空调系统设计-毕业设计说明书.docx

毕业设计

题 目 武汉XX工商局大楼空调系统设计
学院名称 城市建设学院
指导教师
职 称
班 级 建环1201班
学 号
学生姓名

2016年6月1日

摘 要

本设计为武汉XX工商局大楼空调系统设计，该建筑系办公建筑，集对外办证、办公、会议为一体。本栋楼地下一层，地上十二层，由裙楼和塔楼两部分组成。地下一层主要为停车场、自行车车库、风机房、水泵房及配电机房，地上为办证大厅、会议室、办公室、接待室等。屋顶设制冷供热机房。
本楼总建筑面积为8095.7m2，空调面积为6043.4m2，地上建筑总高47.4m，地下建筑总高-3.9m，夏季冷总负荷为940.3kW，冬季热负荷为802.2kW，夏季平均负荷指标为116.2W/m2，冬季平均负荷指标为99.1W/m2。制冷机组选用螺杆式冷水机组一台，冷冻水泵，冷却水泵各两台，一用一备。冬季供暖选用常压热水锅炉一台，热水泵两台，一用一备。整个系统分为东西两个区，全楼水系统均采用闭式双管异程式。根据各不同功能房间划分空调系统，办证大厅、会议室采用全空气一次回风系统，其他房间采用风机盘管加独立新风系统，新风处理到室内等焓点，气流组织采用侧送和上送上回方式。卫生间设机械排风系统，地下室、冷热源机房设防排烟系统。

关键词：办公建筑；负荷计算；空调设计。

ABSTRACT
This projection is the HVAC design for the WuHan Trade and Industry Bureau located in HuBei province, the architecture of office construction, which is made of one floors underground and 12 floors, is consists of skirt buildings and towers. One floor underground is used as car park, bicycle park, ventilator room, water pump house and switch room. Twelve floors ground is used as rush hall, meeting room, office, reception room. The top floors in the tower is made up of air-conditioned room.
The architecture, 47.4 m tall on the ground and - 3.9 m high underground ， has 8095.7 m2 that includes area of 6043.4 m2 for air conditioning. Cooling load in summer is 940.3 KW, heating load is 802.2 KW in Winter. Average cooling load is 116.2 W/m2, average heating load is 99.1 W/m2. One refrigeration unit is chosen for the entire building with two frozen Water pump and cooling Water pump, one of two is for a case. In Winter, heating is obtained by boiler. The Whole system is divided into two areas. Water system is closed double tube With the different program In the building.According to different function room, there are two different air conditioning system. Rush hall, meeting room, adopts full air primary return air system, however other room adopt fan-coil unit With fresh air system independently Where fresh air is abstracted into the indoor enthalpy line points. Airflow organization including side sent and ceiling sent. Toilet set mechanical air exhaust system, smoke control system is sent in the basement, air-conditioned room.

