西安咸阳国际机场2号制冷站冰蓄冷系统工艺流程设计1

西安咸阳国际机场2号制冷站冰蓄冷系统工艺流程设计

第一章 绪论

1.1 冰蓄冷技术

冰蓄冷技术是利用夜间的低谷电力，把用户所需空调冷量制备好，以冰的形式存储，在白天用电高峰时段，融冰供冷，提供服务，冰蓄冷空调技术能有效实现电网移峰填谷，用户节约了电费，又避免了商业、办公、白天开工的工业用户等的空调用电负荷对电网高峰的冲击，还对当地电网起到移峰填谷的作用。

我国在1994年电力部召开的郑州会议上，正式将冰蓄冷系统的推广应用列为十大节能措施之一。1993年5月投入运行的深圳电子科技大厦采用了法国Cristopia冰球蓄冰系统，其削峰能力为47%，这栋楼高38层，是我国第一幢采用冰蓄冷技术的高层建筑。 国家经贸委办公厅颁发的“经贸办厅技〔1997] 298号文件”将冰蓄冷空调作为今后的重点发展项目。国务院“国发「1998]32号文件”更强调了加快推广包括冰蓄冷系统在内的各种削峰填谷的技术措施。国家电力公司“国电财「2000]114号文件”明确要求加大峰谷电价推广力度。目前，辽宁、吉林、黑龙江、北京、天津、河北、山东、陕西、新疆、青海、甘肃、宁夏、上海、江苏、浙江、安徽、福建、江西、湖北、湖南、河南、四川、重庆、云南、广西、贵州、广东等省市纷纷出台了分时电价政策，一般低谷电价只相当于高峰电价的1/2甚至1/5，而且有取消电力增容费、电贴费等不同程度的优惠。

1.2 我国冰蓄冷系统的应用现状

据统计，我国空调年增长速度为20%，而电力增长速度为10%-15%左右，远 远跟不上空调的增长速度，因而对电力供应紧张的局面来说更是雪上加霜。空 调设备用电量大并且间断性使用，加大了电网用电负荷的峰谷差。由于空调使 用的上述特点，所以在国家电力公司峰谷电价差的推动下，在全体暖通空调技 术人员的努力下，在电力部门的领导和专业技术人员的具体指导下，使得具有 较大移峰填谷能力的冰蓄冷系统得以广泛应用，发展迅速。

我国从九十年代初开始建造水蓄冷和冰蓄冷系统，至今已有建成投入运行

和正在施工的工程480项(还有一些工程正在洽谈中，未统计在内)，分布在4个直辖市和18个省，全国2/3的省市(22个省市)都建造了蓄冷系统并投入运行。 国家电力部为推广冰蓄冷系统，首先在电力系统建立样板工程，第一个样 板工程是电力部国家电力调度控制中心(北京)的冰蓄冷系统，总蓄冰量为 16660kWh(4760TH)，该项目被定为电力部重点工程；第2个样板工程是国家电 力部办公大楼(北京)的空调系统，总蓄冰量24920kWh(7120TH)。在电力部的样 板工程成功经验推动下，北京陆续有中央电视台小型区域性冰蓄冷供冷站 (总蓄冰量达24413kWh)、中央人民广播电台、北京国际贸易中心、北京嘉里中 心、北京新兴宾馆等10多个冰蓄冷空调项目。上海市重点项目：上海科技城也 采用了冰蓄冷项目，该项目总面积为10万mzm，总蓄冰量达322kWh (9200TH)，由于采用低温(大温差)送风，该系统初投资低于常规空调系统。上海电力公司还将该项目专门作个案处理，除了全免供配电贴费外，在其投入运行后，还把峰谷电价比从原来的3: 1拉大到4: 1，使业主受到很大的实惠。深圳电子科技大厦采用法国的Cristopia冰球式冰蓄冷系统。

我国在开始发展水蓄冷和冰蓄冷空调工程时，就采取引进、吸收、消化国外先进技术，同时充分发挥我国工程技术人员的聪明才智，虽然我们只经历十几年的工程实践，已有不少工程具有世界先进水平。

根据可靠数字预测，全国未来三年缺电总量达2800万kW，如果每年通过用 冰蓄冷系统把上述缺电的30%用于低谷电来补充，则每年节约发电厂的投资相当可观。同时也降低一次能源消耗，减少环境污染，造福于子孙后代，是落实中央提出的资源节约、环境友好、建设和谐社会的重要举措。

1. 3冰蓄冷技术的前景

蓄冷技术应用领域十分广泛，主要应用在下列领域:

(1)商业建筑。宾馆、银行、办公大楼的中央集中式空调系统。在这些建筑中，夏季空调负荷相当大，需要持续在工作时间内提供冷量，是用电峰值的重要组成部分，随着白天气温的变化而变化，而且特别要指出，冷负荷高峰期基本上是在午后，这和供电高峰期同时对电网供电压力特别大。

