摘 要

本项目位于淮安市金融中心中央商务区西地块，其中B1和B2楼地上总建筑面积为32433.3平方米，空调面积约26600平方米。地上十层，本工程需对B1和B2楼各功能区及房间进行暖通空调设计。

本设计在原平面图的基础上,根据相关设计规范要求，进行民用建筑空气调

节系统设计。冷负荷采用谐波反应法的工程简化方法计算逐时值，而热负荷计算采用指标法估算。包括办公大堂、员工餐厅在内的二十二个分区采用全空气一次回风系统，小办公室、会议室等十一个分区采用风机盘管加新风系统。空调水系统采用机械循环闭式两管、水平同程式、一次泵、冷水机组侧定流量负荷侧变流量系统。水系统冬夏季共用一套管线，夏季采用两台水冷离心式冷水机组进行供冷，冬季采用燃气热水锅炉供热，并进行水力计算保证系统平稳正常运行。

关键词：空气调节 冷热源

HVAC Design of B1B2 Building in Huai'an Financial Center Business District

Abstract

The project is located in the west block of Huai'an Financial Center Central Business District, in which the total construction area of B1 and B2 buildings is 32433.3 square meters, and the air-conditioned area is about 26600 square meters. Ten floors on the ground. The project needs to carry out HVAC design for the functional areas and rooms of B1 and B2 buildings.

According to the requirements of the relevant design codes, the air conditioning of civil buildings is carried out in this design on the basis of the original plan .The cold load is calculated by engineering simplification method of harmonic reaction method, while the heat load is calculated by the index method.22 districts, including office lobby and staff restaurant, use full air return system, small office, conference room and other 11 districts using fan coil with fresh air system.The air conditioning water system adoptsa pump flow of the closed system, horizontal same program, primary pump,variable flow system at load side with constant flow on chiller side. The water system shares a set of pipelines in winter and summer, two water-cooled centrifugal chillers are used for cooling in summer, and gas-fired hot water boilers are used for heating in winter, and hydraulic calculation is carried out to ensure the smooth and normal operation of the system.

Key words:air conditioning cold and heat source

第一章 工程概况

1.1 建筑概况

本项目位于淮安市金融中心中央商务区西地块，其中B1和B2楼地上总建筑面积为32433.3平方米，空调面积约26600平方米。地上十层，本工程需对B1和B2楼各功能区及房间进行暖通空调设计。

1.2 建筑资料

淮安气候区属于夏热冬冷地区，建筑体形系数为0.11。

1. 屋面、外墙、架空楼板、内墙选型：

表1-1 围护结构参数表

1. 外窗热工性能：

表1-2 外窗热工性能表

注：①内挂浅色布窗帘遮阳，无外遮阳；

②暗灰屋面，吸收率0.75

③根据内墙体的放热衰减度Vf=2.0，确定房间类型为重型。

（3）办公时间

8:00~17:00

1.3气象参数

1. 淮安室外气象参数表：

表1-3 淮安室外气象参数表

1. 室内设计参数：

根据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》表3.0.2确定室内设计温湿度，并根据表3.0.6-4及《实用供热空调设计手册》表2.7-1确定房间每人所需最小新风量。

表1-4 室内设计参数表

1. 负荷计算

2.1 冷负荷计算

2.1.1 计算围护结构传热形成的冷负荷

根据《实用供热空调设计手册》，外墙、屋顶和架空楼板传热所形成的逐时冷负荷，可用下列公式计算：

（2-1）

其中：—计算时间，h；

 ε —围护结构表面受到周期为24h谐性温度波作用，温度波传到内表面的时间延迟，h；

—温度波的作用时间，即温度波作用于维护结构外表面的时间，h；

K —围护结构传热系数，；

F —围护结构计算面积，；

—作用时刻下冷负荷计算温度，℃。

2.1.2计算外窗形成的冷负荷

本建筑外窗都只有内遮阳，因此由《实用供热空调设计手册》查得当外窗只有内遮阳设施的负荷为：

1. 温差形成的冷负荷

（2-2）

1. 日射得热形成的冷负荷

其中：—计算时间下的冷负荷温度，h；

a—窗框修正系数，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表 20.4-1；

δ—地点修正系数

（2-3）

其中：—窗的构造系数，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表20.5-1；

—地点修正系数，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表20.5-2；

—计算时刻时，透过单位窗口面积的太阳总辐射热形成的冷负荷简称负荷强度，，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表20.5-3；