Key Word: Office building; load calculation; air conditioning design.
II

南华大学城市建设学院本科毕业设计
目录
摘 要 I
ABSTRACT II
第1章 工程概况 1
1.1 建筑概况 1
1.2 室外空调计算参数 1
1.3 建筑结构热工参数 1
1.4 室内空调设计参数 2
第2章 负荷计算 4
2.1 冷负荷计算 4
2.1.1 外墙和屋面逐时传热形成的冷负荷 4
2.1.2 内围护结构冷负荷 4
2.1.3 外玻璃窗逐时传热形成的冷负荷 4
2.1.4 透过玻璃窗的日射得热形成冷负荷的计算方法 5
2.1.5 室内热源散热引起的冷负荷 5
2.1.6 新风负荷 7
2.1.7 湿负荷 7
2.2 热负荷计算 8
2.2.1 围护结构基本耗热量 8
2.2.2 冬季新风负荷 8
2.3 典型房间负荷计算举例 9
2.4 负荷汇总 10
第3章 冷热源设计 11
3.1 负荷特点 11
3.2 空调冷热源方案比选 11
3.3 制冷机组选型 12
3.4 锅炉选型 12
第4章 空调系统设计 14
4.1 空调系统方案 14
4.2 风机盘管加独立新风系统处理计算 14
4.2.1 风机盘管选型 15
4.2.2 夏季风机盘管校核 16
4.2.3 冬季风机盘管校核 16
4.3 全空气处理系统 17
4.4 新风机组选型 18
第5章 气流组织 20
5.1 散流器计算原理 20
5.2 散流器计算举例 21
第6章 空调风系统计算 22
6.1 风系统水力计算原理 22
6.2 全空气机组管道设计计算举例 24
第7章 空调水系统水力计算 26
7.1 空调管路系统的设计 26
7.2 冷水系统水力计算 26
7.2.1 水平管水力计算 27
7.2.2 立管水力计算 29
第8章 水泵及其他设备选择 32
8.1 冷却塔选型 32
8.2 循环水泵选型 32
8.3 分集水器 35
8.4 膨胀水箱 36
第9章 通风及防排烟设计 37
9.1 地下车库的防排烟设计 37
9.1.1 防火分区与防烟分区的划分 37
9.1.2 防排烟系统的设计 37
9.2 地下自行车库的防排烟设计 38
9.3 设备房通风和排烟计算 38
9.3.1 锅炉房通风设计 38
9.3.2 制冷机房通风设计 38
9.3.3 水泵机房通风设计 38
9.3.4 配变电所的通风设计 39
第10章 消声、减振与保温设计 40
10.1 消声与隔声设计 40
10.2 减振设计 40
10.3 保温设计 41
参考文献 42
致 谢 43
附 录 44

IV

第1章 工程概况
1.1 建筑概况
本建筑系办公建筑，位于湖北武汉，总建筑面积为8095.7m2，建筑总高47.4m。地上12层，地下1层，其中地上裙房部分（共三层）层高4.5米，地上标准层部分高为3.6米，地下层高3.9米。办公建筑地上一层进门处为内封闭式共享大厅（三层空高）以及办证大厅、办公室、接待室等区域组成；二层主要包括档案库、阅档室、会议室等功能；三层主要房间包括智能化中心、会议室、健身房等；四层至十一层主要包括行政办公、会议接待等功能；十二层主要为会议室及会议室附属机房、接待室休息厅等；地下一层包括停车库、配电房、水泵间、风机机房等附属机房；屋顶设有冷热源机房。
1.2 室外空调计算参数
查《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》（GB50736-2012）[1]附录A.室外空气计算参数得湖北武汉气象参数，详见表 1-1。
表 1-1湖北武汉室外空调计算参数
纬 度
30°37´
夏季通风室外计算温度（℃）
32.0
经 度
114°08´
夏季通风室外计算相对湿度（%）
67
夏季室外大气压力（Pa）
100210
夏季室外平均风速（m/s)
2.0
夏季空调室外计算干球温度（℃）
35.2
冬季空气调节室外计算温度（℃）
-2.6
夏季空调室外计算湿球温度（℃）
28.4
冬季空气调节室外计算相对湿度（%）
77
1.3 建筑结构热工参数
建筑结构及门窗传热系数见Error! Reference source not found.
表 1-2 建筑结构传热系数表
结构类型
传热系数W/(m2·K)
屋面
0.72
外墙1
0.91
外墙2
0.84
地面
3.13
外窗
6.4
外门
4.8

1.4 室内空调设计参数
查《全国民用建筑工程设计技术措施 暖通空调·动力》[2]表1.2.2及《民用建筑空调设计》[3]表2-3、表2-8、表2-10可得室内空调设计参数、新风量，详见表 1-3，人员、设备、照明密度详见Error! Reference source not found.
表 1-3 夏/冬季空调室内设计参数
房间类型
夏季
冬季
新风量 （m3/(p﹒h))
温度
（℃）
相对湿度
（%）
温度
（℃）
相对湿度
（%）
办证大厅、休息厅、共享大厅
26
65
17
50
30
办公室
26
55
20
45
30
接待室
26
55
20
50
30
会议室
26
55
17
50
25
活动室、健身房
26
55
20
50
30
更衣室
26
55
24
50
30

