浅谈办公楼的暖通空调设计摘要本文重点介绍了廊坊供电公司办公楼的暖通空调设计，其中包括空调冷热源及水系统（采用水蓄冷方式作向末端提供冷量），风机盘管与新风系统，热回收系统，通风设计、防排烟设计。
阐述了设计过程中参数的确定方法以及对于相关问题的理解。
关键词风机盘管与新风系统，水蓄冷、通风系统、防排烟系统工程概况本工程位于河北省廊坊市，建筑为长方形（51.6m×44.95m）,东西走向，地上十二层，地下二层，新建建筑，总建筑面积：28356m2，建筑高度：56.55m, 属于一类高层公共建筑，建筑以办公室、会议室和机房为主。
根据甲方要求，室内末端采用暗装风机盘管系统，与原有建筑配合，采用水蓄冷方式提供新建建筑与原有建筑的总冷量。
廊坊市气象条件：廊坊属于寒冷地区，夏季空气调节室外计算干球温度为：34.8°C，空调室外计算湿球温度为：27.1°C；冬季空气调节室外设计温度为：-9.3°C，空调室外计算相对湿度：52%。
冷热源（水蓄冷方式）2.1、热源通过鸿业6.0计算软件，输入围护结构的传热系数，根据《公共建筑节能设计标准》确定体形系数<0.3的建筑，屋面传热系数≤0.55W/m2·k , 外墙的传热系数≤0.60 W/m2·k , 0.3 ＜窗墙比≤ 0.4时，外窗传热系数选择≤2.70 W/m2·k , 利用傅里叶定律、第三类边界条件：q=q ---传热量λ---导热系数h---对流换热系数tf1-tf2 --- 流体传热温差δ--- 墙体等无限大平壁厚度得出，总热负荷为1440kW, 建筑热负荷指标：51W/m2,基本符合节能建筑标准。
本工程热源由市政热网提供，供回水温度为80/60°C, 经换热站向末端风机盘管提供60/50°C热水，根据热负荷与平时运行综合考虑，设置两台板式换热器，单台负荷为总热负荷的75%，并联。
两台同时使用，可达总负荷的100%, 当一台损坏时，另一台为总负荷的70～80%。
采暖板换循环泵参数确定见下表：流量（m3/h）扬程（m）电源容量（kW）电压（V）设计点效率（%）100 32 22 380 72根据空气调节热水系统的输送能效比（ER）ER=0.002342H/(△T·η)H---水泵扬程（m）；△T---供回水温差(℃)；η---水泵在设计工作点的效率（%）。
计算出：ER=0.011，远远大于《公共建筑节能设计标准》里规定的：寒冷地区，ER=0.00433数值，采暖板换循环泵不符合节能措施。
从结果中可以看出，当冬季空调热水系统采用常规的60℃/50℃供回水设计参数时所选水泵很难满足规范要求，即便采用空调热水供回水最大温差15℃时，计算结果也差强人意，冬季水泵扬程必须仔细计算，防止偏大。
2.2、冷源冷源要综合考虑新建建筑与原有建筑（原有建筑制冷主机到达使用期限后，使用新建建筑的冷源为其提供冷量，原有建筑设有2台制冷量为935kW离心式冷水机，一用一备），总冷负荷为2935kW, 为了响应节能环保政策，采用水蓄冷方式提供冷量。
原有建筑制冷设备到达使用之前，原有的两台935 kW的离心式冷水机组，作为基载主机直接向末端风机盘管、空调机组、新风机组等提供7℃冷冻水。
新建建筑制冷机房设在地下二层，配置一台制冷水工况4℃~9℃、1213kW(345TR)的离心式冷水机组，一方面作为制冷主机提供4℃~9℃冷冻水经板换间接向末端提供7℃~12℃冷冻水（两台冷水槽换冷板换，单台换热量为1040kW,一次水温为：4℃~9℃，二次水温为：7℃~ 12℃），同时作为蓄冷主机夜间（23：00~7：00）向蓄冷水槽提供4℃冷冻水。
蓄冷水槽采用不锈钢管均布水池，总储冷量为7567kWH负担剩余冷负荷，并降低尖峰负荷值使水冷机组在满负荷状态高效率运行。
旧楼两台935kW制冷设备到达使用期限后，由新楼制冷机房增加一台标准工况为7℃~12℃、1213kW的离心式冷水机组替代原有设备作为基载主机，维持系统不变，满足负荷要求。
冷冻水循环泵参数确定见下表：设备名称流量（m3/h）扬程（m）电源设计点效率（%）容量（kw）电压（v）基载冷冻水循环泵230 38 18.5 380 70制冷板换循环水泵130 35 18.5 380 67放冷泵 215 17 15 380 73储冷泵 215 17 15 380 73根据空气调节冷水系统的输送能效比（ER）公式，各自的ER值为：0.025, 0.024，0.011，0.011 ，从计算结果可以看出，一般工程设计可以满足规范要求，同时，当水泵扬程选择比较高时，必须选择较高效率的水泵。
2.3、空调水系统本工程水系统形式采用一次泵定流量系统，通过蒸发器的冷水流量不变，因此蒸发器不存在发生结冰的危险。
当系统中负荷侧冷负荷减少时，通过减少冷水的供、回水温差来适应负荷的变化，所以在绝大部分运行时间内，空调水系统处于大流量、小温差的状态，不利于节约水泵的能耗。
造成大流量、小温差的原因还有，水泵扬程一般是根据最远环路、最大阻力，再乘以一定的安全系数后确定的，然后结合上述的设计水流量，查找与其一致的水泵铭牌参数而确定水泵型号，而不是根据水泵特性曲线确定水泵型号（查H-Q图，虚线表示设计管路特性曲线，实线表示实际管路特性曲线，d 点是设计工作点，D点是实际工作点）。
