机组选型及计算

冷热负荷的计算及机组选型

3.1工程基本情况介绍 3.2空调系统的组成

该度假村的空调系统选用太阳能–循环水热泵+地板采暖埋管（供暖）+风机盘管（制冷）的空调系统。系统包括冷热源设备、室内空调末端风、循环水系统、太阳能辅助热源系统等四部分。 3.2.1 冷热源设备

根据用户所在地区提供的条件，该地区为长春二热综合楼，热电厂循环水提供空调系统所需要的冷热源，此外，利用太阳能集热器来提取太阳能。机组自带热回收新风系统，新风量1050m3/h，新风系统带有自动除湿装置和中效过滤装置。

机组有制冷、制热、除湿、通风4种工况。同时配1台热水储罐，先利用空调机组冷凝热加热生活热水，送入热水储罐内，不足部分由热水储罐内的电加热器加热供给。水温由电加热器控制，生活热水供水温度可达50℃。 3.2.2 风系统

新风由热回收新风机提供，机组不仅承担厂区综合楼内全部湿负荷，还承担一小部分空调负荷，从空调机组出来的新风(送风温度14～15℃，相对湿度80%～90%)直接送到混风箱，通过混风箱内的风机二次加压后沿支风道送入各个房间的冷吊顶内，冷吊顶起静压箱的作用，送风从冷顶板的开口处以置换风的方式沿墙下送至地面，再沿地面向四周涌动，在房间低处形成低温空气湖，遇热源(人体等)形成上升空气流，并带走热源处污染物，房间内形成温度和污染物浓度分层，上部空气从消声回风口排出至走廊，被走廊吊顶上所设集中回风口吸走，通过排风管道回到空调机组，换热后被排到室外。新风和排风管道采用镀锌钢板制作。 3.2.3 水系统

室内空调末段水系统采用卧式暗装风机盘管。卧式暗装风机盘管是在特制铜管后加装离心式风机。水系统共分为***个支路，集中到分集水器上，各支路设电动水阀，根据房间温度控制水阀的通断。卧式风机盘管承担房间的主要冷热负荷[18]。

3.2.4 太阳能辅助热源系统

在太阳能辅助系统中，包括集热器、贮热设备、集热泵和控制系统等。在冬季，热泵机组按供热工况运行，低沸点工质流经蒸发器时蒸发成蒸汽此时从低温位处吸热，经压缩机升温升压后进入冷凝器，热量在凝汽器中被冷却介质带走，以达到制热的目的。在夏季，通过四通阀换向，热泵系统可以实现制冷循环。下面是太阳能系统冬季供热过程：晴天，载热介质在集热器中集热，然后流过贮热水槽，并通过槽内换热盘管将热量传递给水后。在水泵作用下流回集热器，开始下一次循环。蓄热水槽中热水流经换热器与埋地盘管出口水进行热交换，再返回水槽换热。在阴天或晚上，集热环路停止运行，放热环路运转，为了避免冻结，放热回路进行保温措施。 3.3 热负荷计算 3.3.1 主要计算公式

1. 通过围护物的温差传热量作用下的基本耗热量：

QjKtntw （3–1） a

式中：Qj——通过供暖房间某一面围护物的温差传热量(或称为基本耗热量)，W；

K——该面围护物的传热系数，W/(m2·℃)； tn——室内空气计算温度，℃； tw——室外供暖计算温度，℃； a ——温差修正系数。

（注：对于内门、内墙、内窗，如果提供了邻室温差，则基本耗热量计算公式如下：

Qj = K×F ×∆T （3–2）

式中：∆T——邻室温差。其它符号意义同上.该围护结构的附加耗热量等于其基本耗热量。)

2. 附加耗热量：

QlQj(1chf(1fgQjx （3–3）

式中：Ql——附加耗热量；

β

ch——朝向附加率(或称朝向修正系数)；

βf——风力附加率(或称风力修正系数)；

βfg——高度附加； βx——外门附加。

3. 通过门窗缝隙的冷风渗透耗热量Qs(W)：

Qs0.28CpVw(tntw) （3–4）

式中：Cp——干空气的定压质量比热容, Cp = 1.0 kJ/ (Kg·℃)；

V——渗透空气的体积流量， m3 / h； ρw——室外温度下的空气密度 ，kg / m3； tn——室内空气计算温度，℃； tw——室外供暖计算温度，℃。 （1）V 的确定：

V11L0POW(m,b) （3–5）

式中：l1——外门窗缝隙长度，m；

L0——每米门窗缝隙的基准渗风量， m3 / h.·m； m——门窗缝隙的渗风量综合修正系数；

b——门窗缝隙渗风指数，b=0.56~0.78当无实测数据的时可以取b=0.67。 （2）L0 的确定：

L0alpowvvw/2),b) （3–6）

式中：a1——门窗缝隙渗系，m3/(m ×h ×Pab)，注：Pab代表： Pa(帕)的b次方；

v10——基准高度冬季室外最多风向的平均风速， m/s。 （3）m 的确定：

mCrCfpownbC)Ch （3–7）

式中：Cr——热压系数；

Cf——风压差系数, m / s，当无实测数据的时候,可取 0.7； C——作用于门窗分析两侧的有效热压差和有效风压差之比； Ch——高度修正系数, 可按下式计算：

（Ch = 0.3 ×pow( h, 0.4 )，式中： h——计算门窗的中心线的标高。）

（4）C 的确定：

C=70×{(hz－h)/[Cf ×v10×v10×pow( h, 0.4) ]}×[(tn'－tw)/(273＋tn')] （3–8） 式中：hz——热压单独作用下, 建筑物中和界的标高, m；

tn'——建筑物内形成热压作用的竖井计算温度，℃。

3.3.2 计算过程及结果

图1–1 热负荷计算长春冬季的气象参数

1.一楼房间参数及计算结果如图1-2，图1-3，图1-4，图

1-5

图1-2 房间设置

图1-3 围护结构计算

图1-4 计算结果

图1-5 采暖热负荷计算表

2.二楼房间参数及计算结果如图2-1，图2-2，图2-3，图2-4

图2-1 房间设置

图2-2 围护结构

图2-3 计算结果

图2-4 采暖热负荷计算表

3.三楼房间参数及计算结果如图3-1，图3-2，图3-3，图3-4

图3-1 房间设置

图3-2 围护结构

图3-3 计算结果

图3-4 采暖热负荷计算表

4.整座综合楼的单位面积的耗热量计算

总的耗热量=22113.85+30598.98+23642.37=76355.2J≈7.6×104J 总面积=389.07+401.67+390.87=1181.61m2 单位面积的耗热量=7.6×104／1181.61≈65J/m2

本设计的空调热负荷的计算采用鸿业负荷计算软件进行计算，计算过程及相关参数可以参见截图1-2至3-4。

经过计算，该综合楼的冬季采暖总负荷为76kW。 3.4 冷负荷计算 3.4.1 主要计算公式

1）新风冷负荷

Qq = md×Wd×(iw－in)/3.6 式中：Qq——新风冷负荷，kW；

Wd——新风量，m3/h；

md——夏季空调室外计算干球温度下的空气密度(1.13kg/m3)；iw——夏季室外计算参数下的焓值，kJ/kg； in——室内空气的焓值，kJ/kg。

2）新风湿负荷

Qq´= md×Wd×(dw-dn)×0.001 式中：Qq´——新风湿负荷，kW；

dw ——夏季空调室外计算参数时的含湿量，g/kg； dn ——室内空气的含湿量，g/kg； 0.001——输送管道损失系数。

3）渗透冷负荷：计算方法同新风冷负荷。 4）渗透湿负荷：计算方法同新风湿负荷。 5）外墙和屋面冷负荷

CL = F×K×(tl + td)×( Ka－tn ) 式中：F——外墙或屋面的面积；

3–9）

3–10）3–11）

（ （

（

K——外墙或屋面的传热系数； tl——冷负荷计算温度的逐时值； td——温度的地点修正值， 单位：度；

Ka——温度的由于外表面放热系数不同引起的温度修正系数，无因次； tn——室内设计温度。 6）外窗和天窗冷负荷

该冷负荷可分为三部分：直射冷负荷，散射冷负荷，传热冷负荷。 直射冷负荷：

CL = Fz×Cz×Dj, max×Ccl 式中：Fz——窗玻璃的直射面积； Cz ——窗玻璃的综合遮挡系数； Dj, max——日射得热因数的最大值； Ccl ——冷负荷系数。 散射冷负荷：

CL = Fs×Cz×Dj, max×Ccl 式中：Fs —— 窗玻璃的散射面积。

传热冷负荷：

CL = F×K( tl'－tn )

3–12）3–13）3–14） （

（

（

3.4.2 计算过程及结果

图3–5 冷负荷计算长春夏季的气象参

图3–6 冷负荷计算结果

本设计的空调冷负荷的计算采用鸿业负荷计算软件进行计算，计算过程及相关参数可以参见截图3-5和3-6。

经过计算，该综合楼的夏季制冷总负荷为67kW。 3.5 热泵机组的选型

热力循环原理表明同一热泵不可能同时满足冷热两种负荷，选择热泵容量的依据究竟是热负荷还是冷负荷呢？这个问题的解决首先要考虑人的舒适感，一个选择不合理的系统，其制热（冷）能力不论是偏大还是偏小都不能提供足够的舒适感。当系统的制冷量大于冷负荷时，系统必须频繁地启动，这会造成盘管的平均温度升高，同时又不能去除室内空气中的湿度，频繁的循环还会降低设备的使用寿命，降低运行效率，增加制冷过程的运行费用，设备选的过大也会增加系统的初投资。在南方地区，建筑物的冷负荷远远大于热负荷，因此机组的容量应以满足夏季冷负荷为主，北方地区恰好相反。设备容量的选择可以适当偏大，一般不要超过冷负荷的25%。

通过负荷计算可知，该厂区综合楼的计算热负荷为76kW；计算冷负荷为67kW。一般该厂区综合楼的房间存在着不同时使用的情况，根据计算总的冷热负荷，选用世纪昌龙新能源公司生产的型号为SWM-（100）型热泵机组1台。

该型号机组具有技术先进、高效节能、经济环保、运行稳定可靠和适用范围广等特点。通过实测，其能效比（COP）高达90%以上。机组详细参数见表3-1。

第四章 换热系统的设计

4.1换热器的负荷计算

换热器的设计需要知道在某一特定阶段内从循环水吸取的热量或释放出去的热量，通常应满足一年中最冷月和最热月的要求。在供冷季节，输入系统的所有能量都必须释放到地下，这些能量包括系统热负荷、系统耗功量和换热器循环泵的耗功量。循环泵耗功量可近似为泵的耗功量与热泵运行小时数的乘积。在供热季节，从循环水吸收的热量等于设备的制热量减去输入的电功，输入的热量包括压缩机耗功量和换热器循环泵的耗功量。夏季排放的热量和冬季吸收的热量可以分别由下述公式计算：

