的風口個數為：方形散流器14個,雙層百葉側送送風口2個，回風口6個，新風口2個，排風口2個。〔3〕風口允許風速：①送風口的容許風速：查《采暖通風空調技術措施》可知，消聲要求較高時，風口的推薦風速為2-5m/s；②回風口的風速一般在4m/s以下，考慮噪聲因素，居住建筑內一般取2m/s[6]。〔4〕風口尺寸確實定：依據風口的推薦風速和每個風口的風量選擇風口尺寸。對放置在右側的組合式空調機組：送風口送風量：Ls=8500/12=708m3/h12個散流器尺寸[7]：300×300mm回風口回風量：Lh=0.79×8500/2=3500m3/h2個回風口尺寸[7]：1000×250mm其余空調房間的氣流組織計算參照此典型房間進展，最后所選風口規格及數量參照施工圖紙。5.2.2風管設計及風系統水利計算1.空調分系統設計原則〔1〕空氣管道內推薦風速值〔聲壓40-60dB〕，見表5-3[7]。表5-3低速風管內的風速管道部位總管和總支管無送、回風口的支管有送、回風口的支管風速〔m/s〕6-85-73-5〔2〕風管的水力計算采用假定流速法，即先按技術經濟要求選定風管的流速，再根據風管的風量確定風管的斷面尺寸。計算步驟和方法如下：a．繪制空調系統的軸側示意圖，標注風量和長度，并對管段編號〔本設計只對管段編號，詳細見計算表中〕b．假定風管內空氣流速〔按表5-3取值〕。c．根據各風管的風量和選擇的流速確定各管段的斷面尺寸，計算摩擦阻力和局部阻力。d．計算系統總阻力。e．根據系統的總阻力校核選擇機組。2.全空氣空調系統風系統水利計算〔1〕6F-K-1會議室送風管道的布置如圖5-2，選1-2-3-4-5-6為最不利管路。圖5-2六層會議室送風管布置圖根據各管段的風量及選定的流速來確定各管段的斷面尺寸，以管段1為例計算：取管內的流速V=7m/s，則管段的斷面面積為：f=L/V=8500/〔8×3600〕=0.34m2，取斷面尺寸為1000×400，則實際面積為0.4m2，所以實際流速為5.9m/s。以下各管段的斷面尺寸計算結果見表5-4。表5-4六層會議室送風管參數表管段編號風量(m3/h)管寬(mm)管高(mm)管長(m)ν(m/s)1850010004004.55.9242506303204.03.7328326303202.253.93414185003204.53.9457084002002.253.385.2.3風管水力計算以管段1為例，最不利管路的阻力計算如下：〔1〕沿程阻力計算管道空氣流量L=8500m3/h，管道尺寸為a×b=1000×400，查通風管道單位長度摩擦阻力線算圖[8]，得平均比摩阻Rm=0.519Pa/m，管段長度l=21.1m，從而沿程阻力△Py=Rml=0.519×4.5=2.34Pa。〔2〕局部阻力計算管內空氣流速V=5.9m/s，空氣密度ρ=1.2kg/m3。動壓Pd=ρV2/2=1.2×5.92/2=20.89Pa。表5-5六層會議室送風管管段1局部阻力系數表管段編號管寬mm管高mm當量管徑DN面積m2局部阻力部件數量ζ/件ζ∑ζ110004005710.40防火閥10.50.51.77對開多葉調節閥10.50.5消聲器10.750.75從而局部阻力△Pj=∑ζ·Pd=1.77×20.89=36.97Pa。〔3〕管段總阻力P=△Py+△Pj=2.34+36.97=39.31Pa。以下各管段的局部阻力系數及阻力計算結果見表5-6、5-7。表5-6六層會議室送風管局部阻力系數表管段編號管寬mm管高mm當量管徑DN面積m2局部阻力部件數量ζ/件ζ∑ζ28004005330.32矩形Y型三通10.420.420.92對開多葉調節閥10.50.535004004440.20矩形Y型三通10.350.350.3544002503070.10矩形送出四通〔直管〕10.350.350.3553002002000.06分流三通〔支管〕10.300.31.58散流器11.281.28表5-7六層會議室送風管最不利管路阻力計算表管段編號R(Pa/m)△Py(Pa)ξ動壓(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)10.5192.341.7717.4130.8133.1420.6082.430.926.856.308.7330.9142.060.357.722.704.7640.3631.630.357.762.724.3550.4931.111.585.719.0310.13小計9.574.9751.5561.12因此，最不利環路總阻力為最不利管路總阻力與空氣處理機組的阻力之和，即P=61.12Pa。