上海黄浦区某高层酒店中央空调设计【开题报告+文献综述+毕业论文】

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本科毕业设计摘要本科毕业论文开题报告建筑环境与设备工程上海黄浦区某高层酒店中央空调设计一、综述本课题国内外研究动态，说明选题的依据和意义随着我国人民生活水平不断的提高，近年来商业建筑不断增加，并且建筑规模越来越大，装饰也逐渐豪华，服务更加全面，多元化发展，集商贸、娱乐、居住、办公位一体化的高级商务酒店业层出不穷。中央空调在为人们营造舒适环境的同时也带来了能耗问题，如何既满足空调舒适度、又最大限度地节约能源，已日益为人们所关注。在影响空调系统能耗的诸多因素中，空调系统的优化控制是很重要的方面。酒店等商业建筑的室内空气温湿度、洁净度和新鲜空气量等对顾客的圣体健康影响很大，因此这些建筑的空气环境越来越被商业部门所重视，国家的卫生防疫部门也对这些建筑提出了卫生要求，对一些不符合要求的已造建筑进行改造。商业建筑的不断增多，以及人们对室内空气温湿度、洁净度和空气品质问题越来越重视，并且能源问题越来越引起人们的重视，所以要为商业建筑安装节能、健康、舒适的中央空调系统来满足人们对高生活水平的追求。在日本、美国等比较发达的国家，中央空调比较普及，这源于好的生活条件和人们对舒适性的更高要求。对于美国的别墅型的住宅多采用有新风的风管式系统来满足要求，而对于公寓型的住宅多使用燃气炉的家用小型中央空调系统。与美国不同的日本在世界制冷空调行业中占有大比重，在设备的开发和控制技术上都处于世界的前沿。由于日本国土面积小而人口多，住宅密度集中，一般层高较低，因此VRV系统的节能型在日本得到了广泛的应用。中央空调的发展趋势中，健康、环保、节能是永远的主题。我国的中央空调虽然处于发展初期，但是也在不断的尝试中。从20世纪初期开发的第一台“溴化锂吸收式冷温水机”到现在，在遵从主题上发展到燃气空调，这一发展在条燃气普及和环保意识提高的现在具有重大的意义。62 本科毕业设计摘要低温中央空调的发展也是一种新型的节能空调设备，通过热交换达到采暖和制冷的效果，被称为最经济的中央空调主机。在逐渐升温的“用电慌”时期，冰蓄冷中央空调又为我们缓解了用电高峰紧张，而且据统计数据比常规空调系统每年节约运行费用10%-30%。由于我国的特殊国情，我国对中央空调的需求是多样化的，因此我国对中央空调的研究开发不能只强调某一种型式而忽视其他类型，应充分考虑到中国在地理气候条件、居住住宅形式、人们生活习惯等诸多方面的因素来开发出适合中国国情的中央空调系统。二、研究的基本内容，拟解决的主要问题：上海黄浦区某高层酒店中央空调设计：1.空气调节系统的设计计算，包括：(1)根据建筑物的功能等确定空调系统型式及设计方案；(2)进行空调负荷的计算；(3)空气处理过程设计；(4)空气处理设备的选择计算；(5)空调房间气流组织方案的确定及计算；(6)送、回风管道系统及冷冻水管道系统布置及水力计算；(7)设备选型。(8)防排烟方案设计。2.绘制施工图，包括：(1)空调系统原理图；(2)各层风管、水管布置平面图；(3)冷冻水系统图——轴测图；(4)送（回）风系统图——轴测图；(5)机房平面图；(6)必要的剖面图；(7)设计、施工总说明、设备明细表及图纸目录。等62 本科毕业设计摘要三、研究步骤、方法及措施：其中，进行设计方案选择、计算冷(热)负荷计算(逐时冷负荷法计算)(1)气流组织计算，水力计算，机器设备选型、设计等(2)绘制施工图(绘制平面图、剖面图、系统图等)(3)整理设计文件，编写设计说明书四、参考文献[1]孟华，龙惟定，王盛卫．建筑热能通风空调[D]．香港：香港理工大学，2002：29-32.[2]赵荣义，范存养，薛殿华，钱以明．空气调节[M]．北京：中国建筑工业出版社，2007．2．[3]陆耀庆．实用供热空调设计手册[M]．北京：中国建筑工业出版社，2008．5．[4]公共建筑节能设计标准(GB500189－2005)．北京：中国计划出版社，2005．[5]邵宗义．建筑通风空调设计图集[M]．北京：机械工业出版社，2006．1．[6]王志勇，刘振杰．暖通空调设计资料便览[M]．北京：中国建筑工业出版社，1993．11．[7]建筑工程常用数据手册编写组．暖通空调常用数据手册[M]．北京：中国建筑工业出版社，1997.10．[8]周邦宁．中央空调设备选型手册[M]．北京：中国建筑工业出版社，1999．11．[9]冯玉琪、徐育彪、吕关宝等.新编实用空调制冷设计[M]、选型、调维修手册.北京：电子工业出版社，1997.[10]路延魁、刘永年、袁真等.空气调节设计手册（第二版）[M].北京：中国建筑工业出版社，2003[11]尉吃斌、卢士勋、周祖毅等.实用制冷与空调工程手册[M].北京：机械工业出版社，200162 本科毕业设计摘要毕业设计文献综述建筑环境与设备工程VAV空调系统与风机盘管系统的比较摘要本文通过VAV空调系统与风机盘管系统在各个方面的比较来阐述各自的优缺点，从而判断不同建筑选择不同的空调系统；比较了中国与发达国家的变风量系统的发展程度，从而得出我国变风量系统的不成熟，需要进一步的深入研究，得到适合中国的变风量空调系统，而不是照搬照抄发达国家的系统。[关键词]VAV空调系统；风机盘管系统；经济效益前言世界性的能源危机，对建筑业发展带来了很大的影响。能源的合理利用和新能源的开发日益得到广泛的重视。世界各地正投入大量的人力、物力、财力来研究节能建筑，也对建筑供暖、通风和空调的节能提出了更高的要求[1]。高级住宅区、商办楼、宾馆等建筑区设中央空调将越来越多。随着社会经济的快速发展，酒店项目不断增加，原有建筑也不断地进行升级改造。由于酒店建筑的单位面积耗电量是住宅建筑单位用电量的10倍以上，而空调系统的能耗占到酒店能耗的60％，因此研究酒店空调系统的节能潜力和措施具有很重要的意义[2]。变风量空调系统是一种全空气系统，它是用送风温度来控制室内温度的。变风量系统可以同时满足室内的空气品质，又达到节能的目的。是目前发达国家在办公大楼及公共商业建筑中普遍采用的系统。通过国外发达国家的空调系统与国内通常采用的空调系统的比较来说明变风量空调系统的优势。62 本科毕业设计摘要1风机盘管与VAV空调系统概念上比较风机盘管加新风系统是在五、六十年代在发达国家率先出现的，是用来代替全空气定风量系统。风机盘管加新风空调系统由两部分组成。一是按房间分别设置的风机盘管机组，其作用是负担空调房间的冷、热负荷；二是新风系统，通常新风经过冷、热处理，新风机组仅负担新风负荷，以满足卫生要求[3]。比起风机盘管，VAV系统提供了工商业建筑所需的更多新风和更宁静、更准确的温度控制功能。透过主风道的风压监察及控制。VAV系统可以实现智能建筑所必备的能源监察、管理和节能，VAV系统末端装置的结构也可避免漏水和水管维护的烦恼。VAV系统对新建或者改建项目安装均简单，在数分钟内即可在温度传感器上或者在中央控制站远程修改风量设定，以适应区段负荷的改变，从而对区域可任意分割变化并不必进入顶部空间而带来对建筑的损坏和污染[4]。2风机盘管与VAV空调系统分布上的比较变风量系统的空气分布与定风量系统存在着明显差别。前者，房间送风量随负荷变动，由此造成一系列的困难：首先是送风口的出口风速降低，使气流特性参数如射程、截面等发生了变化。对此，国内外有关人士都进行了大量的研究工作，特别是对“贴附”现象的研究及所取得的成果，为VAV“侧送”空气分布的研究在十年前尚未见过[5]。后者，分布的形式类型一般与空调房间的形式和用途有密切关系。对于宾馆建筑的客室，通常选用卧式暗装型风机盘管机组，将其布置在客房过道的顶棚内。对于办公楼建筑，一段时在建筑物的周边区采用风机盘管机组的方式，在内部区采用单风道方式[6][7]。3风机盘管与VAV空调系统风量控制上的比较62 本科毕业设计摘要在文献[5]中可知，系统风量控制是VAV风机节能的重要一环，同时又是减少房间噪音的有效手段。系统风量控制一般在送风管中间靠后处测取该点的静压，经调节器控制风机出口阀或者入口导叶阀或者风机转数。出口阀节能交叉，入口打导叶阀式中，变风机转数节能性能较好；但是设备投资最高，目前，应用入口导叶阀居多。VAV系统最小新风量控制存在一定的问题：1、固定新风比。通常VAV系统最小新风量的控制是讲新风阀开度置于某一固定的最小位置，多数人误认为这样就是固定最小新风量，而实际上着知识固定的新风比。当系统冷热负荷减少时，系统送风量减少，在新风比不变的情况下，新风量也会相应减少，以致不能满足最小新风量要求。为此，必须采取措施，使任何负荷情况下的新风量都能满足室内最小新风量的要求。2、固定新风量。当系统冷热负荷减少时，随着送风量减少，新风量增大，新风的稀释作用增强，新风利用率提高，系统所需的最小风量减少。如果固定最小新风量，则新风过剩，造成能量浪费。为节约能耗，应测定送风量，计算当时的新风比，确定新的最小新风量点，进而调节各个房间的最小新风量[8]。而最小新风量的控制方法有，风机控制法、新风测定法、引射风机法，这几种方法的特点不再赘述。对于风机盘管控制风量的问题，保证足够的风量是实现预期空调效果的先决条件。这里所说的风量，当然是指机组在正常使用时的实际送风量。更具房间净空间体积和最低换气次数要求，不难求出所需的最低送风量（包括送入房间的新风量）。但是选用风机盘管时，还须注意其实际风量是否达到设备样本给出的名义风量值。例如深圳市某编审综合大楼，空调使用面积为59200平方米，夏季设计冷负荷为2850RT。原设计风机盘管为标准机型，且风机盘管安装不带回风机箱及过滤网，采用直接回风。但在工程施工过程中，甲方将办公室改为大面积开敞式为主的格局,同时监理单位又要求所有风机盘管要带回风箱及采用带过滤网的门铰式回风口。根据以上情况,为保证空调效果,经研究,设计单位将大部分风机盘管由原来的标准型改为高静压型,以保足够的送风量。工程在1999年8月通过验收,投入使用,至今空调效果都很好,使用方很满意[9]。4风机盘管与VAV空调系统在投资上的比较从北京市一个建筑群，其中两栋办公建筑案例中的经济分析可知：（1）四管制风机盘管系统的投资时VAV空调系统的80%；（2）四管制风机盘管系统的配电量是VAV空调系统的41.8%；62 本科毕业设计摘要（3）四管制风机盘管系统的调试费包含在工程费中，未单收费。VAV空调系统是请国外的调试公司进行调试，费用不详，因此，以上的数据不包括调试费。若要加上调试费，VAV系统的投资会更高。从以上数据可以看出，单从空调专业的投资看，FCU只比VAV系统节省20%，但由于配电量的大幅减少，使电气专业在空调方面的投资大大减少；更为可观的是，由于FCU系统只有一个加压风机箱，并且可以吊装，因此，VAV系统的空调机房面积可以节省下来。因此，FCU系统在经济方面与VAV系统相比占有绝对优势[10]。而就VAV空调系统在中国的发展情况来看，变风量系统在国内未被大量采用的原因之一就是，投资项目希望一次投资尽可能少，见效快。而VAV系统报价时往往高于风机盘管，大楼投入使用后经常费用由买楼用于自己承担，至于节能与否与投资者关系部大。投资者总是选购比VAV系统价格低的风机盘管或者其他产品[11]。5风机盘管与VAV空调系统优点的比较VAV是一种全空气空调技术，其与传统的风机盘管加新风系统比较而言，却别主要在于它可根据空调负荷的变化及室内要求参数的改变采用变风量的送风方式以调节环境的温度与湿度。由于VAV能自动调节东风机的转速，从而减少风机能耗，更有效的利用冷热源，节约了能量[12][13]。变风量系统属于全空气系统，它具有全空气系统的一些优点，可以利用新风消除室内负荷，没有风机盘管凝水问题和霉变问题[14]。风机盘管系统安装方便，布置灵活，可独立调节室温并且对其他房间基本不产生影响，较易适应建筑物内负荷波动时的调节需要，便于建筑物增扩空调系统；风机盘管机型小，占用建筑空间少，节约建筑层高，并且由于没有风管，防火排烟和噪声传递问题都比较容易解决；另外对水系统而言，由于风机盘管的阻力损失较大，因为水系统不易失调[15]。62 本科毕业设计摘要小结通过本文变风量（VAV）空调系统和风机盘管系统在概念、系统分布、风量控制、投资和优点上的比较，大概掌握了这两种系统的实质和各自的优点，可以在我们对不同建筑进行设计的时候采用不同的空调系统提供一个很好的帮助。从国外的变风量空调系统的发展与中国的发展比较来看，我国的VAV系统还处于不成熟阶段，但是随着经济的发展，这种系统的运用将不断的增多，我们不能照搬照抄发达国家的VAV空调系统，我们还是应进行深入的研究，开发适合我国国情的变风量系统。62 本科毕业设计摘要[参考文献][1]伍震洲，李小华.建筑空调的节能设计[J].制冷与空调，2009，23（2）：98-101.[2]谢东.浅谈酒店空调设计中的节能措施[J].城市建设与商业网点，2009，(30)：171-172.[3]赵俊刚.风机盘管加新风空调系统的研究[J].中国学术电子期刊出版,2005,38-43.[4]小辛.空调系统VAV在中国的发展趋势[N].中国机电日报，2000（7.12），（第10版）.[5]宋宏光.变风量空调（VAV）技术的发展与应用[J].中国学术电子期刊出版，2006，（04）：33-38.[6]王成.风机盘管机组空调方式设计中的几个问题[A].中国学术电子期刊出版社.全国暖通空调制冷1994年学术年会资料集[C].北京：中国建筑学研究院空气调节研究所，1994：267-270.[7]GilAbery.Themythofpressure-independentVAVterminals.Ashraejournal[J].2004,31(8):28-30.[8]吴茂杰、耿世彬.国外VAV系统最小新风量的计算与控制[A].中国学术电子期刊出版社.全国暖通空调制冷2000年学术年会资料集[C].南京：南京工程兵工程学院，2000：417-420.[9]林钊、梁荣光.中央空调系统风机盘管的选用原则[C].制冷,2004,23（3）：53-55.[10]赵凤羽、王凯.VAV空调系统与四管制风机盘管系统的比较[J].洁净与空调技术，2009，（03）：5-9.[11]刘天川.变风量空调系统应用探讨[J].暖通空调，1995，（11）51-57.[12]梅晓海、余国和、张振军等.某变风量空调系统控制运行的总结和探讨[A].中国学术电子期刊出版社，上海市制冷学会二○○三年学术年会论文集[C].上海：上海理工大学城建学院、上海理工大学光电学院，2003：502-505.[13]GlenAChamberlin,DaveMSchwenk,etal.VAVsystemandoutdoorair.ASHRAEJ,1999,(10):26-29.[14]李学明、蔡亮、虞维平等.节能变风量空调系统探讨[J].能源研究与利用，2002，（03）：21-25.[15]62 本科毕业设计摘要林立、陈启.变制冷量流量系统室内机与风机盘管控制比较[J].中国建设建设供热制冷，2007，（8）：35-38.62 本科毕业设计摘要本科毕业论文（20届）上海黄浦区某高层酒店中央空调设计专业：建筑环境与设备工程62 本科毕业设计摘要目录摘要11前言32工程概况42.1原始资料42.2设计参数43负荷计算53.1夏季冷负荷的计算53.2房间散湿量114空调系统的方案确定124.1空调水系统124.2方案的确定134.3空调工程冷热源的确定135风量的计算145.1风机盘管加新风145.2新风量的确定155.3新风负荷155.4空调系统的运行调节166空调设备的选择176.1风机盘管176.2新风机组选型196.3冷水机组的选择197气流组织计算217.1气流组织的形式217.2风口型式的确定217.3气流组织设计算218水力计算268.1风管的水力计算总述268.2风管阀门268.3各层风管水力计算268.4水管水力计算489其他设备的选择539.1冷却塔的选择539.2系统定压方式539.3水泵的选择5410空调系统的消声、减振措施5562 本科毕业设计摘要10.1空调系统的消声5510.2空调系统的减振5611管道的保温、防腐措施5711.1管道的保温5711.2管道的防腐58小结59致谢60参考文献61附译文6262 本科毕业设计摘要摘要暖通空调设计主要是对室内热环境、空气品质进行设计，但这必须在充分了解建筑对暖通空调的要求和暖通空调系统及设备对建筑及其它设施的影响的基础上进行设计。该建筑位于上海市黄浦区，本工程为酒店空调工程设计,是一座综合性建筑物,总建筑面积为4059㎡。酒店主楼地面4层,其中一层为商铺，层高为5.5米，二层为棋牌室等,层高为5米，三层、四层为标准住房层，层高为3.3米。结合建筑的特点，夏天采用螺杆式冷水机组作为冷源。对于棋牌室、商铺、标准间等空间均采用风机盘管加新风系统，每层设有新风机组，可以由同层的新风机组送入室内，风机盘管独立承担室内的冷负荷。风机盘管的新风供给方式用单设新风系统，独立供给室内。因为该酒店房间类型繁多，各房间冷负荷并不相同，可以个别房间进行个别的调节。本设计空调水系统选择闭式、异程式、双管制、单级泵，定流量系统，这种空调水系统具有结构简单，初期投资小，管路不易产生污垢和腐蚀，不需要克服系统静水压头，水泵耗电较小等优点。[关键词]空调系统；冷负荷；独立新风系统；风机盘管62 本科毕业设计摘要ShanghaiHuangpuAreawithcentralair-conditioningdesignofhigh-risehotel[Abstract]HVACdesignismainlyonindoorthermalenvironment,airqualityanddesign,butconstructionmustbefullyawareoftherequirementsforHVACandHVACsystemsandequipmentandotherfacilitiesontheimpactofconstructiononthebasisofdesign.ThebuildingislocatedinHuangpuDistrict,Shanghai,theairconditioningengineeringdesignforthehotelproject,isacomprehensivebuilding,totalconstructionareaof4059squaremeters.Hotelmainbuildingground4layers,oneoftheshops,theheightof5.5meters,thesecondfloorofchessroom,theheightof5meters,three,fourstandardhousinglayer,theheightof3.3meters.Combiningfeaturesofthebuildinginsummerusingscrewchillersforcooling.Forthechessroom,shops,standardroomsandotherspacesareusedfreshairfancoilsystem,eachwithanewairunit,bythesamelayerintotheinteriorofthenewairhandlingunits,fancoilindependentlyindoorcoolingload.Wayofsupplyingfreshairfancoilsetupanewairsystemwithasingle,independentsupplyroom.Becauseofthedifferenttypesofhotelrooms,eachroomcoolingloadisnotthesameindividualcanbeindividualroomsregulation.Selecttheclosedairconditioningsystemdesign,differentprograms,dualcontrol,single-stagepump,constantflowsystem,thisairconditioningsystemhasasimplestructure,theinitialinvestmentissmall,difficulttoproducedirtandcorrosionofpipelines,doesnotneedtoovercomethehydrostaticpressuresystemhead,waterpumps,smallpowerconsumptionadvantages.[KeyWords]Air-conditioningsystem;Coolingload;DOAS;Fancoil62 本科毕业设计正文1前言随着我国国民经济水平的不断提高，建筑业也在持续稳定地向前发展。和前几年建筑业的发展相比，目前的发展商将眼光放的更远，他们不再片面的追求容积率及如何将开发成本降得越低越好，而是更多的考虑以人为本，开发真正舒适度高、建筑质量高的居住及商用建筑。