某大酒店暖通空调设计方案

某大酒店暖通空调设计方案

工程概况：

原深圳湾大酒店现已更名为XX大酒店，位于深圳市华侨城深南大道旅游文化区域的中心位置，基地现状为不规则多边形，坐北向南，东西长约460m，南北最深约200m，现状为斜坡场地，酒店总用地面积为62717m2。整个建筑地下二层（半地下层、地下一层）塔楼高六层，在首层与二层间设夹一、夹二两个设备转换层，塔楼主体二至六层，主要以客房为主，包括标准客房、行政套房、总统套房、常住客房等；裙房（含夹一、夹二层）主要为酒店公共设施，设有餐饮、宴会、酒吧、会议、健身、婚礼中心等功能房间；利用地势高差设有半地下室停车库、酒店设备用房及部分酒店公共设施；地下一层为人防地下室，平时为酒窖。总建筑面积108867 m2，其中客房面积约40451 m2，客房数量约500间，酒店公共空间面积约37549 m2。改建后的酒店定位为白金五星级酒店，已于2006年底部分投入使用。

图1 酒店总平面图

XX大酒店设计之初，其管理公司——XX酒店管理公司已经介入，对本酒店的空调系统设计提出了很多具体的要求，如酒店室内设计参数、新风量要求、空调主机品牌，空调冷、热水管管制、房间换气次数、室内噪声要求等等

主要设计参数

深圳市夏季室外计算干球温度33.0℃，湿球温度27.9℃；冬季室外计算干球温度6.0℃，最冷月平均相对湿度70%。室内设计参数详见表1。

表1 室内设计参数表

空调冷热源系统设计

冷源系统

本工程集中空调面积62279m2，夏季空调计算冷负荷11403KW，设计选型时考虑酒店的运行规律, 按同时使用系数为0.8配置制冷主机，设计选用水冷离心式冷水机组四台，总装机容量9142KW，其中单台制冷量为2637KW的机组三台，单台制冷量为1231KW的机组一台，机组冷水进、出水温度为12℃～7℃，机组冷却水进、出水温度为32℃～37℃，冷媒为R134a。大、小主机的冷量调节范围均为30%～100%无级调节，当冷量需求低于单台大主机冷量的50%时，由小主机接力，总装机容量下的大小主机搭配可实现5%～100%的调节能力。

热源系统

本工程所有客人活动区的空调系统在冬季都将供热。空调供热面积56732m2，计算供热负荷2524KW。酒店洗衣房有蒸汽使用要求，本工程选用高效蒸汽锅炉，能有效满足洗衣房、厨房、生活热水、空调采暖的要求。

热回收系统

由于锅炉房、洗衣房、配电室等房间夏季散热量大，冷却通风所需风量大，且无法回收利用这部分热量，因此在施工配合过程中，为这些房间增设了带热回收装置的热泵机组。热泵机组进、出风温度为30℃/20～24 ℃，进、出水温度为20℃～55℃，制热效率可达4.0。经热回收后的冷风可作为房间冷却通风，产生的热水供应员工更衣室、员工厨房及洗衣房生活热水需求。

空调水系统设计

空调水系统设计为一次泵变流量四管制系统，根据使用功能及平面位置划分为四大主支路（图2），从分、集水缸接管分别为左翼裙房、左翼客房、主楼及右翼裙房、主楼及右翼客房服务，各主支路回水管均设有静态平衡阀。因左翼客房支路水管距主机房较近，其冷、热水管采用同程布置，增加同程管路以增加其阻力损失，与右翼平衡；其余主、支管路均为异程布置；客房管井立管底部设置压差平衡阀；平衡阀通过控制各支路之间地水力压差来平衡因主干管阻力引起地支路之间水力不平衡。本工程选用地平衡阀在全开地状态下其阻力只有0.3Kpa，从而起到比设置同程管还节能地效果。

图2 主机房水系统原理图

空调风系统设计：

宴会厅空调风系统介绍

本工程宴会厅位于首层，总面积1593m2，图3为宴会厅平面图：北侧为送餐通道，西侧和南侧为前厅，东侧为宴会厅厨房，宴会厅顶部为船形吧，属于内区。层高10m，吊顶平均高度约6.5m，采用旋流风口下送、单侧下回风的气流组织形式。宴会厅室内人员数量按装修座位布置计算，最多人数达936人，考虑室内有服务人员（按每桌1人计算），室内总人数可达1014人。利用专业计算软件进行逐时计算，得到宴会厅室内得热量、得湿量，如表2所示。由于宴会厅处于内区，室内得热量、得湿量全年不变，宴会厅全年均需空调供冷。

表 2 宴会厅室内空调负荷及送风量计算

图4为夏季设计工况下宴会厅空气处理过程I-D图。由于室内湿负荷较大，室内状态点将飘移至21℃、60％。采用露点送风，可由室内冷负荷及热湿比线确定出送风状态点，根据室内点和送风点焓差计算总送风量，并根据总风量、新风量及送风点可以确定混合点及设备盘管冷量。

图5为冬季设计工况下宴会厅空气处理过程I-D图。冬季空气处理可采用新、回风混合后等焓加湿或者等温加湿过程。利用I-D图可以查出，当采用等焓加湿时，新风量占总风量的46.6％，采用等温加湿时，新风量占总风量的60.9％。从I-D图分析可以得出，在冬季室外设计工况下，全新风量运行时新风冷量大于室内所需冷量，可通过改变新、回风比，即变新风量满足室内设计参数要求，此时的新风量约为总风量的50~60％。当室内气流组织效果可以保证时，也可以通过减少总送风量实现“全”新风运行的目的。

图4 宴会厅夏季空气处理过程I-D图

图5 宴会厅冬季空气处理过程I-D图

综上，根据图4、图5焓湿图分析计算，结合宴会厅的室内布置情况选用了三台空调机组为其服务，空调机组送风机均带有变频调速装置。宴会厅容纳人数多，要求其空调机组的除湿量大，送风温度低，本工程经空调机组设备厂家核算，采用常规7℃～12℃供回水温度，盘管排数为10排时可以达到送风参数为11.9℃的露点温度。由于宴会厅新风量大约占总送风量的1/3，新风负荷大，本工程设计采用了与空调机组

一对一的全热回收转轮及机械排风系统，夏季利用热回收降低空调机

组的处理负荷；在本系统中设有新风旁通装置，过渡季节可充分利用室外冷源，达到运行节能的目的。冬季当室外气温低于11.9℃时，可以停止运行制冷主机，通过全新风运行，实现

节能运行；在运行中如果室外气温进一步降低，可通过变频控制减少送风量；本系统设置有电蒸汽加湿设备，在过渡季、冬季全新风运行时保证室内的相对湿度满足设计要求，保证人员的舒适及高档家具的使用要求。

大堂、咖啡厅空调系统介绍

酒店大堂的装修主题为西班牙的斗牛场，中心部位是西班牙某著名斗牛场的1：1造型，其