超市中央空调毕业设计

'超市中央空调毕业设计目录1文献综述11.1超市概念11.2超市等购物商场的建筑特点以及空调设计要点11.2.1超市布置特点11.2.2超市暖通空调设计的特殊性问题21.2.3百货公司、超市商场类建筑空调系统设计的注重点31.2.4超市商场的节能措施31.2.5超市商场的空调方式51.3设计的目的62设计基础资料72.1工程概况72.1.1原始数据72.1.2室内设计参数72.2维护结构传热系数82.3其他资料83负荷计算93.1夏季逐时冷负荷计算103.2湿负荷的计算163.3新风冷负荷计算163.4冬季热负荷的概算174空气处理方案的选择184.1空调系统的划分原则184.2确定空调系统方案的因素18iii 4.3全空气系统和空气-水系统进行的对比。194.4变风量系统与风机盘管加新风系统对比204.5结论224.6空调系统分区225空调风系统、水系统计算245.1全空气一次回风系统空气处理过程计算245.2风机盘管加新风系统空气处理过程计算266空气流组织的设计与计算286.1气流组织设计方法286.2气流组织的计算286.3.1一次回风风管系统的设计计算316.4水系统的计算366.4.2冷冻水水平供回水管路水力计算386.5中央空调冷水机组选型406.6机房冷冻水系统管径计算416.7分水器、集水器的选型与计算416.8冷冻水泵的选型和计算426.9空调水系统的定压436.10冷却水系统的设计446.11空调冷凝水系统的设计467空调系统管道保温处理及设备减震设计487.1管道保温措施487.2空调系统噪声控制与减震控制487.3系统的防火48总结59致谢50参考文献51计算附表附件一：翻译原文iii 附件二：利用两级的吸收式喷射器对新的R32制冷剂进行理论研究iii 1文献综述1.1超市概念超级市场[1]是以顾客自选方式经营的大型综合性零售商场。又称自选商场。是许多国家特别是经济发达国家的主要商业零售组织形式。超级市场于20世纪30年代初最先出现在美国东部地区。第二次世界大战后，特别是50、60年代，超级市场在世界范围内得到较快的发展。在超级市场中最初经营的主要是各种食品，以后经营范围日益广泛，逐渐扩展到销售服装、家庭日用杂品、家用电器、玩具、家具以及医药用品等。超级市场一般在入口处备有手提篮或手推车供顾客使用，顾客将挑选好的商品放在篮或车里，到出口处收款台统一结算。1.2超市等购物商场的建筑特点以及空调设计要点1.2.1超市布置特点超市商场是由若干专业商店或专业柜台组成[2]，其经营范围比百货商店更广。有的亦称百货公司、百货大楼或购物中心等。大型百货商场经营成千上万种商品，规模大、顾客多，一般多设计为多层营业大厅，建筑面积可达上万平方米；中型百货商场，主要经营日用百货和热门商品，规模为几千平方米；小型百货商店经营日用百货，一般仅有一个营业厅，规模为几百平方米。超市商场除营业大厅外，还配备有仓库、管理、加工等用房。这类建筑的特点是：空间较大、柜和陈列摆设多样、人流众多，要合理安排顾客人流路线和货物进出路线，避免交错混杂。根据商品特性安排营业部位，贵重商品一般设在楼上，日用商品设在最方便的地方，笨重商品多安排在底层或地下层。有些商场、商店和其他用途的建筑组合在一起，或附设在某些建筑中。如大型购物中心，不仅有百货商场，而且还有自助食堂、电影院、游乐场、美容院、游泳池和展览厅等活动内容的建筑；目前很多旅馆、车站、航空港等处，均开辟了很多商店、商场，有的还附带饮食店、食品商场等。营业大厅要求宽敞，且有良好的通风、采光设施，对大中型商场还应设置通风空调。柜台平面布置应有较大的灵活性，以适应经营商品变换的需要。第56页共7页 因人流集中，应特别注意消防安全措施等。随着人们生活水平的提高购买力增强近年来增加了不少商业建筑，繁华地区的商场顾客比较拥挤。为了保护广大顾客和商场职工的健康，我国卫生防疫部门对面业建筑提出了卫生[3]要求，对较大的重点商场还进行过监测对已建的大中商场要求进行改造提出增设通风设施或加建空气调节装置。新建的大中商业建筑和有条件的一船商场，也相继用没了空气调节设施，大大改善了现有商业建筑的环境和卫生标准。商业建筑是一个人员众多的公共场所，温度、湿度、清洁度和新鲜空气量等，对顾客和商场职工等影响很大。售货员长时间在卫生标推不高的环境中工作，会影响健康和工作效率；客虽然在商场中只是短暂地停留，但污浊含尘的空气容易传播某些疾病。因此，商业建筑的空气环境越来越被商业部门重视。近年来，在同一城市相同地段的一些商场，凡设置有良好通风空调系统的，其年经营额要比不设通风空调系统的间类规模商场大得多，而且商场职工的工作环境得到了较好的改善工作效率提高、病休人员减少、出勤率增高。超市和一般的建筑有相同之处，但也有很多特殊性的地方，如超市由于人流众多，照射商品的灯光较强，因此在冷、热负荷计算方面，人体发热和灯光负荷成为主要考虑的因素。并且很多超市的柜台、货架和店铺的开间组合，有时要重新划分和作重新布置，经营商品也会有新的变换，这就要求空调系统和风口布置要适应这些变化等等。因此，设计超市商场里的暖通空调系统、选择冷、热源和布置送、回风口时，必须充分考虑到商场的这些特点，进行合理的设计。1.2.2超市暖通空调设计的特殊性问题在售货场陈列的商品是多种多样的，商品的种类变化和商场的形式变化也是较多的，而商场的人员密度和照明负荷也有很大的差别，所以空调方式和设备也应具有各种灵活性以适应各种要求。第56页共7页 综合性的超市，有时有饮食店、各种商店、文化娱乐中心等，应根据一般售货情况和特点，不同的营业时间划分空调通风系统和设置通风换气装置。对于特殊售货场，举办展销物品的会场等，在冬季有的地方也要降温。也就是在南方地区，冬季有可能要进行制冷运转；在北方地区，可以进入大量室外冷风以达到降温目的。商场办公室一般设置在商场外面较多，由于其空调时间和一般售货场不同，必须考虑另外的系统，通常采用风机盘管系统。为防止从主要进出口侵入的室外空气，商业建筑物在冬季应设置热风幕，以防止冷风从大门侵入室内；夏季多采用普通空气幕。由于商业建筑人员频繁进出，而且易燃物品也较多，故必须遵守《建筑设计防火规范》[4]和《高层民用建筑防火规范》[5]等，对高层商业建筑和封闭性的地下商场等，应配置排烟等防灾设备。1.2.3百货公司、超市商场类建筑空调系统设计的注重点百货公司、超市商场的冷负荷主要来自照明和人员发热。其数值大小视建筑的档次而定。档次高的人数少，反之人多。通常按0.5~1.0人/m2计算[11]。照明按30~40W/m2。过渡季节的通风换气十分重要。几乎需80%的排气才能满足卫生要求[11]。因此这类建筑宜采用双风机系统，或单风机加排风机系统。商场出入口处人流不息，一年四季大门敞开。冬季流入大量冷空气，夏季室外热气入侵，增加空调负荷。多年的经验告诉我们，大门口设置冷热风幕时解决这一问题的好办法。风幕的吹出口风速不能太大，也不能过小，大了会吹掉顾客的帽子，小了挡不住室外气流的入侵。工程实践证明风幕的吹出口风速以4~5m/s为好。商场中循环空气污染严重，空气过滤器以自动清洗式为佳。1.2.4超市商场的节能措施中央空调系统节能措施：当人们意识到能源危机时，减少能源的消耗在社会生活中愈来愈重要。在公共和民用建筑中，中央空调系统的耗能约占建筑物耗能的65％以上。目前，大多数楼字中央空调系统中存在很多能源浪费的情况，如因空调负荷计算不当，致使冷热源机组容量选择过大，形成“大马拉小车”的状况；系统的自控节能控制设计较为粗糙，甚至未作考虑，通常水泵运行的定流量系统对于电能的浪费是严重的；系统的管理不当也会造成运行成本的浪费等等。空调冷负荷的确定及冷水机组的选择:第56页共7页 设计冷负荷是选择设备的主要依据，所以正确地计算建筑冷负荷对整个系统的设计十分重要。公共和民用建筑空调系统的负荷主要来自围护结构传热(包括太阳辐射)和新风负荷。由于各房间朝向、位置、功能及其内部热源等情况的不同造成的最大冷负荷出现的时间并不相同。因此建筑物冷负荷的最大值应为每个房间逐时负荷叠加的最大值，而不是简单地将每个房间的最大冷负荷进行叠加。空调系统负荷是随室外气象条件而变化的，一年春夏秋冬四季中负荷有很大的不同，波动很大，在全年出现峰值负荷的时间很少。有资料表明，办公楼全年负荷的时间频率全年负荷大多集中于最大负荷的50％～70％[11]之间，而且当负荷大于总负荷的50％时，一般需开冷机，其余时间可用新风抵消冷负荷。因此设计时考虑全年负荷变化对冷机及其他设备进行大小搭配选择，以便在室内冷负荷较小时开启小型设备，而在冷负荷较大时再开启大型设备，尽量避免冷机及其他设备在低负荷率的情况下运行，其单位制冷量的耗电量会增加，因此适当选择冷机型号，保证高效率运行，也可减少系统能耗，达到节能的目的。水泵的选择：冷水泵和冷却水泵的容量是按建筑物最大的设计负荷选定的，水泵扬程由系统最不利环路沿程阻力和局部阻力之和确定。实际工程因系统管路复杂，阻力计算往往只是粗略计算，而考虑很高的安全系数，这样水泵扬程选择往往偏大，泵扬程在0.4～0.5MPa的设计常能见到。水泵的选择计算，应贯彻执行国家节能设计标准(GB50189-93)对水系统“水输送系数”的要求：空调供冷的水输送系数不得小于30。同时对系统最不利环路阻力的计算应该力求准确以选择适当水泵扬程使水泵达到经济运行的目的。另外泵的设置，经常未考虑冬夏季空调水量的差别，冬夏共用1台水泵，冬季大流量小温差，低效运行，电能浪费很大。为此建议冬夏季的冷水循环泵和热水循环泵分别设置。空调水系统节能措施:目前空调冷水系统大都采用1级泵定流量系统。水泵容量是按冷水机组最大负荷时选定的，且全年在固定的水流量下工作。当一些空调末端停机时，水阀不能关闭，回水温度随着降低，使得供回水间温差减小。由于季节昼夜和建筑物使用功能的不同，实际空调负荷在一年绝大部分时间内远比设计负荷低(前面也谈到过)，全年有60％的时间实际负荷是在设计负荷的50％～70％以下运行，而冷水流量不变情况下，供回水间温差由设计的5~7℃降为0.5～1.0℃第56页共7页 ，即系统在大流量小温差的情况下工作，从而浪费了水泵运行的输送能量，且增大了管路系统的冷热量损失。为了较好实现节能目标，考虑空调水系统设计为变流量系统。在空调末端设二通阀，依据室内恒温器的信号或送风温度信号，控制二通阀门的开度，改变用户(负荷侧)的水流量达到变流量的目的。但在冷源侧，通过冷水机组蒸发器的水流量是不能低于所需水量的额定值的，否则导致冷水温度过低，甚至有结冰危险，所以在供回水干管之间须设置带调节阀的旁通管以保证通过冷水机组蒸发器的水流量的恒定一次泵变流量系统冷源侧常采用多台冷水机组和多台冷水泵(每台冷水泵对应1台冷水机组)的方式。此时，每台水泵水流量不变，冷水泵和相应的冷水机组进行台数控制，以使冷水机组在部分负荷下进行节能运行。1.2.5超市商场的空调方式超市商场的空调方式大致分为集中方式和局部方式。集中方式有可分为全空气方式、与机组（指末端装置）结合使用的方式（或空气-水方式）以及全水方式。大中型商场主要采用全空气方式中的单风道定风量方式。局部方式在小型商业建筑中使用最广。送风口型式：因为不同类型的送风口有不同的送风气流流形，所以送风口的型式要考虑不同的使用场合，不能盲目采用。商场以顶棚送风居多，而顶棚送风口的形式又以散流器型和盘型用得最广泛。百货商店送风口的允许风速为7.5m/s，对一层（首层）可达10m/s。回风口型式：一般商场装在墙上或顶棚上的回风口，以固定百叶（格子型）的型式使用最广泛。但目前国内商场的卫生条件和环境较差，一般多采用下回风或侧回风。百货商店回风口的允许风速，位于人的活动区域上面时，允许面风速4m/s，在人的活动区域内，但原离人时，允许面风速3-4m/s，在人的活动区域内，但离人较近时，允许面风速2-3m/s。在墙上的回风格，允许面风速2.5-5m/s。送、回风口布置时需要注意事项:根据所处理的负荷大小来设计选择个数和大小。注意影响气流的障碍物，若气流动的地方受梁等障碍物影响时，气流偏转会有吹风感，而气流停滞时会造成温度分布不均匀，所以应注意风口布置的位置。避免气流短路。由于送风口和回风口布置不当，送出的气流还没有完全处理室内的负荷，就被回风口吸入，发生所谓短路现象。要有模数化、标准化的设计思想。风口的布置，要能够适应以后隔墙的变化和货柜的重新组合等变化，适应今后商场变化的需要。风口的数量选择是根据实际需要，不宜过多设置；因风口在商场内外露，所以它的形状和布置等的确定，应征得建筑师的同意。1.3设计的目的第56页共7页 通过该超市商业楼中央空调系统设计的训练，进一步培养学生具有综合应用各种基础理论和专业知识，独立分析和解决一般工程技术问题的能力，使学生受到工程师的基本训练，达到本科生培养目标的要求。通过毕业设计进一步提高和训练学生工程制图、计算机应用和文献阅读、外文翻译、摘要书写的能力；熟悉有关设计规范、技术手册和工具书；增强本科生毕业后到生产第一线工作的适应能力；培养学生严谨、勤奋、求实、创新、刻苦的学风，教育学生增强事业心和责任感。第56页共7页 2设计基础资料2.1工程概况该工程位于安徽省某市，某地处我国长江下游地区，属北亚热带季风气候区，四季分明，夏热冬冷，春秋短暂，雨量集中，历年平均气温16℃，主导风向夏季为西南风，冬季为东北风。商场共2层，总建筑高度12.6m，一楼二楼超市营业厅层高为5.6m。总建筑面积为18772.6m2。该建筑是集办公、超市购物与一体的综合商用建筑，建筑房间类型以超市和办公室为主，同时还有一些辅助性房间。地下室设有储油间、柴油发电机房、冷水机房等。一楼设有超市营业厅，消防控制室，储藏室，卫生间等。二楼设有超市营业厅，卫生间等。2.1.1原始数据由于建筑物所在的地区是某市毗邻南京市，故按有关规定确定，采用南京市的夏季气象条件，如下表所示：表2-1南京夏季室外气象参数[6]参数单位夏季空调计算干球温度℃±135.0空调计算湿球温度℃±128.3空调计算日均温度℃±131.2空调计算相对湿度%±160大气压力kPa100.40平均风速m/s3.342.1.2室内设计参数表2-2夏季空调室内设计参数[6]第56页共7页 夏季夏季房间名称温度相对湿度新风量℃±1％±1m3/h（/每人）办公室266030会议室266025超市商场2660152.2维护结构传热系数表2-3维护结构的热物理参数表[6]类别构件名称传热系数K值W/（m2·K）外墙砖墙，泡沫混凝土加木丝板，墙厚240mm0.95内墙240水泥砂浆砖内墙1.97屋顶100厚泡沫混凝土保温屋顶0.84门单层玻璃门3.01窗双层金属钢框3mm厚普通玻璃3.012.3其他资料人数：按照相关设计手册确定[6]照明、设备：按照相关设计手册确定[6]空调使用时间：超市营业厅每天8：00-22：00使用，使用时间为14个小时。第56页共7页 3负荷计算冷负荷计算是空调设计及空调冷水机组选型的主要依据。在冷负荷计算中，我们经常采用冷负荷系数法和谐波反应法计算空调冷负荷。在房间冷负荷计算中，包括外墙和屋顶冷负荷、外玻璃窗冷负荷、日射得热冷负荷、人员散热冷负荷、设备冷负荷、照明冷负荷、食物散热冷负荷。在选择空调冷水机组时，需要的是空调机组冷负荷，它包括房间冷负荷、新风冷负荷和再热冷负荷。由于我们在空气处理时不需要再热，所以不考虑再热冷负荷。空调系统冷负荷，应根据所服务的房间同时使用情况，系统类型和调节方式，按各房间诼时冷负荷的的综合最大值或各房间的计算冷负荷累加值而定，并应计算新风冷负荷以及通风机，水泵，风管，水管等温升引起的附加冷负荷。本设计不采用各系统冷负荷综合最大值作为制冷机的容量，而是把每个逐时值的累加最大值作为选用冷水机组的依据，根据《暖通空调》[7]和《实用供热空调设计手册》[8]，用冷负荷系数法详细计算的夏季空调冷负荷,具体计算请见下列计算过程。3.1夏季逐时冷负荷计算（1）外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷在日射和室外气温综合作用下，外墙和屋顶瞬变传热形成的逐时冷负荷[7]Q（W）可按下式计算：（3-1）式中：A-计算面积，m2；K-外墙或者屋顶的传热系数，W/（m2·K)，TR-室内设计温度，℃；t"C(τ)-外墙或者屋顶的冷负荷计算温度的逐时值，℃。△Td-地点修正值。Ka-墙外表面放热系数修正值。Kp-吸收系数修正值。