1

Q1Qc1COP251.98kW

c

（4–1）

1

Q2QH1COP

H173.1kW （4–2） 

式中：Q1——夏季向土壤排放的热量，251.98kW

QC——夏季设计总冷负荷，213.8kW； Q2——冬季从循环水吸收的热量，kW； QH——冬季设计总热负荷，225.6kW；

COPC——设计工况下水源热泵机组的制冷系数5.6； COPH——设计工况下水源热泵机组的供热系数4.3。

一般地，水源热泵机组的产品样本中都给出不同进出水温度下的制冷量、制热量以及制冷系数、供热系数，计算时应从样本中选用设计工况下的COPc、COPH。本设计取制冷工况下COPC=5.6；取制热工况COPH=4.3。 4.2 地埋管换热器的设计

这部分内容主要包括地下热交换器形式及管材选择，管径、管长的确定和管道阻力计算及水泵选型等。在此将作重点叙述。 4.2.1．换热器分类：

（1）按照使用目的分类：冷却器、加热器、再沸器、冷凝器等； （2）按照结构分类：管壳式、板式、管式等。 4.2.11．换热器的类型选择

换热器的类型很多，每种型式都有特定的应用范围。在某一种场合下性能很好的

换热器，如果换到另一种场合可能传热效果和性能会有很大的改变。因此，针对具体情况正确地选择换热器的类型，是很重要的。换热器选型时需要考虑的因素是多方面的，主要有：

（1） 热负荷及流量大小； （2） 流体的性质；

（3） 温度、压力及允许压降的范围； （4） 对清洗、维修的要求；

（5） 设备结构、材料、尺寸、重量； （6） 价格、使用安全性和寿命。

在换热器选型中，除考虑上述因素外，还应对结构强度、材料来源、制造条件、密封性、安全性等方面加以考虑。所有这些又常常是相互制约、相互影响的，通过设计的优化加以解决。针对不同的工艺条件及操作工况，我们有时使用特殊型式的换热器或特殊的换热管，以实现降低成本的目的。因此，应综合考虑工艺条件和机械设计的要求，正确选择合适的换热器型式来有效地减少工艺过程的能量消耗。对工程技术人员而言，在设计换热器时，对于型式的合理选择、经济运行和降低成本等方面应有足够的重视，必要时，还得通过计算来进行技术经济指标分析、投资和操作费用对比，从而使设计达到该具体条件下的最佳设计。

板式换热器是由一系列具有一定波纹形状的金属片叠装而成的一种新型高效换热器。各种板片之间形成薄矩形通道，通过半片进行热量交换。它与常规的管壳式换热器相比，在相同的流动阻力和泵功率消耗情况下，其传热系数要高出很多，在适用的范围内有取代管壳式换热器的趋势。

板式换热器具有传热系数高、压降小、结构紧凑、质量轻、占用空间小、面积和流程组合方便、零件通用性强、可选择材料广以及容易实现规模化生产等特点，已被广泛应用于食品、机械、冶金、石油化工和船舶等领域，并成为城市集中供热工程中的主导换热设备。

板式换热器的特点（板式换热器与管壳式换热器的比较）

a.传热系数高。由于不同的波纹板相互倒置，构成复杂的流道，使流体在波纹板间流道内呈旋转三维流动，能在较低的雷诺数（一般Re=50~200）下产生紊流，所以传热系数高，一般认为是管壳式的3~5倍。

b.对数平均温差大，末端温差小。在管壳式换热器中，两种流体分别在管程和壳程内流动，总体上是错流流动，对数平均温差修正系数小，而板式换热器多是并流或逆流流动方式，其修正系数也通常在0.95左右，此外，冷、热流体在板式换热器内的流

动平行于换热面、无旁流，因此使得板式换热器的末端温差小，对水换热可低于1℃，而管壳式换热器一般为5℃。

c.占地面积小。板式换热器结构紧凑，单位体积内的换热面积为管壳式的2~5倍，也不像管壳式那样要预留抽出管束的检修场所，因此实现同样的换热量，板式换热器占地面积约为管壳式换热器的1/5~1/8。

d.容易改变换热面积或流程组合，只要增加或减少几张板，即可达到增加或减少换热面积的目的；改变板片排列或更换几张板片，即可达到所要求的流程组合，适应新的换热工况，而管壳式换热器的传热面积几乎不可能增加。

e.重量轻。板式换热器的板片厚度仅为0.4~0.8mm，而管壳式换热器的换热管的厚度为2.0~2.5mm，管壳式的壳体比板式换热器的框架重得多，板式换热器一般只有管壳式重量的1/5左右。

f. 价格低。采用相同材料，在相同换热面积下，板式换热器价格比管壳式约低40%~60%。

g. 制作方便。板式换热器的传热板是采用冲压加工，标准化程度高，并可大批生产，管壳式换热器一般采用手工制作。

h. 容易清洗。框架式板式换热器只要松动压紧螺栓，即可松开板束，卸下板片进行机械清洗，这对需要经常清洗设备的换热过程十分方便。

i. 热损失小。板式换热器只有传热板的外壳板暴露在大气中，因此散热损失可以忽略不计，也不需要保温措施。而管壳式换热器热损失大，需要隔热层。

j. 不易结垢。由于内部充分湍动，所以不易结垢，其结垢系数仅为管壳式换热器的1/3~1/10.

综上所述：结合上文和本设计的实际工程情况，本设计的换热器采用板式换热器。 4.2.2 选择管材

一般来讲，一旦将换热器埋入地下后，基本不可能进行维修或更换，这就要求保证埋入地下管材的化学性质稳定并且耐腐蚀。常规空调系统中使用的金属管材在这方面存在严重不足，且需要埋入地下的管道的数量较多，应该优先考虑使用价格较低的管材。所以，地暖系统中一般采用塑料管材，目前最常用的是聚乙烯(PE)和聚丁烯(PB)管材，它们韧性好、强度高、而且可以通过热熔合形成比管子自身强度更好的连接接

头，可以保证使用50年以上，因此在国外地暖系统中得到了广泛应用。而乙烯基聚合物质（PVC）管材由于不易弯曲，接头处耐压能力差，容易导致泄漏，因此，不推荐用于地下埋管系统。

表4–1 PE管管径型号 （单位：mm）

本设计选用聚乙烯（PE）管。 4.2.3 确定管径

在实际工程中确定管径必须满足两个要求：

（1）为了使得循环泵的能耗较小，也就是降低运行费用，选择管径必须尽量大； （2）管径足够小，以使管内的流体处于紊流区，使流体和管内壁之间的换热效果好，同时节省材料。

显然，上述两个要求相互矛盾，需要综合考虑。一般并联环路用小管径，集管用大管径，地下热交换器埋管常用管径有20mm、25mm、32mm、40mm、50mm，管内流速控制在1.22m/s以下，对更大管径的管道，管内流速控制在2.44m/s以下或一般把各管段压力损失控制在4mH2O/100m当量长度以下[1]。

计算换热器管中的流量： 由公式

qm

QH（COPH1）

（4–3）

CtCOPH

式中：C——循环介质的比热容，kJ/kg·℃；

∆t——进出口温差，℃（这里选择5℃温差） 即 qm

QH(COHP1)

8.99(k5g/s )

CtCOHPqm

8.78103(m3/s)。

则 qv



表4–2 管径的规格

管径的规格

选用管径50mm的做为集管的管径，

每台机组选用1条集管，则每条集管的体积流量：qv

则由公式qv

12

dv可得 4

v=

4qv

=1.38m/s； 2

d

同理，选用管径75mm或90mm的做为集管的管径。得流速：

v=

4qv

=1.99m/s,或1.38m/s 2

d

显然，只有管径为75mm和90mm时流速在1～3m/s以内，都符合要求。 本设计选用聚乙烯管材PE80（SDR11），集管管径为DN75。 4.2.4 确定地埋管换热器长度

地下热交换器长度的确定除了已确定的系统布置和管材外，还需要有当地的土壤技术资料，如地下温度、传热系数等。文献[4]介绍了一种计算方法共分9个步骤, 很繁琐，并且部分数据不易获得。在实际工程中，可以利用管材“换热能力”来计算管长。换热能力即单位垂直埋管深度或单位管长的换热量，通常情况下，垂直埋管为70～110W/m(井深)，或35～55W/m(管长)，水平埋管为20～40W/m（管长）左右[4]。此时埋管可按照以下公式计算：

L

1000Qmax

（4–4） ql

式中：L —— 埋管总长，m；

ql —— 每米管长换热量，40W/m；

Qmax——是指分别夏季土壤埋管换热器排放的最大热量Q1和冬夏季从土壤换热器吸收的最大热量Q2中的较大者。由上述计算过程及结果代入公式如下：

L

1000Qmax

=6299.5m ql

计算结果圆整后取 L = 6300 m

表4–3

4.3 地埋管压力损失的计算及水泵的选择 4.3.1 环路压力损失的计算

地埋管的压力损失可以按照以下方法进行计算。 确定管内流体流量，公称直径和流体特性。 流量计算公式为：

G

3.6Qz

（4–5） Cpt

=47.1m3/h

式中：G——循环液的最大流量， m3/h；

Cp——循环液的比定压热容，kJ/kg·℃，此处取水的Cp=4.2 kJ/kg·℃；

Qz——地热换热器的吸热量，kW； ∆t——循环液的温差，℃。

公称直径D=75mm ,流体特性见表4-3。 根据公称直径，确定地埋管的内径。 计算地埋管的断面面积A：

d2

A4

=4.42×10-3m2

式中：A——地埋管断面面积，m2；

d——地埋管的内径，m。 计算管内流体的流速v：

v

G

3600A

=2.96 m/s

式中：v——管内流体流速，m/s；

G——循环液的流量，m3/h。 计算管内流体的雷诺数Re：

Rvd

e



=7.25×109

式中：Re——雷诺数；

Ρ——防冻液的密度，kg/m3； μ——防冻液的动力黏度，Pa·s。

可见流体处于紊流区，阻力损失可以按以下公式计算各管段阻力。计算管段的沿程阻力PY： 由经验公式：

4–6）

(4–7)

(4–8)

（

Pd0.15820.750.25d1.25v1.75 （4–9）

0.75

=0.15821025(3.14108)0.250.0751.252.961.75

=Pa/m

则 PY=2534=1267000Pa 式中：PY——计算管段的沿程阻力，Pa；

Pd——计算管度单位管长的沿程阻力，Pa/m； L——计算管段的长度，m。 计算管段的局部阻力Pj：

PjPdLj (4–10)

