一次回风全空气 风机盘管加新风

第1章 绪论

1.1  我国暖通空调的现状及其发展

进入90年代后，我国的居住环境和工业生产环境都已广泛地应用空调，空调技术已成为衡量建筑现代化水平的重要标志之一 。90年代中期，由于大中城市电力供应紧张，供电部门开始重视需求管理及削峰填谷，蓄冷空调技术提到了议事日程。近年来，由于能源结构的变化，促进了吸收式冷热水机组的快速发展，以及热泵技术在长江中下游地区的应用。

随着生产和科技的不断发展,人类对空调技术也进行了一系列的改进,同时也在积极研究环保、节能的空调产品和技术,已经投入使用了冰蓄冷空调系统、燃气空调、VAV空调系统、地源热泵系统等。暖通空调技术的发展，必然会受到能源、环境条件的制约，所以能源的综合利用、节能、保护环境及趋向自然的舒适环境必然是今后发展的主题。

1.2  建筑空调系统节能国内外研究现状

1.2.1  建筑空调系统节能国外研究现状 

能源是整个经济系统的基本组成部份，作为一个能源消耗大国，美国在节能和提高能源利用率方面投入了大量的人力、物力。在美国的整个能源消耗中，有约1/3以上消耗在建筑能耗上，这些能耗用来满足人们的热舒适、空气品质、提高人们的生活质量。美国暖通空调制冷工程师协会、美国制冷协会、美国冷却塔协会等组织、美国能源部以及众多暖通空调设备生产厂家如York, Carrier等都为建筑节能做出了很大贡献。特别是美国制冷设备生产厂商投入了大量的资源研究高性能冷水机组，使得冷水机组单位制冷量的能耗仅为20世纪70年代的62.3%。美国在空调冷源水系统方面的研究也卓有成效，在冷却水系统方面着重于降低冷却水流量，以达到减少冷却水泵能耗的目的。日本是一个资源贫困的国家，其主要能源来自进口，同时又是一个能源高消费国家。因此，节能和提高能源的利用率对日本来讲有着重要的意义。长期以来，在建筑节能方面，日本做了大量工作，颁布了许多节能法规，提出了建筑节能的评价方法。日本的一些设备生产厂家对空调和制冷设备的投入也很大。Daikin公司首推的变频VRV系统，为中小型建筑安装集中式空调系统创造了条件；Sany公司则在直燃式冷水机 组上成绩卓著。世界各国大力发展可再生能源作为空调冷热源用能。地源热泵供暖空调是一种使用可再生能源的高效节能、环保型的工程系统。在美国地源热泵系统占整个空调系统的20%左右;瑞士40%的热泵为地祸热泵，瑞典65%的热泵为地祸热泵。

1.2.2  建筑空调系统节能国内研究现状 

1.2.2.1  建筑空调系统节能国内研究现状概况  我国是一个人均资源相对贫乏的国家，因此节能降耗有着十分重要的意义。近年来，由于国民经济的快速发展，使我国的能源显得越来越紧张。

随着经济建设的不断深入和人们生活水平的不断提高，空调建筑物越来越多，建筑物消耗的能量也越来越大，甚至出现了空调系统与经济建设争抢电力资源的情况。因此，在建筑物节能显得十分迫切。在我国建筑总能耗中，空调系统的能耗占有相当大的比重，因此研究探讨空调系统的节能就显得十分重要。在建筑物空调系统运行能耗中，冷源系统的能耗是最大的。近年来，我国暖通空调学术界和工程界在空调冷源系统的节能方面做了大量的研究工作。研究工作主要集中在冷源系统的形式选择上，对压缩式冷水机组和吸收式冷水机组的技术经济比较研究较多，通过对众多方案的分析已经基本达成共识：吸收式冷水机组节电而不节能，对其在我国的应用应区别对待，对于有余热可以利用的地区，应大力提倡使用吸收式冷水机组，而一般建筑物则应采用蒸汽压缩式制冷。当然，在进行冷热源系统的选择时，还要考虑建筑物所在地的气象条件、电力供应状况、能源情况、空调系统有无采用余热回收的可能性等方面的问题。

1.2.2.2  我国建筑空调系统节能研究有待解决的问题  通过对一些地区空调系统的调查发现，设计人员在涉及选用冷水机组时多考虑其额定工况下的全负荷性能，而对其部分负荷性能的考虑较少。在风冷式冷水机组和水冷式冷水机组的选择应用上我国制冷工程界也存在着认识上的差异。我国在冷源水系统方面的研究目前较少，一般都是按冷水机组的样本提供的冷却水量和冷冻水量进行冷却水泵和冷冻水泵的选择。对于水系统的水泵是否运行节能则关注不多。事实上，对于冷水机组的运行而言，冷凝器和蒸发器都要求定流量，因此，对于冷水机组部分负荷状态运行时，水泵的输出都是全负荷输出，水系统的全年运行能耗是相当大的。因此水系统的节能具有很大的潜力。

1.3  空调系统的设计与建筑节能 

空调制冷技术的诞生是建筑技术史一项重大进步，它标志着人类从被动适应宏观自然气候发展到主动控制建筑微气候，在改造和征服自然的过程的又迈出了坚实的一步。但是对空调的依赖也逐渐成为建筑能耗增长的最主要的原因。制冷空调系统的出现为人们创造了舒适的空调环境，但20世纪70年代的全球能源危机，使制冷空调系统这一能源消耗大户面临严重考验，节能降耗成为空调系统设计的关键环节。据统计，我国建筑能耗约占全国总能能耗的35%，空调能耗又约占建筑能耗的50%～60%左右。由此可见，暖通空调能耗占总能耗的比例可高达22.75%。因此，建筑中的空调系统节能已成为节能领域中的一个重点和热点。于是降低空调能耗也被纳于建筑节能的任务中，如何更好的利用现在的空调技术服务人类同时又能满足建筑能耗的要求，是现阶段专业技术人员的工作要点。而暖通空调设计方案的好坏直接影响着建筑环境的质量和节能状况。随着科学技术的迅速发展以及对节能和环保要求的不断提高，暖通空调领域中新的设计方案大量涌现，针对同一个设计项目，往往可以有很多不同的设计方案可供选择，设计人员要进行大量的方案比较和优选工作，设计方案技术经济性比较正在成为影响暖通空调设计质量和效率的一项重要工作。如何对暖通空调设计方案进行科学的比较和优选，是暖通空调设计人员在实际设计工作中经常遇到的一个重要技术难题。