(2)家用空调。家用空调的用电特点是用电集中，用电数量大，持续时间

长，常常是持续至深夜。家用空调蓄冷可以利用后半夜低谷时进行蓄冷。若能在家用空调上普及推广蓄冷技术，将大大削减供电高峰负荷。日本现在已开发出带蓄冷的小型空调机组。我国哈尔滨工业大学孙德兴教授已着手对小型冰蓄冷空调系统及设备技术进行研究。

(3)体育馆、影剧院。这些场所冷负荷量大，持续时间短，而且有很大的随机性，适宜于采用蓄冷空调系统。 (4)作为特殊工程的应急备用冷源。

(5)对现有空调系统的扩建，可通过增设蓄冷设备来增加制冷量。 (6)作为区域供冷的冷源。由于区域供冷容量大，使超大型离心式制冷机得以使用，其COP值可达6.8-6.9，运用蓄冷技术将使初投资和运行费用更 加节省，能耗更为降低。

随着我国经济的高速发展和城市商业水平的不断提高，城市建筑中央空调 系统的应用越来越普及，人们己逐渐认识到蓄冷技术具有很大的移峰填谷潜力。在建筑物空调系统中应用蓄冷技术己成为我国今后进行电力负荷需求侧管理、改善电力供需矛盾最主要的技术措施之一，蓄冷技术在我国应用和推广的前景是十分诱人的。

第二章 工程概况

1.1设计地区：西安咸阳国际机场 1.2建筑资料：

西安咸阳国际机场2号制冷站位于2号航站楼的东侧，是一个包括冰蓄冷系统、板式换热器在内的大型制冷站，主要为1号航站楼和2号航站楼空调系统夏季提供冷量，冬季提供热量。2号制冷站为带有地下室的二层建筑，总建筑面积为4000m2。制冷机组、板式换热器等设备以及中心控制室布置在一层建筑物内；冰蓄冷装置、冷水泵、热水泵、冷却水泵以及集水器、分水器等设备布置在地下一层；高、低压配电室、电控中心等布置在二层建筑物内；冷却塔布置在制冷站屋顶上。建筑围护结构如外墙、屋顶、内墙、外窗玻璃、门、窗等，均符合设计规范、民用建筑节能设计标准以及建筑防火标准要求。 1.3基本技术资料：

系统设计日最大冷负荷QL=15300kW，设计日最大热负荷QR=15500kW 1.4室外空气设计参数：

室外空气设计参数查《采暖通风与空气调节设计规范》GB50019-2003： 夏季室外干球温度：tx=35.2℃

夏季室外湿球温度：ts=26.0℃ 冬季室外空调计算温度：td=-8.0℃ 冬季室外相对湿度：Φd=67.0% 1.5动力资料

（1）水源：城市自来水。

（2）电源：220/380V 50Hz民用动力电。

（3）热源：由集中锅炉房供给0.6MPa高压蒸汽，转换为0.2MPa低压蒸汽供板式换热器，冬季空调系统热水运行参数为60℃/50℃。

（4）冷源：夏季由制冷站供给空调系统运行参数为3.5℃/13.5℃的冷水；冰蓄冷系统由制冷站供给夜间运行参数为-6℃/-2.3℃、日间运行参数为5℃/10℃的乙二醇水。

第三章 设计方案的确定

3.1冰蓄冷系统类型的选择

冰蓄冷技术分为动态和静态两大类，目前国内成熟的只有静态冰蓄冷。静 态蓄冰装置主要分为冰球式和盘管式两类。在系统设计时，根据系统的特点和 项目的规模，并对蓄冰装置进行技术经济比较，最后选择和确定蓄冰装置的形 式。

3.2蓄冰球

冰球蓄冰装置的特点为:

(1)冰球式蓄冰为内融冰，冰球材料为单一材料，不存在热胀冷缩引起的 缝隙，不容易破损，单个冰球破损，也不影响整个系统的使用效果，蓄冰系统 维护简单；

(2)冰球式系统融冰速度快，尤其在融冰后期，冰球内部水的对流可加速 融冰。放冷速度较快；

(3)冰球式系统蓄冰槽压降小，乙二醇溶液循环泵的功率小，从而减少耗 电；蓄冰装置体积利用率较低(65%左右)，但槽体可以做得比较高，机房层高 足够时空间利用率高；

(4)蓄冰槽内乙二醇溶液在冰球外流动用量较多，浓度相对较高；乙二醇在冰槽内流动速度慢，可充分参与换热。但二醇用量通常是盘管系统的3-5倍，投资较高；

通常，中小规模的工程项目采用冰球式系统较多。

3.3蓄冰盘管

蓄冰盘管的材料有热镀锌钢管、聚合材料，考虑到钢管，即便是通过热镀 锌，其使用寿命都不会超过20年，而通常空调系统对除主机等运转设备外的其 他如管道系统、阀门等非运转设备的使用寿命要求高得多；随着材料科学技术 的进步，高分子材料的性能、使用寿命和可靠性大大提高，如高密度聚合塑料 (HDPE)的使用寿命可以超过50年;从蓄冰设置使用寿命的角度，可以采用国产HDPE材料生产的塑料盘管，用以替代进口的HDPE盘管。

