建筑冷热源课程设计说明书

题目建筑冷热源课程设计说明书学生姓名
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二Ο一年月日
1. 设计依据
1.1 室外气象参数
1.1.1 地理位置
项目位于四川省成都市，东经104.01°，北纬30.40°。

1.1.2 气象数据
夏季空调室外干球温度31.9℃
夏季空调室外湿球温度26.4℃
夏季空调室外平均温度27.9℃
夏季室外平均风速1.4m/s
冬季空调室外计算温度1.2℃
冬季空调室外相对湿度84%
冬季室外平均风速1m/s
1.2 室内设计参数
1.3 工程概况
本工程为成都市开发区XX总部项目。

建筑层数35层，建筑面积69479平方米。

地上为商业及办公用房，地下为汽车库，库房及设备用房。

具体建筑形式参照附件平立剖图纸。

经计算，空调系统的总冷负荷为4400KW，总热负荷为2900KW。

空调系统要求冷冻水系统的供回水温度7℃/12℃，采暖系统要求供回水温度60℃/50℃。

其冷热负荷特性如下图所示：
图1.1供热季及供冷季各段热负荷小时数分布图
1.4 设计原则
成都市属于夏热冬冷地区，夏季降温应为设计的主要任务，兼顾冬季采暖。

所设计的空调系统必须满足国家及行业相关规范、规定的要求，使用国内外先进的空调技术和设备，创建出健康舒适的室内空气环境，并达到经济节能的要求。

符合以下规范要求：
《四川大学2016-2017秋季学期建筑冷热源工程设计任务书》
《地源热泵系统工程技术规范（GB50366-2009）》
《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范（GB 50736-2012）》
《通风与空调工程施工质量验收规范（GB50243-2002）》
《采暖通风与空气调节设计规范（GB50019-2003）》
《通风与空调工程施工质量验收规范（GB50243-2002）》
《建筑给水排水及采暖工程施工质量验收规范（GB50242-2002）》
《公共建筑节能设计标准GB50189-2015》
《暖通空调制图标准》
《成都市地源热泵系统施工质量验收规程》
2. 备选方案
方案一
1. 选用系统
夏季采用螺杆式制冷机组制冷，配合冰蓄冷机组部分负荷蓄冷；
冬季热源采用燃气锅炉。

2. 简要说明
2.1选择原因
该建筑地上为商业及办公用房，地下为汽车库，库房及设备用房，使用时段大部分集中在白天用电高峰期9:00-21:00。

成都用电低谷为21:00-次日7:00，成都高峰电价0.8234元/度，低峰电价0.3616元/度，差异较大，使用蓄冷设备能取得较高效益。

冰蓄冷为目前主流的蓄冷技术，技术较成熟可靠。

考虑到经济及使用条件，采用部分负荷蓄冷。

制冷机组采用低温下运行工况较好的螺杆式制冷机组。

2.2型号计算
①基载制冷机容量：没有24小时供冷（暖）区域，不设基载制冷机。

②设计日最大总冷负荷：
Q tb=4400×12=52800KW
③双工况制冷机容量：
NCC’=(1+k)Q tb
=3354.4
H c CR c+H Df CR Df
④蓄冷容积计算：
ESC=1.08×52800−3354.4×(0×8×0.7+12×0.95)=18783.8KW/h
2.3使用方案
根据本楼的使用特点，主机选用2台单机制冷量为1213kW的双工况制冷机组。

主机制冰工况下单机制冷量为851KW，空调工况下单机制冷量为1213KW。

制冰工况下出水温为-5.6℃，空调工况下进出水温为12℃/7℃。

主机组可在夜间全量蓄冰，充分利用夜间低谷电价。

系统的储冰装置与主机串联布置，主机位于循环回路的上游，储冰装置位于主机的下游。

3. 机组数据
3.1制冷机组
3.2 冰蓄冷设备
表2-1-2 冰蓄冷设备参数表
3.3 锅炉
表2-1-3 锅炉参数表
4. 20年能耗模拟
①主机组电费：
一年冷负荷总量：
1301×4400×0.25+411×4400×0.5+222×4400×0.75+61×4400 =3336300KW/h
=3218600KW/h
一年累计蓄冷量：1210×2×8×1995
12
一年主机制冷量：3336300-3218600=117700KW
一年运行费用：3218600/3.88×0.3616+117700/5.39×0.8534=32万元
20年合计：32×20=640万元
②锅炉气费：
(267+55)×(1856×0.25+692×0.5+301×0.75+55×1)×2.08×20
=1461.1万元
5. 经济分析
①建设费用：
表2-1-4 方案一建设费用统计表
②运行费用：640+1461.1=2101.1万元
③合计：478+2101.1=2579.1万元
方案二
1. 选用系统
螺杆式冷水机组与锅炉供热
2. 简要说明
冷水机组的制冷系数COP的分析:离心式≈螺杆式＞活塞压缩机.螺杆式机组的水头损失比较少,比较传统,这决定循环水泵的投资和运行费用。

