中央空调1.doc

《建筑电气专业方向综合课程设计》指导及任务书

设计课题:
盐城工学院博学楼D楼

空调系统的设计

专业
电气工程及其自动化
学生姓名
王晴
班级
BD 电气081
学号
0820601135
指导教师
胡国文
专业系主任
顾春雷
设计地点
电信馆A311
起至时间
2012.1.2-2012.1.13
发放日期
2011年12月26日

电 气 工 程 学 院

目录
摘 要 2
第一章 绪论 3
1.1 VRV空调系统概述 3
第二章 负荷计算方法 3
2.1 冷负荷计算 3
2.2冷负荷系数法 4
2.3 热负荷计算 5
第三章 建筑物地理信息 5
第四章 空调系统方案选择 6
4.1 工程概况 6
4.2 空调系统方案的确定 6
4.3中央空调变频调节系统的基本考虑 8
4.4中央空调变频调速系统的控制依据 9
4.5中央空调变频调速系统的控制方式 9
4.6送风管道水利计算 10
4.7管道保温与系统消声、减震设计 15
4.8新风加湿 17
参考文献 18
致谢 19
附录1 20

摘 要

本文阐述了盐城市盐城工学院博学楼D楼的空调系统设计，对于这类建筑的特殊功能和工作环境的特殊性，结合各项经济技术指标等诸多因素，根据各种空调系统运行环境、特点等方面的选择与比较，最终采用了VRV空调系统。空调系统凭其控制方便、节能等优点日益受到青睐。VRV空调的室外机通常是利用空气冷却的翅片式换热器，室外机在有限空间内布置密度过大会影响其工作时的散热效果，导致空调设备的效率降低和耗电量增加。所以，研究VRV空调室外机与环境空气的换热过程，并优化其布置方案具有很好的实用价值。
相对于传统的中央空调系统，VRV系统更接近单元式空调器或房间空调器，新风处理不如常规中央空调系统容易做到。实际工程中有时对新风供应注意不够，造成室内空气品质（空气新鲜度、洁净度、相对湿度等）无法保证，成为仅供冷、供暖的冷气、暖气系统，影响了这种系统进一步的推广应用。因此，研究VRV系统的新风供方式具有重要的意义。本文着重分析了结合建筑特殊功能的合理设计、选用合适的空调系统、因地制宜地布置室内外机组、合理系统分区、室内气流组织设计等方面的内容。将VRV空调系统与此类特殊建筑紧密联系在一起，既保证了建筑功能的完整性，又将VRV空调系统潜在优势发挥得淋漓尽致。

关键词 博学楼 VRV空调系统 电磁干扰 合理设计 室外机

第一章 绪论
1.1 VRV空调系统概述
多联机VRV(variable;efrigerantvolume，变制冷剂流量)空调系统由日本大金(DAIKIN)公司于1982年开发推出，打破了传统的中央空调设计理念，在传统的房间分体空调器，即由一台室外机连接一台室内机的一对一方式的基础上，研制出一台室外机连接多台室内机的制冷(供暖)系统，使空调系统的设计、安装、运行及维护管理更为简单、方便。
空调系统由冷热源系统和空气调节系统组成。制冷系统为空气调节系统提供所需冷量，用以抵消室内环境的冷负荷；制热系统为空气调节系统提供用以抵消室内环境热负荷的热量。制冷系统是中央空调系统至关重要的部分，其采用种类、运行方式、结构形式等直接影响了中央空调系统在运行中的经济性、高效性、合理性。
随着多联式VRV空调机机型的不断增多，及其节能、智能化调节、温度控制精确、自动化程度高、部分负荷的高能效比等诸多优点逐渐凸显，VRV多联机空调系统在舒适性空调中的发展越来越快，成为目前办公楼、宾馆、医院及高级别墅等建筑中最为活跃的户式中央空调系统形式之一，同时也在高层建筑中也得到了日益广泛的应用。由于VRV变制冷剂流量系统，是以制冷剂作为热传送介质，其每千克传送的热量是205J/kg，几乎是水的10倍和空气的20倍，是一种节能型的空调系统。很多商用建筑在实行分区控制设计后，多联机以其安装方便，运行时间灵活，免维护等特点更多地被建筑开发商和建筑设计院选用。随着多联式VRV空调机的应用越来越广，其安装摆放的问题就接踵而来。
冷媒直接蒸发式变频一拖多系统，又称制冷剂容量可调（Variable Refrigerant Volume）的直接蒸发式空调系统，简称VRV系统，80年代中期由日本大金（DAIKIN）工业株式会社研制推出，90年代初引入我国，因其方便、灵活、节能、舒适、不需集中机房等特点，在我国得到广泛的应用，成为目前国内空调市场上一个重要的空调系统形式。相对于传统的中央空调系统，VRV系统更接近单元式空调器或房间空调器，新风处理不如常规中央空调系统容易做到。实际工程中有时对新风供应注意不够，造成室内空气品质（空气新鲜度、洁净度、相对湿度等）无法保证，成为仅供冷、供暖的冷气、暖气系统，影响了这种系统进一步的推广应用。

