本科生毕业设计

　 姓

　名：

　 学

　号：

　学

　院：

　专

　业：

　热能与动力工程

　 设计题目：

　某建筑物空调系统设计

　 专

　题：

　指导教师：

　 职 称：

　 讲师

　20XX 年 X月

　XX大学毕业设计任务书

　专业年级 学号

　学生姓名

　 任务下达日期：

　20XX 年

　10 月

　14

　日

　毕业设计日期：

　20XX年 12月30 日 至20XX年6 月 7日

　毕业设计题目：某建筑物空调系统设计

　毕业设计专题题目：

　 毕业设计主要内容和要求：

　 指导教师签字：

　毕业设计指导教师评阅书

　指导教师评语（①基础理论及基本技能的掌握；②独立解决实际问题的能力；③研究内容的理论依据和技术方法；④取得的主要成果及创新点；⑤工作态度及工作量；⑥总体评价及建议成绩；⑦存在问题；⑧是否同意答辩等）：

　成 绩：

　 指导教师签字：

　年

　月

　日

　毕业设计评阅教师评阅书

　评阅教师评语（①选题的意义；②基础理论及基本技能的掌握；③综合运用所学知识解决实际问题的能力；③工作量的大小；④取得的主要成果及创新点；⑤写作的规范程度；⑥总体评价及建议成绩；⑦存在问题；⑧是否同意答辩等）：

　成 绩：

　 评阅教师签字：

　年

　月

　日

　毕业设计答辩及综合成绩 答

　 辩

　 情

　 况 提

　出

　问

　题 回

　 答

　 问

　题 正

　 确 基本 正确 有一般性错误 有原则性错误 没有 回答

　答辩委员会评语及建议成绩：

　答辩委员会主任签字：

　年

　月

　日 学院领导小组综合评定成绩：

　学院领导小组负责人：

　年

　月

　日

　摘

　要

　本论文针对教一南教学楼进行空调系统设计。主要设计内容如下：首先，对教一南教学楼进行了冷负荷和湿负荷的计算，得出空调系统总的负荷；其次，通过各种空调系统进行分析比较，风机盘管加新风系统布置灵活，节能效果好，既能满足室内新风量又可以满足室内温度需求，确定了空调系统方案；第三，利用热力学原理计算的冷负荷进行教室的气流组织，得出各层的总风量及各教室的风量分配方案，并根据计算结果对新风机组和风机盘管进行选型；第四，结合平面结构图，合理布置风管和水管，绘制了风路系统和水路系统布置简图；最后，对风系统和水系统进行阻力计算，并进行风机和水泵选型。

　 关键词:冷负荷 ；空调系统 ；新风 ；风机盘管

　ABSTRACT

　This thesis is aimed at the design of air conditioning system for teaching south building. The main contents are as follows: firstly, the design of teaching a teaching building south calculated cooling load and moisture load, the load of the air-conditioning system in general; secondly, through analysis and comparison of various air conditioning systems, fan coil system layout flexibility, good energy-saving effect, not only can satisfy the indoor air quantity can meet the indoor the temperature requirements, determine the air conditioning system; third, the cooling load calculation using thermodynamic principle of airflow in the classroom, the air distribution scheme that the total air volume of each layer and each of the classroom, and according to the calculation results of the fan group and fan coil type; fourth, combined with the planar structure, reasonable arrangement of air duct draw the wind and water pipes, road and waterway system layout diagram; finally, resistance calculation of wind system and water system, and fan and pump selection.

　Keywords：Cold load ;Air conditioning system ;Fresh air ;Fan coil

　 目

　录 1 引言 1 2 设计概况 2 2.1概况 2 2. 2设计所需参数 2 3 空调系统负荷计算 3 3.1外墙和屋顶传热以及内墙瞬变传热形成的冷负荷 3 3.2内墙瞬变传热引起的冷负荷 4 3.3通过外窗得热形成的冷负荷 8 3.4通过玻璃窗户进入室内的太阳辐射热形成的逐时冷负荷 9 3.5人自身散热造成的冷负荷和散湿量 10 3.6照明散热形成的冷负荷 11 4空调系统之间特点比较和选择适当方案 12 4.1空调系统的划分原则 12 4.2空调系统方案的确定 13 5空调系统的选择计算 15 5.1风机盘管加新风系统选型计算 15 5.2新风机组的选型 18 5.3风机盘管机组的选型 19 5.4风量计算 21 5.5制冷机组的选型设计 23 5.5.1制冷机台数与制冷范围 23 5.5.2制冷机的选取的综合考量 25 6空调系统的风道设计 26 6.1确定空调房间的气流组织 26 6.1.1气流组织介绍 26 6.2风管的布置 31 6.3风管的阻力计算 32 6.3.1风管的计算原则 32 6.3.2系统的管内流速 33 6.3.3风管的计算 34 7 空调水系统设计 35 7.1选择水系统形式 35 7.2选择管材和管道直径 35 7.3水系统管路的布置 36 7.4空调水量计算及泵扬程 37 7.4.1冷冻水泵选型计算 38 附录：

　41 结论 50 参考文献 51 英文原文 52 中文译文 63 致谢 71

　1 引言 空调的发源地在美国。美国的空调文化以舒适性为主题，对于能源的消耗关注得较少。因为美国的资源很丰富，人口也相对较少，所以从当初发展空调系统的时候对于空调能耗就不是很关注，而更关注空调舒适效果。后来空调技术进入日本，空调文化的主题才开始发生转变。由于日本这个国家的土地面积非常有限，而人口与美国相比却少不了多少，在这种情况下，日本的空调文化主题就侧重于节能，尽量少用能源，尽量使最少的能源发挥最大的空调效果，而且要尽量多使用高效的能源。在这种背景下，多联空调机组应运而生。1969年，日本大金开发出第一台家用多联式中央空调机组。其后，大金分别于1982年和1986年开发出第一台VRV空调(变制冷剂流量系统)和变频VRV空调。至今，大金公司已经对中央空调VRV技术进行了10多次的技术改良，从最初的非变频型的产品到交流变频多联产品，再到直流变速多联产品，目前己经形成了以直流变速为核心技术、最大到48饰的一拖多系列产品可以满足任何不同面积、不同装演、不同节能方面的要求。

　近几年国内中小型中央空调，尤其是多联机市场发展的速度非常快。据中国制冷空调工业协会公布的数据显示，在北京、上海、广州等城市，约有26%的消费者愿意安装中央空调。中央空调的需求量正以60%-70%的速度递增。在这一增长数字中，多联机因其技术特性表现尤为突出。根据目前家用中央空调的主推情况以及市场表现，多联机即将主导家用中央空调市场。

　在分析家用中央空调为何短时期内取得如此巨大的增长时，业内人士习惯于将其归因于两点原因:其一，我国房地产正逐渐升温，尤其是200平方米以上的大户型多居室的单元房、复式建筑、别墅群、高档公寓楼、商住楼等的大量发展，促使家用中央空调市场容量快速增长；其二，户式中央空调机组的容量大致在7-80千瓦之间，适合于单元住房面积在80-600平方米的住宅或别墅使用，它兼具传统中央空调和房间空调器两者的优点，具有舒适、节能、容量调节方便、保证全居室所有房间的空调效果、不破坏建筑外观、物业管理方便、随用随开、易于引入新风等突出的优点。

　家用中央空调在欧美、日本的公寓、住宅、别墅己普遍使用，美国使用率超过70%，日本也超过50%，而我国家用中央空调使用率仅占5%左右，甚至更低。这意味着我国在家用中央空调领域将有着较大的市场增长空间。

　从主流家用中央空调企业的表现可以很明显地看出，多联机己经明显占据主导地位。目前，在市场上表现较为强势的家用中央空调品牌中，主推多联机者己经占有较大比重，比如国产品牌代表例如美的、海尔、格力、海信日立、志高等以及外资品牌代表大金、东芝开利等。

　2 设计概况 2.1概况 本次设计为我校一南教学楼空调系统设计，建筑总面积约为4923.84m2，地理位置是徐州市，徐州市位于江苏省北部，地势平缓，每年会刮比较多的风。该教学楼教室有三种普通教室、阶梯教室、合班教室。

　 本系统管线布置简单，施工步骤少，本次设计的内容主要是夏季空调系统，不管是从经济性、适用性、使用时间长短，还是从外观布局、干净程度的角度来看，系统设计都能满足教学楼用途的要求。此次设计打算对普通教室、阶梯教室、合班教室使用风机盘管加新风系统。

　2. 2设计所需参数

　通过上网和查阅参考文献可得徐州市室外气象参数和确定空调房间室内计算参数，分别列入表2.1和表2.2。

　表 2.1 徐州市室外气象参数[1] 大气压/ Pa 室外计算干球温度/℃ 夏季室外计算湿球温度/℃ 室外平均风速/(m/s) 夏季空调室外计算日平均温度℃ 99853 34.4 27.6 2.2 30.4 表 2.2 各空调房间室内计算参数 夏季 新鲜空气量 噪声标准 温度(℃) 相对湿度(%) m3/h•人 db(A)

　 25

　40% 30-40 45 3 空调系统负荷计算 一南教学楼一层有两种教室，一种是比较大的阶梯教室另一种是普通教室，首先以一南101（记为101教室）和107教室（计为107教室）为例计算夏季冷负荷，取下午三点的参数来计算，并把101教室和107教室在该时刻的负荷统计成表。其他各层各房间计算结果计算过程中都有列出。各参数及公式主要来自文献1。

　3.1外墙和屋顶传热以及内墙瞬变传热形成的冷负荷

　 选取一个当量室外温度——冷负荷计算温度来表示所有室外作用。

　 （3.1） 式中—外墙和屋顶得热形成的逐时冷负荷（W）；

　 —外墙或屋顶的传热系数[W/（m2·℃）]，外墙取1.97W/（m2·℃）；

　 —外墙和屋顶的面积（m2）；

　 —外墙和屋顶的冷负荷计算温度的逐时值（℃）； —冷负荷计算温度tlf关于地区的修正值（℃）；  由于一到五层靠南墙的教室需要计算外墙的逐时冷负荷以及内围护结构的冷负荷。而靠北的合班教室因为没有外墙所以只需呀计算内围护结构的冷负荷，六层的计算是外墙与屋顶的冷负荷。

　一层教室的逐时冷负荷的计算：

　表3.1 室外温度逐时计算系数β[2] 时刻 1:00 2:00 3:00 4:00 5:00 6:00 7:00 8:00 9:00 10:00 11:00 12:00 β -0.35 -0.38 -0.42 -0.45 -0.47 -0.41 -0.28 -0.12 0.03 0.16 0.29 0.40 时刻 13:00 14:00 15:00 16:00 17:00 18:00 19:00 20:00 21:00 22:00 23:00 24:00 β 0.48 0.52 0.51 0.43 0.39 0.28 0.14 0.00 -0.10 -.17 -0.23 -0.47 101教室的几何参数：长12.65m，宽9m，高3.8m。

　表3.2 101教室外墙逐时冷负荷的计算[3] K 外墙或屋顶的传热系数[W/（m2•℃）] 外墙取1.97W/（m2·℃）从参考资料书3中查得 F 外墙和屋顶的面积（m2） F=12.85×3.8+9×3.8-3×3.5×2.2=59.93 tlf 外墙和屋顶的冷负荷计算温度的逐时值（℃） tlf=30.4℃ to.s 夏季空调室外计算干球温度 to.s=34.4℃ td 冷负荷计算温度tlf关于地区的修正值（℃） td=β△td=β（to.s-tlf）／0.52=0.51×（34.4-30.4）÷0.52=3.9 tN 室内空气设计温度（℃） tN=25℃ LQw 外墙和屋顶得热形成的逐时冷负荷（W） LQw=KF[(tlf+td)-tN]=1.97×59.93×[(30.4+3.9)-25]=1097.98 3.2内墙瞬变传热引起的冷负荷 内墙、楼板等室内结构瞬变传热形成的逐时冷负荷计算公式：

　 (3.2)

　式中：—内围护结构传热面积，（m2）； 　　　—内围护结构传热系数，（W/m2·K） 　　　—室内设计温度，（℃）； 　　　—相邻非空调房间的平均计算温度，（℃）；可以用下式计算：