盘管式蓄冰系统的特点:

(1)通常金属盘管的蓄冷速度较慢，结冰厚度大，但放冷速度较快，而塑料盘管结冰速度快，但放冷速度较慢，蓄冰槽出口温度较恒定，但融冰速率较低，约为冰球系统的一半;

(2)塑料盘管的融冰性能特征与金属盘管相近，盘管融冰过程中冷水温度均会较缓慢地升高;塑料盘管由于结冰厚度小，要求制冰机组进出蒸发器温度相对较高，钢盘管要求的蒸发器温度较低;乙二醇溶液在盘管内流动，用量较少(约为冰球式系统的1/3-1/5)，浓度要求略低；

(3)蓄冰装置体积利用率较高，但盘管装置高度一般在3米左右;万一盘管发生破损，乙二醇泄漏，系统将无法运行，泄露到盘管槽内的乙二醇溶液也会造成环境污染。因此要求在盘管加工制作、产品运输、施工安装及运行维护时要十分谨慎，要严格按照要求在出厂前、安装后进行水压或气压试验，在系统设计时要严格考虑技术措施，尽量避免乙二醇溶液泄漏，盘管设计还应考虑检修方便，快速排除故障。

目前规模较大的冰蓄冷项目大多采用盘管式系统。

经过比较优选，本工程采用盘管式蓄冰系统。

3.4冰蓄冷空调系统运行策略

确定白天空调用机组的制冷量和晚间制冰用机组的制冷量时应充分考虑机组的工作特性及负荷的变化规律。当分配给晚间所需的制冷量确定后，系统 的结冰量实际上已经确定。最佳的机组制冷量和储冰量的计算，在很大的程度 上取决于运行策略和控制策略。运行策略包括全蓄冷和部分蓄冷;控制策略包括主机制冰优先和融冰优先。

(1)全蓄冷策略

全蓄冷运行策略是指设计日非电力谷段的总负荷全部由蓄冷装置供应，制 冷机组在此时段不运行。与其他方案相比，该方案配置的蓄冷装置和制冷机组 的容量最大，初投资最多，但是运行费用最节省。确定时要进行工程经济比较， 考虑的因素包括初投资大小，运行成本和使用寿命等主要因素。该蓄冷策略主 要适用于负荷集中、使用时间短的建筑。

(2)部分蓄冷策略

部分蓄冷运行策略仅将设计日非谷段的冷负荷总量转移一部分由蓄冷提供，一般为30%-50%进行蓄冰，白天制冷主机和蓄冷装置联合供冷。部分蓄冷 策略主机容量及蓄冷槽、蓄冰量均明显减少，投资费用大幅度降低。一般舒适 性空调尤其是全天空调时间长、负荷变化大的场合适合采用部分蓄冰策略。在 实际运行中，设计日负荷按部分蓄冷模式安排，在日负荷较小的过渡季节往往 可以按全部蓄冷运行。

部分蓄冷分为主机优先和融冰优先两种控制策略。主机优先运行策略所需 的主机及蓄冷槽容量最小。采用融冰优先的控制策略更能充分利用谷电，运行 费用更节省。

由于该机场白天需要供冷，使用时间比较集中，负荷变化不太明显，采用部分蓄冷运行策略和主机优先控制策略。即由双工况机组在夜间谷电时段蓄冷（0:00-8:00共8小时），每小时蓄冰为15300*41.83%/8=800kw。白天双工况机组优先供冷，所蓄的冷量补充机组直接供冷的不足（8:00-18:00共10小时）。

第四章 制冷站冰蓄冷系统设计

4.1冰蓄冷空调制冷机组的选择 (1)常用制冷机组的型式 ①活塞式制冷机组

用于蓄冷空调系统的活塞式制冷压缩机主要是半封闭式和开启式二种。容量通常在1000kW以下，适合于中小型蓄冷空调，空调工况下COP值为4.1-5.4,用于蓄冰工况时，蒸发器出液温度为-12℃~-10℃,COP值为2.9-3.9。 ②螺杆式制冷机组

与活塞式制冷机组相比，螺杆式制冷机组具有结构简单、紧凑、易损件少、可靠性高等优点，尤其是在低蒸发温度或高压缩比工况下仍可采用单级压缩， 采用滑阀调节装置，制冷量可在10%-100%范围内进行无级调节，并可在无负荷情况下启动。由于排气温度低，热效率高，运转平稳，振动小，故其应用较为 广泛。

③离心式制冷机组

它具有转速高、单机制冷容量大、重量轻、体积小、运转平稳、振动小等 优点，通常可在30%-100%的负荷范围内进行无级调节。 ④涡旋式制冷机组

其优点是结构简单、重量轻、易损件少、维修周期长。由于结构限制，该 型机组容量较小，通常小于210kW，目前已生产出500kW的制冷机组，可用于冰 晶式或制冰滑落式蓄冷系统。在制冰工况下，蒸发器出液最低温度可达-9℃。 该机组在空调工况下的COP值为3.1-4.1，在制冰工况下的COP值为2.7-2.9。