表 1-4 人员、照明、设备密度
房间功能
人员密度（m2/人）
照明密度（W/m2）
设备密度（W/m2）
办证大厅、休息厅
0.6
30
5
共享大厅
0.6
30
5
办公室
0.1
30
13
接待室
0.5
20
5
中会议室
0.33
30
5
大会议室
0.78
30
5
活动室、健身房
0.2
20
0
更衣室
0.2
20
0

第2章 负荷计算
2.1 冷负荷计算
2.1.1 外墙和屋面逐时传热形成的冷负荷
外墙和屋面的逐时冷负荷按（2.1）式计算：

（2.1）
式中：
Qc(τ)
——
外墙屋面的逐时冷负荷，W;

A
——
外墙或屋面的面积，m2；

K
——
外墙与屋面的传热系数，W/(m2﹒℃)；

tR
——
室内计算温度，℃；

tc(τ)
——
外墙或屋面的逐时冷负荷计算温度，℃，可查《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》（GB50736-2012）[1]附录H：夏季空调冷负荷简化计算方法系数表，得逐时冷负荷计算温度值及地点修正值。
2.1.2 内围护结构冷负荷
当邻室有一定的发热量时，通过空调房间的隔墙、楼板等内围护结构的温差传热而产生的冷负荷，可作为稳态传热计算，按式（2.2）计算：

（2.2）
式中：
Ki
——
内围护结构传热系数，W/(m2﹒℃)；

Ai
——
内围护结构的面积，m2；

to.m
——
夏季空调室外计算日平均温度，℃

△ta
——
附加温升，℃
2.1.3 外玻璃窗逐时传热形成的冷负荷
在室外温差下，通过外玻璃窗的传热形成冷负荷按式（2.3）计算：

（2.3）
式中：
Qc(τ)
——
外玻璃窗的逐时冷负荷，W;

AW
——
外窗玻璃传热系数，W/(m2﹒℃)；

kW
——
窗口面积，m2；

tc(τ)
——
外玻璃窗的冷负荷温度的逐时值，℃，可由《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》（GB50736-2012）[1]表H.0.2典型城市外窗传热逐时冷负荷计算温度查得。
2.1.4 透过玻璃窗的日射得热形成冷负荷的计算方法
透过玻璃窗的日射得热形成的逐时冷负荷按式（2.4）计算：

（2.4）
式中：
Qc(τ)
——
外玻璃窗的逐时冷负荷，W;

Ca
——
有效面积系数，双层钢窗有效系数取0.75；

CS
——
窗玻璃的遮阳系数，本设计中取0.86；

Ci
——
窗内遮阳设施的遮阳系数，本设计中取0.5；

Djmax
——
日射得热因素的最大值W/m2，根据不同朝向查《民用建筑空调设计》[3]表2-56；

CLQ
——
窗玻璃冷负荷系数，无因次，查《民用建筑空调设计》[3]表2-57～表2-60。
2.1.5 室内热源散热引起的冷负荷
室内热源散热主要有室内设备散热、照明散热和人体散热三部分。室内热源散热包括显热和潜热两部分。潜热散热一般成为瞬时冷负荷，潜热散热中以对流形式散出的热量成为瞬时冷负荷，而以辐射形式散发的热量则被周围围护结构吸收，然后再缓慢释放散出，形成滞后冷负荷。
① 人体散热形成的冷负荷
人体散热与年龄、性别、衣着、劳动强度及环境条件（温、湿度等）等多种
因素有关。一般采用冷负荷系数进行计算。
人体显热散热引起的冷负荷计算式见式（2.5）：