—窗玻璃的遮挡系数。

2.1.3内围护结构传热形成的冷负荷

当邻室存在一定的发热量时，通过空调房间内窗、内墙、间层楼板或内门等内围护结构温差传热形成的冷负荷Q(W)，按下列公式计算：

（2-4）

式中： —夏季通风室外计算日平均温度；

—邻室温升，可根据邻室散热强度，℃

2.1.4人体散热形成的冷负荷

1. 人体显热冷负荷

采用冷负荷系数计算：

（2-5）

式中：—人体显热散热形成的冷负荷，W；

n—空调房间的总人数，按《实用供热空调设计手册（第二版）》表 20.7-1；

—群集系数，男子、女子、儿童折合成成年男子的散热比例，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表 20.7-2；

—每名成年男子的显热散热量，W；

—τ -T时刻人员散热的冷负荷系数，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表20.7-3

（2）人体潜热冷负荷

（2-6）

式中：—人体潜热散热形成的冷负荷，W；

n—空调房间的总人数，按文献[5]表 20.7-1；

—群集系数，男子、女子、儿童折合成成年男子的散热比例，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表 20.7-2；

—每名成年男子的潜热散热量，W；

2.1.5室内照明散热形成的冷负荷

本建筑采用荧光灯，散热形成的冷负荷 (W)，可按下式计算：

（2-7）

式中 ： —同时使用系数，可取 0.6-0.8；

N—灯具的安装功率，W，根据空调区的使用面积按照明功率密度指标推算；

—计算时刻，h；

T —开灯时刻，h；

—从开灯时刻算起到计算时刻的持续时间，h；

—τ -T时刻灯具散热的冷负荷系数，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表20.8-2

2.1.6室内设备散热形成的冷负荷

本建筑中各种办公设备形成的冷负荷 (W)，可按下式计算：

（2-8）

式中 ：F —空调区面积，；

—电器设备的功率密度，查《实用供热空调设计手册（第二版）》表 20.9-4，；

T —热源投入使用的时刻，h；

—从热源投入使用的时刻算起到计算时刻的持续时间，h；

—τ -T时间设备、器具散热的冷负荷系数，见《实用供热空调设计手册（第二版）》表20.9-5

2.1.7计算示例

以一层办公大堂为例：

（1）通过围护结构形成的冷负荷

由于室内压力稍高于室外大气压，故不需考虑由于外气渗透所引起的冷负荷。

1. 外墙冷负荷

，查得扰量作用时刻时淮安西向外墙负荷温差的逐时值，按算出西外墙的逐时冷负荷：

表2-1 西外墙冷负荷逐时计算表

同理可得北外墙和南外墙的逐时冷负荷：

表2-2 北外墙冷负荷逐时计算表

表2-3 南外墙冷负荷逐时计算表

B.内围护结构的冷负荷

淮安夏季空调室外计算日平均温度为30.2℃，与相邻房间存在温差的内围护结构总面积为280，根据可得，冷负荷为2069.7W。

C.外窗冷负荷

温差传热得热形成冷负荷：

查得各计算时刻的温差，根据，计算结果如下：

表2-4 外窗温差传热冷负荷

日射得热形成冷负荷：

，查得计算时刻的冷负荷强度，按计算。

表2-5 外窗日射得热冷负荷

1. 室内热源、湿源的散热散湿形成的冷负荷与湿负荷

A.照明设备冷负荷

查得时刻的灯具散热的冷负荷系数，按计算。

表2-6照明冷负荷计算表

B.人体显热冷负荷

n=102，=0.96， q=62W，查得时刻的人体散热的冷负荷系数，按计算，求得冷负荷。

表2-7 人体显热冷负荷计算表

C.人体潜热冷负荷

n=102，=0.96， q₂=46W，按计算，求得冷负荷为4502W。

2.1.8冷负荷计算结果

表2-8 B2楼冷负荷汇总表

表2-9 B1楼冷负荷汇总表

经计算可得B2楼最大冷负荷为782685W，出现在16:00，B1楼最大冷负荷为891872W，出现在16:00。

2.2热负荷计算

通过单位面积指标法计算各处空调热负荷：

办公室、会议室：55，大堂、走廊、过厅：50，餐厅、控制室、包厢等：55

表2-10 B1空调热负荷计算表

表2-11 B2空调热负荷计算表

空调系统方案的确定

3.1 空调系统的划分

空气处理过程包括过滤、加热、加湿、冷却或去湿。空调系统由冷热源、空气处理设备、风机、管道等组成，包括一些必要的辅助设备。根据建筑不同功能区的负荷及环境需求，本项目的空调房间拟采用如下的空调系统及末端形式。