(2)双工况制冷机组的选择 ①离心式制冷机组

按压缩机级数分有单级、双级和三级三种，按冷凝压力可分为低压和中压 两类。低压系统使用R123作制冷剂，中压系统使用R22或R134a作制冷剂。离心式制冷机组的容量为1000-5000kW，由于离心式制冷机组具有变流量定压头工作特性，故其制冷机组一般不适用于制冰工况运行。若用于蓄冰系统，单级压缩机必须进行改装以提高其转速，三级压缩的离心式制冷机组可用于蓄冷系统，其蒸发器出液最低温度为-6℃。水冷式离心冷水机组在空调工况下的COP 值为5.0-5.9，在蓄冰工况下的COP值为3.5-4.1。 ②螺杆式制冷机组

螺杆式制冷机组的容量范围为100-1500kW，空调工况下的COP值为4.1-5. 4。为适应冰蓄冷空调的需要，现已生产出双工况螺杆冷水机组。由于螺杆压缩机具有恒流量变压头工作特性，故其冷水机组可适用于制冰工况运行；在制冰时，蒸发器出液温度最低为一12℃-7℃，其COP值为2.9-3.9。

选择蓄冷空调制冷机组时应考虑制冷剂的蒸发温度能满足蓄冷温度的求，制冷机的容量和调节范围能满足负荷要求。对于冰蓄冷系统，常常采用双工况机组，机组既能在常规空调工况下运行，蓄冷时又能在制冰工况下运行。螺杆式制冷机组具有结构简单、紧凑、易损件少、可靠性高等优点，尤其是在低蒸发温度或高压缩比工况下仍可单级压缩；采用滑阀调节装置，制冷量可10%-100%范围内进行无级调节，并可在无负荷情况下启动。所以蓄冷系统常用的制冷机组为螺杆式冷水机组。

综上所述，本工程设计时选用螺杆式制冷机组为双工况运行的机组。

4.2冰蓄冷空调制冷机组容量的确定

由于在设计日空调供冷仅白天运行，可选择双工况主机在夜间进行制冰。前面已经论及本工程由蓄冷装置融冰供冷和双工况机组直接供冷满足的负荷为15300kWh，采用部分蓄冷时主机优先策略的双工况主机容量计算公式如下：

R2?RH?QD?N??15300?(1?10%)10?8?0.7?1079kw

R1??R2?1079?0.7?755.3kw

式中

RH:设计日建筑物所需的总冷负荷，kWh;

Q:蓄冷槽热损失，一般蓄冷槽热损失为3%-5%，蓄冰冷槽热损失约占设计日供冷量的5%-10%, kWh; D:白天使用空调的时间，h;

N:晚间制冰的时间，h;

η：制冷机组的容量变化率，一般取0.65-0.7;

R2：制冷机组在空调工况下的制冷量，kW

R1：制冷机组在制冰工况下的制冷量，kW。考虑裕量20%，则

R2??1.2?R2?1.2?1079?1294.8kw

R1??1.2?R1?1.2?755.3?906.4kw

根据上述计算，双工况机组，选择螺杆式机组两台，单台双工况机组空调 工况下制冷量为650kW，制冰工况下制冷量为450kW，总蓄冷量6400kWh，整机长3535mm，整机宽950，整机高1875mm。冷却水量120m3/h，冷冻水量100m3/h。

4.3冰蓄冷设备容量计算

部分蓄冷运行策略下的主机优先的蓄冷设备容量计算式如下：

Q1?NR1?8?755.3?6042.4kw

式中

Q1：蓄冷设备蓄冷量，kwh; N：晚间制冰时间，h;

R：制冷机组在制冰工况下的制冷量，kw

4.4蓄冷槽体积计算

蓄冷槽的体积计算公式为：

V?Q1bq?6042.4?1.119?3.516?99.5m

3式中：

Q：蓄冷设备蓄冷量;

b：体积膨胀系数，对于冰蓄冷b=1.05-l.15

q：单位蓄冷槽体积蓄冷能力，查相关的厂家产品参数取19RTh/m3。 根据设计计算，选取3个蓄冷槽，型号为Dyn-960-Z，单台名义蓄冰容量 960RTh，显热量155RTh，潜热量805RTh。单台设备外形尺寸:长6000*宽 2800*高3000mm。设备空重:3760kg，运行重量:45260kg。

4.5板式换热器选型计算

冰蓄冷系统中的载冷剂从制冷机组或者蓄冷装置中获得冷量，通过换热器将载冷剂的低温冷量传递给另一侧的空调回水，制成低温空调冷水供应给空调末端设备。换热器一般采用板式换热器。板式换热器在蓄冷系统中，由于高低温两种介质相互不接触混合，换热面积大，结构紧凑，传热效率高，运行管理方便，可靠性好，因而得到广泛应用。