其中t"C(τ)=（tç(τ)-T(R))KpKa。表3-1给出了一楼南外墙冷负荷。第56页共7页 表3-1一楼南外墙冷负荷时间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00Tç(τ)34.233.933.533.232.932.832.9△Td1111111Ka0.970.970.970.970.970.970.97Kp0.940.940.940.940.940.940.94t"C(τ)32.131.831.4631.1830.9130.8230.91TR26262626262626△t6.15.85.465.184.914.824.91K0.90.90.90.90.90.90.9A293.38293.38293.38293.38293.38293.38293.38Qc（τ)1610.661531.441441.671367.741296.451272.681296.45时间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00Tç(τ)33.133.433.934.434.935.335.7△Td1111111Ka0.970.970.970.970.970.970.97Kp0.940.940.940.940.940.940.94T"ç(τ)31.0931.3731.8232.2832.7333.133.46T(R)26262626262626△t5.095.375.826.286.737.17.46K0.90.90.90.90.90.90.9A293.38293.38293.38293.38293.38293.38293.38Qc（τ)1343.971417.911536.721658.1817771874.71969.75（2）外窗瞬变传热引起的冷负荷在室内外温差作用下，玻璃窗瞬变传热引起的逐时冷负荷[7]Q，可按下式计算：Qc（τ）＝AwKw(TC(τ)-TR)（3-2）式中：Qc（τ）-外窗玻璃的逐时冷负荷，W;Aw-窗口面积，m2；Kw-外窗玻璃传热系数，W/（m2·K）；TC(τ)-外玻璃窗的冷负荷温度的逐时值，℃。表3-2给出了一楼南外窗瞬变冷负荷表3-2一楼南外窗瞬变冷负荷时间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00Tç(τ)27.92929.930.831.531.932.2△Td333333330.93232.933.834.534.935.2TR26262626262626第56页共7页 △t4.966.97.88.58.99.2Kw3.013.013.013.013.013.013.01Aw216216216216216216216Qc（τ)1235.31950.482535.623120.773575.883835.944030.99时间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00Tç(τ)32.23231.630.829.929.128.4△Td333333335.23534.633.832.932.131.4T(R)26262626262626△t9.298.67.86.96.15.4Kw3.013.013.013.013.013.013.01Aw216216216216216216216Qc（τ)4030.993900.963640.93120.772535.622015.51560.38（3）透过玻璃日射得热引起的冷负荷[7]Qc（τ)=CaAwCcsDj,maxCLQ（3-3）式中：Aw-窗口面积，m2；Ca-有效面积系数；Ccs-窗玻璃的综合遮挡系数系数，其中，Ccs=CsCiCs为窗玻璃的遮阳系数；Ci为窗内遮阳设施的遮阳系数；Dj,max-日得热因数最大值，W/m2；CLQ-冷负荷系数。表3-3给出了一楼南窗透入日射得热引起的冷负荷。表3-3一楼南窗透入日射得热引起的冷负荷时间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00CLQ0.40.580.720.840.80.620.45Dj,max174174174174174174174Cc,s0.4810.480.4790.4780.4770.4760.475Aw216216216216216216216Qc（τ)7231.1610485.1813016.0915185.4414462.3211208.38135.06时间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00CLQ0.320.240.160.10.090.090.08Dj,max174174174174174174174Cc,s0.4740.4730.4720.4710.470.4690.468Aw216216216216216216216Qc（τ)5784.934338.72892.461807.791627.011627.011446.23（4）灯光冷负荷[7]Qc(τ)=1000n1n2NCLQ（3-4）式中：n1-镇流器消耗功率系数。第56页共7页 N-照明设备的安装功率，kW；当缺少数据时，根据空调区的使用面积取；n2-考虑到玻璃反射，顶棚内通风情况的系数，当荧光灯罩由小孔，利用自然通风散热于顶棚内，取0.5～0.6，荧光灯无通风孔时，视顶棚内通风情况去为0.6～0.8；CLQ-时刻灯具散热的冷负荷系数；表3-4给出了一楼营业厅灯光散射形成的冷负荷。时间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00Cιq0.790.820.840.850.870.880.89n11111111n20.60.60.60.60.60.60.6N33.4233.4233.4233.4233.4233.4233.42Qc（τ)15841.0816442.6416843.6817044.217445.2417645.7617846.28时间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00Cιq0.90.290.260.230.20.190.17n11111111n20.60.60.60.60.60.60.6N33.4233.4233.4233.4233.4233.4233.42Qc（τ)18046.85815.085213.524611.964010.43809.883408.84表3-4一楼营业厅灯光散射形成的冷负荷（5）人体散热冷负荷人体散热冷引起的冷负荷Qc(τ)可按下式进行计算[7]：Qc(τ)=qsnδCLQ（3-5）式中：qs-不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W；n-室内人数；δ-群集系数；CLQ-人体显热散热冷负荷系数。人体潜热散热引起的冷负荷计算公式：Qc=q1nδ（3-6）式中：Qc-人体潜热散热形成的冷负荷，w；ql-不同室温和劳动性质成年男子潜热散热量，w；nδ-同式(3-5)表3-5给出了人体散热引起的冷负荷表3-5人体散热引起的冷负荷时间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00Cιq0.580.660.720.770.80.830.85第56页共7页 qs58585858585858n743743743743743743743δ0.890.890.890.890.890.890.89Qc(τ)22245.1225313.4227614.6429532.3230682.9331833.5432600.61qι123123123123123123123Qc81336.2181336.2181336.2181336.2181336.2181336.2181336.21合计103581.33106649.93108950.85110868.53112019.14113169.75113936.82时间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00Cιq0.870.890.90.910.920.930.94qs58585858585858n743743743743743743743δ0.890.890.890.890.890.890.89Qc(τ)33367.6834134.7634518.2934901.8335285.3735668.9036052.44qι123123123123123123123Qc81336.2181336.2181336.2181336.2181336.2181336.2181336.21合计114703.89115470.97115854.50116238.04116621.58117005.11117388.65（5）设备冷负荷热设备及热表面散热形成的计算时刻冷负荷[8],可按下式进行计算[8]：（3-7）式中：T-热源投入使用的时刻，点钟；-从热源投入使用的时刻算起到计算时刻的实间，h;-时间设备、器具散热冷负荷系数；-热源的实际散热量，W。由于本建筑的办公类型和数量无法确定，可按下式计算办公及电器设备的散热量:（3-8）式中：-空调区面积，m2；-从电器设备的功率密度，W/m2。表3-6给出了一楼设备显热形成的冷负荷表3-6一楼设备显热形成的冷负荷时间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00Xτ-T0.780.910.940.950.960.970.98qs3252.63252.63252.63252.63252.63252.63252.6Qτ2537.022959.863057.443089.973122.493155.023187.54第56页共7页 时间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00Xτ-T0.980.980.990.990.990.990.99qs3252.63252.63252.63252.63252.63252.63252.6Qτ3187.543187.543220.073220.073220.073220.073220.07（4）内围护结构的传热冷负荷当空调房间的温度与相邻非空调房间的温度大于3时，需考虑由内维护结构的温差传热对空调房间形成的瞬时负荷[7]。冷负荷Q（W）可按下式计算[8]：（3-9）式中:F-内维护结构的面积，m2；K-内维护结构的传热系数，W/（m2·K）；TR-室内设计温度，；tls-相邻非空调房间的平均计算温度，。表3-7给出了三楼办公室3内围护结构的传热冷负荷表3-7三楼办公室3内围护结构的传热冷负荷时间8:009:0010:0011:0012:0013:00TR262626262626tls-tn333333tls313131313131F57.2457.2457.2457.2457.2457.24K0.90.90.90.90.90.9Q412.128421.128421.128421.128421.128421.128时间14:0015:0016:0017:0018:00/TR2626262626/tls-tn33333/tls3131313131/F57.2457.2457.2457.2457.24/K0.90.90.90.90.9/Q421.128421.128421.128421.128421.128/整栋建筑负荷汇总表如表3-11所示，由表中可知本工程建筑16:00为负荷最大时刻，最大负荷为466.108kW。表3-8整栋建筑负荷汇总房间8:009:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00一楼/192233.8203898.5206515.5206875.0208615.3212070.9211415二楼/214658.1230978.3237406.3241043.4252465.0256847.4249208办14091.554185.944284.844527.664806.415789.877194.88245.7办22127.982366.842434.882498.572581.343161.634061.824743.4办33193.933212.013360.173406.2035583660.173593.273613.7第56页共7页 办42863.413174.683251.363321.113409.323998.364910.015602.2办57646.857909.548351.358292.78221.547940.957868.617909.5办65823.786046.136326.376444.36823.787046.136926.376444.3办77619.678722.999065.119597.139619.6710722.9910605.119597.1总负荷34047.1434070.1443267.7442809.5447138.5463400.5465108.4466060房间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00/一楼209000192528.2183618.8150394.5147206.5145264.9143070.1/二楼245441223386.8207446.7181723.3177051.8174240.5170316.7/办18958.328713.867244.69/////办25276.255130.084194.42/////办33611.863548.793279.46/////办46105.335957.674933.79/////办57310.447242.46816.52/////办66467.166675.876532.65/////办79189.228899.118598.81/////总负荷466108.245670.32433165.9332117.9324258.3319505.5313386.8/（5）其他房间负荷见附表1,2,3。3.2湿负荷的计算[7]湿负荷是指空调房间的湿源向室内的散失量，也就是为维持室内含湿量恒定需要从房间除去的湿量表3-9给出了建筑物人体散湿量。表3-9建筑物人体散湿量房间人数群体系数小时散湿量湿负荷nФg/hg/s一区3720.8910910.0189二区3720.8910910.0179三区2540.891096.68四区4890.8910913.36办公室161680.1134办公室241680.0912办公室341680.0912办公室461680.1134办公室561680.1134办公室661680.1134办公室761680.11343.3新风冷负荷计算[7]第56页共7页 空调系统中引入室外新鲜空气是保障良好室内空气品质的关键。在夏季室外空气焓值和气温高于室内空气焓值和气温时，空调系统为处理新风势必要消耗冷量。表3-10给出了本建筑物各房间新风冷负荷。表3-10建筑物各房间新风冷负荷房间人数风量总新风量新风冷负荷nm³/每人m³/hQw（KW）一区372151116061.112二区372151116061.112三区25415381040.742四区48915733581.482办公室14301201.316办公室24301201.316办公室34301201.316办公室46301801.976办公室56301801.976办公室66301801.976办公室76301801.9763.4冬季热负荷的概算考虑到本楼房为商用建筑，需要创造舒适的室内环境，冬季也需采取适当的供暖。舒适性空调热负荷指标按照《民用建筑空调设计》[7]，对热负荷采用热负荷概算指标进行估算，表3-11列出了部分民用建筑物供暖热负荷概算指标。表3-11部分民用建筑物供暖热负荷概算指标建筑物类型热负荷概算指标/()建筑物类型热负荷概算指标/()住宅47～70商店64～87办公楼、学校58～81单层住宅81～105医院、幼儿园64～81食堂、餐厅116～140旅馆58～70影剧院93～116本工程的使用功能多为商店，因此按商店的热负荷概算指标进行估算。