内蒙古科技大学 本科生毕业设计说明书
题 目：北京市某综合楼空调系统设计
北京某综合楼空调系统设计
摘 要
本设计为北京某综合楼空调系统设计。本工程位于北京市区，地下1层为车库及设备用房，地上6层，一层商场，二至六层宾馆，总建筑面积约7000m2。全楼采用集中供给空调方式，机房中设置三台水冷单螺杆式冷水机组。
根据各不同的功能房间，将该集中系统分为两种空调送风方式：商场、餐饮大厅、包厢采用全空气系统，由空气处理机组处理送风。客房采用风机盘管加独立新风系统，新风直接从室外引进新风机组，经过过滤、冷却或加热、加湿、送风机加压、处理到室内状态点后直接送入房间，不承担房间冷负荷。根据各种计算结果，通过性价比分析，进行了设备选型，确保设备容量、压强、噪声等方面满足要求。本空调系统的设计力求达到经济、舒适、方便、实用，并尽可能满足节能要求。
关键词：风机盘管加独立新风系统；全空气系统；选型
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Abstract
The design for the design of a building air conditioning system. This project is located in the Beijing area, 1 basement garage and equipment rooms, 6 floors, a layer of shopping malls, two to six-story hotel, with a total construction area of about 7000 m2. The whole building air conditioning, centralized supply three water-cooled single-screw chiller set in the engine room.
According to the various function rooms, the centralized system is divided into two air-conditioned air supply: shopping malls, dining hall, balcony, full air system, air supply air handling units processing. Rooms with independent air system, fan coil, fresh air directly from the outdoors to the introduction of new air handling units, filters, cooling or heating, humidification, blower pressure to deal with the indoor state point directly into the room, does not assume the room cooling load. Results according to various calculations, cost analysis, equipment selection, to ensure that the equipment capacity, pressure, noise, etc. to meet the requirements. The air conditioning system design seeks to achieve economic, comfortable, convenient, practical, and, as far as possible to meet the energy requirements.
Key words: PAU+FCU system;the entire air system;diffuser Selectio
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目 录
摘 要 ........................................................................................................................... I Abstract ......................................................................................................................... II 第1 章 绪 论 .............................................................................................................. 1 第2章 原始资料 ......................................................................................................... 3
2.1工程概况 ......................................................................................................... 3 2.2土建资料 ......................................................................................................... 3 2.3气象参数 ......................................................................................................... 4 2.4室内设计参数 ................................................................................................. 4 2.5设计依据 ......................................................................................................... 4 第3章 空调冷负荷计算 ............................................................................................. 5
3.1夏季逐时冷负荷计算公式 ............................................................................. 5
3.1.1外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷 .................................................. 5 3.1.2内围护结构冷负荷 .............................................................................. 5 3.1.3玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷 .......................................................... 6 3.1.4透过外玻璃窗日射得热引起的冷负荷 .............................................. 6 3.1.5 设备散热形成的冷负荷 ..................................................................... 6 3.1.6照明散热形成的冷负荷 ...................................................................... 7 3.1.7人体散热形成的冷负荷 ...................................................................... 8 3.2湿负荷计算公式 ............................................................................................. 8
3.2.1人体散湿量 .......................................................................................... 8 3.2.2散湿量敞开水表面散湿量 .................................................................. 9 3.3各项逐时冷负荷汇总表 ................................................................................. 9 3.4 空调系统新风冷负荷的确定 ........................................................................ 9
3.4.1空调系统和空调室内新风量的确定 .................................................. 9 3.4.2空调室内新风负荷和空调系统新风负荷的计算 ............................ 13
第4章 设计方案的确定 ........................................................................................... 14
4.1确定空调系统方案的原则 ........................................................................... 14
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4.2空调水系统的选取 ....................................................................................... 14 4.3空调风系统的选取 ....................................................................................... 15
4.3.1全空气系统 ........................................................................................ 15 4.3.2风机盘管加新风系统 ........................................................................ 16 4.4确定各房间的空调系统形式 ....................................................................... 17 第5章 空气处理过程及设备选型 ........................................................................... 19
5.1一次回风全空气系统的空气处理方式 ....................................................... 19
5.1.1确定送风状态点 ................................................................................ 19 5.1.2全空气系统空调机组的选择计算 .................................................... 19 5.1.3空调机组的布置 ................................................................................ 20 5.2风机盘管加新风系统的空气处理方式 ....................................................... 20 5.3风机盘管加独立新风系统的处理过程以及送风参数计算 ....................... 21 5.4空调设备的选取 ........................................................................................... 21 5.5风机盘管的布置 ........................................................................................... 22 第6章 气流组织 ....................................................................................................... 23
6.1 气流组织方案 .............................................................................................. 23
6.1.1空调房间气流组织的形式 ................................................................ 23 6.1.2空调房间送回风口的型式 ................................................................ 24 6.1.3送回风口的布置方式 ........................................................................ 25 6.2 气流组织计算 .............................................................................................. 25
6.2.1气流组织计算和风口选型 ................................................................ 26
第7章 空调系统的水力计算 ................................................................................... 27
7.1风系统的水力计算 ....................................................................................... 27
7.1.1计算方法 ............................................................................................ 27 7.1.2计算举例 ............................................................................................ 27 7.1.3风管的布置及附件 ............................................................................ 29 7.2水系统的水力计算 ....................................................................................... 30
7.2.1空调水系统的设计原则 .................................................................... 30 7.2.2空调水系统方案的确定 .................................................................... 30 7.2.3冷凝水设计 ........................................................................................ 31
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7.2.4空调水系统阻力构成 ........................................................................ 32 7.2.5计算举例 ............................................................................................ 32
第8章 制冷机房的设计 ........................................................................................... 35