目前常用的板式换热器有组合垫片型和整体焊接型两种。中小型制冷系统 宜选用整体焊接型，大型制冷系统选用组合垫片型。在结构上都是采用波纹金 属板作为换热板片。组合式由优质橡胶制成密封元件，板片和垫片按所需要的 流程和面积，经端板、螺杆等夹紧，构成换热器。整体式为波纹金属板片经真 空烧焊压制成整体的换热器。板式换热器由于其波纹板片形成通道波纹状，使 介质在低速下获得强烈的湍流，以达到强化换热效果。

根据换热器设计手册，在单相换热时采用以下公式计算：

Q1?q1cp1?t1?q2cp2?t2

?3.5168q1???358kg/s cp1?t13.757?(10?5)Q?3.5168q2???160kg/s cp2?t24.2?(13.5?3.5)Q1530015300式中

Q：换热量，kj； R：质量流量，kg/s； Cp:流体比热容，kJ/kg.℃

?t:换热器对数平均温差，℃。

传热平均温差计算公式为:

?tm??tmax??tmin2?(13.5?10)?(5?3.5)2?2.5℃

总传热系数计算:

K?(1?R1????1?R2?1?2)?1?2200w/m℃

式中

?tmax、?tmin：热流体与冷流体之间的最大温差、最小温差

?1、?2：流体膜的对流换热系数，一般湍流传热膜系数都由实验数据得到，

查相关的手册分别为12000w/m2℃与7213w/m2℃

R1、R2 ：板片的污垢热阻，查手册得处理过的冷冻水污垢系数为0.00009 m℃/w，卤水是处理过的软水与乙二醇溶液等抗冻剂的溶液，其污垢系数视为城市用软水的污垢系数，为0.00009 m2℃/w

δ：板片的厚度，取0. 8mm;

λ：导热系数，选用不锈钢材料，不锈钢导热系数是14.7w/m℃左右，应取值为在0℃时的导热系数。我们拟采用不锈钢材料作为换热器材质，取换热

2

系数为14.7w/m℃

计算得到板式换热器换热面积：

A?Q/(K?t)?15300/82.2?2.5?348m

2

考虑换热效率后，计算如下:

A?348/0.8?435 m

2

式中

板式换热效率为0.8。

故选择BR1.6型换热器，选取换热面积为380m2.

4.6循环泵的选型计算 （1）乙二醇泵

在确定冰蓄冷系统循环泵的流量和扬程时，应当从管路流动阻力(包括设备阻力)和所需的流量作为依据，还要同时考虑与此相关的载冷剂的浓度、温度、密度、比热、粘度等参数。由于载冷剂比较贵，运行时要严格控制泵的泄漏量，对于泵的密封性要求比较高，常采用优质的机械密封泵。一般蓄冰时，载冷剂温度为-6℃~-4℃，对于泵和密封材料，应考虑具备耐低温的要求。 ①泵的流量计算

乙二醇泵流量计算公式如下:

G?Q0?8001044?3.655?(?2.3)?1045?3.666?(?6)?0.0563?1cp1t1??2cp2t2m3/s=202 m3/h=56.3L/s=59kg/s 式中:

G:乙二醇水泵计算流量，m3/s Q0：输送的冷量，kW:

ρ：乙二醇供、回水温度时密度，kg/m3

Cp：乙二醇供、回水温度时比热，kg/m3℃ t：乙二醇供、回水温度，-6/-2.3℃ ②泵的扬程计算

在闭式蓄冷系统中，计算泵的扬程应考虑回路中设备及管路压降。主机的压降一般为80-100KPa，蓄冷装置的压降一般为30-100KPa；蓄冷回路管道压力降取经验数据，一般为每米管0.06-0.15KPa；板式换热器压力降一般为50-100KPa。

泵的扬程计算公式如下:

H?0.1(?PZ??PX??PG??PR)?0.1(100?80?20?100)?30mH2O 对于泵的扬程计算，一般不采用裕量系数。 ③泵的功率计算

泵的功率计算公式如下，并取其效率η=0.80

p?0.5GH?102??0.5?0.0563?30?1045102?0.8?10.8kw

(2)冷冻水泵 ①泵的流量计算

冷冻水泵流量需根据热平衡方程得到系统所需的冷冻水流量进行确定。其中板式换热器的供水温度为3.5℃，回水温度为13.5℃；冷冻水泵取最大负荷时所需的最大冷冻水泵处理能力。

G?Q0?1cp1t1??2cp2t2?38?0.046m/s?46L/s999.6?4.188?13.5?999.9?4.2?3.515300式中:

G:冷冻水泵计算流量，m/s Q0：输送的冷量，kW:

ρ：冷冻水供、回水温度时密度，kg/m3 Cp：冷冻水供、回水温度时比热，kg/m3℃ t：冷冻水供、回水温度，3.5/13.5℃ ②泵的扬程计算

冷冻水回路管道压力降一般为每米管0.06-0.15kpa，板式换热器压力降一般为50-100kPa，空调末端设备压力降一般为50-100kPa。 泵的扬程计算公式如下