第二章 负荷计算方法
2.1 冷负荷计算
空调冷负荷计算采用冷负荷系数法，适用于计算民用和公用建筑物及类似的工业建筑物空调工程设计冷负荷。
通过维护结构传入室内的热量；透过外窗、天窗进入室内的太阳辐射热量；
人体散热量；照明、设备等室内热源的散热量；新风带入室内的热量。
2.2冷负荷系数法
对外墙、外窗、屋面、天窗得热引起的冷负荷逐时进行计算，而对内墙、内门窗、楼板、地面得热引起的冷负荷及人体散热和设备散热引起的冷负荷均按稳定传热计算。最后把各项冷负荷计算结果逐时累加，再加上新风负荷，求出冷负荷最大值及发生时间。
（1）外墙、屋面、外窗、天窗传热得热引起的冷负荷计算：
冷负荷=传热系数×传热面积×[(冷负荷逐时计算温度+本地修正值)-室内设计温度]
（2）外窗、天窗辐射得热引起的冷负荷计算公式：
冷负荷=窗户面积×日射得热因子的最大值×冷负荷系数×窗户有效面积系数×窗户内遮阳系数×窗玻璃修正系数
（3）内墙、内门窗、楼板稳定传热引起的冷负荷计算公式：
冷负荷=传热系数×传热面积×(夏季空调室外计算平均温度+邻室计算温差-室内计算温度)
舒适性空调房间夏季地面冷负荷一般不计算，对于工艺性空调房间：
地面冷负荷=传热系数×有效传热面积×计算温差
式中：非保温地面的传热系数一般取0.47W/(m2·℃)；有效传热面积指距外墙2.0m以内的地面面积。
计算温差=夏季空调室外计算日平均温度–室内设计温度。
（4）人体散热引进的冷负荷计算公式：
冷负荷=人数×群集系数×成年男子的全热散热量
湿负荷=人数×群集系数×成年男子的散湿量
从理论上说，人体、照明、设备的冷负荷需逐时计算，但在设计时很难确定什么时间有多少人在室内，什么时间开多少台设备，因此软件中将其按稳定传热计算。这样做引起的误差不大，而且偏于安全。
（5）设备散热冷负荷计算公式：
冷负荷=设备功率(kW)×1000
湿负荷=设备散湿量(kg/h)
（6）新风冷负荷计算公式：
冷负荷=人数×人均新风量×室外空气密度×室内外空气焓差/3.6
湿负荷=人数×人均新风量×室外空气密度×室内外空气含湿量差
2.3 热负荷计算
根据规范，对下列各项耗热量进行计算：
a外墙、外门窗的耗热量；b内墙、内门窗的耗热量；c屋面、天窗的耗热量；d楼板、地面的耗热量。
对于采暖热负荷，还计算由门窗缝隙冷风渗透造成的耗热量。在冷风渗透计算中考虑了热压与风压的综合作用，可用于多层和高层采暖热负荷的计算。对于空调热负荷，不计算冷风渗透，除上述四项外，另外计算新风热负荷。
具体采用的计算公式如下：
维护结构基本耗热量Q=传热面积×传热系数×室内外计算温差×温差修正系数
维护结构附加耗热量Q'=Q×(1+朝向修正+风力修正+多面外墙修正+窗墙比修正)×(1+房高修正)×(1+间歇修正)×(1+其它修正)
其中：多面外墙修正仅用于外墙、外门、外窗；窗墙比修正仅用于外窗；地面按平均传热系数法计算。
冷风渗透耗热量Q=0.278×渗入室内的空气量V×空气密度×空气比热×室内外计算温差
其中：V=缝隙长度×缝隙单位长度每小时渗入室内的空气量×缝隙渗透量的综合修正系数
空调新风热负荷计算公式:热负荷=人数×人均新风量×室外空气密度×室内外空气焓差/3.6
第三章 建筑物地理信息
地理位置
江苏省盐城市
东经 119.57°~120.45° 北纬32.85°～34.2 °
海拔：2m 年平均温度：13.7℃～14.5℃
大气参数
夏季资料
室外日平均温度（℃）： 31.70
室外计算日较差（℃）： 8.70
室外干球温度（℃）： 35.20
室外湿球温度（℃）： 26.00
通风计算温度（℃）： 31
室外平均风速（m/s）： 2.20
室外相对湿度（℃）： 72.00
冬季资料
采暖计算温度（℃）： -5.00
空调计算温度（℃）： -8.00
最低计算日平均温度（℃）： -9.3
通风计算温度（℃）： -1
室外相对湿度（℃）： 67.00
室外平均风速（m/s）：