空气调节系统的作用是使某些场所获得具有一定温度、湿度和空气质量的空气，以满足使用者及生产过程的要求和改善劳动卫生和室内气候条件。

建筑内部办公大堂、员工餐厅、银行接待大厅等大空间，拟采用集中式空调机组，若对于大空间采用风机盘管加新风系统，由于单台风机盘管对空气的处理能力有限，这些大空间内，可能需要较多台的风机盘管，这样会造成初投资的增加，同时，风机盘管水管如发生泄露，对于这些空间内环境影响较大。由于各房间的热湿比不相同，故每个空间单独采用一台组合式空调机组。

建筑三至十层，主要为会议室、办公室、多功能厅等。会议室及多功能厅的使用时间十分随机，需要进行独立控制，故采用风机盘管加新风系统会更为合适。如采用集中式空调机组，对于不使用的房间来说不利于节能。

因此，该建筑的空调系统划分如下表：

表3-1 空调系统划分表

1. 空调房间风量、冷量计算及设备选型

4.1 空调房间新风量的确定

本次设计中各房间的每人所需最小新风量根据 GB50736-2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》表 3.0.6-4 选取。

在系统设计时，一般必须确定最小新风量，此新风量通常应满足稀释人群本身和活动所产生的污染物，保证人群对空气品质的要求。

4.2 全空气一次回风系统风量、冷量计算

4.2.1 全空气一次回风系统计算方法

4.2.2 计算实例

1、根据计算最小新风量

2、根据℃，，在焓湿图上确定室内空气状态点n，通过该点画出热湿比过程线，与90%相对湿度线交于点O，查得。

3、按消除余热计算送风量，按消除余湿计算送风量，若计算结果相似，则说明对风量的计算结果正确，按计算新风比，若新风比小于10%，则按10%计算。

4、根据，在焓湿图上找到室外空气状态点W，由新风比和混合空气的比例确定出混合点C的位置，得到。

5、空调系统所需冷量。

以B1一层营业厅大厅为例：

该房间人数为29人，根据 GB50736-2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》表 3.0.6-4 查得，根据公式计算最小新风量：

。

该房间冷负荷为11591W，湿负荷为。

故热湿比，送风温差取最大送风温差。

图4-1 全空气一次回风系统焓湿图

根据热湿比线得点O状态参数：。

按消除余热计算送风量，按消除余湿计算送风量，经计算比较发现，两种算法得出的结果虽有偏差，但误差在工程误差允许范围之内，故符合要求。

冷量，新风比为14.4%。

4.3 风机盘管加新风系统风量、冷量计算

4.3.1 风机盘管加新风系统计算方法

本设计采用以下新风处理方案：将新风处理到室内焓值，不承担室内负荷。

1. 确定新风处理状态：通过室内空气线、新风机组处理到机器露点的相对湿度即可定出新风处理后的机器露点L，根据管道温升1℃确定K。
2. 确定总风量与风机盘管风量：通过空气状态点n画出热湿比过程线，与90%相对湿度线交于点O，则房间风量。连接L、O两点并延长至点M，使。房间总风量，M点为风机出风状态点。
3. 为了使新风与风机盘管出风有较好的混合效果，应使新风送风口紧靠风机盘管的出口。

4.3.2 计算实例

以B1一层现金办公室为例

该房间冷负荷为1841W，人数为5人，湿负荷为。

故热湿比。

根据GB50736-2012《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》表 3.0.6-4 查得，根据公式计算最小新风量：