商业建筑不断的增多，以及人们对室内空气的温湿度、洁净度和空气品质问题越来越重视。由于能源的紧缺，节能问题越来越引起人们的重视。因此迫切需要为商业建筑物安装配置节能、健康、舒适的中央空调系统来满足人们对高生活水平的追求。本次设计题目为“上海黄浦区某高层酒店中央空调设计”以客房为设计对象，以现行中央空调设计标准为设计标准规范，理论联系实际，尽量使设计符合现场实际，在查阅了大量中外资料、文献和参考手册，并进行了毕业实习的基础上，进行了空调机组的冷热负荷计算，制冷系统的设计计算，水管系统的设计计算，以及相关空调，制冷设备的选型。以设计计算结果及建筑的具体情况为依据，合理布置设备及通风管路，最后绘制出清晰明确的工程图纸。在设计过程中，本人一直本着求实，认真，勤学，勤问的态度，将这次毕业设计视为专业结业的一次大阅兵，尽管不能尽善尽美，但求精益求精。但由于本人水平有限，在设计过程中难免有错误之外，恳请老师和同学指正为谢!62 本科毕业设计正文2工程概况2.1原始资料该建筑为上海黄浦区某大酒店，设有商铺、多功能厅、标准间、会议室、花店、精品店、西餐厨房、接待室、棋牌室等功能间。一层主要为商铺和会议室，二层主要为棋牌室和会议室，三层、四层为标准套间，建筑面积4059㎡。（1）屋顶构造结构同文献[1]附录2-9中序号12，屋顶结构从上到下：①防水层加小豆石；②水泥砂浆找平层；③水泥膨胀珍珠岩保温层；④隔气层；⑤承重层；⑥内粉刷。传热系数K=1.36W/(㎡.K)，吸收率ρ=0.75，衰减系数β=0.55，延迟时间ε=5.4h。（2）外墙构造外墙为20mm外粉刷，240mm厚砖墙，20mm外粉刷，传热系数K=1.95W/(m2·k)，衰减系数β=0.35，延迟时间ε=8.5h，放热衰减度υf=2.02.2设计参数（1）气象参数查文献[2]，得夏季资料：室外日平均温度（℃）：30.4室外计算日较差（℃）：6.9室外干球温度（℃）：34.6室外湿球温度（℃）：28.2室外平均风速（m/s）：3.2室外相对湿度（%）：69.0%（2）其它设计参数表2-1各空调房间室内设计参数房间名称夏季新鲜空气量噪声标准温度(℃)湿度(%)m3/h•人db(A)会议室、接待室26503045多功能厅26504045商铺26503045自助多功能餐厅26504045标准间26504045休息区26503045大堂2650204562 本科毕业设计正文3负荷计算3.1夏季冷负荷的计算查文献[3],采用谐波反应法计算建筑的冷负荷：（1）围护结构瞬变传热形成的冷负荷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，外墙和屋面瞬变传热引起的逐时冷负荷可按下式计算：（3-1）式中：——外墙和屋面瞬变传热引起的逐时冷负荷,W；A——外墙和屋面的面积，㎡；Error!Nobookmarknamegiven.K——外墙和屋面的传热系数，W/(㎡·℃)；——室内计算温度，℃；-——外墙或屋面的逐时冷负荷计算温度，℃2)内墙,楼板等室内传热维护结构形成的瞬时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,要考虑由内维护结构的温差传热对空调房间形成的瞬时冷负荷,可按如下传热公式计算：（3-2）式中：A——内围护结构的传热面积，m²；K——内围护结构的传热系数，W/(m²·℃)；——夏季空调房间室外计算日平均温度，℃；——附加温升，℃。3)外玻璃窗逐时传热引起的冷负荷在室内外温差的作用下,玻璃窗瞬变热形成的冷负荷可按下式计算：（3-3）式中：——外玻璃窗的逐时冷负荷，W；——玻璃的传热系数，W/(m²·℃)；——窗口面积，㎡；——外玻璃窗的冷负荷的逐时值，℃。(2)透过玻璃窗的日射得热引起的冷负荷62 本科毕业设计正文透过玻璃窗进入室内的日射得热形成的逐时冷负荷按下式计算：（3-4）式中：——玻璃窗的面积，㎡；CC.S——玻璃窗的综合遮挡系数CC.S=CS·CI；CS——玻璃窗的遮挡系数，本设计中，6mm厚吸热玻璃Cs=0.75；CI——窗内遮阳设施的遮阳系数，本设计中，中间色百叶窗Cn=0.6；Ca——窗的有效面积系数；双层钢窗0.75；CLQ——玻璃窗冷负荷系数；Djmax——日射得热因子最大值；(3)照明散热形成的冷负荷根据照明灯具的类型和安装方式的不同，其冷负荷计算式分别为：白炽灯：=1000·N·CLQ(3-5)荧光灯：=1000·n1·n2·N·CLQ(3-6)式中：——灯具散热形成的冷负荷，W；N——照明灯具所需功率，KW；n1——镇流器消耗功率系数，当明装荧光灯的镇流器装在空调房间内时，取n1＝1.2；当暗装荧光灯镇流器装设在顶棚内时，可取n1＝1.0；本设计取n1＝1.0；n2——灯罩隔热系数，当荧光灯上部穿有小孔（下部为玻璃板），可利用自然通风散热与顶棚内时，取n2＝0.5～0.8；而荧光灯罩无通风孔时,取n2＝0.6～0.8；本设计取n2＝0.6；CLQ——照明散热冷负荷系数。本设计照明设备为明装荧光灯，镇流器设置在房间内，故镇流器消耗功率系数取1.2，灯罩隔热系数取1.0。(4)室内冷负荷1）人员散热引起的冷负荷（3-7）（3-8）式中：——人体显热散热引起的冷负荷，W；——不同室温和劳动性质成年男子显然散热量；n——室内全部人数；参见人员分布及照明；——群集系数；CLQ——人体显热散热热冷负荷系数。62 本科毕业设计正文QC——人体潜热形成的冷负荷，W；——不同室温和劳动性质成年男子潜热散热量。人员散热引起的冷负荷(3-9)式中：——人体显热散热引起的冷负荷，W；n——室内全部人数；参见人员分布及照明；q——室内人员的全热散热量，W；——群集系数。以顶层标准套间401为例计算：表3-1北外墙冷负荷时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00延迟时间ε(h)8.58.58.58.58.58.58.58.58.5衰减系数β0.350.350.350.350.350.350.350.350.35tτ-ε(℃)555555666传热系数K(W/m2℃)1.951.951.951.951.951.951.951.951.95传热面积F(m2）14.8514.8514.8514.8514.8514.8514.8514.8514.85冷负荷Qc(τ)（W）145145145145145145174174174表3-2北外窗逐时传热冷负荷时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00温度△tτ（℃）3.244.75.45.96.36.66.76.5传热系数K(W/m2℃)4.544.544.544.544.544.544.544.544.54传热面F(m26.256.256.256.256.256.256.256.256.25冷负荷Qc(τ)（W）91114133153167179187190184表3-3北外窗日射冷负荷时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00Jj•τ（W/m2）566673787977716467窗有效面积系数Ca0.850.850.850.850.850.850.850.850.85窗玻璃的遮挡系数Cs111111111遮阳设施的遮阳系数Cn0.50.50.50.50.50.50.50.50.562 本科毕业设计正文窗口面积F(m2）6.256.256.256.256.256.256.256.256.25冷负荷Qc(τ)（W）149175194207210205189170178表3-4屋顶冷负荷时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00延迟时间ε(h)5.45.45.45.45.45.45.45.45.4衰减系数β0.350.350.350.350.350.350.350.350.35tτ-ε(℃)679111416192122传热系数K(W/m2℃)1.361.361.361.361.361.361.361.361.36传热面积F(m2）444444444444444444冷负荷Qc(τ)（W）359419539658838957113712571316表3-5人员散热形成的冷负荷时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00工作总时数888888888人员散热负荷系数JPτ-T00.530.710.770.810.840.850.90.41群集系数φ0.930.930.930.930.930.930.930.930.93成年男子显热散热qs（W）616161616161616161成年男子潜热散热q1（W）737373737373737373人数n222222222显热冷负荷Qc(τ)（W）060818792959610247潜热冷负荷Qc（W）146146146146146146146146146总冷负荷Qc(τ)（W）146206227233238241242248193表3-6照明散热形成的冷负荷时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00工作总时数888888888照明散热负荷系数JLτ-T00.430.630.70.750.790.830.850.88镇流器消耗功率系数n11.21.21.21.21.21.21.21.21.262 本科毕业设计正文灯罩隔热系数n2111111111空调区面积F(m2）353535353535353535照明功率密度Nf（W/m2)303030303030303030照明工具所需功率N（W）105010501050105010501050105010501050冷负荷Qc(τ)（W）0542794882945995104610711109表3-7标准套间401负荷计算汇总表时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:00北外墙传热负荷145145145145145145174174174北外窗传热负荷91114133153167179187190184北外窗日射负荷149175194207210205189170178屋顶传热负荷359419539658838957113712571316人员散热负荷060818792959610247照明散热负荷0542794882945995104610711109汇总74314541885213323972576282929643008表3-8第一层房间负荷计算汇总表时间09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:001018911902228323982479254726292679242310210952562311532813399349735693642325810310952562311532813399349735693642325810410952562311532813399349735693642325810510952562311532813399349735693642325810689119022283239824792547262926792423107182539504746498651565297539755094864108182539504746498651565297539755094864109153331733785397041014209428443733830110153331733785397041014209428443733830111865149017231834192420052074210819411121739281332433374346635423595365833501137301741212322372318238624362486223011417762706308832023283335134823531343711511322143252526392720278829192968279311642617035814585258789899492689466835111748097960920896369931101621041310642923162 本科毕业设计正文11874061326315447162701689817444180361835416735汇总355956745079590835518639788765911239290683338表3-9第二层房间负荷计算汇总表时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:002011614264330503189328533603444351930192022497425849695213538255155676579950642032497425849695213538255155676579950642042497425849695213538255155676579950642052497425849695213538255155676579950642061614264330503189328533603444351930192082044398747555007518453255431555248602092044398747555007518453255431555248602102044398747555007518453255431555248602112044398747555007518453255431555248602122044398747555007518453255431555248602132044398747555007518453255431555248602147901110971227212656129181312013322135921142521561931145413492142591483415322157951609814594汇总395736879380268841888695589169912939323981473表3-10第三层负荷计算汇总表时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:0030163012791588171618001860193319481935302630127915881716180018601933194819353036301279158817161800186019331948193530463012791588171618001860193319481935305630127915881716180018601933194819353066301279158817161800186019331948193530763012791588171618001860193319481935308630127915881716180018601933194819353096301279158817161800186019331948193531010981724207622302312234023782380240531162013051658181218931921196019611927312620130516581812189319211960196119273136201305165818121893192119601961192731462013051658181218931921196019611927315620130516581812189319211960196119273166201305165818121893192119601961192731762013051658181218931921196019611927318620130516581812189319211960196119273196201305165818121893192119601961192732062013051658181218931921196019611927321129720452519285331743381365937813863汇总14265283283546638648406234167443032433044295562 本科毕业设计正文表3-11第四层负荷计算汇总表时间(τ)09:0010:0011:0012:0013:0014:0015:0016:0017:0040188916002031227925432722297531103154402889160020312279254327222975311031544038891600203122792543272229753110315440488916002031227925432722297531103154405889160020312279254327222975311031544068891600203122792543272229753110315440788916002031227925432722297531103154408889160020312279254327222975311031544098891600203122792543272229753110315441014572143261528893150329735153636372241197917242196247027312879309732183243412979172421962470273128793097321832434139791724219624702731287930973218324341497917242196247027312879309732183243415979172421962470273128793097321832434169791724219624702731287930973218324341797917242196247027312879309732183243418979172421962470273128793097321832434199791724219624702731287930973218324342097917242196247027312879309732183243421139721432615294832693477375438763961汇总2064635929454695104856615600606500967677685023.2房间散湿量人体散热引起的冷负荷计算式为：(3-10)式中：——人体散热形成的冷负荷，W；qs——不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W；n——室内全部人数；——群集系数；Qc（r）体显然散热冷负荷系数，人体显然散热冷负荷系数。表3-12以商铺101为例的湿负荷房间编号房间名称人数每人散湿量g/h人体湿负荷g/s62 本科毕业设计正文101商铺101090.303该房间总的湿负荷为0.303g/s。4空调系统的方案确定4.1空调水系统对比空调水系统包括冷冻水系统和冷却水系统两个部分，它们有不同类型可供选择。（1）冷冻水系统冷冻水系统可以分为开式与闭式，同程序与异程序，双管制、三管制与四管制，单式泵与复式泵，定流量与变流量。以下将介绍各种类型的特点：1）开式与闭式；开式水系统与蓄热水槽连接比较简单，但水中含氧量高，管路和设备易腐蚀，且为了克服系统静水压头，水泵耗电量大，仅适用于利用蓄热槽的低层水系统。闭式冷水系统的管道与设备不易腐蚀，循环水不易污染。不需要提升高度的静水压力，循环水泵的压力低，从而水泵的功率小，仅需克服循环阻力。只须做好循环水泵的定压和及时向系统内补水。水泵耗电较小。2）同程序与异程序；同程序水系统除了供回水管路外，还有一根同程管，由于各并联环路的总长度基本相等，水量分配，调度方便，便于水力平衡。需设回程管，管道长度增加，初投资稍高。异程序水系统供回水干管中的水流方向相反；经过每一管路的长度不相等，管路系统简单，初投资省，水量分配，调度较难，水力平衡较麻烦。3）双管制双管制供热、供冷合用同一管路系统，管路系统简单，初投资省，无法同时满足供热、供冷的要求。4）单式泵单式泵冷、热源侧与负荷侧合用一组循环水泵，系统简单，初投资省，不能调节水泵流量，难以节省输送能耗，不能适应供水分区压降较悬殊的情况。5）定流量62 本科毕业设计正文定流量水系统中的循环水量保持定值，负荷变化时，可通过改变风量或者改变供回水温度进行调节，系统简单，调节方便，不需要复杂的自控设备，缺点是水流量不变，输送始终为设计最大值。