第四章 空调系统方案选择
4.1 工程概况
盐城工学院博学楼D楼是为了学生上课、学习的需要而建设的的综合性建筑，也是盐城市政府及盐城工学院社会事业重点建设项目。
博学楼是由实验楼、机房、广播网络中心和教室楼等几种功能用房组成。主体建筑地上 5层。建筑1层为门厅、多媒体教室和实验教室等；2楼为多媒体教室和实验教室等：3楼及为多媒体教室和教室办公楼。建筑主体高度20m，总建筑面积 11072m2。
4.2 空调系统方案的确定
不能影响建筑本身的功能是整个工程的宗旨，结合本工程的经济性与合理性，多联式空调机系统以其设计、安装简单、布置灵活、节省空间、部分负荷状态下能效比高、运行成本低、运行管理方便、维护简单、可实现分户计量、分期建设的优点成为了本工程的首选方案。
中央空调冷冻水系统有两台37 KW电机。一般正常工作时两台冷冻水泵正常使用，另外两台冷冻水泵作为备用。考虑节电效果、投资成本，采用一台变频工作，一台工频工作。
中央空调冷冻水系统的最大负载能力总是按照天气最热，负荷最大的条件来设计的，但实际上系统很少在这种极限条件下工作，所以实际负荷很少达到满负荷，特别是在气温稍低的季节，冷气需求量少，主机负荷低。为了保证良好的运行状态和较高的运行效率，主机只好根据负载的变化自动进行加载或卸载。但是与之相配套的冷冻水泵却仍在高负荷状态下运行。根据现场情况，冷冻泵的压力大，出水和回水的温差较小，热交换不充分，造成了很大的能量损失。根据以上的分析，冷冻水泵的变频改造是非常必要的。
4.2.1节能设计的具体方案：
交流变频调速技术以改变交流电动机的电源频率来改变交流电动机的速度，是一项较成熟的高科技成果。所选用的DIRISE变频器是一种较为理想的高效调速装置，具有体积小、重量轻、安装操作简便、调速范围宽、节电效果好、稳定可靠、使用寿命长等优点，在交流变频调速技术方面得到了广泛的应用。可实现从低速到高速运转的高精度恒速控制，对于恒转矩负载有150%的过载能力，可适用于不同参数电机。对于风机水泵类，2000系列有120%过载能力满足其应用要求。内置PID，可用于恒压供水、温度控制和风量控制等。具有过载过压、欠压保护功能。性价比高。
冷冻水泵系统主回路方案:(1)根据实际运行和资金投入情况，对两台37KW的中央空调冷冻水泵电机配置一台37KW变频节能控制器，采用“一拖二”控制方式，控制两台冷冻水泵运行，通过改变泵的转速来控制流量，从而达到节能。可手动切换为1#泵变频自动运行或2#泵变频自动运行；但只有一台水泵变频运行，如果变频泵运行不够时，则手动工频启动第二台泵投入运行。
(2)冷冻水系统采用回水温度闭环控制。采集回水温度信号，经温度变送器PID运算后，控制变频器的输出频率。
(3)为了检修方便且不影响运行，可进行变频和工频两种运行状态的相互切换。同时实现电气互锁。
4.2.2系统特点
（1） 系统根据冷冻水回水温度调节水流量，把冷冻水进水和回水温差控制在适当的范围之内，保证末端设备冷气量供应均匀，节省系统能耗。
（2）根据水泵的平方转矩机械特性，不难算出当负载流量下降到其额定流量的70%时，节电率将达到48%，一般情况下节电率为30%～60%。
（3）系统主要电气控制部分采用性能优良的DIRISE变频器和天正低压电器。质量可靠，性能稳定。
（4）系统有两种工作方式：变频节能运行和工频运行，当变频系统出现故障时，可切换为工频运行，不影响中央空调系统的正常使用。
（5）为避免壹台泵长期运行，而其余泵长期闲置，各泵可根据实际选择运行。
（6）管路阀门开度最大，消除阀门上节流损失，节省电能。
（7）实现电机软启动（最大启动电流小于额定电流）并有欠压、过流、缺相、漏电等保护措施，改善了电机运行条件，提高了运行的可靠性。
（8）启动平稳，无冲击负荷，消除水锤效应，增加了设备使用寿命，减少了维修费用。
4.3中央空调变频调节系统的基本考虑
下面就冷冻水泵的冷却水泵变频调速进行分析（冷冻机组和冷却塔风机也可进行变频调速，可以参见风机和压缩机的变频调速），由于冷冻水泵和冷却水泵都是循环水，这就和供水系统有所区别。
1、供水系统
　 (1)用水特点
　　在供水系统中，用户抽用的水是消耗掉的。它并不回到水泵的进水口，对拖动系统毫无反馈作用。
　 (2)调速特点
　　在供水系统中，当通过改变转速来调节流量时，扬程也虽之改变，并且，扬程是和转速的平方成正比的：
4.4中央空调变频调速系统的控制依据
　 中央空调系统的外部热交换两个循环系统来完成。循环水系统的回水与进（出）水温度之差，反映了需要进行热交换的热量。因此，根据回水与进水（出）水温度之差来控制循环水的流动速度，从而控制了进行热交换的速度，是比较合理的控制方法。
（1）冷冻水循环系统的控制
　　由于冷冻水的回水温度是冷冻机组“冷冻”的结果，常常是比较稳定的。因此，单是回水温度的高低就足以反映房间内的温度。所以，冷冻泵的变频调速系统，可以简单地根据回水温度进行如下控制：回水温度高，说明房间温度高，应该提高冷冻泵的转速，加快冷冻水的循环速度；反之，回水温度低，说明房间温度低，可降低冷冻泵的转速，减缓冷冻水的循环速度，以节约能源。简言之，对于冷冻水循环系统，控制依据是回水温度，即通过变频调速，实现水的恒温度控制。