冷冻水水头损失一般,冷却水循环水量小；冷却水水头损失少,且螺杆机组的能量调节范围较宽。

技术较为成熟，系统简单。

选用3台1520.6KW的螺杆机组加上4台700KW型号锅炉、1台110KW型号锅炉。

3. 机组数据
3.1螺杆机组
表2-2-1 螺杆机组参数表
3.2锅炉
4. 20年能耗模拟
①制冷用电：
303×3×0.8534×20×(0.25×1301+0.5×411+0.75×222+1×61)=1176.4万元②锅炉用气：
323.5×2.08×20×(0.25×1856+0.5×692+0.75×301+1×55)=1467.9万元
③合计：1176.4+1467.9=2644.3万元
5. 经济分析
表2-2-3 方案二建设费用统计
共计：2644.3+288.5=2932.8万元
方案三
1. 选用系统
夏季：地源热泵+螺杆式制冷机组
冬季：地源热泵
2. 简要说明
地源热泵技术属可再生能源利用技术。

由于地源热泵是利用了地球表面浅层地热资源（通常小于400米深）作为冷热源，进行能量转换的供暖空调系统。

地表浅层地热资源可以
称之为地能，是指地表土壤、地下水或河流、湖泊中吸收太阳能、地热能而蕴藏的低温位热
能。

地表浅层是一个巨大的太阳能集热器，收集了47%的太阳能量，比人类每年利用能量的
500倍还多。

它不受地域、资源等限制，真正是量大面广、无处不在。

这种储存于地表浅层
近乎无限的可再生能源，使得地能也成为清洁的可再生能源一种形式。

地源热泵空调系统维
护费用低。

地源热泵的机械运动部件非常少，所有的部件不是埋在地下便是安装在室内，从
而避免了室外的恶劣气候，机组紧凑、节省空间；自动控制程度高，可无人值守。

此项目中热负荷远低于冷负荷，故在夏季引入螺杆式制冷机组辅助制冷。

3. 机组数据
详细参数请见图3-1、图3-2
表2-3-1 方案三机组部分参数及建设费用表
4. 20年能耗模拟
表2-3-2 方案三系统20年能耗模拟计算表
序号负荷状况小时数电价电费（万元）
2 热负荷25-50% 13840 0.8534 348.4
3 热负荷50-75% 6020 0.853
4 227.3
4 热负荷75-100% 1100 0.8534 55.4
5 冷负荷0-25% 26020 0.8534 414
6 冷负荷25-50% 8220 0.8534 261.6
7 冷负荷50-75% 4440 0.8534 213.1
8 冷负荷75-100% 1220 0.8534 79.9
5. 经济分析
总计：2067+751.5=2818.5万元
方案四
1. 选用系统
夏季：直燃型溴化锂机组+螺杆式制冷机组
冬季：直燃型溴化锂机组
2. 简要说明：
以热能为动力，勿需耗用大量电能，提高了能源利用效率，振动小、噪声低，运行比较安静，特别适用于这样的办公大楼。

不使用氟利昂做工质，对大气无危害，工质对溴化锂溶液无臭、无毒、无爆炸危险，安全可靠，被誉为无公害的制冷设备，有利于满足环境保护的要求。

经济适用，既可以制热也可制冷。

3. 机组数据：
①溴化锂机组
表2-4-1 溴化锂吸收式制冷机组参数
②螺杆机组
表2-4-2 螺杆机组参数
4. 20年能耗
①螺杆机耗电
一台一年内电费：
[1301*0.25+411*0. 5+222*0.75+61*1]*104*0.8534=6.7万
20年运行总电费：20*6.7*2=268万
②溴化锂机组耗气：
一台一年内燃气费用：
制热：[1856*0.25+692*0. 5+301*0. 75+55*1]*122*2.08=27.7万制冷：[1301*0.25+411*0. 5+222*0.75+61*1]*122*2.08=19.2万20年总运行费用：20*2*（27.7+19.2）=1876万
③合计：1876+268=2144万元
5. 经济分析：2144+360=2504万元
3.项目选用方案
3.1选用系统
方案三（夏季：地源热泵+螺杆式制冷机组冬季：地源热泵）
3.2原因分析
①地源热泵系统省去了大部分冷却塔费用，年运行费用低，较常规系统更为经济。

