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。