H?0.1(?PG??PR??Ps)?0.1(150?100?100)?35mH2O

3

对于泵的扬程计算，一般不采用裕量系数。 ③泵的功率计算

泵的功率计算公式如下，并取其效率η=0.80

p?0.5GH?102??0.5?0.0563?35?998.7102?0.8?12kw

(3)冷却水泵 ①泵的流量计算

根据冷凝器负荷（即制冷系统制冷量）计算，冷却水量计算公式

W?1.1Q?10003600??t1.1?15300??100038?117m/h

3600?5式中

W：冷却水总水量（m3 /h）;

Q：输送的冷量（KW） ；

?t：水的进出口温差 ，通常冷却塔进水温度37℃、出水温度32℃，取温差5℃。；

②泵的扬程计算

冷冻水回路管道压力降一般为每米管0.06-0.15kpa，设备阻力一般为50-100kPa，冷却塔喷嘴喷雾压力一般为5mH2O，冷却塔中水的提升高度1.2 mH2O

泵的扬程计算公式如下

H?0.1(?PG??PR??Ps)?0.1(150?100)?5?1.2?31.2mH2O

对于泵的扬程计算，一般不采用裕量系数。 ③泵的功率计算

泵的功率计算公式如下，并取其效率η=0.80

p?0.5GH?102??0.5?0.0563?31.2?998.7102?0.8?10.7kw

型号

3

m

，流量125 /h，扬程32m

4.7冷却塔的选择与冷却塔补水计算

（1）冷却塔的选型 ①冷却塔的水量计算

冷却塔是使水在塔内与空气进行热湿交换而得到降温，采用开放逆流式并配有风机，使空气与待处理的冷却水强制对流，以提高水的降温效果。

根据制冷机样本直接查取所需冷却水水量值或者计算得出冷却水量，乘以一定的安全裕量计算G值，然后根据G值从产品样本选择型号和规格。

计算公式如下： G?Qc(tw1?tw2)

式中：Q—冷却塔排走热量，kW

c—水的比热，kJ/（kg· oC），常温时c=4.1868 kJ/（kg·oC）

tw1,tw2—冷却塔的进出水温差，oC；取4～5 oC

不同机型冷凝器的单位产冷量的散热量，可按下式估算:

螺杆式制冷机组：Q=（1.2～1.3）Q0 根据冷却塔的选型原则，本设计拟选用两台相同的冷却塔，按每台机组承担956.25kW的能量来计算，则系统总共所需冷却水量为：

G?Qc(tw1?tw2)?2?956.25?36004.2?5?1000?328m/h3

每台冷却塔的冷却水量：G?164m3/h ②冷却塔的风量计算： G?3600Qcc(Is1?Is2)

ts1—夏季空气调节室外计算湿球温度,查得26℃ ts2=ts1+5℃=31℃

查焓湿图 得Is1=82.75kJ/kg ， Is2=108.2kJ/kg Qc = 2×Qc1=2?956.25?1.2=2295 KW 所以： G=3600×2295÷4.2÷(108.2-82.75)

=77294.4kg/h=59918.1m3/h (空气密度为1.29kg/m3)

根据干湿球温度、冷却水量和供、回水温度、冷却塔选型表即可选定冷却塔，选用SC-140UL两台，其主要技术参数如下表：

冷却塔技术参数表

型号 参数 T=28℃冷却水量（m3/h) △△T=27℃冷却水量（m3/h) △△主要尺寸（mm) 总高度 3553 最大 直径 3732 风量 风机 功率重量（kg) （KW） 电机 进水 噪声dB(A) 压力 （m3/h) 直径 直径 Dm 自重 重 1695 4125 运转104Pa Dm 58.5 10m 52 16m t=5℃ t=8℃ DBNL3-150 150 112 t=5℃ t=8℃ 171 129 84000 (mm) 2400 4 2.9 48.6 3.6

（2）冷却塔补水计算

根据相关资料，电制冷时，冷却塔的补水按冷却水量的1%～2%计算；吸收式制冷补水按冷却水量的2%～2.5%计算。考虑到安全系数，本设计冷却塔补水按冷却水量的3%计算。

补水量为：G=117×3%=3.51 m3/h

4.8分水器、集水器的选择

集水器和分水器实际上是一段大管径的管子，只是在其上按设计要求焊接上若干不同管径的管接头，一般是为了便于连接通向各个环路的许多并联管道而设置的，分水器用于供水管路上，集水器用于回水管路上，在一定程度上也起到均压作用。集水器和分水器的直径，可按并联接管的总流量通过集水器和分水器时的断面流速V=1.0～1.5 m/s来确定。流量特别大时，允许增大流速，但最大不宜超过4m/s。集水器和分水器都用无缝钢管制作。选用的管壁和封头板的厚度以及焊接作法应按耐压要求确定。集水器和分水器应设温度计、压力表，底部应有排污管接口，一般选用DN40，两者之间应设均压管，配管间距应考虑两阀门手轮之间便于操作。