在乘以一定的富裕系數及壓損為P=61.12*(1+20%)=73.4Pa其余空調風系統計算參照六層會議室風管計算步驟，計算結果詳見圖紙標注。6半集中式系統風量及氣流組織計算6.1空氣處理過程計算采用空氣處理機或風機盤管加獨立新風系統，新風不負擔室內負荷。送風溫差在6~9℃，滿足舒適性要求，故取送風溫差7℃。送風口采用雙層百葉風口，回風口采用帶過濾網的單層柵格風口。以二層培訓宿舍為例進展風機盤管的選型計算，房間換氣次數n≧5次/h。〔1〕最小新風量確實定最小新風量為30m3/〔h·人〕，所以培訓宿舍最小新風量為10×30=300m3/h。〔2〕確定送風狀態室內負荷：Q=5428.5W，濕負荷為：W=0.57kg/h=0.16g/s熱濕比：ε=Q/W=5428.5/0.16=33928.1室內的新風量：GW=300m3/h=0.099kg/s〔3〕室外新風經過防雨防蟲百葉、金屬網過濾器二次過濾后，被新風機組冷卻盤管冷卻減濕處理到機器露點L〔φ=90％〕。考慮風機與管道1.5℃的溫升，空氣狀態由L點變為K點，K點是過N點的等焓線與90%的等相對濕度線的交點。處理后的新風與經風機盤管處理后的室內回風混合后，共同送入房間，吸收房間的余熱余濕后變為室內狀態N〔tN=26℃，φN=60%〕。整個處理過程如圖6-1。圖6-1風機盤管加新風系統空氣處理過程i-d圖〔4〕由培訓宿舍空氣處理過程i-d圖，得各狀態點參數，列于表6-1。表6-1辦公室1空氣處理過程i-d圖參數計算表狀態點干球溫度℃濕球溫度℃露點溫度℃相對濕度%含濕量g/kg焓kJ/kgN2620.3117.666012.9759.32W33.427.625.8958.3321.6391.06M18.1516.6115.4885.9511.4847.44S1917.8017.2189.2512.3550.51l21.4420.2619.779014.8359.32〔5〕由Q=G×△h〔6-1〕式中Q——全熱制冷量，kW；對風機盤管，可直接取為室內冷負荷[9]。G——風量，m3/s；△h——計算狀態點的焓值差，kJ/kg。Q=C×M×△T〔6-2〕式中Q——顯熱制冷量，kW；C——空氣比熱，C=1.02kJ/〔kg·℃〕；水的比熱，c=4.18kJ/〔kg·℃〕；M——風量，kg/s；△T——計算狀態點的干球溫度差，℃。取冷凍水進水溫度為7℃，回水溫度為12℃。計算風機盤管送風量，回風量，及冷量，列于表6-2。表6-2風機盤管冷負荷及風量計算校核室內余熱〔kW〕總送風量(kg/s)換氣次數校核送風量(kg/s)新風量(kg/s)處理新風冷量〔kW〕回風量(kg/s))處理回風冷量〔kW〕5.4280.450.440.13.120.355.45可知，該送風狀態滿足換氣次數要求和最小新風量要求。6.2風機盤管選型計算6.2.1風機盤管冷量換算及選型采用標準型風機盤管機組時，按風機盤管中檔風量(M)的制冷量選擇型號。采用高靜壓風機盤管機組時，按風機盤管高檔風量(H)的制冷量選擇型號。風機盤管名義制冷工況：進風干球溫度27℃，進風濕球溫度19.5℃，冷凍水進口溫度7℃，冷凍水進出口溫差5℃。本工程中設計制冷工況：進風干球溫度26℃，進風濕球溫度20.3℃，冷凍水進口溫度7℃，冷凍水進出口溫差5℃。表6-3設計工況下風機盤管全熱、顯熱制冷量型號名義全熱制冷量W名義顯熱制冷量W額定風量m3/h水流量L/h設計全熱制冷量W設計顯熱制冷量W冷水水阻力kPa水流量L/sFP-3.416611099255302176710132.360.08FP-5.124321603383454258814775.510.13FP-6.8325121335106053459196610.430.17FP-8.0403026296387564288242317.060.21FP-10.2478531487659075091290125.250.25FP-13.66182407210201325