按64W/m2简算。本建筑空调面积为4687.4m2，则总热负荷为ΣQ=64×4687.4=299.99kW。4空气处理方案的选择第56页共7页 空气调节系统一般均由被调对象、空气处理设备、空气输送设备和空气分配设备所组成。空调系统的种类很多，在工程上应根据空调对象的性质和用途、热湿负荷特点、室内设计参数要求、可能为空调机房及风道提供的建筑面积和空间、初投资和运行费用等多方面的具体情况，经过分析和比较，选择合理的空调系统。4.1空调系统的划分原则(1)能保证室内要求的参数，即在设计条件下和运行条件下均能保证达到室内温度、相对湿度、净化等要求。(2)初投资和运行费用综合起来较为经济；(3)尽量减少一个系统内的各房间相互不利的影响；(4)尽量减少风管长度和风管重叠，便于施工、管理和测试。空调系统所负担的房间不宜过多，以便于调节、使用灵活和减少噪声。(5)系统应与建筑物分区一致。(6)各房间或区的设计参数值和热湿比相接近污染物相同，可以划分成一个全空气系统。(7)一般民用建筑中的全空气系统不宜过大，否则风管难于布置；系统最好不要跨楼层设置，需要跨楼层设置时，层数也不应过多这样有利于防火。4.2确定空调系统方案的因素空调系统方案的确定与很多因素[9]有关，在设计时，应与建筑、结构、工艺等专业密切配合，并与用户协商确定。确定方案以前要了解一下内容：1、外部环境（1）气象资料：建筑物所在的地点，纬度，海拔高度，室外气温，相对湿度，风向，平均风速，冬季和夏季的日照等。（2）周围环境：建筑物周围有无有害气体放射源、灰尘放散源，周围对噪声的要求，属于住宅区、混合区还是工业区，周围建筑物的位置、规模和高度，环保防火和城市规划等部门对本建筑物的要求等。2、所设计的建筑物的特点（1）规模：需要空调净化的面积，所在的位置。（2）用途：目前的用途，今后可能的变化，例如需要扩建等，用户对该建筑物空调标准的要求，对能源计量的要求，如高层或者大面积空调是否分区计量核算，各不同用途的房间使用空调的时间和工作时间。（3）第56页共7页 室内参数要求：要求得温度、相对湿度及其允许波动的范围，有无区域温差要求，允许的工作区气流速度和均匀度，房间的净化要求，需不需要过滤、需要的净化等级，噪声的控制要求等。（4）负荷情况：房间朝向、围护结构的构造，窗的构造和尺寸，设备的发热情况，人员及其流动情况，照明等发热情况，排风量。（5）能源：有无区域供热、供冷及其压力、温度，可供应的量、价格等，在扩建时，原有的锅炉和冷冻设备的情况，电力供应的可靠性、用量有无限制、价格。4.3全空气系统和空气-水系统进行的对比。1、设备布置和机房的比较[10]全空气系统：空调和制冷设备可以集中布置在机房，机房面积较大，净高较高，可以不知在屋顶或者安放在车间柱间平台上。空气-水系统：只需要新风空调机房，机房面积小，风机盘管可以设在空调机房内，布置较分散，敷设各种管线较麻烦。2、风管系统的比较全空气系统：空调送、回风管系统复杂、布置困难，支风管和风口较多时不易均衡调节风量。空气-水系统：放在室内不接送、回风管，当和新风系统联合使用时，新风管较小。3、节能与经济性的比较全空气系统：可以根据室内气象参数的变化和室内符合的变化实现全年多工况节能运行调节，充分利用室外新风减少与避免冷热抵消，减少冷冻机运行时间；但是对热湿负荷变化不一致或者室内参数不同的多房间不经济，部分房间停止工作不需要空调时整个空调系统仍需运行不经济。空气-水系统：灵活性大、节能效果好，可根据各房间符合情况自我调节，但是盘管冬夏兼用，内壁容易结垢，降低传热效率，无法实现全年多工况节能运行。4、使用寿命和安装的比较全空气系统：使用寿命长，设备与风管的安装工作量大，周期长。空气-水系统：使用寿命较长，安装投产较快，介于集中式空调系统与单元式空调系统之间。5、维护运行和温湿度控制的比较第56页共7页 全空气系统：空调与制冷设备集中安设在机房便于管理和维护，并且可以严格地控制室内温度和室内相对湿度。空气-水系统：布置分散维护管理不方便，水系统布置复杂、易漏水。对室内温度要求严格时难于满足。1、空气过滤和净化的比较全空气系统：可以采用初效、中效和高效过滤器，满足室内空气清洁度的不同要求，采用喷水室时水与空气直接接触易受污染，需要常换水。空气-水系统：过滤性能差，室内清洁度要求较高时难于满足。2、消声与隔振及风管互相串通的比较全空气系统：可以有效低采取消防和隔振措施，空调房间之间有风管连通，使各房间互相污染，当发生火灾时会通过风管迅速蔓延。空气-水系统：必须采用低噪声风机才能保证室内要求，各空调房间之间不会互相污染。4.4变风量系统与风机盘管加新风系统对比1、空气品质：VAV系统为全空气系统，空气品质明显好于风机盘管系统[11]。2、节能：VAV系统用于有较大内区场所时，可实现内区供冷外区供热，节能效果比较理想。本工程为办公建筑，基本没有内区，无法体现此优点。VAV系统在过渡季全新风运行时，节能效果比较明显。但在北方严寒地区，过渡季时间很短，此优点体现不明显。另外，即使在过渡季节，风机盘管系统也可以通过开启外窗等方式进行自然通风运行。3、经济性：VAV系统每层均需要设置空调机房，占用较多建筑空间，此部分面积如果作为办公用房出租或出售，会有较好投资回报。另外，由于室内有较多风管，占用室内吊顶高度空间较多，会影响室内吊顶空间及整体装修效果。除此之外，VAV系统比风机盘管系统设备初投资要高，经济性相对较差。4、运行管理：VAV系统安装完毕后需要专业人员进行调试，技术难度要求高，对专业队伍依赖程度较高，如装修有改动时，局限性较大，风机盘管系统安装完毕，简单调试即可使用，装修也更灵活。本办公楼有很大一部分办公室业态暂未确定，将来根据不同业主要求，装修必然会有较大调整，不可不考虑此部分因素带来的影响。第56页共7页 5、交叉污染问题：VAV系统是单风道系统，整个吊顶是一个回风箱，当有个别房间吸烟及室内空气较差时，回风容易出现交叉污染，影响到其他房间，风机盘管系统是新风直接正压送人，不存在交叉污染问题。6、私密性：VAV系统整个吊顶是一个回风箱，各房间互相透过风管联通，加之风管空隙很难填充严密，各房间相互联通，很容易串声，谈话私密性不容易保证。7、噪声：VAV系统管道内的噪声及末端box箱本身的低频噪声难以消除，系统内的噪声特别容易通过box箱的回风口传人室内，即使在回风口安装阻抗复合消声器，此部分噪音仍然很难消除。风机盘管系统一般为中低速运行，噪音较低，也比较容易控制。8、运行费用：VAV系统由于对全部空气进行过滤等处理，整个系统阻力相对较大，风机功率必然较高，运行费用自然较高，对管理人员水平要求较高，风机盘管系统相对较低。9、加班工况：加班及节假日等部分房间使用时，VAV系统仍然需要将整个空调机组开启，控制相对复杂，比较浪费能源。风机盘管系统相对灵活，运行费用也更低。10、独立调节能力：VAV系统调节难度很大，必须配备复杂的自动控制系统，才能将末端调至理想状态，根据目前实际工程情况，调节效果理想的项目非常少。风机盘管系统相对简单得多，不需要复杂的自控系统，只需简单凋节即可投人使用。11、可靠性：VAV系统对技术人员调节水平要求很高，可靠性也较差，一旦对部分系统做些调整，必须经专业人员进行重新调节，调节成功后才能运行。风机盘管系统非常成熟，可靠性高，即使对局部系统做些改动，只需简单调节即可投入实用，简单可靠。VAV系统适合于有较大内区的场所，该工程为办公建筑基本没有太多的内区，无法体现其全部节能优点。经过以上综合对比可以看出，针对本工程，VAV系统除了具有室内空气品质较高的特点以外，无论是投资，运行，管理，维护还是可靠性等方面，均不占优势。4.5结论因此，对于本工程，经过以上诸多方面的比较论证，无论从系统的安全性和经济性等方面考虑，水冷式集中空调系统与空气水系统比较，因为超市营业厅是大空间房间，所以首选水冷式集中空调系统；VAV与风机盘管空调系统比较，风机盘管系统具有明显的优越性；因此，本工程选择全空气一次回风系统和风机盘管加新风系统。第56页共7页 4.6空调系统分区空调系统划分的主要原则有：1、对于空气调节房间的设计参数（主要是温度、湿度等）相近、房间内空气的热湿比数值相近、使用和运行时间接近的房间，宜划分为同一系统，同一系统的各空气调节房间应尽可能靠近；2、空气调节房间瞬时负荷变化差异较大时，应分设系统，可根据空气调节房间的朝向划分；3、空气调节房间所需的新鲜空气量比例相差悬殊时，可按比例相近者分设系统；有消声要求的房间不宜与无消声要求的房间划为同一系统，如划为同一系统，应作局部处理；4、有空气洁净度要求的房间不应与空气污染严重的房间划为同一系统，也不宜与无空气洁净度要求的房间划为同一系统，如与后者划为同一系统时，应作局部处理；5、空气调节房间的面积很大时，应按内区和外区分设系统，一般距外围护结构5m左右范围内的面积为外区，其余面积为内区；6、要尽量缩短风管长度，减少风管重迭，便于施工、管理、调试和维护。本工程系统划分：1、按建筑使用功能划分。不同的建筑空间或同一建筑空间内根据使用功能的需要，间隔成几个独立的使用空间，本建筑共计两个大空间房间（一二楼超市营业厅，三楼办公室），使用功能相对独立。2、同一建筑空间内按空调分区及不同的送风方式划分。如一二层与第三层。3、同一建筑空间内，考虑到空调系统末端空气处理设备的选择、空间内对风管所占空间的限制、送风管的敷设长度及空调区域内集中回风口的数量及分布情况等诸多因素，应尽量给予分区划分，每个空调分区内设置独立的空调系统。综上所述：将本工程一楼的电器部分划分为一区，其他的生活用品区划分为二区。二楼中的冷鲜区划分为第三区。二楼其他部分划分为第四区。四个区均采用全新风空调一次回风机组送风，采用单风道吊顶空调机组，通过风管及风口将冷热空气送入第56页共7页 室内。在采用吊顶空调机组的系统中回风考虑采用回风箱，避免吊顶内的冷热量损失。这对于空间较大的超市场合其节能是十分有利的；三楼是办公区均采用风机盘管加新风系统，风机盘管的新风供给方式用单设新风系统，独立供给室内。新风由新风机组处理到室内空气焓值，不承担室内负荷，通过新风管道直接送入各空调房间。风机盘管不设排风系统，通过窗户缝隙渗透排风，厕所单独设排风扇进行排风。在过渡季节，关闭制冷系统、风机盘管和新风系统，采用开窗进行自然通风降温。第56页共7页 5空调风系统、水系统计算5.1全空气一次回风系统空气处理过程计算由于建筑物一二楼面积较大，现将一楼分成两个区，即一区和二区；二楼分成两个区即三区和四区。本设计以三区全空气系统为例[12]，计算过程如下：三区冷负荷：W，总湿负荷：g/s；（1）确定夏季室内空气状态点N(处理过程见图5-1)。根据夏季室内温度：TR=26,相对湿度：=60%。确定室内空气状态点N，并查图得到，室内焓值：=58.8kJ/kg，含湿量：=12.7g/kg。（2）确定热湿比线。根据计算出的室内冷负荷：W，湿负荷：g/s，计算热湿比kJ/kg，再通过点作室内热湿比线。图5-1夏季一次回风空气处理过程（3）确定送风定状态点第56页共7页 。本系统拟采用表冷器作为降温去湿的空气处理设备，以空气处到%的机器露点L与热湿比线相交，这点即为送风状态点，由此求的机器露点（送风状态点）参数为：=48.62kJ/kg；g/kg。（4）计算系统的总风量G。根据热量平衡关系，可得：房间容积为=3009.2m3，换气次数次/h>5次/h，满足要求。（5）确定室外空气状态点。根据夏季室外空调计算干球温度35.0，湿球度，确定室外空气状态点，查图得：91.2kJ/kg，21.9g/kg。（6）Gw=3.715m³/h，新风比=3.715/28.7276=12.93%＞10%（7）确定混合状态点。连接点和点，根据计算得到C点，kJ/kg，g/kg。(8)计算所需冷量：kw(9)选用FPG4-300风量30000m³/h＞28727.6m³/h满足冷量171.9kw＞169.24kw满足(10)其他区选型见表5-1表5-1一次回风系统选型第56页共7页 房间FPG型号额定冷量/W风量m3/h水量L/s数量一区FPG6-240181.992400011.051二区FPG6-240181.992400011.051三区FPG4-300171.90300009.551四区FPG4-350199.513500011.115.2风机盘管加新风系统空气处理过程计算[12]以三层办公室3为例进行计算：空气处理方案图及有关参数的查取，采用风机盘管加新风系统处理空气方式，新风不承担室内负荷，空气处理方案过程见下图5-2。（1）确定室内空气状态点N：根据夏季室内温度：TR=26，相对湿度：=60%，并查图得到，室内焓值：=58.8kJ/kg，含湿量：=12.7g/kg，露点温度：=17.8。（2）绘制热湿比线：根据计算出的室内冷负荷W，湿负荷：g/s，计算热湿比：=40221.65kJ/kg，再通过点做室内热湿比线。与相交的点即为送风点。查图得送风点的焓值：=51.8kJ/kg，干球温度：=18。图5-2夏季风机盘管加新风空气处理过程（3）确定室外空气状态点。根据夏季室外空调计算干球温度：35.0，湿球度：，确定室外空气状态点，查图得，=91.2kJ/kg。第56页共7页 （4）确定新风处理状态。新风处理到室内焓值，通过点做等焓线与相交的点即为新风机组处理到的状态点。查得，58.8kJ/kg，21.6。（5）风机所需风量。风机盘管负荷即为房间负荷：kg/s=1470m³/h（6）房间的新风冷负荷。kw房间总容积V=226.8m³换气次数次/h>5次/h（7）房间所需冷量：Q=3.82kw（8）选择风机盘管：根据所需风量查有关资料选择FP-14型风机盘管1台，其额定风量为1470m3/h>1449m3/h，满足要求。（9）其他房间选型见表5-2表5-2办公室风机盘管选型表房间FP型号额定冷量W风量/m3/h水量kg/h数量办公室1FP-10WA562810505921FP-5WA32705602641办公室2FP-14WA707212256501办公室4FP-7.1WA42007253321FP-14WA707212256501办公室5FP-6.3WA38646602651FP-14WA707212256501办公室6FP-6.3WA38646602652办公室7FP-6.3WA38646602651FP-14WA707212256501第56页共7页 6空气流组织的设计与计算6.1气流组织设计方法气流组织设计是空调设计中的一个重要环节。气流组织直接影响室内空调效果，关系着房间工作区的温湿度，区域温差，工作区气流速度等。一般空调房间，主要是要求在工作区（指房间内人群的活动区域，一般指距地面2m以下）内保持比较均匀而稳定的温湿度；而对工作区风速有严格要求的空调房间，主要是保持工作区内风速不超过规定的数值。《采暖通风与空气调节设计规范》[13]规定，对于舒适性空调，工作区风速夏季不应大于0.3m/s，冬季不应大于0.2m/s。本设计中大空间（超市营业厅）采用上送上回的气流组织形式的送风口采用圆形散流器平送。小空间（办公室）采用风机盘管和百叶风口侧送上回方式。6.2气流组织的计算本设计以三区气流组织为例，根据对气流组织进行计算。由于房间面积较大，采用散流器送风气流组织形式，散流器采用圆形直片式。（1）初选散流器根据三区的平面大小和形状布置31个散流器。又三区拟装的空调箱型号为FPG4-300,额定风量为30000m³/h，故三区每个散流器的送风量平均为：L=30000/39=769.2m³/h=0.2137m³/s查《中央空调设计实训教程》表1-50，已知房间吊顶高度为4m，在A=5m，H=4m栏内，查的室内送风平均速度为0.15m/s。按送风修正，有=1.2×0.15=0.18m/s＜0.25m/s满足设计要求。由相关资料查得=0.2~0.213m³/s时，散流器颈部尺寸D=200mm，=2.90~2.79m/s，满足要求，因此选用颈部尺寸为200mm的吊顶圆形直片式散流器，此时散流器颈部风速为2.8m/s。查表可知在=3m/s时，其全压损失16.37Pa。