供回水集管的管径按其中水的流速为0.5～0.8 m/s范围确定。管长由所需连接的管的接头个数、管径及间距确定，两相邻管接头中心线间距为两管外径+120mm，两边管接头中心线距集管断面宜为管外径+60mm。其配管图如图8-1所示。

图8-1 分、集水器配管图

（1）直径计算

假定分集水器的流速为0.8m/s

L=3×100=300m3/h=0.083m3/s ,f=0.083/0.8=0.104m2 ，D=406mm,取450mm，分集水器内流速为v=0.5m/s,支管流量Ll=0.083/3=0.02778 m3/s。

所选集水器和分水器的特性： 内径(mm) 450

（2）分水器和集水器的长度计算

集水器的长度：D1=250 mm，D2=125 mm，D3=125 mm ，D4=125mm(D1为冷冻水泵进水管直径，D2和D3，D4为用户管路直径，D5为旁通管直径)

L1=D1+60=310 mm， L2=D1+D2+120=495 mm， L3=D2+D3+120=370 mm， L4=D3+D4+120=370mm， L4=D3+D4+120=370mm， L5=D4+D5+120=445mm， L6=D5+60=260mm

总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+18×2=2620 mm

分水器的长度：D1=250 mm，D2=125 mm，D3=125 mm ，D4=125mm(D1为冷冻水泵出水管直径，D2和D3，D4为用户管路直径，D5为旁通管直径)

L1=D1+60=310 mm， L2=D1+D2+120=495 mm， L3=D2+D3+120=370 mm， L4=D3+D4+120=370mm， L4=D3+D4+120=370mm， L5=D4+D5+120=445mm，

管壁厚（mm） 8 封头壁厚（mm） 支架（角钢） 支架（圆钢） 18 L60×5 D16 L6=D5+60=260mm

总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+18×2=2620 mm

集水器和分水器一般会设置排污口的直径取DN40 mm

4.9膨胀水箱的选择

蓄冰空调系统应尽量避免采用开式系统，因为乙二醇溶液长久暴露在大气中会发生氧化形成泡沫及沉淀，造成溶液变质或浓度降低，影响蓄冰系统蓄冷及释冷的性能。更为严重的是，由于溶液凝固点随浓度降低而升高，有可能造成制冷机组蒸发器的冻结，引起事故。乙二醇溶液与空气接触，空气中的二氧化碳溶入会增强乙二醇溶液原本具有的酸性，对系统中的制冷机组、板式换热器、循环水泵等重要设备及管路的腐蚀性增强，甚至造成乙烯乙二醇溶液的大量泄露，严重影响整个蓄冷系统的使用寿命。在蓄冷系统闭式流程上设置闭式膨胀水箱，其特点是:

(1)温度变化时，可补偿系统中二次冷剂的体积变化，避免二次冷剂的外溢 (2)减少管网因二次冷剂的体积变化而引起的损坏;及时排除系统内的不凝性气体，有利于系统的正常工作，能保证溶液泵在正压下工作，避免气食尘。 (3)运行可靠，换隔膜方便 (4)投资费用较开式大。

闭式压力式膨胀箱宜采用直接连接，其为一密闭容器，内部以不同形式的隔膜将下部溶液空间与上部气体空间隔开，气体常用氮气或者压缩空气，当系统溶液体积增加时，箱内气体被压缩。

水箱标高至少高出系统1m，此建筑面积是4000㎡，系统初始水容量1L/m，最大温差△tmax=5℃。

膨胀水箱的容积是由系统中的水容量和最大的水温变化幅度决定的。 计算公式：

VeX????tmax?Vsy?0.0006?5?1?4000/1000?0.012m

32

式中：

Vex----膨胀水箱的有效容积，m3；

?----水的体积膨胀系数，?=0.0006?C?1；

Vsy----系统在初始温度下的水容积，m； ----水温的最大波动值。

3?tmax水箱选择宜兴市和桥盛鸿水箱厂玻璃钢方形水箱系列10号水箱，尺寸为400×150×212。

4.10除污器和水过滤器

在水系统中的水泵、换热器、孔板以及表冷器（冷热盘管）、加热器等设备入口上设过滤器。对于表冷器和加热器可在总入口或分支管路上设过滤器。常用Y型过滤器，也可采用国家标准的除污器。减压稳定阀前也应装设Y型过滤器。除污器和水过滤器的型号都是按连接管管径选定，连接管的管径应与干管的管径相同。

在选定除污器和水过滤器时应重视它的耐压要求和安装检修的场地要求。除污器和水过滤器的前后，应该设置闸阀，供它们在定期检修时与水系统切断之用；安装时必须注意水流方向；在系统运转和清洗管路的初期，宜把其中的虑芯卸下，以免损坏。