（2）冷却水循环系统的控制
　　 由于冷却塔的水温是随环境温度而变的其单侧水温度不能准确地反映冷冻机组内产生热量的多少。所以，对于冷却泵，以进水和回水间的温差作为控制依据，宙实现进水和回水的恒温差控制是比较合理的。温差大，说明冷冻机组产生的热量大，应提高冷却泵的转速，增大冷却水的循环速度；温差小，说明冷冻机组产生的热量小，可以降低冷却泵的转速，减缓冷却水的循环速度，以节约能源。
4.5中央空调变频调速系统的控制方式
中央空调的水循环都由若干台水泵组成。采用变频调速时，可以有两种方案：
（1）一台变频器方案。
（2）全变频方案。现以一台变频控制三台冷冻泵或三台冷却泵的各泵切换方法如下：
　　 A、先启动1号泵，进行恒温度（差）控制；
　　 B、当1号泵的工作频率上升到50HZ或上限切换频率（如48HZ）时，将工频启动2号泵；1号泵仍变频运行，进行恒温度（差）控制；
　　 C、当1号泵的工作频率上升到50HZ或上限切换频率如48HZ时，将工频启动3号泵；1号泵仍变频运行，进行恒温度（差）控制；
　　 D、当1号泵的工作频率下降至设定的下限切换频率时，则2号泵停机。
　　 E、当1号泵的工作频率下降至设定的下限切换频率时，将3号泵停机。这时，只有1号泵处于变频调速状态。
　　 设置步骤分两种情况：一种是外置PID调节器，一种是内置PID调节器。与恒压供水系统相似。
4.6送风管道水利计算
计算风管的压力损失：通过对风管的沿程压力损失和局部压力损失的计算，最终确定风管的尺寸并选择新风机组或空调机组。
（1） 通过矩形风管的风量按下式计算：L＝3600abv
其中a、b为风管断面的净高和净宽。
（2） 沿程压力损失
长度为l的风管沿程压力损失△Pm可按下式计算：
△Pm＝△pm*l 其中△pm为单位管长的沿程压力损失
（3） 局部压力损失
局部压力损失△Pj＝ξρν2/2
其中ξ为局部阻力系数，ρ为空气的密度，ν为风管内该压力损失发生处的空气流速。
（4） 风管的压力损失△P＝△pm＋△Pj
绘出
三层风管草图：
第三层的新风系统风管的尺寸选择、压力损失等计算结果如下表：
管段
管长l
风量
风管断面
实际面积
单长沿程摩阻
沿程阻力
实际速度
局部阻力系数
局部阻力
动压
总阻力
1~2
2000
108
120*120
0.0144
0.95
1.9
2.083
0.404
1.052
2.604
2.952
2~3
7977
216
160*120
0.0192
1.65
13.16
3.125
0.15
0.878
5.859
14.040
3~4
2150
432
160*160
0.0256
2.31
4.96
4.687
0.17
2.241
13.183
7.207
4~5
11200
648
200*160
0.032
3.62
40.54
5.625
0.404
7.669
18.984
48.213
5~6
5354
1260
320*200
0.064
2.48
13.27
5.468
0.07
1.256
17.944
14.534
6~7
4343
1561
320*200
0.064
2.48
10.77
6.775
0.16
4.406
27.541
15.177
7~8
4838
1777
400*200
0.08
2.21
10.69
6.170
0.15
3.426
22.842
14.118
8~9
1828
1885
400*200
0.08
2.21
4.03
6.545
0.404
10.384
25.703
14.424
9~10
3849
216
160*120
0.0192
1.65
6.35
3.125
0.444
2.601
5.859
8.952
2~a
2000
108
120*120
0.0144
0.95
1.9
2.083
0.404
1.052
2.604
2.952
3~b
2000
216
160*120
0.0192
1.65
3.3
3.125
0.4
2.343
5.859
5.643
4~c
2000
216
160*120
0.0192
1.65
3.3
3.125
0.31
1.816
5.859
5.116
5~d
2000
198
160*120
0.0192
1.65
3.3
2.864
0.404
1.989
4.923
5.289
5~e
2000
414
160*160
0.0256
2.31
4.62
4.492
0.404
4.891
12.107
9.511
6~f
2000
301
160*160
0.0256
1.32
2.64
3.266
0.3
1.920
6.400
4.560
7~h
2000
216
160*120
0.0192
1.65
3.3
3.125
0.33
1.933
5.859
5.233
8~g
2000
108
120*120
0.0144
0.95
1.9
2.083
0.25
0.651
2.604
2.551
总计
59539