8.1制冷机房的技术要求 ................................................................................... 35 8.2空调系统冷源的选择 ................................................................................... 35 8.3制冷机组的选定 ........................................................................................... 35
8.3.1确定制冷机组的总制冷量 ................................................................ 35 8.3.2选定制冷机组 .................................................................................... 35 8.4冷冻水系统 ................................................................................................... 36
8.4.1冷冻水泵的选择 ................................................................................ 36 8.4.2冷冻水泵配管布置 ............................................................................ 37 8.5冷却水系统 ................................................................................................... 37
8.5.1冷却塔的选取 .................................................................................... 37 8.5.2冷却水泵的选取 ................................................................................ 38 8.5.3补给水泵的选择 ................................................................................ 39 8.6水系统附件的设计 ....................................................................................... 40
8.6.1集水器和分水器 ................................................................................ 40 8.6.2补给水箱的选择 ................................................................................ 41 8.6.3软化水处理器的选择 ........................................................................ 41 8.6.4循环水处理器的选择 ........................................................................ 41 8.6.5除污器和水过滤器 ............................................................................ 41 8.6.6放空气器 ............................................................................................ 42 8.6.7阀门 .................................................................................................... 42 8.6.8系统安装要求 .................................................................................... 42
第9章 消声、减震与保温设计 ............................................................................... 44
9.1消声与隔声设计 ........................................................................................... 44 9.2减振设计 ....................................................................................................... 44
9.2.1冷冻机、水泵及风机等设备的减振 ................................................ 44 9.2.2管道减振 ............................................................................................ 45 9.3保温设计 ....................................................................................................... 45
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第10章 总结 ............................................................................................................. 46 参考文献 ..................................................................................................................... 47 谢 辞 ........................................................................................................................... 48 附录E 外文翻译 ...................................................................................................... 49
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第1 章 绪 论
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。
改革开放以来，随着我国国民经济的飞速发展、人民生活水平的逐步提高，人们对自身生活环境也越来越重视，尤其是室内的空气环境。我国幅员辽阔，气候复杂，室内空气调节就显得非常必要，而且需求量越来越大。特别是近十年来，空调技术在我国得到空前发展，从事空调行业的专业技术队伍日益壮大，同时，大量的空调设计资料也日益完善。
中国已经加入世贸为了适应国际贸易、旅游、及城市建设迅速发展的需要，建筑的发展不会停留在过去的发展水平，特别是对建筑物内的空气品质及舒适程度的要求也会越来越高。新建的大部分建筑纷纷安装了空调系统，以提高建筑的档次，吸引更多的顾客。
酒店宾馆类建筑不断的增多，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。而当人们在享受着空调技术给人们的生产与生活带来方便和舒适时，紧接着也就在思考如何减少空调所需要销耗的能量。特别是进入20世纪70年代以来，以石油危机为标志的世界能源危机更加促使一些发展中国家在各业中研究和推广节能技术。由于我国能源的紧缺现状，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。
本设计为综合楼的空调系统设计，系统的选定应注意档次和安全的要求。此建筑房间类型繁多，使用时间不一致，管理不太方便，在选择方案时应充分考虑。
一般来说，空调方式按负担室内空调负荷所用的介质来分类可选择四种系统——全空气系统、空气—水系统、全水系统、冷剂系统。全空气系统分一次回风式系统和二次回风式系统，该系统是全部由处理过的空气负担室内空调冷负荷和湿负荷；空气—水系统分为再热系统和诱导器系统并用、全新风系统和风机盘管机组系统并用；全水系统即为风机盘管机组系统，全部由水负担室内空调负荷，
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在注重室内空气品质的现代化建筑内一般不单独采用，而是与新风系统联合运用；冷剂系统分单元式空调器系统、窗式空调器系统、分体式空调器系统，它是由制冷系统蒸发器直接放于室内消除室内的余热和余湿。对于较大型公共建筑，建筑内部的空气品质级别要求较高，全水系统和冷剂系统只能消除室内的余热和余湿，不能起到改善室内空气品质的作用，所以全水系统和冷剂系统在本次的建筑空调设计时不宜采用。
综上所述，对于小空间的房间，如：本设计中的二层、三层、四层和六层的客房，拟采用风机盘管加新风系统，风机盘管的新风供给方式用单设新风系统，独立供给室内。而对于餐厅、商场、包厢等空间较大、人员较多、温度和湿度允许值波动范围小的房间，拟采用全空气系统。其中的风机盘管空调方式有以下特点，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。
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第2章 原始资料
2.1工程概况
本工程位于北京市区，为地上6层的综合楼建筑。地上一层有商场、餐厅及设备用房，二层有客房、餐厅及厨房等用房，三层有客房、餐厅等用房，四-六层主要为客房和包厢。建筑面积总约7000m2。
2.2土建资料
建筑尺寸：见资料图。
门窗尺寸：外门高2.4m,内门高2.1m,窗高2.4m 建筑围护结构：
1） 玻璃窗及幕墙（铝合金窗框、中空玻璃）：K=3.50w/(m *℃), 屋顶：K=0.68w/(m *℃), 外墙：K=0.86w/(m *℃)； 内门：K＝2.9w/m2·k； 外门：k＝4.65 w/m2·k
楼板：①5mm厚地砖②20mm厚水泥砂浆结合层③120mm厚现浇钢筋混凝土④白灰刷粉16mm厚；
地面：保温K＝0.25w/m2·k,
其它建筑围护结构：按照《公共建筑节能标准》执行。 气象资料：
冬、夏季室外气象参数按北京气象资料，查手册选用。 冬、夏季室内计算参数按相关设计手册查取。 冬、夏季室外气象参数： 冬、夏季室内计算参数： 2) 冷热源资料：
冷源：自制或自产7℃的冷冻水；
热源：自制或集中供热外网供给或自产95℃的热水
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2.3气象参数
表2.1建筑所在地气象参数 地点 北 京
经度 116.47 纬度 39.80 大气压(Pa) 99860.00 室外干球温度 (℃) 33.20 室外湿球温度 (℃) 26.40 日平均温度(℃) 28.60 计算日 较差(℃)： 8.80 室外平均风速(m/s) 1.90 2.4室内设计参数
表2.2夏季室内计算参数：
名称 双人间 餐厅
温度℃ 26 26 相对湿度% 60 60 新风量 m3/h.p 30 20 室内人员分布 人/m2 2 200 [1]
2.5设计依据
1.采暖通风与空气调节设计规范(GB 50019—2003)； 2.公共建筑节能设计标准(GB 50189—2005)； 3.高层民用建筑设计防火规范(GB 50045—95)； 4.采暖通风与空气调节制图标准(GB 50114—01)； 5.通风与空调工程施工质量验收规范(GB 50243—2002)； 6.其它一些可适用的规范、规程、标准等。
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第3章 空调冷负荷计算
冷负荷即为了保持建筑物的热湿环境，在某一时刻向房间提供的冷量。冷负荷是暖通空调工程设计的基本依据，暖通空调设备容量的大小主要取决于冷负荷的大小，冷负荷的计算直接关系着房间热湿环境的稳定，冷负荷的大小影响着室内环境的舒适程度。因此，冷负荷计算在空调设计中有着至关重要的作用。
3.1夏季逐时冷负荷计算公式
详细计算方法、过程及计算依据如下：
根据《空调工程》，对下列各项得热量进行计算。 3.1.1外墙和屋面瞬变传热引起的冷负荷
外墙或屋面传热形成的计算时刻冷负荷Qc(τ)，按下式计算：
CL=KF[(twl+td)kαkρ-tR] [2] (3-1)
式中 CL — 外墙和屋面瞬变传热引起的逐时冷负荷，W； F— 外墙和屋面的面积，m2；
K— 外墙和屋面的传热系数，W/(m2·℃ )，根据外墙和屋面的相应结构，由《空调工程》附录5和附录6查取；
tR — 室内计算温度，℃；
twl— 外墙和屋面冷负荷计算温度的逐时值，℃，根据外墙和屋面的不同类型，由《空调工程》附录7和附录8查取； td— 地点修正值，由《空调工程》附录9查取；
kα— 吸收系数修正值，取kα=0.99； kρ— 外表面换热系数修正值，取kρ=0.94； 3.1.2内围护结构冷负荷
当邻室为通风良好的非空调房间时，通过内墙和楼板的温差传热而产生的冷负荷可按公式（3-1）计算。当邻室有一定的发热量时，通过空调房间隔墙、楼板、内窗、内门等内维护结构的温差传热而产生的冷负荷，可视作稳定传热，不随时间而变化，可按下式计算：
CL=KiFi(to.m+Δtα- tR ) [2] (3-2)
式中 Ki — 内围护结构传热系数，W/(m2·℃ )； Fi — 内围护结构的面积，m2；
to.m — 夏季空调室外计算日平均温度，℃；
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Δtα — 附加温升，可按《空调工程》表3-9查取。 由于本设计中温差不大，所以不考虑此项。
3.1.3玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷
通过外窗温差传热形成的冷负荷Qc(τ)按下式计算
CL= Cw Kw Fw (twl + td - tR) [2] (3-3)
式中 CL-外玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷，W；
Kw-外玻璃窗传热系数，W/(m2·℃ )，由《空调工程》附录10和附录11查得； Fw- 窗口面积，m2；
twl-外玻璃窗的冷负荷温度的逐时值，℃，由《暖通空调》附录13
查得；
Cw — 玻璃窗传热系数的修正值；由《暖通空调》附录12查得；
td — 地点修正值，由《暖通空调》附录15查得； 3.1.4透过外玻璃窗日射得热引起的冷负荷
CL= Cα Fw Cs Ci Djmax CLQ [2] (3-4) 式中 Ca— 有效面积系数，由《空调工程》附录19查得；
Fw— 窗口面积，m2；
Cs— 窗玻璃的遮阳系数，由《暖通空调》附录17查得； Ci— 窗内遮阳设施的遮阳系数，由《空调工程》附录18查得； Djmax— 日射得热因数，由《空调工程》附录16查得；
CLQ— 窗玻璃冷负荷系数，无因次，由《空调工程》附录20至附录
23查得；
注： CLQ值按南北区的划分而不同。南北区划分的标准为：建筑地点在北纬27°30ˊ以南的地区为南区，以北的地区为北区。
3.1.5 设备散热形成的冷负荷
CL = Qs CLQ[2] (3-5)
式中 CL-设备和用具显热形成的冷负荷，W；
CLQ-设备和用具显热散热冷负荷系数，可由附录24和附录25中查得。如果空调系统不连续运行，则CLQ=1.0： Qs-设备和用具的实际显热散热量，W。
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设备和用具的实际显热散热量按下式计算： 电动设备：
当工艺设备及其电动机都放在室内时：
Qs=1000 n1 n2 n3 N/η[2] (3-6)
当只有工艺设备在室内，而电动机不在室内时：
Qs=1000 n1 n2 n3 N[2] (3-7)
当工艺设备不在室内，而只有电动机在室内时：
Qs=1000 n1 n2 n3 N（1-η）/η[2] (3-8)
式中 n1 -利用系数，是电子设备最大实效功率与安装功率之比，设计中取值为0.9；
n2-电子设备负荷系数,定义为电子设备每小时平均时耗功率与机器
设计时最大时耗功率之比,本设计中取值为1.0;
n3-同时使用系数,定义为室内电子设备同时使用的安装功率与总功
率之比,本设计中取值为0.8;
N-电子设备的安装功率,KW;
η-电动机效率，可由产品样本查得，Y系列电动机效率可由表2-11
查得。
电热设备：
对于无保温密闭罩的电热设备按下式计算：
Qs=1000 n1 n2 n3 n4N
[2]
(3-9)