　 式中：—夏季空调室外计算日平均温度，（℃）； —相邻非空调房间的平均计算温度与夏季空调室外计算日平均温度的差值。

　其中：查取徐州夏季空调室外计算日平均温度=30.4℃

　 根据说明选取相邻非空调房间的平均计算温度与夏季空调室外计算日平均温度的差值=2℃

　 由上述公式计算得=32.4℃ 表3.3 101教室内墙瞬变传热形成的冷负荷计算

　围护结构传热系数[W/（m2•℃）] 查参考资料书3得内墙传热系数为1.07W/（m2·℃）

　内墙的面积（m2） =12.85×3.8-2×3-3=39.83

　室内空气设计温度（℃） =25℃

　相邻非空调房间的平均计算温度（℃） =32.4℃

　内墙瞬变传热形成的冷负荷 =1.07×39.83×（32.4-25）= 315.37

　表3.4 107合班教室外墙逐时冷负荷的计算 K 外墙或屋顶的传热系数[W/（m2•℃）] 外墙取1.97W/（m2·℃），从参考资料书3中查得 F 外墙去掉窗户的面积（m2） F=12.85×3.8-3.6×2.2-1.8×2.2-2.4×2.2=31.67 tlf 外墙和屋顶的冷负荷计算温度的逐时值（℃） tlf=30.4℃ to.s 夏季空调室外计算干球温度 to.s=34.4℃ td 冷负荷计算温度tlf关于地区的修正值（℃） td=β△td=β（to.s-tlf）／0.52=0.51×（34.4-30.4）÷0.52=3.9 tN 室内空气设计温度（℃） tN=25℃ LQw 外墙和屋顶得热形成的逐时冷负荷为 LQw=KF[(tlf+td)-tN]=1.97×31.67×[(30.4+3.9)-25]=580.23 表3.5 107合班教室内墙瞬变传热形成的冷负荷计算 K 围护结构传热系数[W/（m2•℃）] 查参考资料书3得内墙传热系数为1.07W/（m2•℃） F 内墙的面积（m2） F=12.85×3.8+2×9×3.8-2×3-3=108.23 tN 室内空气设计温度（℃） tN=25℃

　tls 相邻非空调房间的平均计算温度（℃） =32.4℃ LQN 教室内墙瞬变传热形成的冷负荷 =1.07×108.23×（32.4-25）=856.97 106教室冷负荷的计算 106教室长11.95m,宽9m,高3.8m, 窗户面积为：

　3×3.5×2.2=23.1 m2, 门的面积为：

　2×3+3=9 m2 外墙面积：

　F=11.95×3.8-23.1=22.31m2 外墙冷负荷：

　LQw=1.97×22.31×（34.1-25）=399.95W 内墙面积 F=11.95×3.8-9=36.41m2 内墙瞬变传热形成的冷负荷 LQN=36.41×（32.4-25）=269.43W 阶梯教室外墙逐时冷负荷的计算 阶梯教室长18m，宽10.5m，高6.2m，窗户面积为60m2，门的面积为6m2。与以上的计算方法相同：阶梯教室外墙与屋顶（不计窗户）的面积：

　F=18×6.2×2+10.5×6.2+18×10.5-60-2×3=411.3m2 阶梯教室的外墙与屋顶冷负荷为：

　LQw =1.97×411.3×（34.1-25）= 7373.38W 阶梯教室内墙面积：

　F=10.5×6.2-2×3×3=45.1m2 阶梯教室内墙瞬变传热形成的冷负荷 LQw=45.1×（32.4-25）=333.74W 306教室冷负荷的计算：

　三楼306教室因窗户的面积与其它教室不同，所以也要单独计算306教室的长为11.95m,宽为9m,高为3.8m,窗户面积为：4×2.2×2.4=21.12m2,,门的面积为2×3+3=9m2 外墙面积：

　F=11.95×3.8-21.12=24.29m2 外墙冷负荷 LQw=1.97×24.29×（34.1-25）=435.45W 内墙面积 F=11.95×3.8-9=36.41m2 内墙瞬变传热形成的冷负荷 LQN=36.41×（32.4-25）=269.43W 六楼的教室因为是处在顶楼所以多了一个屋顶的冷负荷，六楼单独的外墙屋顶冷负荷计算如下：

　601教室外墙和屋顶冷负荷的计算：

　601教室长12.85m,宽9m,高3.8m, 窗户面积为：

　3×3.5×2.2=23.1m2, 外墙和屋顶的面积为：

　 F=12.85×3.8+9×3.8+12.85×9-3×3.5×2.2=175.58 m2 外墙冷负荷：

　LQw=1.97×175.58×（34.1-25）=3147.62W 607合班教室外墙和屋顶冷负荷的计算：

　607教室长12.85m，宽9m，高3.8m，窗户面面积为：

　3.6×2.2+1.8×2.2+2.4×2.2=17.16m2 607合班教室外墙和屋顶的面积为：

　F=12.85×3.8+12.85×9-17.16=147.32m2 外墙和屋顶的冷负荷为：

　LQW=1.97×147.32×（34.1-25）=2641.01W 603教室外墙和屋顶冷负荷的计算：

　603教室长11.95m，宽9m，高3.8m，窗户的面积为：

　3×3.5×2.2=23.1m2 603教室外墙和屋顶的面积为：

　F=11.95×3.8+11.95×9-23.1=129,86m2 外墙和屋顶的冷负荷：

　LQW=1.97×129,86×（34.1-25）=2328.0W 606教室外墙和屋顶冷负荷的计算：

　606教室长11.95m，宽9m，高3.8m，窗户的面积为：

　4×2.2×2.4=21.12m2 外墙和屋顶的面积为：

　F=11.95×3.8+11.95×9-21.12=131.84 m2 外墙和屋顶的冷负荷为 LQW=1.97×131.84×（34.1-25）=2363.5W 3.3通过外窗得热形成的冷负荷

　由于室内外温度的差异，玻璃窗和外界热交换的导致冷负荷可用下式计算 ：

　LQτ=F×K×（tl-tN）

　 （3.3） 式中

　LQτ—玻璃窗传热引起的冷负荷（W）；

　 K

　—玻璃窗的传热系数；

　 F

　—窗洞的面积（m2）；

　 tl—玻璃窗的冷负荷温度的逐时值（℃）；

　—室内空气设计温度（℃）。

　表3.6 101教室通过外窗得热形成的冷负荷[4] K 玻璃窗的传热系数 由暖通空调附录2-8查得K=5.8 W/（m2·℃） F 窗洞的面积（m2） F=3×3.5×2.2=23.1 tN 室内空气设计温度（℃） tN=25℃

　tl 玻璃窗的冷负荷温度的逐时值（℃） tl可以通过查参考资料书2表1-13查取，tl=32.2℃ LQτ 玻璃窗传热引起的冷负荷（W） =5.8×23.1×（32..2-25）=964.66 同理算得107合班教室通过外窗得热形成的冷负荷为：

　=5.8×（3.6×2.2+1.8×2.2+2.4×2.2）×（32.2-25）=716.6W 阶梯教室通过外窗得热形成的冷负荷为：

　=5.8×60×（32.2-25）=2505.6W 306教室通过外窗得热形成的冷负荷为：

　=5.8×4×2.2×2.4×（32.2-25）=881.97W 3.4通过玻璃窗户进入室内的太阳辐射热形成的逐时冷负荷

　 Qτ =F×CZ×Dj，max×CLQ

　（3.4） 式中

　Qτ—计算时玻璃窗进入室内的太阳辐射得热量（W）；

　 CZ—玻璃窗的综合遮挡系数[5]，，和可分别由参考资料书3表1-16和1-17查得；

　 F —窗户的净面积（m2）；

　 Dj，max —日射得热因数的最大值，（W／m2）可由参考资料书2表1-18查得；

　 CLQ—冷负荷系数，可由参考资料书3表1-19（a）~表1-19（d）查得，表中以北纬27.5℃划线将全国分为南北两区； 表3.7 101教室通过玻璃窗户进入室内的太阳辐射热形成的逐时冷负荷 CZ 玻璃窗的传热系数 CZ=Cs×Cn=0.6 Cs 由参考资料书3表1-16查得 Cs=1 Cn 由参考资料书3表1-17查得 Cn=0.6 F 窗户的净面积（m2） F=0.9×3×3.5×2.2=20.79 Dj，max 日射得热因数的最大值，（W／m2） 由参考资料书3表1-18查得Dj，max =260 W／m2

　CLQ 冷负荷系数 可由参考资料书3表1-19（a）~表1-19（d）查得CLQ=0.45 Qτ 计算时玻璃窗进入室内的太阳辐射得热量（W）（W） Qτ= F×CZ×Dj，max×CLQ=20.79×0.6×260×0.45=1459.46W 107合班教室由于太阳照射进入房间的辐射产热形成的冷负荷为：

　Qτ=（3.6×2.2+1.8×2.2+2.4×2.2）×0.9×0.6×260×0.45=1084.17W 阶梯教室由于太阳照射进入房间的辐射产热形成的冷负荷为：Qτ=60×0.9×0.6×260×0.45=3790.8W 306教室由于太阳照射进入房间的辐射产热形成的冷负荷为：

　Qτ=4×2.2×2.4×0.9×0.6×260×0.45=1334.36W 3.5人自身散热造成的冷负荷和散湿量

　Q=qs×n××CLQ +qL ×n×

　（3.5）

　 W=wn

　（3.6） 式中

　Q—人自身散热造成的冷负荷（W）；

　 W—人体的散湿量（g/h），；

　 CLQ—人体显热散热冷负荷系数

　 qs—成年男子显热散热量（W）

　 n—室内全部人数；

　 qL—成年男子潜热散热量（W）； w—不同温度和做不同工作时成年男子产生的湿量（g/h）；

　 —群集系数； 每个教室在上课时的人数都差不多所以以101房间为例进行计算。

　表3.8 101教室人体散热形成的冷负荷和散湿量的计算 n 室内全部人数 n=100

　人体显热散热冷负荷系数 由参考资料书3表1-21查得=0.45 qs 成年男子显热散热量（W） 由参考资料书3表1-22查得室温为25℃时，qs =60W qL 成年男子潜热散热量（W）； 由参考资料书3表1-22查得室温为25℃时， qL =74W w 不同温度和做不同工作时成年男子产生的湿量（g/h） 查得在室温为25℃时轻度活动的成年男子w=175

　群集系数 由参考资料书3表1-22查得=0.93 Q 人体散热引起的冷负荷（W） Q=qs×n×× CLQ +qL ×n×=

　60×100×0.93×0.45+74×100×0.93=9393 W 人体的散湿量（g/h） W=wn=175×100×0.93=16275

　3.6照明散热形成的冷负荷

　日光灯布置在顶棚下面（镇流器被放置在有空调的室内）

　Q=nN

　（3.7） 式中 Q—灯具产热造成的冷负荷（W）；

　N—照明灯具的电功率（W）

　n—日光灯镇流器需要功率系数，镇流器被放置在有空调的室内，取n=1.2； 每根灯管的电功率是18W，普通教室用六根总功率为:18×6=108W，Q=1.2×108=129.6W 阶梯教室用12根总功率为:18×12=216W，Q=1.2×216=259.2W 表3.9 一南教学楼各层空调系统冷负荷 负荷（W） 外墙与外界热交换造成的冷负荷（W） 教室内墙与相邻房间热交换造成的冷负荷（W） 外窗于外界热交换造成的冷负荷（W） 通过太阳照射进到房间热量造成的冷负荷（W） 人自身散热造成的冷负荷（W） 灯具产热造成的冷负荷（W） 总负荷（W） 一层 11529.7 3217.28 7797.44 11796.98 65751 1036.8 101129.08 二层 4156.32 2883.54 5291.84 8006.18 56358 777.6 77473.38 三到五层 4591.77×3 3152.97×3 6173.81×3 9340.54×3 65751×3 907.2×3 269751.66 六层 18596.76 3152.97 6173.81 9340.54 65751 907.2 103922.28

　4空调系统之间特点比较和选择适当方案 4.1空调系统的划分原则 在系统中管线走向的确定应首先从空调规格方面考虑，其次也要顾及环保、后期管理维护，建设时耗材的情况，从考虑建筑物是做什么用的入手、各时段的使用情况的不同、需求冷量大小的不同、建筑平面布置和立体造型不同来精准地设计空调系统中的管线走向[6]。

　这次我的空调系统中管线的走向，是根据不同管线所应具有的不同作用来确定的，规则列到下表4.1中，教学楼的房间都是教室，房间的功能、性质是一致的。

　表4.1

　空调系统管线走向的确定规范 序号 依据 划分原则 1 负荷影响 建筑物朝向的不同管线走法就不同 房间处在建筑物的外侧还是内测管线走法也不同 根据房间热量和湿量的比值来定房间的相似度，相似的房间使用接近的管线布置 2 用途异同 把功能、特性相似的房间归为一个集体处理，一起安排管线走向使成为一个整体。

　把使用时段接近的房间归为一个系统，使用一套管线把这些房间串联起来，可以同时给它们供冷。

　3 供冷房间的分布 需要供冷的房间在整个建筑物分布情况也影响管线布置 4 建筑物的整体高度 比较高的建筑在安装管线时要考虑设备的强度，设备的强度要承受得住压力，合理布置管线，给设备减轻一些压力。

　管线横向成系统还是竖向成系统要灵活使用，各有各的好处哪个合适用哪个。

　高度较高的建筑物当中公共区域像楼梯这样的空间可以利用起来设置成竖向管线分布与各层横向管线系统结合使用，灵活的使用了建筑物的空间且合理的把管线安装在建筑物中。

　4.2空调系统方案的确定 空调系统改变空气的状态和给各部分空气流提供动力使之供入房间，人们可以改造它使之与建筑物契合成一个整体，这样空调系统就可以快速的对建筑物各种状态的变化做出快速的反馈调节使建筑物处在一个良好的状态，，在达到上面的要求还要使整体成本降的最低才好[7]。

　结合本次设计一南教学楼的各个教室的情况基本一致且教室对温度和空气新鲜度的要求较高情况，就选定了风机盘管加新风系统。

　风机盘管加新风系统改变空气状态的方法以下几种: （a) 新风机组只要负责把新鲜空气改变到房间内空气状态 （b) 新风机组稍微加大对新鲜空气的处理力度，所以就会承担一部分额外的负担。