表6-1散流器颈部最大允许风速（m/s）第56页共7页 建筑物类别吊顶高度/m3456播音室、音乐厅3.94.154.254.35旅馆客房、居室、剧场、手术室4.354.654.855.00公寓、旅馆大堂、办公室5.155.405.755.85餐厅、商店、计算机房6.156.657.007.15公共建筑物6.506.807.107.50（2）确定送风口至工作区的气流射程x以3层办公室3为例，室温为26℃，房间长L=8.4，宽B=7.5m，高H=3.0m，室内空调系统为风机盘管加新风系统。所选择的风机盘管为FP-14WA型一台，风量为1470m³/h；①选定送风口型式，确定过程：拟选用可调式双层百叶风口，紊流系数a=0.16.有效面积系数Ψ=0.8，射流射程x=L-0.5-1.0=7.5-0.5-1.0=6.0m(其中1m为风机盘管安装尺寸，0.5m为射流末端宽度)。②选取送风温差：根据三层办公室3风机盘管选型计算中送风温差的确定方法，得出送风温差=10℃。③确定送风口的出流速度：先假定=3.5m/s，则由公式算得射流自由度：再将其代入最大允许送风风速公式得m/s，即所取=3.5m/s<3.99m/s，且在2~5m/s范围之内，则满足要求。④确定送风口数目N：取，由1/8×13.09=1.636查非等温受限射流轴心温度衰减曲线得=0.28，再有公式：因此风口数目数量取为N=2个。第56页共7页 ⑤确定风口尺寸：由风口公式得风口面积：m2所以根据《中央空调实训教程》[6]附录Ⅱ，选取ABEK系列双层百叶风口，尺寸为250×250。则：m/smm⑥校核射流的贴附长度由阿基米德公式计算得：查相对贴附长度和阿基米德数Ar的关系曲线图得=15，则：x=15=15×2×0.2523=8.47m＞6.0m，满足要求。⑦校核房间高度取h=2m，又W=0.23m，由房间最小高度计算公式：H=h+W+0.07x+0.3=2+0.23+0.07×8.47+0.3=3.12m，满足要求。⑧根据新风量及新风口出风速度的要求，将新风口与风机盘管末端并列起来，此时送风速度为：120/（3600×0.25×0.25）=0.533m/s，满足要求。（3）其他房间的气流组织计算方法同办公室3选型结果见表6-2。表6-2百叶窗口选型表房间办公室1办公室2办公室4办公室5办公室6办公室7风口类型百叶窗百叶窗百叶窗百叶窗百叶窗百叶窗风口规格DN250DN100DN100DN100DN100DN100管道规格320×250250×200250×200250×200320×120250×200风口数量2222226.3风系统水力计算第56页共7页 空调系统水力计算的目的是：确定各管段的断面尺寸和系统阻力，保证系统内的风量分配达到要求，最终确定系统通风机的型号和动力消耗。空调水力计算采用假定流速法，即根据风道与风口的经济流速确定其风速值，再由风道或风口应输送的风量得到风道或风口所需尺寸，并计算出系统的阻力。风道与风口的经济流速见表6-3。表6-3风道与风口的经济流速（m/s）管道部位推荐风速(m/s)最大风速(m/s)住宅公共建筑工厂住宅公共建筑工厂风机吸入口3.5454.557风机出口5～86.5～108～128.57.5～118.5～14主风道3.5～4.55～6.56～94～65.5～106.5～11支风道33～4.54～53.5～54～6.55～9送风口1～21.5～3.53～4.02.0～3.03.0～5.03～56.3.1一次回风风管系统的设计计算本工程送风系统采用低速送风，对风管进行设计计算，示范部分采用假定流速法。下面以三区营业厅的送风系统为例来进行水力计算。风管的阻力损失由沿程损失和局部损失两部分组成，计算方法如下：沿程阻力：在实际中，通常采用平均比摩阻来计算沿程阻力，，（：管段长度），其中可由速度v和风管尺寸的值查[14]表求出。局部阻力：（6-1）式中：-局部阻力系数；-空气密度，kg/m3；-风管内空气实际流速，m/s。图6-1一次回风风管布置图第56页共7页 （1）风管管径的确定采用0.15的镀锌钢板。选择1-57为最不利环路，用假定流速法计算管径。1-2段：假定风速为3.0m/s，则F=769.2/(3.0×3600)=0.0896m2，故选用400×200的管道，实际风速为769.2/(0.20×0.4×3600)=3.36m/s，符合要求。2-4段：假定风速为3.2m/s，则F=769.2×2/(3.2×3600)=0.168m2，故选用400×400的管道，实际风速为769.2×2/(0.4×0.4×3600)=3.36m/s，符合要求。4-8段：假定风速为3.5m/s，则F=769.2×4/(3.5×3600)=0.307m2，故选用630×500的管道，实际风速为769.2×4/(0.63×0.5×3600)=3.41m/s，符合要求。8-9段：假定风速为3.7m/s，则F=769.2×5/(3.7×3600)=0.4359m2，故选用800×500的管道，实际风速为769.2×5/(0.80×0.5×3600)=4.00m/s，符合要求。9-14段：假定风速为4m/s，则F=769.2×6/(4×3600)=0.5376m2，故选用800×630的管道，实际风速为769.2×6/(0.8×0.63×3600)=4.27m/s，符合要求。14-15段：假定风速为4.3m/s，则F=769.2×9/(4.3×3600)=0.625m2，故选用800×800的管道，实际风速为769.2×9/(0.8×0.80×3600)=4.2m/s，符合要求。15-22段：假定风速为4.5m/s，则F=769.2×12/(4.5×3600)=0.7168m2，故选用800×800的管道，实际风速为769.2×12/(0.8×0.8×3600)=5.04m/s，符合要求。22-23段：假定风速为4.8m/s，则F=769.2×15/(4.8×3600)=0.7840m2，故选用1000×800的管道，实际风速为769.2×15/(1×0.8×3600)=4.70m/s，符合要求。23-30段：假定风速为5m/s，则F=769.2×18/(5×3600)=0.86m2，故选用1000×800的管道，实际风速为769.2×18/(0.80×1×3600)=5.38m/s，符合要求。30-31段：假定风速为5.3m/s，则F=769.2×21/(5.3×3600)=0.9129m2，故选用1000×800的管道，实际风速为769.2×21/(0.80×1×3600)=6.048m/s，符合要求。31-38段：假定风速为5.5m/s，则F=769.2×24/(5.5×3600)=0.977m2，故选用1000×1000的管道，实际风速为769.2×24/(1×1×3600)=5.3m/s，符合要求。38-39段：假定风速为5.8m/s，则F=769.2×27/(5.8×3600)=1.019m2，故选用1000×1000的管道，实际风速为769.2×27/(1×1×3600)=5.913m/s，符合要求。39-46段：假定风速为6m/s，则F=769.2×30/(6×3600)=1.075m2，故选用1000×1000的管道，实际风速为769.2×24/(1×1×3600)=6.45m/s，符合要求。46-47段：假定风速为6.3m/s，则F=769.2×33/(6.3×3600)=1.109m2，故选用1000×1000的管道，实际风速为769.2×33/(1×1×3600)=6.989m/s，符合要求。第56页共7页 47-52段：假定风速为6.5m/s，则F=769.2×36/(6.5×3600)=1.158m2，故选用1250×1000的管道，实际风速为769.2×36/(1.25×1×3600)=6.02m/s，符合要求。52-53段：假定风速为6.8m/s，则F=769.2×37/(6.8×3600)=1.1476m2，故选用1250×1000的管道，实际风速为769.2×37/(1.25×1×3600)=6.24m/s，符合要求。53-56段：假定风速为7m/s，则F=769.2×38/(7×3600)=1.152m2，故选用1250×1000的管道，实际风速为769.2×38/(1.25×1×3600)=6.5m/s，符合要求。56-57段：假定风速为7.3m/s，则F=769.2×39/(7.3×3600)=1.1415m2，故选用1250×1000的管道，实际风速为769.2×39/(1.25×1×3600)=6.7m/s，符合要求。表6-4给出了三区营业厅送风水力计算表:表6-4三区营业厅送风水力计算表管号风量m3/h管长管径选择实际风速比摩阻RmRmL局部阻力系数ΣZRmL+ΣZ长mm宽mmm/sPa/mpaΣξpaPa1-2769.244002003.360.5241.0491.2324.725.742-41538.444004003.370.3241.2940.251.692.984-82076.826305003.410.2260.9020.6064.235.138-9384648005004.000.2731.0930.6065.826.919-144615.248006304.270.2591.0380.6066.637.6614-156922.848008004.200.3931.5710.5665.997.5615-229230.448008005.040.3061.2240.6069.2410.4622-2311538410008004.700.2310.9250.5667.518.4323-3013845.6410008005.380.3141.2570.5669.8311.0830-3116153.2410008006.050.4571.8290.60613.3115.1331-3820768.44100010005.300.2641.0570.5669.5410.5938-39230764100010005.910.3291.3140.56611.8613.1739-4625383.64100010006.450.3751.5010.56614.1315.6346-4726691.24100010006.990.3731.490.56616.5918.0847-5227691.24125010006.020.2981.1910.60613.1814.37152-5328460.44125010006.240.3161.2650.56613.2214.4853-5629229.64125010006.500.3371.3490.56614.3515.6956-57300005125010006.700.3591.4360.5214.0115.44最不利环路总阻力ΣΔP=218.615Pa支管6-4的阻力损失ΣΔP=50.246Pa不平衡率=7.236%＜15%6-5769.244002003.361.2054.8180.8135.641.035-41538.444004003.371.2162.4320.797.3969.828支管11-14的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%11-12769.244002003.861.2054.8180.8135.641.03第56页共7页 12-131538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60913-142307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管18-15的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%18-17769.244002003.861.2054.8180.8135.641.0317-161538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60916-152307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管19-22的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%19-20769.244002003.861.2054.8180.8135.641.0320-211538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60921-222307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管26-23的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%26-25769.244002003.861.2054.8180.8135.641.0325-241538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60924-232307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管27-30的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%27-28679.244002003.861.2054.8180.8135.641.0328-291538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60929-302307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管34-31的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%34-33679.244002003.951.2162.4310.524.8697.333-321538.444004004.631.4735.890.160.46.2932-312307.626305004.821.4562.9130.20.793.703支管35-38的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%35-36769.244002003.861.2054.8180.8135.641.0336-371538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60937-382307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管42-39的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%42-41769.244002003.861.2054.8180.8135.641.0341-401538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60940-392307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管43-46的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%43-44679.244002003.861.2054.8180.8135.641.0344-451538.444004003.951.2164.8640.43.7458.60945-462307.626305004.631.4732.9460.7910.1613.106支管50-47的阻力损失ΣΔP=67.12Pa不平衡率=9.8%＜15%50-49679.244002003.951.2162.4310.524.8697.349-481538.444004004.631.4735.890.160.46.2948-472307.626305004.821.4562.9130.20.793.703(2)消音器及阀门的选择为降低噪音，在空调机组出口处设置一个消音弯头，根据相关资料，选用ZWA100(1250×800)型消音器。