式中：Pj——计算管段的局部阻力，Pa；

Lj——计算管段管件的当量长度，m。其中Lj的确定如下：设埋管系统中有弯头112个，直流三通4个，闸阀2个，截止阀4个。查管件当量长度表求得：

Lj=112×1.5+4×3.1+2×0.3+4×3.4=194.6 m

将数据代入式得

PjPdLj=521194.6=101386.6 Pa

埋管环路总阻力P：

PPYPjP (4–11) =1267000+101386.6+90000 =1458386.6Pa

式中：P——埋管环路总阻力，Pa；

∆P——流体通过热泵机组时的压降，Pa。 4.3.2 循环水泵的选择

根据埋管环路总阻力可以确定水泵的扬程，但需考虑10%的安全裕量，即循环水泵扬程为：

H=1458386.61.1 =1604225 Pa=160mH2O

总流量为：

GG1.147.11.151.81m3/h

根据流量和阻力损失，选择上海第一水泵水泵厂生产的型号为50FSB-15的循环水泵两台，一用一备 。该型泵特别适合于各类建筑的中央空调系统的喷淋空调系统冷水、冷却水、热水循环的需要，亦可用于其它工程的给排水系统。其输送介质为清水或理化性质类似清水的其它液体。介质温度为–20℃～120℃，泵能承受1.6MPa压力，性能可靠，符合最新部颁布标准JB/T53062–93的要求，具有安全可靠、性能稳 定和寿命长等优点。该泵的性能参数见表4-4。

表4–4 QJ(R)型井用潜水泵性能表

4.3.3 校核管材承压能力

管路最大压力应小于管材的承压能力。管路所需承受的最大压力等于大气压力、重力作用静压和水泵扬程一半的总和[1]，即：

p=p0gh0.5H （4–12）

式中：ｐ——管路最大压力，Pa

p0——建筑物所在的当地大气压，Pa； ρ——地下埋管中流体密度，kg/m3； g——当地重力加速度，m/s2；

h——地下埋管最低点与闭式循环系统最高点的高度差，m； H——水泵扬程，Pa。 本设计管材承压能力校正如下：

长春夏季大气压力ｐo＝98560 Pa，水的密度ρ＝1000kg/m3；当地重力加速度g ＝9.8 m/s2，高度差h＝10 m ；重力作用静压ρgh ＝98000Pa ，水泵扬程一半0.5 H＝

831380.33Pa ；因此，管路最大压力ｐ＝ｐo+ρgh+0.5H＝1027940Pa（约1.02Mpa），聚乙烯PE80（SDR11）额定承压能力为1.24MPa，管材满足设计要求。

表4–5 换热器管材性能参数表

4.4 太阳能集热器的设计 4.4.1 太阳能热负荷的确定

根据《建筑给水排水设计规范》GB50015－2003规定，人均热水供应应为60L/天，该厂区综合楼按照50人来计算。

由公式：

QhKh

mqrC(trt1)r

（4–13）

86400

式中: Qh——设计小时耗热量，W；

Kh——热水小时变化系数（按人数50人查得应为0.85）； m——用水计算单位数，（50人）； qr——热水用水量定额，（60L/人·天）； C——水的比热容，（4.187kJ/kg·℃）； tr——热水温度（50℃）；

t1——冷水温度（夏季按20℃，冬季按10℃）； ρr——热水密度（1kg/L）。

将数据代入式（4–13），计算热水负荷得： 冬季：Qh＝4.2 kW； 夏季：Qh＝3.089 kW。

该综合楼最大的特点是所在地区为长春地区，热负荷大于冷负荷，冷热负荷相差非常大，冬夏两季可能因吸热与放热的不平衡而引起岩土的温度降低或升高，导致冬

夏热源温度失衡。为了避免这一情况，太阳能辅助供热就成为有效的解决途径[4]。

冬夏两季的冷热负荷差为：

∆Q=QH-QC=76-67=9KW

相差的负荷可用太阳能供热的方式来解决，但是由于土壤具有热平衡自动恢复性能，本设计中相差负荷无需全部用太阳能来强制恢复热平衡，因此太阳能的辅助供热可以适当选择一个系数[4]，本设计可选0.1。则太阳能系统的热负荷为：

Q4.290.1=5.1kW

4.4.2 循环液流量的计算

由公式：

QcqvT （4–14）

式中：∆Q —— 太阳能系统热负荷，kW；

c —— 防冻液的比热容，kJ/(kg·℃)； qv —— 热水系统水的流量，kg/s；

∆T —— 系统要求水温与基础水温之差，℃。

本系统设计冬季要求水温为50℃，基础水温为10℃，因此温差∆T=40℃；水的比热容c=4.18kJ/(kg·℃)。由此可以算得

qv

Q5.1

0.031kg/s=0.1116t/h cT4.1840

4.4.3 集热器的选择

太阳能集热器是一种利用温室效应，将太阳辐射能转化为热能的装置。目前，太阳能集热器根据集热管材布置形式不同可以分为管式和平板式（见图4-5）两种。两者在结构组成上都是由集热板、透明盖板、保温层和外壳组成。它们的特征是采光面积与集热板面积相同，不仅可以收集太阳的直接辐射，而且还可以接受散射辐射。

图4-4平板式太阳能集热器

随着社会的发展，传统的管式太阳能热水器在一定程度上影响城市景观。平板式太阳能热水器和建筑的一体化是绿色能源和新建筑理念的有机结合。在国家政策的引导下将成为未来太阳能热水系统的发展趋势。这是因为平板式太阳能集热器和建筑结合美观，整体性好、单位面积集热效率高、部件少、故障少（有防冻处理），易于安装在坡屋面、阳台、墙壁上，便于分体式设计。

本设计选用杭州煌家太阳能设备有限公司生产的太阳能智能中央热水系统专用的owon（澳凰）系列平板式太阳能集热器，该系列产品具有以下技术特点：

1、吸热体采用德国真空磁控溅射金属陶瓷层（CERMET）镀膜带，集热板芯吸收率95%（±2），集热板芯发射率5%（±2），使用寿命不少于25年；

2、板芯为整体式结构，集管、排管全部被吸热体遮盖，最大限度地提高了有效吸热面积，集热效率高；

3、玻璃盖板采用美国技术生产的超白钢化玻璃，透光率大于91.02%，机械强度比普通玻璃高4倍；

4、集热器板芯工质流道材质为Tp2纯铜管，耐腐蚀，寿命长，承压能力强； 5、板芯镀膜带与流道金属管的焊接采用激光焊，对膜层几乎无损伤，热效率比超声波焊接（的板芯）高2%，外观美观；

6、边框为加厚铝合金型材，结构强度大，表面经氧化磨沙处理，膜层厚，耐腐蚀，美观；

7、集热器板芯结构有栅形和蛇形，适合于家用和大型集热工程；

9、集热器保温材料经技术处理，具有防水防潮功能，有效减少集热器吸潮能力； 10、控制系统采用电脑智能自动控制,功能齐全、性能可靠，可以做到无人值守。 单块集热器的参数如表4-6所示。

表4-6 单块平板集热器的参数

4.4.4 太阳能集热面积的计算

集热器采光面积的计算公式为：

A

Q

(4–15)

Jts1L式中：A——太阳热水系统的集热面积，m2；

∆Q——太阳热水系统的热负荷，kW； Jt——平均日太阳辐照量，可取25 MJ/m2；

s——集热器的平均集热效率，在0.3～0.5之间；

L——水箱和管路的热损失率，可按0.2～0.3选取。 代入数据得：

5.110336004.5Q

9.5m2 A=6

Jts1L25100.50.7

太阳能储热水箱容量计算每人每天同时用水量60L，按50人算，得每天用水量为V =3000L，水箱容量参考规格如表4–7所示。

本次设计中的太阳能用于生活热水，因此生活用热水箱可以选用表中第二种，即容量是3500L。

表4–7 太阳能系统水箱容量参考规格

4.4.5 太阳集热器安装倾角的计算

集热器最佳的安装倾角应该根据热水的使用季节和当地的纬度计算。 一般全年使用时

10 （4–16）

式中：θ——太阳集热器安装倾角，(°)；

Ф——当地的地理纬度，(°)。

本工程中太阳能集热器冬夏安装角度分别是：

冬季使用10=43.55+10=53.55°；夏季使用10=33.55°。 4.4.6太阳能系统水泵的选择

太阳能热水系统水泵常用的大体有管道泵、自吸泵和屏蔽泵，在选择上没有什么

严格的要求，只要符合一定的扬程流量即可[23]。各种水泵技术参数见表4-8。综合考虑本工程可选择型号为40SGR5–8的管道泵1台。

表4–8 水泵技术参数

第五章 终端系统的设计

本工程最大的特点是所在地区为长春地区，热负荷大于冷负荷，设计时应以制热为主。该综合楼不同于一般的居民楼，该工程的房屋，全部采用高保温的新型建筑材料，保温效果十分好，室内的采暖和制冷设计要求也比较高。为了满足需要，本设计中的终端系统可以做出如下设计：制冷采用暗装风机盘管进行制冷，采用侧出风方式，室内一个送风口，一个回风口，采用水–空气换热形式进行制冷；冬季供暖采用地板采暖方式。

5.1 室内空气系统的介绍

由于各类空调房间对空气的要求各不相同，因此空调系统的种类也是多种多样。在工程设计中应按照空调对象的性质和用途，热湿负荷的特点，室内设计参数的要求，可能为空调机房及风管提供的建筑面积和空调间初投资和运行费用等许多方面的具体情况，经过技术经济的分析比较来选择合适的空调系统。

空调房间较多或空调面积较大，室内的空调要求温度灵敏度、使用时间、洁净度等级、单位送风量的热湿扰量等基本一致时，宜选择采用集中式全空气系统，且应优先考虑单风道低速送风系统。

空调面积较小，且位置分布较散，或使用时间要求与时间各不相同者，宜采用整体式空调器。当室内要求全年进行空调而又无集中热源可利用时，宜采用热泵整体式空调器。

空调规模较大，房间较多，室内环境较干净。且要求各个房间能单独调控时，宜采用“风机盘管机组加新风”的空调系统（promary air fan–coil system）。

当集中式全空气空调系统为多个房间或多个区域服务时，若各个房间或区域的热湿扰量彼此间差异较大，而各个房间或区域对温度的要求又较为严格时，宜采用末端加热或多区机组的空调方式。

当空调房间内的散湿量较小或相对湿度的允许波动范围较大时，全年性集中式全空气空调系统宜采用改变一二次回风比或旁通调节方式，当不允许采用较大的送风温差时，可采用固定比例的二次回风方式。