。

通过空气状态点n画出热湿比过程线，与90%相对湿度线交于点O，状态参数：。

图4-2 风机盘管加新风系统焓湿图

按消除余热计算送风量，按消除余湿计算送风量，经计算比较发现，两种算法得出的结果虽有偏差，但误差在工程误差允许范围之内，故符合要求。

风盘风量。风机盘管出口空气。

4.4 计算结果

表4-1 全空气一次回风系统计算结果

表4-2 风机盘管加新风系统计算结果

4.5 机组选型

根据各厂家所提供的样本选取合适的机组，有时会出现冷量风量不相匹配的情况，应根据实际需求，选取稍大的能够同时满足风量和冷量的机组。同时，要保证经济节能的需求。

表4-3 AHU机组选型表

表4-4 新风机组选型表

表4-5风机盘管选型表

第五章 气流组织计算

5.1 风机盘管贴附射流计算

气流组织计算的目的主要为选择气流分布的形式、确定送风口的形式、数目和尺寸，是工作区的风速和温差满足设计要求。

根据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》确定夏季室内风速不宜大于，冬季不应大于。

以B1一层现金办公室为例。

采用水平贴附射流，射流长度为（取工作区高度为2m，风口中心距顶棚0.1m，离墙0.5m为不保证区）。

根据《空气调节》表5-2选用双层活动百叶风口，，风口尺寸为，有效面积系数为0.8，故有效面积为。

利用各修正系数图求。根据查《空气调节》图5-13曲线1得。按，查图5-14曲线1得，故不考虑射流重合的影响。由于并非垂直射流，顾不考虑。

试选用两个风口，其间距为3.87m，即将房间分为两个相等的空间，对于每股射流。

计算射流轴心速度衰减：。由于工作区处于回流区，则计算断面x处的风速可取规定风速的两倍，取，则。

检查贴附长度：

则满足要求。

5.2 散流器平送计算

以B1五层服务间为例。房间尺寸为，按9个散流器布置。

每个散流器对应的水平射程分别为1.85m和1.61m，平均取1.73m。垂直射程。每个散流器风量为。设置出风口风速为，尺寸为，则。

利用修正系数图求。根据查《空气调节》图5-13曲线11、12得，，。

℃，满足要求。

检查贴附射流长度：

基本满足要求。

第六章 空调风系统设计计算

6.1 风管形式的选取

风管常用形式的有圆形风管和矩形风管。圆形风管的强度大，耗材量少，阻力小，但制作复杂加工困难，且当风管截面积要求较大时，圆形风管占用空间大，不易布置，而矩形风管易于制作与布置且比较美观，弯头及三通等部件的尺寸较圆形风管的部件少，多用于明装和管道布置复杂的地点，故在本设计中，全部选用镀锌钢板制作的矩形风管。