式中 n4——考虑排风带走热量的系数，一般取0.5。 其他符号同式(3-8)
电子设备：计算公式同公式(3-9)，其中系数n2的值根据使用情况而定，对计算机可取1.0，一般仪表取0.5—0.9。 3.1.6照明散热形成的冷负荷
当电压一定时,室内照明散热量是不随时间变化的稳定散热量,但是照明散热方式仍以对流和辐射两种方式进行散热,因此,照明散热形成的冷负荷计算仍采用相应的冷负荷系数.
白炽灯 CL = 1000 N CLQ[2] (3-10) 荧光灯 CL = 1000 n1 n2 N CLQ[2] (3-11)
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式中 CL— 灯具散热形成的冷负荷，W；
N — 照明灯具所需功率，W；
n1—镇流器消耗功率稀疏，明装时，n1=1.2，暗装时，n1=1.0； n2—灯罩隔热系数，灯罩有通风孔时，n2=0.5—0.6；无通风孔时，n2=0.6—0.8；
CLQ—照明散热冷负荷系数，由《空调工程》附录26查得。 3.1.7人体散热形成的冷负荷 1、人体显热散热形成的冷负荷
[2]
CLS = qs n φ CLQ (3-12)
式中 CLS —人体显热散热形成的冷负荷，W；
qs — 不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W，由《空调工程》
表3-15查得；
n — 室内全部人数；
φ — 群集系数，由《空调工程》表3-14查得；
CLQ — 人体显热散热冷负荷系数，由《空调工程》附录27查得；
2、人体潜热散热引起的冷负荷
Qc = ql n φ[2] (3-13)
式中 Qc—人体潜热散热形成的冷负荷，W；
ql — 不同室温和劳动性质成年男子潜热散热量，W，由《空调工程》表3-15查得：n，φ—同式(3-12)。
3.2湿负荷计算公式
3.2.1人体散湿量
人体散湿量可按下式计算
MW = 0.278φn g×10-6 (3-14)
[2]
式中 MW— 人体散湿量，㎏/s ；
φ — 群集系数，由《空调工程》表3-14查得为0.80； n — 计算时刻空调房间内的总人数,同式(3-12)；
g — 一名成年男子的小时散湿量，g/h,由《空调工程》表3-15查得,见上表。
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3.2.2散湿量敞开水表面散湿量
敞开水表面散湿量可按下式计算
MW = 0.278WF×10-3[2] (3-15)
式中 MW— 敞开水表面散湿量，㎏/s ；
W — 单位水面蒸发量，kg/(m2·h)由《空调工程》表3-15查得； F — 蒸发表面面积, m2。
3.3各项逐时冷负荷汇总表
以202计算为例： 202房间冷负荷具体计算过程和其他房间见附录A.
表3-2计相关参数 室外温度： 室内温度： 房间面积： 新风量： 33.2℃ 26℃ 30 m² 60(m3/h) 相对湿度： 相对湿度： 室内人数： 58.94% 60% 2 3.4 空调系统新风冷负荷的确定 空调的新风负荷是指由送入空调室内的新风（空调室外的新鲜空气）而形成的冷热量。它实际上是由于空调室外空气的状态与设计室内的状态不同（焓值不相等）而产生的。
空调房间的新风负荷可按下式计算：
QwGwiw in [2] （3-16）式中 Qw——新风负荷，kW； Gw——新风量，kg/s； iw——室外空气焓值，kJ/kg； in——室内空气焓值，kJ/kg。 各房间的新风冷负荷计算见附表D 3.4.1空调系统和空调室内新风量的确定
室外新鲜空气是保障良好的室内空气品质的关键。因此，空调系统中引入室外新鲜空气（简称新风）是必要的。由于室外空气焓值与室内空气焓值往往不等，所以空调系统为处理新风势必要消耗冷热量。据调查，空调过程中处理新风的能耗大致要占到总能耗的25%～30%，对于高级宾馆和办公建筑可高达40%。
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可见，空调处理新风所消耗的能量是相当大的。所以，在确定空调系统的新风量时，设计人员应十分谨慎。空调系统在满足室内空气品质的前提下，应尽量选用较小的、必要的新风量。否则，新风量过大，将会增加空调制冷系统和设备的容量，更重要的是使空调系统的能耗增加和投资增加。
新风量的确定应遵循目前我国现行规范中规定的和设计手册中推荐的一般原则。新风量确定的一般原则如下：
1. 满足卫生要求
为了保证人们的身体健康，必须向空调房间送入足够的新风。一般是以稀释室内产生的CO2,使室内CO2的浓度不超过1×10-6为基准 。由此确定常态下的每人所需新风量为30m3/h。
2. 补充局部排风量和维持空调房间的正压要求
当空调房间内有局部排风装置时，为了不使房间产生负压，在系统中必须有．．相应的新风量来补充这部分风量。
为了防止室外空气无组织侵入和其它非空调房间向空调房间窜气，影响室内空调参数和卫生，，需要使空调房间内保持正压（室内空气压力>房间周围的空气压力）。用增加一部风新风量或减少部风排风量的办法，使室内空气压力高于周围压力，然后让相等的风量从空调房间的门窗缝隙等不严密处渗出。这部分渗透出去的空气量的大小由空调房间的正压、门窗等处的缝隙状况（缝隙的面积和阻力系数）所决定。一般情况下，空调房间的正压取5～10Pa。过大的正压不但没有必要，还有坏处。
3. 空调系统的新风量不应小于总风量的10%，以确保卫生和安全。 至此，可按图3－1所示的框图来确定各空调房间的最小新风量。 (一) 满足卫生要求所需的最小新风量Gws
不同建筑或场合下，满足卫生要求的最小新风量是不同的。在不同建筑或场所中满足卫生要求的平均每个人所需的最小新风量gws值应根据暖通空调设计标准、设计手册推荐的最小新风量或其他相关规定中推荐的最小新风量确定。本工程中满足卫生要求的每个人所需的最小新风量是根据我国暖通空调设计标准、设计手册和ASHRAE标准62－1989中规定和推荐的最小新风量确定的。各类型的空调房间或区域的平均每人的新风需用量gws的值见附表D。
确定了每个人的新风需用量gws，就可以按下式求出室内满足卫生要求所需
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的最小新风量Gws。
[2]
Gwsnxgws （3-17）
式中 n——群集系数；
x——空调室内设计或可能的最大人数，人；
各空调室内满足卫生要求所需的最小新风量Gws
3G pm/h 维持正压所需 的渗透风量 Gzm3/h 局部排风量 满足卫生要求的gw（m3（人·h）） 最小新风量 Gsf0.1G总送风量 -1最小新风量 GpzGpGt 最小新风量Gwsnxgws Gm3/h GwMaxGws,Gpz,Gsf 最小新风量
图3－1 新风量确定框图
(二) 送风满足最小新风比要求的最小新风量 1. 空调房间送风量的计算
在确定了空调房间和空调系统的热湿负荷后，即可确定空调房间所需的送风量。但应注意必须同时满足房间的换气次数和送风温差的要求。另外，还应注意校核是否有最大送风温差的可能，以利于节能。空调房间和空调系统送风状态和送风量的确定，可以在空气焓湿图i－d图上进行。
夏季送风状态和送风量 具体计算步骤如下：
⑴依据已知的室内空气状态参数（如tN、φN），在i－d图上找出空调房间内空气状态参数（见图3－2）。
⑵根据计算出的空调室内冷负荷Q、湿负荷W，求出热湿比ε=Q/W。 ⑶在i－d图上通过N点作过程线ε线（见图3－2）。 ⑷选取合理的送风温差Δto
众所周知，如果Δto选区过大，则送风量就小；反之，送风量就大。对于空调系统来说，当然是风量越小越经济。但是，Δto是有限制的。送风温差Δto过大，将会出现：
① 风量太小，可能使室内温湿度分布不均匀；
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② 送风温度to将会很低，这样可能使室内人员感到“吹冷风”而不舒服； ③有可能是送风温度to低于室内空气露点温度，这样，可能是送风口上出现结露现象。因此，空调设计中应根据室温允许的波动范围查取送风温差Δto，见表3-3。有的设计手册中对民用建筑舒适性空调，推荐按送风口形式确定送风温差Δto，见表3-4。
O′
φ=90% io iN
ε φN i N tN Δto Δto（max） O to do dN d 图3－2 夏季送入空气状态变化在i－d图上的表示
表3－3 送风温差
室温允许波动范围/℃ 送风温差/℃ 室温允许波动范围/℃ 送风温差/℃ ±0.1～±0.2 ±0.5 2～3 3～6 ±1.0 ＞±1.0 6～10 人工冷源：≤15；天然冷源：可能的最大值 表3-4 按送风口形式确定送风温度 送风口安装高度/m 散流器 圆形 方形 普通侧送风 风量大风量小 3 16.5 14.5 8.5 11.0 4 17.5 15.5 10.0 13.0 5 18.0 16.0 12.0 15.0 6 18.0 16.0 14.0 16.5 ⑸ 根据选定的送风温差Δto，确定出送风温度to=tN-Δto。在i－d图上，找到t = to等温线与过程线ε的交点O，即为送风状态点。同时记下送风状态点的比焓io和含湿量do。但是，对于舒适性空调，一般常采用“露点”送风，其“露点”即为它的送风状态点。
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⑹ 右下式求出送风量
GQ1000WiNiodNdo （3-18）
按照上面的步骤可计算出各空调房间和各空调系统的送风量，计算结果见附表B
2. 满足送风最小新风比要求的最小新风量
根据新风量不应小于总送风量的10%计算出满足送风最小新风比要求的最小新风量Gfs，见附表D。
(三) 空调房间和中央空调系统的最小新风量
根据框图3－1确定各类（中央空调系统调节的）空调房间或区域的最小新风量和中央空调系统的最小新风量，中央空调系统的最小新风量，见附表D 3.4.2空调室内新风负荷和空调系统新风负荷的计算 (一) 空调室内外空气状态参数
空气的状态参数主要有温度t（℃）、含湿量d（g/kg）、焓i（kJ/kg）、相对湿度φ（%）。这几个参数之间是相互联系的，只要其中两个状态参数确定空气状态就可确定。知道空气的两个状态参数就可利用焓湿图求出其他目标参数。
1. 空调设计室外空气状态参数：
夏季：温度t = 33.2℃、相对湿度= 60%、含湿量d = 19.1 g/kg、焓i = 83.5kJ/kg；
2. 各类空调室内空气状态参数间附表B。 (二) 空调室内新风负荷的计算
根据式（3－9）及各类型的空调室内新风量可计算出各类型空调室内新风负荷，见附B。计算出各类空调室的新风负荷后，即可确定各空调系统的新风负荷附表B。
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第4章 设计方案的确定
4.1确定空调系统方案的原则
确定空调系统方案，应该考虑以下几种因素： 1.外部环境，包括气象资料，周围环境等； 2.所设计建筑物的特点； 3.室内参数要求； 4.负荷情况等。
4.2空调水系统的选取
1.开式系统和闭式系统
开式系统管路之间有贮水箱通大气；自流回水时，管路也通大气。与蓄热水池连接比较简单，开式系统具有水泵扬程大、管道腐蚀、输送能耗大、水力平衡困难等缺点，因此在高层建筑中很少用。
闭式系统管路系统不与大气相接触，仅在系统最高点设置膨胀水箱，与设备的腐蚀机会少；不需要客服静水压力，水泵压力，功率均低，系统简单。但与蓄热水池连接比较复杂。
2.同程系统和异程系统
同程系统的供回水干管中的水流方向相同，经过每一管路的长度相等，水量分配，调度方便，便于水力平衡，但需设回程管，管道长度增加初投资较高。
异程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，不需设回程管，管道长度较短，管路简单，初投资较低，但水量分配、调度较难，水力平衡较麻烦。
3.一次泵系统和二次泵系统
一次泵系统冷热源侧与负荷侧合用一组循环水泵，系统简单，初投资低，但不能调节水泵流量，难以节省输送能耗，不能适应供水分区压降较悬殊的情况。
二次泵系统冷热源侧与负荷侧分别配备循环水泵，可以实现水泵变流量，能节省输送能耗，能适应供水分区不同压降，系统总压力低，但系统较复杂，初投资较高。
4. 两管制、三管制、四管制
两管制供热、供冷合用同一管路系统，管路系统简单，初投资省，无法同时
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满足供热、供冷的要求。
三管制分别设置供冷、供热管路与换热器，但冷热回水的管路共用，能同时满足供冷、供热的要求，管路系统较四管制简单，但其有冷热混合损失，投资高于两管制，管路系统布置较简单。
四管制冷、供热的供、回水管均分开设置，具有冷、热两套独立的系统，能灵活实现同时供冷或供热，没有冷、热混合损失，管路系统复杂，初投资高，占用建筑空间较多。
根据以上各系统的特征及优缺点，结合本综合楼情况，本设计空调水系统选择闭式、异程、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
根据工程实况，水系统采用闭式系统；冷冻水系统不分区；因建筑的结构和功能区基本相同，采用冷媒水都在同侧供、回，水系统均为异程式；因单级泵系统比较简单且建筑物空调水系统不需要分区，所以采用单级泵系统；
为保证负荷变化时系统能有效、可靠、节能的运行，设置三台冷冻水泵，其中一台为备用，三台冷却水泵，两备一用。为防止管网因杂质和积垢而造成水路堵塞影响使用，在制冷机组和水泵的供水口上加Y型水过滤器。
4.3空调风系统的选取
根据空调系统形式、建筑结构特点、业主要求等选用不同的空气处理方案。 4.3.1全空气系统
全空气系统的空气处理方案有一次回风和二次回风两种。全空气一次回风和二次回风的特点：
全空气一次回风系统：特征是回风和新风在热湿处理设备前混合。其宜在送风温差可取较大值和室内散湿量较大时使用。其优点是设备简单，节省初投资；可以严格控制室内温湿度和相对湿度；可以进行充分通风换气，室内卫生条件好；空气处理设备集中设置在机房内，维修管理方便；可以实现全年多工况节能运行调节，经济性好；使用寿命长；可以有效地采取消声和隔振措施。缺点是机房面积大，风道断面大，占用建筑面积多；风系统复杂布置困难；一个系统供给多个房间，当个房间负荷变化不一致时，无法进行精确调节；空调房间之间有风管连通，使各房间互相污染；设备与风管的安装工作量大，周期长。
全空气二次回风系统：特征是新风与回风在热湿处理设备前混合并经过处理
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后再次与会风混合。其宜在送风温差受限制，而不允许利用热源再热，或高洁净级别的洁净车间使用；室内散湿量较小，室温允许波动范围较小时宜采用固定比例的一、二次回风；对室内参数控制不严的场合，可利用变动的一、二次回风。其优缺点于一次回风系统基本相同。不同之处是二次回风系统利用回风节约一部风再热的能量，利于节能，但系统较一次回风复杂。
依据上面的分析，综合考虑业主的要求和该综合楼的特点，一、二、三层的空调系统（全空气系统）均使用一次回风系统。 4.3.2风机盘管加新风系统
风机盘管加新风系统属于半集中式空调系统。风机盘管（简称FCU）直接设置在空调房间内，对室内回风进行处理，新风通常是由新风机组集中处理后通过新风管道送入室内，系统的冷量或热量由空气和水共同承担，所以又属于空气—水系统。
风机盘管加新风系统的特点：布置零活，可以和集中处理的新风系统联合使用，也可单独度使用；各空调房间互不干扰，可以单独的调节室温，并可随时根据需要开、停机组，节省运行费用，灵活性大，节能效果好；与集中式空调相比，不需回风管道，节省建筑空间；机组部件多为装配式，定型化、规格化程度高，便于用户选择和安装；只需新风空调机组，机房面积小；使用季节较长；各房间互不污染；对机制作质量要求高，否则维修量很大；机组剩余压头小，室内气流分布受限制；分散布置，敷设各管线较麻烦，维修管理不方便；无法实现全年多工况节能运行调节；水系统复杂，易漏水，过滤性能差。
适用性：适用于旅馆、公寓、医院、办公楼等高程多室的建筑物中；需要增设空调，而建筑面积小、房间多的建筑；室温需要进行个别调节的场所。
风机盘管与新风的连接方式：
1. 新风与风机盘管送风自独立送入房间。这种方式的特点是新风与风机盘管的运行互不干扰，即使风机盘管停止运行，新风量仍然保持不变，同时施工较为简单，风管连接方便；室内至少有两个送风口，对室内的吊顶装修有一定影响。
2. 新风与风机盘管送风相混合。这种方式的特点是对室内的装修设计较为有利，只有统一的一个送风口；但如果新风道的风压控制不好，与风机盘管会相互影响，因此要求计算更为精确些，同时与新风与风机盘管送风自独立送入房间相比，要求风机盘管的处理点更低些。
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3. 新风送风与风机盘管回风相混合。这种方式的特点是新风与风机盘管的运行互不干扰，即使风机盘管停止运行，新风量仍然保持不变；但当风机盘管停用时，新风量会减少，且有可能把回风口过滤网上的灰尘重新吹入室内；由于夏季混合点的温度较低，风机盘管的制冷量将会有所减少，制冷效率降低，能耗增加。
综上所述，尽管上述几种新风和风机盘管的布置形式对于空调专业本身来说都各有优、缺点，但这些对使用的影响并不重要，而实际设计中，在满足使用要求情况下如何与室内装修协调是考虑上述布置形式的一个主要因素。如果装修允许，第一种形式可以认为是最理想的；反之，则可根据实际情况灵活采用其他形式，但应尽量不采用新风直接送入吊顶空间的方式。
风机盘管加新风系统空气处理方案：
1. 新风处理到室内空气焓值，不承担室内负荷。这种方案的特点是容易实现，但风机盘管机组处于湿工况运行，卫生条件差。
2. 新风处理到低于室内空气含湿量，承担部风室内冷负荷和全部湿负荷。这种方案的特点是风机盘管机组处于干工况运行，卫生条件较好，但新风机组处理的焓差大，水温要求5℃下，且要采用特制的新风机组。