　（c)新风机组只负责把新鲜空气改变到房间内空气状态，风机盘管工作于较湿的环境，会导致污垢细菌积累，新鲜空气和房间的高温高湿空气汇集在风机盘管进行热交换，这是此系统弊端但它也有它的优势：

　（1)安装方便，不仅可以与集中处理的新风系统一块使用，也能单独使用； （2）每个空调房间互相不影响，可以独立调节房间温度，而且可以根据需要随时启停机组,这样做不仅可以减少投资，机组也会更加灵活，能耗也会相应降低； （3）不用设置回风管道，节省了不少建筑空间； （4）机组各部分可以进行装配，各种型号很齐全，便于各种需求的用户选择和安装；

　（5）只需要设置新风机房，而且面积不要太大； （6）一年中的使用时间长； （7）各房间独立运行互相之间不会污染； （8）可以灵活的根据房间内冷负荷的改变来自行调节机组负荷，在灵活性和节约能源方面具有很大优势。

　此次设计使用风机盘管加新风系统为房间内供给新鲜的空气，新风机组只要改变新鲜空气的状态到室内空气状态，没有额外负担。人们可以根据自己的需求调整该系统，比如人们可以提高风机盘管处入水的温度，水管的外壁温度跟着提高，水管外凝结水量大大减少，可以在每层安装一台设备送新鲜空气进入房间内从房间内流出的温度较高空气产生的负荷交给风机盘管处理。

　风机盘管机组的结构和工作原理：

　风机盘管的作用就是处理房间内的空气所以位于空调系统最后位置，它是由通风机、过滤器还有用来交换热量的装置，根据几何样式的不同非为立式和卧室，风机盘管有立式和卧式两种形式，安装选取时考虑它们占地面积不同来做出选择，在房间内安装风机盘管应把室内空间大小考虑进去，同时为了使室内显得更美观的话，风机盘管可以采取暗装，为室内提供冷量的系统就是由风机盘管和产生冷量的设备组成[8]。

　风机盘管的工作过程是：它的自带风机推动房间内的空气和外来的新鲜空气之间循环的动力，新鲜的空气和室内空气在外力的推动下，更好的进行了混合，交换热量也更加充分，冷的新鲜空气带走了室内大量热量，房间的温度就会下降，制冷的效果就体现出来了，风机工作时时会吸附空气中的杂质，对风机损害很大，在风机的空气吸入口设置过滤空气的装置，风机就可以更长时间的被使用，风机盘管处的换热过程也不会受到干扰，确保了进入室内新鲜空气洁净性，所以这个过滤装置是不可缺少的。房间内空气中水蒸气的含量是很高的，这些水蒸气会在冷的风机盘管换热器处凝结成水经凝水管道排出，带走放间大量热量，同时房间内水蒸气含量少人们也会感到更加舒适。

　此次设计采用的风机盘管加新风系统由，每层的新鲜空气的来源都由单独设置的新风机组来供给的，把外来的新鲜空气改变到跟室内空气参数相同就好了，不需要承担多余的负荷，这样的系统简单易操控，而且风机盘管处的入水温度可以适当的提高一些，对管道上凝结水太多的现象有所改善。

　5空调系统的选择计算 5.1风机盘管加新风系统选型计算 对于风机盘管加新风的空调系统，基本上所有的过程都是处理过的新风进入室内，此时，新风送风参数影响着风机盘管的选定和焓湿图的参数。根据风机盘管加新风系统的特点，为了简化分析，风机盘管担负变动的负荷（像墙壁和房间内冷负荷），让新风处理机组只担负起新风自己的负荷。因此，一般只会把夏季新风的状态处理到和房间内空气状态一致的地步[6]。

　一、新风量的确定空气处理过程如图所示：

　室内状态点N（25℃，40%相对湿度）、室外状态点W（34.1℃，74%相对湿度）

　 图5-1 焓湿图 二、处理过程：

　L点的确定：新风机组做与室内状态点等焓的露点[9]送风，即室内状态点N的等焓线与相对湿度90%的交点L就是新风机组处理后的状态点。

　M点的确定：风机盘管露点送风，并认为处理后的状态点M与室内状态点N的温差为10℃（规范规定温差在10℃范围内，由设计人员自行选择），所以，M点就是温度为15℃的等温线与相对湿度90%的交点。

　O点的确定：O点在L点和M点的连线上，由新风和回风的比值确定。

　其中热湿比

　 (5.1) 总送风量

　(5.2) 新风量

　 FCU的风量

　(5.3) M点焓值的确定:

　 (5.4)

　所以

　(5.5)

　一层总的冷负荷为Q=101129.08W，湿负荷W=16275×7÷3600=31.611 g/s，室内空气状态参数：tN=25℃，φN=40% 热湿比ε=Q/W=41953.3/31.611=1327.17 在i-d图上确定室内空气状态点N通过该点画出ε=1327.17的过程线，取送风温差△t0=8℃，则送风温度t0=25-8=17℃。从而得出：

　已知φN=40%，即， 故 ，由参考资料书2表1-2可以用插值法算出 =3281.5Pa，=0.4×3281.5=1312.6Pa

　=0.622×1312.6÷（99853-1312.6）=0.00829 =1.01×17+（2500+1.84×17）×0.00829=38.15 kJ/kg =1.01×25+（2500+1.84×25）×0.00829=46.35 kJ/kg i0=38.15kJ/kg，iN=46.35 kJ/kg

　 （a）新风与风机盘管送风相混合 总风量：

　 （5.2）

　=101129.08÷（46.35-38.15）=5.12kg/s 表5.1 各个楼层的总风量为

　冷负荷（W) iN-iO（kJ/kg） 总风量（kg/s） 101教室 13360.07 8.2 1.63 107教室 12760.57 8.2 1.56 106教室 12616.1 8.2 1.54 阶梯教室 23655.72 8.2 2.88 306教室 12443.81 8.2 1.52 一层 101129.08 8.2 12.33 二层 77473.38 8.2 9.45 三至五层 269751.66 8.2 32.90 六层 103922.28 8.2 12.67

　FCU风量

　 (5.3) 通过查资料书2可知新风的量的确定有三种方式：局部排风量与房间维持正所需的渗透风量之和；按房间里面的人产生废气的负荷算；在工程实际中新风量一般不小于总风量的10%[2]。

　局部排风量

　维持正压所需的渗透风量

　最小新风量I

　最小新风量II

　最小新风量III

　满足卫生要求 人数 系统总风量G 最小新风量

　图5-2 新风量的确定方法 以101教室为例进行分析计算可得出 可按第二种方式算最为精确而第一种方式由于局部排风量不能精确确定，所以不用第一种方式 按第二种方式确定的各个教室楼层的新风量和风机盘管风量 表5.2 各教室和楼层的风量

　各楼层教室的人数（人） 人均需要新风量（m³/h） 新风量（m³/h） 总的风量(kg/s) 新风量（kg/s） 风机盘管风量（kg/s） 101教室 100 30 3000 1.63 1 0.63 107教室 100 30 3000 1.56 1 0.56 106教室 100 30 3000 1.54 1 0.54 阶梯教室 100 30 3000 2.88 1 1.88 306教室 100 30 3000 1.52 1 0.52 一层 700 30 21000 12.33 7 5.33 二层 600 30 18000 9.45 6 3.45 三至五层 2100 30 63000 32.90 21 11.90 六层 700 30 21000 12.67 7 5.67 表5.3 按第三种方式确定的各个教室楼层的新风量和风机盘管风量

　总风量（kg/s） 新风量 （kg/s） 风机盘管风量 （kg/s） 101教室 1.63 0.06 1.57 107教室 1.56 0.156 1.40 106教室 1.54 0.154 1.39 阶梯教室 2.88 0.288 2.59 306教室 1.52 0.152 1.37 一层 12.33 1.233 11.10 二层 9.45 0.945 8.51 三至五层 32.90 3.290 29.61 六层 12.67 1.267 11.40 5.2新风机组的选型 在一般情况下，送风的风量包括新风和回风,使这些新风温度和湿度降到一定程度会损耗空调大量的能量，按照这个理论系统要处理的新风的量越少,系统消耗的能量也会越少。照着这个计算的话新风就是越少越好了,但是实际经验告诉我们新风量如果太少,房间内的空气质量就不能满足人的正常需求,所以根据实际工程经验，空调系统中新风量占总送风量的百分数不应低于10%[2] 以教学楼一层的计算为例,室内空气状态温度=25℃,相对湿度是40%，室外干球温度是34.4℃,室外湿球温度是27.6℃,该楼层总人数为700人,每个人需要的新风量为30m³/h,总的新风量为21000 m³/h,选择BFPX22W。

　由前面算得iN=46.35 kJ/kg。已知φW=74%，tW=34.1℃，即， 故 由参考资料书2表1-2可以用插值法算出[2]

　=3281.5Pa，=0.74×3281.5=2428.31Pa

　=0.622×2428.31÷（99853-2428.31）=0.0155

　 =1.01×34.1+（2500+1.84×34.1）×0.0155=74.16 kJ/kg 新风机组所需的冷量: =1.2×21000×(74.16-46.35)/3600=194.67 kW =1.15×194.67=223.87kW，式中1.15为富余度 冷负荷Q为223.87kW，风量为21000m³/h 表5.4 各楼层的新风机组选型[10]

　新风量（m³/h） iW-iN 冷负荷Q（kW） 新风机组型号（联合开利） 一层 21000

　27.81

　223.87

　BFPX22W 二层 18000

　27.81

　191.89

　BFPX18W 三至五层 63000

　27.81

　671.61

　BFPX22W 六层 21000

　27.81

　223.87

　BFPX22W 5.3风机盘管机组的选型 在对机组进行选型时，按照下面的步骤来进行选择[1]；

　（a）切合着房间的特点，按着房间要求定下各种参数 （b）房间内空调需付出的冷负荷计算公式应为：

　（5.6） 式中

　Q—空调冷负荷（W）； Q1—室内人员的负荷（W）；

　Q2—房间内灯光、电器等冷负荷（W）；

　 Q3—太阳辐射热及围护结构传热的冷负荷（W）；

　 Q4—送入新风的负荷（W）。

　各项负荷的计算前面都已经算过，下面进行的是风机盘管加新风系统且新风只处理到室内状态点的情况的计算。

　1）新风单独处理到与房间内空气状态相同的空气状态送入室内时，机组不承担新风的负荷，其冷负荷为：

　（5.6）

　表5.5 各层各教室的冷负荷

　冷负荷（W) 101教室 13360.07 107教室 12760.57 106教室 12616.1 阶梯教室 23655.72 306教室 12443.81 一层 101129.08 二层 77473.38 三至五层 269751.66 六层 103922.28 以101教室为计算示例,房间内除去新风后剩下的冷负荷为,湿负荷=4.52g/s,室内的温度选定为=25℃,相对湿度40%,,室外的干球温度是34.4℃，室外湿球温度是27.6℃，房间人数为100人，总新风量为3000m³/h。风机盘管风量为1.57kg/s，换算过来为4710m³/h。

　表5.6 各层各教室的风机盘管风量

　总风量（kg/s） 新风量 （kg/s） 风机盘管风量 （kg/s） 风机盘管风量（m³/h） 101教室 1.63 0.06 1.57 4710 107教室 1.56 0.156 1.40 4200 106教室 1.54 0.154 1.39 4170 阶梯教室 2.88 0.288 2.59 7770 306教室 1.52 0.152 1.37 4110 一层 12.33 1.233 11.10 33300 二层 9.45 0.945 8.51 25530 三至五层 32.90 3.290 29.61 88830 六层 12.67 1.267 11.40 34200 由风量G=4710 m³/h，对风机盘管进行选型，主要按风量进行选择 表5.7各教室风机盘管的选型 房间 最大冷负荷（W） 风机盘管 风量（m3 /h） 型号 名义风量 （m3 /h） 名义制冷量 （W） 101教室 13360.07 4710 MCW1400VT 2380×2 10800×2 107教室 12760.57 4200 MCW1400VT 2380×2 10800×2 106教室 12616.1 4170 MCW1400VT 2380×2 10800×2 阶梯教室 23655.72 7770 MCW1200VT 2040×4 9600×4 306教室 12443.81 4110 MCW1400VT 2380×2 10800×2 601教室 15409.71 5070 MCW800VT 1360×4 7150×4 603教室 14544.15 4770 MCW800VT 1360×4 7150×4 607教室 14821.35 4890 MCW800VT 1360×4 7150×4 606教室 14371.86 4740 MCW1400VT 2380×2 10800×2 5.4风量计算 处在空调系统中运行的风的多少,经过准确计算就可以得到，,系统中所应存在送风回风的多少，根据工程需求和建筑物的特点来定，根据所要求的数据信息，来进行计算。对房间送风的多少G一般以房间在夏天所需冷量为准[2]，通过下式计算出来

　 （5.12） 式中

　G—送风量，kg/s； Q—室内总的冷负荷，kW； —室内空气状态点焓值，J/kg； —送风空气状态点的焓值，J/kg； 表5.8 各楼层和教室的送风量

　冷负荷（W) iN-iO（kJ/kg） 总风量（kg/s） 101教室 13360.07 8.2 1.63 107教室 12760.57 8.2 1.56 106教室 12616.1 8.2 1.54 阶梯教室 23655.72 8.2 2.88 306教室 12443.81 8.2 1.52 一层 101129.08 8.2 12.33 二层 77473.38 8.2 9.45 三至五层 269751.66 8.2 32.90 六层 103922.28 8.2 12.67 确定送风温差 如果对空调控制的精准度要求不大，那送风温差定在8摄氏度，在露点送风，换气定为每小时八次。那么送风温度为=25-8=17℃。