657837528.530.37FP-17.077395082127515458234468313.410.43FP-20.491586002153019009744553120.720.53FP-23.81071670401785220011402648729.860.61表6-4培訓宿舍風機盤管選型冷量型號數量水流量水流量5.45kwFP-8.02302L/h0.08L/s6.2.2風機盤管風口和風管尺寸高靜壓型風機盤管接風管，采用格柵風口側送，個數為1：送風量：Ls=510m3/h格柵尺寸[7]：500×200mm6.2.3各個空調區域風機盤管的選擇依據上述計算過程及風機盤管選型參數表將各個采用風機盤管加新風系統的空調區域的風機盤管選型參照圖紙標注。6.3新風系統計算在走廊內設置新風系統，采用吊掛式超薄空氣處理機，新風處理到室內空氣的焓值。6.3.1新風機組選型以一層1F-XF-1空調系統為例，由新風風量、冷量選擇新風機組類型、臺數、規格。表6-5新風計算參數表狀態點干球溫度℃濕球溫度℃焓kJ/kgN2620.358.86W35.028.388.66由式〔6-1〕可見，新風冷量QW=GW(iW-iN)=GW×(88.66-58.86)=77.3kW。由機組樣本查得，一層1F-K-4空調系統選擇使用1臺型號為TFD040的新風機組，主要性能參數：表6-6新風機組性能參數表新風機組型號TFD040可調速供冷數量：1臺風量m3/h額定供冷量kW水流量L/s水阻力kPa機組全壓Pa400085.95.415.7190冷凍水管徑冷凝水管徑噪聲dB(A)機組重量kg盤管排數DN50DN25581054高速輸入功率kW額定電流A電源進風干球溫度℃進風濕球溫度℃1.05.0220V/1~/50Hz3528冷水進水溫度℃冷水出水溫度℃LmmWmmHmm712119914206206.3.2新風管道設計新風管尺寸計算及水力計算方法同一層大堂，采用假定流速法。各管段的計算結果見表6-9、表6-10、表6-11。表6-7一層1F-K-4新風管道參數表管段編號風量(m3/h)管寬(mm)管高(mm)管長(m)ν(m/s)1400012502006.26.9442320010002001.95.556332008002004.57.055430008002001.56.614526005002008.47.222624004002000.58.3337200040020026.944816004002000.75.556912004002000.94.1671012002501604.68.3331110002501602.36.944126002001207.16.9441340020012011.44.63表6-8一層1F-K-4新風管道局部阻力系數表管段編號管寬mm管高mm當量管徑DN面積m2局部阻力部件數量ζ/件ζ∑16通風機出口變徑管10.100.10.4突擴10.090.09突縮10.210.21矩形送出三通〔直管〕20.00028002003200.16漸縮管10.100.10.136302003040.13矩形送出三通〔直管〕10.000046302003040.13矩形送出三通〔直管〕10.050.050.0555002002860.10矩形送出三通〔直管〕10.210.210.31漸縮管10.100.164002002670.08矩形送出三通〔直管〕10.000074002002670.08矩形送出三通〔直管〕10.000084002002670.08矩形送出三通〔直管〕10.000094002002670.08漸縮管10.100.10.1102501601950.04矩形送出三通〔直管〕10.0000112501601950.04矩形送出三通〔直管〕10.0000122001201500.02矩形送出三通〔直管〕10.0000132001201500.02矩形斷面直角彎頭20.190.380.88對開多葉調節閥10.500.5矩形送出三通〔直管〕10.000142001201500.02矩形送出三通〔直管〕10.0000151201201200.01矩形斷面直角彎頭10.210.210.71對開多葉調節閥10.500.5表6-9一層1F-K-4新風管道最不利管路阻力計算表