1.4  空调的发展和前景

1.4.1  变频空调的发展

变频空调是目前空调消费的流行趋势。它与一般空调比，有着高性能运转、舒适静音。节能环保、能耗低的显著特点，它的出现改善了人们的生活质量。

日本作为变频空调强国，从20世纪80年代初开始到现在，变频空调已占其空调市场的90％左右。变频空调在我国发展速度相当快，不到8年时间就达到与日本先进水平同步。进入2000年，国内个别企业将直流变频技术与PAM控制技术结合应用，使空调完全进入变频空调的最高领域。它不仅使直流变频压缩机的优越性能充分发挥，更能利用数码特点，准确提高能效，达到节能51％的目的。

1.4.2  无氟空调的发展

臭氧层破坏是当前全球面临的重大的环境问题之一，由于以前空调业所采用的传统制冷剂对臭氧层有破坏作用及产生温室效应，对大气造成破坏，因而无氟空调是众所期待的产品。近年来以海尔空调为代表的无氟空调的出现，标志着无氟空调时代的来临。

1.4.3  舒适性空调的发展

健康是空调业发展的主题之一。以前的空调采用了多种健康技术，如负离子、离子集尘、多元光触媒等，这些技术的运用使空调产品的健康性能得到了极大提升。海尔空调把负离子、离子集尘、多元光触媒、双向换新风、健康除湿等领先技术在内的高科技手段组合起来使用，发挥了巨大的威力，而未来空调进步的一个方向也就是对各种技术的灵活使用。

空调气流的舒适度是健康空调的另一个标准。传统空调的送风方式简单直吹人体，易引起伤风、感冒、头痛、关节痛等不舒适状态，因此新近推出的风可以从周围环绕，而不是对人直吹，通过改善空调送风的气流分布，令人感觉更舒适的空调——环绕立体送风、三维立体风的健康空调成了热销产品也就不足为奇了。

1.4.4  一拖多

空调器的发展从一个侧面反映了我国居民居住环境的巨大变化，也为自身发展指明了方向。1993年以前，中国空调市场主要以一拖一为主，1993年海尔推出一拖二空调后，率先将空调业引入了一拖多时代。目前海尔一拖多空调产量突破了百万台足以证明其市场消费能力。海尔MRV网络变频一拖多中央空调的出现以及众多厂家的家用中央空调产品使得家庭中央空调迅速普及。

1.4.5  其它空调新技术的发展

（1） HEPA酶技术

HEPA酶杀菌技术，对于0.3微米以上的粉尘吸附率可达99.9  ％，对结核菌、大肠菌等有害细菌具有高效杀菌能力，对霉菌的生长也有很强的抑制作用。
    （2）冷触媒技术
　　冷触媒这一技术采用日本专利，是一种低温低吸附的材料，根据吸附--催化原理，在常温下就能对甲醛等有害物质边吸附边分解成二氧化碳和水，这种触媒不需要再生，不需更换，使用寿命长达十年以上。

（3）体感温度控制技术
　　智能装在遥控器上的感温元件，感知室内人们活动范围的温度，并将信息发射到主机接收器上，使主机随时调整运行状态，实现真正的体感温度控制自动化。
    （4） 人感控制技术
　　人感控制技术利用双红外感应器控测人的方位，自动调节送风方向（左送风、中送风、右送风或全方位送风），风随人行。
    （5） PTC电辅助加热技术
　　PTC电辅助加热技术，可在超低温条件下迅速制热，效力强劲，安全可靠，可长期使用。

总之，伴随着科技和社会的进步，节能、环保、健康、智能控制已成为空调发展的大趋势。

1.5  风机盘管＋新风系统

进入空调降温时，面对“非典”蔓延的高峰期，不适当的运行空调，很可能导致“非典”的交叉感染，扩大“非典”传播，必须对此有高度重视。需要非常注意的是各大型商业建筑、公共建筑，这些建筑一般设集中制冷站，再通过送风系统和冷水系统把冷量送到各个房间。这时，就很容易通过空调系统使建筑物内空气互相掺混，某处有污染的空气很有可能通过空调系统传播到其它房间，从而导致交叉感染。尤其是有些高层建筑不能开窗，或有许多无外窗的内区房间，更容易出现问题。必须引起高度重视。防治“非典”的一个很有效的措施就是加强通风，其原理就是通过大量的室外空气进入室内，将室内可能存在的“非典”病毒通过换气排出室外，从而抑制了其发作的可能性。然而如果是内部循环通风，则不能起到排出病毒的作用，反而会使病毒积累，甚至使浓度逐渐增加。因此正确地运行空调通风系统至关重要。下面针对风机盘管＋新风系统方式介绍应采取的相应措施。

多数办公楼、宾馆客房、医院病房都采用这种空调方式，该方式有单独的新风机将新鲜空气送入房间，风机盘管有不同的回风方式。一种回风方式是各房间单独安装风机盘管，各房间的回风经过盘管冷却后送出，回风仅在自身房间内循环，不同房间之间互不流通。另一种回风方式是各个楼层的多个房间统一通过吊顶掺混回风后经过风机盘管冷却后送入各个房间，不同房间之间的回风有交叉。不论何种方式的风机盘管加新风系统， 首先都要注意避免新风系统混入从建筑排出的污染空气，同时要注意风机盘管的清洁。根据不同的回风方式，风机盘管加新风方式在运行时要注意如下问题具体：

