5星级酒店HVAC设计典范上海四季酒店工程设计[1].doc

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B# C# B/ h8 N5 b夏季计算干球温度 34 9 y0 s! G% n, b; z7 A6 F- i夏季计算湿球温度28.2 7 Z% a: i5 n u1 D冬季计算干球温度-4 6 R2 w% N4 a% K! N$ 冬季计算相对湿度75 %, N) V5 x* K z/ d3 S# 夏季平均风速 3.2m / s4 c9 E* K3 E& ?7 |1 2 o冬季平均风速 3.1m / s1 I( l. V1 # k9 L夏季大气压力 1005.3 hPa* f w% T, B4 ; M冬季大气压力 1025.1 hPa Y$ B4 Q3 |1 y5 A1 . 2 酒店客用区室内空调设计参数，见表7 -1( c. , b C/ ?9 Y0 A2 S6 S 表7-1 酒店客用区室内空调设计参数房间名称夏季冬季人均使用面积照明与设备负荷新风量A声级噪声标准空调方式 温度相对湿度温度相对湿度%/人W/m3/(h人）d B门厅2450183510652535CAV总台与休息厅245020406623035CAV咖啡酒吧245520401553035CAV自助餐厅24552040173*3035CAV餐厅等候245520403.5652535CAV日本餐厅245520401.4194*3035CAV西餐厅245520401.480*3035CAV中餐厅245520401.4653035CAVVIP贵宾厅235522401.6653435VAV三楼前厅245020403.6822535CAV多功能宴会厅245520400.81352535CAV宴会休息厅245020403.51152535CAV大会议室245520401752530CAV会议休息厅245020403.5652535CAV商务中心246020405553035FCU室内游泳馆2660297010202.6h-140CAV健身房225518405554540FCU模拟自行车赛场226018404405040FCU有氧操房246020404504040FCU美容美发中心246022403.5804540FCU按摩房246023405405030FCU休闲酒吧246022404405040FCU接待室246020406503035FCU中小会议室246020401-26530-5035FCU客房22-246022402p/r*1600/r*120/r30FCU歌舞厅2355204021164530CAV会所酒廊245520402.5179*4035CAV 自助餐厅、西餐厅及会所酒廊计人了展示厨房灶具的冷负荷；日本餐厅计人4 组客用铁板烧的冷负荷； 当会议室面积大于65 时时，其人均使用面积为1 时之人；当会议室面积小于65 时时，其人均使用面积为2 时人；客房的数据均以一间为单位。1 w5 s* d2 V8 B) r! x# n& q 7 H% E1.3酒店后勤区夏季室内设计温度+ B7 b4 U, N2 p! t* e4 _0 H房间名称设计温度(); M8 V) n2 Z7 Z办公室及职工餐厅& b$ D* h( e8 h: i3 C: S% K$ j24更衣室及浴室% K$ aX3 oM2 B0 v& p, i* i25电话机房2 s$ J0 7 # r w8 c26厨房、点心制作及洗衣房H$ h/ g1 ?4 r, x1 U/ a$ U27裱花间: O+ g$ T$ U- Y7 6 ?8 M2 0 U A: f20巧克力加工、花房、肉类与鱼类加工区、饮料及酒类贮藏室- P5 c4 V3 o7 E: u/ k0 v18.5冰淇淋制作间# ?