129.9

50.514
186.740
180.478
注：此层风管系统中最不利环路为：1－2－3－4－5－6－7－8－9－10
选择最不利环路进行阻力计算，计算结果如下表：
管段
单长沿程摩阻
沿程阻力
局部阻力系数
局部阻力
动压
管道阻力
1~2
0.95
1.9
0.404
1.052
2.604
2.952
2~3
1.65
13.16
0.15
0.878
5.859
14.040
3~4
2.31
4.96
0.17
2.241
13.183
7.207
4~5
3.62
40.54
0.404
7.669
18.984
48.213
5~6
2.48
13.27
0.07
1.256
17.944
14.534
6~7
2.48
10.77
0.16
4.406
27.541
15.177
7~8
2.21
10.69
0.15
3.426
22.842
14.118
8~9
2.21
4.03
0.404
10.384
25.703
14.424
9~10
1.65
6.35
0.444
2.601
5.859
8.952
2~a
0.95
1.9
0.404
1.052
2.604
2.952
3~b
1.65
3.3
0.4
2.343
5.859
5.643
4~c
1.65
3.3
0.31
1.816
5.859
5.116
5~d
1.65
3.3
0.404
1.989
4.923
5.289
5~e
2.31
4.62
0.404
4.891
12.107
9.511
6~f
1.32
2.64
0.3
1.920
6.400
4.560
7~h
1.65
3.3
0.33
1.933
5.859
5.233
8~g
0.95
1.9
0.25
0.651
2.604
2.551
总计

129.9

50.514
186.740
180.478
对节点2，△H1-2＝18.02，△Ha-3-2＝20.05，20.05-18.02/20.05＝12.2％<15%；
对节点3，△Hl-3＝16.52，△Ha-3＝18.17，18.17-16.52/18.17＝3.53％<15%；
对节点4，△Ha-3-2-4=20.05+15.18=33.23, 、△Hb-4=11.71,33.23-11.71f/33.23=52.8%
因为其大于15％，因此需设阀门，以调节压力损失。
对节点5，△H5-a=33.23+24.45=57.68,△Hb-5=11.71,57.68-11.71/57.68=60.2%,同上需设阀门。对节点6，△Ha-3-2-4-5-6=57.68+17.73=75.41,
△Hc-7-6=5.88+12.17=18.05,75.41-18.05/75.41=65.8%,需设阀门。
对节点7，△H7-C=12.17, △H7-d=11.71,12.17-11.71/12.17=3.8%<15%
对节点8，△Ha-3-2-4-5-6-8=75.41+20.95=95.36, △He-8=11.71,95.36-11.61/95.36=65.3>15%,同样需设阀门。
确定局部构件尺寸和进行局部阻力计算。由于1～2管道上除直管外，另采用了矩形送出三通，其局部阻力系数的选取需计算x，且x＝（v3/v1）*（a/b）1/4，由计算结果可知，其中v3为风管1～a中风速，v1为新风机组风管f～1中风速，经计算得x约为0.5。
五层风机盘管风管草图：
第五层新风系统中风管的尺寸选择、压力损失等计算结果如下：
管段
管长l
风量
风管断面
实际面积
单长沿程摩阻
沿程阻力
初始速度
实际速度
局部阻力系数
局部阻力
动压
总阻力
1~2
4472
864
250*160
0.04
3.25
14.534
6.8
6
0.07
1.512
21.6
16.046
2~3
2516
648
200*160
0.032
3.62
9.107
6.8
5.625
0.07
1.328
18.984
10.436
3~4
4887
432
160*160
0.0256
2.31
11.288
5
4.687
0.07
0.922
13.183
12.211
4~5
797
216
160*120
0.0192
1.65
1.315
3.5
3.125
0.15
0.878
5.859
2.193
1~a
2000
216
160*120
0.0192
1.65
3.3
3.5
3.125
0.22
1.289
5.859
4.589
2~b
2000
216
160*120
0.0192
1.65
3.3
3.5
3.125
0.22
1.289
5.859
4.589
3~c
2000
216
160*120
0.0192
1.65
3.3
3.5
3.125
0.22
1.289
5.859
4.589
4~d
2000
216
160*120
0.0192
1.65
3.3
3.5
3.125
0.28
1.640
5.859
4.940
总计
20672

49.445

10.15
83.064
59.596
注：此层中最不利环路为：a－1－2－3－4－5
计算过程中局部阻力系数取值范例：以1～2为例
1、 初选风速为6.8m/s，风量为864m3/h，风管断面面积F为0.25*0.16＝0.04m2，参照资料《工业通风》选取风管尺寸为250*160mm，实际风速为6m/s，算出其当量直径D＝2ab/（a＋b）由附录6差得单位长度摩擦阻力为3.25Pa/m。
2、 确定局部构件尺寸和进行局部阻力计算。由于1～2管道上除直管外，另采用了矩形送出三通，其局部阻力系数的选取需计算x，且x＝（v3/v1）*（a/b）1/4，由计算结果可知，其中v3为风管1～a中风速，v1为新风机组风管f～1中风速，经计算得x约为0.5，从而取得矩形送出三通的局部阻力系数ξ为0.07。
第五层全空气系统草图：