　表5.9 房间内空气的各种参数 干球温度0C 湿球温度0C 含湿量g/kg 相对湿度% 焓kJ/kg 露点温度0C 比容m3/kg 25 21.13 13.48 40 61.66 18.55 0.875 在焓湿图上找到进入房间空气的的各项参数，见下表5.10：

　表5.10 进入房间空气的各项参数 干球温度0C 湿球温度0C 含湿量g/kg 相对湿度% 焓kJ/kg 露点温度0C 比容m3/kg 17 14.22 8.24 59.99 40.09 11.06 0.845 进人房间空气的温度差数值的大小，对系统送进建筑的空气量影响大,温度差大，房间内就可以送更少的冷风，送风量的减少会使系统在设备购买、安装和维护方面的花费减少，经济性相应地就会提高。所以我们要采用较大的送风温差。

　送风温差的确定要考虑多方面的因素，首先要考虑满足人的舒适度和工艺方面的限制，还得结合要安装空调系统的建筑物的实际尺寸，考虑送风口的合适安装，考虑房屋内合理的气流走向等要求。在满足了这么多的限制后，再考虑是否能够适当的提高。把所有的都考虑到再选择时可根据文献[3]里的表5.1确定。

　5.5制冷机组的选型设计 5.5.1制冷机台数与制冷范围 5.5.1.1总制冷量和设备台数[10]

　整个系统总制冷量的确定和整个教学楼的总冷负荷，拥有的建设经费、所占空间的大小、能量的损耗和系统日常的正常运行和出故障后的维修难易程度有着直接或者间接的关系。

　制冷机房建设时应当注意，不能只考虑表面，比如你要选制冷机不能看到制冷量满足了你就选定这台制冷机，我们得考虑到制冷机的故障问题，同时也不能越多越好，会造成资源浪费。一般取两到三台，不工作的处在备用状态，一旦发生故障，备用的设备可以马上起到作用，使得系统显得更加人性化。

　5.5.1.2使用特定型号或整装的制冷机组

　各种制冷机的种类及特点如下[11]：

　（a）活塞式冷水机组 按照机组安装的压缩机数量的不同，活塞式冷水机组有单机头机组和多机头机组两类。使用多机头冷水机组时，可一台台启动，在供冷量不大时，更适合使用多机头机组。而使用单机头冷水机组时，当转速不变时，只有多设置些气缸才能灵活的调节。

　（b）螺杆式冷水机组 螺杆式冷水机组的特点如下； （1)构造不多、紧密、占地少、轻便、参与工作装置少、损坏的概率就小，可长时间工作，维修量不大； （2)工作平时安全性高，容易操作，能在对压缩压力要求较高的情况下工作； (3)喷油冷却装置所占空间少，压缩机出口空气温度更低，工作区空间安排合理； (4)冷量可多可少，设置一个划阀调节冷量，实现了从10%到100%的大范围输出冷量的调控； (5)半开半闭的螺杆机组装有消除噪音的装置，设有过热预警、出口气温监测油位检测、冷冻油电加热装置，并用计算机控制。

　（c）离心冷水机组 机组可以产生较大的冷量，一般使用的制冷剂有R22、R134a，机组的压缩方式有一次压缩和多次压缩的区别。机组可以提供大量冷量适用于大系统的制冷。

　（d）风冷式冷水机组 风冷式机组的主要特点如下：

　(1)环境温度对机组产生很大的影响； (2)机组各种型号都有，产生冷量多少的范围比较大，更容易选择符合要求的机组； (3)对安装位置的要求不是太高安装在室外就可以，节省建设机房费用； (4)和水冷式冷水机组做对比，不用设置冷却水设备，缺点是造价略高。

　（e）溴化锂吸收式冷水机组 溴化锂吸收式冷水机组的特点如下。

　 (1)热能推动其运行，少用电量；

　(2)机组在无空气情况下运行，不会因为压力过高而发生危险，安全稳定，只有屏蔽泵一个设备产生振动，产生的噪音小；

　(3)产生冷量多少的范围大,外界环境对其影响不大，但机组设备的封闭性要求较高，还要求设备抗腐蚀。

　（f）热泵式冷热水机组 热泵式冷热水机组具有以下特点。

　 (1)空气为机组提供部分热量，所以热源可以简单的从周围大气中取得，非常便捷节约；

　(2)产冷和产热的装置是一体的；夏天能输出七摄氏度的冷冻水，冬天也可输出三十多度热水，用处更广； (3)省去冷却水设备； (4)不需建设多余的机房； (5)机组的设备基本上都处在建筑物外面，可以设置在顶楼等不不会经常用到的空间，更加的方便； (6)安装起来简单易于操作； (7)设备装在建筑物外不会影响建筑物内空气质量。。

　表5.11 水冷式冷水机组单机制冷量范围 单机名义工况制冷量/kW 冷水机组机型 单机名义工况制冷量/kW 冷水机组机型

　116 活塞式、涡旋式 1054-1758

　螺杆式 116-700 活塞式 离心式 螺杆式 1758 离心式 700-1054 螺杆式

　 根据前面算得的负荷，一南教学楼的总冷负荷552.3kW，冷水机组的制冷量根据建筑物所需要的冷量乘以一块运作系数（定为0.8）和额外改良系数（定为1.15）确定，制冷机组的提供冷量：Q=552.3×0.8×1.15=508.1kW,由上表可知,应该选择活塞式或螺杆式的水冷机组,相比之下,综合考虑节能型和可调节性,螺杆式水冷机组更适合教学楼供冷,所以根据市面上的螺杆式水冷机组的参数,我选择了TWSD150.1两台,它的各项参数如下: 表5.12 TWSD150.1的各项参数 型号 制冷量KW 压缩机 蒸发器 冷凝器 形式 型号 数量 冷冻 水量 m3/h 压力 损失 kPa 水管 接口 DN 冷却 水量 m3/h 压力 损失 kPa 水管 接口 DN TWSD150.1 523 高效螺杆式 半封闭双螺杆式压缩机 1 90 73 133 135 68 133 5.5.2制冷机的选取的综合考量 选择制冷机类型时综合考虑的东西很多有电能损耗，空气损失，油的损耗。

　选择制冷机还要注重绿色环保，从以下几点来考虑：

　(a) 噪音。噪音值一般跟制冷机功率大小成正比，不同类型制冷机制造噪音的能力也各不相同。

　(b) 制冷剂的性质。有的制冷机所用的制冷机有毒性、有刺激性气味，还有易燃易爆的制冷剂，这些使用对人有害制冷剂的制冷机不能选用。

　(c) 制冷剂的环保性。有的压缩机里面填装的制冷剂会导致臭氧层空洞产生，这不利于人类可持续发展的观念。各个国家联合起来明确规定了氟利昂在若干年后将不允许使用，各国都在积极的在环保型制冷剂研究上投入大量精力，已经出现了很多环保型制冷剂。

　(d) 振动。压缩式制冷机工作时都有自己的振动频率和振动幅度，如果你设计的制冷机房不允许有太大的振动，那你应选振动幅度不太大的机组或无振的溴化锂式制冷机组。不过一般的机组在对机组的固定方式还有管道进行了防振处理后基本上振动的影响就会降到要求范围里了。

　6空调系统的风道设计 6.1确定空调房间的气流组织 6.1.1气流组织介绍

　处在空调室内的人们对于房间舒适性和室内空气清新度的要求与新空气在房间内的科学分布有关[12]。如何科学的分布这些空气才能使人类感到更加的舒适同时也得满足设计所要达到的状态，既然是气流那最重要的就是流动了，空气的流动路线正确，不仅可以净化室内的废气，还可以节省为它的流动提供动力的风机的能量。影响室内空气流动路线的有这么几个：新空气进入房间的位置、一次性进入房间的空气的量的多少，废气出房间的位置选择，房间的形式等等。

　你还要注意你的房间的用途，用途单一的房间只需要满足适宜的温度和湿度条件;而有的房间空气流速就不能太快，那主要满足的就是空气流速方面的问题了。

　 有的房间要求温度和湿度可以在一定的范围内变动，那室内空气流动的效果主要就是使房间各区域的温度湿度不同；有的房间要求空气比较干净，这就需要房间空气流动频繁可以最快速度的排走废气，保持房间内压力为正;大空间的房间为了满足室内温湿度和空气新鲜度的要求，就得是空气流动速度较一般的房间要快，还要合理的设计空气流动所沿的线路，尽可能多降低为该建筑物空气流动所消耗的能量。

　空气流动路线会受到很多方面的影响,其中主要有:空气进入和流出房间的位置以及空气流动的各项运动参数,我们通常用到的空气流动路径的安排方式如下【1】：

　(a) 侧向送风

　 从房间的一侧鼓入空气的做法,空气是从房间的同一边进入和流出房间的,空气沿着空气进入口往房间的另一边进行流动,在空气流撞到另一边的墙壁后就会下降,带动整个房间的空气流动。

　 这种从房间一侧鼓入空气的做法是最广泛被人们采取的，它的实际安装经过检验是最简单的，这样不仅可以节约时间还可以省下建设的经费，既适合在简单的系统中布置，也能安装在要求室温稳定不易改变的房间。这种空气流动方式的数据情况如下 ：

　送入的空气温度差异保持在六到十摄氏度范围内。

　(1) 进入口的空气流动速度应在2m/s～5m/s中间。

　(2) 进入的空气流保持原来的方向3m～8m。

　(3) 进入房间的空气入口相距2m～5m最适当。

　(4) 房间高在三米以上，宽度九米左右。

　(5) 进入房间的空气入口设置的尽量高些，靠近房顶为宜，如果空气流出口在安装些使空气能贴着屋顶流出的金属片效果更佳。

　(b)散流器送风 散流器也是一种进入房间空气的入口的一种，它是直接被安装在房间顶部的装置，可以使房间内的空气与新进的空气很好的融合，这种空气进入房间的方法适用于简单系统也适用于高精度系统。

　这种为房间供给新空气的方法使空气流按着两种方式进行流动，一种路线是空气平行于房间顶棚流动，空气会贴着屋顶进行流动，新空气可以更好的流向房间各地，第一种方式适合布置在对温度的稳定性要求较高的厂房车间这类的建筑物当中，特别是房间的空间不太大，如果房间顶部装修有吊顶和夹层的话就更适合了，进入房间空气的温度差距调控在6℃～10℃；如果房间稍微大些的话，那也得灵活对待，看情况均匀布置几个散流器就可以了。

　另一种气流路线是下送，这种空气进入房间的流动方式可以将房间内的空气状态分割成两部分，一部分是新空气和室内原来空气混合的状态，另一部分就是只有新空气的平稳流。整个房间的空气在这种方式下都流动了起来，这种气流路线适合在对空气清新度要求比较高的房间。房间的纯高度要高一些才适合布置，布置的散流器密度要看实际情况来决定，最窄处空气流动速度最好的是在2m/s～3m/s。

　(c) 孔板送风 就是当所在的安装房间高度小于5m时，房间内温度要求变化不大而且房间对新空气量要求多而且房间内的空气流动速度不允许太快的时候最好采用孔板送风。

　这种为室内提供新空气的方法是把空气储存在房屋顶端的装置中，这个装置中的空气压力达到大于装置外部压力，装置内部空气在压力的挤压作用下通过装置设置的孔流入房间，这样的送入空气的方式会使房间内的空气混合的更加均匀。可以把整个房间的顶棚作为储存空气的装置，也可以另外一些储存新空气的箱子这些装置的高度一般是在0.2m左右，空气透过的孔板使用的材料也得考虑，一般都是镀有惰性金属的钢板来做，保持孔板更长时间的正常工作，免去了频繁更换等不必要的麻烦。

　对于有没有必要把房顶全部改造成储存空气的装置，看所要改造的建筑物的特殊要求和尺寸情况来选。若是那个房间对进入空气总量也就是房间设定需求更加清洁的空气的情况下，就需要进行屋顶的全部改造；若是进入房间空气温度差异略小并且进入房间空气流速太小的话，改造全屋顶的孔板储存空气装置反而会造成装置下部空气流动的紊乱，所以全部改造屋顶储存空气装置适用于进入室内的新空气流动不能太慢以及对高精度环境要求的房间。

　只需要在屋顶设置几个储存新空气装置的房间，就是要控制房间内某块或某几块地方的温度，所以这个储存新空气装置的设定要灵活运用。

　(d) 喷口送风 在房间内开一个使得输送新空气流进房间的口，新空气进入的口一般开在房间的上部废气流出房间的口开在房间的下部，进入口和排出口开在同一面墙上，可以加长新鲜空气在房屋内逗留的时长，新鲜空气和废气均匀接触，间接的节能和提高效率。

　 这种为房间输送新空气的办法具有进入房间空气流速快，空气涑横向移动长度长，可以带着轨迹旁的废气运动，对房间废气进行了一个搅拌作用，更加使新鲜空气和废气进行均匀的热交换，这种输送空气方法设置时容易，操作的步数少，节省建设经费，能量消耗不怎么大，适用于大面积的，人流量大的一些公共性质的房间。