$ X0 I7 t) o2 / I. v: I2 d161.4机电设备用房及酒店辅助用房的设计通风换气次数 6 kW q8 C# S$ s7 f1 U房间名称ns (送风)/h-1nP (排风)/h-1地下停车库+ ; m- i0 NS3 g5 B: E5.02 w1 Q+ ; R. D8 Xd. 6.0) c- w2 - I 9 nN/ z7 t4 |生活用水换热器室% W! : a% T& y3 X6.02 l, j) g- O1 C0 r% A8.0. 4 W- V5 y9 r, N/ t锅炉房4 + E9 y2 D0 M3 _1 f36.0 $ z) g9 W5 y2 o 2 |- h# c7 d21.0 - o3 r! Y U: N1 W& _O7 a- S水泵房1 a2 F8 y: t$ b5.0- C1 2 |6 Ou3 J& g3 w: 4 u5.08 y( |% K Nf. ?空调机房及风机房& to* z! t4 z- X, V, X: 3.0-5.01 U- Y$ . X& c( M! Y$ e5 P( C3.0-5.0, F# $ N+ / E+ z+ p7 e变配电室; l8 c9 o2 b# D8 _15 e J, rx* Q17.5 ; ( L, l% J( s0 d; H制冷机房; F! 6 |0 n- P8 . ( L0 k5.0 * y# S2 K) m9 r/ N* m8 j; T6.0 3 i9 A! y- : JH- l9 ?0 z p. 5 电梯机房5 , o: A7 I5 y10.0-15.0 . B0 z7 W# W4 w$ c& b* z0 t& p% |2 r( O10.0-15.09 i I/ ?0 I- v+ k4 o; E R污水处理间（有盖）$ m/ o! _% ?$ * _( k1 P6.0. O6 ?- F1 W. x6 8.0# h1 a% / E4 S; W2 G垃圾房G# * T& f$ w 7 o7.0 0 J2 _0 s8 ? l! U- N5 No7.0 7 C8 - B9 b) S( h2 v* G- F6 Q厨房24h 通风. P0 b. c( J0 N! O: 4 r5.0-9.0/9.0 $ ts c$ K# J0 g+ F d5 |1 u6.0-10.0/10.0 : B u( . * | l k2 V, G1 1 i( 厨房运作时总通风量# P0 W8 A. a& a31.0/35.0 _: Q8 t7 Z2 t( a0 X: 36.0/40.0 1 y& V/ p_, f+ W) a a; O无空调的库房; X- w9 u5 q; W# s7 J4.0-6.0) 0 v# E& F( T# L1 L u9 j4.0-6.04 f5 h Y# P# r更衣室( 7 E L: R& n1 M, ?: P* - 4 K* L3.0 5 _8 k; m, c9 i2.0 s- Q/ q9 p Z/ K$ Y) I1 d浴室, W$ f- t1 A b4 z1 8.0) s; 4 ( l: G$ c4 l3 n9.0. D; Q- V* Q. l$ ? H盟洗室6 , a6 W$ e# g8 f P -$ s) # o7 0 P. t9 N5 R5 N10.0-15.0 7 H9 cx& F) E洗衣房+ y x+ G/ p6 + q. y22.0( * H, J* % q- n4 C4 5 a25.5& g2 K+ L 2 K客房制冰间2 U+ E8 A1 Q0 g. v P3 C+ J0 k-$ or# _1 t. . d( T! / M52.0) Q( h% 9 M I& + M注： 按热平衡计算确定； 风机配变频调速装置； 按风量平衡计算确定； 有4 ?7 o& g& G7 x$ B冷却降温设备； 有空调； 配活性炭除臭装置； 对地面建筑中的厨房（斜线左侧数; 2 V2 e& |0 D4 _& R7 i据），其体积按吊顶高度计算；地下室内的厨房（斜线右侧数据），其体积按地面到顶板底之间的高度计算；6 T# + t7 z% s& u5 H% l, 兼事故通风； 配静电油雾净化装置。