3. 新风处理到室内空气焓值，与回风混合后进入盘管处理到送风状态。这种方案的特点是不必在室内为新风设置单独的送风口；新风处理的风量比较大（包括了新风），产品选型不易，同时当风机盘管不工作时，新风从回风口送出，造成对过滤器反吹，与卫生不利。
根据如上的分析，综合考虑业主的要求、该综合楼的特点和设计中的困难，本设计中的风机盘管加新风系统均采用新风与风机盘管送风自独立送入房间的方式，新风处理到室内焓值最低（夏季）或最高（冬季）的焓值，这样有一部分空调房间的新风不承担室内冷或热负荷，一部分空调房间的新风承担部分室内冷或热负荷。
4.4确定各房间的空调系统形式
1.客房的空调方式：
由于客房的空间面积比较小，所以采用风机盘管加新风系统。夏季：供水7℃，回水12℃;并采用独立新风系统。卫生间设置排风扇就地排风，如本设计中，第二层、第三层、第四层、六层客房均采用这样的系统方案。对于这样的客
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房而言，风机盘管一般布置在进入房间的走道的上方吊顶内。水系统采用异程式，并在水系统的最高点设置排气装置。由于夏季盘管多处于湿工况运行，应该特别注意风机盘管的冷凝水管路的布置。在本设计中风机盘管的凝水排至卫生间的管井内的凝水立管中，各层分设两个凝水立管竖向组成来两个凝结水排放系统，分别接在某以客房内的地漏。凝水支管要求保持一定的安装坡度,以保证凝水排放畅通。风机盘管回水出口处设置手动排气阀，用于排除风机盘管内的空气。
综上所述，本建筑的空调形式具体分类如下，商场、餐厅、包厢均采用全空气一次回风系统，上送上回，厨房单独设置排风系统。客房用风机盘管加独立新风系统，新风不承担室内冷负荷，室内冷负荷由风机盘管承担。
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第5章 空气处理过程及设备选型
空调设备的选择主要包括末端设备、空调机组、改善空气品质设备、及空调节能与热回收设备，在选择设备之前必须先进行计算，根据具体安装位置选择合适的设备、最后进行校核计算。 5.1一次回风全空气系统的空气处理方式 5.1.1确定送风状态点 温差送风系统夏季工况在焓湿图上的表示如图5.1所示 RεSφ=90%MOφ=100% 图5.1 一次回风全空气系统夏季工况焓湿图 O—室外状态点 R—室内状态点 M—回风与新风混合点 S—送风状态点 S-R—室内热湿比线 其处理过程为：
新风O与回风R混合 → M（经冷却去湿）→D（经等湿加热）→S（经ε）→ R过程中，空气处理机组将混风集中处理到D点 5.1.2全空气系统空调机组的选择计算
以一层餐厅为例进行计算： 1热湿比Qc=51.6/(4800/3600)≈3900 [4] (5-1) MW2确定送风状态点
在i-d图上确定R点，iR =59KJ/kg，过R点作ε=3900线，采用再热送风，确定送风状态点R，tS=18℃，iS=48KJ/kg，
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3计算送风量 送风量GQ51.64.69kg/s14000m3/h iRis11新风量Gw=4000m³/h 4确定新回风混合状态点 由
GWRO4000iMiR28％ GRM14000iOiR可用作图法确定M点，iM=66KJ/kg 5系统需要的冷量
Q0GiMis4.69664884.4KW 利用相同的方法计算其他房间系统需要的冷量 根据风量和系统冷量为各层选用空调机组，经查样本选用
表5-2 空调机组选型表 层数 一层 二层 三层 四层 五层 六层 制冷量kw 203.4 106 96 80.2 80.2 84.3 送风量m3/h 33907 16896 15238 12608 12608 13275 型号 ZK20 ZK10 ZK08 ZK08 ZK08 ZK08 额定风量m³/h 台数 2 2 2 2 2 2 20000 10000 8000 8000 8000 8000 风柜兼顾客房的新风处理。 5.1.3空调机组的布置
空调机组的布置与空调房间的使用性质和建筑物形式有关，设有专门的空调机房，将空调机组放在机房内，回风通过回风管道与空调机组连接进行回风，新风通过空调机组外的防风百叶从室外引进，回风与送风风管应尽量布置对称，使送风均匀。过渡季节尽量利用室外新风，关闭空调机组停止供水。
5.2风机盘管加新风系统的空气处理方式
1.新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷；
2.新风处理到室内状态的等含湿量线，新风机组承担部分室内冷负荷； 3.新风处理到低于室内的含湿量，承担室内的湿负荷。这种处理方案卫生条
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件好、能耗低，但盘管在干工况下运行，其制冷能力大约只有原来标准工况的60%以下，新风系统的冷却设备需加大规格，另外，风机盘管可能出现所不希望的湿工况；
4.新风处理到室内状态的等温线，此种方式风机盘管承担的负荷很大，特别是湿负荷很大，造成卫生问题和水患。
通过比较，和该设计的特点，决定选择新风处理到室内状态的等焓线，不承担室内冷负荷方案。在每层走廊的两端设置新风处理机组，负担新风负荷，新风管道不同风机盘管混合，新风口单独送风。
5.3风机盘管加独立新风系统的处理过程以及送风参数计算
其夏季处理过程焓湿图如下：
风机盘管处理到室内空气焓值的空气处理过程如图5.2所示：
i ε W N L φL =90% O M iN = iL d 图5.2 夏季风机盘管加新风系统空气处理过程
N—室外状态点 W—室内状态点 O—送风状态点 εNM—风机盘管处理的热比
5.4空调设备的选取
1.风机盘管的选取
以202客房为例，风机盘管夏季空气处理过程见图5.2，风机盘管机组夏季空气处理计算的一半步骤如下：
① 计算热湿比及房间送风量，确定送风状态点O，见附表 B。
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② 计算风机盘管风量GF ③ 确定风机盘管送风状态点M 根据下式可计算出M点的焓值iM。
iMiOGWiLiO/GF
在焓湿图上连接L、O两点并延长与等焓线i= iM相交得M点，并查处点的温度tM和含湿量dM。
④ 计算风机盘管冷量QF = GF（iN - iM）=0.1416×（78-64）=1.98kw 根据上面的步骤计算各空调房间风机盘管风量和冷量，这里不一一计算。
型号 FP-102
风量(m3/h) 供冷量w 610~1020 4220~5950 供热量w 5840~9740 5.5风机盘管的布置
风机盘管机组是空调机组的末端机组之一,就是将通风机、换热器及过滤器等组成一体的空气调节设备。机组一般分为立式和卧式两种,可以按室内安装位置选定,同时根据室内装修要求可做成明装或暗装。本设计采用吊顶卧式暗装散流器送风的形式。
风机盘管机组空调系统的新风供给方式采用由新风系统供给室内新风，经过处理过的新风从进风总风管通过支管送入各个房间。新风机组，可随室外空气状态参数的变化进行调节，保证了室内空气参数的稳定，房间新风全年都可以得到保证。
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第6章 气流组织
气流组织也称空气分布，气流组织设计就是合理组织室内空气的流动，以达到空调房间工作区的温室度、精度、区域温差及工作区气流速度。气流组织直接影响室内空调效果，是空气调节设计的一个重要环节。尤其是在室温要求在规定范围内波动、有洁净度要求及高大空间等几种情况下，均匀得消除室内余热余湿，并能更有效地排除有害气体和空气中的灰尘。因此，不同性质的空调房间，对气流组织和风量计算有不同程度的要求。
对气流组织的要求主要是针对“工作区”，所谓工作区是指：对舒适性空调而言指空调房间内人员的活动区域，一般指距地面2m以下的区域；工艺型空调则视具体情况而定。
一般的空调房间，主要是要求在工作区内保持比较均匀而稳定地温湿度；而对工作区风速有严格要求的空调，主要是保证工作区风速不超过规定的数值。室内温湿度又允许波动范围要求的空调房间，主要是在工作区域内满足气流的区域温差、室内温湿度基数计其波动范围的要求。气流的区域温差是指工作区区域内无局部热源时，由于气流而影起的不同地点的温差。
有洁净度要求的空调房间，气流组织和风量计算，主要是在工作区内保持应有的洁净度和室内正压。高大空间的空调气流组织和风量计算，除保证达到工作区的温湿度、风速要求外，还应合理地组织气流以满足节能的要求。
影响室内气流组织的因素较多，气流组织的效果不仅与送风装置的形式、数量、大小、风量和位置有关，而且空间的几何尺寸、污染源的位置及分布和性质、送风参数（送风温差和风口风速）及回风方式等对气流组织也有影响。
6.1 气流组织方案
6.1.1空调房间气流组织的形式
空调房间气流分布的形式有多种，按送回风口的布置形式可分为以下四种： 1. 上送下回
由空间上部送入空气下部排出的送回风方式是传统的基本方式。上送下回的气流分布形式其送风气流不直接进入工作区，有较长的与室内空气掺混的距离，能够形成比较均匀的温度场和速度场。
2. 上送上回
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上送上回方式的特点是可将送回（或排）风管道集中于房间上部，可明装也可暗装。其气流分布较上送下回方式略差。
3. 下送上回
下送上回风方式要求降低送风温差、控制工作区内的风速，虽然其排风温度较工作区温度高，但其对节能未必有利，只因其送风温差的限制。但其有利于改善工作区的空气质量。
4. 中送风
在某些高大建筑物内，如实际工作区在下部，则不需将整个空间都作为控制调节的对象，采用中送风方式是比较合理的。但这种气流分布会造成空间温度竖向分布不均匀，存在着温度“分层”的现象。
根据以上各气流组织方式的特点，综合考虑空调房间结构特点、使用要求和控制要求等条件，确定各空调房间的气流组织形式如下：
（1） 一层餐厅、商场等采用上送上回风方式。
（2） 采用风机盘管加新风系统的空调房间按风机盘管的形式采用上送上回。
（3） 卫生间、洗澡用房和餐厅炊事用房等不设空调而需通风的房间只设上部排风。
6.1.2空调房间送回风口的型式
1. 送风口也称为空气分布器，按安装位置分为侧送风口、顶送风口（向下送风）地面风口（向上送风）；按送出气流的流动状况分为扩散型风口、轴向型风口和孔板送风口。扩散型风口具有较大的诱导室内空气的作用，送风温度衰减快，但射程较短；轴向型风口诱导室内空气的作用小，空气温度、速度的衰减慢，射程远；孔板送风口是在平板上满布小孔的送风口，速度分布均匀，衰减快。
（1）百叶风口或条缝型风口，有条件时，侧送气流宜贴附；工艺型空调房间，当室温允许波动范围≤±0.5℃时，侧送气流应贴附。
（2）当有吊顶可利用时，应根据房间高度及使用场所对气流的要求，分别采用圆形、方形散流器、条缝型风口或孔板风口；当单位面积风量较大，且工作区要求风速较小或区域温差要求严格时，应采用孔板风口。
（3）空间较大的公共建筑和室内温度波动范围≥±1℃的高大厂房，可采用喷口或旋流送风口送风。
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在选用送风口的型式时，应注意下列问题：
工艺设备对侧送风气流有一定阻碍或单位面积送风量较大，使工作区的风速不能满足要求时，不采用侧送风方式；电子计算机房，当其设备散热量较大且上部有俳热装置时，可采用地板送风方式；设置窗式空调器和风机盘管机组时，不宜使气流直吹向人体。
根据上面的叙述及本工程各空调房间的建筑特点和功能等条件，各空调房间选用的送风口型式如下：
（1） 全空气系统采用方形散流器
（2） 风机盘管加新风系统的空调房间采用方形散流器 2.空调房间回风口型式的选择
房间内的回风口属于汇流流场口，风速的衰减很快，它对空调房间气流的影响相对于送风口来说比较小，因此风口的型式也比较简单。
本工程中，全空气系统的回风口均采用方形散流器回风口。风机盘管加新风系统的回风口的形式由选用的风机盘管决定。 6.1.3送回风口的布置方式
空调房间送回风口的布置应根据选用的送回风方式、空调房间空间形状、空调房间内设备布置和人员活动特点以及空调房间局部排风特点等条件进行布置。但在空调房间空间较大人、员分布较均匀且要求较高时，应尽量使回风口均匀布置，而且送风口和回风口应交错均匀布置。而在小空间的空调房间内气流组织容易达到要求，气流分布相对比较均匀，但应注意在送风温差较大时，应尽量避免送风直接向着人体吹出。
6.2 气流组织计算
气流组织计算的目的是确定送风口的型号和数量，并校核工作区的温度和风速是否满足要求。在气流组织计算时，布置在局部排风装置附近的送风口（风量相对其它送风口大），其送风气流比较复杂，尤其是局部排风量较大时。但工作区基本能满足气流组织的要求，只是效果不是很理想。鉴于此布置在局部排风装置附近的送风口气流组织可不用详细计算，只要根据风量确定风口尺寸、型号、喉部风速等即可。安装风机盘管加新风系统的空调房间气流分布较复杂，但多数情况下，能满足气流组织的要求，所以这里不对风机盘管加新风系统的气流组织进行计算，只对那些全空气调节、空间较大的空调房间进行气流组织计算。
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6.2.1气流组织计算和风口选型
按照气流组织方案可知全空气系统的餐厅、商场、包厢为散流器平送气
流组织，一般用于室温允许波动范围有要求，送风射流沿着顶棚径向流动形成贴附射流，保证工作区稳定而均匀的温度和风速。为保证贴附射流有足够的射程，并不产生较大噪声，所以选顶散流器喉部风速V=2-5m/s,最大风速不得超过6 m/s,送热风时取较大值。
散流器布置的原则是：
（1）布置时充分考虑建筑结构的特点，散流器平送方向不得有障碍物（如柱）；
（2）一般按对称布置或梅花形布置；
（3）每个方形散流器所服务的区域最好为正方形或接近正方形；如果散流器服务区的长度比大于1.25时，宜选用矩形散流器;如果采用顶棚回风，则回风口应布置在距散流器最远处。
（4） 散流器送风气流分布计算，主要选用合适的散流器，使房间内风速满 足设计要求。
具体选择过程以一层餐厅为例。餐厅接近对称性空间，该房间面积为300m2 （1）置散流器，采用对称布置方式，每个散流器承担20m2的 区域，所以n=15个。
（2）选散流器，选用方形散流器，按颈部风速V=2-6 m/s选择散流器，按3m/s左右选择风口，选用颈部为320×320 mm的方形散流器。
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第7章 空调系统的水力计算
空调系统的水力计算是空调设计的一个重要组成部分，风管截面的大小、水管管径大小的选择，都必须经过水力计算后才能确定，另外，水力计算还是空调系统选择动力设备、平衡压力的重要理论依据。因此，必须经过详细的水力计算，才能合理地选择动力设备、确定管径，使系统的压力平衡，满足各用户的需求。
7.1风系统的水力计算
7.1.1计算方法
在系统和设备布置、风管材料、各送排风点的位置和风量均已确定的基础上进行，采用假定流速法，其计算和方法如下：
1) 绘制通风或空调系统轴测图，对各管段进行编号，标注长度和风量。 2) 确定合理的空气流速。
3) 根据各风管的风量和选择的流速确定各管段的断面尺寸，计算摩擦阻力和局部阻力。
4) 并联管路的阻力平衡。 5) 计算系统的总阻力。 6) 选择风机。
风机的选取由下列两个参数决定：
Pf=Kp×ΔP （7-1） Lf=Kl×L （7-2）
式中 Pf——风机的风压（Pa）；
Lf——风机的风量（m³/h）；
Kp——风机附加系数，一般的送排风系统Kp=1.15，除尘系统Kp=1.20； Kl——风量附加系数，一般的送排风系统Kl=1.1，除尘系统Kl=1.15； ΔP——系统的总阻力(Pa)； L——系统的总风量（m³/h）。
7.1.2计算举例
1.绘制草图
以二层新风系统为例，根据系统的布置，二层风系统图绘制计算草图如下
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图7.1二楼风系统图
2. 确定最不利管路
最不利管路一般为管线最长或局部阻件最多的管路。本系统选择0-1－2－3－4－5－6－7－8－9管路为最不利管路。
3. 确定各管段内的合理流速
在输送一定量空气的情况下，增大空气流速可是风管断面积减小，制作风管所消耗的材料、建设费用等将降低，但同时也会增加空气的流动阻力和气流噪声，增大空调系统的运行费用；减少风速则可降低空气的动力消耗，节省空调系统的运行费用、降低噪声，但却增加风管制作费用。因此必须根据风管系统的建设费用、运行费用和气流噪声等因素进行技术经济比较，确定合理的经济流速。根据暖通设计规范和相关技术措施，根据规范查得公共建筑推荐风速：干管风速为6m/s,支管风速4 m/s，上下偏差小于1m/s。
1.划分管段，对应编号，逐段选定管内风速，计算相应的截面面积。然后根据标准规格选定风管的断面尺寸，再计算实际流速。经查表查得流量得当量直径D，根据风量和当量直径确定比摩阻R，计算沿程阻力；
2.确定局部构件尺寸和进行局部阻力计算。根据GB规范，计算各个局部构件的局部阻力系数，根据公式：hdv22计算出局部阻力；
3.计算出最不利环路的总阻力；
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4.对并联支管进行阻力平衡。采用改变送风口的风量调节阀开启角度，满足平衡要求。
对于管段1：
流量G=60m3/h，管长L=3.2 m，初选流速为ν=4m/s,根据G和V查得《实用供热空调设计手册》，风管断面积尺寸为120mm×120 mm。
则实际流速 v动压
G601061.16m/s[5] (7-1) S36001201201.21.162P0.8Pa[5] (7-2)
22v2局部阻力系数，查《实用供热空调设计手册》可知该管段上的附件的总
1.21.1621.20.968；的局部阻力系数∑＝1.2，则局部阻力Z 22V2单位长度比摩阻查《实用供热空调设计手册》得：R0.24Pa/m；