全年性空调系统，应考虑在过度季节进行全新风运行的可能性，对于精度高的恒

温恒湿空调系统，则应保持新风量全年固定。

采用“风机盘管机组加新风”的空调方式时，宜配置单独的新风和排风系统。对于要求较低的建筑物允许不设单独的新风和排风系统。

“风机盘管机组加新风”空调系统的新风送风口应单独设置，或布置在风机盘管机组送风口的旁边，不应将新风接至风机盘管机组的回风吸入口处。

根据本工程实际情况确定以下空气处理方案： （1）二层的厨房、大厅、餐厅均采用全空气系统，

（2）一层、二层和三层客房寝室、会议室及办公室采用风机盘管加新风系统； （3）采用全空气系统的房间，送风形式均采用一次回风。

系统终端采暖采用地板辐射采暖。低温热水地板辐射采暖是一种利用建筑物内部地面进行采暖的系统。它以低温热水为热媒，通过埋设在地板内的塑料管（常用PE–RT 管和PEX管）把地板共热，以整个地面作为散热面，均匀的向室内辐射热量，是一种对房间微气候进行调节的节能采暖系统。本设计中采用PE–RT综合性价比具有突出的优势。 5.2 风机盘管的设计

风机盘管的基本组成是表冷器（翅片盘管）、风机、过滤器和壳体。 风机盘管系统应用于住宅具有如下特点： （1）控制、调节方便；

（2）一次投入和运行费用低，节能性较好；

（3）风机盘管机组定型化、规格化，易于选择安装；

（4）可设置独立新风系统，有利于提高空调房间的室内空气品质； （5）噪声低，如夜间在低速下运行，噪声更低； （6）适合各种冷热源。

该厂区综合楼的总冷负荷为67kW，根据其实际情况，该楼可以选用由FP系列冷水风机盘管如表5-1。选用30台FP3.5，全部房间的风机盘管送回风口和新风送风口均采用可调性双层百叶风口。

表5–1 FP系列风机盘管基本性能参数

FP系列风机盘管优点如下：

（1）有新型铝合金离心风轮，运转宁静，噪音低； （2）全可靠，寿命长，每台盘管都经过压力检漏；

（3）进出水管集水头采用缎黄铜结构，可靠耐用，使用寿命达45000小时以上； （4）盘管采用无缝紫铜管串套高效的双向裂缝铝翅片胀紧成一体，传热效率高，冷热量富足；

（5）品种齐全，使用方便，风机盘管有三挡风速(高–中–低)。 5.3 地板采暖埋管的设计 5.3.1 地板采暖埋管径的确定

根据现实的施工经验每150m2的建筑面积有10根45m长的U型PE管供热，则终端需要的管长为：

L3545m

在冬季供暖时，此热泵系统终端进水温度为40℃，出水温度为45℃，于是进出口温差∆t为5℃。

根据公式QqmCt，可推出：

qm

Q

Ct

式中：Q ——设计总热负荷，kW；

t——进出口温差，℃；

C ——水的比热容，kJ/kg·K ； qm——管内质量流量,kg/s。

于是 qm=

qv=

Q

==3.62kg/s tC

qm

==3.62103m3/s 

主供水立管管径的确定：

水管流速一般1.25～2.5m/s，取v=1.5m/s； 则立管断面A=

又A

qv3

=2.4110m v



4

d2，所以d=55.4mm，

所以主供热水管管径为DN80。 则每层楼的集管流量：

qv3.6210333

q 1.2110m/s 1

33

每个房间的单管流量为：

q 1.211031

q 0.121103m3/s， 2

1010

同理，可以算得每个房间地暖供热水管管径为DN20 ，每层楼集管管径为DN50。

5.3.2 采暖管路阻力计算

图5–1 冬季采暖管道流程简图

由图可知最不利环路管段是1、2、3、4、5、6、7，管道阻力损失按此环路计算。由以上算得的q1和q2得到每层集管和每个房间管道的流速为：

1.2110-3

v =0.62m/s； 2

0.253.140.050.12110-3

v =0.385m/s。 2

0.253.140.02

6

查表得47.5℃时水的运动粘性系数为579.849×10m/s，则房间供暖管道的雷诺

数为：

Re

vd



=

1.30.01

=22.4 6

579.84910

可见房间供暖管道的雷诺数小于4000有利于供暖，符合设计要求。 （1）终端沿程损失的计算

根据所设计的建筑物特点及设计需要，各集管的长度为： 外径80mm管：L=20m； 外径50mm管： L=40m ； 外径20mm管： L=150m 。 查出各管径的沿程损失系数γ为： 外径80mm管：λ=0.0118 ； 外径50mm管：λ=0.014 ； 外径20mm管：λ=0.0165 。

Lv2

由达西公式hf求各段的沿程阻力损失为：

2dg外径80mm管：hf1 =0.34 m ； 外径50mm管 ：hf2= 0.22m ； 外径20mm管 ：hf3 =0.94m ； 则总的沿程损失为hf1+ hf2+ hf3=1.5m。 （2）终端局部损失的计算 根据设计管道可得：

外径80mm集管上有直流三通接头8个 ，90°接头2个，总当量长度L＝6.1×8+3.1×2＝54m。

外径50mm集管上有直流三通接头4个，90°接头2个，则L=6.1×4+3.1×2=30.6m。 由达西公式求得各段局部损失为： 外径 80mm管：hf4

Lv2

=0.91m 2dgLv2

=0.17m 2dg

外径 50mm管 ：hf5

由于换热管道内流速非常的小，局部损失可以不考虑。则终端总局部损失为：

hf4 + hf5=1.08m。

终端总的阻力损失h为：

hf= 1.5+1.08=2.58m。

5.3.3 终端系统循环泵的选择

因此根据总阻力损失和主管道的体积流量qv=3.62×10–3×3600 = 13.032 m3/h，选择终端系统的循环水泵型号为IHF65-50-160Z,共选两台，一用一备。水泵参数见表5–3。

表5–3 终端采用的泵的参数

5.4 系统校核

此综合楼位于东北严寒地区所以习惯上以热负荷为基准，进行系统设计的计算；同时，我们也可以利用此综合楼的冷负荷对该系统进行校核。校核时主要考虑下面几个方面：（1）夏季制冷时管内流速是否符合标准；（2）所选定的埋管长度是否能够满足夏季制冷时所需管长；（3）盘管是否能够提供夏季制冷时所需的冷量。 5.4.1 夏季制冷时管内流速的校核

本系统确定夏季制冷时COPc=6.78，由公式（4–1）算得夏季像土壤排放的热量为91.8kW，根据公式：

q´m=

Q1

Ct

得 q'm=

Q176kw

==3.62kg/s， Ct4.2kj/kg5cqm

即 qv=



==3.62×10-3/s。

4q12

dv，可得 v=v 24d

由公式 qv

4qv43.62103m3/s

即 v=2==1.84m/s 2

d3.140.05m流速在1 m/s~3 m/s之间，说明夏季制冷时管内流速在设计允许的范围之内，管径规格选用适

5.4.2 埋管长度的校核

表5–4 东北地区实测地温数据单位长度换热量

东北地区夏季为6、7、8三个月份，根据表所提供的地下土壤温度资料可以看出，在夏季地表9m以下，土壤温度维持在16.7℃左右，本计算取为17℃。由于此时地下埋管系统进口水温较冬季时有所提高，故需要重新计算地埋管单位长度换热能力。

文献[4]中提出利用线源模型的方法计算热泵热阻：

Rb=

r1

Lnb）+Rp

（5–1）2Kb2rp

其中：R——热泵热阻，(m2·K)/w；

b

K——回填水泥浆的导热系数，w/(m·K)；

b

r——孔半径，m；

b

rp——埋管半径,m；

Rp——埋管壁热阻，(m·K)/w。 传热温差：

TTb

Tf1Tf2

2

（5–2）

其中：Tb——壁温，℃；

Tf——冷水进水温度，℃；

1

Tf2——冷水出水温度，℃； 。 T——传热温差，℃

表5–5 公式中各参数取值如下

b

本设计由公式（5–1）、（5–2）的计算结果为：R=0.1663(m2·K)/w，T=5℃。 地埋管单位长度换热量q0：

q0=

5T

== 30.066w/m 0.1663Rb

由此可得夏季制冷需要的地埋管长度为：

Q176103

2527m L´==

q030.066

制冷能力Q´：

Q´=30.066w/m×2527=76kw

（5–3）

而实际上地埋管长度为2534m所需冷量67kw，满足埋管长度和盘管夏季制冷时所需的冷量，设计符合要求。

参考文献

[1]徐邦裕,亚俊,最良建筑工业出版社,1988.07.

[2]马最良,悦地源热泵系统设计与应用.机械工业出版社,2006.07. [3]蒋能照.空调用热泵技术与应用.机械工业出版社,2007.10.

[4]蒋能照，刘道平.水源 地源 水环热泵空调技术及应用.机械工业出版社,2007.01. [5]库伯.热泵的理论与实践.中国建筑工业出版社,1968.

[6]曲云霞.地表水源热泵系统的设计.可再生能源,2003年第3期.

[7]胡刚.太阳能热泵供热技术在别墅采暖中的应用实验研究.哈尔滨工业大学,2006.07:1–2. [8]吴晓寒.地源热泵与太阳能集热器联合供暖系统研究及仿真分析.吉林大学,2008.06. [9]张旭.热泵技术.北京:化学工业出版社,2007.01.

[10]林媛.太阳能深层土壤蓄热的数值模拟与实验研究.哈尔滨工业大学,2003:4–6. [11]杨睿,韩敏霞.太阳能–地源热泵组合系统的设计与应用.天津大学机械学院. [12]马经国.新能源技术.江苏科学技术出版社,1992:1–4.

[13]徐伟等.地源热泵工程技术指南.北京:中国建筑工业出版社，2001.11 [14]谢汝镛.地源热泵系统的设计.现代空调,2001.3:33～74

[15]肖益民等.地源热泵空调系统的设计施工方法及应用实例.现代空调,2001.3:88～100

[16]王勇.地源热泵研究（1）——地下换热器性能研究:[硕士学位论文].重庆:重庆建筑大学,1997 [17]莫乃榕.工程流体力学. 华中科技大学出版社,2000.05. [18]李向东.现代住宅暖通空调设计.中国建筑工业出版社,2003.10. [19]安连锁.泵与风机. 中国电力出版社,2001.08. [20]杨世铭,陶文铨.传热学. 高等教育出版社,1998.09. [21]莫乃榕.工程流体力学. 华中科技大学出版社,2000.05.

[22]夏喜英,王建华.低温热水地板辐射采暖方式及节能. 技能技术.2001: 19卷第一期,33–34 [23]罗运俊,陶桢.太阳能热水器及系统.化学工业出版社,2007.01.