（1）各房间单独回风的系统
     首先要保持新风入口清洁，不被污染。新风机房位于大楼的地下或者顶部，一般直接通过风道从室外取新风。要注意取风口的位置，不要使其吸入建筑排风。有些系统是从风机房内取新风，对这种形式应防止楼内空气通过机房门进入机房并吸入新风机，应严格保证新风机房密闭，同时要保证新风机房清洁，必要时安装新风道，从室外取风，此外，新风过滤网也要作到定时清洗。新风竖井或者新风风道要注意清洁通畅。
     风机盘管加新风系统的排风系统多数是和厕所排风合用，为保证通风效果，建议将厕所排风系统全天连续运行。
     此外凝结水盘是污垢存积的地方，也要保持清洁。由于凝水是从房间回风在通过盘管制冷后凝结产生的，目前还难以确认空气中的病毒是否会在凝水中存活，为防患未然，建议运行管理人员对各风机盘管的凝结水盘统一清洁，消灭病毒生存的载体。
     （2）吊顶统一回风的系统
     有一些小型办公楼采用此类系统，和各房间单独回风的方式不同，采用这种方式的建筑基本上隔断仅到吊顶，吊顶上空是互相连通的，各房间的空气相互交叉。这种系统和全空气系统相同，也存在各房间空气相互掺混，污染物有可能在建筑各区域之间传播，潜在危险较大。对于这类系统，除了要注意保持新风不被污染、凝结水盘清洁外，要尽可能地停用风机盘管。可通过降低冷冻水温度，加大冷冻水流量，寻找增大新风量的途径等手段增加新风供冷能力来满足供冷要求。

第2章 工程概况

本建筑是一栋六层的商贸中心，位于上海市。上海市地处我国东部沿海地区，属于亚热带季风气候区，四季分明，夏热冬冷，但由于地处沿海，雨季较为分散，以夏季雨量最大。

其中在一层南侧106、107房间设计制冷机房及设备间，一层为商业用房，包括超市、银行、邮局等，二层为餐厅和商场，三到四层为办公室，五到六层为客房。由于二层的湿负荷较大，故采用全空气集中式空调系统；其余各层湿负荷较小，为节能和满足卫生要求故采用风机盘管加新风系统。建筑一层层高为4.8m，二层层高为4m，三层以上层高为3.1m，建筑总高度为21.2m。总建筑面积约为8697.36㎡。

本系统冬季空调供暖和夏季空调采用同一套系统，无论从经济、使用寿命，还是美观、洁净、卫生等要求都能够满足建筑的用途要求。二层采用全空气集中式空调系统，便于集中控制；采用一次回风的空气处理过程，尽量节省能源。其余旅馆客房和办公室采用风机盘管加新风系统，便于单独调节和保持房间的空气卫生。客房内的每个卫生间里设置排风竖井，通到楼顶的不上人屋面排放，使卫生间内保持负压，使卫生间的异味不会扩散到客房内。往每个客房输送新风，满足房间卫生要求的同时使房间处于正压，防止外部空气渗透进入空调房间。由于新风量较小，故本系统中旅馆客房内不另设排风系统，通过房间内的卫生间及门窗缝隙排风。

2.1  建筑相关资料

2.1.1  外墙资料

本建筑外墙为陶粒混凝土空心砌块框架填充墙，墙中有30mm的聚苯板保温层，具体资料见表2-1

表2-1  外墙墙体构成表

2.1.2  外窗资料

本建筑外窗统一采用玻璃钢单框双层中空玻璃，具体规格见表2-2

表2-2  外窗构成表

窗内有活动百叶做为内遮阳。

2.1.3  屋面资料

本建筑屋面为不上人平屋顶，采用节能型屋面。具体构成见表2-3

表2-3  节能屋面构成表

2.1.4  人员资料

表2-4  不同类型房间的人员密度

建筑物内的人员数目的确定是根据建筑内部各房间使用功能及使用单位的要求进行的。由于本建筑为商贸中心，建筑物内各房间用途多样，不能进行简单的估算，故可按照《公共建筑节能设计标准》（GB50189-2005）中规定的不同房间人均占有的使用面积进行人员密度及人员数目的确定。基于各种设计要求，不同用途房间的人员密度见表2-4。

2.1.5  照明、设备资料

应该由电气专业提供，由于缺乏电气专业资料，故假定各房间的照明设备均为安装荧光灯，镇流器设在房间内，荧光灯灯罩没有通风孔；可以按照《公共建筑节能设计标准》（GB50189-2005）基于各种设计要求，确定不同用途的房间的设备及照明功率，在允许范围内进行适当调整。具体数值见表2-5。

表2-5  不同类型房间的照明、设备功率值

2.1.6  空调使用时间

由于本建筑物为商贸中心，建筑功能多样化，不能简单的确定空调的运行时间。各功能区域的的空调时间见下表2-6。

表2-6  各功能区域的空调时间

2.1.7  动力与能源资料

本建筑动力为工业动力电——380V—50Hz。夏季空调冷量由自备的空调机房供给；冬季空调供暖热量由城市热力管网供给。

2.1.8  气象资料

2.1.9  其他资料

新风量定为每人30m3/h；

要求噪声声级不高于50dB（A）；

保持空调房间的大气压力比外界稍高，一般取5-10Pa；

2.2  设计要求

针对本建筑做舒适性空调设计并提供说明及图纸。 

第3章 设计方案的论证

3.1 商业建筑的空调特点

3.1.1  建筑特点

本建筑为钢筋混凝土的框架结构，采用自重型轻型墙体材料作为外围护结构。采用的节能型外墙的传热系数较小，传热衰减和传热延迟效果显著，有效的减少了空调房间由于外围护结构产生的冷、热负荷。

一般商业综合楼的层高都不尽相同，与楼层和房间的用途有关，确定系统时应考虑层高对空调方案的影响，本着尽量节省建筑空间，尽量满足建筑功能和美观要求的原则，确定合理的空调方案。