管段編號R(Pa/m)△Py(Pa)ξ動壓(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)11.4639.0730.427.83911.13620.20920.9781.8580.117.8171.7823.6431.6047.218028.7307.21841.4272.1410.0525.2511.2633.40451.80115.1250.3130.1119.33424.45962.5351.267040.08801.26771.8233.646027.83903.64681.2190.854017.81700.85490.7270.6550.110.0221.0021.657103.69617.001040.088017.001112.6616.12027.83906.12123.66426.012027.839026.012131.77420.2180.8812.37310.88831.106141.0631.38206.9601.382150.4982.1890.712.1481.5253.714總計114.7592.5536.93151.689最不利管路總阻力P=151.689Pa<190Pa。可見，該新風機組壓力滿足要求7水管路設計及水力計算7.1水管管徑選擇依據[6]7.1.1凝結水管徑按表7-1選取表7-1凝結水管管徑選擇冷量(kW)≤77.1~17.617.7~100101~176177~598599-1055凝水管徑(mm)2025324050807.1.2冷凍水管管徑確實定冷凍水管管徑d的計算式為：(7-1)式中mw——水流量，m3/s；ν——水流速度，m/s。7.2水管阻力計算公式[6]7.2.1沿程阻力計算水在管道內的沿程阻力：(7-2)式中λ——摩擦阻力系數；l——直管段長度，m；d——管道內徑，m；ρ——水的密度，通常取1000kg/m3；ν——管內水流速，m/s；R——單位管長的摩擦阻力，又稱比摩阻，Pa/m。7.2.2局部阻力計算水流動時遇到彎頭、三通及其他配件時，因摩擦及渦流耗能二產生的局部阻力計算公式為：(7-3)式中ζ——局部阻力系數。7.3冷凍水系統選擇及水力計算以下采用假定流速法，對本賓館空調系統的冷凍水系統分別進展水力計算，限定：管徑較小時，流速ν≤1.0m/s；管徑較大或為立管時，流速ν≤1.8m/s；。7.3.1冷凍水系統最不利環路水力計算根據空調設計平面圖，作出冷凍水管的水力計算圖，最不利管路為1-40，如圖8-1。根據設備流量可計算得各管段流量，從而求得管徑及阻力損失，計算得數值列于表8-5，得二次泵回路的管路阻力損失為79562.1Pa。該最不利管路末端為風機盤管FP13.6，設備阻力為8.53kPa=8350Pa。故冷凍水系統CHW-1環路的總阻力損失為79562.1+8350=87912.1Pa=87.9kPa。1圖7-1冷凍水系統最不利環路水管水力計算圖1表7-2冷凍水系統最不利環路水管水力計算表編號流量(m3/h)管徑管長(m)ν(m/s)R(Pa/m)△Py(Pa)ξ動壓(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)11.19DN200.81.0176.0140.88.0519.94159.14299.922.38DN2512.30.554.0664.810.0150.21502.42167.234.76DN3212.00.7136.21634.81.0280.2280.21914.947.76DN407.30.7110.1803.61.0223.8223.81027.4510.76DN4012.00.8192.42308.21.0325.5325.52633.7613.76DN505.20.7146.1759.53.0243.6730.81490.3716.76DN5016.20.6106.01717.51.0173.6173.61891.1819.76DN702.90.8266.0771.31.0322.3322.31093.6922.82DN703.20.6163.52059.72.0192.9385.72445.41033.46DN8012.60.9270.5865.61.