　(e) 地板送风 这种把新空气送入室内的方法是从下往上的一种方法，新空气进入房间的通道新空气的出口都埋设在地板下边的夹层中，废气自然是从房间上层设置的一个排出口流走，新空气流入房间的位置与人们处在房屋中的活动位置接近，更快的排挤走人们产生的废气，为了使人们感到温度合适，这种空气进入房间的温度差异不能过大，进入的流速也不能过大，进入口的尺寸大小和排布密度一定得选择合适，废空气排出口处在了屋顶位置，屋顶附近灯和屋顶本身传出的热可以不占用新空气的冷量直接从跟随废气流走，间接的节能和提高效率，所以当下这种方式很有实用的意义，现在新的旋转式空气流入方式与这种方式相结合，还有提供冷量的可以是深井水这样的自然产物，又降低了其能量消耗，这种方式前景一片大好。

　建筑物内房间基本情况：房间高度均为3.8m，房间长度12m左右，宽度基本上在9m左右。且房间面积适中，根据以上介绍，选择侧向送风方式，它能满足要求并且费用较低，结构简单。

　以第一层101房间为例，房间尺寸12.85×9×3.8 m3；室内选择的是风机盘管加新风系统，风机盘管选择麦克维尔MCW500A，风量为4710m3/h， (1）选择入风口类型，清楚过程 本设计采用两层百叶空气进口，其不稳定流动系数为，空气流水平距离为6.35-0.5=5.85 m（0.5 m为空气流尾部宽度）。

　(2）选取送风温差Δt 按照教室风机盘管采取进入室内空气温度差值的方法，得出℃。

　(3）选送风口空气出来速度v0

　m/s

　 (6.1) 式中：Fn——垂直于横向空气流的截面积，m2 d0——送风口直径或当量直径，m

　(6.2) 式中：H——房间高度，m； B——房间宽度，m；

　L—— 房间的总送风量，m3/h； 首先预设v0=2 m/s，由式子（6.2）计算横向空气流自由度0为11.7，代入公式（6.1）=0.36 ×11.7=4.2m/s。所取v0=2 m/s<4.m/s，且在2～5m/s范围之间，则满足要求。

　 （6.3） 取Δtx=1℃,由（Δtx/Δt0）×（）=（1/8）×11.7=1.46，查得受限射流距离=0.3；

　4）确定送风口尺寸 由下式算得每个风口面积

　 m2

　 (6.4) 式中：——送风口面积； 式中其他符号含义同上。

　由公式（4）=4710/(3600×2×1)=0.65m3，选取双层百叶风口，尺寸为250×120； 则v0= L/(3600·a·b)= 4710/(3600×0.25×0.12)=43.6m/s, de=2·a·b/(a+b)=162.2mm 5）校核射流的贴附长度 阿基米德数Ar按下式计算：

　（6.5） 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 由数的绝对值查得的值，水平空气流的贴附距离x。

　由公式计算阿基米德数Ar=9.8×0.1622×8/[43.62×(273+25)]=0.00002 查得x/d0=46,则x=46×0.1622=7.4>6.35，满足要求。

　6）校核房间高度 公式H=h+w+0.07·x+0.3 m ，房间高度>=H为满足要求；

　 （6.6） 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 。

　H=h+w+0.07·x+0.3=2+0.23+0.07×7.4+0.3 =3.05<3.7 m 符和要求。

　使用上述的方法来确定建筑物内别的房间风机盘管空气送入的大小。

　空气从流出口流出很快就没有了速度，冲击不了房间内原来就有的空气，空气流出口设置在房间靠下的地方，一般高度在15cm往上。空气流出口的空气流速在3.0m/s以下，空气流出口的位于作业区附近时，流速在1.5m/s以下。对于靠近房间顶棚的空气流出口，流速在4m/s以下[14]。

　6.2风管的布置 走风管路是中央空调系统不可缺少的组成部分。空调往房间里输送空气和接受从房间排出的空气、排出废气、给房间提供新鲜空气、为排走烟气提供空气量，设定排烟系统都得使用走风管路[15]。风管走向安排的是否合理，对空调系统的安装经费，运作时耗能的多少和能否满足我们的舒适度需求息息相关，风管走向安排的目的是：根据建筑物的几何形状合理的安排走风管道；走风管道细节尺寸参数的确定要考虑到管道负荷和管道阻力造成能量损失等问题，这样实际的情况就不会和设计时的选择出入太大；还可以使得对总的管阻计算方面更加精准。

　风管布置的原则如下所述[16]：

　（a）走风管的时候首先外观方面就不要太复杂要做到整洁、美观还要方便后期维护，与大楼整体所有管路的布置结合考虑，要把它们之间互相影响的分开布置为后边的维修及拆装更换工作创造便利。

　（b）走风管时要多注意不能让风受到太多的局部阻力，不要使用弯曲程度太大的管道，支路的走风管道与主路相连尽量不要使两管之间的夹角为九十度，支路在汇入主路时在顺着主路气体流动方向设置有助于气流混合的装置，截面积是圆的通风管路，三通四通上面所成的角度在四十五度范围内为好，截面是矩形的通风管路，三通四通上面的弯曲度要跟标准的一样，如果管路的从中途开始要装其他半径的管道，能做到不要突兀的使半径从一个数值转换成另一个数值，最好是渐变型，避免不必要的局部阻力产生。

　走风管线和水流管线的排布见图纸，设计管路走向时遵循以下几点：

　(1) 风管走向的平面图应建立在本建筑的平面图上，做出来才能和实际相匹配； (2) 风管的长度要尽量缩小，不要设计安装多余的局部装置，该安装的局部装置要安排在合理的地方，最大限度的减少局部损失，提高管路效率； (3) 进入系统新空气的进口应该设在空气清新的位置，还要注意进口被灰尘污染的情况，所以尽量把风口设在离地较高的位置； 本次设计中使用镀锌钢板风管的材料，这种材质的风管对环境的适应能力较强，不易被腐蚀，使用年限长，对通过其中的气流产生的摩阻小，安装起来轻盈方便，直接从厂家订购所需型号尺寸的管路或者施工时临时制作皆可[17]。风管根据截面形状的不同有矩形和圆形风管，圆形风管就结实耐用方面比矩形风管要好，但矩形风管可以更好的与建筑物的棱角结合起来，安装后显得美观、简洁不占地方。

　综上所述，这次设计就使用矩形风管。

　6.3风管的阻力计算 6.3.1风管的计算原则 风道的布置应遵循的规定：设置风道应从整体的布置上进行考虑各个方面必须配合起来形成一个流畅运行的整体[18]。

　（a）系统内空气流动管线布置与房间特点相符合 （b）走风管道的设置要灵活，既要做到与建筑物房间分布很好的结合起来，也要估计细节处的安装对于建筑物美观度方面的影响，明布暗布相结合。

　（c）走风管线要尽量呈直线状在整个建筑物内分布，能不用安装一些弯头和三通装置的就不要安装，以免气流受到太多阻力。

　（d）对走风管路各种参数的监测要到位，在人员方便到达的地方设置观察和调控设备，或者预留一些安装这些装置的位置，以便于以后工作人员对系统进行调控和维修。

　（e）走风管道要满足工程涉及的需要，而且布置要容易实现。

　（f）尤其是管线在进入房间段的布置上要烤炉是否能让房间内的空气顺畅流动起来。

　6.3.2系统的管内流速 系统管道内的流体流动速度低，那么：

　（a）流体受到的阻力不大，风机提供的压力不需要太大，能量消耗少。

　（b）相应的风机转的不需太快，噪音就会小很多，空气与风管壁进行摩擦本来就不会产生噪音。

　（c）管路的横截面积大，占得地方就会相应增大，设置起来难度增大，有时管路布置与建筑结构冲突。

　（d）材料的消耗变大，增加投资。

　根据经验总结，风道内的空气流速可按表6.1确定。

　表6.1

　风道内的空气流速 部位

　流速m/s 新风入口

　 3.0-4.0

　总管和总风管

　 5.0-8.0

　有送,回风口的支管

　2.0-3.0

　无送,回风口的支管

　3.0-5.0

　当风速较高时情况与上述相反。在实际设计中，建设花费和后期维护费用一般是成反比，应当合理的安排。输送空气的管道有低速和高速两种型式，层数较低的建筑物采用低速的就能满足需求，层数较高的建筑就得使用高速型的更加合算。

　房间内空气进入口和空气流出口处的空气流速应该结合室内空气流动路径以及是否会产生噪声来确定。高速风管可以应用在一些对空气量要求很高的建筑物内，现在如果可以解决高速风管产生的高噪声问题，至少可以比现在风管风速提高20%～35%。

　6.3.3风管的计算

　使用一台新风机组为一楼供给风量，对教学楼一层的走风管路进行计算（计算的方法参照文献1）。

　采用耐腐蚀的镀锌钢板作风管材料，在进入室内空气入口处设置过滤器清洁空气并消除噪音。利用开孔程度为0.4的120mm×120mm的孔板作为新空气进入口，每个口进入空气量是150m3/h，一楼的总共空气量是333000m3/h。室内空气流出房间的位置是散开的，对空气进行总处理的装置处的阻力为290Pa，过滤空气部分的阻力为50Pa。

　(a) 画出管路布置图：对每一节管道进行编号。每一段的长度是根据结点之间的长度确定。教学楼一层的风路管线布置图如所示：

　 图6-1 一层风管布置简图 （b）据简图来定最不利环路，一段段算出沿管道流动的阻力和特殊构件造成的阻力。据简图看出一层的1-2-3-4-5-6-7-8为最不利环路。

　（c）把管道风阻计算情况列出，并将每段管路需要的参数按编排好的顺序列到表中。

　（d）对每段风管进行风阻计算，结果也一一列出。

　确定管道截面积时，承担的冷负荷已知，选定一个流速，算出管道截面积，再根据现场实际条件跟据规定确定断面尺寸，最后计算实际断面积和实际管内流速{11}。

　 表4.1 一层风管风阻计算表 序号 风量(m^3/h) 管宽(mm) 管高(mm) 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 4710 630 280 10.9 7.417 1.358 14.804 32.945 0 14.804 2 4170 630 250 7.5 7.354 1.472 11.04 32.394 0 11.04 3 4200 560 250 4 8.333 1.925 7.701 41.59 0 7.701 4 3885 500 220 17.7 9.811 3.002 53.138 57.643 0 53.138 5 3885 450 180 2.4 13.323 6.443 15.464 106.307 0 15.464 6 4200 160 160 17.3 45.573 109.238 1889.819 1243.853 0 1889.819 7 4170 180 180 5.7 35.751 60.485 344.763 765.478 0 344.763 8 4710 250 250 4.8 20.933 15.235 73.126 262.441 0 73.126 小计 33930 　 　 70.3 　 　 2409.855 　 0 2409.855 7 空调水系统设计 7.1选择水系统形式 空调水系统包括冷冻水系统、冷却水系统以及冷凝水系统三部分[12]。

　根据冷水的流动方式分可以把系统分为分开式和封闭式，根据系统中用到的管路多少可以分为双管制、三管制以及四管制系统。按照供水和回水流动方向的相同与否，可以分为同程式和异程式[19]。

　此次我选用的是闭式异程、双管制的系统。

　7.2选择管材和管道直径 水管的材质一般都是钢材或塑料制成做工精细程度不同，有的表面还镀有抗腐蚀金属，冷凝水走的管路一般选择耐腐蚀的钢管或者塑料管，以延长其使用寿命，对于供水和回水的管路无特殊要求最普通的钢管就行，本次选定了无缝钢管和塑料管两种材料的管子。

　水管内水的流速的确定要考虑水流动受到损失和产生噪声方面来考虑，首先能够给系统提供足够的水，在这个条件得到满足的条件下，努力使得水管阻力更小和不产生大的噪声，做到更加经济高效的事系统运行起来，表7.1是不同管径对应的推荐流速参考值[20]。

　 表7.1

　闭式系统管内水流速推荐值 管径/mm 15 20 25 32 40 50 65 80 100 125 水流速/m/s 0.4～0.5 0.5～0.6 0.6～0.7 0.7～0.9 0.8～1.0 0.9～1.2 1.1～1.4 1.2～1.46 1.3～1.8 1.5～2.0 7.3水系统管路的布置 建筑物本身的情况和人们对于各种室内条件的需求使得要求水系统能够更加科学的安排[8]，布置时稍显要做到的就是让系统能够供给建筑足够的冷量，在这个基础上在考虑怎么简化管路的走向，怎么能减少管路占用的各种资源，怎么能使后期维护简单便捷[21]。

　(a)引入口 它是室外的管线和室内管线的过渡，它的所在位置要看整个系统管线分布的情况，最好能够设置在管线组成的几何图形的几何中心上，这样有利于管路的水力平衡。

　(b)干管布置 管路内有时会积存一部分空气，这是管子布置的太水平的原因造成的，为了排走这些空气和为了让回流的水不再消耗能量可以把水管布置的有一些坡度，管路里面的水流动得慢的话就要设置一个大坡度，管路里面的水流得快设置的坡度就可小些。