②根据中国建筑西南勘测设计研究院此前的调查数据，成都地下水位稳定在9-10.55m，
地场地下水主要为空隙潜水，赋存于砂卵石中。

成都地下土壤湿度高，有利于地源热泵机组换热，地源热泵不影响城市地下水，相关法规较为宽松。

③成都市无城市热网，无法采用城市集中供热；采用热泵机组可节约锅炉房开支以及相
关的燃气管道及开户费用。

④该项目所在地无工业废热废汽利，无法高效使用溴化锂机组。

⑤地源热泵节约能源，另外按照国家建设部可再生能源管理办法，地源热泵的使用于节
能建筑领域，可申请获得国家能源补贴。

3.3方案详解
3.3.1设备详细参数
螺杆式冷水机：
图3-1 螺杆式冷水机性能参数图
地源热泵：
图3-2 地源热泵机组性能参数图
3.3.2埋管计算
根据中国建筑西南勘测设计研究院此前的调查数据可以知道成都的土壤换热效率
取
图3-3 成都地下土壤换热性能图
本项目土壤耦合器选取单孔双U型埋管，所以冬季取热量81.7W/m孔深，夏季排热量97.5W/m孔深。

埋管采用HDPE管，管的公称管径为DN25。

，管壁厚2.3mm，承压能力1.6MPa。

埋管
间距为4.5m×4.5m。

单井埋管孔径150mm，深度为100米。

夏季逐时释热量为空调逐时冷负荷×（1+1/COP）加输送过程得热量加水泵释热量，冬季逐时吸热量为空调逐时热负荷×（1-1/COP）加输送过程失热量减水泵释热量
)=3349KW
所以，夏季排热量：Q1=Q0(1+1
COP
)=3471KW
冬季取热量：Q2=Q k(1+1
COP
所以，打孔数：425口。

为保证水力平衡，采用同程布管，形式如下图示意
（蓝干管，黄进水管，绿回水管）
图3-4 同程式地下埋管示意图
3.3.3负荷平衡计算
根据要求[1]：在计算周期内，地源热泵系统总释热量和总吸热量宜基本平衡。

按一年为计算周期，则
总释热量=3349×(1301×0.25+411×0.5+222×0.75+61×1)
=2539379KW/h
总吸热量=3471×(1856×0.25+692×0.5+301×0.75+55×1)
=3785993KW/h
基本可以满足要求
3.4 选型计算
3.4.1地埋管冷却水系统
①地埋管系统循环水泵
最不利环路长度：300（水平埋管）+400（竖直埋管）+190（干道）=790
查机组数据得流量为576m3/ℎ,所以单孔内管内流量1.36m3/ℎ。

查得[2]DN32： v=0.73m/s Rm=323Pa/m
干管最大流量305m3/ℎ，DN200：v=2.7m/s Rm=352Pa/m
水平埋管管径复杂，按经验取平均比摩阻[1]：Rm=300Pa/m
所以沿程阻力：P y=300×300+400×323+190×352=286KPa=30mH2O
考虑到计算误差及富裕度1.1-1.2，所以冷却水泵1、2的型号为流量336m3/ℎ300m3/ℎ,，扬程70mH2O，选择地埋管系统循环水泵1、2如下
图3-5 地埋管冷却水泵1、2参数
3.4.2 冷却塔系统
①冷却塔选型：
螺杆机最大冷负荷1642KW，标定冷却水流量338m3/ℎ
所以理论冷却水温差：Δt=q×3600
G×C×ρ
式中—q冷却负荷KW
G冷却水量
C水的比热：4.2KJ/(Kg*℃)
ρ水的密度：40度时992Kg/m3
算得Δt=4.2
根据成都夏季空气调节湿球温度27℃，冷却塔进出口温度大致为37℃/32℃冷却塔选型流量=338×1.2=405m3/ℎ
选择冷却塔型号如下：
图3.6 冷却塔参数
②冷却塔循环水泵
查机组数据冷却水流量94L/s=338.4m3/ℎ，出口管径ＤＮ３００。