0271.7271.71137.31185.60DN1004.51.3305.21861.82.0208.8417.62279.312137.8DN1254.51.4305.21678.63.5208.8730.82409.413189.95DN1504.51.5270.5865.61.0271.7271.71137.314240.7DN2002.01.4163.5326.91.5192.9289.3616.215295.5DN2508.91.654.0481.010.0150.21502.41983.4總計288.535359.988.544202.279562.1其他水管水力計算同，由假定流速法確定，具體詳見圖紙標注管徑。8冷凍機房設計8.1空調系統冷負荷計算8.1.1建筑物的計算冷負荷依據前述計算得出改建筑總冷負荷峰值為5015kw。逐時冷負荷的匯總情況可知：最大冷負荷出現在15:00。8.1.2附加冷負荷附加冷負荷包括：風系統通過送回風管和送回風機產生溫升引起的附加冷負荷；供冷裝置的附加冷負荷；水系統通過水管、水泵、水箱產生的附加冷負荷。冷損失附加系數m=0.10-0.15。8.1.3空調系統計算冷負荷制冷系統的總制冷量應包括用戶實際所需的制冷量以及制冷系統本身和供冷系統冷損失，按下式計算[1]：Q′=(1+m)Q〔8-1〕式中Q′——制冷系統的總制冷量，kW；Q——用戶實際需要的制冷量，kW；m——冷損失附加系數，考慮適當余量，取0.10。，機組的冷負荷選用為Q′=φ〔1+m〕Q=1.1×5015=5516.5kW。8.2地源熱泵冷熱水機組選擇查標準可知，制冷機組臺數的選擇按工程大小、負荷運行規律而定，一般不少于2臺，以保證系統運行的穩定性。故本空調設計選用兩臺螺桿式地源熱泵冷熱水機組，一臺冷卻塔供蓄冷和夏季工況使用。表8-1RTHD-E3-G2-G1水冷螺桿式冷水機組性能參數表制冷量kW長mm寬mm高mm機組重量kg運行重量kg850.031851030190022002500壓縮機型式啟動類型能量調節輸入功率kW額定電流A5-6非對稱齒形半封閉螺桿式Y-△25%-100%有級控制或無極控制230250蒸發器型式水量L/s配管管徑DN水壓降kPa水側工作壓力MPa殼管式33.3125761.0冷凝器型式水量L/s配管管徑DN水壓降kPa電源殼管式41.1125763￠-380-50Hz總制冷量=2×1466kW+1406kw=5538kW，滿足本樓供冷要求。8.3冷凍水泵選型〔1〕流量冷凍水系統環路的水流量為46.46L/s；考慮10%安全系數；冷凍水系統水泵流量Q=46.46×〔1+10%〕=51.11L/s；〔2〕揚程利用以下公式計算[1]：〔8-2〕式中Hf，Hd——水系統總的沿程阻力和局部阻力損失，Pa；Hm——設備阻力損失，Pa；由冷凍水系統水力計算可知系統總阻力Hp：冷凍水系統環路Hp=87.9kPa；水泵揚程系數取1.15，則冷凍水系統環路水泵的揚程為87.9×1.15kPa＝101.1kPa＝10.11mH2O；〔3〕冷凍水泵選型采用IS型水泵，冷凍水系統IS150-125-250B離心泵；泵的主要性能參數為：表8-2循環泵IS150-125-250B性能參數表型號轉速nr/min流量揚程Hm效率η%功率kW必需汽蝕余量〔NSPH〕rm葉輪名義直徑mmm3/hL/s軸功率Pa電機功率PIS150-125-250B1450103.828.816.8696.911323317348.115789.13207.657.713.1759.93.58.4冷卻水系統設計8.4.1冷卻塔選擇利用以下公式計算[12]：W=Qc/[c〔tw1-tw2〕]kg/s〔8-3〕式中Qc——冷卻塔排走的熱量，kW；對于壓縮式制冷機，取制冷機負荷的1.3倍左右；對于吸收式制冷機，取制冷機負荷的2.5倍左右。C——水的比熱，kJ/〔kg·℃〕。常溫時c=4.1816kJ/〔kg·℃〕。tw1-tw2——冷卻塔的進出水溫差，℃；對于壓縮式制冷機，取4～5℃；對于吸收式制冷機，取6～9℃。則冷卻水量W=Qc/c〔tw1-tw2〕=1.3×1395.6/〔4.1816×5〕=86.78kg/s=312.4m3/h。選用一臺新菱牌不銹鋼逆流式方形冷卻塔CEF-350，放置樓層頂層。