　管道由高到低的的走向就是坡向，如果管路里水的运行有泵提供动力的话，坡向应设置的跟水流方向相反，因为水流中的空气可以被带着上到高处进而排出。

　主要的管路应该布置在房顶附近，，管道的不必要的损失可以降到最低和对管道加装保护措施等工作量。

　(c)立管布置 竖向的管道布置就可以选在一些闲置的位置，像房间内的墙角以及洗手间等地方，尽量少占用建筑物的有用空间。

　7.4空调水量计算及泵扬程 风机盘管机组、整体式空调器、组合式空调机组等运行过程中产生的冷凝水，必须及时予以排走，排放冷凝水管道的设计，采用开式、非满流自流系统，排放方式采用分区排放，一般排到区域中心卫生间的地漏中，这样排水管道较短，不易漏水。

　(1）室内机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De（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 Q=1056-1512KW

　 DN=100mm Q=1513-12462KW

　DN=125mm Q≥12462KW

　DN=150mm

　表7.2 各教室冷凝水管公称直径 房间号 101教室 107教室 106教室 阶梯教室 306教室 601教室 603教室 607教室 606教室 最大冷负荷（W） 13.36 12.76 12.62 23.66 12.44 15.41 14.54 14.82 14.37 冷凝水管公称直径（mm） 25 25 25 25 25 25 25 25 25 本设计的凝水管采用聚乙烯塑料管，可以不加防止二次结露的保温层；室内机的凝水管管径与室内机的接管管径一致，就近排放至各层的卫生间下水口。

　7.4.1冷冻水泵选型计算 1.冷冻水泵所需扬程（为克服最不利环路的阻力损失）本设计最不利环路为第六层阻力+风盘阻力+立管阻力，其中第六层供水和回水管的阻力基本相同，本设计将取供水管阻力的两倍来计算该线的管道阻力{22} 闭式系统：

　式中

　－水系统总的沿程阻力和局部阻力损失（mmH2O）；

　－设备阻力损失（mmH2O）。

　P=∆PⅠ+蒸发器阻力损失=42.4×2+78=162.8 kPa 修正后：

　∆P=1.1×162.8=179.08kPa H=179.08×103/(9.8×103)=18.3m 冷冻水量：（以冷水机组蒸发器的额定流量为基准） Vo=1.1×90=99m3/h ,其中:1.1为附加系数 选用3台型号VGDW150-32，同时供冷，两用一备 其性能指标如下表：

　 表7.3冷水水泵型号 转速n (r/min) 流量Q 扬程H (m) 效率η (%) 功率(kw) 汽蚀余量

　安装尺寸 (m3/h) (L/s) 轴功率 电机功率 (m) 长 宽 高 1450 150 41.7 32 76 17.2 22 2 950 550 720 管道水力计算说明：

　以教学楼一层睡环路为例进行水力计算,一层水管示意简图如下所示:

　 图7-1 一楼水管布置示意简图 管段1-2-3-4-5-6-7-8-9-10-11-13-14-15-16为最不利环路。一层水管水力计算结果见下表[23]: 一楼水管水力计算表 序号 负荷(kW) 流量(kg/h) 管径 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) ξ 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 6.68 229.792 DN50 1.4 0.029 0.368 0.515 5 0.426 2.128 2.643 2 6.68 229.792 DN50 5.2 0.029 0.368 1.914 3 0.426 1.277 3.191 3 6.38 219.472 DN50 6.09 0.028 0.34 2.069 3 0.388 1.165 3.234 4 6.31 217.064 DN50 2.21 0.028 0.333 0.736 3 0.38 1.14 1.876 5 6.38 219.472 DN50 0.33 0.028 0.34 0.112 3 0.388 1.165 1.277 6 6.31 217.064 DN50 0.67 0.028 0.333 0.223 3 0.38 1.14 1.363 7 5.92 203.648 DN50 18.5 0.026 0.298 5.517 7 0.334 2.34 7.857 8 5.92 203.648 DN50 3.81 0.026 0.298 1.136 3 0.334 1.003 2.139 9 5.92 203.648 DN50 3.32 0.026 0.298 0.99 3 0.334 1.003 1.993 10 5.92 203.648 DN80 3.81 0.011 0.026 0.1 7 0.063 0.44 0.54 11 6.31 217.064 DN50 19.1 0.028 0.333 6.364 3 0.38 1.14 7.504 12 6.51 223.944 DN50 1.6 0.029 0.352 0.563 3 0.404 1.213 1.776 13 6.31 217.064 DN50 4 0.028 0.333 1.333 3 0.38 1.14 2.473 14 6.38 219.472 DN50 1.41 0.028 0.34 0.479 3 0.388 1.165 1.644 15 6.68 229.792 DN50 5.02 0.029 0.368 1.848 3 0.426 1.277 3.125 16 6.68 229.792 DN50 6.23 0.029 0.368 2.293 3 0.426 1.277 3.57 小计 101.29 3484.38 　 82.7 　 　 26.192 58 　 20.013 46.205

　 附录：

　一楼风管阻力计算

　一楼风管阻力计算表 序号 风量(m^3/h) 管宽(mm) 管高(mm) 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 4710 630 280 10.9 7.417 1.358 14.804 32.945 0 14.804 2 4170 630 250 7.5 7.354 1.472 11.04 32.394 0 11.04 3 4200 560 250 4 8.333 1.925 7.701 41.59 0 7.701 4 3885 500 220 17.7 9.811 3.002 53.138 57.643 0 53.138 5 3885 450 180 2.4 13.323 6.443 15.464 106.307 0 15.464 6 4200 160 160 17.3 45.573 109.238 1889.819 1243.853 0 1889.819 7 4170 180 180 5.7 35.751 60.485 344.763 765.478 0 344.763 8 4710 250 250 4.8 20.933 15.235 73.126 262.441 0 73.126 小计 33930 　 　 70.3 　 　 2409.855 　 0 2409.855

　二楼风管阻力计算

　二楼风管阻力计算表 序号 风量(m^3/h) 管宽(mm) 管高(mm) 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 4710 630 280 10.6 7.417 1.358 14.397 32.945 0 14.397 2 4200 630 250 10.6 7.407 1.491 15.807 32.862 0 15.807 3 4170 560 250 3 8.274 1.9 5.701 40.998 0 5.701 4 4170 500 220 19.9 10.53 3.414 67.948 66.411 0 67.948 5 4200 450 180 3.4 14.403 7.428 25.255 124.245 0 25.255 6 4710 160 160 10.4 51.107 135.253 1406.632 1564.272 0 1406.632 小计 26160 　 　 57.9 　 　 1535.74 　 0 1535.74

　三四楼风管阻力计算

　三四楼风管阻力计算表 序号 风量(m^3/h) 管宽(mm) 管高(mm) 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) ξ 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 4710 630 280 10.6 7.417 1.358 14.397 　 32.945 0 14.397 2 4200 630 250 10.6 7.407 1.491 15.807 　 32.862 0 15.807 3 4170 560 250 3 8.274 1.9 5.701 　 40.998 0 5.701 4 4110 500 220 10 10.379 3.326 33.257 　 64.513 0 33.257 5 4170 450 180 9.9 14.3 7.331 72.582 　 122.476 0 72.582 6 4200 160 160 3.4 45.573 109.238 371.41 　 1243.853 0 371.41 7 4710 180 180 10.4 40.381 75.815 788.472 　 976.567 0 788.472 小计 30270 　 　 57.9 　 　 1301.626 0 　 0 1301.626

　六楼风管阻力计算

　六楼风管阻力计算表 序号 风量(m^3/h) 管宽(mm) 管高(mm) 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) ξ 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 5070 630 280 10.6 7.984 1.552 16.455 　 38.174 0 16.455 2 4890 630 250 10.6 8.624 1.965 20.829 　 44.546 0 20.829 3 4770 560 250 3 9.464 2.426 7.277 　 53.645 0 7.277 4 4740 500 220 10 11.97 4.312 43.116 　 85.807 0 43.116 5 4770 450 180 9.9 16.358 9.373 92.793 　 160.257 0 92.793 6 4890 160 160 3.4 53.06 145.064 493.219 　 1686.119 0 493.219 7 5070 180 180 10.4 43.467 86.94 904.178 　 1131.557 0 904.178 小计 34200 　 　 57.9 　 　 1577.867 0 　 0 1577.867

　、 一楼水管水力计算

　 一楼水管水力计算表

　序号 负荷(kW) 流量(kg/h) 管径 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) ξ 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 6.68 229.792 DN50 1.4 0.029 0.368 0.515 5 0.426 2.128 2.643 2 6.68 229.792 DN50 5.2 0.029 0.368 1.914 3 0.426 1.277 3.191 3 6.38 219.472 DN50 6.09 0.028 0.34 2.069 3 0.388 1.165 3.234 4 6.31 217.064 DN50 2.21 0.028 0.333 0.736 3 0.38 1.14 1.876 5 6.38 219.472 DN50 0.33 0.028 0.34 0.112 3 0.388 1.165 1.277 6 6.31 217.064 DN50 0.67 0.028 0.333 0.223 3 0.38 1.14 1.363 7 5.92 203.648 DN50 18.5 0.026 0.298 5.517 7 0.334 2.34 7.857 8 5.92 203.648 DN50 3.81 0.026 0.298 1.136 3 0.334 1.003 2.139 9 5.92 203.648 DN50 3.32 0.026 0.298 0.99 3 0.334 1.003 1.993 10 5.92 203.648 DN80 3.81 0.011 0.026 0.1 7 0.063 0.44 0.54 11 6.31 217.064 DN50 19.1 0.028 0.333 6.364 3 0.38 1.14 7.504 12 6.51 223.944 DN50 1.6 0.029 0.352 0.563 3 0.404 1.213 1.776 13 6.31 217.064 DN50 4 0.028 0.333 1.333 3 0.38 1.14 2.473 14 6.38 219.472 DN50 1.41 0.028 0.34 0.479 3 0.388 1.165 1.644 15 6.68 229.792 DN50 5.02 0.029 0.368 1.848 3 0.426 1.277 3.125 16 6.68 229.792 DN50 6.23 0.029 0.368 2.293 3 0.426 1.277 3.57 小计 101.29 3484.38

　82.7

　 26.192 58

　20.013 46.205

　二楼水管水力计算

　二楼水管水力计算表 序号 负荷(kW) 流量(kg/h) 管径 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) ξ 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 6.68 302.358 DN50 3.05 0.039 0.596 1.818 4 0.737 2.948 4.766 2 6.68 302.358 DN50 3.83 0.039 0.596 2.283 3 0.737 2.211 4.494 3 6.38 288.779 DN50 6.62 0.037 0.55 3.638 3 0.672 2.017 5.655 4 6.31 285.611 DN50 1.3 0.037 0.539 0.701 3 0.658 1.973 2.674 5 6.38 288.779 DN50 3.7 0.037 0.55 2.033 3 0.672 2.017 4.05 6 6.31 285.611 DN50 0.72 0.037 0.539 0.388 3 0.658 1.973 2.361 7 6.31 285.611 DN50 21.5 0.037 0.539 11.588 3 0.658 1.973 13.561 8 6.38 288.779 DN50 0.85 0.037 0.55 0.467 3 0.672 2.017 2.484 9 6.31 285.611 DN50 3.5 0.037 0.539 1.886 3 0.658 1.973 3.859 10 6.38 288.779 DN50 1.2 0.037 0.55 0.659 3 0.672 2.017 2.676 11 6.68 302.358 DN50 6.2 0.039 0.596 3.695 3 0.737 2.211 5.906 12 6.68 302.358 DN50 3.9 0.039 0.596 2.324 3 0.737 2.211 4.535 小计 77.48 3506.99 　 56.37 　 　 31.48 37 　 25.541 57.021

　三四楼水管水力计算

　三四楼水管水力计算表 序号 负荷(kW) 流量(kg/h) 管径 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) ξ 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 6.68 302.358 DN50 3.05 0.039 0.596 1.818 4 0.737 2.948 4.766 2 6.68 302.358 DN50 3.83 0.039 0.596 2.283 3 0.737 2.211 4.494 3 6.38 288.779 DN50 6.62 0.037 0.55 3.638 3 0.672 2.017 5.655 4 6.31 285.611 DN50 1.3 0.037 0.539 0.701 3 0.658 1.973 2.674 5 6.38 288.779 DN50 3.7 0.037 0.55 2.033 3 0.672 2.017 4.05 6 6.31 285.611 DN50 0.72 0.037 0.539 0.388 3 0.658 1.973 2.361 7 6.22 281.537 DN50 7 0.036 0.526 3.679 3 0.639 1.917 5.596 8 6.33 286.516 DN50 4.63 0.037 0.542 2.509 3 0.662 1.985 4.494 9 6.31 285.611 DN50 8.41 0.037 0.539 4.533 3 0.658 1.973 6.506 10 6.38 288.779 DN50 0.85 0.037 0.55 0.467 3 0.672 2.017 2.484 11 6.31 285.611 DN50 2.5 0.037 0.539 1.347 3 0.658 1.973 3.32 12 6.38 288.779 DN50 1.2 0.037 0.55 0.659 3 0.672 2.017 2.676 13 6.68 302.358 DN70 6.2 0.024 0.179 1.111 3 0.272 0.816 1.927 14 6.68 302.358 DN50 3.9 0.039 0.596 2.324 3 0.737 2.211 4.535 小计 90.03 4075.05 　 53.91 　 　 27.49 43 　 28.048 55.538 六楼水管水力计算