6.2 空调风系统水力计算

6.2.1 计算方法

6.2.2 计算示例

1、绘制风管系统图，对管段进行编号，确定最不利环路。

2、根据风量以及假定流速法计算确定风管尺寸，主管风速5.0～6.5m/s，支管风速3～4.5m/s。

3、确定各管段单位长度摩擦阻力，测量管段长度，计算各管段的局部阻力损失和沿程阻力损失。

4、对并联环路进行阻力平衡。

以B2三层左侧办公室为例。

图6.1 风系统水力计算图

管段1-2：风量500，管段长2m。假定流速2，选用风管尺寸为320x200，则实际流速为2.17，动压为3.04，单位长度沿程阻力为0.24，

管段2-3：风量1000，管段长4m。假定流速3.5，选用风管尺寸为320x250，则实际流速为3.47，动压为7.77，单位长度沿程阻力为0.57，

管段3-4：风量2000，管段长4m。假定流速5.5，选用风管尺寸为400x250，则实际流速为5.56，动压为19.94，单位长度沿程阻力为1.19，

管段4-5：风量3000，管段长4m。假定流速5.5，选用风管尺寸为400x400，则实际流速为5.21，动压为17.51，单位长度沿程阻力为0.86，

管段5-6：风量3500，管段长4m。假定流速5，选用风管尺寸为500x400，则实际流速为4.86，动压为15.23，单位长度沿程阻力为0.63，

管段6-7：风量4500，管段长4m。假定流速5，选用风管尺寸为630x400，则实际流速为4.96，动压为15.87，单位长度沿程阻力为0.56，

管段7-8：风量5500，管段长4m。假定流速6，选用风管尺寸为630x400，则实际流速为6.06，动压为23.69，单位长度沿程阻力为0.79，

管段8-9：风量6500，管段长4m。假定流速5.5，选用风管尺寸为630x500，则实际流速为5.73，动压为21.18，单位长度沿程阻力为0.57，

管段9-10：风量7500，管段长4m。假定流速5.5，选用风管尺寸为630x630，则实际流速为5.25，动压为17.78，单位长度沿程阻力为0.49，

管段10-11：风量8500，管段长2m。假定流速6，选用风管尺寸为630x630，则实际流速为5.95，动压为22.83，单位长度沿程阻力为0.58，

管段11-12：风量10000，管段长4m。假定流速5.5，选用风管尺寸为800x630，则实际流速为5.51，动压为19.58，单位长度沿程阻力为0.43，

管段12-13：风量11500，管段长4m。假定流速5，选用风管尺寸为1000x630，则实际流速为5.07，动压为16.58，单位长度沿程阻力为0.32，

管段13-14：风量13000，管段长6.3m。假定流速6，选用风管尺寸为1000x630，则实际流速为5.78，动压为21.18，单位长度沿程阻力为0.45，

管段14-15：风量13000，管段长6.3m。假定流速8，选用风管尺寸为1250x630，则实际流速为7.64，动压为38.4，单位长度沿程阻力为0.71，

最不利管路总阻力为100.62Pa。并联环路阻力为123.41Pa，则不平衡率为

第七章 冷热源系统设计

7.1 冷热源方案的确定

冷热源方案应根据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》对冷热源的一般规定，以及《实用供热空调设计手册》29.1.2空调冷源选择基本原则，结合工程项目实际情况确定。

本项目设计地点为淮安市，是夏热冬冷地区，需要同时考虑夏季制冷和冬季制热，由于是办公建筑，因此不需要考虑全年热水的供应。

本项目位于淮安市城区，没有城市热网进行集中供热，且该地区附近工厂较少，没有可以利用的余热或废热，使用直燃型溴化锂吸收式冷、热水机组的效益较低，所以不宜选用该类型机组，建筑周围用地紧张，没有足够打井埋管场地，无法达到地埋管的条件，故不考虑地源热泵。城市电网夏季供电充足，宜采用电动压缩式机组。

因此初步确定冷热源方案采用电动压缩式冷水机组及锅炉。

本项目空调系统冷负荷为2833.4KW，根据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》表8.2.1，对于单机名义工况制冷量为1054~1758KW的冷水机组应采用螺杆或离心式，本项目冷源采用水冷螺杆式制冷机组。

本工程为供采暖锅炉，宜采用热水锅炉。城市燃气供应充足，符合使用燃气锅炉的条件，因此本项目热源采用燃气锅炉。

7.2 冷水机组及锅炉选型

7.2.1 冷水机组型号选择

本项目空调系统冷负荷为2833.4KW，选用两台19XR4040356CPS52型水冷螺杆式冷水机组。

表7.1 冷水机组参数表

据此校核计算： 建筑总冷负荷约为2833.4kW，单台制冷机组名义制冷量为1583kW，则满足要求。

根据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》，电动压缩式冷水机组的总装机容量，应根据其系统冷负荷直接选定，不需再作附加；在设计的条件下，当机组的容量不能符合计算冷负荷的要求时，所选择机组的总装机容量与计算冷负荷的比值不得超过 1.1。

7.2.2 锅炉选型

本项目冬季热负荷为1472.2KW，选用两台WNS0.93-1.0/95/70-Q锅炉。

表7.2 锅炉参数表

第八章 空调水系统设计

8.1 水系统形式与管材选取

本设计仅要求夏季制冷、冬季供暖，在全年运行中不存在同时供暖和制冷的要求，按季节变化转换即可。因此采用两管制闭式水系统，其特点：控制较简单，占用空间少，初投资少、管道与设备不易腐蚀，水泵扬程较小，水泵功率小，较为节能。

为了有利于水力平衡和将来施工调试的方便，水平干管宜采用同程式，由于本建筑楼层较高，垂直方向采用同程式太耗管材，因此垂直方向异程。

本工程空调设计进行了空调分区，但不存在各区压力损失悬殊或冷水水温及供回水温差不同的情况，因此使用一次泵系统。

冷水机组定流量、负荷侧变流量的一级泵系统，在负荷发生变化时，可以通过末端设置的两通阀自动控制各末端的冷水量，控制方便，较为节能。

本工程中的空调冷水系统采用机械循环闭式两管、水平同程式、一次泵变流量系统。

管材：冷水供回水管：镀锌钢管；冷凝水管：PVC管。

8.2 冷冻水系统

8.2.1水力计算方法

根据假定流速法进行最不利环路水力计算，对并联支路进行阻力平衡，不平衡率要求小于等于 15%。计算管段的水流量、管道管径、管道比摩阻及系统局部阻力均按照《实用空调供热设计手册》表26.5-1冷水管道的摩擦阻力计算表选取。