3.1.2  使用特点

由于商业建筑的使用性质多样化，导致建筑物内各楼层或房间的空调负荷构成和空气调节时间要求各不相同，而且各房间内的人员数量和在房间内停留的时间有很大的机动性，使得商业综合楼的空调系统一般不能采用单一的集中式或半集中式空调系统，，而应该结合房间的负荷特点、使用时间和运行调节的要求，对综合楼内的各功能区域分别采用不同的空调系统设计。这就使得商业综合楼内的空调系统一般较其他单一功能建筑要复杂一些，运行控制和日常维护要求较高。

3.1.3  确定空调系统的注意事项

3.1.3.1  分区问题  当空调建筑的面积较大时应该考虑空调系统的分区，按建筑物内部距离外围护结构的距离可分为内区和外区,也可以按朝向不同划分，或根据房间用途、标准高低、负荷变化以及使用时间等特点将总的空调系统划分为若干较小的子系统。

3.1.3.1  过渡季节问题  过渡季节外区可不用冷热源,但内区仍需要降温,这时应用室外空气直接进入内区降温,即节能又简单;或考虑采用一台小容量的制冷机。过度季节尽量引入新风承担室内的热湿负荷，不启动冷源或热源。

3.1.3.1  特殊房间的个别控制问题  由于商业综合楼各功能区域的相对独立性，使得空调系统中存在许多不同要求的房间，这些房间的个别控制问题在确定空调系统时应予以考虑。

3.2  方案比较

按负担室内空调负荷所用的介质来分类可选择四种系统——全空气系统、空气—水系统、全水系统、冷剂系统。全空气系统分一次回风式系统和二次回风式系统，该系统是全部由处理过的空气负担室内空调冷负荷和湿负荷；空气—水系统分为再热系统和诱导器系统并用、全新风系统和风机盘管机组系统并用；全水系统即为风机盘管机组系统，全部由水负担室内空调负荷，在注重室内空气品质的现代化建筑内一般不单独采用，而是与新风系统联合运用；冷剂系统分单元式空调器系统、窗式空调器系统、分体式空调器系统，它是由制冷系统蒸发器直接放于室内消除室内的余热和余湿。对于较大型公共建筑，建筑内部的空气品质级别要求较高，全水系统和冷剂系统只能消除室内的余热和余湿，不能起到改善室内空气品质的作用。所以全水系统和冷剂系统在本次的建筑空调设计时不宜采用。

综上所述，拟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。3.3  系统方案的确定

本建筑由于各层的功能不同，不宜采用单一的全空气或风机盘管加新风空调系统。由于建筑物二层人员流量较大，预计湿负荷较大，如采用风机盘管加新风系统，则风机盘管的除湿量很大，卫生条件不利，而且各房间的用途基本一致，预计各房间的热湿比相近，故决定采用一次回风的全空气系统，设一个空调机房，负责本层的空气处理；其余各层为宾馆客房和办公室，人员密度较小，湿负荷不大，且需要各房间独立控制，经过以上的比较和分析决定采用风机盘管加新风系统。

3.4  风机盘管机组的结构和工作原理

风机盘管机组是空调机组的末端机组之一,就是将通风机、换热器及过滤器等组成一体的空气调节设备。机组由风机、电动机、盘管、空气过滤器、室温调节装置及箱体等组成，一般分为立式和卧式两种,可以按室内安装位置选定,同时根据室内装修要求可做成明装或暗装。风机盘管通常与冷水机组(夏)、热交换器(冬)组成一个供冷或供热系统。风机盘管是分散安装在每一个需要空调的房间内(如宾馆的客房、医院的病房、写字楼的各写字间等)。

风机盘管机组中风机不断循环所在房间内的空气和新风，使空气通过供冷水或供热水的换热器被冷却或加热，以保持房间内温度。在风机吸风口外设有空气过滤器，用以过滤被吸入空气中的尘埃，一方面改善房间的卫生条件，另一方面也保护了换热器不被尘埃所堵塞。换热器在夏季可以除去房间的湿气，维持房间的一定相对湿度。换热器表面的凝结水滴入凝水盘内，然后通过凝水管就近排如卫生间的排水管道或地漏道中。

由于本系统采用风机盘管+新风系统，有独立的新风系统供给室内新风，即把新风处理到与室内空气等焓的状态，不承担房间的负荷。这种方案既提高了该系统的调节和运转的灵活性，且进入风机盘管的供水温度可适当提高，水管结露现象可以得到改善。

第4章  空调负荷的计算 

4.1  夏季空调负荷的构成和计算原理

4.1.1  外墙和屋面传热冷负荷计算公式

外墙或屋面传热形成的计算时刻冷负荷Qτ(W)，按下式计算：
                   Qτ=KFΔtτ-ξ                          (4-1)式中     F—计算面积，㎡；
        τ—计算时刻，点钟；
        τ-ξ—温度波的作用时刻，即温度波作用于外墙或屋面外侧的时刻， 点钟；
        Δtτ-ξ—作用时刻下，通过外墙或屋面的冷负荷计算温差，简称负荷温差，℃。
    注：例如对于延迟时间为5小时的外墙,在确定16点房间的传热冷负荷时,应取计算时刻τ=16,时间延迟为ξ=5,作用时刻为τξ=16-5=11。这是因为计算16点钟外墙内表面由于温度波动形成的房间冷负荷是5小时之前作用于外墙外表面温度波动产生的结果。
    当外墙或屋顶的衰减系数β<0.2时，可用日平均冷负荷Qpj代替各计算时刻的冷负荷Qτ：
                      Qpj=KFΔtpj                          (4-2)
式中    Δtpj—负荷温差的日平均值，℃。

4.1.2  外窗温差传热冷负荷

    通过外窗温差传热形成的计算时刻冷负荷Qτ按下式计算：
                      Qτ=KFΔtτ                          (4-3)
式中    Δtτ—计算时刻下的负荷温差，℃；
        K—传热系数。