表3-1 水/地源热泵机组技术参数表

冷热负荷的计算及机组选型

3.1工程基本情况介绍 3.2空调系统的组成

该度假村的空调系统选用太阳能–循环水热泵+地板采暖埋管（供暖）+风机盘管（制冷）的空调系统。系统包括冷热源设备、室内空调末端风、循环水系统、太阳能辅助热源系统等四部分。 3.2.1 冷热源设备

根据用户所在地区提供的条件，该地区为长春二热综合楼，热电厂循环水提供空调系统所需要的冷热源，此外，利用太阳能集热器来提取太阳能。机组自带热回收新风系统，新风量1050m3/h，新风系统带有自动除湿装置和中效过滤装置。

机组有制冷、制热、除湿、通风4种工况。同时配1台热水储罐，先利用空调机组冷凝热加热生活热水，送入热水储罐内，不足部分由热水储罐内的电加热器加热供给。水温由电加热器控制，生活热水供水温度可达50℃。 3.2.2 风系统

新风由热回收新风机提供，机组不仅承担厂区综合楼内全部湿负荷，还承担一小部分空调负荷，从空调机组出来的新风(送风温度14～15℃，相对湿度80%～90%)直接送到混风箱，通过混风箱内的风机二次加压后沿支风道送入各个房间的冷吊顶内，冷吊顶起静压箱的作用，送风从冷顶板的开口处以置换风的方式沿墙下送至地面，再沿地面向四周涌动，在房间低处形成低温空气湖，遇热源(人体等)形成上升空气流，并带走热源处污染物，房间内形成温度和污染物浓度分层，上部空气从消声回风口排出至走廊，被走廊吊顶上所设集中回风口吸走，通过排风管道回到空调机组，换热后被排到室外。新风和排风管道采用镀锌钢板制作。 3.2.3 水系统

室内空调末段水系统采用卧式暗装风机盘管。卧式暗装风机盘管是在特制铜管后加装离心式风机。水系统共分为***个支路，集中到分集水器上，各支路设电动水阀，根据房间温度控制水阀的通断。卧式风机盘管承担房间的主要冷热负荷[18]。

3.2.4 太阳能辅助热源系统

在太阳能辅助系统中，包括集热器、贮热设备、集热泵和控制系统等。在冬季，热泵机组按供热工况运行，低沸点工质流经蒸发器时蒸发成蒸汽此时从低温位处吸热，经压缩机升温升压后进入冷凝器，热量在凝汽器中被冷却介质带走，以达到制热的目的。在夏季，通过四通阀换向，热泵系统可以实现制冷循环。下面是太阳能系统冬季供热过程：晴天，载热介质在集热器中集热，然后流过贮热水槽，并通过槽内换热盘管将热量传递给水后。在水泵作用下流回集热器，开始下一次循环。蓄热水槽中热水流经换热器与埋地盘管出口水进行热交换，再返回水槽换热。在阴天或晚上，集热环路停止运行，放热环路运转，为了避免冻结，放热回路进行保温措施。 3.3 热负荷计算 3.3.1 主要计算公式

1. 通过围护物的温差传热量作用下的基本耗热量：

QjKtntw （3–1） a

式中：Qj——通过供暖房间某一面围护物的温差传热量(或称为基本耗热量)，W；

K——该面围护物的传热系数，W/(m2·℃)； tn——室内空气计算温度，℃； tw——室外供暖计算温度，℃； a ——温差修正系数。

（注：对于内门、内墙、内窗，如果提供了邻室温差，则基本耗热量计算公式如下：

Qj = K×F ×∆T （3–2）

式中：∆T——邻室温差。其它符号意义同上.该围护结构的附加耗热量等于其基本耗热量。)

2. 附加耗热量：

QlQj(1chf(1fgQjx （3–3）

式中：Ql——附加耗热量；

β

ch——朝向附加率(或称朝向修正系数)；

βf——风力附加率(或称风力修正系数)；

βfg——高度附加； βx——外门附加。

3. 通过门窗缝隙的冷风渗透耗热量Qs(W)：

Qs0.28CpVw(tntw) （3–4）

式中：Cp——干空气的定压质量比热容, Cp = 1.0 kJ/ (Kg·℃)；

V——渗透空气的体积流量， m3 / h； ρw——室外温度下的空气密度 ，kg / m3； tn——室内空气计算温度，℃； tw——室外供暖计算温度，℃。 （1）V 的确定：

V11L0POW(m,b) （3–5）

式中：l1——外门窗缝隙长度，m；

L0——每米门窗缝隙的基准渗风量， m3 / h.·m； m——门窗缝隙的渗风量综合修正系数；

b——门窗缝隙渗风指数，b=0.56~0.78当无实测数据的时可以取b=0.67。 （2）L0 的确定：

L0alpowvvw/2),b) （3–6）

式中：a1——门窗缝隙渗系，m3/(m ×h ×Pab)，注：Pab代表： Pa(帕)的b次方；

v10——基准高度冬季室外最多风向的平均风速， m/s。 （3）m 的确定：

mCrCfpownbC)Ch （3–7）

式中：Cr——热压系数；

Cf——风压差系数, m / s，当无实测数据的时候,可取 0.7； C——作用于门窗分析两侧的有效热压差和有效风压差之比； Ch——高度修正系数, 可按下式计算：

（Ch = 0.3 ×pow( h, 0.4 )，式中： h——计算门窗的中心线的标高。）

（4）C 的确定：

C=70×{(hz－h)/[Cf ×v10×v10×pow( h, 0.4) ]}×[(tn'－tw)/(273＋tn')] （3–8） 式中：hz——热压单独作用下, 建筑物中和界的标高, m；

tn'——建筑物内形成热压作用的竖井计算温度，℃。

3.3.2 计算过程及结果

图1–1 热负荷计算长春冬季的气象参数

1.一楼房间参数及计算结果如图1-2，图1-3，图1-4，图

1-5

图1-2 房间设置

图1-3 围护结构计算

图1-4 计算结果

图1-5 采暖热负荷计算表

2.二楼房间参数及计算结果如图2-1，图2-2，图2-3，图2-4

图2-1 房间设置

图2-2 围护结构

图2-3 计算结果

图2-4 采暖热负荷计算表

3.三楼房间参数及计算结果如图3-1，图3-2，图3-3，图3-4

图3-1 房间设置

图3-2 围护结构

图3-3 计算结果

图3-4 采暖热负荷计算表

4.整座综合楼的单位面积的耗热量计算

总的耗热量=22113.85+30598.98+23642.37=76355.2J≈7.6×104J 总面积=389.07+401.67+390.87=1181.61m2 单位面积的耗热量=7.6×104／1181.61≈65J/m2

本设计的空调热负荷的计算采用鸿业负荷计算软件进行计算，计算过程及相关参数可以参见截图1-2至3-4。

经过计算，该综合楼的冬季采暖总负荷为76kW。 3.4 冷负荷计算 3.4.1 主要计算公式

1）新风冷负荷

Qq = md×Wd×(iw－in)/3.6 式中：Qq——新风冷负荷，kW；

Wd——新风量，m3/h；

md——夏季空调室外计算干球温度下的空气密度(1.13kg/m3)；iw——夏季室外计算参数下的焓值，kJ/kg； in——室内空气的焓值，kJ/kg。

2）新风湿负荷

Qq´= md×Wd×(dw-dn)×0.001 式中：Qq´——新风湿负荷，kW；

dw ——夏季空调室外计算参数时的含湿量，g/kg； dn ——室内空气的含湿量，g/kg； 0.001——输送管道损失系数。

3）渗透冷负荷：计算方法同新风冷负荷。 4）渗透湿负荷：计算方法同新风湿负荷。 5）外墙和屋面冷负荷

CL = F×K×(tl + td)×( Ka－tn ) 式中：F——外墙或屋面的面积；

3–9）

3–10）3–11）

（ （

（

K——外墙或屋面的传热系数； tl——冷负荷计算温度的逐时值； td——温度的地点修正值， 单位：度；

Ka——温度的由于外表面放热系数不同引起的温度修正系数，无因次； tn——室内设计温度。 6）外窗和天窗冷负荷

该冷负荷可分为三部分：直射冷负荷，散射冷负荷，传热冷负荷。 直射冷负荷：

CL = Fz×Cz×Dj, max×Ccl 式中：Fz——窗玻璃的直射面积； Cz ——窗玻璃的综合遮挡系数； Dj, max——日射得热因数的最大值； Ccl ——冷负荷系数。 散射冷负荷：

CL = Fs×Cz×Dj, max×Ccl 式中：Fs —— 窗玻璃的散射面积。

传热冷负荷：

CL = F×K( tl'－tn )

3–12）3–13）3–14） （

（

（

3.4.2 计算过程及结果

图3–5 冷负荷计算长春夏季的气象参

图3–6 冷负荷计算结果

本设计的空调冷负荷的计算采用鸿业负荷计算软件进行计算，计算过程及相关参数可以参见截图3-5和3-6。

经过计算，该综合楼的夏季制冷总负荷为67kW。 3.5 热泵机组的选型

热力循环原理表明同一热泵不可能同时满足冷热两种负荷，选择热泵容量的依据究竟是热负荷还是冷负荷呢？这个问题的解决首先要考虑人的舒适感，一个选择不合理的系统，其制热（冷）能力不论是偏大还是偏小都不能提供足够的舒适感。当系统的制冷量大于冷负荷时，系统必须频繁地启动，这会造成盘管的平均温度升高，同时又不能去除室内空气中的湿度，频繁的循环还会降低设备的使用寿命，降低运行效率，增加制冷过程的运行费用，设备选的过大也会增加系统的初投资。在南方地区，建筑物的冷负荷远远大于热负荷，因此机组的容量应以满足夏季冷负荷为主，北方地区恰好相反。设备容量的选择可以适当偏大，一般不要超过冷负荷的25%。

通过负荷计算可知，该厂区综合楼的计算热负荷为76kW；计算冷负荷为67kW。一般该厂区综合楼的房间存在着不同时使用的情况，根据计算总的冷热负荷，选用世纪昌龙新能源公司生产的型号为SWM-（100）型热泵机组1台。

该型号机组具有技术先进、高效节能、经济环保、运行稳定可靠和适用范围广等特点。通过实测，其能效比（COP）高达90%以上。机组详细参数见表3-1。

第四章 换热系统的设计

4.1换热器的负荷计算

换热器的设计需要知道在某一特定阶段内从循环水吸取的热量或释放出去的热量，通常应满足一年中最冷月和最热月的要求。在供冷季节，输入系统的所有能量都必须释放到地下，这些能量包括系统热负荷、系统耗功量和换热器循环泵的耗功量。循环泵耗功量可近似为泵的耗功量与热泵运行小时数的乘积。在供热季节，从循环水吸收的热量等于设备的制热量减去输入的电功，输入的热量包括压缩机耗功量和换热器循环泵的耗功量。夏季排放的热量和冬季吸收的热量可以分别由下述公式计算：