由送风量L=30000m3/h和风速=6.7m/s,查得此消音器的阻力损失为25Pa。第56页共7页 因防火要求，在静压箱出口设置防火阀，由相关资料查得[15]，选用FH－02SFW－1250×800型防火阀。最不利环路各管段局部阻力系数：由相关资料可查[16]到各管段阀件的局部阻力系数，具体如下：管段57-56：一个FH－02SFW－1250×800型防火阀，=0.5；一个对开式多叶调节阀，=0.52；一个弯头；=0.21管段56-53：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段53-52：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段52-47：一个90º矩形三通旁通，=0.566；渐缩管，=0.04管段47-46：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段46-39：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段39-38：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段38-31：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段31-30：一个90º矩形三通旁通，=0.566；渐缩管，=0.04管段30-23：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段23-22：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段22-15：一个90º矩形三通旁通，=0.566；渐缩管，=0.04管段15-14：一个90º矩形三通旁通，=0.566管段14-9：一个90º矩形三通旁通，=0.566；渐缩管，=0.04管段9-8：一个90º矩形三通旁通，=0.566；渐缩管，=0.04管段8-4：一个90º矩形三通旁通，=0.566；渐缩管，=0.04管段4-2：一个弯头；=0.21；渐缩管，=0.04管段2-1:一个对开多叶式调节阀，=0.52其他支管的各管段阀门部件的局部阻力系数也由相关资料[17]可查到，在此就不再详叙。6.3.2三楼新风机组风系统计算第56页共7页 图6-2新风机组布置示意图（1）三楼办公室东区(为方便表达，将办公室1,2,3称为西区;办公室4,5,6,7称为东区）新风管道布置简图见6-2，各管段风速，风量见表6-5。表6-5新风管道布置简图管段5-44-33-22-1风量180360540720风速11.61.882.5管径250×200250×250320×250320×250风管阻力损失概算及风机压头校核：最不利环路总长约为24m，根据《中央空调实训教程》图1-20，取Rm=0.45Pa/m，因管段中局部构建较少，因此取k=0.04，则送风管空气流动总阻力为：△P=Rm×L×（1+K）=0.45×24×（1+0.04）=11.232Pa送风口为双层百叶风口，其静压查附录Ш可知，当风量为90m³/h，角度为45°时，静压为0.2mH2O=1.96Pa，则送风风机所需机外余压为俩者之和，即为13.192Pa，而TFD-010c型新风机的机外余压为95Pa，满足要求。（2）三楼西区管道计算见附录5。6.4水系统的计算空调水系统按管路布置方式分为同程式系统与异程式系统，同程式系统是流经各终端设备的水流程相等，而异程式系统则相反[18]第56页共7页 。同程式系统的优点是各末端环路的水流阻力较接近，有利于水力平衡，可以减少系统初调试的工作量；但同程式系统比异程式系统多用管材，同时由于采用回程管，管道的长度增加，水阻力增大，使水泵的能耗增加，并且增加了初投资。异程式系统中通常越远离冷源机房的末端，环路阻力越大；主要优点是节省管道及其占用空间(一般来说它与同程式系统相比可节省一条回水总管)，对初投资较为有利。异程式系统对于节能建筑采用变水量系统而言，是一种比较经济的管道布置方式。同程式系统又分为垂直(竖向)同程和水平同程：垂直(竖向)同程主要解决各个楼层之间的末端设备环路的阻力平衡问题；而水平同程则解决每个末端设备之间环路的阻力平衡问题。如果建筑物的空调水系统可以设计成环形水路，系统应设计为同程式水系统。1)对于风机盘管空调水系统，并非任何情况都一定要采用同程式，当建筑的水平长度小于53m时，水平干管可以设计为异程式水系统。2)建筑物水平长度越长，垂直高度越高越适用于同程式水系统，反之适用于异程式水系统。3)垂直干管异程式、水平干管同程式，垂直干管同程式、水平干管异程式和垂直于管、水平干管异程式分别都有各自的适用范围。基于以上选择依据，本工程水平干管采用同程式水系统，有利于阻力平衡；垂直干管采用异程式水系统。6.4.1冷冻水系统的水力计算以三层东区办公室冷冻水系统为例，水平水管的水力计算：水管的布置平面图如图6-3所示：图6-3水管的布置图表6-6给出了三层各房间末端设备的流量及接管管径。表6-6三层各房间末端设备的流量及接管管径三层各房间末端设备的流量及接管管径房间风机盘管型号每台水量水压降接管管径kg/h（l/s）kPamm台数办公室1FP-5WA2640.0732.4201FP-10WA5920.16515.4201办公室2FP-14WA6500.1814.3201办公室3FP-14WA6500.1814.3201办公室4FP-14WA6500.1814.3201第56页共7页 FP-7.1WA3320.0924.1201办公室5FP-6.3WA2650.0742.4201FP-14WA6500.1814.3201办公室6FP-6.3WA2650.0742.4202办公室7FP-6.3WA2650.0742.4201FP-14WA6500.1814.32016.4.2冷冻水水平供回水管路水力计算（1）冷冻水水平供水管路水力计算供水管管径的确定：连接各风机盘管的所有供水管径都取与接管管径一致，连接新风供水支管管径取与接管管径一致。选择计算最不利环路如图6-3标5-1段，计算结果见表6-7：表6-7给出了标准层水平供水管水力计算表表6-7三楼东区办公室供水管水力计算管段编号管长L(m)秒流量Qs管径DN(mm)实际流速Vm/sV²/2g§e局部阻力系数ΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2O5-44.20.255250.520.0144.23.030.0580.0420.1004-37.70.402320.50.0135.50.250.0700.0030.0743-27.70.657320.820.0345.51.120.1890.0380.2272-1140.850400.680.0246.91.080.1660.0020.164供水管总压损：ΣP3=0.565mH2O表6-8给出了局部阻力系数汇总表6-8局部阻力系数汇总管段编号局部构件局部阻力系数5-4等径三通、90°弯头、闸阀、异径管3.034-3异径三通，异径管0.253-290°弯头，异径三通1.122-190°弯头、异径三通1.08表6-9给出了三楼东区办公室回水管水力计算，布置图见6-3。表6-9三楼东区办公室回水管水力计算管段编号管长L(m)秒流量Qs管径DN(mm)实际流速Vm/sV²/2g§e局部阻力系数ΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2O1a-2a110.91400.710.02576.8751.370.1770.0350.2122a-3a7.70.67320.790.03186.0160.50.1910.0160.2073a-4a7.70.39320.620.01966.0160.170.1180.0030.121第56页共7页 4a-5a4.20.25250.570.01654.21.2250.0690.0200.090供水立管总压损ΣP3=0.63mH2O表6-10给出了局部阻力系数汇总。表6-10局部阻力系数汇总管段编号局部构件局部阻力系数1a-2a等径三通、90°弯头1.372a-3a异径三通、异径管0.53a-4a90°弯头、异径三通0.174a-5a异径三通、90°弯头1.225（2）三楼西区冷冻水水平供回水管水力计算见附录6。（3）整个最不利环路水平管压损为ΣP=1.195+0.754=1.949mH2O6.4.3冷冻水供回水立管管路水力计算（1）由表6-9可查得三层所需水量，图6-4表示三层供回水立管轴测简图。详细水力计算见表6-11。图6-4供回水立管轴测简图表6-11三层东区水平供水立管水力计算表管段编号管长L(m)流量Q(l/s）管径DN(mm)流速v（m/s）V²/2g§eΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2Oa-b4.90.92696202.90.436.1252.633750.3973.03075b-c4.911.9796802.390.291.530.44370.1850.6287c-分水器8.721.52961252.750.391.740.67860.0860.7646东区供水立管总压损ΣP3=4.42mH2O第56页共7页 表6-12三层东区水平回水立管水力计算表管段编号管长L(m)流量Q(l/s）管径DN(mm)流速v（m/s）V²/2g§eΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2Od-e4.99.55652.90.431.880.80840.080.8884e-f4.920.061002.560.331.2250.404250.0470.45125f-集水器18.621.5261252.10.233.720.85561.0041.8596东区回水立管总压损ΣP3=3.2mH2O（2）西区供回水立管水力计算见附录7。（3）上述水力计算即为整个系统的最不利环路，则供回水干管和立管的总压损为：ΣP=1.949+4.42+3.2+10.9+8.25=28.719mH2O。6.5中央空调冷水机组选型制冷系统负荷的确定整栋建筑的空调总冷负荷为710.56kW。制冷系统冷量可根据公式：    QO  =Kr×Kf×Kn×Kb（6-2）取房间同期使用系数；Kr=0.8，由于空调系统为水-空气系统，所以取冷量损失附加系数Kf=1.1；取效率修正系数Kn=1.05；系统不考虑备用机Kb=1；Q0=710.56×0.8×1.1×1.05×1=656.55kW1、初选机型。根据制冷系统冷量Qo=656.55kw及选机原则，参考《中央空调实训手册》附表2-4中初选30HK-115的活塞式冷水机组两台。2、该空调系统的冷水机组的设计工况为：冷冻水进出水温度为12℃、7℃冷却水进水温度一般取夏季空调室外计算湿球温度。某地区夏季空调室外计算湿球温度tWS=28.3℃，因而冷冻机冷却水的进水温度为28℃（取整数值），冷却水的出口温度为33℃（进出水温度差一般为5°）。3、根据30HR-115冷水机组的性能表，在设计工况下，即冷冻水进出水温度为12℃、7℃，冷却水进出水温为28℃、33℃时，制冷量为Q0=352.9kw。在设计工况下，两台机组的总制冷量Q=2×352.9=705.8kw＞656.55kw，满足要求。4、选用30HK-115的活塞式冷水机组两台，根据性能表查得机组在标准制冷运行工况（即冷水进出口水温为12/7℃，冷却水进出口水温为28/33℃）下的制冷量为352.9kw，此时冷却水流量为75.87t/h，冷却水压降为93.0kPa，第56页共7页 冷冻水流量为60.7t/h，冷冻水压降为22.5kPa，进出口直径为125mm。6.6机房冷冻水系统管径计算机房冷冻水系统管路连接如图6-5所示。图6-5冷冻水系统管路连接简图冷水机组的额定水量60.7t/h×2=121.4t/h=33.7(l/s)，冷冻水进出口接管直径为：200mm。按下表中标示的流量，与前面假定流速法来计算管径，计算见表6-13。表6-13机房冷冻水系统管径管段1-22-33-45-66-72-3a3a-4a5a-6a流量l/s33.716.916.916.933.7管径mmDN200DN150DN150DN150DN150流速m/s1080.960.960.961.086.7分水器、集水器的选型与计算1、分水器的选型与计算取流速为0.8m/s,循环水量为33.7（l/s）,计算出缸体内径为dn=231.9mm。选用DN250的无缝钢管。根据《中央空调设备选型手册》[19],得：L1=D1+60；L2=D1+D2+120；L3=D2+D3+120；L4=D3+60。L1=150+60=210mm，L2=150+150+120=420mm，L3=150+200+120=470mm，L4=200+60=260mm。分水器结构如图6-6：第56页共7页 图6-6分水器结构简图2、集水器的选型与计算集水器的直径、长度和管间距与分水器相同，只是接管顺序相反。6.8冷冻水泵的选型和计算根据选型原则，选择三台冷冻水泵（两用一备）水泵所承担的供回水管网最不利环路为三楼办公室区域。1、水泵流量的确定单台冷水机组的额定水流量为60.7t/h。选择水泵所依据的流量Q和压头（杨程）H按如下确定：Q=β1Qmax（6-3）式中：Qmax-按管网额定负荷设计的最大流量，m3/sβ1-流量储备系数，对单台水泵工作时，β1=1.1；两台水泵并联工作时β1=1.2。则单台水泵设计流量Q=β1Qmax=1.1×60.7=66.77m3/h。2、泵扬程的确定水泵杨程计算公式：H=β2Hmax（6-4）式中：Hmax-管网最大计算总阻力，kPaβ2-杨程（压头）储备系数，β2=1.1~1.2，一般取杨程储备系数为1.1。在估算时，大致取每100米管长的沿程损失为5mH2O。这样，若最不利环路的总长（一般供、回水管管长之和）为L，则最不利环路的水压降可按下式估算：HMAX=ΔP1+ΔP2+0.05·L·（1+K）mH2O(6-5)式中：ΔP1-冷水机组蒸发器的水压降，mH2OΔP2-该环路中并联的各台的空调末端装置中最大的水压降，mH2OK-为最不利环路中局部阻力当量长度总和的比值。当最不利环路较短时，取0.2-0.3，最不利环路较长时，取0.4-0.6。第56页共7页 最不利环路总阻力约为：Hmax=2.25+28.72+0.05×140×（1+0.6）=38.85mH2O水泵设计扬程为：H=1.1×38.85=42.74mH2O根据《中央空调实训手册》[6]附录Ⅱ，选用三台IS100-65-200A型，其水量93.5m³/h，扬程为44mH2O，电机功率18.5kw，转速2900r/min。6.9空调水系统的定压在闭式循环的空调水系统中，为使水系统在确定的压力水平下运行，系统中应设置定压设备。对水系统进行定压作用在于，一是防止系统内的水“倒空”，二是方式系统内的水汽化。具体的说，就是必须保证系统的管道和所有设备内均充满水，且管道中任何一点的压力都应高于大气压力，否则会有空气被吸入系统中。同时，在冬季运行时在确定的压力下，防止管道内热水汽化。目前空调水系统定压方式有3种，即高位开式膨胀水箱定压、隔膜式气压罐定压和补给水泵定压等，在本系统，使用高位开式膨胀水箱定压。空调水系统的定压点（即膨胀水箱的膨胀管与系统的连接点），宜设在循环水泵吸入口前的回水管路上，这是因为该点是压力最低的地方，使得系统运行时各点的压力均高于静止时的压力，在工程设计中，常将膨胀水箱的膨胀管接到集水器上，因为集水器就处在循环泵的吸入侧，便于管理。膨胀水箱通常设置在系统的最高点，其安装高度应比系统的最高点至少高出0.5m(5Kpa)为宜。膨胀水箱的接管详图见图6-7：图6-7膨胀水箱其接管详图膨胀水箱的容积是由系统中水容量和最大的水温变化幅度决定，可由下式计算：Vp=αΔtVc（6-6）式中：Vp-膨胀水箱的有效容积；第56页共7页 α-水的体积膨胀系数，取0.0006/ºC；Δt-水的平均温差，冷水取15ºC；热水取45ºC；Vc-系统的水容量(L)，可按照相关文献确定；当空调水系统采用双管制系统时，膨胀水箱有效容积的大小应按照冬季工况来确定。