4.1.3  外窗太阳辐射冷负荷

透过外窗的太阳辐射形成的计算时刻冷负荷Qτ，应根据不同情况分别按下列各式计算：
    1.当外窗无任何遮阳设施时
                       Qτ=FCsCaJwτ                       (4-4)
式中  Jwτ—计算时刻下太阳总辐射负荷强度,W/㎡；
    2.当外窗只有内遮阳设施时
                         Qτ=FCsCaCnJwτ                   (4-5)
式中  Jwτ—计算时刻下太阳总辐射负荷强度,W/㎡；
    3.当外窗只有外遮阳板时
                     Qτ=[F1Jnτ+FJnnτ]CsCa               (4-6)
    注：对于北纬27度以南地区的南窗， 可不考虑外遮阳板的作用，直接按式(4-4)计算。
    4.当窗口既有内遮阳设施又有外遮阳板时
                     Qτ=[F1Jnτ+FJnnτ]CsCnCa             (4-7)
式中  Jnτ—计算时刻下，标准玻璃窗的直射辐射照度，W/㎡；
      Jnnτ—计算时刻下，标准玻璃窗的散热辐射照度，W/㎡；
      F1—窗上收太阳直射照射的面积；
      F—外窗面积（包括窗框、即窗的墙洞面积）㎡
      Ccl、CclN—冷负荷系数（CclN为北向冷负荷系数），无因次，按纬度取值；
      Ca—窗的有效面积系数；本建筑采用的是双层透明中空玻璃窗，Ca=0.85
      Cs—窗玻璃的遮挡系数；
      Cn—窗内遮阳设施的遮阳系数；
   注：对于北纬27度以南地区的南窗， 可不考虑外遮阳板的作用，直接按式(4-5)计算。

4.1.4  内围护结构的传热冷负荷

1.当邻室为通风良好的非空调房间时，通过内窗的温差传热负荷，可按式(4-3)计算。
    2.当邻室为通风良好的非空调房间时，通过内墙和楼板的温差传热负荷，可按式(4-1)计算，或按式(4-2)估算。此时负荷温差Δtτ、ξ及其平均值Δtpj，应按"零"朝向的数据采用。
    3.当邻室有一定发热量时，通过空调房间内窗、隔墙、楼板或内门等内围护结构的温差传热负荷，按下式计算：
                    Q=KF(twp+Δtls-tn)                     (4-8)
式中  Q—稳态冷负荷，下同，W；
      twp—夏季空气调节室外计算日平均温度，℃；
      tn—夏季空气调节室内计算温度，℃；
      Δtls—邻室温升，可根据邻室散热强度采用，℃。

4.1.5  人体冷负荷

人体显热散热形成的计算时刻冷负荷Q，按下式计算：
                        Qτ=nq1CclrCr                      (4-9)
式中  Cr—群体系数；
      n—计算时刻空调房间内的总人数；
      q1—一名成年男子小时显热散热量，W；
      Cclr—人体显热散热冷负荷系数。

4.1.6  灯光冷负荷

 照明设备散热形成的计算时刻冷负荷Qτ，应根据灯具的种类和安装情况分别按下列各式计算：
    1.白只灯和镇流器在空调房间外的荧光灯
                        Q=1000n1NXτ-T                    (4-10)
    2.镇流器装在空调房间内的荧光灯
                        Q=1200n1NXτ-T                    (4-11)
    3.暗装在吊顶玻璃罩内的荧光灯
                        Q=1000n0NXτ-T                    (4-12)
式中  N—照明设备的安装功率，kW；
      n0—考虑玻璃反射，顶棚内通风情况的系数，当荧光灯罩有小孔， 利用自然通风散热于顶棚内时，取为0.5-0.6，荧光灯罩无通风孔时，视顶棚内通风情况取为0.6-0.8；
      n1—同时使用系数，一般为0.5-0.8；
      T —开灯时刻，点钟；
      τ-T—从开灯时刻算起到计算时刻的时间，h；
      Xτ-T—τ-T时间照明散热的冷负荷系数。

4.1.7  设备冷负荷

热设备及热表面散热形成的计算时刻冷负荷Qτ，按下式计算：
                         Qτ=qsXτ-T                      (4-13)
式中  T—热源投入使用的时刻，点钟；
      τ-T—从热源投入使用的时刻算起到计算时刻的时间，ｈ；
      Xτ-T—τ-T时间设备、器具散热的冷负荷系数；
      qs—热源的实际散热量，W。
    电热、电动设备散热量的计算方法如下：
    （1） 电热设备散热量
                        qs=1000n1n2n3n4N                  (4-14)
    （2） 电动机和工艺设备均在空调房间内的散发量
                        qs=1000n1aN                       (4-15)
    （3） 只有电动机在空调房间内的散热量
                        qs=1000n1a(1-η)N                 (4-16)
    （4） 只有工艺设备在空调房间内的散热量
                        qs=1000n1aηN                     (4-17)
式中  N—设备的总安装功率，kW；
      η—电动机的效率；
      n1—同时使用系数，一般可取0.5-1.0；
      n2—利用系数，一般可取0.7-0.9；
      n3—小时平均实耗功率与设计最大功率之比，一般可取0.5左右；
      n4—通风保温系数；
      a—输入功率系数。

4.1.8  渗透空气显热冷负荷

1.渗入空气量的计算
    （1） 通过外门开启渗入室内空气量G1(kg/h)，按下式估算：
                        G1=n1V1pw                         (4-18)
式中  n1—小时人流量；
      V1—外门开启一次的渗入空气量，m^3/h；
      pw—夏季空调室外干球温度下的空气密度，kg/m^3。
    （2） 通过房间门、窗渗入空气量G2(kg/h)，按下式估算：
                        G2=n2V2pw                         (4-19)
式中 n2—每小时换气次数；
     V2—房间容积，m^3。
    2.渗透空气的显冷负荷Q(W)，按下式计算：
                         Q=0.28G(tw-tn)                   (4-20)
式中  G—单位时间渗入室内的总空气量，kg/h；
     tw—夏季空调室外干球温度，℃；
     tn—室内计算温度，℃。