/ f$ ! l$ D2 _7 5 G( a2 空调设计6 ; r6 ! z w4 p) O* V1 v7 C# l2 . 1 空调冷、热源四季酒店夏季的计算冷负荷为8860.5 kW ，冬季的计算热负荷为5543.4kW。冷源为4 台19XR5050437DFH 型离心式冷水机组，制冷机房设在地下3 层。如前所述，此冷水机组早在本次施工图设计之前已经订货，其主要参数为：冷却水的设计供回水温度为32 38 ，冷水的设计供回水温度为5 10 ，每台机组的额定供冷量为1 940 kW ，蒸发器的水侧工作压力1 . 0MPa、。在重新设计时，为弥补冷源供冷量的不足，在系统设计允许的条件下，将其冷水的实际运行供回水温度提高1 （即6 11 ）,每台冷水机组的供冷量约可提高到1 998 kW ，冷源的总供冷量为7 992 kW 。热源为燃油蒸汽锅炉提供的高压饱和蒸汽，由管壳式汽水换热器制备空调用热水，其设计供回水温度为60 5O ，高低区共4 台管壳式汽水换热器的总供热量为6 242 kW。( i$ P+ ws8 C2 . 2 空调水系统根据设计标准的要求，酒店全部采用四管制空调水系统。同时按使用功能将客房与裙房的水系统分开设置。客房风机盘管水系统按垂直同程式系统布置，裙房则采用异程系统。为平衡客房各立管的压降，在所有供水立管上设置了平衡阀。由于各种规格的风机盘管在设计水流量下，盘管的水侧压降不同，为此，风机盘管全部选配流量系数可调的电动两通阀。设计计算出每种规格风机盘管所配两通阀的流量系数，并要求产品出厂前按设计值整定、标识后供货，以保证安装在同一环路中、规格不同的风机盘管水侧计算压降一致。! I) V( V4 m4 S 由于所订冷水机组的蒸发器水侧工作压力为1 . 0 MPa ，因此，设计以12 层（避难层兼下技术层）为界，将酒店的空调水系统分为高区与低区两个压力无关的水系统；用2 台板式换热器制备高区空调用冷水，其设计供回水温度为7 . 8 1 2 . 8 ，2 台板式换热器的总供冷量为2 340kw 。高区热水直接由设在12 层的汽水换热器供给，其供回水温度为60 50 。$ : z2 q w: Y( V9 r5 s$ q) Q低区采用定流量一次泵冷、热水循环系统。系统通过调节电动压差旁通阀的开度及控制水泵启停台数，跟踪负荷侧流量变化。高区空调冷、热水系统均为配变频调速循环泵的变流量系统。由于空调系统全年大多在设计负荷的60 70 的范围内工作，因此，在变频调速水泵选型时，要使所选水泵工作在其设计流量70 的工况点，落在该转速下水泵特性曲线的最高效率点上；或者说，当只有水泵额定转速的特性曲线须按设计工况选型时，水泵的工作点必须落在水泵最高效率点的右侧。总之，正确的水泵选型可以有效降低变流量水泵在空调期内的总运行能耗。高、低区空调水系统均采用高位膨胀水箱定压与补水；同时，在地下室制冷机房及下技术层内高、低区水系统循环水泵的吸水管上，另设带隔离阀的快速充水管，在供水系统维修、清洗及运行前快速充水时使用。冷热水系统均采用电子除垢仪防锈除垢。3 T; , |% : G) Q) Y3 l8 O! w+ 9 t2 . 3 空调系统形式酒店公用部分的大空间及VIP 小餐厅采用单风道低速全空气空调系统。其中多功能宴会厅与VIP 小餐厅采用变风量空调系统，其他房间均采用定风量空调系统。鉴于宴会厅可作多种形式隔断，空调系统在冬季有同时供冷与供热的要求，其末端选用带热水加热盘管的DTQS312型串联式风机动力箱；VIP 小餐厅全为内区房间，其末端选用DESV301 型单风道节流型变风量箱。上述变风量末端装置均为压力无关型。酒店客房、健身中心、5 层中小会议室及后勤办公等小房间采用风机盘管加新风的空气 水系统。所有风机盘管均用其中挡冷量。客房还须用其夜间的冷负荷，对所选风机盘管的低档冷量及噪声进行校核，以满足客人夜间睡眠的需要。同时，要求所选风机盘管的中挡冷量比空调房间的计算冷负荷小几个百分点，使风机盘管在大多数情况下连续运行供冷除湿，以稳定地维持室内相对湿度不超过设计标准。