第五层全空气系统中风管的尺寸选择、压力损失等计算结果如下：
管段
管长l
风量
风管断面
实际面积
单长沿程摩阻
沿程阻力
实际速度
局部阻力系数
局部阻力
动压
总阻力
1~2
4400
588
250*250
0.0625
0.37
1.628
2.613
0.5
2.048
4.097
3.676
2~3
5308
1176
320*250
0.08
0.69
3.662
4.083
0.5
5.002
10.004
8.664
3~4
4900
1764
400*250
0.1
1.15
5.635
4.9
0.5
7.203
14.406
12.838
4~5
5884
2352
500*250
0.125
0.92
5.413
5.226
1.53
25.077
16.390
30.491
5~6
2639
4704
630*250
0.158
1.72
4.539
8.270
2.23
91.510
41.036
96.049
6~7
2269
296
160*160
0.0256
1.32
2.995
3.211
0.22
1.361
6.189
4.356
7~8
4000
100
120*120
0.0144
0.95
3.8
1.929
0.22
0.491
2.232
4.291
8~9
3713
100
120*120
0.0144
0.95
3.527
1.929
0.28
0.625
2.232
4.152
10~11
4400
588
250*250
0.0625
0.37
1.628
2.613
0.5
2.048
4.097
3.676
11~12
5308
1176
320*250
0.08
0.69
3.662
4.083
0.5
5.002
10.004
8.664
12~13
4900
1764
400*250
0.1
1.15
5.635
4.9
0.5
7.203
14.406
12.838
13~5
5884
2352
500*250
0.125
0.92
5.413
5.226
1.53
25.077
16.390
30.491
总计