（2）空调的冷却水系统空调的冷却水系统有直流式冷却水系统、混合式冷却水系统和循环式冷却水系统，考虑到上海市的能源结构，经济条件，水源情况，建筑物的地理位置、使用要求和功能，本设计中采用冷却水系统中采用机械通风冷却塔循环系统，冷却塔设在建筑物的屋顶上，且冷却水的布置形式为共享供、回水管的冷却水循环系统。4.2方案的确定（1）空气处理方案该酒店小房间采用风机盘管加新风系统。因为该酒店房间类型繁多，各房间冷负荷并不相同，新风进入室内和风机盘管一起满足室内的冷负荷。风机盘管空调方式，这种方式风管小，可以降低房间层高，但维修工作量大，如果水管漏水或冷水管保温不好而产生凝结水，对线槽内的电线或其它接近楼地面的电器设备是一个威胁，因此要求确保管道安装质量。风机盘管加新风系统占空间少，使用也较灵活，但空调设备产生的振动和噪音问题需要采取切实措施予以解决。对于该系统所存在的缺点，可在设计当中根据具体的问题予以解决和弥补。根据以上各系统的特征及优缺点，结合本酒店情况，本设计空调水系统选择闭式、双管制、单式泵系统，这样布置的优点是过渡季节只供给新风，不使用风机盘管的时候便于系统的调节，节约能源。4.3空调工程冷热源的确定文献[4]中，空调系统的冷热源是系统组成的三大部分中的重要部分。常用的冷源有：1）活塞式冷水机组制。2）离心冷水机组3）风冷式冷水机组4）溴化锂吸收式冷水机组5）热泵式冷热水机组6）螺杆式冷水机组62 本科毕业设计正文它是由螺杆式制冷压缩机、冷凝器、蒸发器、热力膨胀阀、油分离器、自控组件等组成的一个完整的的冷水系统。螺杆式冷水机组的特点如下；1）结构简单、紧凑、体积小、重量轻、运转部件少、因此机器易损件少，运行周期长，维修工作量小；2）运行平稳安全可靠，操作方便，可以在较高的压缩比工况下运行；3）容积效率高，采用喷油冷却，压缩机排气温度较低，工作腔没有余隙溶剂等。5风量的计算5.1风机盘管加新风查文献[5]，以标准套间401为例进行计算:房间的新风量指标40m³/h.，人员有4人；房间冷负荷3.154KW;湿负荷0.204g/s。图5-1风机盘管加新风独立送风（1）夏季：tw=34.6℃tsw=28.2℃hw=98.1KJ/kg冷负荷Q=3154W湿负荷：M=0.204g/s采用将新风处理到室内空气焓值的方案，空气处理过程如图4-3。62 本科毕业设计正文图5-2风机盘管加新风系统焓湿图（夏季）热湿比在h-d图上根据室内tn=26℃及相对湿度确定N点，得hn=53.5kJ/kg，dn=10.62g/s,过N点作kJ/kg线与相对湿度线相交得H；h=39.9kJ/kg,风盘送风量为：=0.23kg/s新风量：Gw=4×40=160m³/h>10%风机盘管的耗冷量Q0=G×(hn-h)=0.23×（53.5-39.9）=3.128kW5.2新风量的确定查文献[6]，确定新风量的依据有下列三个因素：1）卫生要求在人体长期停留的空调房间内，新鲜空气的多少对健康有直接影响。在实际工作中，一般规范确定：不论每人占房间体积多少，新风量按大于等于30m3/h·人采用。对于人员密集的建筑物，如采用空调的体育馆、会场，每人所占的空间较少，但停留的时间很短，可分别按吸烟和不吸烟的情况，新风量以7～15m3/h·人计算。由于这类建筑物按此确定的新风量占总风量的百分比可能达30%～40%，从而对冷量影响较大。2）补充局部排风量、保持空调房间的“正压”要求62 本科毕业设计正文当空调房间内有排风柜等局部排风装置时，为了不使房间产生负压，在系统中必须有相应的新风量来补偿排风量。考虑本设计采用直流式空调系统，排风量与门窗的开启度有关，以此方式不便确定新风量。3）总送风量的10%一般规定，空调系统中的新风量占送风量的百分数不应低于10%。综上所述，房间新风量取其最大值。以第四层标准套间401为例：根据卫生要求得新风量：G=40×4=160m3/h；根据总送风量的10%得新风量：G=0.1×695.74=69.6m3/h故取第四层标准套间401新风量：G=160m3/h5.3新风负荷新风负荷可由下式计算：Q=G×ρ×Δh×1000/3600（5-1）式中：G——新风量，m3/h;Δh——室内空气与室外空气的焓差，kJ/kg；夏季室内焓值hn=53.5kJ/kg,室外焓值hw=98.1KJ/kg,经计算取Δh=44.6kJ/kgρ——空气的密度,kg/m，ρ=1.2kg/m3以标准套间401为例，房间总人数4人，每人新风量为40m³/r.h，查图可得夏季：室外焓值为hw=98.1kJ/kg，室内焓值为hn=53.5KJ/kg；则夏季新风负荷Q=G×ρ×Δh×1000/3600=160×1.2×44.6×1000/3600=2.379kW5.4空调系统的运行调节在建筑能耗中暖通空调的能耗约占50%，城市用电也因此急剧增长，空调系统的节能控制对降低空调系统的运行费用、以至降低整个建筑的能耗至关重要。在设计的过程中，空调系统的空气处理方案和设备的容量都是根据室外设计计算参数，以及最不利室内的热、湿散发的情况计算所得的空调热、冷负荷来确定的。然而，实际运行中室外气象参数随着季节交替变化，且时时变化，以至于绝大多数时间偏离设计计算参数。室内冷（热）、湿散发量也常常改变。并且往往室外气象条62 本科毕业设计正文件的变化以及空调房间人员的出入、照明的启闭、发热设备工作状况的变化同时发生，引起空调负荷的变化。因此，必须通过空调系统的运行调节来保证室内空气参数处于其允许波动范围，并且避免不必要的能量浪费。综合考虑，本设计空调运行节能可由以下几个方面着手：风机盘管机组的调节：室内冷负荷一般分为瞬变和渐变负荷两部分。瞬变负荷是指由瞬时变化的室内照明、设备和人员以及太阳辐射热和使用情况等而发生变化，使各个房间产生大小不一的瞬变冷负荷。渐变负荷是指通过房间的外维护结构的室外温差传热所引起的负荷。一般，瞬变负荷可以靠风机盘管系统中的盘管来负担。在本系统中，风机盘管机组采用水量调节、风量调节的方法来适应瞬变负荷的变化。（1）水量调节当室内负荷减少时，调节两通调节阀减少进入盘管中的水量，使盘管中的冷却水平均温度上升，送风含使量增大，房间的相对湿度将增加。这种调节方法负荷的调节范围是100%～75%。（2）风量调节风机盘管机组上设有高、中、低三档调节，用户可根据需求选择风量档次，改变风机转速以调节通过盘管的风量。6空调设备的选择6.1风机盘管查文献[7]来确定风机盘管的选型，风机盘管的选型应根据风机盘管所能提供的显热和全热冷负荷能满足房间所需显热和全热负荷的原则选型。以203房间为例，风机盘管所需冷量为1.948kW，风机盘管所需风量为456.56m³/h。根据所需风量及中档风速选型原则，选择FP-51WA型风机盘管一台，其高档额定风量为510m³/h，取最小水量L=0.51t/h，查得风机盘管的冷量为2.8kW，满足要求。其性能参数，（见表14）。表6-1FP-34WA型风机盘管的性能参数62 本科毕业设计正文额定风量（m³/h）供冷量（kW）供热量（kW）水量（t/h）水阻力（kPa）5102.84.50.5110用同样方法确定其他房间风机盘管型号（下表）：表6-2第一、二层房间风机盘管选型房间编号冷负荷W风量m3/h风盘型号风机盘管台数额定风量（m³/h）供冷量（kW）水阻力（kPa）1012679428FP-51WA15102.8241023642523FP-51WA15102.8241033642523FP-51WA15102.8241043642523FP-51WA15102.8241053642523FP-51WA15102.8241062679428FP-51WA15102.8241075509686FP-68WA16803.6551085509686FP-68WA16803.6551094373490FP-51WA15102.8241104373490FP-51WA15102.8241112108331FP-34WA15101.8241123658525FP-51WA15102.8241132486367FP-51WA15102.8241143537688FP-68WA16803.6551152968518FP-51WA15102.81011694661178FP-136WA113607.238117106421325FP-136WA15107.224118183542610FP-238WA1238012.6502013519266FP-34WA13401.8202025799522FP-51WA15102.8242035799522FP-51WA15102.8242045799522FP-51WA15102.8242055799522FP-51WA15102.8242063519266FP-34WA13402.8202085552550FP-51WA15102.8242095552550FP-51WA15102.8242105552550FP-51WA15102.8242115552550FP-51WA15102.8242125552550FP-51WA15102.8242135552550FP-51WA15102.824214135921221FP-1360WA113607.238215160982236FP-2380WA1238012.650表6-3第三、四层房间风机盘管选型房间编号冷负荷W风盘风量m3/h风机盘管额定风量（m³/h）供冷量（kW）水阻力（kPa）型号台数62 本科毕业设计正文3011948.0456.56FP-51WA15102.8103021948.0456.56FP-51WA15102.8103031948.0456.56FP-51WA15102.8103041948.0456.56FP-51WA15102.8103051948.0456.56FP-51WA15102.8103061948.0456.56FP-51WA15102.8103071948.0456.56FP-51WA15102.8103081948.0456.56FP-51WA15102.8103091948.0456.56FP-51WA15102.8103101948.0456.56FP-51WA15102.8103112405.0596.28FP-68WA16803.6553121961.0463.23FP-51WA15102.8103131961.0463.23FP-51WA15102.8103141961.0463.23FP-51WA15102.8103151961.0463.23FP-51WA15102.8103161961.0463.23FP-51WA15102.8103171961.0463.23FP-51WA15102.8103181961.0463.23FP-51WA15102.8103191961.0463.23FP-51WA15102.8103201961.0463.23FP-51WA15102.8103213863.01025.58FP-102WA110205.4354013154.0695.74FP-68WA16803.6554023154.0695.74FP-68WA16803.6554033154.0695.74FP-68WA16803.6554043154.0695.74FP-68WA16803.6554053154.0695.74FP-68WA16803.6554063154.0695.74FP-68WA16803.6554073154.0695.74FP-68WA16803.6554083154.0695.74FP-68WA16803.6554093154.0695.74FP-68WA16803.6554103722.0865.58FP-85WA18504.5444113243.0726.04FP-85WA18504.5444123243.0726.04FP-85WA18504.5444133243.0726.04FP-85WA18504.5444143243.0726.04FP-85WA18504.5444153243.0726.04FP-85WA18504.5444153243.0726.04FP-85WA18504.5444173243.0726.04FP-85WA18504.5444183243.0726.04FP-85WA18504.5444193243.0726.04FP-85WA18504.5444203243.0726.04FP-85WA18504.5444213961.0893.46FP-85WA18504.54462 本科毕业设计正文6.2新风机组选型以三层为例，新风机组的总耗冷量为68.37kW，送风量为1680m³/h。根据以上数据，查文献[7]，选择组合空调机组型号为DBFP12，该机组具有制冷供热性能优越、噪声低、高薄度、结构紧凑、美观耐用不占用建筑空间高度、重量轻、安装维修方便，特别适用于吊装使用。其性能参数，（见表6-4）。表6-4DBFP3新风机组的性能参数新风机组型号额定风量m³/h外型尺寸mm供冷量kW水量t/h水阻力kPaDBFP12120001970×1546×67570.812.2542用同样方法确定其他各层新风机组的型号，其性能参数，（见表6-5）表6-5新风机组选型及性能参数楼层新风机组型号额定风量m³/h外型尺寸mm供冷量kW水量t/h水阻力kPa一层DBFPX15100002060×1595×712270.523.198二层DBFPX15100002060×1595×712270.523.198四层DBFP15150002060×1595×712115.3019.95656.3冷水机组的选择由于该建筑物位于上海市，结合本建筑的特点，从经济运行角度，时间运行的角度，方便管理是角度，最大限度发挥效能的角度分析决定选用螺杆式水冷冷水机组。夏季该建筑总耗冷量Q=773.17kW，所以冷水机组选型应根据总耗冷量而定，并在总冷负荷上附加10%。Q=773.17×1.1=850.487kW根据总的冷量Q=850.487kW，冷水机组选取山东贝州通风空调设备有限公司的螺杆式冷水机组两台，选择两台相同容量机组，主要是考虑可以再过渡季节低负荷期只开启一台机组，已达到节能目的。它的型号参数见表。表6-6螺杆式冷水机组的参数型号LSBLG440/A1制冷量kW441.9输入功率kW98能量控制25%～100%制冷剂R134a压缩机型式进口半封闭式螺杆式压缩机62 本科毕业设计正文数量台1蒸发器型式壳管式换热器水流量m3/h76水阻力kPa76进/出温度12/7℃管径mmDN100冷凝器型式壳管式换热器水流量m3/h94水阻力kPa76进/出温度30/35℃管径mmDN100尺寸长×宽×高mm2978×1388×1713因为夏季总耗冷量为850.487kW，两台LSBLG400A型螺杆式冷水机组提供的制冷量为883.8kW，略大于冷负荷，所以所选的冷水机组符合要求。7气流组织计算7.1气流组织的形式气流分布的流动模式取决于送风口和回风口位置、送风口形式等因素。其中送风口（它的位置、形式、规格、出口风速度等）是气流分布的主要影响因素。按照送回风口布置和型式的不同，气流组织有以下五种:侧送侧回，上送下回，中送上下回，下送上回和上送上回7.2风口型式的确定（1）送风方式及送风口的选型应符合下列要求。62 本科毕业设计正文1）一般采用百叶风口或条缝型风口等送风，有条件时，侧送气流宜贴附；工艺性空气调节房间，当室温允许波动≤0.50C时，侧送气流应贴附。2）但有吊顶可以利用时，应根据房间的高度及使用场所的对气流的要求，分别采用圆形、方形和条缝形风口和孔板送风；当单位面积送风量较大，且工作区内要求的风速较小或区域温差要求严格时，应采用孔板送风。3）空间较大的公共建筑和室温允许波动≥10C的高大厂房，可采用喷口送风或旋流送风口送风。（2）常见的典型送风口型式侧送风：侧送风是空调房间中常用的一种气流组织方式。一般以贴附形式出现，工作区通常是回流。对于室温波动范围有要求的空调房间，一般都能够满足区域温差的要求。因此，除了区域温差和工作区风速要求很严格以及送风射程很短，不能满足射流扩散和温差衰减要求以外，通常宜采用这种方式。综上所述，在本设计中，进风口采用固定的防水百叶窗，以防雨水进入。在根据酒店建筑的实际情况，采用侧送风气流组织形式，送风口选用双层百叶，气流组织采用侧送侧回。7.3气流组织设计算（1）侧送风方式以301雅间为例，房间长宽高为9.8×3.3×4.5m3；室内空调系统为风机盘管加新风系统，其安装的风机盘管为FP-51WA型，风量537m3/h；新风量为80m3/h。房间的风机盘管送风口及新风均采用侧送侧回的气流组织方式，新风作为辅助送风。为简化计算，可忽略新风对气流的影响，因此只需对风机盘管送风的气流组织进行计算。图7-1风机盘管侧送风示意图用双层百叶送风口，其紊流系数为ɑ=0.16，射程为9.8-1=8.8m（1.0m为射流末端宽度）。1）定送风口的出流速度V062 本科毕业设计正文m/s(7-1)式中：Fn——垂直于单股射流的空间断面面积，m2；d0——送风口直径或当量直径，m。2）射流自由度（7-2）式中：H——房间高度，m；B——房间宽度，m；L——房间的总送风量，m3/h；先假定v0=2.5m/s，由公式（7-2）算出射流自由度为13.98，代入公式（7-1）v=0.36×13.98=5m/s。所取v0=2.5m/s<5m/s，且在2～5m/s范围之间，则满足要求。3）确定送风口数目N（7-3）式中：a——送风口紊流系数；x——送风射流的射程，m；——受限射流无因次距离，见式（7-4）（7-4）式中其他符号含义同上。取Δtx=1℃,由（Δtx/Δt0）×（）=（1/8）×13.98，查得受限射流距离=0.28；则风口数量：N=3.3×4.5/[0.16×8.8/0.28]2=0.59,因此风口数目N为1个。4）确定送风口尺寸由下式算得每个风口面积m2(7-5)式中：——送风口面积；式中其他符号含义同上。由公式（6-5）=537/(3600×2.5×1)=0.0597m3，选取ABEK系列双层百叶风口，尺寸为250×250；则v0=L/(3600·a·b)=537/(3600×0.25×0.25)=2.39m/s,=1.13=1.1362 本科毕业设计正文=282.5mm5）校核射流的贴附长度阿基米德数Ar按下式计算：（7-6）式中：——射流出口温度，K；——房间空气温度，K；——风口面积当量直径，m；——重力加速度，m/s2；式中其他符号含义同上。由Ar数的绝对值查得x/d0值，就可以得到射流贴附长度x。由公式计算阿基米德数Ar=9.8×0.2825×(-8)/[2.392×(273+26)]=-0.003查得x/d0=36,则x=36×0.2825=10.17>8.8，满足要求。6）校核房间高度公式H=h+s+0.07·x+0.3m（7-7）式中：h——空调区高度，一般取2m；w——送风口底边至顶棚距离，m；0.07·x——射流向下扩展的距离，m；0.3——安全系数，m。房间高度≧H时满足要求；H=h+s+0.07·×+0.3=2+0.3+0.07·8.8+0.3=3.216m<3.3m符和要求。