4.1.9  食物的显热散热冷负荷

进行餐厅冷负荷计算时，需要考虑食物的散热量。食物的显热散热形成的冷负荷，可按每位就餐客人8.7W考虑。

4.1.10  伴随散湿过程的潜热冷负荷

1.人体散湿和潜热冷负荷
    （1） 人体散湿量按下式计算
                        D=0.001φng                       (4-21)
式中  D—散湿量，kg/h；
      g—一名成年男子的小时散湿量，g/h。
    （2） 人体散湿形成的潜热冷负荷Q(W)，按下式计算：
                        Q=φnq2                           (4-22)
式中  q2—一名成年男子小时潜热散热量，W；
      φ—群体系数。
    2.渗入空气散湿量及潜热冷负荷
    （1） 渗透空气带入室内的湿量(kg/h)，按下式计算：
                        D=0.001G(dw-dn)                   (4-23)                                 
    （2） 渗入空气形成的潜热冷负荷(W)，按下式计算：
                        Q=0.28G(iw-in)                    (4-24)
式中 dw—室外空气的含湿量，g/kg；
     dn—室内空气的含湿量，g/kg；
     iw—室外空气的焓，kJ/kg；
     in—室内空气的焓，KJ/KG。
    3.食物散湿量及潜热冷负荷
    （1） 餐厅的食物散湿量(kg/h)，按下式计算：
                        D=0.0115n                         (4-25)
式中 n—就餐总人数。
    （2） 食物散湿量形成的潜热冷负荷(W)，按下式计算：
                        Q=8.7n                            (4-26)
    4.水面蒸发散湿量及潜热冷负荷
    敞开水面的蒸发散湿量(kg/h)，按下式计算：
                      D=(a+0.00013v)(Pqb-Pq)AB/B1         (4-27)
式中 A—蒸发表面积，㎡；
     a—不同水温下的扩散系数；
     v—蒸发表面的空气流速；
     Pqb—相应于水表面温度下的饱和空气的水蒸气分压力；
     Pq—室内空气的水蒸气分压力；
     B—标准大气压，101325Pa；
     B1—当地大气压（Pa）。

4.2冬季空调负荷的构成和计算方法

4.2.1  通过围护物的温差传热作用下的基本耗热量:

                Qj = KFa(tn-tw)                     (4-28)

     Qj -- 通过供暖房间某一面围护物的温差传热量(或称为基本耗热量), W;

 K  -- 该面围护物的传热系数, W/（㎡.℃);

 F  -- 该面围护物的散热面积, ㎡;

 tn -- 室内空气计算温度, ℃;

 tw -- 室外供暖计算温度, ℃;

 a  -- 温差修正系数.

 注:对于内门、内墙、内窗,如果提供了邻室温差,

 则基本耗热量计算公式如下:

                Qj = KF×邻室温差                   (4-29)

 其符号意义同上.该围护结构的附加耗热量等于其基本耗热量.

4.2.2  附加耗热量:

      Ql = Qj(1 + βch + βf)( 1 + βf.g) + Qjβx   (4-30)

 Ql  -- 附加耗热量

βch -- 朝向附加率(或称朝向修正系数)

βf  -- 风力附加率(或称风力修正系数)

βf.g-- 高度附加

βx  -- 外门附加

4.2.3  通过门窗缝隙的冷风渗透耗热量 Qs(W) :

                 Qs = 0.28CpVρw(tn-tw)             (4-31)

Cp -- 干空气的定压质量比热容, Cp = 1.0 Kj/(Kg*℃)

 V  -- 渗透空气的体积流量,m³/h

 ρw-- 室外温度下的空气密度 Kg/m³

 tn -- 室内空气计算温度, ℃;

 tw -- 室外供暖计算温度, ℃;

4.2.3.1  V的确定:

                 V = l1×L0×pow(m,b)               (4-32)

 l1 -- 外门窗缝隙长度,m

 L0 -- 每米门窗缝隙的基准渗风量, m³/h.m

  m -- 门窗缝隙的渗风量综合修正系数,

 b  -- 门窗缝隙渗风指数, b = 0.56 ~ 0.78 当无实测数据的时候可以取 b = 0.67

4.2.3.2  L的确定:

             L = a1×pow( (v10×v10×ρw/2),b)      (4-33)

 a1 -- 门窗缝隙渗系数, m^3/(m * h * Pab), 注: Pab代表: Pa(帕)的b次方

v10 -- 基准高度冬季室外最多风向的平均风速, m/s

4.2.3.3  m的确定:

        m = Cr × Cf × ( pow(n, 1/b) + C ) × Ch   (4-34)

 Cr -- 热压系数,

 Cf -- 风压差系数,  m / s, 当无实测数据的时候,可取 0.7

 C  -- 作用于门窗分析两侧的有效热压差和有效风压差之比;

 Ch -- 高度修正系数, 可按下式计算

              Ch = 0.3 × pow( h, 0.4 )             (4-35)

  h -- 计算门窗的中心线的标高.

4.2.3.4  C的确定

        C = 70 × {(hz - h)/[Cf × v10 × v10 × pow( h, 0.4) ]} × [(tn' - tw)/(273 + tn')]                             (4-36)

 hz -- 热压单独作用下, 建筑物中和界的标高, m

 tn'-- 建筑物内形成热压作用的竖井计算温度.