客房新风共设5 个系统：6 11 层为1 个系统，13 24 , 25 36 层各分设2 个系统，因受机房空间的限制，设计仅在13 36 层客房的新风与其浴厕排风之间增设了板式显热回收装置，其显热回收效率为70 。上述新风处理机另设电动旁通新风阀，在室外新风温度下降（或冬季温度上升）到热回收装置无能量回收作用时，由酒店BAS 控制关闭热回收装置开启新风处理机上的电动旁通新风阀，直接从室外取风，以省去热回收装置的能耗。7 v: A8 r6 C& Y b5 s2 . 4 室内气流组织+ s; p D0 o) J9 v 客房及一层大堂采用侧送上回气流组织形式，为克服冬季热射流上浮，一层大堂侧送风口设计采用电动双工况百叶风口。室内游泳池采用下送下回为主的气流组织形式。因内装璜的需要，全部采用条形百叶风口上送。6 D# x: e1 E& j: Q, ! E+ l# z% b: k2 . 5 中庭空调与下技术层水泵隔振设计2 Z( : z3 |! Z! |; g! L. T中庭作为共享空间，把裙房的一层大堂、咖啡酒吧、自助餐厅及2 , 3 层前厅与宴会休息厅连成一体，空间总高14.5m。在以前设计的酒店中，由于没能将中庭及与中庭贯通空间的空调系统设计综合在一起考虑，导致中庭的顶层夏季过热，中庭底层大堂冬季过冷。8 M5 m4 m/ u! w7 H, w8 ?在上述区域内活动的人、照明灯具等发热设备及吸收了太阳辐射热的建筑构件与家具，作为分散的热源加热其周围的空气，以自然对流的形式使热量由下层向上层转移，是客观存在的自然规律。因此，设计首先将3 层（前厅与宴会休息厅）原室内计算冷负荷乘以1 . 2 的热量转移系数，依此进行空气处理计算及设备选型；并将底层原室内计算热负荷乘以1 . 2 的热量转移系数，对底层空调系统进行空气处理计算及设备选型。第二，缩小上述区域空调系统的送风温差，夏季设计送风温差不超过7 ，冬季设计送风温差控制在3 . 7 5 . 5 的范围内，以缩小送风与室内空气的密度差，减小空气自然对流的动力。在底层外窗下设置了暗装的铝串片散热器，并在门斗内设置了加热用风机盘管，以承担附加热负荷，提高了底层周边区域的舒适度，并且不影响对底层空调系统冬季的送风温差的控制。酒店开业后一年多的运行实践表明，上述设计方法弥补了以往中庭空调设计的不足，完全能满足高标准酒店的使用要求。) 0 j * c2 7 高区空调冷、热水变频调速循环泵均设在下技术层（12 层）空调机房内，其上下两层（即11层与13 层）均为酒店客房。为提高隔振效果，避免水泵运行时的振动干扰客人夜间的睡眠，水泵设计采用双层隔振系统，即在单层隔振基础上再加一个弹簧支撑着的中间质量。双层隔振系统在共振区后的传递率曲线衰减速率为24dB / oct （倍频程），比单层隔振的衰减速率高一倍。一年来的运行实践表明，水泵双层隔振系统具有较理想的隔振效果。! h* * D( B2 _# Z3 O# f- 3通风设计0 g0 s8 I8 l3 x& M8 P3 . 1 地下锅炉房通风/ X( W9 I2 e: ! V2 O) B. D( aX: w锅炉房内设3 台蒸发量为6t 小的燃油蒸汽锅炉，夏季通常只用1 台，遇用汽高峰时2 台同时运行。夏季其室内通风计算温度为38 ，通过热平衡计算确定其中1 台锅炉运行所需送风量。设计为满足2 台锅炉同时运行的需要，在锅炉房设置了两个机械送风系统，并各配1 个电动风量调节阀。同时，根据空气平衡计算确定的锅炉间夏季最大排风量，选设1 台带变频调速装置的风机在作锅炉间排风。夏季，1 台锅炉运行时开1 台送风风机；2 台锅炉运行时，2 台送风风机也同时投人运行。排风系统根据室内外压差传感器的信号，调节排风风机的转速，使锅炉间维持0 -5 Pa 正压。过渡季，当室内温度降到28 后，送风系统将根据室温传感器的信号改变其电动风量调节阀的开度，调节系统送人风量，使室温维持在28 左右，排风系统也将跟踪减少其排风量；当室外温度降到18 时，即使有2 台锅炉同时运行，也可只开1 台送风风机。