　 六楼水管水力计算表 序号 负荷(kW) 流量(kg/h) 管径 管长(m) ν(m/s) R(Pa/m) △Py(Pa) ξ 动压(Pa) △Pj(Pa) △Py+△Pj(Pa) 1 7.71 265.224 DN50 3.05 0.034 0.473 1.443 4 0.567 2.268 3.711 2 7.71 265.224 DN50 3.83 0.034 0.473 1.812 3 0.567 1.701 3.513 3 7.41 254.904 DN50 6.62 0.033 0.441 2.921 3 0.524 1.571 4.492 4 7.27 250.088 DN50 1.3 0.032 0.427 0.555 3 0.504 1.513 2.068 5 7.27 250.088 DN50 3.7 0.032 0.427 1.579 3 0.504 1.513 3.092 6 7.41 254.904 DN50 0.72 0.033 0.441 0.318 3 0.524 1.571 1.889 7 7.19 247.336 DN50 7 0.032 0.419 2.93 3 0.493 1.48 4.41 8 7.19 247.336 DN50 4.63 0.032 0.419 1.938 3 0.493 1.48 3.418 9 7.41 254.904 DN50 8.41 0.033 0.441 3.711 3 0.524 1.571 5.282 10 7.27 250.088 DN50 0.85 0.032 0.427 0.363 3 0.504 1.513 1.876 11 7.27 250.088 DN50 3.5 0.032 0.427 1.494 3 0.504 1.513 3.007 12 7.41 254.904 DN50 1.2 0.033 0.441 0.53 3 0.524 1.571 2.101 13 7.71 265.224 DN350 6.2 0.001 0 0 3 0 0.001 0.001 14 7.71 265.224 DN50 3.9 0.034 0.473 1.845 3 0.567 1.701 3.546 小计 103.94 3575.54 　 54.91 　 　 21.439 43 　 20.967 42.406

　 结论 这次对学校一南教学楼的空调系统设计，对我学习和应用知识的能力进行了一次锻炼，首先针对自己的选题进行查阅资料，就考验了自己在资料库中找到自己所需要的资料的能力；接下来对各项参数进行的计算还有对各种设备进行的选型，对自己的认真程度进行了考查；还有图纸的绘制，对自己使用计算机绘图软件的能力以及理论联系实际的能力进行了考查，毕业设计的各项工作无一不是对自己认真态度的一种考查，也是对自己解决实际问题能力的一种锻炼。

　本次毕业设计，在老师的指导下，我顺利的完成了我的设计。在做毕业设计的这段日子里，我通过自己积极查阅资料，积累了设计方面的知识，然后着手对一南教学楼的冷负荷进行了计算，随后通过看空调系统设计参考书对比了各种空调系统的优缺点，选出了适合自己设计的空调系统，根据冷负荷的大小选定了适合的制冷机组为教学楼供冷，随后根据资料上的风管水管布置原则为整栋楼绘制了符合建筑物概况的风管水管图，通过水力计算算出管路的阻力，最后对提供动力的水泵进行了选型工作。通过完成本次完整的毕业设计，我深刻感受到了要完成一件事需要付出很多努力，以及工作学习所需要的严谨的工作态度和坚持不懈的精神，本次毕业设计不仅锻炼了我对以前学过知识的实际运用能力，也教会了我高效做事的的一些方法，使我各个方面都得到了提升，这对我以后参加工作也是一种积极的指引。

　参考文献 [1] 郑爱平编著.空气调节工程.北京：科学出版社，2002 [2] 赵荣文主编.简明空调设计手册.北京：中国建筑工业出版社，2007，4 [3] 张萍主编.中央空调设计实训教程.北京：中国商业出版社，2002，8 [4] 陆亚俊主编.暖通空调.北京：中国建筑工业出版社，2007，11 [5] 陆耀庆主编.实用供热空调设计手册.北京：中国建筑工业出版社，2008 [6] 杨昌智,刘光大，李念平编．暖通空调工程设计方法与系统分析．北京：中国建筑工业出版社，2001，7 [7] 机械工业信息研究院编.机电产品供应目录.北京：机械工业出版社，2004.10 [8] 付小平编著.空调技术.北京：机械工业出版社：2005，2 [9] 朱明善编著.工程热力学.北京：清华大学出版社：1995，7 [10]韦节廷主编.空气调节工程.北京：中国电力出版社，2009 [11]古兆荣.浅谈医院中央空调系统变频节能方案.江苏淮安22330,2009 [12]李莉莉.大型商场中央空调安装新风系统节能问题.山西建筑，2009，4 [13] 刘涛.中央空调节能措施探讨.华东交通大学职业技术学院 330013.2005 [14] 陆耀庆.实用供热空调设计手册.北京：中国建筑工业出版社,2004 [15] 何耀东,何青主编.中央空调实用技术.北京：冶金工业出版社,2006.3 [16] 吴继红，李佐周主编，中央空调工程设计与施工.北京：高等教育出版社：2006， [17] 马最良，姚杨主编.民用建筑空调设计.北京：化学工业出版社，2010，10 [18 ]黄翔，王天富主编.空调工程.北京：机械工业出版社：2010，6 [19] 田娟荣主编.通风与空调工程.北京：机械工业出版社：2010，2 [20] 顾洁主编.暖通空调设计与计算方法.北京：化学工业出版社：2007，10 [21] 殷洁主编.制冷原理.上海：上海交通大学出版社：2009，3 [22] 葛凤华，马最良主编.暖通空调设计基础分析.北京：中国建筑工业出版社：2009，9 23 张景松，杨春敏主编.流体力学. 徐州：中国矿业大学出版社，2010，12 英文原文

　An Experimental Evaluation of Energy Saving in a Split-type Air Conditioner with Evaporative Cooling Systems

　abstract This research aims to experimentally evaluate the energy saving in a split-type air conditioner, which is using various types of evaporative cooling systems. The condensing unit is retrofitted with a cellulose corrugated pad, water sprayers, a water source and a pump. The power consumption and refrigeration capacity obtained from various cooling types are monitored and compared. The results show that the electrical consumption and coefficient of performance (COPR) significantly depend on the ambient conditions. Due to effects of condensing pressure, when the ambient temperature rises, the electrical consumption becomes higher, while the COPR becomes lower. Utilizing the indirect evaporative cooling system decreases the temperature of air entering the condensing unit, and this causes the system performance to be enhanced considerably. Among the investigated cases, the maximum energy saving occurs when the water spray cooperates with cellulose cooling pad. By using the evaporative cooling systems, COPR is improved by around6-48%, and electrical consumption is approximately reduced by 4-15%. Keywords: Indirect evaporative cooling; Splittype air conditioner; Energy saving 1. Introduction With impact of energy crisis and global warming, many researches have paid much attention on strategies for saving energy. In the tropical climate countries such Thailand, more than 50% of total electrical consumption in residential and commercial buildings comes from air conditioning systems. Due to simplicity and flexibility, the conventional split-type air conditioner is widely used in small and medium size buildings, e.g. residences, offices, and schools. Condensers used in this air conditioner are mainly air-cooled. In addition, their performances depend on the heat transfer between coils and the ambient airflow. Chow et al. (2002) reported that if the on-coil temperature of a condensing unit were raised by 1OC, the coefficient of performance (COPR) of the air conditioner would drop by around 3%. In addition, if this temperature remained above 45OC for an extended period, the air conditioner would trip because of the excessive condenser working pressure. Effect of hot air recirculation on condensing temperature was studied by Avara and Daneshgar (2008). It was found from their numerical results that the distance between walls (L), where a condensing unit was installed, affected the on-coil temperature. If L was less than 1.5 m, the air flow should be parallel to the walls. In addition, if L = 1.5 m, optimal distance of condenser from the supporting wall (D) was 35 cm. Selecting a greater D led to more hot air circulation and consequently increased the on-coil temperature Hu and Huang (2005) improved the system performance of a water-cooled air conditioner by utilizing the cellulose pad, which was in cellulose bound cardboard structure. Instead of plastic packing in a cooling tower, this cellulose pad depressed the effect of surface tension on the plastic surface. This caused the contact area between air and water to be increased, resulting in enhancement of heat transfer. To improve the COPR and save energy in refrigeration and air conditioning systems, Vrachopoulos et al. (2007) developed an incorporated evaporative condenser, which was installed with a cooling water sprinkle network in the front. In this method, water was directly sprayed into air-stream. The results showed that COPR was improved up to 211% and energy saving was up to 58%. However, since the air filled with water droplets was directly induced to the condensing unit, corrosion problem possibly occurred on equipment. In order to reduce the condensing temperature in a window-type air conditioner, Hajidavallo (2007) installed two cooling pads in both sides of the air conditioner and injected water on them. With the cooling pads, the water droplets, which were exchanged the heat with hot-air flow, were trapped and dropped to the bottom. Hajidavallo (2007) reported that with evaporative cooling pad, the energy consumption decreased by about 16%, and the COPR increased by about 55%.. In this study, the energy saving in a residential-sized split-type air conditioner is performed by retrofitting condensing unit with various types of indirect evaporative cooling systems. Airstream entering condensing unit is cooled down at two positions, i.e. in the front of and within cellulose corrugated pad. Moreover, injecting water into the air is divided into two types: water curtain and water spray. Comparison on system performances obtained from each case is reported. 2. Experimental study and instrumentation From the name plate given by manufacturer, cooling capacity of the split-type air conditioner is 30,165.49 Btu/hr (8.84 kW), and condenser fan is 174 W (full load amp = 1.79 / 220 volts). The condensing coil is rectangular and is placed outside the building. Distance between condensing unit and wall is 0.3 m. The ambient air flows in and out from the condensing unit in the horizontal direction.

　The evaporative cooling pad unit of 0.15 m thick is placed in the upstream flow of air entering the condensing unit. As shown in Fig.1, the unit comprises of cellulose pad, water pipe networks, which are located on the upper and in the front of cellulose pad (at position A, and B), and a water pan at the bottom. In addition, a 100–W pump with the maximum flow rate of 0.07 m3/min is used for circulating water in the system. Gap between the cooling pad and condensing unit is 0.05 m. In the cases using water curtain, water pipe at position B is bored with 1-mm holes and spacing between bores is 0.01 m. While in the cases using water spray, at positions B and C, the pipe network is replaced with spray bars. Along the spray bars, pipes are bored and installed with spray heads, where spacing between them is 0.185 m. In order to produce water mist by a low–power water pump, spray heads are installed normal to the direction of air-stream entering the condensing unit.

　A power meter (CHAUVIN ARNOUX SERIES C.A.8310) is used to monitor the total power consumption including compressor, evaporator fan and condenser fan. Temperature and humidity of outdoor air conditions (position 1, 2, and 3 shown in Fig.1) and indoor air conditions.

　 (upstream and downstream of the evaporative coil) are measured by TESTO 400. Average flow rate of air-stream entering the condensing unit is 1,171.74 cfm (0.9 m/s). Indoor air condition is controlled by thermostat at 25OC, and airflow rate exiting from evaporator is 186.22 cfm (0.93 m/s). Testing conditions are divided into 6 cases as shown in Table 1. 3. Results and discussions In order to evaluate improvement of the system performance, the air conditioning system with the evaporative cooling systems is first monitored. In all experiments, air properties and total electric power consumption are measured and recorded for 24 hours. 3.1 Total power consumption The results from Fig. 2 show that in the afternoon, the power consumption is higher than the other periods. Particularly, the maximum power consumption is in the period of 13.00 - 17.00. This indicates that outdoor temperature has much affected the power consumption of air conditioner. Discontinuity shown in the Fig. 2 is the effect of the cycling machines (starting and stopping the fan motor and compressor). In fact, when temperature of air conditioning room reaches a set point, then electrical machines in condensing unit will stop running.

　 By comparing with case 1 (without evaporative cooling systems), it seems that the frequency of the cycling machines in the air conditioner retrofitted with evaporative cooling systems is more often. This is evident that decreasing temperature of air entering condensing unit also influences the refrigeration capacity in evaporator. The average power saving values in case 2 to case 6 approximately are 3.8, 7.8, 9.7, 10, and 15%, respectively. 3.2 System performance In this study, coefficient of performance in refrigeration (COPR) is defined as the ratio of refrigeration capacity to total power consumption measured by power meter. In addition, refrigeration capacity is computed through the amount of energy transfer between air and refrigerant, and it can be written as Refrigeration capacity =

　 （1）, Where

　is mass flow rate of air exiting from the supply air grille,

　and

　are enthalpy of supply and return air, respectively. The average system performances are shown in Fig. 3 in which ambient air conditions are presented by temperature (0℃) and relative humidity (% RH). The results show that temperature affects the system performances more than relative humidity. When ambient air temperature becomes lower, the system obtains higher COPR. Due to outdoor air effect, COPR during night time is higher than that during day time. As the day progressed, the ambient temperature is higher. This causes condenser pressure head to be increased, resulting in a lower performance. In other words, higher condenser pressure results in an increase of power consumption by the compressor. On the other hand, the performance of the system increases when the ambient air temperature drops. By using curve fitting, it is found that electrical power consumption increases by around 4% when temperature is raised by 10℃

　With indirect evaporative cooling system, ambient air transfers heat to water. This causes temperature of air entering condensing unit to become lower. In addition, heat transfer between refrigerant flowing through condensing unit and the entering air more increases. Consequently, COPR of the system is improved.