47.53

172.652
141.488
220.191
注：最不利环路为：
选择最不利环路进行阻力校正，在节点8处，△H11-10-9-8=73.25, △H13-12-8=62.34,从而73.25-62.34/73.25＝8.2％<15%；
对于节点9，△H12-10-9=53.62, △H9-8=38.36,从而53.62-38.36/53.62＝14.5％<15%；
对于节点10，△H12-10＝19.3，△H10-9＝8.52，从而19.3-8.56/19.3<15%；
对于节点11，△H11-12＝6.18，△H11-5＝5.92，从而6.18-5.92/6.18<15%
有结果知道：经过修改后所选的管径都是负荷标准的，完全负荷安装标准。校和完成。
4.7管道保温与系统消声、减震设计
以下主要就风冷热泵机组及其系统水管谈谈保温、防振和消声设计方法。
1.管道保温
冷冻水管必须保温。一般情况下，管道附件，空调器，空调的送、回风机，冷热水箱，不在空调房间的送、回风管，可能在外面结露的新风管，制冷压缩机的吸气管道、膨胀阀至蒸发器的液体管道，蒸发器水箱，不凝性液体分离器等都需要保温。如果空调封建内的凤冠太长，对室内参数有不利影响时，也应保温。
保温层厚度的选择有以下几种：
（1）按防止结霜的保温层厚度
（2）保温的经济厚度
（3）按保温后的外表面温度确定保温层厚度
保温材料的选择应根据因地制宜，就地取材的原则，选择来源广泛、价怜、保温性能好、易于施工、耐用的材料。具体有以下要求：
导热系数低、价格低；
容重小、多孔性材料；
保温后不易变形并具有一定的抗压强度；
保温材料不宜采用有机物和易燃物；
宜采用吸湿性小、存水性弱、对管壁无腐蚀作用的材料；
保温材料应采用非燃和难燃材料。
2. 消声
噪声也是衡量一台风冷热泵机组的重要参数，它直接关系到热泵运行时对周围环境的影响。国内有关专家曾根据工程实测对各类进口热泵的噪声划分为三档，第一档在85dB以上、第二档在75～85dB之间、第三档在75dB以下。我们在进行工程设计选型中应优先选择噪声在80dB以下的机组。
风冷热泵空调工程的噪声控制首先是在设备选型阶段就要优先选择噪声较低的品牌，目前单台风冷热泵的噪声一般在65～85dB之间，每增加一台机组，整体噪声将增加3dB，当一个工程中热泵的台数较多时则噪声就较难控制。因此在选用热泵的工程中机组的台数不宜过多，换句话讲就是热泵不宜在大型空调工程中采用，一般情况一个工程的热泵台数不应超过5台。另外，在机组的布置中除应考虑排风通畅，避免排风回流以外，在机组的底座及进出水管处必须安装减震装置，隔震效率要满足设计要求。在供冷、供热站内的空调水主干管道要安装有减震的吊架或支架，防止机组和水泵的振动通过管道传到其它地方。再则，在有条件的情况下机组应尽可能布置在主楼屋面，减小其噪声对主楼本身和周围环境的影响。