冬季，无论使用几台锅炉，只须开1 台送风风机，且无须启动排风系统；此间，送风系统将根据压差传感器的信号改变其电动风量调节阀的开度，调节系统送人风量，使室内维持05 Pa 正的压。( o$ G7 W g2 U$ l1 O( j0 q! J- l锅炉房的油箱间设独立的机械排风系统，全年不间断运行。水处理间设独立的送风系统，冬季可按需要间歇运行。 W. A4 ( C/ * 3 . 2 厨房通风+ v+ u5 s3 N2 s X t$ a. ?! R/ D1 T3 . 2 . 1 厨房排风 S1 & X3 E8 e& H 上海煤气公司对使用煤气的地下1 层厨房有特殊的通风要求，即厨房在煤气灶具工作期间须保证40 h-1换气，在其非工作期间须保证10 h-1换气。且厨房的吊顶空间也须保持与上述相同的换气次数。因此，在地下室员工餐厅厨房的吊顶上及吊顶内均设有上述排风用的风口。3 o u1 h3 d+ p1 r* Y- L 厨房炉灶的排风系统上设带有预过滤的SH -PP 型静电油雾净化器，炉灶排风经静电油雾净化器除油后排到室外。炉灶排风量按工艺提供的资料确定，静电油雾净化器设在炉灶排风系统的负压段。厨房所设洗碗机、小冷库的冷凝器及主副食临时存放库合并设置1 个排风系统，24h 运行。; c8 Q$ M( G- K- v: T3 . 2 . 2 厨房送风$ x+ i7 kM* g4 Gv& |! 为使厨房保持负压，避免油烟等异味外泄。设计根据各厨房的具体情况，通过空气平衡计算确定其送风量，通常按排风量的0 . 85 0 . 9 选择。根据四季设计指南的要求，本工程夏季对送风作降温处理，冬季对送风作加热处理。运行经验表明，设计应注意对送风温度进行调控，使厨房温度维持在22 27 之间。夏季，过高的室温会导致食物变质；冬季，过低的室温会使出锅的菜肴迅速变冷，引起客人的不满。; 3 . 3 污水处理间及垃圾间排风, o+ a! UL9 c在污水处理间及垃圾间的排风系统上均设有活性炭过滤除臭装置。运行实践表明，垃圾间排风系统的除臭效果比较稳定，而污水处理间除臭装置的有效运行时间极短，需屡屡更换活性炭，导致运行成本太高。而且，稍有疏忽就会有臭气排出。为改变这种局面，在污水处理间的各吸风口处增设喷雾器，将天然植物中提取的airSulotion 除臭液雾化，使之与污水处理间的排气均匀混合、吸附。经一系列化学反应，使臭味分子的分子结构发生改变，从而消除排气的臭味。上述反应的生成物为水、氧、氮等无害物。实际运行的除臭效果显著，运行费用也明显低于活性炭过滤吸附装置。6 f5 S, . s, n5 K3 . 4 洗衣房通风) a8 V6 S n& u- f4 f根据工艺提供的资料，洗衣房设置了全面排风与局部排风相结合的排风系统。并在4 台烘干机的排风管路上设置了绒毛收集器，以清除排风中的飞絮。为改善操作人员的工作环境夏季对送风作降温处理，并在高温操作区内，设球形铝合金可调风口作工位送风。洗衣房送排风的气流组织，使送人洗衣房的空气从低温区流向高温区，然后经设在高温区上方的排风口，将吸收了大量余热的空气排到室外。, TD6 6 r/ d; n* V7 ?3 Q/ u: n0 f3 . 5 客房层排风* m$ ?3 w. n w# s 每间客房厕所的淋浴器与坐便器的上方各设1 个条形百叶风口，按四季设计指南规定，其总排风量为102 m3/h，设计为每间客房厕所配1 台K100M 型管道风机。根据热平衡计算，在每层的制冰间与服务间内各设K125XL 型管道风机1 台，其计算排风量为230 m3/h。客房排风分设5 个系统与新风系统一一对应，并对13 36 层的排风实施显热回收。当新风温度进人非热回收区域后，大楼BAS 将关闭排风进热回收装置的电动阀，此时客房排风便由系统总风机将之直接排到室外。