管道冷冻水流量：

（8-1）

式中：Q—计算管段的空调冷负荷，kw；

—供回水温差，5℃。

管段管径和流速可根据水流量和单位长度比摩阻确定，使得流速在推荐范围中，且比摩阻R在100~300Pa/m，最大不超过400Pa/m。

沿程阻力：。局部阻力：。

8.2.2水力计算步骤

8.2.3计算示例

1、画出水管系统图，对管段进行编号。

2、选定最不利环路。

3、根据各管段的流量及选定的流速，确定最不利环路上各管段的断面尺

寸和单位长度摩擦阻力（查冷水管道比摩阻表）。

4、测量管段的长度。

5、计算各管段的局部阻力损失和沿程阻力损失。

以B2楼7号供回水管为例

图8.1 冷冻水系统水力计算图

管段1-2：负担冷负荷47.54KW，管段长8.85m。

根据表26.5-1选取DN50，，

管段2-3：负担冷负荷17.34KW，管段长4.72m。

根据表26.5-1选取DN32，，

管段2-3：负担冷负荷17.34KW，管段长4.72m。

根据表26.5-1选取DN32，，

管段3-4：负担冷负荷18.39KW，管段长2.4m。

根据表26.5-1选取DN32，，

管段4-5：负担冷负荷19.44KW，管段长2.6m。

根据表26.5-1选取DN40，，

管段5-6：负担冷负荷20.54KW，管段长2.4m。

根据表26.5-1选取DN40，，

管段6-7：负担冷负荷21.63KW，管段长28.45m。

根据表26.5-1选取DN40，，

管段7-8：负担冷负荷23.36KW，管段长4m。

根据表26.5-1选取DN40，，

管段8-9：负担冷负荷25.09KW，管段长3.7m。

根据表26.5-1选取DN40，，

管段9-10：负担冷负荷25.96KW，管段长3m。

根据表26.5-1选取DN50，，

管段10-11：负担冷负荷26.83KW，管段长6.93m。

根据表26.5-1选取DN50，，

管段11-12：负担冷负荷47.54KW，管段长15.94m。

根据表26.5-1选取DN50，，

管段12-13：负担冷负荷73.1KW，管段长39.7m。

根据表26.5-1选取DN65，，

总阻力为31836.1Pa。其并联环路计算结果为29276.7Pa。不平衡率为8.7%，满足要求。

8.2.4 冷冻水泵选型

安全系数：选择循环水泵时，宜对计算流量和计算扬程附加5%的裕量。

闭式系统中，水泵扬程应取管路、管件阻力、冷水机组的热交换器、末端设备换热器的阻力和。据此归纳为：闭式系统水泵总扬程=管路总损失（沿程、局部阻力之和） 冷水机组内部热交换器阻力损失 末端设备换热器阻力损失。

根据水力计算，最不利环路

机组蒸发器的阻力为

风机盘管水阻为

所以水泵扬程

流量

选用ISG200-250（I）型离心式水泵三台并联，两用一备，为防止水泵损坏影响冷机运行，采用先并后串的方式与冷机连接。

表8.1 冷冻水泵参数表

1. 水泵总进水管管径的确定

假定总供水管流速为2.0m/s

冷冻水量为

则，取管径为300mm。

1. 水泵总出水管管径的确定

假定总回水管流速为2.6m/s

冷冻水量为

则，取管径为250mm。

1. 单台水泵进水管管径的确定

假定单台水泵吸入口流速为2.0m/s

冷冻水量为

则，取管径为200mm。

1. 单台水泵出水管管径的确定

假定水泵出水口流速为2.5m/s

冷冻水量为

则，取管径为200mm。

8.3 冷却水系统

图8.2 冷却水系统水力计算图

冷却水系统最不利管路为1-2-3-4-5-6，系统采用开式系统，各段水力计算如下表所示：

表8.2 冷却水系统水力计算表

8.3.1 冷却水泵的选型

开式系统中，水泵扬程应取管路、管件阻力、冷水机组的热交换器、末端设备换热器的阻力、冷却塔的高度之和。据此归纳为：开式系统水泵总扬程=管路总损失（沿程、局部阻力之和） 冷水机组内部热交换器阻力损失 冷却塔阻力损失 冷却塔高。