建筑物内各房间的冷、热、湿负荷结果见附录表4-1、4-2。

第5章  空调过程和风量的确定

5.1  各房间新风量和新风负荷的确定

5.1.1  新风量的确定

新风量的确定于室内空气品质和能量消耗有关。一般原则为：

   （1）满足卫生要求；

   （2）补充局部排风量；

   （3）保证空调房间的正压要求，房间维持正压，此项可不计。

在实际工程设计中，如果计算新风量不足总风量的10%，则应该取系统风量的10%,新风量的确定可按下图5-1选定^[2]。 

图5-1  新风量的确定方法

本次空调设计中定人均新风量为30 m³/h.p，人员密度如表2-5所示。

按照上述方法可以求出各个房间的新风量。

5.1.2  新风冷负荷的确定

各个房间的新风量确定以后就可以利用公式

               CL_W＝1.2L_W ·(h_W-h_N)  W                （5-1）

CL_W——空调房间的新风冷负荷；

L_W ——空调房间的新风量；

h_W ——空调房间室外状态点的焓值；

h_N ——空调房间室内状态点的焓值；

确定各个房间的新风冷负荷。

5.1.3  新风湿负荷的确定

新风湿负荷W_w，可按下式计算^[6]：

             W_w=3.6G_w(d_w-d_n)  kg/h                    （5-2）

式中： G_w——新风量 kg/s,见表4-20；

d_w——夏季空调室外计算参数时含湿量 g/kg；

d_n——室内空气含湿量 g/kg。

各个房间新风量的计算结果见附表1。

5.2空气处理过程的确定

5.2.1全空气系统夏季空气处理过程

本建筑二层采用一次回风的全空气系统。在全空气系统中由于需要用同一送风状态满足不同房间的需要，所以确定送风状态的时候按照系统中新风量最大的房间进行空气处理过程的设计。由于本空调系统为舒适性空调理论上没有送风温差的要求，从节能角度考虑，均争取采用“露点”送风。查取工程所在地的气象参数，确定室内与室外的空气状态，确定空气处理过程。

根据空气处理过程，确定全空气系统送风状态点以后可以根据公式

                      L=Q/（i_n-i_o）                   （5-3）

确定各个房间的送风量。二全空气系统各个房间的送风量计算结果见附表1。

5.2.2  风机-盘管加新风系统夏季空气处理过程

本建筑除二层外其余各层采用风机盘管加新风空调系统。风机盘管的新风供给方式用单设新风系统，独立供给室内。

风机盘管加新风系统的空气处理方式有:

1）新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷；

2）新风处理到室内状态的等含湿量线，新风机组承担部分室内冷负荷；

3）新风处理到焓值小于室内状态点焓值,新风机组不仅承担新风冷负荷，还承担部分室内显热冷负荷和全部潜热冷负荷，风机盘管仅承担一部分室内显热冷负荷，可实现等湿冷却，可改善室内卫生和防止水患；

4）新风处理到室内状态的等温线风机盘管承担的负荷很大，特别是湿负荷很大，造成卫生问题和水患；

5）新风处理到室内状态的等焓线，并与室内状态点直接混合进入风机盘管处理。风机盘管处理的风量比其它方式大，不易选型。

本设计选择新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷的空气处理方案。

空气处理过程确定以后就可以根据公式（5-1）确定各个房间的新风冷负荷。计算结果见附表1。

5.2.3  全空气空调系统冬季空气处理过程

本建筑冬季采用空调供暖，不作单独的采暖系统。空调供暖工况下采用与夏季相同的风量。

由上图的空气处理过程可以求得新风一次加热以后的空气状态点的焓值。利用公式

Q＝1.2L_W ·(h_W-h_N)  W                （5-4）

Q——空调房间的新风冷负荷；

L_W ——空调房间的新风量；

h_W ——新风经过一次加热后状态点的焓值；

h_N ——空调房间室内状态点的焓值；

则可以求得全空气空调系统冬季的新风热负荷。这一部分负荷由空气处理机组内的热水承担。

5.2.4  风机盘管加新风系统冬季空气处理过程

如上所述，冬季的新风量和夏季相同。

室外新风经过新风处理机组加热到与室内空气等温的状态，再经过加湿以后与经过风机盘管处理的室内空气混合后送入空调房间承担室内的热负荷。新风热负荷由新风处理机组中的热循环水承担，室内负荷由风机盘管中的循环热水承担。两者的热水由热交换器通过与市政热水管网换热得到，并由二次网的热水循环水泵送到各个空气处理机组和风机盘管中。

根据公式（5-4）可以求得冬季空调房间的新风热负荷，室内的空调热负荷由风机盘管承担。 

第6章  空调设备的选型计算

6.1 全空气空调系统空气处理机组的选择

计算得到全空气空调系统的总负荷，统计结果见附表1

根据统计结果，按照以下原则选择空气处理机组：

选择的空气处理机组的性能参数见表6-2

表6-2  空气处理机组的性能参数

6.2风机盘管加新风空调系统新风处理机组的选择

计算求得一层和三到六层的总负荷，其统计结果见附表1。

风机盘管加新风空调系统新风处理机组的选择。其主要的技术参数如下：

表6-2  空气处理机组的性能参数

6.3 风机盘管的选型计算

由前述可得本系统中新风处理到与室内空气等焓状态，不承担室内的负荷，所以夏季室内的冷负荷全部由风机盘管承担。风机盘管的冷量即为室内冷负荷。

室内所需的总风量可以由公式

L_Z=Q/（h_n-h_o）

L_Z—空调房间内的所需的总风量，

Q—空调房间的冷负荷，

h_n—空调房间内空气状态的焓值，

h_o—空调房间送风状态点的焓值，

求得总送风量后根据公式

L_F= L_Z—L_X

L_F—风机盘管的送风量，

L_Z—空调房间所需的总风量，

L_X—空调房间的新风量，

可以求得风机盘管的处理风量。

根据所需风量、冷量及中等风速选型原则，选择各个空调房间的风机盘管。

第7章  空调系统风系统设计

7.1 全空气空调系统风系统设计

7.1.1  概述

经过处理的定量空气要通过空气管道输送到被调节的房间，并通过一定型式的送风口将送入空间的空气合理地分配，以达到空间内工作区的温、湿度或其他控制参数满足使用要求。因此空气输送和分配是空调系统设计的重要组成部分。空调房间的送风量、回风量及排风量能否达到设计要求，完全取决于风道系统的设计质量及风机的配置是否合理。同时，为克服空气输送及分配过程中的流动阻力，空气动力设备—风机需要消耗大量的能量。总之，风道系统的设计直接影响空调系统的实际使用效果和技术经济性能。