用相同方法计算其他房间风机盘管送风口见下表：表7-1第一、二层房间风机盘管风口选型房间名称长*高*宽（mm）射程x（m）送风量(m3/h)风口尺寸长x宽mm风口面积f/㎡实际流速(m/s)贴附长度m101商铺9.8x5.5x4.58.8728400x2000.082.511.2102商铺9x5.5x78.0973400x3200.055.09.4103商铺9x5.5x78.0973400x3200.055.09.4104商铺9x5.5x78.0973400x3200.055.09.4105商铺9x5.5x78.0973400x3200.055.09.4106商铺9.8x5.5x4.58.8728400x2000.082.511.2107会议室9x5.5x78.01436500x3200.085.011.262 本科毕业设计正文108西餐厅厨房9x5.5x78.01186500x2500.075.010.1109前厅办公9x5.5x78.01120500x2500.065.09.9110会议室9x5.5x78.01120500x2500.065.09.9111西饼屋6.8x5.5x3.55.8571250x2500.035.07.2112商务中心9.8x5.5x4.58.8975400x3200.055.08.9113花店9.8x5.5x4.58.8667400x2000.072.510.4114精品店9.8x5.5x4.58.8988400x3200.112.512.7115精品店9.8x5.5x4.58.8818400x2500.092.511.6116休息区15x5.5x11.514.02678630x4000.302.520.9117大堂16x5.5x11.515.02525400x2000.282.520.3118自助多功能餐厅5x5.5x154.05610630x4000.0264.06.0201棋牌室9.8x5x4.58.8716400x2000.082.510.8202棋牌室9.7x5x98.71422500x3200.085.010.8203棋牌室9.7x5x98.71422500x2500.049.08.0204棋牌室9.7x5x98.71422500x2500.076.010.4205棋牌室9.7x5x98.71422500x2500.076.010.4206棋牌室9.8x5x4.58.8716400x2000.073.010.5208接待室9.5x5x98.51390500x2500.049.08.5209会议室9.5x5x98.51390500x2500.049.08.5210会议室9.5x5x98.51390500x2500.049.08.5211会议室9.5x5x98.51390500x2500.049.08.5212会议室9.5x5x98.51390500x2500.049.08.5213接待室9.5x5x98.51390500x2500.049.08.5214多功能厅15x5x1514.04821630x4000.178.015.7215大会议室17.8x5x11.516.84276630x4000.304.020.3表7-2第一、二层房间风机盘管风口选型房间名称长*高*宽（mm）射程x（m）送风量L（m³/h）风口尺寸长x宽mm风口面积f/㎡实际流速v(m/s)贴附长度m302标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6303标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6304标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6305标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6306标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6307标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6308标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6309标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6310标准套间9.8x3.3x4.58.8537250x2500.0632.389.6311标准套间9.8x3.3x4.58.8676250x3000.0752.5010.862 本科毕业设计正文312标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4313标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4314标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4315标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4316标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4317标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4318标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4319标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4320标准套间9.8x3.3x4.58.8543250x2500.0632.419.4321标准套间9.8x3.3x4.58.81106400x3200.1282.4012.3401标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4402标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4403标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4404标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4405标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4406标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4407标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4408标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4409标准套间9.8x3.3x4.58.8856320x2500.082.9711.4410标准套间9.8x3.3x4.58.81026320x3200.1022.7911.9411标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1412标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1413标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1414标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1415标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1417标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1418标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1419标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1420标准套间9.8x3.3x4.58.8886320x2500.083.0811.1421标准套间9.8x3.3x4.58.81053320x2500.083.6611.68水力计算8.1风管的水力计算总述（1）风管布置一个好的送风系统设计，应该使该系统的初投资和运行费都能降低。但是，要完全使系统的初投资和运行费都得到优化，是很困难的，这其中有许多变化着的未知数。例如，初投资就不是简单地与风管尺寸或重量成正比的。在风管设计中遵循以下原则，可以在系统的初投资和运行费两方面取得一个合理的平衡。62 本科毕业设计正文风管应尽可能按直线布置。这一条要求对任何风管系统的布置都是最重要的准则。直线布置的风管系统，在运行能耗和初投资两方面都是最低的。从节能的观点分析，空气总是“希望”走直线，这将减少能耗。从费用的观点分析，直管段的费用比各种弯头等管件要少很多。所以，当布置一个风管系统的平面走向时，应力图将拐弯的数员减至最少。采用标准长度的直线管段，将各种变径管和接头的数量减至最少。直的、标准长度的风管造价相对便宜，因为它们的加工费低，标准长度的直风管，可按标准宽度的钢板卷材在白动生产线上制作。8.2风管阀门（1）一次性调节阀1）在支风管上采用电动调节阀、三通阀等使风系统风压平衡；2）在三通分支处设三通调节阀，或在分支管上设调节阀。明显不利的环路不设调节阀。3）送风口处，百叶风口宜采用带调节阀的送风口，要求不高的可采用双层百叶风口，用调节风口的角度调节风量。4）在回风或回风支管上设调节阀时，回风的各三通处可不设调节阀。5）在需设防火阀处可设置电动防火阀。（2）经常开关的调节阀主要有新风阀、一次和二次回风阀及排风阀。新风阀和排风阀选用电动阀，本设计选用三通电动阀。8.3各层风管水力计算根据文献[8][9]中风管水力计算方法，以三层的各个房间送风管道布置为例，如图。图8-1酒店第三层风管系统图解：1）管道的布置及各管道进行编号，标注风量和长度。选定最不利管路。本系统的的最不利管路为1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-11-12-13。2.）根据各管道的分量及选定的流速，确定最不利管路各管段的断面尺寸及沿程阻力和局部阻力如下。管段1—2摩擦阻力计算如下：62 本科毕业设计正文取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。由文献[2]查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得矩形风道90度矩形弯头（等截面）：b/h=1.0，R/b=1.0，渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段1-2的阻力：管段2—3摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段2-3的阻力：62 本科毕业设计正文管段3—4摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=137.1mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段3-4的阻力：管段4—5摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=177.8mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段4-5的阻力：管段5—6摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=200mm及实际流速62 本科毕业设计正文，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段5-6的阻力：管段6—7摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=222.2mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段6-7的阻力：管段7—8摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=222.2mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段7-8的阻力：62 本科毕业设计正文管段8—9摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=250mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段8-9的阻力：管段9—10摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=250mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段9-10的阻力：管段10—11摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径62 本科毕业设计正文按流速当量直径Dv=280.7mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段10-11的阻力：管段11—12摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=280.7mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:由于主干管上四通计算时可以当做2个三通来计算，但是主干管上的三通局部阻力系数为0，故这段管段上局部阻力忽略不计。管段11-12的阻力：管段12—13摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=280.7mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：弯头：62 本科毕业设计正文分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段12-13的阻力：3）其他管段水力计算：管段2—15摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段2-15的阻力：阻力平衡计算：因为，62 本科毕业设计正文>15%不满足要求，由于管段的当量直径已经最小，故应该加阀门来进行阻力平衡。管段2—16摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段2-16的阻力：阻力平衡计算：因为，>15%不满足要求，由于管段的当量直径已经较小，故应该加阀门来进行阻力平衡。管段3—17摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。62 本科毕业设计正文当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段3-17的阻力：管段3—18摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：62 本科毕业设计正文局部阻力按下式计算:管段3-18的阻力：管段4—19摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段4-19的阻力：管段4—20摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径62 本科毕业设计正文按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段4-20的阻力：管段5—21摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:62 本科毕业设计正文管段5-21的阻力：管段5—22摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段5-22的阻力：管段6—23摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：62 本科毕业设计正文。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段6-23的阻力：管段6—24摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:62 本科毕业设计正文管段6-24的阻力：管段7—25摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段7-25的阻力：管段8—26摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:62 本科毕业设计正文查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段8-26的阻力：管段8—27摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段8-27的阻力：62 本科毕业设计正文管段9—28摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段9-28的阻力：管段9—29摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得62 本科毕业设计正文渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段9-29的阻力：管段10—30摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段10-30的阻力：管段10—31摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际62 本科毕业设计正文。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段10-31的阻力：管段11—32摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：62 本科毕业设计正文局部阻力按下式计算:管段11-32的阻力：管段11—33摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段11-33的阻力：管段12—14摩擦阻力计算如下：取管内流速，则实际。取标准规格断面尺寸，故实际流速。当量直径62 本科毕业设计正文按流速当量直径Dv=120mm及实际流速，查通风管道单位长度摩擦阻力线算图并进行粗糙度修正后的，故该管段的摩擦阻力为：。局部阻力按下式计算:查出各管件的局部阻力系数：多叶对开风量调节阀：查得渐扩管：分流三通：矩形风道90度矩形弯头（等截面）：b/h=1.0，R/b=1.0，总的局部阻力系数为：局部阻力按下式计算:管段12-14的阻力：第三层风管水力计算汇于下表：表8-1酒店第三层风管最不利管路水力计算表管段编号风量m3/h管长m风道尺寸mm流速m/s比摩阻Rm沿程阻力Pa动压Pa局部阻力Pa总阻力Pa1—2809.20120x1201.540.343.151.424.347.492—32402.29120x1204.632.375.412.860.005.433—44006.72160x1205.793.0020.220.110.0020.164—55602.28200x1604.861.603.614.170.003.655—67206.64200x2005.001.469.615.000.009.676—796012.44250x2004.891.2315.314.350.0015.307—811206.64250x2005.331.449.5517.050.009.558-912802.28250x2504.981.102.5114.880.002.519-1012806.72250x2505.691.409.4119.430.009.4110-1114402.28320x25050.9642.2015.000.002.2011-1216003.8320x2505.561.1664.4318.550.004.4312-1316805.3320x2505.831.2736.7620.3916.9323.69表8-2酒店第三层其他风管水力计算表62 