安全系数：选择循环水泵时，宜对计算流量和计算扬程附加5%的裕量。

根据水力计算，最不利环路

机组冷凝器的阻力为

冷却塔水阻假定为

冷却塔高度为

所以水泵扬程

流量

选用IS200-150-250（B）型离心式水泵三台并联，两用一备。

表8.3 冷却水泵参数表

1、水泵总进水管管径的确定

假定总供水管流速为2.0m/s

冷却水量为

则，取管径为350mm。

2、水泵总出水管管径的确定

假定总回水管流速为1.8m/s

冷却水量为

则，取管径为350mm。

3、单台水泵进水管管径的确定

假定单台水泵吸入口流速为2.0m/s

冷却水量为

则，取管径为250mm。

4、单台水泵出水管管径的确定

假定水泵出水口流速为2.5m/s

冷却水量为

则，取管径为200mm。

8.3.2 冷却塔选型

本工程对冷却水水质要求不高，淮安也不属缺水地区，故采用湿式冷却塔。本办公建筑，对于噪声有一定要求，且冷却水温差在10℃以内，故采用横流湿式冷却塔。有检修便利，布水阻力小，噪声低，但冷效略低等特点。

冷却水量：

（8-1）

其中：—制冷机冷负荷，1583KW；

k—制冷剂制冷时耗功的热量系数，压缩式制冷剂取1.2~1.3；

c—水的比热容，取4.19 kJ/kg·℃；

— 冷水塔进出、水温度，分别为37℃，32℃。

因此，。

选用XJFH-300型横流湿式冷却塔两台。

表8.4 冷却塔参数表

8.3.3 补水泵选型

因为冷冻水系统采用定压膨胀水箱，可自动补水，所以不需要选用补水泵，此处的补水泵是冷却水系统的补水，其补水量为总水量的1%。

水泵扬程：

H—补水水泵的扬程；

H1—补水水泵系统的沿程及局部阻力水头损失2.0m(估算)；

H2—补水水泵系统至冷却塔顶的位置高差，根据冷却塔选型表，这里取 5m；

H3—补水系统自身水泵的阻力值，此处取2m。

因此 。

补水量。

选用IS 50-32-125A型水泵两台。

表8.5 补水泵参数表

1、水泵总进水管管径的确定

假定总供水管流速为1.5m/s

补水量为

则，取管径为40mm。

2、水泵总出水管管径的确定

假定总回水管流速为2.0m/s

冷却水量为

则，取管径为32mm。

3、单台水泵进水管管径的确定

假定单台水泵吸入口流速为1.5m/s

冷却水量为

则，取管径为32mm。

4、单台水泵出水管管径的确定

假定水泵出水口流速为2.0m/s

冷却水量为

则，取管径为25mm。

8.4 管路附件

8.4.1 分集水器

分、集水器的直径可按总流量通过集管断面时的平均流速 v=0.5~1.5m/s 来确定，但最大不应大于4.0m/s。

假设分集水器内流速为1.5m/s，冷冻水流量为0.144m³/s。

则，故筒体直径为377mm。

分集水器长度:

其中：—接管中心距，mm；

h—筒体及封头壁厚，8mm。

8.4.2 膨胀水箱

闭式空调水系统应优先采用膨胀水箱定压，同时膨胀水箱还可以起到补水、容纳水受热膨胀体积的作用，膨胀水箱的安装高度应保持水箱中最低水位高于系统最高点1m以上。

表8.6 膨胀水箱选型表

如果以系统的设计冷负荷Qo为基础，则系统的单位水容量大约为2~3升/kW。当采用双管制系统时，若取水的最低工作温度为7℃，最高工作温度为 75℃，则膨胀水箱的有效膨胀容积，可采用简化的估算方法按下式计算：

膨胀水箱上的配管有膨胀管、信号管、溢流管、排污管和循环管等。

膨胀管：原则上应接至循环水泵吸入口前的回水管路上，不设阀门。信号管：应将它接至制冷机房内的洗手盆处，信号管上应安装阀门。溢流管：当系统内水的体积膨胀超过水箱内的溢水管口时，水会自动溢出。排污管：在清洗水箱并将水箱放空时用，排污管上应安装阀门。