（2.5）
式中：
Qc(τ)
——
人体显热散热形成的逐时冷负荷，W;

qs
——
不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W，查《民用建筑空调设计》[3]表2-66不同室温和劳动性质的成年男子显热散湿量、潜热散热量、全热散热量和散湿量可得；

n
——
室内全部人数；

φ
——
群集系数，查《民用建筑空调设计》[3]表2-67空调建筑物内的群集系数可得；

CLQ
——
人体显热散热冷负荷系数，查《民用建筑空调设计》[3]表2-68可得。
人体潜热散热引起的冷负荷计算见（2.6）：

（2.6）
式中：
Qc(τ)
——
人体潜热散热形成的冷负荷，W；

q1
——
不同室温和劳动性质成年男子潜热散热量，W；《民用建筑空调设计》[1]表2-66不同室温和劳动性质的成年男子显热散湿量、潜热散热量、全热散热量和散湿量可得；

n、φ
——
同式（2.5）；

②照明散热形成的冷负荷
根据照明灯具的类型和安装方式不同，逐时冷负荷计算见（2.7）：

（2.7）
式中：
Qc(τ)
——
灯光散热形成的逐时冷负荷，W;

N
——
照明灯具所需功率，kW;

n1
——
镇流器消耗功率系数，当荧光灯的镇流器装在空调房间内时，取n1=1.2；当安装荧光灯镇流器装在顶棚内时，取n1=1.0；

n2
——
灯罩隔热系数，当荧光灯罩上不穿有小孔。课利用自然通风散热置于顶棚内，取n2=0.5～0.6；而荧光灯罩无通风孔则n2=0.6～0.8；

CLQ
——
照明散热冷负荷系数，计算时应注意其值为从开灯时刻算起到计算时刻的时间，查《民用建筑空调设计》[3]表2-65。
③ 设备散热形成的冷负荷
设备和用具显热形成的冷负荷可按式（2.8)计算：

（2.8）
式中：
Qc(τ)
——
设备和用具显热形成的冷负荷，W;

QS
——
设备和用具实际显热散热量，W;

CLQ
——
设备和用具显热散热冷负荷系数，可由《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》[1]查得。
2.1.6 新风负荷
夏季，空调新风负荷按式（2.9)计算：

（2.9）
式中：
Qc.o
——
夏季新风冷负荷，kW；

Mo
——
新风量，kg/s；

ho
——
室外空气焓值，kJ/kg；

hR
——
室内空气的焓值，kJ/kg。
2.1.7 湿负荷
（1） 人体散湿量
人体散湿量可按式（2.10）计算：

（2.10）
式中：
mw
——
人体散湿量，kg/h；

g
——
成年男子的小时散湿量，g/h；

n、φ
——
同式（2.5）；
（2） 食物散湿量形成的冷负荷
本建筑不予考虑本部分。
2.2 热负荷计算
对于一般的民用建筑空调房间，室内保持正压，不计门窗缝隙渗入室内冷风消耗的热量，冬季房间热负荷即指围护结构的耗热量。采用简化计算的方式，参考《民用建筑空调设计》[3]。
2.2.1 围护结构基本耗热量
围护结构基本耗热量按式（2.11）计算：