本科毕业设计正文管段编号风量m3/h管长m风道尺寸mm流速m/s比摩阻Rm沿程阻力Pa动压Pa局部阻力Pa总阻力Pa2-14805.3120x1201.5430.522.761.432.405.162-15802.291120x1201.5430.521.201.431.572.772-16802.291120x1201.5430.521.201.431.572.773-17802.291120x1201.5430.521.201.431.572.773-18802.291120x1201.5430.521.201.431.572.774-19802.291120x1201.5430.521.201.431.572.774-20802.291120x1201.5430.521.201.431.572.775-21802.291120x1201.5430.521.201.431.572.775-22802.291120x1201.5430.521.201.431.572.776-23802.291120x1201.5430.521.201.431.572.776-24802.291120x1201.5430.521.201.431.572.777-25802.291120x1201.5430.521.201.431.572.778-26802.291120x1201.5430.521.201.431.572.778-27802.291120x1201.5430.521.201.431.572.779-28802.291120x1201.5430.521.201.431.572.779-29802.291120x1201.5430.521.201.431.572.7710-30802.291120x1201.5430.521.201.431.572.7710-31802.291120x1201.5430.521.201.431.572.7711-32802.291120x1201.5430.521.201.431.572.7711-33802.291120x1201.5430.521.201.431.572.77其他层风管水力计算，下表：表8-3酒店第二层最不利风管水力计算表管段编号风量m3/h管长m风道尺寸mm流速m/s比摩阻Rm沿程阻力Pa动压Pa局部阻力Pa总阻力Pa1—27506.29200x2005.211.579.8516.2921.6631.522—310504.82250x4005.831.698.1520.390.008.153—415009.34320x2506.511.8216.9925.430.0016.994—5195018.72320x3205.290.9117.0616.790.0017.065—624003.71400x3205.210.782.8916.290.002.896—730302.23400x4005.260.691.5416.600.001.547—834806.55400x4006.040.895.8021.890.005.808-947400.33500x5005.270.530.1816.660.000.189-10524019.39500x5005.820.6312.2720.320.0012.27表8-4酒店第二层其他风管水力计算表管段编号风量m3/h管长m风道尺寸mm流速m/s比摩阻Rm沿程阻力Pa动压Pa局部阻力Pa总阻力Pa11-126007.5250x1604.171.0838.1010.432.6110.7112-13135021.5400x2503.750.51511.088.442.4513.5313-1426507.7500x4001.880.100.742.120.531.2762 本科毕业设计正文14-10385048.343500x5004.280.3617.5510.992.7520.302-153002.889200x1203.471.083.127.225.718.833-164505.61200x1205.212.2312.4916.2912.8725.354-174505.61200x1205.212.2312.4916.2912.8725.355-184505.68200x1205.212.2312.6416.2912.8725.516-196302.978250x2003.50.682.027.355.817.827-204502.559200x1205.212.235.7016.2912.8718.568-2212008.28400x2004.170.746.1310.438.2414.379-215002.978250x1603.470.782.337.225.718.0411-233002.648200x1203.470.521.387.225.717.0911-243002.634200x1203.470.521.387.225.717.0812-254502.648200x1205.212.235.8916.2912.8718.7612-263002.634200x1203.470.521.387.225.717.0813-2715004.623400x2001.5430.521.101.431.132.2314-2812004.623400x2004.170.743.4210.438.2411.6629-3030001.977500x4004.170.400.7910.438.249.03表8-5酒店第一层最不利风管水力计算表管段编号风量m3/h管长m风道尺寸mm流速m/s比摩阻Rm沿程阻力Pa动压Pa局部阻力Pa总阻力Pa1—2360024.25630x4003.970.337.889.4611.6319.512—344403.83400x4007.641.355.1835.020.005.183—448906.39630x2508.621.9312.3144.580.0012.314—566309.05500x5008.620.978.7844.580.008.785—6837019.09630x4009.201.4627.8050.780.0027.806—7101103.86630x40011.142.128.1774.460.008.177—8109500.29630x40012.102.450.7287.850.000.728-9118506.81630x40013.102.8319.26102.970.0019.269-10123001.93630x40013.563.035.85110.320.005.8510-111314014.11630x40014.53.4248.26126.150.0048.26表8-6酒店第一层其他风管水力计算表管段编号风量m3/h管长m风道尺寸mm流速m/s比摩阻Rm沿程阻力Pa动压Pa局部阻力pa总阻力pa11-12204015.0320x2507.11.80727.1130.25027.118.4水管水力计算（1）冷冻水系统根据文献[10][11]，在水力计算时，初选管内流速和确定最后的流速时必须满足以下要求：表8-7管内水的最大允许水流速表62 本科毕业设计正文公称直径：DNV（m/s）公称直径：DNV（m/s）>150.3651.15200.65801.60250.801001.80321.001252.00401.50≥1502.0-3.0501.50空调系统的水系统的管材有镀锌钢管和无缝钢管。当管径DN≤100mm时可以采用镀锌钢管，其规格用公称直径DN表示；当管径DN>100mm时采用无缝钢管，其规格用外径×壁厚表示，一般须作二次镀锌。1）选定最不利环路，给管段标号。图8-2酒店一层水系统图图8-3酒店二层水系统图图8-4酒店三层水系统图图8-5酒店四层水系统图2）用假定流速法确定管段管径62 本科毕业设计正文根据假定的流速和确定的流量计算出管径，计算式如下：（8-1）根据给定的管径规格选定管径，由确定的管径和选定的设备的流量计算出管内的实际流速：（8-2）3）计算比摩阻从而计算管段的沿程阻力：沿程阻力的计算式如下：（8-3）式中：——沿程阻力，；R——每米管长的沿程损失（比摩阻），/m；L——管段长度，m。摩擦阻力系数由柯列勃洛克公式确定：（8-4）式中K——管道的相对粗糙度，本设计中取K=0.15mm；Re——雷诺数。4）用局部阻力系数法求管段的局部阻力。计算式如下：（8-5）式中：——局部阻力，Pa；——管段中总的局部阻力系数。5）计算总的阻力，计算式如下：△P=△Py+△Pj（8-6）水力计算的结果，见表。表8-8酒店一层水管水力计算管道编号流量(t/h)管径(mm)实际流速(m/s)管长(m)比摩阻(Pa/m)总阻力损失(Pa)1-20.80251.214.6164337202-31.14321.004.8234027053-41.63400.919.3421729104-52.12401.2018.7236182935-62.62500.953.5751729266-73.27501.162.23250199062 本科毕业设计正文7-83.77501.405.5635040328-94.26501.501.0040828039-104.75701.170.33205152610-115.41701.439.0229353521-120.80251.215.28643415012-131.14321.005.00340276513-141.63400.914.82217192914-152.12401.209.34361490715-162.62500.9518.725171075816-173.27501.163.57250232617-183.77501.402.23350286818-194.26501.505.56408466319-204.75701.171.00205166220-215.41701.430.332932807表8-9酒店二层水管水力计算管道编号流量(t/h)管径(mm)实际流速(m/s)管长(m)比摩阻(Pa/m)总阻力损失(Pa)1-23.21501.2023.1326069422-34.07501.503.8332032173-44.53701.176.3220525074-56.30801.159.1216028085-68.08801.3519.0921359256-79.86801.809.1535465457-811.64801.806.8135457148-912.101001.201.9313015259-1012.961001.206.5613023861-173.21501.2023.13260802217-164.07501.503.83320490516-154.53701.176.32205371815-146.30801.159.12160380014-138.08801.3519.09213729213-129.86801.809.15354897512-1111.64801.806.81354814411-1012.101001.201.931302605表8-10酒店三层水管水力计算管道编号流量(t/h)管径(mm)实际流速(m/s)管长(m)比摩阻(Pa/m)总阻力损失(Pa)1-20.15150.756.0956437982-30.32200.803.8042523383-40.47250.803.8028217954-50.62250.913.8038624035-60.77251.205.1264349196-70.92320.8813.9628248127-81.07320.985.1234028268-91.22321.053.80345255762 本科毕业设计正文10-111.37400.905.20217204411-121.53400.983.80223193312-131.77401.155.3235033561-240.15150.756.09564379824-230.32200.803.80425233823-220.47250.803.80282179522-210.62250.913.80386240321-200.77251.205.12643491920-190.92320.8813.96282481219-181.07320.985.12340282618-171.22321.053.80345255717-161.37400.905.20217204416-151.53400.983.80223193315-141.77401.155.32350335614-131.92401.176.283622991表8-11酒店四层水管水力计算管道编号流量(t/h)管径(mm)实际流速(m/s)管长(m)比摩阻(Pa/m)总阻力损失(Pa)1-20.29200.796.0942229732-30.56250.923.8038824313-40.83251.203.8064240674-51.10320.983.8034023775-61.37400.905.1221720266-71.63400.9513.9623543007-81.90401.205.1236134768-92.17500.793.80123117310-112.44500.955.20517370811-122.71501.103.80535340012-133.01501.145.3224527721-240.29200.796.09422297324-230.56250.923.80388243123-220.83251.203.80642406722-211.10320.983.80340237721-201.37400.905.12217202620-191.63400.9513.96235430019-181.90401.205.12361347618-172.17500.793.80123117317-162.44500.955.20517370816-152.71501.103.80535340015-143.01501.145.32245277214-133.01501.145.322452785（2）冷凝水管的设计根据文献[12]知，62 本科毕业设计正文风机盘管、新风机组在运行过程中产生的冷凝水须由冷凝水管排出。风机盘管的凝结水都是自流排出的,凝水盘很浅,排水余压很小,因而要做好排水管的坡度,以防排水流不畅凝水溢出,湿损吊顶装修。排放凝结水的管路的系统设计中，应注意以下几点：1）风机盘管凝结水盘的进水坡度不应小于0.01。其它水平支干管，沿水流方向，应保持不小于0.002的坡度，且不允许有积水部位；2）冷凝水管道宜采用聚乙烯塑料管或镀锌钢管，不宜采用焊接钢管。采用聚乙烯塑料管时，一般可以不加防止二次结露的保温层，但采用镀锌钢管时应设置保温层。3）冷凝水管的公称直径D（mm）,一般情况下可以按照机组的冷负荷Q（kW），按照下列数据近似选定冷凝水管的公称直径：Q≤7KW，DN=20mm;Q=7.1-17.6KW，DN=25mm;Q=17.7-100KW，DN=32mm;Q=101-176KW，DN=40mm;Q=177-598KW，DN=50mm;Q=599-1055KW，DN=80mm;本设计中冷凝管沿水流方向保持0.3％的坡度，且保证没有积水部位，就近排入卫生间地漏。冷凝水管采用聚氯乙烯塑料管，在实际应用过程中，若冷凝水盘处于机组的负压段，凝水盘出口处应设置出口与大气相通的水封，其高度比凝水盘处的负压大50％左右。连接到设备冷凝水管的尺寸由设备决定。9其他设备的选择9.1冷却塔的选择本设计选用机械通风冷却塔，冷却塔与制冷机组一一对应，它必须满足制冷机的冷却水系的要求，所以选择一台。选择冷却塔时，要根据当地的气象条件、进出口温度差、冷幅高（或进水温度）及处理水量（冷却水量以冷水机组冷凝器的额定冷却水量为基准），按冷却塔选用曲线表选用。因为上海市的室外湿球温度为28.2℃，冷却水进口温度为30℃，出口温度为35℃，冷却水流量188m³/h时，选用山东双一集团有限公司生产的CDBNL3-100圆形冷却塔一个。它的型号参数见表。表9-2冷却塔参数型号高mm直径mm进水管CDBNL3-10035533732DN15062 本科毕业设计正文出水管溢水管排污管补水管DN200DN40DN40DN209.2系统定压方式空调系统中常用的定压方式有三种：膨胀水箱定压、补给水泵定压和气体定压罐定压。其中膨胀水箱定压的方法的可同时实现补水、膨胀和定压三个功能，而且布置简单，运行可靠，水力稳定性好，在实际工程中运用非常广泛。鉴于此，本设计选用膨胀水箱的定压方式。冷水系统为闭式系统，系统中的水因温度变化而引起的体积膨胀给于余地以及有利于系统中空气的排除，在管路系统中设一个膨胀水箱。因为膨胀水箱需至少高出系统1米，所以将膨胀水箱设于顶层。图9-1膨胀水箱构造图膨胀水箱容积的计算：水箱的容积:V=0.015VcQ（8-1）式中：V——水箱容积，L；Vc——系统内单位水容量之和，L/kW；文献[2]查得Vc=31.2L/kW；Q——系统的总冷量或总热量，kW；V=0.015×31.2×850.5=398L=0.398m³所以拟选用的膨胀水箱参数见表。表9-3膨胀水箱参数水箱形式水箱型号公称容积（㎡）有效容积（m3）外形尺寸长×宽mm高mm方形10.50.61900×900900水箱配管的公称直径DN/mm水箱自重溢流管排水管膨胀管信号管循环管kg4032252020156.362 本科毕业设计正文9.3水泵的选择冷冻水泵的选择：本设计采用的是闭式系统，水泵的扬程对于闭式水系统：（9-1）式中：、—水系统总的沿程阻力和局部阻力损失（）；—设备的阻力损失（）；—系数，。，扬程约58选100QJ5-80/5扬程80，电机功率1.1，额定电流3.1。10空调系统的消声、减振措施10.1空调系统的消声根据文献[13]，做好空调系统的消声、减振措施。随着人们生活水平的提高，空调使用得到普及，但对于设有空调等建筑设备的现代建筑，在室外及室内两个方面都可能受到噪声和振动源的影响，所以在空调设计中空调系统的消声和减振设计是重要一环，它对于减小噪声和振动，提高人们大额舒适感和工作效率有着重要的意义。空调系统中的噪声源主要有通风机、空调设备、冷热源设备、冷却塔、空调系统风管等，其中以空调制冷设备产生的噪声影响最大。62 本科毕业设计正文噪声主要包括空气动力噪声、机械噪声等。其中空气动力噪声包括涡流噪声和旋转噪声,涡流噪声是叶片在空气中旋转沿叶片厚度方向形成压力梯度变化，引起涡流及气流紊流而产生的宽频带噪声；旋转噪声是旋转叶片经过某点时，对空气产生周期性压力，引起空气压力和速度的脉动从而向周围环境辐射的噪声。机械的噪声可能是由通风机的动平衡受到破坏而引起的旋转部件不平衡造成的，也可能是由轴承的装配不好或受到损坏而造成的。空调系统消声设计应考虑噪声的频谱特性、室内允许的噪声标准、通风机噪声、风管中产生的气流噪声和从风管管壁传入风管内的噪声、风管系统噪声的自然衰减、消声器的声衰减量以及隔声室的隔声量等。控制空调通风系统中噪声的最有效的措施是降低通风机的噪声。首先要选择高效节能，低噪声性的通风机，在满足风量风压的前提下，适当选择转数低的风机，降低其空气动力噪声。其次是选用合理的轴承，提高装备精度，严格检验叶轮的动平衡和静平衡，降低风机的机械噪声。再次，通风机进出口的管道不得急剧转弯，通风机进出口处的管道应装柔性接管，其长度为150～250mm，一般不宜超过350mm。为减少空调系统消声和隔振处理及降低被空气调节房间噪声的困难，应尽可能的减少噪声源的噪声。降低噪声一般应注意到声源，传声途径和工作场所的吸声处理三个方面，上面讲到了在声源处的一些措施，除此之外，就是在通风管道上暗装消声器了，这样也可以起到很大的效果.为此，在进行空气调节系统设计及选择通风设备时应注意：1）在空调装置的送风口处,装设柔性软接管，消声静压箱、消声器；2）在送风管气流稳定的管段上装设微孔板消声器，消声弯头，消声箱；3）风管管路急剧转弯处装设带导流叶片的风管弯头。合理使用三通等部件进行噪声自然衰减；4）穿墙的风管周围，必须用麻丝等纤维材料填充密实，然后在外表面用水泥沙浆抹平；5）管道的吊架与楼板之间应该设防振橡胶等隔震连接；6）垂直与水平风管的防震，对于低速风管且出口有良好防震软接管者，可以不考虑风管吊架与支撑的防震，当风速较大而建筑噪声控制严格的场合，应考虑风管防震；7）在满足条件允许的情况下尽量使用离心风机，风机出口应设软接头，出口调节阀应在软接头后，以免风机振动使风门产生附加振动；8）应将风量大的系统分成若干小系统，选用高效率、低噪声的通风机；9）风量一定时，尽量降低风管系统的压力损失及选用转速低的风机。必要时可用双风机；10）阀门，分支管三通等部件需采用较厚的钢板。弯头及分支管三通等气流急剧转弯处，宜装设导流叶片。对于消声要求严格的房间，连接风口的支管上最好不设调节阀；11）在设备用房尽量做到消声处理；设备电机尽量选用低噪型；设备安装要考虑防震措施；风管材质尽量采用吸声材料；12）合理使用弯头、三通等部件进行噪声自然衰减；62 本科毕业设计正文13）增加管壁厚度，或与保温层处理结合，增加其隔声量。10.2空调系统的减振根据文献[14][15]，空调系统的噪声除了通过空气传播到室内外，还能通过建筑物的结构和基础传播，例如：转动的风机，和压缩机所产生的振动可以直接传给基础，并以弹簧性波的形式从机器基础沿房屋结构传到其它房间,又以噪声的形式出现，因此，对空调系统振动机构削弱将能有效的降低噪声。削弱由机器传给基础的振动是用消除它们之间的刚性连接来实现的，即在振源的和它的基础之间安设避振构件（如弹簧减振器或橡皮软木等）,可以使从振源传到的振动得到一定程度的头减弱。在振源和它的基础之间安装弹性构件，可以减轻振动力通过基础传出，也可以在仪器和它的基础之间安装弹性构件来减轻外界振动对仪器的影响。在设计和选用隔振器时候，应注意以下几个问题：1）当设备转速n>1500r/min时，宜选用橡胶，软木等弹性材料块或橡胶隔振器；设备转速<1500r/min时，宜用弹簧隔振器；2）隔振器承受的荷载不应该超过允许工作荷载；3）选择橡胶隔振器时，应考虑环境温度对隔振器压缩变形量的影响，计算压缩变形量宜按制造厂提供的极限压缩量的1/3～1/2采用。