所有客房排风系统均配变频调速风机，每天6 :00 9 :00 与18 :00 一20:00风机全速运行，其他时间按设计转速的70 运行。. b5 H2 H+ j% Z& + Y9 3 . 6 全空气空调系统的排风( o4 o: # * j 酒店的全空气空调系统分别配备空调季排风及过渡季排风系统，冬夏两季仅使用小风量的空调季排风系统，而在夏秋季节更替之际，当室外空气的焓值低于室内设定焓值时，其空调系统受BAS 控制自动进人全新风工况，并同时启动过渡季排风系统，实施“免费冷却”。除多功能宴会厅外，空调季排风系统均按定风量设计；由于宴会厅实际使用人数变化很大，即使在空调季内，其空调系统的新风量也经常会发生较大变化，为维持室内适当的正压（宴会厅举办宴请或酒会时，其室内正压值按0 Pa 设定；当举办非宴请类会议或其他活动时，正压值设定为5 Pa ）。过渡季的排风风机大多配变频调速装置，以跟踪因室温控制的需要而引起系统的新、排风量的改变；风机的转速受控于该系统的压差传感器，使空调房间内维持0 5 Pa 正压（室内游泳馆的池区部分须维持20 Pa 负压）。一些需要划分吸烟区与非吸烟区的场所（如餐厅、咖啡酒吧）的室内排风口集中布置在吸烟区上部的吊顶上。* * s* ; c- Z! 5 B4 h3 B, u9 y3 . 7 酒店的变配电室、换热器室、水泵房、无可开窗的空调机房、电梯机房、地下停车库均配机械送、排风系统。所有送风风机箱内配可清洗型空气过滤器。电梯机房另设有风冷式冷风机组，当其机械通风系统无法维持电梯控制箱正常工作所需的环境温度时，可关停通风系统，启动冷风机降温。3 GA: ; b% % E 位于地下3 层的制冷机房内，设降温型通风系统及事故（兼过渡季）排风系统。机房内设氧气浓度传感器，当制冷机组的冷剂泄漏，导致机房下部空气中氧气浓度过低时，此传感器报警，并同时启动（或将运行中的过渡季排风系统切换为）事故排风系统。4 防、排烟设计2 j& t$ I6 E& t8 d5 J: E4 . 1 机械加压系统- O* v4 C0 / CY根据 高层民用建筑设计防火规范 的要求在本酒店的防烟楼梯、前室、合用前室及消防前室，25 层、12 层及3 夹层的避难间，根据四季设计指南的要求No1 No6 客用电梯井设置独立的加压送风系统。. T j) m& p, K) L主楼防烟楼梯总层数为35 层，根据避难间所在层分段设置加压风机。加压风机风量按火灾时3 扇门（着火层及其上、下一层）同时打开组织疏散，门洞平均风速0.7m / s 进行计算。裙房7 个防烟楼梯包括地下室在内均不超过7 层，其加压风机的风量按两扇门（着火层及其上一层）同时打开、门洞平均风速0.7m / s 进行计算。4 2 k2 & 2 u y) o0 R2 . T; Z防烟楼梯间加压风口采用带调节阀的常开型风口，其加压风机设电动泄压旁通，当楼梯间内的正压值超过50Pa 时自动打开电动泄压旁通阀泄压，使楼梯间的压力恢复至设定值。前室与合用前室加压风口采用常闭型多叶送风口，火灾时消防中心控制（或就地手动）打开设定层的送风口及其加压风机。所有前室与走廊的隔墙上设重力式余压阀（该阀的前室一侧设防火阀）。当前室内压力超过25 Pa 时余压阀就自动开启泄压（余压阀根据 p =89 Pa 的泄排风量选型）。由于主楼前室加压竖井内风速较高，从加压风机到最远一个前室的压降远远大于到最近一个前室的压降（两者计算压降差约为250Pa ) ，风机的全压按最不利环路的计算压降选型，但当该加压系统须向最近一层前室送风时，由于实际压降远小于设计压降，导致加压风机的工作点下移，风压下降，风量骤增，使前室的余压阀来不及排风，造成前室压力上升，严重时会引起疏散门无法打开，为此在前室加压风机析出风段设恒压电动调节阀，通过调节其开度来克服竖井压降不同，使风机始终稳定在设计工况点运行，保证系统送风量恒定不变。封闭式避难间的加压风机风量按30M3（ h ）计算。8 d; ; k. k) . 为防止从着火房间的外窗串出来的烟气进人加压风机的吸风口，误将烟气送人上述防烟疏散区内，在这些加压系统风机的出风管内设烟感器。