表6-14系统单位水容量单位：L/m²(建筑面积)项目全空气系统空气-水空调系统供冷时0.40～0.550.70～1.30供热时1.25～2.001.20～1.90将以上数据代入式中得：Vp=0.0006×15×（4200×2.0+487.4×1.90）/1000=0.1m³（6-7）注：全空气系统和空气-水系统面积分别为4200m²；487.4m²。）根据以上计算参数，因膨胀水量较小，而一般膨胀水箱有效容积为0.5-1.0m³，则本系统的膨胀水箱参见《中央空调设备选型手册》[19]表4.2-10得到膨胀水箱具体参数见表6-15。表6-15膨胀水箱选型参数公称容积外形尺寸溢流管排水管膨胀管信号管循环管补水管0.5m3900×900×900DN40DN32DN25DN20DN20DN256.10冷却水系统的设计1、冷却水塔的选型冷却塔的选择步骤及原则：（1）首先根据冷却塔的安装位置的高度、周围环境对噪声的要求等，确定冷却塔的形式。（2）冷却塔的型号和规格，冷却塔的冷却水量，是根据制冷机所需的冷去水量，并据室外空气的湿球温度进行修正来确定的。（3）冷却塔的进、出水温度确定，即为制冷机冷凝器的出、进水温度。（4）当设计条件与冷却塔制造厂提供的产品性能表条件不同时，应根据产品样本给出的冷却塔的热工性能曲线或资料进行修正。第56页共7页 （5）型号规格选定后，复制所选冷却塔的结构尺寸是否适合现场的安装条件，并根据冷却塔的运行重量。核算冷却塔安装位置的楼板或屋面板结构的承受能力，一确保安全。单台冷水机组额定工况下的冷却水流量为75.87t/s，整个机组的冷却水流量为151.74t/s。进出水温分别为t2=28℃，t1=33℃。设计地址为某的室外计算湿球温度为28.3℃，根据《中央空调实训手册》[6]附表2-31超低噪声系列冷却塔技术规范表选取型号为B2080S型的冷却塔两台，其冷却水量为80m3/h，外形尺寸2200×2200×3535，进塔水压10kPa，电机功率4.0kW。2、冷却水泵的选型选择三台（两用一备）相同型号的冷却水泵，单台冷却水泵设计流量为单台冷水机组的冷却水额定流量，即75.87t/h=21.075L/s。冷凝器侧水压降93kPa=9.3mH2O，冷却塔开式段高度取为，进塔水压10kPa=1.02mH2O，冷却塔置于三楼东区楼顶，冷却水系统长约135.95m。冷却水泵所需的扬程：mH2O（6-8）式中：-冷水机组冷凝器水压降，mH2O；-冷却塔开式段高度，mH2O；经计算mH2O，取安全系数为1.1，则流量t/h，扬程mH2O。根据IS型空调水泵性能表，选用三台IS100-80-160A型水泵，其流量为100.0m3/h，扬程32mH2O，电机功率15kW，转速2900r/min。6.11空调冷凝水系统的设计空调设备（如风机盘管机组、组合式空调机、新风机组等）在夏季运行时，应对空气进行冷却除湿处理，产生的凝结水必须及时排走。排放凝结水的管路设计，应注意以下要点：（1）水封的设置无论空调末端设备的冷凝水盘是位于机组的正压段还是负压段，冷凝水盘出水口处均需设置水封，水封的高度应大于冷凝水盘处正压或负压值。在正压段设置水封是为了防止漏风；在负压段设置水封是为了顺利的排除冷凝水。（2）泄水支管第56页共7页 冷凝水盘的泄水支管沿水流方向坡度不宜小于0.01，冷凝水水平干管不宜过长，其坡度不应小于0.003，且不允许有积水部位。当冷水水管坡度设置有困难时，应减少水平干管长度或中途加提升泵。（3）冷凝水管材冷凝水管处于非满流状态，内壁接触水和空气，不应采用无防锈功能的焊接钢管；冷凝水为无压自流排放，若采用软塑料管会形成中间下垂，影响排放。因此，空调冷凝水管材应采用强度较大和不易生锈的镀锌钢管或排水PVC塑料管，管道应采用防结露措施。（4）冷凝水水管管径冷凝水管管径应按冷凝水的流量和管道坡度确定。一般情况下，1KW冷负荷每小时约产生0.4～0.8kg的冷凝水，在此范围内管道最小坡度为0.003的冷凝管径可按照下表进行估算。表6-16冷凝水管管径选择表冷负荷/kW≤77.1～17.617.7～100101～176177～598599～10551056～15121513～12462管道公称直径DN/mm202532405080100150（5）冷凝水的排放冷凝水排入污水系统时，应有空气隔断措施，冷凝水管不得与密闭雨水系统直接连接。以防臭味和雨水从空气处理机组冷凝水盘外溢。为便于定期冲洗、检修，冷凝水水平干管始端应设扫出口第56页共7页 7空调系统管道保温处理及设备减震设计7.1管道保温措施空调用的冷冻水在输送过程中，难免与周围有温差的介质发生热交换，从而消耗热量，这就需要我们做好管道的保温。空调风管保温材料采用带铝箔的超细玻璃棉，厚度为50㎜，容重16㎏/m3，热阻1.28m2·℃/W。7.2空调系统噪声控制与减震控制空调工程中主要的噪音来源是通风机，制冷机，机械通风冷却塔等。空调送、排风系统中的噪音，主要是由通风机在运转时产生的，它由空气动力噪音，机械噪音，电磁噪音等组成，其中以空气动力为主，可经过风道直接传入室内。降低系统噪音的措施：1、空调机房周围采用了吸声材料，以此降低噪音。2、在管道系统中设置消声器。空调系统减震的措施：1、空调机组与风管连接的地方采用软接头。2、通风机，水泵和制冷机固定在隔震基座上，以增加其稳定性。水管，风管采取减震措施[20]。7.3系统的防火空调系统的风道是火灾蔓延的重要途径[21]，为了保证建筑及人员的安全，必须十分重视空调系统的防火问题。防火措施：1、各层因尽量设有自动喷水灭火装置。2、垂直风道应设在管道竖井内，该井壁应为耐火极限不低于1小时的非燃烧体，井壁上的检查门应采用丙级防火门。3、通风及空气调节系统的风道不宜穿过防火墙和变形缝，如必须穿过，应在风道上设防火阀。4、风道应采用非燃材料。第56页共7页 5、进风口应设在不受火灾威胁的安全地带。6、防火应考虑可靠的接地措施，防止静电积聚。7、防火阀及排烟阀、排烟风机待均应定期检修和运行，以备紧急情况下使用。第56页共7页 总结这次设计的设计课题是某市常韦超市中央空调系统设计，本设计空调使用面积4687.4m2，室内设计温度为26±1℃，相对湿度60±1％；采用冷负荷系数法计算出整栋大楼冷负荷最大值出现在下午4点，冷负荷值为710.96kw；通过比较一楼二楼楼购物区采用全空调一次回风系统，三楼办公室采用风机盘管加新风系统；使用焓湿图分析室内送风状态点来选择空调箱型号和风机盘管型号，采用假定流速法计算各管段流速、管径，进而进行阻力计算和校核；然后进行了空调风系统设计空调系统冷热源系统设计等,并对于各种空调机的选用做了经济及技术比较分析，最后决定采用活塞式冷水机组。并对管道的保温、设备的减噪防震也做了简单设计和说明。第56页共7页 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计算附表附表1一层营业厅负荷汇总表房间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00西外墙1028.551026.5978.01930.51892.3855.12516.38南外墙1610.661531.41441.71367.71296.41272.61296.4东外墙747.96721.51703.88703.88721.51756.77800.85北外墙1573.111490.11268.71379.41351.713241324人员负荷103581.33106649108950110868112019113169113936照明负荷15841.081644231684317044174451764517846南窗瞬时1235.31950.52535.63120.83575.93835.94030.9西窗瞬时658.831040.21352.31664.41907.12045.82149.9北窗瞬时1135.221792.42330.22867.93286.13525.13704.4东窗入射1152.951820.42366.52912.73337.43580.23762.2西窗入射5077.335375.95674.65973.3101541672521503南窗入射7231.1610485130161518514462112088135东窗入射29949.3228866223711551510825101039020.8北墙入射7137.0282358893.89113.49113.48674.27795.8房间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00西外墙784.89784.89516.38930.51883949.11024.4南外墙1343.971417.91536.71658.117771874.71969.7东外墙844.93889.21924.26959.52985.971003.61012.4北外墙1351.741379.41434.714901573.11656.11711.4人员负荷114703.89115470115854116238116621117005117388照明负荷18046.858155213.54611.94010.43809.83408.8南窗瞬时4030.993900.93640.93120.72535.62015.51560.3西窗瞬时2149.862080.51941.81664.41352.31074.9832.2北窗瞬时3704.413584.93345.92867.92330.11852.21433.9东窗入射3762.263640.93398.12912.72366.51881.11456.3西窗入射24789.3122997158293285.32986.626882688南窗入射5784.934338.72892.41807.7162716271446.2东窗入射7938.376134.24690.83247.52886.62886.62525.8北墙入射6588.026697.87466.41866.61756.816471537.2附表2二楼营业厅负荷汇总房间9:0010:0011:0012:0013:0014:0015:00南外墙1373.613061229.41166.41105.61085.31105.6西外墙968.32922.53877.72841.67806.6780.3487.08北外墙1198.581135.3966.6710511029.91008.81008.8东外墙805.47776.99758.01758.01776.99814.97862.43人员负荷103581.33106649108950110868112019113169113936照明负荷15841.08164421684317044174451764517846第56页共7页 西窗瞬时658.831040.21352.31664.41907.12045.82149.8南窗瞬时1235.31950.42535.63120.73575.83835.94030.9东窗瞬时1149.5218152359.529043327.53569.53751北窗瞬时1135.221792.42330.12867.93286.13525.13704.4西窗入射5077.335375.95674.65973.3101541672521503南窗入射7231.1610485130161518514462112088135东窗入射29949.3228866223711551510825101039020.8北窗入射7137.0282358893.89113.49113.48674.27795.8屋顶4333.43961.73753.23753.23920.94333.44913.6天窗入射28916.97348483929742263511605041940780天窗瞬时1528.692413.73137.83861.94425.14746.94988.3房间16:0017:0018:0019:0020:0021:0022:00南外墙1146.171209.21310.51414.11515.41598.71679.8西外墙744.26744.26487.08877.72832.91895.25966.37北外墙1029.921051.21093.11135.31198.51261.81304.1东外墙909.91957.36995.331033.31061.71080.71090.2人员负荷114703.89115470115854116238116621117005117388照明负荷18046.8158155213.54611.94010.43809.83408.8西窗瞬时2149.862080.51941.81664.41352.31074.9832.22南窗瞬时4030.993900.93640.93120.72535.62015.51560.3东窗瞬时3751.063630338829042359.51875.51452北窗瞬时3704.413584.93345.92867.92330.11852.21433.9西窗入射24789.3122997158293285.32986.626882688南窗入射5784.934338.72892.41807.7162716271446.2东窗入射7938.376134.24690.83247.52886.62886.62525.8北窗入射6588.026697.87466.41866.61756.816471537.2屋顶5616.26359.57102.97805.58340.48671.38798.2天窗入射36331.58303992446820760192771853617053天窗瞬时4988.354827.484505.633861.923137.82494.11930.97附表3三楼办公室冷负荷汇总时间8:009:0010:0011:0012:0013:00办公室14091.554185.934284.844527.664806.45789.86办公室22127.982366.832434.872498.562581.333161.62办公室33873.934767.124676.944206.193757.993660.17办公室42863.413174.673251.353321.13409.323998.35办公室57646.857909.538351.348292.698221.537940.94办公室65823.786046.136326.376444.36823.787046.13办公室77619.678722.989065.19597.139619.6710722.9时间14:0015:0016:0017:0018:00/办公室17194.798245.788958.318713.867244.68/办公室24061.824743.425276.255130.074194.42/第56页共7页 