（2.11）
式中：
Q
——
围护结构的基本耗热量形成的热负荷，W；

α
——
围护结构的温差修正系数；

F
——
围护结构面积，；

A
——
围护结构的传热系数，W/（m2·℃）；

tR
——
冬季采暖室内计算温度，℃；

tW
——
冬季采暖室外计算温度，℃。
2.2.2 冬季新风负荷
冬季新风量仍以夏季设计的最小新风量为准，新风热负荷的计算公式按式（2.12）：

（2.12）
式中：

——
空调新风热负荷，kW；

cp
——
空气的定压比热，kJ/(kg﹒℃)取1.005kJ/(kg﹒℃)；

tR
——
冬季空调室外计算温度，℃；

to
——
冬季空调室内计算温度，℃。
2.3 典型房间负荷计算举例
以一楼101西办证大厅为例，其长宽如图2.1所示，高为4.5m。空调面积为256.75m2，夏季室外设计温度为35.2℃，湿球温度为28.4℃，室内设计温度为26℃，相对湿度65%，冬季室内设计温度为17℃，相对湿度50%，其各项负荷计算详见附录1、附录2、附录3。
夏季新风负荷计算：
查焓湿图可知夏季室内空气焓值 为58.9kJ/kg，室外空气焓值为 图 2.1 101西办证大厅平面图 92.2kJ/kg，且室内最小新风量为30m3/(人•h)，新风量为30×26=780m3/h=0.26kg/s，根据式（2.9）计算新风负荷可知Qc.o=8658W。由附录3可知办公室最大冷负荷出现在16点，其值为20273W，因此总冷负荷为28931W，单位面积冷负荷为112.68W/m2。
夏季室内湿负荷为mw=0.001×26×0.89=1.574kg/h。
冬季新风负荷计算：
根据式（2.13）计算新风负荷可知Qc.o=5120W。并由附录4 负荷汇总表可知冬季热负荷为15465.06W。总的热负荷为20585.06W，单位面积热负荷为80.18W/m2。

2.4 负荷汇总
全楼夏季最大冷负荷出现在15:00时，为940.34kW，冬季热负荷为802.02kW，夏季平均负荷指标为116W/m2，冬季平均负荷指标为99W/m2，汇总表见附录4。

第3章 冷热源设计
3.1 负荷特点
本工程夏季24小时内冷负荷变化趋势如折线图3.1所示 ，最大冷负荷出现在15:00时，为940.34kW，冬季热负荷为802.02kW，空调建筑面积为6043.4m2，夏季平均负荷指标为116W/m2，冬季平均负荷指标为99W/m2。本栋办公建筑工作时间为夏季上午8:00~12:00，下午15:00~18:00，冬季上午8:00~12:00，下午14:30~17:30，会议室可能并不是全天开启，负荷变化范围在85%至100%之间，因而整栋建筑负荷在时间上可以基本是一致的，按照最大负荷计算值选择冷热源。根据该建筑冷负荷分布特点，可选一台机组。
图 3.1 整栋楼负荷分布曲线
3.2 空调冷热源方案比选
空调冷热源方案的选择，主要考虑因素有设备的初投资、运行费用、技术方案的可行性、机组的可调节性和可操作性、节能环保性等。
按实际情况可供选择的满足基本要求的冷热源方案及方案比较如下：
方案一：溴化锂直燃机组
方案二：螺杆冷水机组+燃气热水锅炉
方案三：空气源热泵
初投资：方案一初投资较高，方案三次之，方案二最少。
运行费用：方案一适用于电价便宜的地区，此处运行费用较高，方案三次之，方案二最少。
可行性：方案一采购方便，需有燃气供应；方案二适用于有燃气供应场所；方案三适于冬季温度零度以上地区，需考虑除霜问题。
可调可操作性：方案一管理、操作复杂；方案二可调性良好；方案三利用电驱动，操作控制简便。
节能环保性：方案一燃料燃烧排放烟气、省电不节能；方案二利用电驱动，同时燃料燃烧有烟气排放；方案三利用低品位能量，节能可持续。
综合考虑选择方案二作为冷热源。
3.3 制冷机组选型
选用一台螺杆式冷水机组，其机组型号为：LSBLG1050，机组其他具体参数如表 3-1
表 3-1 螺杆式冷水机组参数表
制冷量
1044kw
输入功率
229kw
工作电压
400V
压缩机
型式
半封闭双螺杆压缩机
数量
2
蒸发器
型式
干式壳管式
水流量m³/h
179.5
水压降kpa
82
接管尺寸
DN200
冷凝器
型式
壳管式
水流量m³/h
218.9
水压降kpa
68
接管尺寸
DN125
外形尺寸mm
4220×1510×2150
3.4 锅炉选型
本次采用燃气常压热水锅炉，选定CWNS1.05-60/50-QT锅炉一台，其他具体参数如表 3-2
表 3-2 热水锅炉参数表
额定出水压力Mpa
0.0
天然气耗量Nm³/h
118.6
热功率Mpa
1.05
供气压力mmH2O
400-2000
额定进出口温度℃
60 50
工作电压 V
380
循环流量t/h
90
外形尺寸mm
4280×2085×2716
设计热效率%
90.5
进水口尺寸mm
DN125
锅炉净重t
5.8
出水口尺寸mm
DN125
锅炉水容量t
2.2
烟囱内径mm
φ273