橡胶隔振器应尽量避免太阳直接照射或者油类接触；4）为了减少设备的振动通过管道的传递量，通风机和水泵的进出口通过隔振软管与管道连接。11管道的保温、防腐措施空调管路系统保温的目的：一是为了减少管道系统的热损失（或冷损失）,二是为了防止冷管路表面结露。空调管路防腐的目的是防止金属表面的外部腐蚀并保护好涂料层。11.1管道的保温（1）空调管道在下列情况下要保温：1）不保温冷、热损耗量大，且不经济；62 本科毕业设计正文2）由于冷，热损失使介质温度达不到要求温度，从而达不到规定的室内参数；3）当管道通过要求参数严格的空调房间，由于管道散出的冷热两对室内参数有不利影响；4）防止管道的冷表面结露或防止管道热表面造成可燃物燃烧。（2）保温材料的选择保温材料应根据因地制宜，就地取材的原则，选择来源广泛、价廉、保温性能好、易于施工、耐用的材料。保温材料的热工性能主要取决于其导热系数，导热系数越大，说明性能越差，保温效果也越差，因此选择导热系数低的保温材料是首要原则。同时综合考虑保温材料的吸水率、使用温度范围、使用寿命、抗老化性、机械强度、防火性能、造价及经济性，在本设计中对供回水管及风管的保温材料均采用带有网格线铝箔帖面的防潮离心玻璃棉。因为玻璃棉具有耐酸，抗腐，不烂，不蛀，吸水率小，化学稳定性好，无味，价廉，寿命长，导热系数小，施工方便等特点.冷冻水管的保温结构中应有一层防潮层，因为如果没有防潮层，大气中的水蒸气将和空气一起进入保温层，并且向温度更低、水蒸气分压力更低的内部渗透，直到冷冻水管上外壁上。这时，在管壁、保温材料的内部将会出现凝结水，破坏保温材料的绝热性能。（3）保温层厚度的选定关于经济厚度,要考虑以下一些因素：1）保温材料的类型及造价(包括各种施工、管理等费用)；2）冷（热）损失对系统的影响；3）空调系统及冷源形式；4）保温层所占的空间对整个建筑投资的影响；5）保温材料的使用寿命。结合实际情况，本设计以下表作为经济厚度的参考，因此供回水管及风管的保温材料可以选用25mm厚的采用带有网格线铝箔帖面的防潮离心玻璃棉。可按表选用管道经济保温层厚度。表11-1空调供冷管道经济保温层厚度水管管径（mm）152025-6580100125-200保温厚度（mm）20303040404011.2管道的防腐（1）选用耐腐蚀材料管道；（2）在金属表面覆盖保护层，在管道外表面涂防锈漆、机油、凡士林或覆盖搪瓷、塑料等耐腐蚀的非金属材料，用化学方法使钢铁表面生成一层细密稳定的氧化膜，62 本科毕业设计正文使金属制品与周围腐蚀介质隔离；（3）系统的补水要先软化，系统的循环的水要先经过过滤后再使用，以减少对管道的磨损。62 本科毕业设计小结小结通过本次毕业设计，巩固了四年来所学的知识，把所学的零星知识串成了一个整体，对空调系统有了一个比较完整的认识和了解，并系统的掌握了设计的过程和方法。按照自己原先制定的设计进度，在指导老师的指导下，我按时认真完成每一阶段的任务。关于本次设计，尽量达到节能的要求，选择了经济节能的维护结构，确定了比较合理的的空调方案。但由于我们现在的知识也都还处在理论阶段，缺乏实践的经验，在思维和知识上都还有很大限制，导致设计中缺少创新的地方，并且存在很多不足之处。所以本次设计也只能以比较合理来形容，虽然成果不是很令人满意，但终究是自己动脑动手一步一步做出来的，还是比较令自己满意。在设计中的每一步，我都做了认真的考虑，在这样点滴考虑与思量过程中，我摸索到空调设计要点，更清晰了解整个设计过程。通过这次的毕业设计，它至少它已经启发了我的思维，提高了我的动手能力，这是我在课本中学不到的。这为我在以后的工作岗位上发挥自己的才能奠定了坚实的基础。相信我在以后的工作过程中，理论结合实践，经过不懈的努力，在本专业方面会有更大的进步。62 本科毕业设计致谢致谢虽然此篇设计偏重于理论知识，缺少创新和实践运用，但是将我们学习过的知识系统的串联，个人认为还是十分有意义。在完成设计的过程中，不仅有自己的努力，还包括了老师的悉心指导和同学们的相互帮忙，在此感谢沈雅均老师在设计过程中不厌其烦的回答关于设计的各方面疑问，使我的毕业设计一步步明朗，最后圆满的完成。62 本科毕业设计参考文献[参考文献][1]赵荣义、范存养等.空气调节[M].北京:中国建筑工业出版社，1994[2]冯玉琪、徐育彪、吕关宝等.新编实用空调制冷设计[M]、选型、调维修手册.北京：电子工业出版社，1997[3]尉吃斌、卢士勋、周祖毅等.实用制冷与空调工程手册[M].北京：机械工业出版社，2001[4]路延魁、刘永年、袁真等.空气调节设计手册（第二版）[M].北京：中国建筑工业出版社，2003[5]潘云钢．高层民用建筑设计[M]．北京：中国建筑工业出版社，1999[6]方修睦等.高层建筑供暖通风与空调设计[M].黑龙江:黑龙江科学技术出版社，2003.3[7]周邦宁．中央空调设备选型手册[M]．北京：中国建筑工业出版社，1999[8]付详钊、王岳人、王元等．流体输配管网（第二版）[M].北京：中国建筑工业出版社，2005[9]赵荣义．简明空调设计手册[M]．北京：中国建筑工业出版社，1998[10]王增长、高羽飞、曾雪华等.建筑给水排水工程（第五版）[M].北京：中国建筑工业出版社，2005，8[11]刘金言．给排水、暖通，空调百问[M]．北京：中国建筑工业出版社，2001.9[12]马最良、姚杨．民用建筑空调设计，中国化学工业出版社[13]GilAbery.Themythofpressure-independentterminals.Ashraejournal[J].2004.[14]赵俊刚.风机盘管加新风空调系统的研究[J].制冷与空调，2009[15]GlenAChamberlin,DaveMSchwenk,etal.VAVsystemandoutdoorair.ASHRAE[J],1999.62 本科毕业设计译文附译文1002KSMEInternationalJournal,Vol.18No.6,pp.1002~1009,2004AnExperimentalStudyonthePerformanceofAir/WaterDirectContactAirConditioningSystemSeong-YeonYooDepartmentofMechanicalDesignEngineering,ChungnamNationalUniversityDaejeon305-764,KoreaHwa-KilKwonGraduateSchool,ChungnamNationalUniversityDaejeon305-764,KoreaDirectcontactairconditioningsystems,inwhichheatandmassaretransferreddirectlybetweenairandwaterdroplets,havemanyadvantagesoverconventionalindirectcontactsystems.Thepurposeofthisresearchistoinvestigatethecoolingandheatingperformancesofdirectcontactairconditioningsystemforvariousinletparameterssuchasairvelocity,airtemperature,waterflowrateandwatertemperature.Theexperimentalapparatuscomprisesawindtunnel,waterspraysystem,scrubber,demister,heater,refrigerator,flowandtemperaturecontroller,anddataacquisitionsystem.Theinletandoutletconditionsofairandwateraremeasuredwhentheaircontactsdirectlywithwaterdropletsasacounterflowinthespraysectionofthewindtunnel,andtheheatandmasstransferratesbetweenairandwaterarecalculated.ThedropletsizeofthewaterspraysisalsomeasuredusingaMalvernParticleAnalyzer.Inthecoolingconditions,theoutletairtemperatureandhumidityratiodecreaseasthewaterflowrateincreasesandasthewatertemperature,airvelocityandtemperaturedecrease.Onthecontrary,theoutletairtemperatureandhumidityratioincreaseintheheatingconditionsasthewaterflowrateandtemperatureincreaseandastheairvelocitydecreases.[KeyWords]AirConditioningSystem；DirectContact；Cooling；Heating；Humidification；Dehumidification81 本科毕业设计译文1.IntroductionForenergyconservationandtheprotectionoftheenvironment,itbecomesincreasinglyimportanttodesignairconditioningsystemswhichsaveenergyaswellasmakecomfortableair.Conventionalairconditioningsystemsgenerallyconsistofsixcomponents.Arefrigeratorandcoolingcoilareneededforcoolinganddehumidification;andaboiler,heatingcoilandhumidifierareusedforheatingandhumidification;andafilterisofteninstalledtopurifypollutedair.Ontheotherhand,adirectcontactairconditioningsysteminwhichheatandmassaretransferreddirectlybetweenairandwaterdropletshasmanyadvantagesoverconventionalindirectcontactsystems.Inthissystem,cooling,heating,dehumidificationandhumidificationareaccomplishedwithoutusingacooling,heatingcoil,dehumidifierorhumidifier.Inaddition,thetransportefficienciesofheatandmassarerelativelyhighduetothelowthermalresistanceandtheevaporationeffect.Also,thedesignofthissystemisrelativelysimple(SeetharamuandBattya,1989;Tadristetal.,1987;Jacobs,1988).Therefore,thissystemcansaveoninstallationandoperationcosts.Furthermore,thissystemcancontrolairqualitybyabsorbingdustandcontaminatedgasesfrompollutedair.Onlyafewresearchpapersonthecoolingandheatingcharacteristicsfordirectcontacttransportsystemsarefoundintheliterature,andmostofthemarerelatedtocoolingtowers.WarringtonandMussulman(1983)usedtheanalyticalmethodtostudytheeffectofdropsizevariationoncoolingtowerperformance.Leeeta1.(1998)haveexperimentallyinvestigatedtheeffectofthevelocity,temperature,andhumidityoftheenteringaironthethermalperformanceofcoolingtowersforbothcounter-flowandcross-flowarrangements.Bohn(1985)hasmeasuredthevolumetricheattransfercoefficientofdirectcontactheatexchangersasafunctionofairandsaltflowrate,andconductedeconomicanalysistocomparedirectcontactheatexchangerswithconventionalfinned-tubeheatexchangers.SiqueirosandBonilla(1999)haveperformedexperimentswithpentaneasdispersedphasesandwaterasacontinuousphase,andcalculatedthevolumetricheattransfercoefficientatvariousconditions.CoolingperformancesfordifferentairconditioningsystemsincorporatingairwasherswerestudiedbyIsmailandMahmoud(1994).Kangeta1.(2002)havenumerically81 本科毕业设计译文investigatedtheheattransfercharacteristicsinaspraycolumndirectcontactheatexchangerusingthetwo-dimensionalaxisymmetrictwo-componentflowmodel.Kimetal.(2001)havesuggestedtheinstallationofmeshesinsideadirectcontactheatexchangertoimprovetheperformances,andinvestigatedtheireffects.Inthepresentstudy,cooling,heating,dehumidificationandhumidificationperformancesofadirectcontactairconditioningsystemareevaluatedforvariousinletparameterssuchasairtemperature,airvelocity,watertemperatureandwaterflowrate.Thedropletsizeofthewaterspraysandpressurelossesinthesystemarealsomeasuredandcompared.PerformanceanalysisforthedirectcontactairconditioningsystemisconductedbyYooeta1.(2004)usingempiricalcorrelationswhicharebasedonthisstudy.*CorrespondingAuthor,E-mail:syyooh@cnu.ac.krTEL:+82-42-821-6646;FAX:+82-42-822-7366DepartmentofMechanicalDesignEngineering,ChungnamNationalUniversity,Daejeon305-764,Korea.(ManuscriptReceivedJuly19,2003;RevisedMarch8,2004)81 本科毕业设计译文2.ExperimentalApparatusandProcedure2.1ExperimentalapparatusTheexperimentalapparatus,showninFig.1,comprisesawindtunnel,waterspraysystem,scrubber,demister,heater,refrigerator,flowandtemperaturecontrolleranddataacquisitionsystem.Asuctiontypewindtunnelisused,whichismadeofPVCandhasasquaretestsectionof300mm×300mm.Maximumairspeedinthewindtunnelis4.2m/sandtheairflowrateiscontrolledbyaninverter.Theairtemperature,whichisinducedintotheairconditioningsystemfromtheunconditionedroom,iscontrolledbyaconstanttemperaturebathwhichisequippedwithacoolingandalsoaheatingsystem.Thewaterspraysystemconsistsofatubebank,spraynozzles,acirculationpump,watertank,flowmeterandpressuregage.Thewatersuppliedbyacirculationpumpissprayedthroughtworowsoftubebanksandeachtubebankhas16nozzles,andthewaterflowrateiscontrolledbytheinverter.Thewaterdropletsaftermakingcontactwithblowingairarereturnedintothewatertankthroughthedrainpipe.Thecirculatedwatertemperatureiscontrolledbyanelectricheaterinheatingexperiments,andbyavaporcompressionrefrigeratorincoolingexperiments,respectively.AscrubbermadeofcorrugatedPVCandademistermadeofstainless-steelmesheliminatetheremainingwaterdropletsfromtheexhaustairaftercontactwiththewaterspray.81 本科毕业设计译文Fig.1Schematicandphotoofair/waterdirectcontactairconditioningsystemTable1OperatingrangesofexperimentalparametersforcoolingandheatingParametersCoolingHeatingInletairtemperature24~38°C15~16°CAirvelocity1~3m/s1~3m/sInletwatertemperature4~16m/s25~53°CWaterflowrate0.1~0.35kg/s0.1~0.35kg/s2.2ExperimentalprocedureToinvestigatethecoolingandheatingperformances,inletandoutletconditionsofairandwateraremeasuredwhentheaircontactsdirectlywithwaterdropletsasacounterflowinthespraysectionofthewindtunnel.Theoperatingrangesofexperimentalparametersforcoolingandheatingaredeterminedbyconsideringthoseofconventionalairconditioningsystems,andaregiveninTable1.Wateriscooledbelowtheinletairtemperatureincoolingexperiments,andwaterisheatedabovetheinletairtemperatureinheatingexperiments.Theflowrateofairandwateristhensetbytheinverter.Theairvelocityismeasuredbyapitottubeandthewaterflowrateismeasuredbyarotameter.Inordertomeasuredryandwetbulbtemperatures,T-typethermocouplesareinsertedthroughthemeasuringholeswhicharelocatedfarupstreamofthespraysection,downstreamofthescrubberanddownstreamofthedemister.81 