办公室33593.263693.73811.863878.793779.46/办公室44910.015602.296105.335957.674933.78/办公室57868.67909.537310.437242.396816.51/办公室66926.376444.36467.16675.876532.65/办公室710605.19597.139188.998899.118598.8/附表4管号风量m3/h管长管径选择实际风速比摩阻RmRmL局部阻力系数ΣZRmL+ΣZ长mm宽mmm/sPa/mpaΣξpapa1-2769.242001603.360.5241.0491.2721.722.742-41538.442502503.370.3241.2940.251.692.984-81333.443202503.410.2260.9020.6064.235.138-92222.244004004.000.2731.0930.6065.826.919-144444.445004004.270.2591.0380.6066.637.6614-156666.645005004.200.3931.5710.5665.997.5615-228888.846305005.040.3061.2240.6069.2410.4622-2311111.246305004.700.2310.9250.5667.518.4323-3013333.446306305.380.3141.2570.5669.8311.0830-311600046306306.050.4571.8290.60613.3115.1331-3817333.448005005.300.2641.0570.5669.5410.5938-3919666.848005005.910.3291.3140.56611.8613.1739-46223225.248006306.450.3751.5010.56614.1315.6346-4725333.648006306.990.3731.490.56616.5910.0847-5227667.4410005006.020.2981.1910.60613.1811.37152-5328000.4410005006.240.3161.2650.56613.2215.4853-5629229.6410006306.500.3371.3490.56614.359.6956-5730000410006306.700.3591.4360.5214.0113.44最不利环路总阻力ΣΔP=118.615Pa支管6-4的阻力损失ΣΔP=60.246Pa不平衡率=10.236%＜15%6-5769.242001603.361.2054.8180.79135.636.135-41538.442502503.371.2162.4320.794.3965.828支管11-14的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%11-12769.242001603.861.2054.8180.8135.636.1312-131538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82813-142307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106支管18-15的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%18-17769.242001603.861.2054.8180.8135.636.1317-161538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82816-152307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106第56页共7页 支管19-22的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%19-20769.242001603.861.2054.8180.8135.636.1320-211538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82821-222307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106支管26-23的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%26-25769.242001603.861.2054.8180.8135.636.1325-241538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82824-232307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106支管27-30的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%27-28679.242001603.861.2054.8180.8135.636.1328-291538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82829-302307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106支管34-31的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%34-33679.242001603.951.2162.4310.8135.636.1333-321538.442502504.631.4735.890.44.3455.82832-312307.623202504.821.4562.9130.7910.1611.106支管35-38的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%35-36769.242001603.861.2054.8180.8135.636.1336-371538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82837-382307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106支管42-39的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%42-41769.242001603.861.2054.8180.8135.636.1341-401538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82840-392307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106支管43-46的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%43-44679.242001603.861.2054.8180.8135.636.1344-451538.442502503.951.2164.8640.44.3455.82845-462307.623202504.631.4732.9460.7910.1611.106支管50-47的阻力损失ΣΔP=62.12Pa不平衡率=12.8%＜15%50-49679.242001603.951.2162.4310.8135.636.1349-481538.442502504.631.4735.890.44.3455.82848-472307.623202504.821.4562.9130.7910.1611.106附表5管号风量m3/h管长管径选择实际风速比摩阻RmRmL局部阻力系数ΣZRmL+ΣZ长mm宽mmm/sPa/mpaΣξpapa1-2486.153202502.360.4241.0491.2345.4546.683-81994.453203202.370.3241.2940.251.692.988-133988.845004003.710.2260.9020.6064.235.13第56页共7页 13-207977.646305004.100.2731.0930.6065.826.9120-259986.5248008004.570.2591.0380.6066.637.6625-3212548.29410008004.300.3931.5710.5665.997.5632-3716246.87410008004.540.3061.2240.6069.2410.4637-4418346.88410008004.600.2310.9250.5667.518.4344-4920865.56410008004.880.3141.2570.5669.8311.0849-5624767.46412508006.050.4571.8290.60613.3114.1356-6227935.80412508005.300.2641.0570.5669.5411.5962-6727975.37512508005.910.3291.3140.56611.8611.1767-74293225.72412508006.450.3751.5010.56614.1310.6374-7931333.624125010007.060.3731.490.56616.5910.0879-8232667.464125010007.020.2981.1910.60613.1810.37182-8733020.484125010007.240.3161.2650.56613.2216.4887-89350005125010008.500.3371.3490.56614.3515.19最不利环路总阻力ΣΔP=208.615Pa支管3-5的阻力损失ΣΔP=47.95Pa不平衡率=7.236%＜15%3-4486.143202503.361.2054.7820.5237.638.124-51994.443203203.371.2162.4320.699.3969.828支管11-14的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%11-12486.143202503.861.2054.7820.5237.638.1212-131994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82813-143988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管18-15的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%18-17486.143202503.861.2054.8180.5237.638.1217-161994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82816-153988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管19-22的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%19-20486.143202503.861.2054.8180.5237.638.1220-211994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82821-223988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管26-23的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%26-25486.143202503.861.2054.8180.5237.638.1225-241994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82824-233988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管27-30的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%27-28486.143202503.861.2054.8180.5237.638.1228-291994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82829-303988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管34-31的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%34-33486.143202503.951.2162.4310.5237.638.1233-321994.443203204.631.4735.890.699.3969.82832-313988.825004004.821.4562.9130.7410.1611.106支管35-38的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%第56页共7页 35-36486.143202503.861.2054.8180.5237.638.1236-371994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82837-383988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管42-39的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%42-41486.143202503.861.2054.8180.5237.638.1241-401994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82840-393988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管43-46的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%43-44486.143202503.861.2054.8180.5237.638.1244-451994.443203203.951.2164.8640.699.3969.82845-463988.825004004.631.4732.9460.7410.1611.106支管50-57的阻力损失ΣΔP=59.01Pa不平衡率=13.25%＜15%50-51486.143202503.951.2162.4310.5237.638.1251-531994.443203204.631.4735.890.699.3969.82853-573988.825004004.821.4562.9130.7410.1611.106附表5三楼西区新风管道计算表管段4-33-22-1风量110315525风速0.91.41.83管径250×250250×250320×250附表6三楼西区冷冻水供水管水力计算管段编号管长L(m)秒流量Qs管径DN(mm)实际流速Vm/sV²/2g§e局部阻力系数ΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2O4-34.50.238250.4870.0124.50.250.0540.0030.0573-211.20.419320.520.0148.751.120.1210.0150.1362-130.602400.480.0121.875-0.080.022-0.0010.021附表7三楼西区冷冻水回水管水力计算管段编号管长L(m)秒流量Qs管径DN(mm)实际流速Vm/sV²/2g§e局部阻力系数ΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2O1a-2a30.618250.710.02576.8751.370.1770.0350.2122a-3a11.20.396320.790.03186.0160.50.1910.0160.2073a-4a4.50.228400.620.01966.0160.170.1180.0030.121附表8三楼西区供水立管水力计算管段编号管长L(m)流量Q(l/s）流速v（m/s）V²/2g§eΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2O第56页共7页 管径DN(mm)1-24.90.45321.80.173.830.6510.3971.0482-34.911.50802.290.271.530.4130.1850.5983-分水器82.722.151002.830.44520.79.2120.0869.298西区供水立管总压损ΣP3=10.9mH2O附表9三楼西区回水立管水力计算管段编号管长L(m)流量Q(l/s）管径DN(mm)流速v（m/s）V²/2g§eΔPemH2OΔPmmH2OΔPmH2O3a-2a4.90.45401.750.1563.0600.4770.080.5572a-1a4.911.501002.150.2361.2250.2890.0470.3361a-集水器97.1722.151252.530.32719.4306.3541.0047.358西区回水立管总压损ΣP3=8.25mH2O第56页共7页 利用两级的吸收式喷射器对新的R32制冷剂进行理论研究JianlinYu*,XinSong,MingMaDepartmentofRefrigeration&CryogenicEngineering,SchoolofEnergyandPowerEngineering,Xi’anJiaotongUniversity,Xi’an710049,PRChina关键字：制冷循环、喷射器、增强、性能、R32摘要：本文提出了一个新增强的用制冷剂R32完成蒸汽压缩式制冷循环喷射器，在这个循环中，有俩个吸入口的喷射器被用来弥补循环扩张过程中的损失，为了开发周期和循环建立了理论并对使用制冷剂R32的性能进行了研究。