主要性能參數：表8-3冷卻塔CEF-350性能參數表規格額定水量m3/h長度mm寬度mm高度mm塔體揚程mH2OCEF-3503503120312038004.6電機功率kW風機直徑mm補水量m3/h自重kg運行重kg噪聲dB(A)5.523601.931250323062溫水入管DN冷水出管DN排水管DN溢水管DN補水管DN快補水管DN150150508025258.4.2冷卻水系統水力計算采用假定流速法進展水力計算。推薦流速[11]：1.0-2.4m/s。冷卻水系統水力計算流程簡圖：冷卻水泵1→2冷水機組3→4冷卻塔5→6冷卻水泵表8-4冷卻水系統水力計算表編號流量(L/s)管徑管長(m)ν(m/s)R(Pa/m)△Py(Pa)ξ動壓(Pa)△Pj(Pa)△Py+△Pj(Pa)1-241.1DN1501.82.2316.0568.98.02300.318402.718971.682.2DN2505.71.693.1530.61.01249.21249.21779.741.1DN2003.31.157.2188.92.5614.41536.01724.93-441.1DN2004.31.157.2246.23.0614.41843.22089.482.2DN25080.91.693.17530.512.01249.214989.922520.441.1DN2007.01.157.2400.73.0614.41843.22243.95-641.1DN2002.31.157.2131.73.0614.41843.21974.982.2DN3501.70.814.725.03.0297.1891.4916.482.2DN25088.01.693.18191.48.01249.29993.318184.741.1DN2003.11.157.2177.53.0614.41843.22020.7總計198.117991.246.554435.272426.58.4.3冷卻水泵選擇〔1〕流量單臺冷水機組的額定冷卻水流量為41.1L/s；考慮10%安全系數；水泵流量Q=41.1×〔1+10%〕=45.21L/s。〔2〕揚程利用以下公式計算[12]:〔8-4〕式中Hf，Hd——水系統總的沿程阻力和局部阻力損失，Pa；Hm——冷凝器阻力損失，Pa；Hs——冷卻塔中冷卻水的提升高度，mH2O；Ho——冷卻塔噴嘴噴霧壓力，mH2O，約等于5mH2O。水系統總的沿程阻力和局部阻力損失為7.3mH2O；冷凝器的阻力損失為7.6mH2O；冷卻塔中冷卻水的提升高度為4.6mH2O。則Hp=7.3+7.6+4.6+5=24.5mH2O。水泵揚程系數取1.15；則水泵的揚程為1.15×23.6＝28.18mH2O。選擇IS型水泵，型號為IS150-125-315離心泵兩臺，互為備用。該泵的主要性能參數為：表8-5冷卻水泵IS150-125-315性能參數表型號轉速nr/min流量揚程Hm效率η%功率kW必需汽蝕余量〔NSPH〕rm葉輪名義直徑mmm3/hL/s軸功率Pa電機功率PIS150-125-315145012033.3347015.86302.532520055.6327922.882.524066.7298023.73.08.5膨脹水箱的選型計算膨脹水箱的有效容積〔即相當于檢查管到溢流管之間的高度容積〕按下式計算[2]：V=0.006VC·QL〔8-5〕式中VC——系統內單位水容量之和，L/kW；由文獻[2]第171頁表3-13，室內機械循環供冷〔溫差5℃〕時查得VC=31.2L/kW；Q——系統的總冷量，kW。故V=0.006×31.2×1395.6=261.3L=0.26m3。膨脹水箱放置在十一層屋面。選擇公稱容積為0.5m3的標準規格即能滿足要求，具體參數如下表：表8-6方形膨脹水箱規格型號公稱容積m3有效容積m3主要尺寸鋼板厚度底部支座水箱本體重量〔kg〕長寬高箱頂箱底箱壁邊距間距數量LBHS2SS1CC1n10.50.519009009004442005002156.3溢水管排水管循環管膨脹管信號管DN40DN52DN20DN25DN209消聲、減震9.1消聲空調系統的消聲和減振是空調設計中的重要一環，它對于減小噪聲和振動，提高人們大額舒適感和工作效率，延長建筑物的使用年限有著極其重要的意義