则沿程阻力:ΔP1＝Rm×L＝3.86×0.24＝0.926 Pa[5] (7-3)
PPdPl0.970.931.9Pa则管道总阻力为：
[5] (7-4)
其他管段的计算方法与管段1的方法相同，详见下表。
表7-2四层南区风系统水力计算（假定流速法） 管实际段风量Rm(Pa/宽(mm) 高(mm) 长（m） 风速 3编(m/h) m) (m/s) 号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 60 120 240 300 360 420 540 660 720 120 120 120 160 200 250 320 320 400 120 120 120 120 120 120 120 120 120 3.2 5.6 1.4 5.4 2.2 1.5 5.9 4.2 3.2 1.16 2.31 4.63 4.34 4.17 3.89 3.91 4.77 4.17 0.23 0.8 2.88 2.16 1.78 1.42 1.31 1.9 1.37 ζ 1.2 0.9 0.7 0.75 0.8 0.8 0.76 0.8 0.9 △△Pl(PPd(Pa) a) 0.81 3.20 Rm*L △(Pa) P(Pa) 1.10 3.51 0.84 0.27 1.66 1.85 12.86 3.33 13.33 16.67 11.30 3.12 9.37 12.50 10.43 3.00 7.42 10.43 9.08 9.17 2.80 5.52 2.82 5.12 8.32 7.94 13.65 3.43 9.06 12.50 10.43 3.00 5.71 8.72 由此可得最不利环路阻力 81.68 7.1.3风管的布置及附件
1.风管道全部用镀锌钢板制作，厚度及加工方法，按《通风与空调工程施工
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及验收规范》（GB50243-97）的规定确定，主管和支管的断面尺寸在途中标明；
2.设计图中所注风管的标高，以风管中线为准；
3.穿越沉降缝或变形缝处的风管两侧，以及与通风机进、出口相连处，应设置长度为200～300ｍｍ的人造革软接；软接的接口应牢固、严密。在软接处禁止变径；
4.风管上的可拆卸接口，不得设置在墙体或楼板内；
5.所有水平或垂直的风管，必须设置必要的支、吊或托架，其构造形式由安装单位在保证牢固、可靠的原则下根据现场情况选定，详见国标Ｔ616；
6.风管支、吊或托架应设置于保温层的外部，并在支吊托架与风管间镶以垫木，同时，应避免在法兰、测量孔、调节阀等零部件处设置支吊托架；
7.安装调节阀、蝶阀等调节配件时，必须注意将操作手柄配置在便于操作的部位；
8.安装防火阀和排烟阀时，应先对其外观质量和动作的灵活性与可靠性进行检验，确认合格后再行安装；
9.防火阀的安装位置必须与设计相符，气流方向务必与阀体上标志的箭头相一致，严禁反向；
10.防火阀必须单独配置支吊架； 11.每个风支管都接防火调节阀。
7.2水系统的水力计算
7.2.1空调水系统的设计原则
空调水系统设计应坚持的设计原则是： 1.力求水力平衡； 2.防止大流量小温差； 3.水输送系数要符合规范要求； 4.要处理好水系统的膨胀与排气； 5.要解决好水处理与水过滤； 6.要注意管网的保冷与保暖效果。 7.2.2空调水系统方案的确定
空调水系统包括冷水系统和冷却水系统两个部分。[5]
空调水系统按照管道的布置形式和工作原理，一般分为以下主要几种类型：
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1.按供、回水管道数量，分为：双管制、三管制和四管制； 2.按供、回水在管道内的流动关系，分为：同程式和异程式； 3.按原理分为：开式和闭式；
4.按调节方式分为：定流量和变流量。
双管制系统即供冷和供热采用一套管路，三管制系统供水管路分冬夏两套，回水管共用，四管制系统则是供热和供冷的供回水管路各采用一套系统。三管制和四管制系统主要满足不同用户的需要，即要求同时供冷和供热的场合，由于本设计不涉及供冷和供热工况同时运行，故采用两管制系统；
同程式系统是指水流经过各末端设备的路程都相同，异程式系统则相反。同程式系统有利于水力平衡，流量分配均匀，它适用于末端设备支环路阻力小，而负荷侧干管环路较长，且阻力所占比例较大的场合。由于本设计系统形式为风机盘管加独立新风系统，末端设备阻力较大，而负荷侧干管环路不是很长，且所占比例较小，所以采用异程式系统以节省投资；
开式系统是指下部设有回水箱或蓄水池，它的末端管路是与大气相通的，闭式系统是指冷水在系统内密闭循环，不与大气接触，仅在最高点设置膨胀水箱。开式系统简单，但水泵扬程高，电耗大，循环水易受污染，闭式系统水泵扬程低，电耗小，循环水不易受污染，机房占地面积小，但需设膨胀水箱，且系统较复杂。经综合比较，选用闭式循环系统；
定流量系统是指系统中循环水量保持不变，当空调负荷变化时，通过改变供回水温差来适应，变流量系统是指系统中供会水温差保持不变，当空调负荷变化时，通过改变供水量来适应。定流量系统简单、操作方便，但耗能较大，变流量系统耗能小，但系统较复杂一些。经比较，选择一次泵变流量系统。 7.2.3冷凝水设计
风机盘管机组、新风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，本设计采用开式、非满流自流系统，分东西两区由立管统一排放。
设计原则[6]：
1.冷凝水盘的泄水支管沿水流方向坡度不宜小于百分之一，水平干管应保持不小于千分之三的坡度，且不允许有积水部位；
2.不论空调末端设备的冷凝水盘是位于机组的正压段还是负压段，冷凝水盘
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出水口均需设置水封，水封高度应大于冷凝水盘处正压或负压值。在正压段设置水封是为了防止漏风，在负压段设置水封是为了顺利排出冷凝水；
3.冷凝水管道宜采用强度较大和不易生锈的镀锌钢管或排水PVC塑料管，管道应采取防结露措施；
4.冷凝水立管的顶部，应设计通向大气的透气管；
5.设计和布置冷凝水管路时，必须认真考虑定期冲洗的可能性，并应设计安排必要的设施。
冷凝水排入污水系统时，应有空气隔断措施，冷凝水管不得与室内密闭雨水系统直接相连，以防臭味和雨水从空气处理机组冷凝水盘外溢。 7.2.4空调水系统阻力构成
空调水系统阻力一般由三大部分组成，即设备阻力、附件阻力和管道阻力。设备阻力通常由设备生产商提供，因此，进行水力计算的主要内容是附件和管件(如阀门、三通、弯头等)的阻力以及直管段的阻力。通常前者也称局部阻力，后者称为沿程阻力。空调管道一般采用焊接钢管和无缝钢管，当公称直径DN<50mm时，采用普通焊接钢管(GB3092-82)；DN>50mm者，采用无缝钢管(GB8163-87)。管道在使用之前，应进行除锈及刷防锈漆处理，然后必须进行保温。
7.2.5计算举例
水系统的水力计算方法与风系统的大致相同，以八层供水系统为例，按控制流速法进行水力计算。不同管径管内流速推荐值如下表：
表7-3不同管径管内流速推荐值 管径15 20 25 (mm) 流速0.4-0.5 0.5-0.6 0.6-0.7 (m/s) 32 0.7-0.9 40 0.8-1.0 50 0.9-1.2 65 1.1-1.4 80 1.2-1.6 100 1.3-1.8 首先对各管段编号，确定最不利环路为：0-1-2-3-4-5-6-7-8-9。
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图7.2水系统水力计算图
1.初选管内流速，由流量计算相应的管径。然后根据标准规格选定管径，计
算实际流速；
2.由流量和管径查得单位长度比摩阻R，根据管长计算沿程阻力Pl； 3.根据GB规范、管路走向及附件要求计算各个局部构件的局部阻力系数，
根据公式：hdv22计算出局部阻力Pd；
4.计算出最不利环路的总阻力；
5.对并联支路进行阻力平衡。加大管径，或设置调节阀，使管路阻力平衡。
对于管段0-1：流量G=0.3 kg/h,管长l=3.2m，初选流速为V=0.4m/s,根据G和V查得《供热工程》[10]，水管直径为DN15(mm)。
则实际流速 vG0.30.48m/s[5] (7-5) 2S3.140.0075360033
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110000.482115Pa[5] (7-6) 动压P22v2局部阻力系数，查《空调工程》可知该管段上的附件的总的局部阻力系数
0.65，则局部阻力Pd0.6511574.75Pa；
单位长度比摩阻查《空调工程》得：
R511Pa/m；
则沿程阻力 PlRl3.25111635.2Pa则管道总阻力为：
详细数据见下表。
表7-4二层供水系统水力计算
[5] (7-7)
PPdPl74.751635.21709.95Pa[5] (7-8)
流量流速编Rm(P管径长动压△(kg/(m/sζ △Pl(Pa) △P(Pa) 号 a/m) DN (m) (Pa) Pd(Pa) h) ) 1 0.30 0.48 511 15 3.2 114.96 0.65 74.73 1635.20 1709.93 2 0.69 0.61 477 20 5.6 187.22 0.65 121.69 2671.20 2792.89 3 1.30 0.73 462 25 1.4 269.39 0.5 134.70 646.80 781.50 4 1.75 0.61 233 32 5.4 183.30 0.65 119.15 1258.20 1377.35 5 2.12 0.73 315 32 2.2 268.80 0.65 174.72 693.00 867.72 6 2.27 0.79 408 32 1.5 308.27 0.65 200.38 612.00 812.38 7 2.65 0.91 514 32 5.9 417.79 0.5 208.90 3032.60 3241.50 8 3.02 0.67 261 40 4.2 222.79 0.5 111.40 1096.20 1207.60 9 3.38 0.75 339 40 3.2 279.26 0.65 181.52 1084.80 1266.32 当前最不利环路的阻力损失为：14075Pa 。 34
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第8章 制冷机房的设计
8.1制冷机房的技术要求
1.由于冷热源主机及其附属设备的尺寸与质量较大，因此对于主机房而言，必须设置设备初次和以后维修时出入主机房的孔口与通道。主要通道、操作走道宽度应大于等于1.5m；
2.非主要通道、操作走道宽度大于等于0.8m，冷水机组与墙之间间距大于等于1.2m，设备最高点到梁下不小于1.5m；
3.机房应有良好的通风，以便排出冷(热)水机组、变压器、水泵等设备运行时产生出大量的余热、余湿；
4.机房应考虑噪声余振动的影响，事先应做出影响评估，施工时采取有效的减振、降噪措施；
5.机房应有排水措施，为使房间内保持干燥与清洁，应设计有组织排水； 6.燃气、燃油型溴化锂吸收式冷(热)水机组的机房，必须严格遵守有关安全的规范要求，包括机房的泄爆面积、围护结构的耐火等级、通风系统的防爆、燃气报警器的设置等；
7.机房值班室的位置应方便值班人员进出检视设备运行情况，观察窗要有良好的隔声性能，必要时可设双层窗。
8.2空调系统冷源的选择
目前，空调冷源主要有两种：即压缩式制冷机组和吸收式制冷机组，压缩时制冷机组有活塞式冷水机组、离心式冷水机组、螺杆式冷水机组；吸收式制冷机组即溴化锂吸收式制冷机组，分为单效和双效[9]。
8.3制冷机组的选定
8.3.1确定制冷机组的总制冷量
制冷机的制冷量=空调系统需要的冷量＋冷量损失[3] 冷量损失按系统需要制冷量的10﹪计算
Q753.11.1828.4kw (8-1)
8.3.2选定制冷机组
由于溴化锂吸收式制冷机组以热能为动力，需要有余热、废热、蒸汽或燃油、燃气可利用的场合，所以在设计中不予考虑；而活塞式制冷机组往复运动的惯性
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力大，振动较大；离心式制冷机组单机容量>580kW，且在低负荷下容易发生喘振；螺杆式制冷机组运动部件少，运转平稳，噪声低，制冷量可利用滑阀无级调节，但宜在60%～100%负荷范围内运行。经以上比较，选用山东双一集团生产的型号为LSBLG350/ A1的螺杆式冷水机组三台。其性能参数如下表：
表8.2制冷机组性能参数 蒸发器 型号 LSBLG350 制冷量kW 制冷剂 350 R22 水流量m3/h 60 水压降kPa <100 冷凝器 水流量m3/h 70 水压降kPa <100 外形尺寸 长×宽×高 (mm) 3700×1000×1700 制冷机组的清洗、安装、试漏、加油、抽真空、充加制冷剂、调试等事宜，应严格按照制造厂提供的《使用说明书》进行；同时，还应遵守《制冷设备、空气分离设备安装工程施工及验收规范》（JBJ30－96）和《压缩机、风机、泵安装工程施工及验收规范》（JBJ29－96）以及其它有关规范、标准中的各项规定。
8.4冷冻水系统
8.4.1冷冻水泵的选择
1.冷冻水量的计算
GQ828.43.63.6142.35m3/h[4] (8-2)
C(t2t1)4.195式中：G—冷冻水量，m3/h；
Q—总制冷量，kw；
C—冷冻水比热，4.19kJ/kg℃；
t1/t2—冷冻水进/出口温度，℃。 2.扬程的计算
1）制冷机组蒸发器水阻力：59.8kPa；
2）末端设备（空气处理机组、风机盘管等）表冷器水阻力：根据条件取30kPa； 3）分水器、集水器水阻力： 60kPa；
4）制冷系统水管路沿程阻力和局部阻力损失：56.7＋24.4=81.1 合计以上各数据，约为291.4kPa左右，流量142.35m3/h 泵所需扬程为：H＝291.4×1.2/9.81＝35.5 mH2O
3.冷冻水泵的并联
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水泵并联运行时，流量有所衰减；当并联台数超过3台时，衰减尤为厉害。故应遵循以下原则：
选用多台水泵时，要考虑流量的衰减，留有余量；
空调系统中水泵并联不宜超过3台，冷冻水泵台数应和主机一一对应，选用4台单级单吸悬臂卧式离心泵，型号为IS80-50-125A。三用一备。
型号 IS80-50-125A 8.4.2冷冻水泵配管布置
进行水泵的配管布置时，应注意以下几点：
1.安装软性接管：在连接水泵的吸入管和压出管上安装软性接管，有利于降低和减弱水泵的噪声和振动的传递；
2.出口装止回阀：目的是为了防止突然断电时水逆流而时水泵受损； 3.水泵的吸入管和压出管上应分别设进口阀和出口阀，目的是便于水泵不运行能不排空系统内的存水而进行检修；
4.水泵的出水管上应装有温度计和压力表，以利检测，如果水泵从低位水箱吸水，吸水管上还应该安装真空表。
转速流量扬程n(r/min) Q(m3/h) H(Mpa) 2900 50 0.784 效率η(%) 63 功率(kw) 17.3 8.5冷却水系统
8.5.1冷却塔的选取
冷却塔是使水在塔内与空气进行热湿交换而得到降温，采用开放逆流式并配有风机，使空气与待处理的冷却水强制对流，以提高水的降温效果。
冷却水量： G1.3Q828.43.61.33.6185.4m3/h[4]
C(t2t1)4.195(8-3)
式中：G—冷却水量，m3/h；
Q—总制冷量，kW；
C—冷却水比热，4.19kJ/kg℃；
t1/t2—冷冻水进/出口温度，℃。
由冷却水量G=185.4m3/h，选用同样两台冷却塔与制冷机组相对应，选择马利
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厦门良机的三台冷却塔，其性能参数如下：
表8-3冷却塔的技术参数
冷却水量m3/h 主要尺寸 总高度mm 最大直径mm 2650 风机直径mm 电机功率kW 型号 温水冷水入管 出管 排水管 溢水管 LBCM-LN-3 65 3645 1200 1.492 100 100 25 25 冷却塔的布置：
1.冷却塔应设置在空气流畅，风机出口处无障碍物的地方。如建筑外观的需要，冷却塔需用百叶窗围挡时，则百叶窗静孔面积处的风速应小于2m/s，以保证有足够的开口面；
2.冷却塔应设置在噪声要求低和允许水滴飞溅的地方，当附近有住宅或其他建筑物，且有一定的噪声要求时，应考虑消声和隔振措施；
3.冷却塔设置在屋顶或楼板上，应校核结构承压强度； 4.冷却塔和制冷机一般为单台布置，便于管理；
5.为了防止冷凝器和冷却水管路系统的腐蚀，冷却水和补给水的水质要达到一定的标准，必要时应设加药装置，对冷却水进行处理；
6.当多台冷却塔并联使用时，要特别注意避免因并联管路阻力不平衡造成水量分配不均或冷却塔底池的水发生溢流现象。为此，各进水管上都必须设置阀门，借以调节进水量；同时在各冷却塔的底池之间，用与进水干管相同管径的均压管（平衡管）连接。此外，为使各冷却塔的出水量均衡，出水干管宜采用比进水干管大两号的集管并用45º弯管与冷却塔各出水管连接。 8.5.2冷却水泵的选取
冷却水泵的选择要点与冷冻水泵相似，应以节能、低噪音、占地少、安全可靠、振动小、维修方便等因素，择优选择。
冷却水泵扬程的组成： 1.压水高度：294kPa； 2.冷凝器阻力：66.7kPa； 3.冷却塔入水压力：60kPa；
4.冷却水系统的管道沿程和局部阻力损失12kPa；
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合计以上各数据，约为432.7kPa左右。
由冷却水量G=185.4m3/h，总压力选取4台单级单吸离心泵，型号为IS80-65-125A型,其中1台为备用。
型号 IS80-65-125 转速流量扬程3n(r/min) Q(m/h) H(Mpa) 2900 65 0.784 效率η(%) 64 功率(kw) 18.4 8.5.3补给水泵的选择