　3.3 Comparison on power consumption The outdoor and indoor air conditions are shown in Table 2. With indirect evaporative cooling systems, temperature of air entering condenser can approximately reduce by 3OC in maximum, and relative humidity is 85% in maximum. Moreover, the indirect evaporative cooling influences power consumption and refrigerating effect (Δh in room) of air conditioning system, resulting in improvement of COPR.

　Figure 4 shows the comparison on average power consumption per ton of refrigeration among various cases. Air conditioner with water spray and cooling pad (case 6) provides the minimum value of kW/ton. This is because air-stream entering the condensing unit has more contact with cooling water. Hence, heat can much transfers from refrigerant to air-stream, and then condenser pressure head is lower. By comparing the case without the cooling water system (case 1), it is found that the electrical power saving values in case 2 to 6 are around 4, 7.7, 9.6, 10.1, and 15.3%, and system performances are improved around 6.4, 25.6, 31.7, 31.1, and 49.5%, respectively. Even though the evaporative cooling system reduces the power consumption, influence of corrosion due to high humidity on equipment should be considered

　4. Conclusions Improvement of system performance in a split-type air conditioner with various types of indirect evaporative cooling systems is evaluated in this study. The following paragraph summarizes the conclusions of this study: 1. Based on the experimental results, it reveals that ambient temperature has much influenced the power consumption of compressor and COPR. When temperature is raised by 1OC, electrical power consumption increases by around 4%. 2. With evaporative cooling systems, the air entering condensing unit is cooled to a lower temperature. This causes the power consumption by compressor to lower, and the refrigeration capacity to be higher, resulting in enhancement of COPR. In addition, evaporating cooling systems are effective in day time more than in night time. 3. Due to high contact surface between water and air-stream, the evaporative cooling system using spray water cooperating with cellulose cooling pad can decrease the power consumption by around 15%, and can increase COPR up to 45%.

　中文译文

　采用蒸发冷却系统的节能分体式空调实验评估 摘

　要 此研究的目的是评估分体式空调器节能的实验，其使用各种类型的蒸发冷却系统。冷凝部被加装纤维素波纹垫，水喷雾器，水源和泵。从不同类型的冷却系统得到的功耗和制冷能力进行监测和比较。结果表明，电耗及能效比显著取决于环境条件。基于冷凝压力的影响，当环境温度上升时，电消耗变得更高，而能效则变得更低。利用间接蒸发冷却系统降低进入冷凝部空气的温度，就可以使该系统的性能大大加强。在各种蒸发冷却系统中，喷水配合纤维素散热垫时可以形成最大限度地节能降耗。通过使用蒸发冷却系统，能效比约有6%到48％的提高，而且电耗约有4%到15％降低。

　关键词：间接蒸发冷却 ；分体式空调器 ；节能 1.简介 随着能源危机和全球气候变暖的影响，许多研究都对节约能源非常重视。在热带气候的国家，例如泰国，总电力消耗的50％以上来自于住宅和商业建筑空调系统。由于简单性和灵活性，传统的分体式空调器被广泛用于小型和中型尺寸的建筑物，如住宅，办公室和学校。在该空调机中使用的主要是空气冷却的冷凝器。此外，它们的性能取决于线圈和周围环境空气之间的热传递。

　周等人在2002年的报告中说，如果一个冷凝单元上的线圈温度上升了10℃，空调机的能耗比将下降约3％。此外，如果该温度仍然长时间高于45℃，空调机将因冷凝器的工作压力过度而跳闸。阿瓦拉和领英在2008年研究了热风循环对冷凝温度的影响。人们从他们的数值结果中发现在距离为L墙壁之间安装冷凝单元可以影响盘管的温度。如果L小于1.5米时，热风循环气流平行于墙壁。如果L = 1.5 m，从该支承壁到冷凝器的最佳距离为D为35公分。这个D越大就会导致越多的热空气循环，从而增加盘管温度。

　胡和黄在2005年通过利用纤维素垫改进了水冷空调机系统的性能，就是用纤维素约束的纸板结构，代替冷却塔中的塑料填密。表面张力把这种纤维素垫按压在塑料表面，这样就增加了空气和水之间的接触面积，从而导致热传递的增强。为了改善能效比以及制冷和空调系统的节能。威尔乔普勒斯等人在2007年开发了一种结合蒸发式冷凝器，就是在冷凝器前面安装了一个冷却水喷淋管网。在该方法中，可以将水直接喷到空气流中。结果表明，采用这种方法能效比被提高到211％，节能达58％。但是，由于充满液滴的空气被直接感应到冷凝部，设备可能发生腐蚀问题。为了降低在这种窗式空调器中的冷凝温度，2007年哈吉在空调机的两侧分别安装两个冷却衬垫并向其中注水。通过冷却垫，水滴与热空气流之间交换热量，可以把空调器中的冷凝温度降到很低。哈吉在报告中说，使用蒸发冷却垫，能耗减少了约16％，并且能效比增加了约55％。

　在这项研究中，家用分体式空调器的节能是由加装了各种间接蒸发冷却系统的冷凝装置来实现的。气流进入冷凝装置在纤维素波纹垫前部和内部两个位置进行冷却，。此外，将水射入空气可以分为两种类型：水幕和水喷雾。下面从各种情况下获得的系统性能比较进行报告。

　2，实验研究和仪器 从由制造商提供的铭牌，该分体式空调机的冷却能力是30,165.49 BTU /小时（8.84千瓦），并且冷凝器风扇是174瓦（满载安培=1.79/ 220伏）。冷凝盘管是矩形的，并且被放置在建筑物之外。冷凝机组和墙壁之间的距离为0.3m。周围的空气从水平方向上流入和流出的冷凝部。

　 0.15微米厚的蒸发冷却焊盘放置在冷凝部空气入口的上游。如图1所示，该部件包括纤维素垫，自来水管网，分别位于纤维素垫的上部和前部（在位置A和B），底部是一个水池。此外，一个最大流速为0.07立方米/分钟的100-W泵用来使系统中的水可以循环。散热垫和冷凝装置之间的距离为0.05米，在使用水幕的情况下位置B的水管道钻了1毫米的孔,孔与孔之间的间距为0.01μm。而在采用水喷雾的情况下，在位置B和C处的管网被替换为喷杆。沿喷杆钻孔和安装喷淋头，而且喷雾头之间的距离是0.185米。为了可以使用一个低功率水泵来产生水雾，喷淋头沿正常的进入冷凝部空气流的方向进行安装。

　功率计（CHAUVIN ARNOUX系列CA8310）用来监测的总功率消耗，包括压缩机，蒸发器风扇和冷凝器风扇。室外空气的温度和湿度（位置1，2，3在图1中示出）和室内空气的温度和湿度（蒸发盘管的上游和下游侧）则由德图400进行测量，输入冷凝部空气流的平均流速是1,171.74立方英尺（0.9米/秒）。室内空气条件由恒温器控制在25℃，气流从蒸发器流出的速率是186.22立方英尺（0.93米/秒）。测试条件分为6种情况如表1所示。

　 表1测试条件 情况 条件 1 没有冷却系统 2 设有纤维素冷却垫 3 设有水幕 4 设有水幕和纤维素冷却垫 5 设有水喷雾 6 设有水喷雾和纤维素冷却垫

　 3.结果和讨论 为了评价改善系统性能，首先对该空调系统的蒸发冷却器进行监控。在所有的实验中，对空气的性质和总电力的消耗测量并记录24小时。

　 3.1总功耗 由图2可以看出，下午的耗电量比其他时间段高。具体地说，最大功率消耗在13.00 - 17.00期间。这表明，室外温度已大大影响了空气调节器的功耗。图2这些不连续的显示是由机器循环（风扇和压缩机的启动和停止）造成的。事实上，当空调房间的温度达到设定点，冷凝机组电机将停止运行。

　通过与情况1（无蒸发冷却系统）相比较，似乎空调机往往会加装蒸发冷却系统。这是明显的是，降低进入冷凝部的空气温度也会影响蒸发器的制冷能力。从情况2到情况6的平均节能值分别为3.8%，7.8%，9.7%，10%和15％。

　3.2系统性能 在这项研究中，制冷性能系数（能效比）被定义为的制冷能力，通过功率计测得的总耗电量之比。此外，冷冻能力是通过空气与制冷剂之间的能量转移的量计算，并且它可以被写成

　 制冷能力=

　（1） 其中 是空气从送风格栅排出的质量流率， 和 分别为供应和返回空气的焓。

　平均系统性能见图3，其中环境空气条件由温度（℃）和相对湿度（％RH）来呈现。结果表明，温度对系统性能影响超过了相对湿度对系统性能的影响。当周围空气温度变低时，系统的能效比系数更大。由于室外空气的影响，夜间的能效比高于白天。在一天中随着时间的推移，环境温度不断升高。这会导致冷凝器压头的增加，冷凝器的性能就会降低。换句话说，较高的冷凝器压力造成压缩机功耗的增加。另一方面，系统的性能随着环境空气温度的下降而提高。通过使用曲线拟合，可以发现，当温度上升10℃电功耗增大4％左右。

　间接蒸发冷却系统，环境空气将热量传递到水中。使得进入冷凝部的空气温度变低。另外，制冷剂流过冷凝装置与进入的空气进行热交换。因此，系统的能效比提高。

　 3.3日耗电量比较 室外和室内空气条件如表2所示。间接蒸发冷却系统中，空气进入冷凝器最高温度约降低30℃，并且相对湿度是变成最大的85％。此外，间接蒸发冷却影响空调系统的功耗和制冷效果（房间内的ΔH），从而改善能效比。

　表2 室外室内空气条件 情况 条件 环境条件 通过冷却后 通过冷凝装置后 kW 房间内的 能效比 T RH T RH T RH 1 没有水冷系统 31.06 63.29 31.06 63.29 38.64 48.66 1.63 20.26 1.35 2 设有冷却垫 29.79 74.63 27.59 84.85 34.16 58.80 1.56 20.73 1.43 3 设有水幕 30.48 68.47 30.02 71.44 34.99 58.32 1.50 23.51 1.69 4 设有水幕和冷却垫 30.66 67.36 26.97 81.85 34.18 59.50 1.47 24.12 1.77 5 设有水喷雾 30.33 72.73 29.31 81.28 35.28 59.05 1.46 24.12 1.76 6 设有水喷雾和冷却垫 30.88 69.79 27.01 85.38 34.84 58.37 1.38 25.15 2.01

　图4显示出在各种情况对每吨制冷剂制冷的平均功耗的比较。使用喷水冷却垫的空调器（案例6）的平均功耗最小。这是因为空气流进入冷凝机组与冷却水有更多接触。因此，热量可从制冷剂传向空气流，然后冷凝器压头较低。通过与无冷却水系统（情况1）的情况相比较，可以发现在电力节省方面由情况2至情况6的值分别是大约4%，7.7%，9.6%，10.1%和15.3％，而且系统性能分别提高了约6.4%，25.6%，31.7%，31.1%和49.5％。虽然蒸发冷却系统的功耗降低了，但是设备处在高湿度环境下腐蚀问题应该予以考虑。

　 4.结论 这项研究致力于各种间接蒸发冷却系统的分体式空调器的系统性能的改善。以下段落总结了本研究的结论：

　1.基于实验结果，它表明，环境温度已大大影响了压缩机的功耗和能效比。每当温度升高10℃，电功率消耗增加约4％。

　2.采用蒸发冷却系统，进入冷凝装置的空气被冷却到更低的温度。这导致压缩机的功耗降低，并且制冷能力更高，能效比也会变大。此外，蒸发冷却系统在白天比晚上更加的有效。

　3.由于水和空气流之间的高接触面，通过利用喷射水与纤维素散热垫配合的蒸发冷却系统可以降低电力消耗15％左右，并且可以增加能效比高达45％。

　致

　谢

　大学四年学习时光已经接近尾声，在此我想对我的母校，我的父母、亲人们，我的老师和同学们表达我由衷的谢意。感谢我的家人对我大学四年学习的默默支持；感谢我的母校XX大学XX学院给了我在大学四年深造的机会，让我能不断学习和提高；感谢机电系的老师和同学们四年来的关心和鼓励；感谢老师们课堂上的激情洋溢，课堂下的谆谆教诲；同学们在学习中的认真热情，生活上的热心主动，所有这些都让我的四年充满了感动。这次毕业设计我得到了很多老师和同学的帮助，其中我的论文指导老师**老师对我的关心和支持尤为重要。每次遇到难题，我最先做的就是向张辉老师寻求帮助，而张老师总会在百忙之中抽空来找我面谈，然后一起商量解决的办法。

　 我做毕业设计的每个阶段，从选题到查阅资料，论文提纲的确定，中期论文的修改，后期论文格式调整等各个环节中张；*老师都给予了我悉心的指导。这几个月以来，老师在学业上给我以精心的指导，在此谨向**老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意！ 同时，本片毕业设计的完成也得到了很多同学的热情帮助。感谢在整个毕业设计期间给我提供帮助的同学，和曾经在各个方面给予过我帮助的伙伴们，在此，我再一次真诚地向帮助过我的老师和同学表示感谢！