第4章 空调系统设计
4.1 空调系统方案
本建筑主要的空调方式有全空气系统和风机盘管加独立新风系统，办公建筑空调房间多以单独办公室为主，建筑层高不高，各功能房间需要单独控制，办证大厅和会议室因人员较多、湿负荷较大，所以除办公室和会议室采用全空气系统以外，其余各房间采用风机盘管加独立新风系统。全空气系统除湿、除热能力大、节省空间且在室内人员过多冷负荷较大时可以调节新风量，保持室内舒适环境，其次在过渡季节时可采用全新风运行，降低运行成本，风机盘管加独立新风系统，控制灵活，能根据用户的需求灵活控制风机盘管的启停，适用于功能房间比较多的建筑。
4.2 风机盘管加独立新风系统处理计算
根据武汉气象参数和室内设计参数，确定室外状态点W和室内状态点N。新风机组处理到与室内状态点N的等焓线和相对湿度为90%的交点L处。通过ε线与相对湿度为90%的交点为送风状态点O。最后根据L和O点确定风机盘管的处理状态点M。夏季处理过程焓湿图如图4.1所示：

图 4.1 风机盘管加独立新风空气处理过程
4.2.1 风机盘管选型
以202办公室为算例：
此房间夏季室内冷负荷最大值为Q=5748.1W，湿负荷为W=0.556g/s，室内空气参数tN=26℃，；室外空气设计参数to=35.2℃，ts=28.4℃；房间所需新风量Mo=0.06kg/s。
1）计算热湿比及房间送风量
热湿比

（4.1）
在i-d图上根据及确定N点；过N点做ε线与线相交，即得送风状态点O，则总送风量为：

（4.2）
2）计算风机盘管风量

（4.3）
3）确定M点

（4.4）
由连接L、O两点并延长与相交得M点，
4）风机盘管供冷量
全冷量

（4.5）
显冷量

（4.6）
5）根据以上计算参数，选用麦克维尔FP-85型风机盘管机组2台，中档风量为697m³/h，全热4.635KW，显热3.345KW，可以满足条件。
4.2.2 夏季风机盘管校核
以202办公室为例进行校核。
FP-85型风机盘管机组中档风量时全冷4635W，显热3345W，因此风机盘管处理过程的热湿比见式（4.7）：

（4.7）
式中：SHF——风机盘管的平均显热比
风机盘管热湿比线见式（4.8）：

（4.8）
式中：εFC——风机盘管的热湿比线
4.2.3 冬季风机盘管校核
冬季风机盘管处理过程如图4.2所示：

图 4.2 冬季风机盘管加独立新风处理过程
点W为室外空气状态点，干球温度为-2.3℃，相对湿度77%，点N为室内状态点，点L为新风处理到室内设计温度状态点，点M为室内回风经风机盘管处理后的状态点，O点为处理后的新风与回风的混合点。以101办证大厅为例，令冬季送风量等于夏季送风量，经校核计算，所选风机盘管的供热量能满足冬季供热需求。

4.3 全空气处理系统
本次设计办证大厅、共享大厅及大会议室采用全空气露点送风系统，空气处理过程如图4.3 ：

图4.3 一次回风全空气处理过程
以大会议室为例，室内全热冷负荷为87359.6 W，湿负荷为17.3g/s，室内空气设计温度为26℃，相对湿度为65%，室外干球温度tW=35.2℃，湿球温度ts=28.4℃，房间新风量为4075m³/h，焓湿图如图4.3所示.
1）热湿比