7.1.2   风口的选择和布置

全空气空调系统中各个空调房间采用上送式送风形式，其中吊顶上设回风口，采用顶棚回风，不再设置回风管，靠顶棚内负压使空气进入顶棚内，空气处理机组回风口直接吸入空气。

根据房间的形状特点、气流组织和房间的美观要求，全空气空调系统中各个房间的送风口选用方形散流器作为送风口。由于房间有噪音要求如下表7-2所示。所以对散流器的颈部风速有要求，要求风口的颈部风速小于6m/s，据此可以选择风口的尺寸，然后对风口进行气流组织校核，检查风口是否能够满足房间的气流组织要求。经过计算选定全空气空调系统中各个房间的方形散流器规格见表7-1所示，经校核后满足房间的气流组织要求。

表7—1 方型散流器规格表 

7.1.3   风道的布置和制作要求

（1）风管应注意布置整齐，美观和便于维修、测试，应与其他管道统一考虑，要防止冷热源管道之间的不利影响，设计时应考虑各管道的装拆方便。

（2）风管布置应尽量减少局部阻力，弯管中心曲率半径要不小于其风管直径或边长。一般采用1.25倍直径或边长。

（3）风管法兰间应放置具有弹性的垫片，如海绵橡胶、橡皮等，以防止漏风，风管与风管之间不应有看得见的孔洞。

（4）风管涂漆。本系统设计时选用镀锌薄板钢板，可以不涂漆，但咬口损坏处要涂漆，施工时已发现锈蚀时要涂漆。

风道的种类很多，结合多种因素综合考虑，选择镀锌薄钢板矩形低速风道。

7.1.4   风道的选择原则

（1）按风道的形状  矩形风道：矩形风道具有占用的有效空间少，易于布置，及管件制作相对简单等优点。广泛地用于民用建筑空调系统。为避免矩形风道阻力过大，其宽高比小于6，最大不应超过10，在建筑空间允许的条件下，愈接近于1愈好。

（2）按风道材料  金属风道：这类风道材料，主要包括普通薄钢板（黑铁皮），镀锌薄钢板（白铁皮）及不锈钢板。钢板厚度一般在0.5—1.5mm。金属风道的优点是易于加工制作，安装方便，具有一定的机械强度和良好的防火性能，气流阻力较小，因而，广泛用于通风空调系统。

（3）按风道内的空气流速  低速风道：风道内的空气流速V 8m/s。由于风道较低，与风机产生的主噪声源相比，风道系统产生的气流噪声可以忽略不计，广泛用于民用建筑通风空调系统。

7.1.5   风道的设计和水力计算  

全空气空调系统风道选用不锈钢制矩形风道，均按照低速风道标准进行设计。

风管的水力计算是在系统和设备布置、风管材料、各送排风点的位置和风量均已知确定的基础上进行的。其主要目的是，确定各管段的管径和阻力，保证系统内达到要求的风量分配。最后确定风机型号和动力消耗。

风管水力计算方法有假定流速法、压损平均法和静压复得法等几种，这里采用假定流速法，假定流速法的特点是先按技术经济要求选定风管的流速，再根据风管的风量确定风管的断面尺寸和阻力。

假定流速法的计算步骤和方法如下^[10]：

（1）绘制空调系统轴测图，并对管段风道进行编号，标准长度和风量（管道长度一般按两个管件的中心线长度计算，不扣除管件本身的长度）。

（2）确定风道内的合理流速，在输送空气量一定的情况，增大流速可是风管断面积减小，制作风管所消耗的材料，建筑费用等较低，但同时也会增加空气流经风管的流动阻力和气流噪声，增大空调系统的运行费用；减小风速则可降低输送空气的动力损耗，节省空调系统的运行费用，降低气流噪声，但却增加风管制作消耗的材料及建设费用。因此必须根据风管系统的建设费用、运行费用和气流噪声等因素进行技术经济比较。考虑不同噪声要求下，风管推荐风速详见表7—2：

表7—2 风管推荐风速^[1]

（3）根据各风道的风量和选择的流速确定各管段的断面尺寸，计算沿程阻力和局部阻力。注意阻力计算应该选择最不利环路（即阻力最大的环路）进行。

阻力计算可按以下步骤计算：

①风管沿程压力损失，可按下式计算：

通过圆形风管的风量?（m³/h），

                                                     （7-1）

式中    ?—风管内径，m；

—风速，m/s。

通过矩形风管的风量按下式计算：

                                                      （7-2）

式中    a、b—风管断面净宽和净高，m。

沿程压力损失

                                                      （7-3）

式中， l—风管的长度，m；

ΔP_m—单位长度风管沿程压力损失,Pa/m，可按下式计算：

                                                      （7-4）

 

式中 λ—摩擦阻力系数；

ρ—空气密度，kg/m³；

d_e—风管当量直径，m。

对于圆风管：      d_e d

对于矩形风管：

摩擦阻力系数λ：

                                                              -         （7-5）                                                                                                                                     

 

式中  ?—风管内壁的当量绝对粗糙度，m；

      —雷诺数：

     

 

 ν--运动粘度，m²/s。

②局部压力损失

式中  ζ—局部阻力系数，

    —风管内该压力损失发生处的空气流速，m/s。

      ρ—空气的密度，kg/m³。

（4）与最不利环路并联的管路的阻力平衡计算。为保证各送、排风点达到预期的风量 ，必须进行阻力平衡计算。一般的空调系统要求并联管路之间的不平衡率应不超过15%。若超出上述规定，采用阀门调节，这种方法具有设计过程简单，调整范围大的优点，但实际运行调试工作量较大。

（5）计算系统总阻力。系统总阻力为最不利环路阻力加上空气处理设备阻力。

（6）选择风机及其配用电机。根据风量和系统的总阻力损失选择风机，风量、阻力损失附加系数均为1.1。但由于本系统不是自行选择风机，而是选用空气处理机组，需要做的是用系统总阻力和总风量校核空气处理机组的风量和余压能否满足系统的需求。

7.2  风机盘管加新风空调系统风系统的设计