1

Q1Qc1COP251.98kW

c

（4–1）

1

Q2QH1COP

H173.1kW （4–2） 

式中：Q1——夏季向土壤排放的热量，251.98kW

QC——夏季设计总冷负荷，213.8kW； Q2——冬季从循环水吸收的热量，kW； QH——冬季设计总热负荷，225.6kW；

COPC——设计工况下水源热泵机组的制冷系数5.6； COPH——设计工况下水源热泵机组的供热系数4.3。

一般地，水源热泵机组的产品样本中都给出不同进出水温度下的制冷量、制热量以及制冷系数、供热系数，计算时应从样本中选用设计工况下的COPc、COPH。本设计取制冷工况下COPC=5.6；取制热工况COPH=4.3。 4.2 地埋管换热器的设计

这部分内容主要包括地下热交换器形式及管材选择，管径、管长的确定和管道阻力计算及水泵选型等。在此将作重点叙述。 4.2.1．换热器分类：

（1）按照使用目的分类：冷却器、加热器、再沸器、冷凝器等； （2）按照结构分类：管壳式、板式、管式等。 4.2.11．换热器的类型选择

换热器的类型很多，每种型式都有特定的应用范围。在某一种场合下性能很好的

换热器，如果换到另一种场合可能传热效果和性能会有很大的改变。因此，针对具体情况正确地选择换热器的类型，是很重要的。换热器选型时需要考虑的因素是多方面的，主要有：

（1） 热负荷及流量大小； （2） 流体的性质；

（3） 温度、压力及允许压降的范围； （4） 对清洗、维修的要求；

（5） 设备结构、材料、尺寸、重量； （6） 价格、使用安全性和寿命。

在换热器选型中，除考虑上述因素外，还应对结构强度、材料来源、制造条件、密封性、安全性等方面加以考虑。所有这些又常常是相互制约、相互影响的，通过设计的优化加以解决。针对不同的工艺条件及操作工况，我们有时使用特殊型式的换热器或特殊的换热管，以实现降低成本的目的。因此，应综合考虑工艺条件和机械设计的要求，正确选择合适的换热器型式来有效地减少工艺过程的能量消耗。对工程技术人员而言，在设计换热器时，对于型式的合理选择、经济运行和降低成本等方面应有足够的重视，必要时，还得通过计算来进行技术经济指标分析、投资和操作费用对比，从而使设计达到该具体条件下的最佳设计。

板式换热器是由一系列具有一定波纹形状的金属片叠装而成的一种新型高效换热器。各种板片之间形成薄矩形通道，通过半片进行热量交换。它与常规的管壳式换热器相比，在相同的流动阻力和泵功率消耗情况下，其传热系数要高出很多，在适用的范围内有取代管壳式换热器的趋势。

板式换热器具有传热系数高、压降小、结构紧凑、质量轻、占用空间小、面积和流程组合方便、零件通用性强、可选择材料广以及容易实现规模化生产等特点，已被广泛应用于食品、机械、冶金、石油化工和船舶等领域，并成为城市集中供热工程中的主导换热设备。

板式换热器的特点（板式换热器与管壳式换热器的比较）

a.传热系数高。由于不同的波纹板相互倒置，构成复杂的流道，使流体在波纹板间流道内呈旋转三维流动，能在较低的雷诺数（一般Re=50~200）下产生紊流，所以传热系数高，一般认为是管壳式的3~5倍。

b.对数平均温差大，末端温差小。在管壳式换热器中，两种流体分别在管程和壳程内流动，总体上是错流流动，对数平均温差修正系数小，而板式换热器多是并流或逆流流动方式，其修正系数也通常在0.95左右，此外，冷、热流体在板式换热器内的流

动平行于换热面、无旁流，因此使得板式换热器的末端温差小，对水换热可低于1℃，而管壳式换热器一般为5℃。

c.占地面积小。板式换热器结构紧凑，单位体积内的换热面积为管壳式的2~5倍，也不像管壳式那样要预留抽出管束的检修场所，因此实现同样的换热量，板式换热器占地面积约为管壳式换热器的1/5~1/8。

d.容易改变换热面积或流程组合，只要增加或减少几张板，即可达到增加或减少换热面积的目的；改变板片排列或更换几张板片，即可达到所要求的流程组合，适应新的换热工况，而管壳式换热器的传热面积几乎不可能增加。

e.重量轻。板式换热器的板片厚度仅为0.4~0.8mm，而管壳式换热器的换热管的厚度为2.0~2.5mm，管壳式的壳体比板式换热器的框架重得多，板式换热器一般只有管壳式重量的1/5左右。

f. 价格低。采用相同材料，在相同换热面积下，板式换热器价格比管壳式约低40%~60%。

g. 制作方便。板式换热器的传热板是采用冲压加工，标准化程度高，并可大批生产，管壳式换热器一般采用手工制作。

h. 容易清洗。框架式板式换热器只要松动压紧螺栓，即可松开板束，卸下板片进行机械清洗，这对需要经常清洗设备的换热过程十分方便。

i. 热损失小。板式换热器只有传热板的外壳板暴露在大气中，因此散热损失可以忽略不计，也不需要保温措施。而管壳式换热器热损失大，需要隔热层。

j. 不易结垢。由于内部充分湍动，所以不易结垢，其结垢系数仅为管壳式换热器的1/3~1/10.

综上所述：结合上文和本设计的实际工程情况，本设计的换热器采用板式换热器。 4.2.2 选择管材

一般来讲，一旦将换热器埋入地下后，基本不可能进行维修或更换，这就要求保证埋入地下管材的化学性质稳定并且耐腐蚀。常规空调系统中使用的金属管材在这方面存在严重不足，且需要埋入地下的管道的数量较多，应该优先考虑使用价格较低的管材。所以，地暖系统中一般采用塑料管材，目前最常用的是聚乙烯(PE)和聚丁烯(PB)管材，它们韧性好、强度高、而且可以通过热熔合形成比管子自身强度更好的连接接

头，可以保证使用50年以上，因此在国外地暖系统中得到了广泛应用。而乙烯基聚合物质（PVC）管材由于不易弯曲，接头处耐压能力差，容易导致泄漏，因此，不推荐用于地下埋管系统。

表4–1 PE管管径型号 （单位：mm）

本设计选用聚乙烯（PE）管。 4.2.3 确定管径

在实际工程中确定管径必须满足两个要求：

（1）为了使得循环泵的能耗较小，也就是降低运行费用，选择管径必须尽量大； （2）管径足够小，以使管内的流体处于紊流区，使流体和管内壁之间的换热效果好，同时节省材料。

显然，上述两个要求相互矛盾，需要综合考虑。一般并联环路用小管径，集管用大管径，地下热交换器埋管常用管径有20mm、25mm、32mm、40mm、50mm，管内流速控制在1.22m/s以下，对更大管径的管道，管内流速控制在2.44m/s以下或一般把各管段压力损失控制在4mH2O/100m当量长度以下[1]。

计算换热器管中的流量： 由公式

qm

QH（COPH1）

（4–3）

CtCOPH

式中：C——循环介质的比热容，kJ/kg·℃；

∆t——进出口温差，℃（这里选择5℃温差） 即 qm

QH(COHP1)

8.99(k5g/s )

CtCOHPqm

8.78103(m3/s)。

则 qv



表4–2 管径的规格

管径的规格

选用管径50mm的做为集管的管径，

每台机组选用1条集管，则每条集管的体积流量：qv

则由公式qv

12

dv可得 4

v=

4qv

=1.38m/s； 2

d

同理，选用管径75mm或90mm的做为集管的管径。得流速：

v=

4qv

=1.99m/s,或1.38m/s 2

d

显然，只有管径为75mm和90mm时流速在1～3m/s以内，都符合要求。 本设计选用聚乙烯管材PE80（SDR11），集管管径为DN75。 4.2.4 确定地埋管换热器长度

地下热交换器长度的确定除了已确定的系统布置和管材外，还需要有当地的土壤技术资料，如地下温度、传热系数等。文献[4]介绍了一种计算方法共分9个步骤, 很繁琐，并且部分数据不易获得。在实际工程中，可以利用管材“换热能力”来计算管长。换热能力即单位垂直埋管深度或单位管长的换热量，通常情况下，垂直埋管为70～110W/m(井深)，或35～55W/m(管长)，水平埋管为20～40W/m（管长）左右[4]。此时埋管可按照以下公式计算：

L

1000Qmax

（4–4） ql

式中：L —— 埋管总长，m；

ql —— 每米管长换热量，40W/m；

Qmax——是指分别夏季土壤埋管换热器排放的最大热量Q1和冬夏季从土壤换热器吸收的最大热量Q2中的较大者。由上述计算过程及结果代入公式如下：

L

1000Qmax

=6299.5m ql

计算结果圆整后取 L = 6300 m

表4–3

4.3 地埋管压力损失的计算及水泵的选择 4.3.1 环路压力损失的计算

地埋管的压力损失可以按照以下方法进行计算。 确定管内流体流量，公称直径和流体特性。 流量计算公式为：

G

3.6Qz

（4–5） Cpt

=47.1m3/h

式中：G——循环液的最大流量， m3/h；

Cp——循环液的比定压热容，kJ/kg·℃，此处取水的Cp=4.2 kJ/kg·℃；

Qz——地热换热器的吸热量，kW； ∆t——循环液的温差，℃。

公称直径D=75mm ,流体特性见表4-3。 根据公称直径，确定地埋管的内径。 计算地埋管的断面面积A：

d2

A4

=4.42×10-3m2

式中：A——地埋管断面面积，m2；

d——地埋管的内径，m。 计算管内流体的流速v：

v

G

3600A

=2.96 m/s

式中：v——管内流体流速，m/s；

G——循环液的流量，m3/h。 计算管内流体的雷诺数Re：

Rvd

e



=7.25×109

式中：Re——雷诺数；

Ρ——防冻液的密度，kg/m3； μ——防冻液的动力黏度，Pa·s。

可见流体处于紊流区，阻力损失可以按以下公式计算各管段阻力。计算管段的沿程阻力PY： 由经验公式：

4–6）

(4–7)

(4–8)

（

Pd0.15820.750.25d1.25v1.75 （4–9）

0.75

=0.15821025(3.14108)0.250.0751.252.961.75

=Pa/m

则 PY=2534=1267000Pa 式中：PY——计算管段的沿程阻力，Pa；

Pd——计算管度单位管长的沿程阻力，Pa/m； L——计算管段的长度，m。 计算管段的局部阻力Pj：

PjPdLj (4–10)