本科毕业设计译文3.ResultsandDiscussion3.1DropletsizeofwatersprayHeatandmasstransferinair/waterdirectcontactairconditioningsystemsaredominatedbydropletsize.Ifwaterofconstantvolumeisdispersedintoalotofsmalldroplets,heatandmasstransferareenhancedbytheincreaseofthetotalcontactareabetweenairandwaterdroplets.Fig.2VariationofSMDwithdistanceInthepresentstudy,theMalvernParticleAnalyzerisusedtomeasurethesizeofwaterdroplets.ThedropletsizeisusuallyexpressedbymeansofSMD,whichstandsforsautermeandiameter.VariationsofSMDforthreedifferentnozzlesarepresentedinFig.2.Whenthenozzlenumberincreases,thedropletsizetendstoincreaseduetotheincreaseintheorificediameterofnozzle.Asthedistancebetweenthespraynozzleandmeasuringpointincreases,thesizeofthewaterdropletsincreases.Itcanbeexplainedbythefactthatthesmalldropletsareagglomeratedbythevelocitygradientandthelargedropletsareagglomeratedbygravitationalsettling.Fromthisresult,thesizeofthedropletssprayedfromthenozzleisassumedtobearound50--90/zm..81 本科毕业设计译文Fig.3Pressurelossversusairvelocityateachsection3.2PressurelossPressurelossaswellasheatandmasstransfercharacteristicsisveryimportantfactorinthedesignofairconditioningsystems.Figure3showsvariationsofpressurelosswithairvelocityatthespraysection,scrubberanddemister.Whenthewaterisnotsprayed,thepressurelossinthespraysectionisnegligible.Butwhenthewaterissprayedwithaflowrateof0.23kg/s,thepressurelossjumpsupbecausewaterdropletsobstructtheairflow.Atthescrubberanddemister,thepressurelossincreaseswithincreasingairvelocity,andthepressurelossatthescrubberismorethantwicethatofthedemister.3.3CoolingperformanceVariationsofoutletairtemperature,humidityratioandeffectivenessareinvestigatedasafunctionofwaterflowrate,airvelocity,airtemperatureandwatertemperature.Figure4showstheeffectofcoolingwaterflowrateonoutletairconditionssuchastemperatureandhumidityratio.Inthisexperiment,inletairflowrateisconstantat0.221kg/s,inletairtemperatureisbetween30and31°C,andcoolingwatertemperaturerangesfrom9to10°C.Theoutletairtemperatureandhumidityratiodecreaseasthecoolingwaterflowrateincreases.Thereasonforthisisthatthecontact81 本科毕业设计译文areabetweenairandwaterdropletsincreasesasthecoolingwaterflowrateincreases,andtherebyheatandmasstransferareaugmented.Intheseexperimentalconditions,thehumidityratiooftheinletairishigherthanthatofsaturatedairatcoolingwatertemperature,somassistransferredfromairtowater.ThevariationofoutletairconditionsasafunctionofairvelocityisshowninFig.5.Inthiscase,thecoolingwaterflowrateisfixedat0.221kg/s,thecoolingwatertemperatureisbetween9andII°C,andtheinletairtemperaturerangesfrom30to31°C.Theoutletairtemperatureandhumidityratioincrease,astheairvelocityincreases.Neverthelessheatandmasstransfercoefficientsbetweenairandwaterdropletsincreasewithincreasingairvelocity,differencesinairtemperatureandhumidityratiobetweeninletandoutletbecomesmallerwithincreasingairvelocity.Thiscanbeexplainedbythefactthatthemassflowrateofinletairisproportionaltotheairvelocity.Fig.4Variationofoutletairconditionswithwaterflowrateforcooling81 本科毕业设计译文Fig.5VariationofoutletairconditionswithairvelocityforcoolingFig.6VariationofoutletairconditionswithinletairtemperatureforcoolingFigure6showsthevariationofoutletairconditionswithinletairtemperature.Theseresultsareobtainedundertheconditionsthatthecoolingwaterflowrateis0.184kg/s,theairflowrateis0.221kg/s,andthecoolingwatertemperatureisbetween8and10°C.Thelowertheinletairtemperatureis,thelowertheoutletairtemperatureandhumidityratioare.Consideringtheinletandoutletairtemperature,decrementbecomeshigherasinletairtemperatureincreases.Socoolingefficiencybecomeshigherwithincreasinginletairtemperature.TheeffectofinletwatertemperatureonoutletairconditionsisshowninFig.7.Inthiscase,theflowrateofthewaterandairis0.221kg/s,andtheinletairtemperature81 本科毕业设计译文variesfrom31to32"C.Astheinletwatertemperaturedecreases,theoutletairconditionstendtodecreasebecausethetemperaturedifferencebetweenairandwaterdropletsbecomeslarger.However,thedecrementoftheoutletairtemperatureisnothigherthanthatoftheinletwatertemperature.Inordertocomparedirectcontactheatexchangewithindirectcontactheatexchange,effectivenessesaredefinedbytwowaysasbelow.（1）（2）TheeffectivenessconsideringonlysensibleheatisdefinedinEq.(1),andtheeffectivenesstakingintoaccountsensibleandlatentheatisdefinedinEq.(2).Inbothcases,thedenominatoristhemaximumpossiblesensibleheattransferrates.Figure8showsthevariationofeffectivenesswithcoolingwaterflowrates.Asseeninthefigure,botheffectivenessesincrease,asaresultoftheenhancementofheatandmasstransfer,whenthecoolingwaterflowrateincreases.Increasingthewaterflowratefrom0.1kg/sto0.35kg/sresultsinanincreaseof92%intheeffectivenessforsensibleheatand92%fortotalheat,respectively.Andtheeffectivenessofsensibleandlatentheatisincreasedby31%comparedtothatofpuresensibleheat.Fromtheseresults,wecanconcludethatcoolinganddehumidificationareaccomplishedatthesametime.Infact,tocontrolthetemperatureofinletair,theinletairpassesthroughthecoolingcoiloftheconstanttemperaturebathinstalledattheinletpartoftheairconditioningsystem,andtheairistherebydehumidifiedbeforemakingcontactwithwaterdroplets.Consequently,theeffectofdehumidificationisnothighatspraysection.Iftheinletairisnotdehumidifiedattheconstanttemperaturebath,thecoolingperformanceaswellaseffectivenesswillbeimproved.81 本科毕业设计译文Fig.7VariationofoutletairconditionswithinletwatertemperatureforcoolingThevariationofeffectivenesswithcoolingwatertemperatureisshowninFig.9.Theeffectivenessofsensibleandlatentheatishigherthanthatofpuresensibleheatwhenthecoolingwatertemperatureislowerthan11.6°C,andtheeffectivenessofpuresensibleheatishigherthanthatofsensibleandlatentheatifcoolingwatertemperatureishigherthanl1.6°C.IfthecoolingwatertemperatureislowerthanI1.6°C,whichisthedewpointofinletair,theconcentrationofwatervaporinthecoolingwaterislowerthanthatoftheinletair.Therefore,watervaporistransferredfromairtocoolingwater,andcoolinganddehumidificationoccursimultaneously.Onthecontrary,ifthecoolingwatertemperatureishigherthan11.6°C,watervaporistransferredfromcoolingwatertoair,socoolingandhumidificationoccur.Consequently,itisnecessarytohavecoolingwaterwhosetemperatureislowerthanthedew-pointtemperatureoftheinletairinordertoaccomplishcoolinganddehumidificationsimultaneouslyinsummerusingdirectcontactairconditioningsystems.81 本科毕业设计译文Fig.8EffectivenessversuswaterflowrateforcoolingFig.9Effectivenessversusinletwatertemperatureforcooling3.4HeatingperformanceIntheheatingexperiments,thesameexperimentalconditionsasthecoolingareappliedexceptfortheinletwatertemperature.Figure10showstheoutletairtemperatureandhumidityratioasafunctionofwaterflowrate.Inthisexperiment,the81 本科毕业设计译文airflowrateiskeptat0.221kg/s,andtheinletairtemperaturevariesfrom15to16"C.Asthewaterflowrateincreases,theoutletairtemperatureandhumidityratioincreaseduetotheaugmentationofheatandmasstransfercausedbytheincreaseincontactareabetweenairandwaterdroplets.Scatteringisrelativelylargewhenthewaterflowrateis0.277kg/s.Itcanbeexplainedbythefactthatsprayedwatertemperatureisnotconstantbecauseofthelimitationoftheheater.Figure11showsthevariationofoutletairconditionsagainstairvelocitywhenwaterflowrateiskeptat0.221kg/s.Astheairvelocityincreases,theoutletairtemperatureandhumidityratiodecreaserapidly.Althoughheatandmasstransferratesincreaseastheairvelocityincrease,temperatureincreaseofinletairbecomessmallerbecausemassflowrateofairincrease.Fig.10Variationofoutletairconditionswithwaterflowrateforheating81 本科毕业设计译文Fig.11VariationofoutletairconditionswithairvelocityforheatingTheeffectoftheinletwatertemperatureontheoutletairconditionsisshowninFig.12.Theoutletairtemperatureincreasesastheinletwatertemperatureincreases,becausetemperaturedifferencebetweenairandwaterdropletsbecomeslarger.Thehumidityratioalsoincreases,becausemasstransferisacceleratedassaturationconcentrationofwaterincreases.Fig.12Variationofoutletairconditionswithwatertemperatureforheating81 本科毕业设计译文Fig.13EffectivenessversuswatertemperatureforheatingFigure13showseffectofinletwatertemperatureontheeffectiveness.Itcanbeobservedthattheeffectivenessseemstobeaffectedlittlebyinletwatertemperature,andtheeffectivenessofsensibleandlatentheatisalmostthreetimeshigherthanthatofsensibleheat.Consequently,heatingandhumidificationareaccomplishedsimultaneouslyintheheatingexperiments,andtransferoflatentheatismuchlargerthanthatofsensibleheat.Becauseofexcessivehumidification,itisverydifficulttocontroltemperatureandhumidityatthesametime.Thisisoneofthedisadvantagesofdirectcontactairconditioningsystems,andthisproblemcanpartlybesolvedbymixingofoutletairwithindoorcirculationair.81 本科毕业设计译文4.ConclusionsCoolingandheatingperformancesofdirectcontactairconditioningsystemareinvestigatedexperimentallyforvariousoperatingconditions.Majorresultsaresummarizedasfollows:(1)Asthewaterflowrateincreasesandairvelocity,inletwatertemperatureandinletairtemperaturedecrease,theoutletairtemperatureandhumidityratiodecreaseinthecoolingconditions.