1.补给水泵在闭式系统中起定压补水的作用，是中央空调中广泛采用的定压方式。
2.系统补水量按系统水容量的2%取值；
3.空调水系统的补水点，宜设在循环水泵的吸入段，当补水压力低于补水点压力时，应设置补水泵；
4.补水泵的流量取补水量的2.5-5倍，补水泵的扬程应保证补水压力比系统静止时补水点的压力高30-50kPa，还要加上补水泵至补水点的管道阻力；
5.通常补水泵间歇运行，有检修时间，一般可不设备用泵； 6.空调水系统的补水应经软化处理，可设补给水箱补水。 补水泵所需流量：取4倍补水量，即3.72m3/h
补水泵的扬程：HHbHxHyhho[6] (8-4) 其中：H—补水泵的扬程（kPa）；
； Hb—系统补水点的压力（300kPa）； Hx—泵的吸入管路阻力（10kPa）； Hy—泵的出水管路阻力（10kPa）
h—补给水箱最低水位高出系统补水点所产生的静压（8kPa）；
（40）kPa。 ho—计算富裕量，则补水泵扬程为35.2mH2O。
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表8-4补给水泵性能参数 m3/h 5.0 VGW7.2-40 7.2 8.7 型号 流量扬程m 转速r/min 汽蚀余量m 电机功率kW 台数 41 40 38 2900 2.0 3 1 8.6水系统附件的设计 8.6.1集水器和分水器
供水集管又称分水器（或分水缸），回水集管又称集水器（或回水缸），它们都是一段水平安装的大管径钢管。冷水机组生产的冷水送入供水集管，再经供水集管向各支系统或各分区送水，各支系统或各分区的空调回水，先回流至回水集管，然后由水泵送入冷水机组。供回水集管上的各管路均应设置调节阀和压力表，底部应设置排污阀或排污管（一般选用DN40）。
供回水集管的管径按其中水的流速为0.5～0.8 m/s范围确定。管长由所需连接的管的接头个数、管径及间距确定，两相邻管接头中心线间距为两管外径+1200mm，两边管接头中心线距集管断面宜为管外径+60mm。
集水器和分水器的管径确定是按经验估算：[10]
D=(1.5~3)dmax (8-5)
式中：D——分水器或集水器直径，mm；
dmax——分水器或集水器支管中的最大直径，mm。 所以集水器和分水器和管径：
D=(1.5~3)×150=225~450mm (8-6)
故选用管径为D350的集水器和分水器，其接管尺寸见下图：
d1d2d3d1=200d4d2=150d3=50d4=40
图8-1分、集水器接管尺寸示意图
40
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8.6.2补给水箱的选择
补水箱体积的大小按冷冻水系统的循环水的流量的2%计算：
G67.530.021.35m3/h[4]
(8-6)
则选择的储水箱的体积为1500×1000×2000=1.5m³ 8.6.3软化水处理器的选择
根据软化的需要选取组合式的软化水装置，其水量为2～3％循环水量，取系数为0.025。那么其补水量为142.35×0.025=3.56m3/h，选用德国JUDO全自动软化水设备一台，JUDO软化水设备具有广泛的适用性，它具有高效、省工、节水、节电的优点，另外其调整方便，运行可靠，使用寿命长，能够满足不同用户和不同水量的要求。其技术参数如表8-5：
表8-5软化水处理器性能
型号 JUDO-T-1054/I 处理水量(t/h) 3.0-4.5 进出水口口径 (英 寸) 3/4 罐体尺寸 D×H 单位(mm) 255×1400 树脂量(L) 45 安装空间(m)长×宽×高 1.0×1.5×1.0 8.6.4循环水处理器的选择 其选择根据系统的水流量，冷却水系统 G=185.4 m3/h，选取NQ系列节能内循环水处理器一台，该产品具有去垢、防垢、防锈、防藻、缓蚀等特点，能延长空调设备的使用寿命，具有节水、节能、节电、安装使用方便等优点。
其参数如下：
表8-6循环水处理器的选择 型号 规格 工作压力(Mpa) 1.0 循环水量(t/h) 100 加高度药D1(mm) D2(mm) D3(mm) H(mm) 量(kg) 300 150 50 32 2500 H1 H2 H3 D-800 φ800 760 1100 1760 8.6.5除污器和水过滤器 在水系统中的水泵、换热器、孔板以及表冷器（冷热盘管）、加热器等设备入口上设过滤器。对于表冷器和加热器可在总入口或分支管路上设过滤器。常用Y型过滤器，也可采用国家标准的除污器。减压稳定阀前也应装设Y型过滤器。除污器和水过滤器的型号都是按连接管管径选定，连接管的管径应与干管的管径相同。
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在选定除污器和水过滤器时应重视它的耐压要求和安装检修的场地要求。除污器和水过滤器的前后，应该设置闸阀，供它们在定期检修时与水系统切断之用；安装时必须注意水流方向；在系统运转和清洗管路的初期，宜把其中的虑芯卸下，以免损坏 8.6.6放空气器
水系统中所有可能积聚空气的“气囊”顶点，均应设置自动排气阀，自动排气阀的接管上应设置闸阀。 8.6.7阀门
水系统的阀门可采用闸阀、止回阀、球阀，对于大管路可采用蝶阀，选用阀门时，应和系统的承压能力相适应，阀门型号应与连接管管径相同。
阀门的作用一为检修时关断用，一为调节用。当需定量调节流量时，可采用平衡阀。平衡阀可以兼作流量测定、流量调节、关断和排污用。一般在下列地点设阀门：
1.水泵的进口和出口；
2.系统的总入口、总出口，各分支环路的入口和出口； 3.热交换器、表冷器、过滤器的进出水管；
4.自动控制阀双通阀的两端、三通阀的三端，以及为手动运行的旁通阀上； 5.放水及放气管上； 6.压力表的接管上。 8.6.8系统安装要求
1.闭式系统水管设有0.003的坡度，当多管再一起敷设时，各管路坡向最好相同，以便采用共用支架。如因条件限制管道可无坡度敷设，但管内水流速不得小于0.25m/s，并应考虑在变水量调节时，亦不应小于此值。
2.闭式系统在管路的每个最高点（当无坡度敷设时，在水平管水流的终点）设排气装置（集气罐或自动排气阀）。对于自动排气阀应考虑其损坏或失灵时易于更换的关断措施，即在其与管道连接处设一个阀门。手动集气罐的排气管应接到水池或地漏，排气管上的阀门应便于操作；自动排气阀的排气管也最好接至室外或水池等，以防止其失灵漏水时，流到室内或顶棚上。
3.与水泵接管及大管与小管连接时，应防止气囊产生。大管需由小管排气时，大管与小管的连接应为顶平，以防大管中产生气囊。
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4.系统的最低点设单独放水的设备（如表冷器、加热器等）的下部应设带阀门的放水管，并接入地漏或漏斗。作为系统刚开始运行时冲刷管路和管路检修时放水之用。
5.空调机房内应设地漏，以排出喷水室的放水，水泵、阀门可能的漏水和表冷器的凝结水。地面的坡度应坡向地漏，地面应作防水处理。或者将可能有水的地方周围设围堰，围堰内设地漏，地面要防水。
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第9章 消声、减震与保温设计
9.1消声与隔声设计
1.设计通风与空调系统时，应通过声学计算，使通风机的噪声频率特性与消音器提供的频带衰减量之差，保持小于或等于室内允许的噪声频率特性；
2通风、空调和制冷机房的位置，宜布置在远离对隔振和消声有较严格要求的房间的位置，机房内部的噪声控制，应以隔振和隔声为主，吸声为辅；
3.通风机和空调系统产生的噪音，当自然衰减不能达到允许的标准时，应设置消声器或采用其他消声措施。系统所需要的消声量，应通过计算确定；
4.选择消声器，应根据系统所需消声量、噪声源频率特性和消声器的声学性能及空气动力特性等因素，经济技术比较，分别采用抗性、阻性和阻抗复合消声器；
5.选用机械设备时，要选择效果好、噪声低的产品；
6.经过消声处理后的风管，不宜穿越产生较高噪音的房间。噪声较高的风管，不宜穿越要求保持较低噪声的房间，当无法避免时，应对风管进行隔声处理；
7.设计风道时要注意风速，考虑风道自然消声，在设计弯头时加设导流叶片，尽可能的减少空气涡流现象；
8.在设计送回风处加贴软性吸声材料； 9.注意风管的连接方法，防止串声事故发生； 10.避免外界噪声传入风管内；
11.机房尽量远离要求安静的房间，安静条件要求不同的房间不要共用一个系统，以防止它们之间串声。
9.2减振设计
9.2.1冷冻机、水泵及风机等设备的减振
1.制冷机、水泵和通风机，宜固定在隔振基座上，隔振基座可以用钢筋混凝土板或型钢较高而成。中、低压离心通风机的隔振基座，宜采用型钢机构；
2.每台设备宜采用单独的隔振基座，不宜设计成多台合用基座；
3.常用的隔振材料有软木、海绵乳胶、玻璃纤维、防震橡胶、金属弹簧和空气弹簧。
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9.2.2管道减振
1.管道隔振一般是通过设置绕性接管和悬吊或支撑的减振器来实现； 2.风机进出风口与管道之间用软接，目前普遍采用双层帆布或人造皮革材料制作，其合理长度L可根据风机的机号来确定；
3.水泵的进出水口处应配置橡胶绕性接管；
4.设备与管道之间配置绕性接管或软接后，还要采取支撑会悬吊支架隔振装置。
9.3保温设计
1.水供回水管均需保温，冷凝水也宜保温。 2.管保温采用PEF，厚度为10mm。
3.冻水管保温为福乐斯DN≤150，厚度为25mm，冷冻水管保温DN≥200，厚度为35mm,凝结水保温厚度为15mm。
[8]
4.镀锌的保温水管道、支吊架表面除锈，刷防锈漆两遍。
5.的管道、金属支吊架、排水管等，在表面除锈后，刷防锈底漆和色漆各两遍。
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第10章 总结
漫长的设计工作就要接近尾声，三个多月的努力就要出成果了。经历了前期熟悉设计以及确定系统方案，中期的负荷计算、查阅资料，后期的制图工作，这份毕业设计终于完成了。在毕业设计期间我有两次外出，因此我的设计在进度上比别的同学要落后一点，但是我不会因为这两次外出导致我的设计质量比别的同学差。在设计院实习期间，我发现我现在所拥有的知识量、经验完全不可能做出一份完美的施工图设计，所以我多次请教牛老师，根据牛老师的修改意见，我的设计曾经多次推倒重建。也许在图形的美观上也许我比很多同学逊色不少，但是我的设计在完整度上要好一些。也许有在设计院实习的经历我考虑的比较多的图纸上看不出来的东西，然而这些东西在实际工程中没有是万万不可以的。以风口为例，风口是都要配阀的，在很多进风口是加设防火阀等等，有些问题要是在图纸上不画出来一样会很美观，但是拿到工程上就会出现很多问题。当然，我的水平还是相当有限，只能最大程度上的把在学校学习到的知识与在实习期间收获的经验结合起来在老师同学的帮助下完成设计任务。在设计过程中我查阅了很多资料，咨询了很多老师和同学，广泛地查阅了本专业的相关资料，研究了大量实际工程的图纸，综合分析了各种方案的可行性，争取使我的设计达到或者接近可以施工的成绩。
毕业设计给我们提供的是一个学习和交流的平台，认真完成毕业设计有着重要的实际意义。我学到了必须要勇于尝试，学会自己去查找资料。做工程设计是颇费体力、脑力、时间的，是一项繁杂的工作，必需有很好的计划性，多思考，才能在设计过程中少走弯路。我还学会了团队合作精神，一起讨论问题，互相学习。
由于是初次进行大工程系统的设计，水平有限，设计中难免存在一些问题，恳请各位老师给予批评指正。
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参考文献
[1] 中华人民共和国建设部. 公共建筑节能设计标准, 2005.07 [2]黄翔. 空调工程[M]，哈尔滨：机械工业出版社，2006
[3]赵荣义. 简明空调设计手册[M]，北京：中国建筑工业出版社，1998 [4]陈沛霖．空调与制冷技术手册[M]，上海：同济大学出版社，1991.04 [5]徐德胜. 制冷空调原理与设备[M]，上海：上海交通大学出版社 ，1996.02 [6]陆耀庆. 暖通空调设计指南[M], 北京：中国建筑工业出版社 ，1996.05 [7]中华人民共和国公安部. 高层民用建筑设计防火规范[M]北京：中国计划出版社，2005
[8]吴继红. 中央空调工程设计与施工[M]，北京：高等教育出版社，1998 [9]吕玉民. 中国供暖通风空调设备手册[M]，哈尔滨：机械工业出版社，1998 [10]贺平，孙刚. 供热工程[M]，北京：中国建筑工业出版社，1993
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谢 辞
在牛永红老师的悉心指导下毕业设计已接近尾声，如果没有牛老师把持设计方向、解决设计中遇到的问题，我要完成设计无疑变得非常困难，甚至有可能没法完成。牛老师工作认真负责要求严格，同时关心我们的工作学习，在毕业设计期间关心我们的就业问题，为我们推荐工作，在就业遇到问题时为我们排忧解难。有老师的帮助我才能顺利地完成毕业设计工作的同时找到了一份称心如意的工作。在此，我对牛老师在毕业设计期间给予我的辛勤指导以及关心表示衷心的感谢！
在我课题设计期间，还和同学们相互学习、讨论，使我的设计工作得以顺利完成，在毕业设计中提升了自身的学习能力，我向老师和同学们致以深深的谢意！
当然，由于水平有限，实践经验不足，有些问题不能考虑的十分周全，加之时间有限，在设计中难免出现差错，敬请各位老师和同学的谅解。我在收获同时也认识到自身的很多不足，还深刻感受到了理论与实践之间存在的差距。在今后的学习和工作中，我会加强学习，弥补自己的不足，使设计更加完善、科学、合理。
在毕业设计期间，我得到了诸位老师和同学的大力支持和帮助。老师们严谨的治学态度和忘我的工作精神将永远激励我奋发向上；他们谦逊朴实、宽厚待人、豁达大度的学者风范将使我终身受益；同学们的热情和笑脸将永远留在我的心田，永远温暖着我。在此，我向他们致以衷心的感谢和深深的祝福！
由于我初学设计，设计中纰漏之处望各位老师给予批评和指导，从而将专业水平提高到一个全新的境界！
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附录E 外文翻译
来源:http://co.163.com/forum/content/1833_361294_1.htm
外文文献一 Air Conditioning Systems Dennis L. O’Neal and John A. Bryant
Air conditioning has rapidly grown over the past 50 years, from a luxury to a standard system included in most residential and commercial buildings. In 1970, 36% of residences in the U.S. were either fully air conditioned or utilized a room air conditioner for cooling (Blue, et al., 1979). By 1997, this number had more than doubled to 77%, and that year also marked the first time that over half (50.9%) of residences in the U.S. had central air conditioners (Census Bureau, 1999). An estimated 83% of all new
homes constructed in 1998 had central air conditioners (Census Bureau, 1999). Air conditioning has also grown rapidly in commercial buildings. From 1970 to 1995, the percentage of commercial buildings with air conditioning increased from 54 to 73% (Jackson and Johnson, 1978, and DOE, 1998).
Air conditioning in buildings is usually accomplished with the use of mechanical or heat-activated equipment. In most applications, the air conditioner must provide both cooling and dehumidification to maintain comfort in the building. Air conditioning systems are also used in other applications, such as automobiles, trucks, aircraft, ships, and industrial facilities. However, the description of equipment in this chapter is limited to those commonly used in commercial and residential buildings.