此外，相比较于开发周期，基本的蒸汽压缩式制冷循环与传统的喷射器膨胀制冷循环的性能也已经进行。理论研究表明，开发周期提供了更高的制冷（热）能力和较高的性能系数。新的开发周期可以为制冷剂R32在空调系统中的应用程序作出贡献。1、介绍在过去的几十年里，由于其优异的化学和热力学性质，制冷剂R22被广泛用于住宅和商用空调领域。然而，R22是一类化学品，氯氟烃（HCFCs），由于环保被淘汰。因此，在寻找新的制冷剂替代R22的努力不断引向冷气机的应用程序。HC（碳氢化合物），HFC（氢氟烃）和混合制冷剂具有低全球变暖潜势（GWP）被认为是潜在的替代品。作为应用，三个潜在的替代品的空气调节器中的R22，即R407C，R410A和R290，在实验和理论上被调查（Gabrielii和Vamling，1997年，Hwang等人，2007）其中，R410A和R407C正在在一些国家使用更换R22（Park等人，2007年）。目前，许多国家花大力气开发自己的替代制冷剂为R22。特别是，大部分的注意力都集中在制冷剂及其替代品的温室效应的影响。因此，有必要寻找最合适的替代制冷剂，不仅有利于臭氧友好的，而且他们也有低GWP。第10页共10页 正如众所周知的，R32是一种HFC制冷剂，它的ODP是零，它的全球变暖潜值远低于基于HFC-混合物R407C和R410A而作为可能的替代方案替代R22。此外，R32是常用为R407C和R410A的组件之一。因此，制冷剂R32对于未来的制冷剂候选制冷，空调和热泵应用可能是一个可行的选择。与制冷剂R32在空气调节器中的使用相关的主要问题包括易燃性，相容性油，热传输特性，热力学特性，等。特别是，与R32的冷气机操作的能源效率应该是在一个可接受的水平。这也说明，在冷气机需要引入R32合适的周期系统的发展。一个可能的解决方案以提高能量效率的是，在空调系统中的喷射器的使用。在过去的几年中，喷射器已被提议作为扩展设备应用于制冷和热泵的性能提升。这些研究工作表明，在一个周期内的系统的喷射器的使用可以得到更好的能源效率。因此，也有必要在一个R32周期系统与喷射器在空调和热泵应用中的用对其作进一步的研究。在这项工作中，一个新的增强的与制冷剂R32一同运行的蒸汽压缩式制冷循环的喷射器被用于空调应用开发。主要的研究集在中具有两个阶段的吸引喷射器的蒸汽压缩式制冷循环的性能的理论调查。基于周期模拟，新的喷射器增强的制冷循环的热力学性能被详细讨论，并同那些基本的蒸汽压缩制冷循环与传统的喷射器膨胀制冷循环相比。本研究的目的是评估R32作为空调制冷系统中插入替代R22的可能性。2、周期的描述和热力学模型一个基本的蒸汽压缩制冷循环（VRC）的系统包括一个压缩机，冷凝器，膨胀阀（或毛细管）和蒸发器。热力学处理蒸汽压缩制冷循环特征压缩，散热，扩展和蒸发的过程。人们认识到，在这个周期中的等焓膨胀过程中由于较大的膨胀阀的不可逆转导致低的性能系数（COP）。因此，使用喷射器作为扩展设备以改善蒸汽压缩制冷循环的COP一定是一个更好的解决方案。图1所示的是一个传统的喷射器膨胀制冷循环（ERC）的原理图和p-h图。在p-h图中，周期过程中的路径1-2-3-4-1和5-6-7-4-5表示ERC。流程路径3-3’，（3’，7）-4’和4’-4是膨胀过程，在喷射器的混合过程和压缩过程中，分别表示喷射器的工作过程。在喷射器中，从冷凝器流出的高压液体制冷剂通过喷射器的喷嘴，以产生高的速度流（称为主流体），它夹带从蒸发器中的制冷剂蒸气（称为二次流体）膨胀。在两种流体在混合室中混合，并通过扩散器的隔板被压缩。两相制冷剂从分离器中被分离成两部分：蒸汽制冷剂返回到压缩机中，而液体制冷剂在膨胀阀中经过降低压力后进入蒸发器。第10页共10页 在射器膨胀制冷循环中，喷射器恢复部分扩建工程来协助提升压缩机的吸入压力。因此，与蒸汽压缩制冷循环的性能相比，喷射器的使用实际上提高了喷射器膨胀制冷循环的性能。然而，这是毫无疑问，喷射器在给定的以较高的可能的压力举比率操作条件下操作将是最期望的喷射器。图2给出一个利用两阶段的吸引喷射器完成的新的增强的喷射器制冷循环（NERC）。在此配置中，它提出具有两个吸入口的喷射器从分别作为其二次侧流体的两个蒸发器（或两个电路的一个蒸发器）中产生低压制冷剂。这可能会导致制冷剂在两个不同的低压下蒸发，并产生相对高的二次流的平均压力。在这种情况下，喷射器可以通过提高平均二次流动压力以较高的压力举比率操作。在另一方面，两个蒸发器也被平行排列。这种平行排列适用于空气调节器系统，在这个系统中，制冷剂在两个蒸发器内的蒸发温度可与临界温度改变相匹配。在喷射器具有两个吸入口，第一流体首先夹带从第一蒸发器出来的制冷剂蒸气，然后将混合的流体在第一扩散器中被压缩到第二蒸发器的压力。离开第一扩散器的流体以很高的速度进入第二混合室，在那里它再次夹带从第二蒸发器的制冷剂蒸气。同样地，在喷射器内通过第二扩散器压缩，在较高压力下的混合流形成在第二扩散器的出口处，并流向分隔符。如图2所示，过程路径3-3’，（3’，7）-3’’，3’’-4’，（4’，9）-4’’以及4’’-4表示在喷射器中的工作过程中具有两个吸入口。另一种是在喷射器膨胀制冷循环中除了具有两个吸入口的喷射器取代了传统的喷射器外，它们具有相似的过程路径。从循环过程如图2所示，可以看出，较高的高压制冷剂的饱和蒸汽离开分离器被用作在压缩机的吸气流，并且它增加了压缩机的吸入压力和降低的压力比，减少压缩机的机械工作。因此，增强的喷射器制冷循环对于制冷空调系统来说利用R32作为制冷剂可能是更有利的的。一般说来对于这两种布局（ERC，NERC）的喷射器增强循环的造型是建立在质量，动量和能量守恒的基础上。1-D定压混合理论被用于喷射器建模。根据通常的恒压喷射器模型的假设，一个喷射器的质量流量有关的关系的测定，即夹带比（），可以由下面的等式得到：在一次流体的入口忽视速度，并考虑在一次流喷嘴的损失，一次流体的速度离开喷嘴从能量守恒可以发现。其中，马力，1是主流体，马力入口比焓，2s是通过在喷嘴中的等焓膨胀过程的出口焓，和hn是喷嘴的等熵效率。（1）在混合室中通过施加动量守恒并在二次流体的入口忽略速度，所述混合流体的速度被表示为，（2）其中hm是占在混合室中的摩擦损失的混合效率。第10页共10页 混合室的能量守恒方程用于确定混合流体的焓，hs1是二次侧流体的入口的特定焓。（3）通过使用扩压器的效率的定义，类似于喷嘴等熵效率，在扩散器出口的混合流体的出口焓可以被获得，hd2s是对于相同的出口压力在等熵压缩条件下扩散器的出口焓，hd是扩散器的等熵效率（4）在扩散器中把能量守恒应用在这个过程中，扩散器的出口处的混合流体的速度由下式给出（5）上述方程的基础上，可以ERC进行传统的喷射器计算和以NERC进行双级吸引喷射器计算。在ERC中传统的喷射器，在喷射器中假设出口速度可以忽略不计，流夹带率可以概括为以下简化公式，（6）对于两阶段吸入喷射器配置在NERC中，喷射器的夹带比是由一次流体和二次流体决定的，即（7）其中为一次流体的质量流率，和是分别从所述第一和第二蒸发器出来的二次流体的质量流速。对于计算夹带比例，两个独立的喷射系数的表达式被分别定义在质量平衡的基础上（8）（9）因此，对于具有两个吸入口喷射器夹带比可写为（10）应该指出的是，在两个阶段的吸引喷射器中，混合流体离开第一扩散器达到一定的速度，如式中（5）所示,这是不可忽略的。在这种情况下，可以推出夹带比为第10页共10页 （11）其中hm,2在第一混合室中的混合流体的焓，hd,2s是中间压力的等熵压缩条件下的第一扩散器的出口焓。另一方面，离开第一扩散器的混合流体，，仍然作为动力流用于夹带从第二蒸发器的二次侧流体流。假设在两阶段吸引喷射器出口的出口速度是可以忽略不计，可以发现夹带比μt”为(12)其中，hm,2是在二次混合室中的混合流体的焓，hd2s是所述压缩机的吸入压力等熵压缩条件下的辅助扩散器的出焓。正如所公知的，每个单独的循环的冷却性能可以由循环的性能系数（COP）和体积的冷却能力来评估。对于ERC，由式（6）夹带比μc给出(13)(14)同样地，对于NERC的冷却COP和体积的冷却能力可推导(15)(16)在两种ERC和NERC下，可以给出加热模式下的COPs和容积热容(17)(18)利用上述方程，我们可以进行计算，以确定对于ERC和NERC在给定的工作条件下夹带比及性能参数（COP和容积）。在计算中，操作条件包括四个独立的变量（冷凝温度tc，蒸发温度te，过冷度△tsc和过热度△tsh的）。对于给定的运行条件下，喷射器的夹带比由一次流和二次流，以及喷射器的出口压力确定。然而，喷射器夹带比μ和喷射器出口流体的质量，必须为周期的稳定操作状态满足质量平衡，即i.e.第10页共10页 。在这种情况下，通过夹带比是通过一个迭代过程获得的，在这个迭代过程中喷射器的出口压力是变化的，并且检查结果令人满意。此外，它被假定为对于NERC，两个蒸发器分别在两个不同的蒸发温度水平（和）下工作，并具有相同的制冷剂的质量流率（即二次流体的喷射器）。此外，在NERC中进行稳态质量平衡和使用上述方程在不同的操作条件下产生相应的夹带比和性能参数。用于模拟计算的程序由图3所示。最后，计算程序是用Fortran语言写出，工作流体的热力学性质是用REFPROP的软件（莱蒙等，2007）获得。在下一部分中，对制冷剂R32的循环性能的操作参数的影响进行了研究详细。3、结果与讨论在下面的模拟中，假设运行条件为：冷凝温度为45-55℃，蒸发温度为-10-15℃，循环中过热温度Δtsc与过冷温度Δtsh分别设定为5℃与0℃。假设喷射器等熵效率分别为ηn=0.9，ηm=0.85，ηd=0.8，压缩机等熵效率为ηc=0.75。表一对比了在三种标准运行条件下三种循环（VRC,ERC和NERC）内的模拟结果，这三种运行条件为tc=55.4℃，te=7.2℃（在NERC中，te1=7.2℃，te2=10.2℃），Δtsc=8.3℃，Δtsh=0℃。从中，我们能够发现，与VRC循环相比，ERC循环多出6.65%的COPr和7.17%的容积制冷量，而NERC循环则多出10.98%的COPr和11.64%的容积制冷量。除此之外，在NERC循环中，压缩机排出温度要比在VRE和ERC循环中排出温度要低。在这些循环中，同样运行条件下NERC效果要好得多。图4表明若冷凝温度tc设为55℃且温差（Δte=te2-te1）设为3℃，那么相对于蒸发温度，COPr与qr在所有循环中（VRC,ERC,NERC）都十分重要。从表中可看出，蒸发温度位于0-15℃之间时，与基础VRC循环中COPr的量相比，ERC提升8.93%-6.94%，NERC循环提升12.15%-12.04%。这表明喷射机的使用增强了以R32为工作流体的基础VRC的效果。而且在蒸发温度可考虑范围内，NERC能给出更高的COPr。第10页共10页 图4-三种循环下COPr,qr以及te,te1的变化从图4中可看出，容积制冷量呈现相同的增长趋势。在蒸发温度范围内，ERC中容积制冷量增加了11.12-6.26%，但NERC中的增长更为显著：在既定蒸发温度范围内，NERC的容积制冷量比VRC的要高15.10-10.60%。如上文所讲，采用加强版喷射器的循环中，压缩机的吸入压力可以通过使用喷射器的工作复原功能来增强，这一功能可以降低压缩机的压力比和吸入比容积。因此，与VRC相比，所有采用加强版喷射器的循环均在同一运行条件中性能较好。所有循环在制冷模式下的压缩机压力比（πc=P2/P1）、喷射器压力提升比（πj=P1/P7）与喷射器喷射系数（µ）均在图5中给出。可以看出，ERC中喷射器压力提升比在1.11-1.06范围内浮动，相应的喷射系数范围为0.71-0.77。因此，在温度随喷射器压力提升变化的蒸发温度范围内，压缩机压力比降低9.87-5.70%。在同一运行温度下，NERC中计算出的j比ERC中要大一点。这主要是因为喷射器压力提升比与蒸发压力相关。在NERC中，平均蒸发压力因应用两个蒸发器而轻微增强，这转而引起了喷射器压力提升比的上升。这样一来，NERC的压缩机压力比就比VRC的要低13.24-9.50%。显然，理论计算也表明，在所选循环中，NERC在同一运行条件下性能更好。图6显示在三种循环的制热模式下，COPh与qr随1号蒸发器的蒸发温度的变化而变化的情况。可以发现，在既定冷凝汽温度（tc=50℃）和蒸发温度范围（te2=te1+3℃第10页共10页 ）内，ERC比VRC在蒸发温度范围内多出6.41-5.50%的制热COP以及10.00-5.81%的容积热容量。然而，与基础VRC在既定蒸发器温度范围内相比，NERC分别提高了8.83-9.34%的COPh和13.64-9-66%的qh。这意味着，在假设的运行条件下，NERC的性能有望比VRC和ERC循环突出。因此，加强NERC中的COP和容积预示着，这样一种循环更适合制冷和制热操作这两种典型的空调用途。图5-三种循环下π和相应的µ和te，te1的变化4、结论本论文展示了NERC下制冷剂R32的性能。NERC的热力学模型已经得到开发。以所开发模型的为试验品，已经探索出，在具有代表性的制冷与热泵运行条件下，NERC中制冷剂R32的性能特性。除此以外，NERC,VRC和ERC的性能对比也已作出。模拟实验结果显示，在同一运行条件下NERC性能更为强劲。从理论结果，我们可以总结出这样一个结论：通过使用两层吸力喷射器，NERC能够提高循环COP和容积制冷量或容积热容量。研发的新式循环将有助于制冷剂R32在空调系统中的应用。此贡献将有望激发更大的兴趣，去探索应用制冷剂R32以取代R22的科技。实际的实验工作将在下一步进一步实施，研究以开发的新式循环。第10页共10页 图6-三种循环下COPh和qh，te，te1的变化在此值得一提的是，在NERC中，蒸发温度te2也是影响循环性能的关键因素。图7展示了NERC在既定运行条件下蒸发温度为te2时的性能变化。可以看出，在制冷制热两种操作模式下，在恒定蒸发温度te1基础上te2的增加提升了COP和容积。然而，在制冷模式下，当蒸发温度te1较高时，增加的te2就受制于喷射器出口压力。原因如图5所示，在既定冷凝器温度条件下，蒸发温度te1的升高引起了喷射器压力提升比和喷射器出口压力比的相对下降。从另一方面来看，te2的增加也相应地使得了2号蒸发器的压力上升，这就造成了极限情况，即压力与喷射器出口压力相同。因此，应当合理设定te2，以便循环在既定运行条件下发挥出最佳性能。第10页共10页 图7-NERC循环下COP和q，te1的变化第10页共10页'