(2)Increasingthewaterflowratefrom0.1kg/sto0.35kg/sresultsinanincreaseof92%intheeffectivenessforsensibleheatand92%fortotalheat,respectively.(3)Coolinganddehumidificationareaccomplishedsimultaneouslyiftheinletairiscooledbelowthedew-pointtemperature.Onthecontrary,coolingandundesirablehumidificationoccuriftheinletairiscooledabovethedew-pointtemperature.(4)Asthewaterflowrateandinletwatertemperatureincreaseandairvelocitydecreases,theoutletairtemperatureandhumidityratioincreaseintheheatingconditions.(5)Theeffectivenessestakingintoaccountsensibleandlatentheatisalmostthreetimeshigherthanthoseconsideringonlysensibleheatinheating.Thisisbecausemassistransferredmorevigorouslythanheat,soitisverydifficulttocontroltemperatureandhumiditysimultaneously.81 本科毕业设计译文AcknowledgmentThisstudywassupportedinpartbytheKoreaScienceandEngineeringFoundationthroughtheRegionalResearchCenterforAdvancedClimateControlTechnologyatSunMoonUniversity.81 本科毕业设计译文ReferencesBohn,M.S.,1985,"AirMoltenSaltDirect-ContactHeatExchange,"J.ofSolarEnergyEngineering,Vol.107,pp.208~214.Ismail,I.M.andMahmoud,K.G.,1994,"ComparativeStudyofDifferentAirConditioningSystemsIncorporatingAirWashers,"Int.J.ofRefrigeration,Vol.17,No.6,pp.364--370.Jacobs,H.R.,1988,"Direct-ContactHeatTransferforProcessTechnologies,"J.ofHeatTransfer,Vol.110,pp.1259~1270.Kang,Y.H.,Kim,N.J.,Hur,B.K.andKim,C.B.,2002,"ANumericalStudyonHeatTransferCharacteristicsinaSprayColumnDirectContactHeatExchanger,"KSMEInt.J.,Vol.16,No.3,pp.344~353.Kim,N.J.,Kim,C.B.,Sen,T.B.andHur,B.K.,2001,"PerformanceofaDirectContactHeatExchangerwithMeshesforaSolarThermalEnergySystem,"KSMEInt.J.,Vol.15,No.2,pp.268~276.Lee,H.C.,Bang,K.H.andKim,M.H.,1998,"ExperimentalStudyontheThermalPerformanceofaCoolingTower,"KoreanJ.ofAir-ConditioningandRefrigerationEngineering,Vol.10,No.1,pp.88~94.Seetharamu,K.N.andBattya,P.,1989,"DirectContactEvaporationbetweenTwoImmiscibleLiquidsinaSprayColumn,"J.ofHeatTransfer,Vol.111,pp.760~785.Siqueiros,J.andBonilla,O.,1999,"AnExperimentalStudyofaThree-Phase,Direct-ContactHeatExchanger,"AppliedThermalEngineering,Vol.19,pp.477~493.Tadrist,L.,ShehuDiso,I.,Santini,R.andPantaloni,J.,1987,"VaporizationofaLiquidbyDirectContactinAnotherImmiscibleLiquid,"Int.J.HeatMassTransfer,Vol.30,No.9,pp.1773~1785.Warrington,R.O.andMussulman,R.L.,1983,"AnalysisofaLiquid/GasDirectContactHeatExchangerConcept,"J.ofEnergy,Vol.7,pp.732~734.Yon,S.Y.,Kwon,H.K.andKim,K.Y.,2004,"PerformanceAnalysisofWater/AirDirectContactAirConditioningSystem,"KoreanJ.ofAit-ConditioningandRefrigerationEngineering,Vol.16,No.2,pp.175~183.81 本科毕业设计译文81 2004年，1002KSME国际学报，第6期，第18卷，第1002〜1009页对空气/水直接接触式空调系统性能的试验研究晟妍柳忠南国立大学，机械设计工程处大田305-764，韩国华，吉权忠南国立大学，研究生院大田305-764，韩国直接接触空调系统中的热量和质量在液滴与空气之间直接传送，较常规间接接触的系统有更多的优点。本研究的目的是通过各种进口参数，如风速，空气温度，水流量和气温，来调查直接接触空调系统的制冷和制热的性能。实验装置包括一个风洞，水喷淋系统，洗涤器，除雾器，加热器，冰箱，流量，温度控制器，数据采集系统。当空气和液滴直接接触，在风洞喷条的规定范围内形成逆流，此时，进口和出口的空气和水的条件可以测量，同时空气和水之间的热传递率和质传递率也可以计算。水喷淋液滴的大小通常是使用马尔文粒度分析仪衡量的。在冷却条件下，出口空气温度和湿度的比例减小，同时，水的温度和水流量增加，风速和温度降低。相反的，随着水的流速、温度的增加和空气流速的减小，在加热的条件下，出口空气温度和湿度的比例反而增加。[关键词]空调系统；直接接触；冷却；加热；潮湿；除湿 1.引言为了节约能源和保护环境，设计节约能源以及舒适的空调系统，变得越来越重要。常规空调系统一般由六个部分组成。冰箱和冷却盘管，需要冷却和除湿；锅炉，加热盘管和加湿器则用于加热和加湿；过滤器通常用于净化污染的空气。另一方面，直接接触空调系统中的热量和质量在液滴与空气之间直接传送，较常规间接接触的系统有更多的优点。在这个系统中，冷却，加热，除湿和加湿无需使用冷却，加热线圈，抽湿机或加湿器就可以完成。此外，由于低热阻和蒸发作用，传热传质的运输效率较高。此外，系统的设计相对简单（Seetharamu和Battya，1989；Tadrist，1987；Jacobs，1988等）。因此，这个系统可以节省安装和运行成本。此外，该系统能通过吸收气体中污染空气中的尘埃和污染来控制空气的品质。只有很少关于运输系统和加热特性的直接冷却研究论文在文献中可以找到，而其中的大多数又是关于冷却塔的。Warrington和Mussulman（1983）所使用的分析方法，用于研究对冷却塔性能的变化的效果有所下降。Lee等（1998）实验研究了温度效应的速度，流量安排和横流、湿度反应了两者的热空气进入冷却塔的性能。博恩（1985）已测得作为一种直接接触的空气和热盐流器函数体积传热速率系数，并对直接接触热管换热器与传统的翅片进行经济分析比较。Siqueiros和Bonilla（1999）完成用戊烷驱散了连续相和水相的实验并计算出在不同的条件下的体积传热系数。马哈茂德伊斯梅尔（1994年）对不同的垫圈结合空调系统的空气冷却性能进行了研究。Kang等（2002）采用二维轴对称双组分流动模型，对直接接触换热器的喷雾列传热特性进行了数值研究。Kim等（2001）建议在一个网格上直接安装接触换热器，来提高性能，并研究其结果。在本研究中，一个直接接触空气调节系统中冷却，加热，加湿和除湿的工作性能是通过各种进口参数，如入口空气温度，空气流速，水温和水流量来评估的。该系统的雾滴大小引起的水喷剂和压力损失，也同时通过测量和比较。Yoo等（2004）使用基于这项研究的经验公式对直接接触空调系统性能分析。 2.实验装置及程序2.1实验装置实验仪器，如图1所示，包括风洞，水喷淋系统，洗涤器，除雾器，加热器，冰箱，流场和温度控制器和数据采集系统。一个300毫米×300毫米，由聚氯乙烯组成的方形试验段用于吸式风洞的使用。风洞风速最大的为4.2米/秒，空气流量由一个逆变器控制。从无条件房间的系统诱导成空调的空气温度，这是由一个配备了一个冷却系统和一个供热系统的恒温水浴来控制的。水喷雾系统由一个堆管，喷嘴，循环泵，水箱，流量计和压力表组成的。水供应是循环泵通过各有16个喷嘴的喷洒管两排管的管对来进行的，水流量则是逆变器控制的。当水滴和空气中的水分充分接触后，通过排水管返回到水箱。循环水温度的控制分别由一个在加热实验中的电动加热器和一个在冷却实验中的蒸汽压缩制冷冰箱来完成的。使用由波纹聚氯乙烯制成的洗涤器和一个由不锈钢网制成的除雾器，消除排气管喷空气与水接触后剩余的水滴。(a)原理图 （b）实物照片图1.空气/水直接接触式空调系统的原理图和实物照片2.2实验方法为了探讨冷却和加热的性能，当水滴与空气直接接触，并且在风洞的喷雾节截面上反流的时候，测量空气和水的进口、出口条件。加热冷却的实验参数的作用范围是由表1给出的，其中考虑了常规的空调系统。在冷却实验中水被冷却到进口的空气温度以下，而在加热实验中水是被加热到高于进气温度。然后空气和水的流量，由逆变器来设定。空气速度和水流量分别是通过一个毕托管和一个浮子流量计来衡量的。为了测量干湿球温度，T型热电偶是通过插入分别位于上游的喷远节，下游的洗涤器和除雾器下游的测量孔来测量的。表1.冷却和加热的实验参数作用范围参数冷却加热进风温度24〜38℃15〜16℃风速1〜3m/s1〜3m/s进水温度4--16℃25〜53℃水流量0.1〜0.35kg/s0.1〜0.35kg/s 图2.随距离变化的贴片3.结果与讨论3.1水喷雾液滴大小在空气/水直接接触的空调系统中，热量和质量传递主要由液滴的尺寸决定。如果体积不变的水，转移分散成许多质量小水滴，使得空气和水滴之间的总接触面积增加，从而加强了其中的热量和质量传递。在本研究中，马尔文粒度分析仪是用来测量液滴大小的。液滴的大小通常是采用代表索特的SMD手段来表现。贴片的三个不同的喷嘴变化列于图2中。当喷嘴数量的增加时，由于喷嘴的直径增加了，液滴的大小呈上升趋势。由于喷嘴之间的距离增加和测点的增加，液滴的大小增加。它可以通过事实解释：小水滴由速度梯度凝聚成大液滴，大液滴由于重力沉降结块。从这一结果来看，从喷嘴喷出的液滴尺寸被假定为约50--90微米。3.2压力损失压力损失以及传热传质特性在空气调节系统的设计中是非常重要的因素。图3显示了洗涤器和除雾器在喷雾截面上的压力损失与空气流速的变化。当水不喷的时候，喷雾截面上的压力损失的部分可以忽略不计。但是，当水喷流量为0.23千克/秒时，压力损失增加，因为水滴阻碍了空气的流通。在洗涤器和除雾器，空气流速与压力损失不断增加，并且 洗涤器的压力损失是除雾器的两倍以上。图3.压力损失与空气速度变化影响3.3冷却性能出口空气温度，湿度比和有效性的变化被研究作为水的流速，风速，气温和水温的一种函数关系。图4显示了冷却水流量对出口空气状况的影响，比如认读和湿度比。在这个实验中，进气流量恒定在0.221千克/秒，进风温度为30至31℃，冷却水的温度范围为9至10℃。在出口空气温度和湿度的比例减小，同时冷却水流量却增加。这是因为，空气和水滴的的接触面积增加，冷却水流量增加，从而传热传质的效果增强。在这些实验条件下，进口空气湿度比较饱和的空气冷却水温度的湿度比更高，所以质量传递从空气转移到水。 图4.水流量条件的变化对出口空气的冷却影响出口空气状况和空气速度的函数关系，如图5所示。在这种情况下，冷却水流量是恒定在0.221千克/秒，冷却水的温度为9至11℃，进风温度为30到31℃。出口空气温度和湿度的比例增加，空气流速增加。不过，随着空气流速的增加，空气和液滴之间的热量和质量传递系数增加；而与起不同的是，随着空气流速的增加，进出口的空气温度和湿度比例变化较小。这可以解释为，进气质量流量成正比于空气流速。图5.空气流速条件的变化对出口空气冷却影响图6显示了出口的空气状况随着进口空气温度的变化而变化。这些结果是在 水流量是0.184千克/秒，空气流量为0.221千克/秒，冷却水温度为8和10℃三条件下获得的。较低的进风温度，较低的出口空气温度和湿度比。考虑到进口和出口空气温度，随着空气温度的减少，减少量变的更大了。因此，随着不断增加的进口空气温度，冷却效率变的更高了。图6.进气口空气温度条件的变化进行冷却影响进口水温对出口空气状况的影响在图7所示。在这种情况下，空气和水流量是0.221千克/秒，而进口空气温度为31至32℃。当进口水温降低，因为水滴与空气温差变大，出口空气状况趋于下降。然而，温度递减的出风温度不高于进口水温。 图7.进口水温对出口空气状况的影响为了比较直接接触热交换和间接接触热交换，效率被定义为以下两种方式。（1）（2）只考虑显热的效率被定义为公式（1），而考虑显热和潜热的效率定义为公式（2）。在这两种情况下，分母是最大的显热传热率。图8显示了随着冷却水流量改变而变化的效率。正如图中看到，当冷却水流量增加的时候，效率提高，意味着传热传质效果的增强。增加0.1千克/秒的水流量到0.35千克/秒时，分别在结果钟增加了92％的显热效率和92％的总热量效率。显热和潜热的效率增加比纯显热的效率高31%。从这些结果来看，我们可以得出结论，冷却和除湿是在同一时间完成。事实上，为了控制进气口空气温度，当进口空气经过在入口部分安装了恒温水浴的空调系统的冷却盘管的时，空气在液滴与水接触之前完成除湿。因此，在喷雾截面上的除湿效果并不是很高。如果进气在恒温水浴中没有被除湿，冷却性能以及效率将得到改善。 图8.水流量改变对效率的影响效率随着冷却水温度的变化在图9中显示。当冷却水温度比11.6℃低，显热和潜热的热效率比纯显热的热效率高；而当冷却水温度高于11.6℃时，显热的热效率比显热和潜热的热效率高。如果冷却水的温度低于进气口露点温度11.6℃时，冷却水的水蒸气浓度低于进口空气的浓度。因此，水蒸汽从空气转移到冷却水，冷却和除湿同时发生。相反，为了通过使用直接接触的空气调节系统同时完成冷却和除湿过程，它必须有低于进气口空气的露点温度的冷却水。图9.冷却水温度变化对效率的影响3.4采暖性能在加热实验中，在除了进水温度不同，其他实验条件相同下进行冷却。图10显示了出口空气温度和湿度比与水流量的函数关系。在这个实验中，空气流速保持在0.221千克/秒，而进口空气温度在15至16℃变化。随着水流量的增加，出口空气温度和湿度比例的增加是因为空气和水滴的接触面积的增加而导致的热量和质量传递效果的加强。水流量为0.277千克/秒的时候，温度的分布相对较散。它可以解释为，由于加热器的局限，喷洒水温不恒定。图11显示出，当水流量保持在0.221千克/秒时的出口空气条件相对于空气速度的变化。随着空气流速的增加，出口空气温度和湿度比例迅速下降。虽然传热传质速率因为空气流速的增加而增加，进气温度却因为空气质量流率增加而减少。进水温度对出口空气条件的影响在图12中表明。由于出风口空气和水滴两者之间的温度差别变大，所以出风温度 随着进水温度的增加而增加。因为质量传递随着水的饱和程度提高而加速，使得湿度比例也有所增加。图13表明了进水温度效应的有效性。从这里可以观察到有效性似乎受到进水温度影响很少，而显热的效率几乎是潜热三倍高。因此，在加热和加湿的同时完成的加热试验中，潜热转移比显热大。因为过度加湿，在同一时间控制温度和湿度是非常困难的。这是直接接触型空调系统的缺点之一，这个问题可以通过出口与室内空气流通空气的混合来解决一部分。图10.出口空气温度和湿度比与水流量的函数关系图11.加热条件下出口空气条件和空气速度的变化 图12.加热条件下出口空气条件和水温的变化图13.进水温度效应的有效性4.结论对直接接触型空调系统的冷却和供热性能，进行了各种操作条件的实验研究。主要结果归纳如下：（1）随着水流量的增加，空气流速，进水温度和入口空气温度下降，在冷却条件下，出口空气温度和湿度的比例有所下降。（2）从0.1千克/秒的水流量增加为0.35千克/秒，结果分别有92％的显热效率提高，和92％总热量提升。 （3）如果进气温度冷却到低于露点，则冷却和除湿是同时完成的。相反地，如果进气冷却后高于露点温度，冷却和不良增湿则会发生。(4)由于水流量、进水温度的升高以及空气流速降低，出口空气温度和湿度在加热条件下的比例增加。（5）考虑到该显热和潜热以几乎三倍高于只考虑显热供暖。这是因为质量比热转移更加积极，因此它是非常难以控制温度和湿度同时进行。鸣谢这项研究一部分是由韩国科学与工程基金会，通过在鲜文大学区域研究中心先进的气候控制技术支持的。[参考文献][1]Bohn，M.S.空气熔盐直接接触热交换[J].太阳能工程的期刊，1985，107：208-214.[2]lsmail,I.M.，Mahmoud,K.G.不同空调系统的比较研究纳入空气清洗器，[J].制冷，1994，17（6）：364-370.[3]Jacobs,H.R.直接接触换热的工艺技术[J].热传递，1988，110：1259-1270.[4]Kang,Y.H.，Kim,N.J.，Hur,B.K.，Kim,C.B.一个在直接接触换热器的喷雾塔中的传热特性的数值研究[J].韩国工程技术,2002，16（3）：344-353.[5]Kim,N.J.，Kim,C.B.，Sen,T.B.，Hur,B.K.直接接触换热器的太阳能光热发电系统与网格的性能[J].韩国工程技术，2001，15（2）：268-276.[6]Lee,H.C.，Bang,K.H.，Kim,M.H.冷却塔热性能的实验研究，韩国空调和制冷工程，1998，10（1）：88-94.[7]Seetharamu,K.N.，Battya,P.喷雾塔中两种液体互溶直接接触蒸发研究[J].热传递，1989，111：760-785.[8]Siqueiros,J，Bonilla,O.一个对直接接触换热器三阶段的实验研究[J].应用热工，19：477~493.[9]Tadrist,L.，ShehuDiso,I.，Santini,R.，Pantaloni,J.一个液体在另一个不互溶液体中直接接触汽化的研究[J].国际传热传质期刊，1987，30（9）：1773-1785.[10]Warrington,R.O.，Mussulman,R.L.分析液体/气体直接接触换热器概念[J].能源，1983，7：732-734. 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