Commercial buildings range from large high-rise office buildings to the corner convenience store. Because of the range in size and types of buildings in the commercial sector, there is a wide variety of equipment applied in these buildings. For larger buildings, the air conditioning equipment is part of a total system design that includes items such as a piping system, air distribution system, and cooling tower. Proper design of these systems requires a qualified engineer. The residential building sector is dominated
by single family homes and low-rise apartments/condominiums. The cooling equipment applied in these buildings comes in standard “packages” that are often both sized and installed by the air conditioning contractor.
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The chapter starts with a general discussion of the vapor compression refrigeration cycle then moves to refrigerants and their selection. Chillers and their auxiliary systems are then covered, followed by packaged air conditioning equipment. 4.2.1 Vapor Compression Cycle
Even though there is a large range in sizes and variety of air conditioning systems used in buildings, most systems utilize the vapor compression cycle to produce the desired cooling and dehumidification. This cycle is also used for refrigerating and freezing foods and for automotive air conditioning. The first patent on a mechanically driven refrigeration system was issued to Jacob Perkins in 1834 in London, and the first viable commercial system was produced in 1857 by James Harrison and D.E. Siebe (Thevenot 1979).
Besides vapor compression, there are two less common methods used to produce cooling in buildings: the absorption cycle and evaporative cooling. These are described later in the chapter. With the vapor
compression cycle, a working fluid, which is called the refrigerant, evaporates and condenses at suitable pressures for practical equipment designs.
The four basic components (Figure 4.2.1) in every vapor compression refrigeration system are the compressor, condenser, expansion device, and evaporator. The compressor raises the pressure of the refrigerant vapor so that the refrigerant saturation temperature is slightly above the temperature of the cooling medium used in the condenser. The type of compressor used depends on the application of the system. Large electric chillers typically use a centrifugal compressor while small residential equipment uses a reciprocating or scroll compressor.
The condenser is a heat exchanger used to reject heat from the refrigerant to a cooling medium. The refrigerant enters the condenser and usually leaves as a
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subcooled liquid. Typical cooling mediums used in condensers are air and water. Most residential-sized equipment uses air as the cooling medium in the condenser, while many larger chillers use water. After leaving the condenser, the liquid refrigerant expands to a lower pressure in the expansion valve.
The expansion valve can be a passive device, such as a capillary tube or short tube orifice, or an active device, such as a thermal expansion valve or electronic expansion valve. The purpose of the valve is toregulate the flow of refrigerant to the evaporator so that the refrigerant is superheated when it reaches the suction of the compressor.
At the exit of the expansion valve, the refrigerant is at a temperature below that of the medium (air or water) to be cooled. The refrigerant travels through a heat exchanger called the evaporator. It absorbs energy from the air or water circulated through the evaporator. If air is circulated through the evaporator, the system is called a direct expansion system. If water is circulated through the evaporator, it is called a chiller. In either case, the refrigerant does not make direct contact with the air or water in the evaporator.
The refrigerant is converted from a low quality, two-phase fluid to a superheated vapor under normal operating conditions in the evaporator. The vapor formed must be removed by the compressor at a sufficient rate to maintain the low pressure in the evaporator and keep the cycle operating.
All mechanical cooling results in the production of heat energy that must be rejected through the condenser. In many instances, this heat energy is rejected to the environment directly to the air in the condenser or indirectly to water where it is rejected in a cooling tower. With some applications, it is possible to utilize this waste heat energy to provide simultaneous heating to the building. Recovery of this waste heat at temperatures up to 65°C (150°F) can be used to reduce costs for space heating.
Capacities of air conditioning are often expressed in either tons or kilowatts (kW) of cooling. The ton is a unit of measure related to the ability of an ice plant to freeze one short ton (907 kg) of ice in 24 hr. Its value is 3.51 kW (12,000 Btu/hr). The kW of thermal cooling capacity produced by the air conditioner must not be confused with the amount of electrical power (also expressed in kW) required to produce the cooling effect.
4.2.2 Refrigerants Use and Selection
Up until the mid-1980s, refrigerant selection was not an issue in most building
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air conditioning applications because there were no regulations on the use of refrigerants. Many of the refrigerants historically used for building air conditioning applications have been chlorofluorocarbons (CFCs) and hydrochlorofluorocarbons (HCFCs). Most of these refrigerants are nontoxic and nonflammable. However, recent U.S. federal regulations (EPA 1993a; EPA 1993b) and international agreements (UNEP, 1987) have placed restrictions on the production and use of CFCs and HCFCs. Hydrofluorocarbons (HFCs) are now being used in some applications where CFCs and HCFCs were used. Having an understanding of refrigerants can help a building owner or engineer make a more informed decision about the best choice of refrigerants for specific applications. This section discusses the different refrigerants used in or proposed for building air conditioning applications and the regulations affecting their use.
The American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers (ASHRAE) has a standard numbering system (Table 4.2.1) for identifying refrigerants (ASHRAE, 1992). Many popular CFC, HCFC, and HFC refrigerants are in the methane and ethane series of refrigerants. They are called halocarbons, or halogenated hydrocarbons, because of the presence of halogen elements such as fluorine or chlorine (King, 1986).
Zeotropes and azeotropes are mixtures of two or more different refrigerants. A zeotropic mixture changes saturation temperatures as it evaporates (or condenses) at constant pressure. The phenomena is called temperature glide. At atmospheric pressure, R-407C has a boiling (bubble) point of –44°C (–47°F) and a condensation (dew) point of –37°C (–35°F), which gives it a temperature glide of 7°C (12°F). An azeotropic mixture behaves like a single component refrigerant in that the saturation temperature does not change appreciably as it evaporates or condenses at constant pressure. R-410A has a small enough temperature glide (less than 5.5°C, 10°F) that it is considered a near-azeotropic refrigerant mixture.
ASHRAE groups refrigerants (Table 4.2.2) by their toxicity and flammability (ASHRAE, 1994).Group A1 is nonflammable and least toxic, while Group B3 is flammable and most toxic. Toxicity is based on the upper safety limit for airborne exposure to the refrigerant. If the refrigerant is nontoxic in quantities less than 400 parts per million, it is a Class A refrigerant. If exposure to less than 400 parts per million is toxic, then the substance is given the B designation. The numerical designations refer to the flammability of the refrigerant. The last column of Table
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4.2.1 shows the toxicity and flammability rating of common refrigerants.