因此，在实际水泵系统运行中，水泵实际工作点是在铭牌工作点的右下侧，故实际水流量要比设计水流量大20%~50%。
在较大的水系统中设计计算时常常没有对每个环路进行水力平衡校核，施工安装完毕之后一般又不进行认真的调试，环路之间阻力不平衡所引起的水力工况、热力工况失调现象只好靠大流量来掩盖。
H-Q图避免大流量小温差的方法，考虑到设计时难以做到各环路之间的严格水力平衡，以及施工安装过程中存在的种种不确定因素，在各环路中应设置平衡阀等平衡装置，以确保在实际运行中，各环路之间达到较好的水力平衡。
当遇到某个或几个支环路比其它环路压差相差悬殊（如阻力差10kpa以上），就应在这些环路增设二次循环泵。
这里水泵选用三台并联，两用一备。
一次泵定流量系统中一台冷水机组配置一台冷水泵，水泵和机组联动控制。
加机时先启动对应的冷水泵，再开启冷水机组；减机时，先关闭冷水机组，再关闭对应的冷水泵。
水泵与冷水机组启停一一对应。
风机盘管采用两管制异程式（逆流式），供水与回水管中水的流向相反，流经每个环路的管路长度不等，每层根据南北分向分别设置回路，同时，新风机组单独一回路，一方面利于水利平衡，另一方面新风机组表冷器冬季经过室外冷风容易结冻，分开设置不易影响风机盘管。
末端风机盘管的回水管路上，安装有两通调节阀，在末端负荷变化时进行变流量调节。
分集水器之间设置旁通装置，旁通管起到平衡一次水和二次水系统水量作用，其上装有压差旁通阀，可根据最不利环路压差变化来调节压差旁通阀开度，从而调节旁通水量，旁通水仅有一个流动方向，即从供水总管流量回水总管（旁通水量最多为一台制冷机流量）。
2.4、补水定压系统本工程中冷源与热源采用一套补水定压系统，采用囊式气压罐定压。
补水泵选择计算：系统定压点最低压力：H=H1+H2H1--- 补水箱与系统最高点高差；H2--- 富余量，一般取1~2米。
本工程水箱放在地下二层，水箱与系统最高点高差约为66米。
补水泵扬程应保证补水压力比系统补水点压力高30~50kpa.，所以，补水泵扬程应不小于67+5米=71米。
补水泵流量应为系统水容量的5%。
系统水容量为28356m2×1.3（L/m2）(单位水容量)=36862.8L= 37m3, 37m3×2%=0.74m3（系统补水量取水容量的2%），补水泵流量取补水量的3~ 5倍，0.74m3×5=3.7 m3/h,这是估算方法；也可以按照冷冻水总流量的3%~5%，总冷冻水流量230m3/h, 补水泵小时流量为230m3/h×3%=6.9 m3/h，比较两个数值，取较大值。
选用2台流量为3.45 m3/h, 扬程76米，平时使用1台，初期上水或事故补水时2台水泵同时运行。
气压罐选择计算：调节容积应不小于3min补水泵流量，V≥ 3.45 m3/h× 3/60= 0.17 m3气压罐最低和最高压力的确定：安全阀开启压力：1.1Mpa(补水点处允许工作压力≈系统工作压力)电磁阀开启压力（膨胀水量流到补水箱时的压力）：1.1 Mpa×0.9=0.99 MPa 补水泵启动压力：66+1.5=67.5m ,补水泵定泵压力：0.99×0.9=0.89 MPa综合考虑气压罐容积和系统的最高运行工作压力的因素取值，宜取0.65~0.85α=（675+100）/(890+100)=0.78气压罐最小总容积：1.05×0.17/(1－0.78)=0.81(m3)选择RSN1000囊式立式气压罐，罐体直径1000mm，高度2200mm, 承压1.6Mpa,实际总容积1.3 m3风机盘管加新风系统3.1、整个办公楼采用风机盘管加新风系统，其中，三层的大会议室采用全空气系统。
三层大会议室的空气处理过程：三层大会议室采用双风机空气处理机组，通过精确计算，室内维护结构和人员所需冷负荷为100kW, 根据焓湿表（图1）：计算系统总风量：G=×G---系统总风量(m3/h)；Q0---室内冷负荷(kW)；hN ---空气比焓值(kJ/kg) ；h0 ---送风状态点的空气比焓值；1.293kg/m3 ---空气的密度；G=×= 20000m3/h新风量为回风量的1/3。
新风量为5000m3/h，回风量为15000 m3/h，空调机组总冷量：QS=G(hc-hL) ；QS =20000×(68.7－18.8)=128kW 。
根据焓湿图（图2）计算空调机组热负荷：do=dN－do --- 送风状态点含湿量（g/kg(干空气)）；dN --- 室内状态点的含湿量（g/kg(干空气)）；W ---加湿量（g/kg(干空气)）；G --- 冬季总送风量（m3/h）；Qd=G×(h0－hL) ×1.293/3600Qd --- 设备总热量（kW）；h0 --- 送风状态点焓值（kJ/kg）；hL ---混合状态点焓值（kJ/kg）；do = 5.2g/kg －= 5.2－1.5 = 3.7g/kg干空气；Qd=G(h0-hL) = 20000m3/h×（31.3-18.8）kJ/kg×1.293kg/m3/3600 = 90kW组合式空调机组的常规控制原理：（参考西安博信机电设备厂图）空调机组控制系统，由温度、湿度两部分组成，温度控制器将实际温度（通过温度传感器测量）与设定温度比较，对电动调节阀进行控制。