水泵扬程估算公式：Ｈ＝[Ｐ
１＋Ｐ
２
＋Ｐ
３
＋Ｐ
4
＋Ｐ
5
]×ｎ
式中―P1为冷水机组蒸发器的水压降
P2开式系统重力
P3冷却塔阻力损失，圆形逆流式冷却塔定为4 mH2O P4沿程阻力
P5局部阻力
ｎ富裕系数１.１～１.２
查图表得Ｐ
１=92KPa=9.4mH2O，Ｐ
２
=32mH2O，
根据流量94L/s，可查得DN200：v=2.8m/s, Rm=471Pa/m
DN250：v=1.8m/s, Rm=147Pa/m
DN300: v=1.29m/s, Rm=60Pa/m
画出空调房平面草图，有L250=(30+8.5+19.2+12+4.8)+(11+8+19.2+12)=124.7m
L200=(7+18)=25m
所以Ｐ
4
=124.7×148+25×471=30230Pa=3.1mH2O
局部阻力近似为Ｐ
5
=1.3mH2O
算得冷却水泵取扬程55 mH2O，流量370m3/ℎ，选用冷却塔循环水泵：
图3.7 冷却水泵3参数
3.4.3热水/冷冻水循环系统
①分集水器计算
冷冻水总流量280.8+231+261=772.8m3/ℎ=214.7L/s，根据规范建议流速≤3m/s,比摩阻≤300KPa/m。

查表，所以进水管径选DN350，有流速v=2m/s，比摩阻Rm=100Pa/m。

出水单管流量257.6m3/ℎ=71.6 L/s,查规范选出水管径DN200，流速v=2.1m/s，比摩阻Rm=220Pa/m.
图3.8 分集水器长度计算示意图
所以计算得分水器长度：
L=L1+L2+L3+L4 =(60+200)+(120+400)+(120+400)+(60+200)+ =1560mm
集水器长度：
L=L1+L2+L3+L4+L5=+(60+200)+(120+400)+(120+400)+(250+120)+(60+50)=1780mm
分集水器直径：v取0.7 m/s，D=√4G
3600πv
=625mm，选用DN630mm规格
②冷冻水泵计算：
在建筑图纸上找出最不利环路，为4楼最南侧房间。

估计其环路长度=（66+47+27.9+44）×2=275.8m。

根据该系统为冷暖两用，查得[1]空调系统供回水管道比摩阻约为300Pa/m。

所以沿程阻力=300×275.8=82740Pa=8.4mH2O
局部阻力估算系数k取0.4，所以局部阻力=8.4×0.4=3.4 mH2O
表3-4 冷冻水最不利环路阻力计算表
考虑到计算误差及富裕度1.1-1.2，所以冷冻水泵1、2、3的型号为流量300m3/ℎ260m3/ℎ287.1m3/ℎ，扬程32mH2O，选择如下：
图3.9 冷冻水泵参数
3.4.4 膨胀水箱
膨胀水箱有效膨胀容积：VC=0.0006(t2-t1)V
式中：VC—膨胀水箱有效膨胀容积L；
0.0006—水的体积膨胀系数；
t1—空调水系统水的最低工作温度，一般可取为7℃；
t2—空调水系统水的最高工作温度，一般可取为65℃；
V—空调水系统内的存水量，可按系统的设计耗冷量Q0(kw)来估算，系统水容量大约为2~3L/kw，则：VC=0.0006×(65-7)×(2~3) Q0≌(0.07~0.1) Q0 L
所以算得VC=440 L，选用水箱如下
表3-6 膨胀水箱参数
4安装细则
4.1管道保（冷）温
选用无缝钢管标准规格如下：
根据【管道及设备保冷通用图】[1]成都属于潮湿系数Ⅱ类地区，根据下表[1]
表3-7 空气调节供冷管道最小保冷厚度表
选用柔性泡沫橡塑管壳，得出各管道保温厚度32mm，标在图中。