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Refrigerant 22 is an HCFC, is used in many of the same applications, and is still the refrigerant of choice in many reciprocating and screw chillers as well as small commercial and residential packaged equipment. It operates at a much higher pressure than either R-11 or R-12. Restrictions on the production of HCFCs will start in 2004. In 2010, R-22 cannot be used in new air conditioning equipment. R-22 cannot be produced after 2020 (EPA, 1993b).
R-407C and R-410A are both mixtures of HFCs. Both are considered replacements for R-22. R-407C is expected to be a drop-in replacement refrigerant for R-22. Its evaporating and condensing pressures for air conditioning applications are close to those of R-22 (Table 4.2.3). However, replacement of R-22 with R-407C should be done only after consulting with the equipment manufacturer. At a minimum, the lubricant and expansion device will need to be replaced. The first residential-sized air conditioning equipment using R-410A was introduced in the U.S. in 1998. Systems using R-410A operate at approximately 50% higher pressure than R-22 (Table 4.2.3); thus, R-410A cannot be used as a drop-in refrigerant for R-22. R-410A systems utilize compressors, expansion valves, and heat exchangers designed specifically for use with that refrigerant.
Ammonia is widely used in industrial refrigeration applications and in ammonia water absorption chillers. It is moderately flammable and has a class B toxicity rating but has had limited applications in commercial buildings unless the chiller plant can be isolated from the building being cooled (Toth, 1994, Stoecker, 1994). As a refrigerant, ammonia has many desirable qualities. It has a high specific heat and high thermal conductivity. Its enthalpy of vaporization is typically 6 to 8 times higher than that of the commonly used halocarbons, and it provides higher heat transfer compared to halocarbons. It can be used in both reciprocating and centrifugal compressors.
Research is underway to investigate the use of natural refrigerants, such as carbon dioxide (R-744) and hydrocarbons in air conditioning and refrigeration systems (Bullock, 1997, and Kramer, 1991). Carbon dioxide operates at much higher pressures than conventional HCFCs or HFCs and requires operation above the critical point in typical air conditioning applications. Hydrocarbon refrigerants, often thought of as too hazardous because of flammability, can be used in conventional compressors and have been used in industrial applications. R-290, propane, has operating pressures close to R-22 and has been proposed as a replacement for R-22 (Kramer, 1991). Currently, there are no commercial systems sold in the U.S. for building operations
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that use either carbon dioxide or flammable refrigerants.
外文翻译 空调系统
过去 50 年以来，空调得到了快速的发展，从曾经的奢侈品发展到可应用于大多数住宅和商业建筑的比较标准的系统。在 1970 年的美国， 36% 的住宅不是全空气调节就是利用一个房间空调器冷却；到1997年，这一数字达到了 77%，在那年作的第一次市场调查表明，在美国有超过一半的住宅安装了中央空调 (人口普查局, 1999)。在1998年，83%的新建住宅安装了中央空调 ( 人口普查局, 1999)。中央空调在商业建筑物中也得到了快速的发展，从 1970年到1995年，有空调的商业建筑物的百分比从54%增加到 73%(杰克森和詹森,1978)。
建筑物中的空气调节通常是利用机械设备或热交换设备完成.在大多数应用中，建筑物中的空调器为维持舒适要求必须既能制冷又能除湿，空调系统也用于其他的场所，例如汽车、卡车、飞机、船和工业设备，然而，在本章中，仅说明空调在商业和住宅建筑中的应用。
商业的建筑物从比较大的多层的办公大楼到街角的便利商店，占地面积和类型差别很大，因此应用于这类建筑的设备类型比较多样，对于比较大型的建筑物，空调设备设计是总系统设计的一部分，这部分包括如下项目：例如一个管道系统设计，空气分配系统设计，和冷却塔设计等。这些系统的正确设计需要一个有资质的工程师才能完成。居住的建筑物（即研究对象）被划分成单独的家庭或共有式综合，应用于这些建筑物的冷却设备通常都是标准化组装的，由空调厂家进行设计尺寸和安装。
本章节首先对蒸汽压缩制冷循环作一个概述，接着介绍制冷剂及制冷剂的选择，然后介绍冷却设备及附属系统，最后介绍组合式空调机组。 4.2.1 蒸汽压缩循环
虽然空调系统应用在建筑物中有较大的尺寸和多样性,大多数的系统利用蒸汽压缩循环来制取需要的冷量和除湿，这个循环也用于制冷和冰冻食物和汽车的空调，在1834年，一个名叫Perkins的人在伦敦获得了机械制冷系统的第一专利权，在1857年，詹姆士Harrison和D.E. Siebe生产出第一个有活力的商业系统(Thevenot 1979)，除了蒸汽压缩循环之外 , 有两种不常用的制冷方法在建筑物中被应用: 吸收式循环和蒸发式冷却，这些将在后面的章节中讲到。对于蒸汽压
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缩制冷循环，有一种叫制冷剂的工作液体，它能在适当的工艺设备设计压力下蒸发和冷凝。
每个蒸汽压缩制冷系统中都有四大部件，它们是压缩机、冷凝器、节流装置和蒸发器。压缩机提升制冷剂的蒸汽压力以便使制冷剂的饱和温度微高于在冷凝器中冷却介质温度，使用的压缩机类型和系统的设备有关，比较大的电冷却设备使用一个离心式的压缩机而小的住宅设备使用的是一种往复或漩涡式压缩机。
冷凝器是一个热交换器，用于将制冷剂的热量传递到冷却介质中，制冷剂进入冷凝器变成过冷液体，用于冷凝器中的典型冷却介质是空气和水，大多数住宅建筑的冷凝器中使用空气作为冷却介质，而大型系统的冷凝器中采用水作为冷却介质。
液体制冷剂在离开冷凝器之后，在膨胀阀中节流到一个更低的压力。膨胀阀是一个节流的装置，例如毛细管或有孔的短管，或一个活动的装置，例如热力膨胀阀或电子膨胀阀，膨胀阀的作用是到蒸发器中分流制冷剂以便当它到压缩物吸入口的时候, 制冷剂处于过热状态，在膨胀阀的出口，制冷剂的温度在介质(空气或水) 的温度以下。
之后制冷剂经过一个热交换器叫做蒸发器，它吸收通过蒸发器的空气或水的热量，如果空气经过蒸发器在流通,该系统叫做一个直接膨胀式系统，如果水经过蒸发器在流通,它叫做冷却设备，在任何情况下，在蒸发器中的制冷剂不直接和空气或水接触，在蒸发器中，制冷剂从一个低品位的两相液体转换成在正常的工艺条件下过热的蒸汽。蒸汽的形成要以一定的足够速度被压缩机排出以维持在蒸发器中低压和保持循环进行。
所有在生产中的机械冷却产生的热量必须经过冷凝器散发，在许多例子中，在冷凝器中这个热能被直接散发到环境的空气中或间接地散发到一个冷却塔的水中。在一些应用中，利用这些废热向建筑物提供热量是可能的，回收这些最高温度为65℃(150°F)的废热可以减少建筑物中采暖的费用。
空调的制冷能力常用冷吨或千瓦 (千瓦) 来表示，冷吨是一个度量单位，它与制冰厂在 24小时内使1吨 (907 公斤)的水结冰的能力有关，其值是3.51千瓦 (12,000 Btu/hr)，空调的冷却能力不要和产生冷量所需的电能相互混淆。
4.2.2 制冷剂的使用和选择
直到20世纪80年代中叶，制冷剂的选择在大多数的建筑物空调设备中不是一
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个问题，因为在制冷剂的使用上还没有统一的的标准，在以前，用于建筑物空调设备的大多数制冷剂是氟氯碳化物和氟氯碳氢化物，且大多数的制冷剂是无毒的和不可燃的，然而，最近的美国联邦的标准 (环保署 1993a；环保署 1993b) 和国际的协议 (UNEP,1987) 已经限制了氟氯碳化物和氟氯碳氢化物的制造和使用，现在，氟氯碳化物和氟氯碳氢化物在一些场合依然被使用，对制冷剂的理解能帮助建筑物拥有者或者工程师更好的了解关于为特定的设备下如何选择制冷剂，这里将讨论不同制冷剂的使用并给出影响它们使用的建筑空调设备和标准。
美国社会的供暖、制冷和空调工程师学会(ASHRAE)有一个标准的限制系统 (表 4.2.1)用来区分制冷剂，许多流行的氟氯碳化物，氟氯碳氢化物和氟碳化物的制冷剂是在甲烷和乙烷的制冷剂系列中，因为卤素元素的存在他们被叫作碳化卤或卤化的碳化氢，例如氟或氯。
Zeotropes 和 azeotropes 是混合二种或更多不同的制冷剂，一种zeotropic混合物能改变饱和温度在它在不变的压力蒸发 ( 或冷凝)。这种现象被称温度的移动，在大气压力下，R-407 C的沸点(沸腾)是–44 °C(– 47° F)和一个凝结点 (露点)是–37°C(–35°F), 产生了7°C的温度移动 (12°F)，一个 azeotropic 混合物的性能像单独成份制冷剂那样，它在不变的压力下蒸发或冷凝它们的饱和温度不会有少许变化。R-410有微小的足够温度滑动 (少于5.5 C,10°F)，可以认为接近azeotropic混合制冷剂。
ASHRAE组制冷剂(表4.2.2)根据它们的毒性和易燃性(ASHRAE,1994)划分的。A1组合是不燃烧的和最没有毒的，而B3组是易燃的和最有毒的，以空气为媒介的制冷剂最高安全限制是毒性，如果制冷剂在少于每百万分之400是无毒的，它是一个A级制冷剂，如果对泄露少于每百万分之400是有毒的,那么该物质被称B级制冷剂，这几个级别表示制冷剂的易燃性，表 4.2.1 的最后一栏列出了常用的制冷剂的毒性和易燃的等级。因为他们是无毒的和不燃烧的 , 所以在A1组中制冷剂通常作为理想的制冷剂能基本满足舒适性空调的需求。在A1中的制冷剂通常用在建筑空调设备方面的，包括 R-11，R-12，R-22，R-134a,和R-410A。R-11，R-12，R-123和R-134a是普遍用在离心式的冷却设备的制冷剂，R-11，氟氯碳化物, 和R-123, HCFC, 都有低压高容积特性，是用在离心式压缩机上的理想制冷剂。在对氟氯碳化物的制造的禁令颁布之前, R-11和R-12已经是冷却设备的首选制冷剂，在已存在的系统维护中，现在这两种制冷剂的使用已经被限制，现在，R-123
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和 R-134a都广泛的用在新的冷却设备中。R-123拥有的效率优势在 R-134a之上 (表 4.2.3)。然而，R-123有 B1安全等级，这就意谓它有一个比较低的毒性而胜于R-134a，如果一个使用R-123冷却设备在一栋建筑物中被用，当使用这些或任何其他有毒的或易燃的制冷剂时候，标准 15(ASHRAE,1992) 提供安全预防的指导方针。
制冷剂22 属于HCFC，在多数的相同设备中被用，也是在多数往复和螺旋式冷却设备和小型商业和住宅的集中式设备中的首选制冷剂，它可以在一个更高的压力下运行，这一点要优于R-11或R-12中的任何一个。从2004开始，HCFCs的制造将会受到限制。在2010年，R-22不能在新的空调设备中被使用。 2020年之后，R-22不允许生产(环保署,1993b)。
R-407C和R-410A是 HFCs的两种混合物，两者都是R-22的替代品，|R-407C预期将很快地替换R-22，在空调设备中，它的蒸发和冷凝压力接近R-22 (表格4.2.3)。然而，用R-407C来替换R-22应该在和设备制造者商议之后才能进行，至少润滑油和膨胀装置将需要更换。在1998年，第一个使用R-410A的空调设备的住宅在美国出现。使用R-410A的系统运作中，压力大约比R-22高50% (表 4.2.3)；因此，R-410A不能够用于当作速冻制冷剂来替代 R-22。R-410A系统利用特定的压缩机，膨胀阀和热交换器来利用该制冷剂.
氨广泛地被在工业的冷却设备和氨水吸收式制冷中用，它具有可燃性并且分毒性等级为B，因此在商业建筑物中使用受到限制，除非冷却设备的制造工厂独立于被冷却的建筑物之外。作为制冷剂，氨有许多良好的品质，例如，它有较高的比热和高的导热率，它的蒸发焓通常比那普遍使用的卤化碳高6到8倍，而且氨和卤化碳比较来看，它能提供更高的热交换量，而且它能用在往复式和离心式压缩机中。
天然制冷剂的使用, 例如二氧化碳 (R-744) 和碳化氢在空调和制冷系统中的使用正在研究之中，二氧化碳能在高于传统的HCFCs或HFCs的压力下工作和在超过临界点的典型的空调设备中工作。人们通常认为碳化氢制冷剂易燃且比较危险，但它在传统的压缩机中和有的工业设备中都可以被使用。R-290, 丙烷, 都有接近R-22的工作压力，并被推荐来替代R-22 (Kramer, 1991)。目前，在美国没有用二氧化碳或可燃的制冷剂的商业系统用于建筑部门。
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