8.4.3 补水箱

系统补水量为6.4m3/h，补水箱的大小需满足补水泵连续运行1.5~2.5h，本项目取1.5h，则体积为9.6m3，选用2000×2000×2500的软化水箱。

8.5 冷凝水管设计

冷凝水管应根据其管段的冷却负荷确定水管的公称直径，由于1KW冷负

根据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》8.5.23，冷凝水管支管沿水流方向的坡度应大于1%，冷凝水管干管沿水流方向的坡度应大于3‰，本设计中采用3‰。

荷每小时可产生约0.4~0.8kg的冷凝水，冷凝水管的公称直径可按下表进行选

取。

表8.7 冷凝水管尺寸表

第九章 热源系统设计

9.1 供燃气管道

9.1.1 燃气管道水力计算

1、管径计算：

式中d—燃气管道直径，mm；

Q—燃气在工作状态下的流量，根据锅炉样本取82.8Nm³/h；

W—燃气允许流速，假定为10m/s。

干管：采用公称直径为80mm的管道，则实际流速为10m/s。

支管：采用公称直径为50mm的管道，则实际流速为10.04m/s。

燃气管径DN80——放散管径DN32；燃气管径DN50——放散管径DN25。

2、管道计算压降：

式中L—管段长度，m；

—所计算的管段局部阻力当量长度总和，m，。

查《实用供热空调设计手册》表8.7-24，列出水力计算表：

图9.1 燃气管道水力计算图

表9.1 燃气管道水力计算表

9.2 热水循环系统

9.2.1 水处理

循环水量：。锅炉房采暖季的最大给水量的5%即为本锅炉房所需补充的补水量：

，则水处理量。

假定流速为1m/s，管径，取DN32。实际流速为1.2m/s，管道比摩阻为384Pa/m。选取YH-CN6钠离子交换器进行水处理。

表9.2 水处理设备选型

9.2.2 给水箱

系统补水量为2.6m³，补水设备的容量，一般正常情况下取补水量的4~5倍，其中50%的补水量应采用软化水，则给水箱容量为。选用2000×1500×4000的给水箱。

9.2.3 补水泵

流量为

扬程：

式中—补水点压力，为锅炉额定工作压力0.1MPa=10m；

—补水管路阻力损失；管道比摩阻384Pa/m，管长11m；

h—补水箱最低点比补水点高出的距离，本设计中，水箱置于机房，高度取0。

因此

选用IS65-40-200型水泵，一用一备。

表9.3 补水泵选型

9.2.4 换热器

空调系统使用热水供回水温度为60/50℃，而锅炉出水温度为95℃，所以在进入空调系统进行供暖时需要加板式换热器将较高的热水初温95℃换为60℃。

换热器面积：

式中Q—热负荷，5132KW；

K—传热系数，取5KJ/m²℃。

—对数平均温差，℃。

因此。

表9.4 换热器选型

9.2.5 热水水力计算

由于本次设计方案采用两管制，所以锅炉和冷水机组共用一套管网系统。

图9.2 热水循环水力计算

根据冷源系统计算，已确定分支管1直径DN200。结合《实用空调供热设计手册》表1.5-6 60及80℃热水管道水力计算表：

表9.5 热水循环水力计算

9.2.5 循环水泵选型

热水循环水泵计算方法同冷冻水泵。

根据水力计算，最不利环路

锅炉进水的阻力为

风机盘管水阻为

所以水泵扬程

流量

选用IS125-100-250（B）型离心式水泵三台并联，两用一备，为防止水泵损坏影响冷机运行，采用先并后串的方式与冷机连接。

表9.6 热水泵参数表

1、单台水泵进水管管径的确定

假定单台水泵吸入口流速为1.6m/s

冷却水量为

则，取管径为125mm。

2、单台水泵出水管管径的确定

假定水泵出水口流速为2.0m/s

冷却水量为

则，取管径为100mm。

9.3机房布置

锅炉房属于丁类明火生产厂房，一般应是独立的建筑或建或在半地下室。本工程使用常压锅炉，可设立在地下室。由于本项目共五栋楼共用地下能源中心，因此B1B2的冷热源机房并不在本建筑内。

表9.7 设备布置间距

机房内的地面和设备机座应采用易于清洗的面层；机房内应设置给水与排水设施，满足水系统冲洗、排污要求；当冬季机房内设备和管道中存水或不能保证完全放空时，机房内应采取供热措施，保证房间温度达到5℃以上。同时机房内各设备间的距离应满足要求。

参考文献

[1]陆耀庆. 实用供热空调设计手册[M]（第二版）.：中国建筑工业出版社，2008.