式中：Pj——计算管段的局部阻力，Pa；

Lj——计算管段管件的当量长度，m。其中Lj的确定如下：设埋管系统中有弯头112个，直流三通4个，闸阀2个，截止阀4个。查管件当量长度表求得：

Lj=112×1.5+4×3.1+2×0.3+4×3.4=194.6 m

将数据代入式得

PjPdLj=521194.6=101386.6 Pa

埋管环路总阻力P：

PPYPjP (4–11) =1267000+101386.6+90000 =1458386.6Pa

式中：P——埋管环路总阻力，Pa；

∆P——流体通过热泵机组时的压降，Pa。 4.3.2 循环水泵的选择

根据埋管环路总阻力可以确定水泵的扬程，但需考虑10%的安全裕量，即循环水泵扬程为：

H=1458386.61.1 =1604225 Pa=160mH2O

总流量为：

GG1.147.11.151.81m3/h

根据流量和阻力损失，选择上海第一水泵水泵厂生产的型号为50FSB-15的循环水泵两台，一用一备 。该型泵特别适合于各类建筑的中央空调系统的喷淋空调系统冷水、冷却水、热水循环的需要，亦可用于其它工程的给排水系统。其输送介质为清水或理化性质类似清水的其它液体。介质温度为–20℃～120℃，泵能承受1.6MPa压力，性能可靠，符合最新部颁布标准JB/T53062–93的要求，具有安全可靠、性能稳 定和寿命长等优点。该泵的性能参数见表4-4。

表4–4 QJ(R)型井用潜水泵性能表

4.3.3 校核管材承压能力

管路最大压力应小于管材的承压能力。管路所需承受的最大压力等于大气压力、重力作用静压和水泵扬程一半的总和[1]，即：

p=p0gh0.5H （4–12）

式中：ｐ——管路最大压力，Pa

p0——建筑物所在的当地大气压，Pa； ρ——地下埋管中流体密度，kg/m3； g——当地重力加速度，m/s2；

h——地下埋管最低点与闭式循环系统最高点的高度差，m； H——水泵扬程，Pa。 本设计管材承压能力校正如下：

长春夏季大气压力ｐo＝98560 Pa，水的密度ρ＝1000kg/m3；当地重力加速度g ＝9.8 m/s2，高度差h＝10 m ；重力作用静压ρgh ＝98000Pa ，水泵扬程一半0.5 H＝

831380.33Pa ；因此，管路最大压力ｐ＝ｐo+ρgh+0.5H＝1027940Pa（约1.02Mpa），聚乙烯PE80（SDR11）额定承压能力为1.24MPa，管材满足设计要求。

表4–5 换热器管材性能参数表

4.4 太阳能集热器的设计 4.4.1 太阳能热负荷的确定

根据《建筑给水排水设计规范》GB50015－2003规定，人均热水供应应为60L/天，该厂区综合楼按照50人来计算。

由公式：

QhKh

mqrC(trt1)r

（4–13）

86400

式中: Qh——设计小时耗热量，W；

Kh——热水小时变化系数（按人数50人查得应为0.85）； m——用水计算单位数，（50人）； qr——热水用水量定额，（60L/人·天）； C——水的比热容，（4.187kJ/kg·℃）； tr——热水温度（50℃）；

t1——冷水温度（夏季按20℃，冬季按10℃）； ρr——热水密度（1kg/L）。

将数据代入式（4–13），计算热水负荷得： 冬季：Qh＝4.2 kW； 夏季：Qh＝3.089 kW。

该综合楼最大的特点是所在地区为长春地区，热负荷大于冷负荷，冷热负荷相差非常大，冬夏两季可能因吸热与放热的不平衡而引起岩土的温度降低或升高，导致冬

夏热源温度失衡。为了避免这一情况，太阳能辅助供热就成为有效的解决途径[4]。

冬夏两季的冷热负荷差为：

∆Q=QH-QC=76-67=9KW

相差的负荷可用太阳能供热的方式来解决，但是由于土壤具有热平衡自动恢复性能，本设计中相差负荷无需全部用太阳能来强制恢复热平衡，因此太阳能的辅助供热可以适当选择一个系数[4]，本设计可选0.1。则太阳能系统的热负荷为：

Q4.290.1=5.1kW

4.4.2 循环液流量的计算

由公式：

QcqvT （4–14）

式中：∆Q —— 太阳能系统热负荷，kW；

c —— 防冻液的比热容，kJ/(kg·℃)； qv —— 热水系统水的流量，kg/s；

∆T —— 系统要求水温与基础水温之差，℃。

本系统设计冬季要求水温为50℃，基础水温为10℃，因此温差∆T=40℃；水的比热容c=4.18kJ/(kg·℃)。由此可以算得

qv

Q5.1

0.031kg/s=0.1116t/h cT4.1840

4.4.3 集热器的选择

太阳能集热器是一种利用温室效应，将太阳辐射能转化为热能的装置。目前，太阳能集热器根据集热管材布置形式不同可以分为管式和平板式（见图4-5）两种。两者在结构组成上都是由集热板、透明盖板、保温层和外壳组成。它们的特征是采光面积与集热板面积相同，不仅可以收集太阳的直接辐射，而且还可以接受散射辐射。

图4-4平板式太阳能集热器

随着社会的发展，传统的管式太阳能热水器在一定程度上影响城市景观。平板式太阳能热水器和建筑的一体化是绿色能源和新建筑理念的有机结合。在国家政策的引导下将成为未来太阳能热水系统的发展趋势。这是因为平板式太阳能集热器和建筑结合美观，整体性好、单位面积集热效率高、部件少、故障少（有防冻处理），易于安装在坡屋面、阳台、墙壁上，便于分体式设计。

本设计选用杭州煌家太阳能设备有限公司生产的太阳能智能中央热水系统专用的owon（澳凰）系列平板式太阳能集热器，该系列产品具有以下技术特点：

1、吸热体采用德国真空磁控溅射金属陶瓷层（CERMET）镀膜带，集热板芯吸收率95%（±2），集热板芯发射率5%（±2），使用寿命不少于25年；

2、板芯为整体式结构，集管、排管全部被吸热体遮盖，最大限度地提高了有效吸热面积，集热效率高；

3、玻璃盖板采用美国技术生产的超白钢化玻璃，透光率大于91.02%，机械强度比普通玻璃高4倍；

4、集热器板芯工质流道材质为Tp2纯铜管，耐腐蚀，寿命长，承压能力强； 5、板芯镀膜带与流道金属管的焊接采用激光焊，对膜层几乎无损伤，热效率比超声波焊接（的板芯）高2%，外观美观；

6、边框为加厚铝合金型材，结构强度大，表面经氧化磨沙处理，膜层厚，耐腐蚀，美观；

7、集热器板芯结构有栅形和蛇形，适合于家用和大型集热工程；

9、集热器保温材料经技术处理，具有防水防潮功能，有效减少集热器吸潮能力； 10、控制系统采用电脑智能自动控制,功能齐全、性能可靠，可以做到无人值守。 单块集热器的参数如表4-6所示。

表4-6 单块平板集热器的参数

4.4.4 太阳能集热面积的计算

集热器采光面积的计算公式为：

A

Q

(4–15)

Jts1L式中：A——太阳热水系统的集热面积，m2；

∆Q——太阳热水系统的热负荷，kW； Jt——平均日太阳辐照量，可取25 MJ/m2；

s——集热器的平均集热效率，在0.3～0.5之间；

L——水箱和管路的热损失率，可按0.2～0.3选取。 代入数据得：

5.110336004.5Q

9.5m2 A=6

Jts1L25100.50.7

太阳能储热水箱容量计算每人每天同时用水量60L，按50人算，得每天用水量为V =3000L，水箱容量参考规格如表4–7所示。

本次设计中的太阳能用于生活热水，因此生活用热水箱可以选用表中第二种，即容量是3500L。

表4–7 太阳能系统水箱容量参考规格

4.4.5 太阳集热器安装倾角的计算

集热器最佳的安装倾角应该根据热水的使用季节和当地的纬度计算。 一般全年使用时

10 （4–16）

式中：θ——太阳集热器安装倾角，(°)；

Ф——当地的地理纬度，(°)。

本工程中太阳能集热器冬夏安装角度分别是：

冬季使用10=43.55+10=53.55°；夏季使用10=33.55°。 4.4.6太阳能系统水泵的选择

太阳能热水系统水泵常用的大体有管道泵、自吸泵和屏蔽泵，在选择上没有什么

严格的要求，只要符合一定的扬程流量即可[23]。各种水泵技术参数见表4-8。综合考虑本工程可选择型号为40SGR5–8的管道泵1台。

表4–8 水泵技术参数

第五章 终端系统的设计

本工程最大的特点是所在地区为长春地区，热负荷大于冷负荷，设计时应以制热为主。该综合楼不同于一般的居民楼，该工程的房屋，全部采用高保温的新型建筑材料，保温效果十分好，室内的采暖和制冷设计要求也比较高。为了满足需要，本设计中的终端系统可以做出如下设计：制冷采用暗装风机盘管进行制冷，采用侧出风方式，室内一个送风口，一个回风口，采用水–空气换热形式进行制冷；冬季供暖采用地板采暖方式。

5.1 室内空气系统的介绍

由于各类空调房间对空气的要求各不相同，因此空调系统的种类也是多种多样。在工程设计中应按照空调对象的性质和用途，热湿负荷的特点，室内设计参数的要求，可能为空调机房及风管提供的建筑面积和空调间初投资和运行费用等许多方面的具体情况，经过技术经济的分析比较来选择合适的空调系统。

空调房间较多或空调面积较大，室内的空调要求温度灵敏度、使用时间、洁净度等级、单位送风量的热湿扰量等基本一致时，宜选择采用集中式全空气系统，且应优先考虑单风道低速送风系统。

空调面积较小，且位置分布较散，或使用时间要求与时间各不相同者，宜采用整体式空调器。当室内要求全年进行空调而又无集中热源可利用时，宜采用热泵整体式空调器。

空调规模较大，房间较多，室内环境较干净。且要求各个房间能单独调控时，宜采用“风机盘管机组加新风”的空调系统（promary air fan–coil system）。

当集中式全空气空调系统为多个房间或多个区域服务时，若各个房间或区域的热湿扰量彼此间差异较大，而各个房间或区域对温度的要求又较为严格时，宜采用末端加热或多区机组的空调方式。

当空调房间内的散湿量较小或相对湿度的允许波动范围较大时，全年性集中式全空气空调系统宜采用改变一二次回风比或旁通调节方式，当不允许采用较大的送风温差时，可采用固定比例的二次回风方式。