当系统确定所需要的风量和风压后，应首先选择低噪声的风机。风机和管道的不合理连接可能使风机性能急剧变化，增加气流再生噪声。应该使气流进出风机时尽可能均匀，不要有方向或速度的突然变化。风机、水泵的进出口应设置软接头，减小振动沿管道的传递。在主管道与进入使用房间支管道连接处以及房间的出风口应尽可能使气流均匀流动。即从机房到使用房间的管路中气流速度逐步减低，并避免突然转弯产生涡流.设计风道时还应该注意风速的选择。相同管道尺寸时，风速大可以提高风量，但是也会增大系统的噪声。设计时要考虑风道的自然消声。在设计弯头时加设导流叶片，尽可能减少空气涡流现象。在风管系统中的噪声过大时，应设置消声器，以降低噪声，在通风空调系统选用消声器应注意具有较高的吸声系数。
3. 系统减振
空调系统中的风机、水泵和制冷机组是产生振动的振源。风机、水泵和制冷机组由各自独立的组合体。由于转动不见质量不一，离开转轴中心有偏心，因而产生振动而需要减振。安装时，必须考虑设备的防振措施，要用软木减振基础，用玻璃纤维垫衬。在设计减振时，要采用橡胶减振器或采用钢弹减振器。也可以采用钢弹、橡胶组合成的减震器。为了减少管道震动对周围的影响，应在管道与隔振设备的连接处采用软接头，并每隔一定距离设置管道隔振吊架或隔振支承，在管道穿越墙、楼板时采用软连接。
4.8新风加湿
冬季空调系统中，室内空气的升温过程是一个等湿加热过程，空气被加热的温度越高，其相对湿度越低。在济南地区，当把室外空调计算状态（干球温度-10，相对湿度54％）下的空气加热到室内设计温度（干球温度22℃）时，相对湿度将减小到5％左右。室内相对湿度过低，对人的呼吸系统产生刺激，易引发呼吸系统疾病；室内易产生静电，影响人们的正常生活；木质地板、家具易干裂变形。因此，设置了空调系统的建筑应采取冬季加湿措施。
当采用新风换气机为VRV系统供应新风时，由于冬季送风温度较低，如济南地区在室外空调设计干球温度-10℃时，送风温度仅为12.4℃，如采用湿膜或超声波式、高压喷雾式等型式的等焓加湿，即使加到饱和也无法达到设计要求，只能采用等温加湿方式，如干蒸汽加湿，当无蒸汽来源时，可采用专为新风换气机设计的电极或PTC电陶瓷加热的等温加湿装置。
该系列加湿器的工作原理是将用PTC电陶瓷加热而产生的蒸汽输送到新风换气机的室内新风送风口处，完成新风加湿过程。其具有如下特点：
（１） 低温加湿性能好，可在10℃左右的低温送风管道内完成等温加湿。
（２） 风阻力小，蒸汽在PTC不锈钢箱体内产生后，仅通过蒸汽管送到新风换气机的新风送风管内，与干蒸汽加湿器的布置方式相同，对送风系统基本没有影响。
（３） 耗水量小，除定期进行排污外，水全部转化为蒸汽。
（４） 使用安全，无水时PTC电陶瓷表面温度不超过200℃，不会像电热管一样产生干烧火灾隐患。

参考文献