（4.9）
2）在大气压力B=100210Pa的焓熵图上，通过N点做ε=5049.69kJ/kg的直线与18℃温度线（温差8℃）相交，其交点即送风状态S。
3） 总送风量为：

（4.10）
4）新风量：
a.按人均风量选择新风量：M w=人数×25 m3/h·人=4075 m³/h；
b.新风量按送风量的10%计算；M =15787.88×10%=1578.79 m³/h；
所以取上述计算出新风量中的最大值作为系统的最小新风量ML=4075m³/h
5） 新风比：

（4.11）
6） 混合点

（4.12）

（4.13）
8） 空调机组承担冷量：

（4.14）
式中：
Qq
——
全空气处理机组承担的全热量，kW

Mh
——
送风量，kg/s

hH，hS
——
混风状态点焓值和送风点焓值，kJ/kg。
9）选型：根据以上计算，选择格力G-12空气处理机组2台，机组名义风量12000m³/h，在该工况下制冷量为175.8kW。可以满足条件具体参数见下表 4-1。
表 4-1 空气处理机组性能参数
机组
型号
风量m³/h
制冷量
kW
机外余压Pa
机组重量kg
水流量
t/h
水阻力
kPa
机组尺寸
长
宽
高
G-12
12000
175.8
400
510
3.37
12
2691
1250
760
4.4 新风机组选型
对于风机盘管加新风系统中，新风需要经新风机处理到室内状态点的等焓点上，送入室内。故需要选择新风处理机组。
新风机组所承担的显热负荷和全热负荷按式（4.15）（4.16）计算。

（4.15）

（4.16）
式中：
QX
——
新风机组承担的显热量，kW；

Qq
——
新风机组承担的全热量，kW；

M
——
新风量，kg/s；

tw，tL
——
室外状态点温度和露点温度，℃；

hw，hL
——
室外状态点焓值和露点焓值，kJ/kg。
以一楼为例，该新风机的新风负荷为32.48kW，总的新风量为1622.77 m³/h。
根据以上计算，选择开立DBFP3I新风机组1台。其处理风量为3000 m³/h，标况下的名义制冷量为39.1kW，制热量为42.6kW，机组静压为280pa。

第5章 气流组织
送风口型式及其紊流系数的大小，对射流的发展及流型的形成都有直接影响。因此，在设计气流组织时，根据空调精度、气流型式、送风口安装位置以及建筑装修的艺术配合等方面的要求选择不同型式的送风口。
结合该建筑的功能特性，本建筑办公功能部分采用下送的送风方式，会议室、办证大厅及共享大厅等区域内均采用散流器顶送风，气流组织形式均为上送上回。
根据《实用供热空调设计手册》[4]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。
5.1 散流器计算原理
本设计中散流器均采用顶送方式，散流器送风气流分布计算，主要选用合适的散流器，使房间内风速满足设计要求。散流器的速度衰减方程为：