全年性空调系统，应考虑在过度季节进行全新风运行的可能性，对于精度高的恒

温恒湿空调系统，则应保持新风量全年固定。

采用“风机盘管机组加新风”的空调方式时，宜配置单独的新风和排风系统。对于要求较低的建筑物允许不设单独的新风和排风系统。

“风机盘管机组加新风”空调系统的新风送风口应单独设置，或布置在风机盘管机组送风口的旁边，不应将新风接至风机盘管机组的回风吸入口处。

根据本工程实际情况确定以下空气处理方案： （1）二层的厨房、大厅、餐厅均采用全空气系统，

（2）一层、二层和三层客房寝室、会议室及办公室采用风机盘管加新风系统； （3）采用全空气系统的房间，送风形式均采用一次回风。

系统终端采暖采用地板辐射采暖。低温热水地板辐射采暖是一种利用建筑物内部地面进行采暖的系统。它以低温热水为热媒，通过埋设在地板内的塑料管（常用PE–RT 管和PEX管）把地板共热，以整个地面作为散热面，均匀的向室内辐射热量，是一种对房间微气候进行调节的节能采暖系统。本设计中采用PE–RT综合性价比具有突出的优势。 5.2 风机盘管的设计

风机盘管的基本组成是表冷器（翅片盘管）、风机、过滤器和壳体。 风机盘管系统应用于住宅具有如下特点： （1）控制、调节方便；

（2）一次投入和运行费用低，节能性较好；

（3）风机盘管机组定型化、规格化，易于选择安装；

（4）可设置独立新风系统，有利于提高空调房间的室内空气品质； （5）噪声低，如夜间在低速下运行，噪声更低； （6）适合各种冷热源。

该厂区综合楼的总冷负荷为67kW，根据其实际情况，该楼可以选用由FP系列冷水风机盘管如表5-1。选用30台FP3.5，全部房间的风机盘管送回风口和新风送风口均采用可调性双层百叶风口。

表5–1 FP系列风机盘管基本性能参数

FP系列风机盘管优点如下：

（1）有新型铝合金离心风轮，运转宁静，噪音低； （2）全可靠，寿命长，每台盘管都经过压力检漏；

（3）进出水管集水头采用缎黄铜结构，可靠耐用，使用寿命达45000小时以上； （4）盘管采用无缝紫铜管串套高效的双向裂缝铝翅片胀紧成一体，传热效率高，冷热量富足；

（5）品种齐全，使用方便，风机盘管有三挡风速(高–中–低)。 5.3 地板采暖埋管的设计 5.3.1 地板采暖埋管径的确定

根据现实的施工经验每150m2的建筑面积有10根45m长的U型PE管供热，则终端需要的管长为：

L3545m

在冬季供暖时，此热泵系统终端进水温度为40℃，出水温度为45℃，于是进出口温差∆t为5℃。

根据公式QqmCt，可推出：

qm

Q

Ct

式中：Q ——设计总热负荷，kW；

t——进出口温差，℃；

C ——水的比热容，kJ/kg·K ； qm——管内质量流量,kg/s。

于是 qm=

qv=

Q

==3.62kg/s tC

qm

==3.62103m3/s 

主供水立管管径的确定：

水管流速一般1.25～2.5m/s，取v=1.5m/s； 则立管断面A=

又A

qv3

=2.4110m v



4

d2，所以d=55.4mm，

所以主供热水管管径为DN80。 则每层楼的集管流量：

qv3.6210333

q 1.2110m/s 1

33

每个房间的单管流量为：

q 1.211031

q 0.121103m3/s， 2

1010

同理，可以算得每个房间地暖供热水管管径为DN20 ，每层楼集管管径为DN50。

5.3.2 采暖管路阻力计算

图5–1 冬季采暖管道流程简图

由图可知最不利环路管段是1、2、3、4、5、6、7，管道阻力损失按此环路计算。由以上算得的q1和q2得到每层集管和每个房间管道的流速为：

1.2110-3

v =0.62m/s； 2

0.253.140.050.12110-3

v =0.385m/s。 2

0.253.140.02

6

查表得47.5℃时水的运动粘性系数为579.849×10m/s，则房间供暖管道的雷诺

数为：

Re

vd



=

1.30.01

=22.4 6

579.84910

可见房间供暖管道的雷诺数小于4000有利于供暖，符合设计要求。 （1）终端沿程损失的计算

根据所设计的建筑物特点及设计需要，各集管的长度为： 外径80mm管：L=20m； 外径50mm管： L=40m ； 外径20mm管： L=150m 。 查出各管径的沿程损失系数γ为： 外径80mm管：λ=0.0118 ； 外径50mm管：λ=0.014 ； 外径20mm管：λ=0.0165 。

Lv2

由达西公式hf求各段的沿程阻力损失为：

2dg外径80mm管：hf1 =0.34 m ； 外径50mm管 ：hf2= 0.22m ； 外径20mm管 ：hf3 =0.94m ； 则总的沿程损失为hf1+ hf2+ hf3=1.5m。 （2）终端局部损失的计算 根据设计管道可得：

外径80mm集管上有直流三通接头8个 ，90°接头2个，总当量长度L＝6.1×8+3.1×2＝54m。

外径50mm集管上有直流三通接头4个，90°接头2个，则L=6.1×4+3.1×2=30.6m。 由达西公式求得各段局部损失为： 外径 80mm管：hf4

Lv2

=0.91m 2dgLv2

=0.17m 2dg

外径 50mm管 ：hf5

由于换热管道内流速非常的小，局部损失可以不考虑。则终端总局部损失为：

hf4 + hf5=1.08m。

终端总的阻力损失h为：

hf= 1.5+1.08=2.58m。

5.3.3 终端系统循环泵的选择

因此根据总阻力损失和主管道的体积流量qv=3.62×10–3×3600 = 13.032 m3/h，选择终端系统的循环水泵型号为IHF65-50-160Z,共选两台，一用一备。水泵参数见表5–3。

表5–3 终端采用的泵的参数

5.4 系统校核

此综合楼位于东北严寒地区所以习惯上以热负荷为基准，进行系统设计的计算；同时，我们也可以利用此综合楼的冷负荷对该系统进行校核。校核时主要考虑下面几个方面：（1）夏季制冷时管内流速是否符合标准；（2）所选定的埋管长度是否能够满足夏季制冷时所需管长；（3）盘管是否能够提供夏季制冷时所需的冷量。 5.4.1 夏季制冷时管内流速的校核

本系统确定夏季制冷时COPc=6.78，由公式（4–1）算得夏季像土壤排放的热量为91.8kW，根据公式：

q´m=

Q1

Ct

得 q'm=

Q176kw

==3.62kg/s， Ct4.2kj/kg5cqm

即 qv=



==3.62×10-3/s。

4q12

dv，可得 v=v 24d

由公式 qv

4qv43.62103m3/s

即 v=2==1.84m/s 2

d3.140.05m流速在1 m/s~3 m/s之间，说明夏季制冷时管内流速在设计允许的范围之内，管径规格选用适

5.4.2 埋管长度的校核

表5–4 东北地区实测地温数据单位长度换热量

东北地区夏季为6、7、8三个月份，根据表所提供的地下土壤温度资料可以看出，在夏季地表9m以下，土壤温度维持在16.7℃左右，本计算取为17℃。由于此时地下埋管系统进口水温较冬季时有所提高，故需要重新计算地埋管单位长度换热能力。

文献[4]中提出利用线源模型的方法计算热泵热阻：

Rb=

r1

Lnb）+Rp

（5–1）2Kb2rp

其中：R——热泵热阻，(m2·K)/w；

b

K——回填水泥浆的导热系数，w/(m·K)；

b

r——孔半径，m；

b

rp——埋管半径,m；

Rp——埋管壁热阻，(m·K)/w。 传热温差：

TTb

Tf1Tf2

2

（5–2）

其中：Tb——壁温，℃；

Tf——冷水进水温度，℃；

1

Tf2——冷水出水温度，℃； 。 T——传热温差，℃

表5–5 公式中各参数取值如下

b

本设计由公式（5–1）、（5–2）的计算结果为：R=0.1663(m2·K)/w，T=5℃。 地埋管单位长度换热量q0：

q0=

5T

== 30.066w/m 0.1663Rb

由此可得夏季制冷需要的地埋管长度为：

Q176103

2527m L´==

q030.066

制冷能力Q´：

Q´=30.066w/m×2527=76kw

（5–3）

而实际上地埋管长度为2534m所需冷量67kw，满足埋管长度和盘管夏季制冷时所需的冷量，设计符合要求。

参考文献

[1]徐邦裕,亚俊,最良建筑工业出版社,1988.07.

[2]马最良,悦地源热泵系统设计与应用.机械工业出版社,2006.07. [3]蒋能照.空调用热泵技术与应用.机械工业出版社,2007.10.

[4]蒋能照，刘道平.水源 地源 水环热泵空调技术及应用.机械工业出版社,2007.01. [5]库伯.热泵的理论与实践.中国建筑工业出版社,1968.

[6]曲云霞.地表水源热泵系统的设计.可再生能源,2003年第3期.

[7]胡刚.太阳能热泵供热技术在别墅采暖中的应用实验研究.哈尔滨工业大学,2006.07:1–2. [8]吴晓寒.地源热泵与太阳能集热器联合供暖系统研究及仿真分析.吉林大学,2008.06. [9]张旭.热泵技术.北京:化学工业出版社,2007.01.

[10]林媛.太阳能深层土壤蓄热的数值模拟与实验研究.哈尔滨工业大学,2003:4–6. [11]杨睿,韩敏霞.太阳能–地源热泵组合系统的设计与应用.天津大学机械学院. [12]马经国.新能源技术.江苏科学技术出版社,1992:1–4.

[13]徐伟等.地源热泵工程技术指南.北京:中国建筑工业出版社，2001.11 [14]谢汝镛.地源热泵系统的设计.现代空调,2001.3:33～74

[15]肖益民等.地源热泵空调系统的设计施工方法及应用实例.现代空调,2001.3:88～100

[16]王勇.地源热泵研究（1）——地下换热器性能研究:[硕士学位论文].重庆:重庆建筑大学,1997 [17]莫乃榕.工程流体力学. 华中科技大学出版社,2000.05. [18]李向东.现代住宅暖通空调设计.中国建筑工业出版社,2003.10. [19]安连锁.泵与风机. 中国电力出版社,2001.08. [20]杨世铭,陶文铨.传热学. 高等教育出版社,1998.09. [21]莫乃榕.工程流体力学. 华中科技大学出版社,2000.05.

[22]夏喜英,王建华.低温热水地板辐射采暖方式及节能. 技能技术.2001: 19卷第一期,33–34 [23]罗运俊,陶桢.太阳能热水器及系统.化学工业出版社,2007.01.

表3-1 水/地源热泵机组技术参数表