当此烟感器报警时，消防中心将关停相应的加压风机，并电控关闭竖井人口处的70 排烟防火阀（这些排烟防火阀采用电动复位型）。1 M7 - | ?( k为保证所有客房与走廊之间的隔断有1h 以上的耐火极限，在进出客房的新、排风管上均设置防火阀。由于No1 No6 客用电梯没有防火卷帘隔断，为防止火灾层的烟火通过电梯井串人上层，设计对这6 个电梯井设置加压送风系统，加压风机风量按压差法计算。由于烟囱作用，电梯井的下半部分往往处于负压状态，故主加压风机设在电梯井下部的3 夹层内。1 k* F+ Y+ 7 S 防烟系统控制：主楼着火按3 层同开的原则涉及到的加压风机联动开启；裙房着火时，裙房加压送风系统全开，主楼下区的加压送风系统开。酒店任何一处着火，负担客梯加压的八个加压送风系统全开。9 g2 K6 u; B6 R4 . 2 排烟系统$ M& I+ j3 q, Z+ Z$ q地下汽车库排烟系统与平时排风系统合并设置，排风总管上设常开型防烟阀，排烟总管上设常闭型排烟防火阀。火灾时由消防中心控制关闭着火层排风总管上的防烟阀，同时打开排烟总管上的排烟防火阀，在车库上部排烟。排烟量按6h h-1换气计算。地下2 层汽车库在排烟的同时须向车库内补风，补风量取排烟量的67 。7 Z9 x; Q9 E- B m 地下室经常有人、面积超过50的房间中按防火分区设置独立的机械排烟系统，并按排烟量的50 向排烟区内补风。排烟口一般采用板式排烟口，补风口上设常闭型阀门，由消防中心控制开启或就地手动开启。: e7 : T3 P4 P 裙房内无窗房间除少数单独设置了排烟系统外，一般都与空调排风系统兼用，火灾时由消防中心控制关闭图中标明必须关闭的电动阀，打开必须全开的电动阀，使系统进人排烟工况。排烟量按60 M3（ h ）设计。因装演设计的需要，业主不同意在中庭和与中庭相通的连廊之间用防火卷帘、挡烟垂壁、防烟卷帘作防火防烟分隔。经向市消防局汇报，决定在不设上述措施的条件下加大中庭排烟量，故酒店中庭的设计排烟量为140 000 m3 h3 UL- H4 F2 ! h/ P8 h 主楼标准层走廊设两个常闭型多叶排烟口，火灾时由消防中心控制或就地手动打开着火层排烟口与其排烟风机进行排烟。排烟量按该层正压送风总量的1 . 3 倍计算，以维持着火层走廊处于负压。1 c, y6 h4 |. W3 s9 w( z5 空调自控/ V- O* |( A# N: 5 . 1 空调冷源系统控制: Z: e- , R# a; c冷水机组与冷水泵及冷却水泵按一机一泵的原则配置，为保证冷水机组正常启停，酒店自控系统（BAS ）对冷水机组、冷水泵、冷却水泵、冷却塔进出水管电动阀及其风机的启停顺序实施程序控制与均时控制。) N! C2 B O% Xn1 F% u 在制冷机房的冷水供回水总管上分别设温度传感器，并在回水总管上设流量传感器，以测定每一瞬间冷水的供回水温度及空调末端的总用水量。BAS 将依此计算出酒店空调系统负载端每一瞬间的实际用冷量，并经逻辑判断确定是否需增减冷水机组的运行台数，通过与冷水机组上的BA 接口对接，实现对冷水机组的自动启停控制。1 l3 Y1 L! j |2 ; 7 a5 I5 3 l 设计在制冷机房的冷水分、集水器之间没置了压差传感器，并在冷水供回水总管之间设有电动压差旁通阀，BAS 根据压差传感器实测的供回水压差 p 与设定压差 ps 的偏差调节电动压差旁通阀的开度：当 p ps 时，压差旁通阀受控增大其开度，泄流降压，使冷水系统供回水压差下降，直到 p ps ；当 p ps 时，压差旁通阀受控减小其开度，截流增压，使冷水系统供回水压差回升，直到 p ps 。与此同时，压差旁通阀的分流作用使流经冷水机组的水量稳定不变。其设定压差 ps = 273 kPa , 在此压差下电动压差旁通阀全开时的设计流量为343 m3h。: S; y% 4 X, D( v当冷水机组只有1 -2 台运行时，BAS 将启用冷却塔节能运行程序，增加实际布水的冷却塔