（5.1）
式中：
x
——
以散流器中心为起点的射流水平距离，m；

vx
——
在x处的最大风速，m/s；

v0
——
散流器出口风速，m/s；

x0
——
平送射流原点与散流器中心的距离，此处取0.07m；

A
——
散流器的有效流通面积，m2；

K
——
系数，此处取1.4。
室内的平均风速υm(m/s)与房间的大小、射流的射程有关，可按下式计算：

（5.2）
式中：
L
——
散流器服务区边长，m；

H
——
房间净高，m；

r
——
射流射程与边长L之比，因此rL即为射程，射程
为散流器中心到风速为0.5m/s处的距离，通常把射程控制在房间边缘之75%。
5.2 散流器计算举例
以101西办证大厅为例计算。房间尺寸见图5.1，净高H=4.5m，送风量为10000m³/h。
1、确定送风形式：本区域采用上送侧回形式，送风为散流器平送。
2、布置散流器，由于房间比较大，布置九个散流器，平均一个散流器覆盖28.5㎡，送风量平均1111m³/h。
3、初选散流器
选用300×300mm的方型散流器，颈部面积为0.09m2，则颈部风速为：v=1000/(3600×0.09)=3.42m/s，
图5.1 101办证大厅示意图 实际出口面积为颈部面积的90%：A=0.04×0.9=0.036，散流器的出口流速。
由公式（5.1）求射流末端速度为0.5m/s的射程为：x=1.95m。
由公式（5.2）求室内平均风速为：υm=0.235m/s。
如果送冷风，则室内平均风速为0.287m/s，送热风时，室内平均风速为0.189m/s。所选散流器符合要求。

第6章 空调风系统计算
6.1 风系统水力计算原理
采用假定流速法进行水力计算。其步骤及方法如下：
1、绘制系统轴测图，对各段风道进行编号、标注长度和风量；
2、假定风道流速，根据《民用建筑空调设计》[3]中表7-4 民用建筑空调系统风速的选用可得知风道经济流速如表 6-1 空气管道内推荐风速所示：
表 6-1 空气管道内推荐风速
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
3.5
4
5
4.5
5
7
风机出口
5～8
6.5～10
8～12
8.5
7.5～11
8.5～14
主风道
3.5～4.5
5～6.5
6～9
4～6
5.5～8
6.5～11
支风道
3
3～4.5
4～5
3.5～5
4～6.5
5～9
支管接出的风管
2.5
3～3.5
4
3.25～4
4～6
5～8
3、根据各风道的风量和流速确定各管段的管径。根据流量、流速计算沿程阻力和局部阻力。沿程阻力和局部阻力计算方法如下：
沿程阻力：在实际中，通常采用平均比摩阻Rm来计算沿程阻力，△Pm=Rm×L(Pa)，（L：管段长度），其中风管的尺寸和平均比摩阻可根据假定流速由《实用供热空调设计手册》[4]表18-13 查得。也可由式（6.1）求得：
1） 单位管长沿程阻力损失可用下式计算：

（6.1）
式中：λ——摩擦阻力系数；
ρ——空气密度，kg/m3；
de——风管当量直径，m。
而风管的阻力系数λ由雷诺数确定，雷诺数为：

（6.2）

（6.3）
式中：ν——运动粘度；
a、b——风管断面的长、宽，mm。
本工程选用镀锌钢板制风管，查得其当量粗糙度为K=0.15mm；查《流体力学泵与风机》（第五版）尼古拉兹粗糙管沿程损失系数表，其在紊流过渡区内，为简化计算，可使用阿里特苏里公式（6.4）进行计算：

（6.4）
进而由式7-1以及管道长度求得沿程阻力为:

（6.5）
2）沿程压力损失的简化计算
根据《实用供热设计空调设计手册》[1]可知：在使用手算法或者用excel电子表格计算风管的沿程损失时，可考虑能够直接求解的简化计算公式。该近似公式适用于内壁绝对粗糙度为K=0.15mm的钢板风管。

（6.6）

（6.7）
3）局部阻力：

（6.8）
式中： Z——局部构件的局部阻力，Pa；
ζ——局部阻力系数， 由局部阻力系数表查得；
——动压，Pa；
v——管段内空气流速，m/s；
ρ——空气密度， kg/m3， 取1.2kg/m3。
又初选的流速确定风管尺寸时，然后按照实际流速计算沿程阻力和局部阻力。最大阻力计算应该选择最不利环路进行计算；
4、与最不利环路并联的管路的阻力平衡计算。一般的空调系统要求并联管路之间的不平衡率不超过15%。若超出上述规定，则可采取调整管径或风量以及加阀门的方法。
6.2 全空气机组管道设计计算举例
以12楼会议室全空气机组管道为例，如图6.1.
1、选定最不利环路1-3-9-10。