4.2机房布置要求
根据【GB50019-2003】及其他规范相关要求：
①机房内宜设观察控制室、维修间及洗手间
②机房内应设给水与排水设施，满足水系统冲洗、排污要求
③机组与墙之间的净距不小于1m，与配电柜的距离不小于1.5m
④机组与机组或其他设备之间的净距不小于1.2m
⑤留有不小于蒸发器、冷凝器或低温发生器长度的维修距离
⑥机组与其上方管道、烟道或电缆桥架的净距不小于1m
⑦机房主要通道宽度不小于1.5m
⑧对于采用较安全的制冷剂的压缩机，如卤代烃，不应低于3.6m
⑨机房梁底距机组最高点的距离，一般不小于1.5m
⑩水泵之间的通道一般不小于0.7m修距离
⑾房顶距机组顶部高度不得小于1-1.5m
⑿水泵应在进水口与弯管间加一直管，长度不得小于水管直径2-3倍⒀不保温管道间距10cm，保温管道为保温层外间距10cm。

4. 设计校核
4.1 实际供冷量及供热量校核
4.1.1 实际运行环境下
成都地源温度约19℃，恒温层下温度基本不变。

性能曲线中，冬季运行实际COP4.92；夏季运行实际COP5.7。

成都夏季湿球温度约26.4℃，高于冷却塔设计工况（28℃），冷却水温度满足螺杆机运行要求，螺杆式制冷机实际运行COP5.4。

所以计算出夏季实际制冷量=5.7×(231+261)+5.4×305=4451.4KW
冬季实际制热量=4.92×(278+312)=2902.8KW
实际运行均能达到负荷要求。

4.1.2 污垢系数影响
在换热器中结污垢会导致换热效率变低，查到冷却塔经过处理的冷却水的污垢系数为0.0002 K∙m2/W；而热泵地下管道不存在什么管道污染的问题，因管道系统是水在封闭式的循环跟外界不直接接触的，而且机组带有过滤器，所以污垢系数对传热变化影响不考虑。

由机组参数图得知机组设计污垢系数0.000086 K∙m2/W，即是蒸馏水数值。

污垢系数不同后传热系数k变化∆k=
1
1
ℎ1
+ε0+(ε2−ε1)+1
ℎ2
，不知道换热器的对流传热效率
及壁的导热率，估计∆k=20W/K∙m2，冷凝器换热面积：
A=Q*1.2/（K*△t）,
——△t=(t2-t1)/ln(tc-t1/ tc-t2)
A:换热面积m2（基于工作介质：水、R22）；
Q：压缩机制冷量KW，为1642KW；
K：传热系数，取3.14
t1为进水温度，为32℃；
t2为出水温度，为37℃
tc为冷凝温度=t2+5℃，取tc=42℃
算得换热面积约95m2，所以∆Q=A×∆k×（t f1−t f2）10000W=10KW
修正后制冷量为4441.4KW，满足负荷要求。

4.2 压力校核
水系统中的压力分为静压和动压，静压最大处在系统的最低点，动压的最大处应在水泵的出口，由于水泵一般都处于系统的最低点，因此系统工作压力应为水泵出口处的全压值，
此值就作为定压装置选择和设计的依据。

本系统中水泵扬程32m，高差27.9m，膨胀水箱高度3m。

所以系统工作压力=0.629MPa。

根据规范要求[1]：冷热水、冷却水系统的实验压力，当工作压力小于等于1.0MPa 时，为1.5倍工作压力，但最低不小于0.6 MPa；当工作压力大于1.0 MPa时，为工作压力加0.5 MPa。

计算得出测试压力为0.9435 MPa。

选用的压力表最大压力1 MPa，分集水器最大承压1.5 MPa均符合压力要求。

4.3输送能效比
空气调节冷热水系统的输送能效比（ER）应按下式计算[1]：
式中：EC(H)R-a——空调冷(热)水系统循环水泵的耗电输冷(热)比；
G——每台运行水泵的设计流量(m3／h)；
H——每台运行水泵对应的设计扬程(mH2O)；
ηb——每台运行水泵对应的设计工作点效率；
Q——设计冷(热)负荷(kW)；
△T——规定的计算供回水温差(℃)，按表4．3．9-1选取；
A——与水泵流量有关的计算系数，按表4．3．9-2选取；
B——与机房及用户的水阻力有关的计算系数，按表4．3．9-3选取；
α——与∑L有关的计算系数，按表4．3．9-4或表4．3．9-5选取；
∑L——从冷热机房出口至该系统最远用户供回水管道的总输送长度(m)。

算得EC(H)R -a=0.003096×（260×32+287.1×32+300×320.8）4400=0.0238。