4.11 放空气器

水系统中所有可能积聚空气的“气囊”顶点，均应设置自动排气阀，自动排气阀的接管上应设置闸阀。

4.12 阀门

水系统的阀门可采用闸阀、止回阀、球阀，对于大管路可采用蝶阀，选用阀门时，应和系统的承压能力相适应，阀门型号应与连接管管径相同。

阀门的作用一为检修时关断用，一为调节用。当需定量调节流量时，可采用平衡阀。平衡阀可以兼作流量测定、流量调节、关断和排污用。一般在下列地点设阀门：

（1）水泵的进口和出口；

（2）系统的总入口、总出口；各分支环路的入口和出口； （3）热交换器、表冷器、加热器、过滤器的进出水管；

（4）自动控制阀双通阀的两端、三通阀的三端，以及为手动运行的旁通阀上； （5）放水及放气管上； （6）力表的接管上。

第五章 消声减振与保温防腐

空调系统的消声和减振是空调设计中的重要一环，它对于减小噪声和振动，提高人们大额舒适感和工作效率，延长建筑物的使用年限有着极其重要的意义。 5.1空调系统的噪声源

对于设有空调等建筑设备的现代建筑，都可能室外及室内两个方面受到噪声和振动源的影响。一般而言室外噪声源是经过围护结构穿透进入的，而建筑物内部的噪声、振动源主要是由于设置空调、给排水、电气设备后产生的，其中以空调制冷设备产生的噪声影响最大。包括其中的冷却塔、空调制冷机组、通风机、风管、风阀等产生的噪声。

（1）空调系统中的主要噪声源是通风机。通风机噪声的产生和许多因素有关，尤其与叶片型式、片数、风量、风压等参数有关。风机噪声是由叶片上紊流

而引起的宽频带的气流噪声以及相应的旋转噪声，后者可由转数和叶片数确定其噪声的频率。

（2）空调系统的噪声源除风机外，还有由于风管内气流压力变化引起钢板的振动而产生的噪声。尤其当气流遇到障碍物（如阀门）时，产生的噪声较大。在高速风管中这种噪声不能忽视，而在低速系统中，由于管内风速的选定已考虑了声学因素所以可不必计算。

（3）由于出风口风速过高也会产生噪声，所以在气流组织中都适当限制出风口的风速。

5.2设计原则

（1）设计通风与空调系统时，应通过声学计算，使通风机的噪声频率特性与消音器提供的频带衰减量之差，保持小于或等于室内允许的噪声频率特性。

（2）通风、空调和制冷机房的位置，宜布置在远离对隔振和消声有较严格要求的房间的位置，机房内部的噪声控制，应以隔振和隔声为主，吸声为辅。

（3）通风机和空调系统产生的噪音，当自然衰减不能达到允许的标准时，应设置消声器或采用其他消声措施。系统所需要的消声量，应通过计算确定。

（4）选择消声器，应根据系统所需消声量、噪声源频率特性和消声器的声学性能及空气动力特性等因素，经济技术比较，分别采用抗性、阻性和阻抗复合消声器。

（5）选用机械设备时，要选择效果好、噪声低的产品。

（6）经过消声处理后的风管，不宜穿越产生较高噪音的房间。噪声较高的风管，不宜穿越要求保持较低噪声的房间，当无法避免时，应对风管进行隔声处理。

（7）设计风道时要注意风速，考虑风道自然消声，在设计弯头时加设导流叶片，尽可能的减少空气涡流现象。

（8）在设计送回风处加贴软性吸声材料。 （9）注意风管的连接方法，防止串声事故发生。 （10）避免外界噪声传入风管内。

（11）机房尽量远离要求安静的房间。安静条件要求不同的房间不要共用一

个系统，以防止他们之间串声。

5.3空调系统的消声措施

（1）风机

在空调系统中，降低噪声的最有效的办法是降低风机运转所带来的噪声。因此尽可能采用叶片后倾的离心式风机，此时风机运行产生的噪声功率级最低；风机尽量采用直联型或联轴器传动，对于采用皮带传动的风机，应经常检查皮带的松紧程度并进行必要的处理，以避免由于传动皮带过松时打滑而产生的摩擦噪。事实证明，由于传动皮带过松时打滑而产的的噪声比正常运转时产生的噪声力要大4-5dB左右。定时巡视检查设备的运行状况和进行必要的处理；必要时在空调系统中添加消声器来降低风机产生的空气动力噪声，阻止噪声传到空调房间内。

（2）风机进出口

风机进出口的柔性接头应做好维护，其长度一般为100～150mm，且不宜超过150mm。如果发现破损、穿孔老化变硬等到现象应及时更换，以免由于穿孔处漏风而造成的哨声增加了噪声和由于软接头硬化而失去其隔振作用后，使系统运行噪声增加，同时增加振动噪声通过管道的传播。

（3）做好风道、电机及其他运转设备的减振台座的正常维护，如发现减振台座力不平衡或其中某一个或几个减振器损坏则应对其进行调整或修理或更换，以减少由于风机、电机的振动而产生的噪声。

（4）如果在运行中发现送、回管路（由以送风管路为多见）发生喘振时应及时采取措施予以消除，以减少振动造成的噪声。如发现风路中的风阀叶片松动时应及时固定好，阻止气流冲击叶片发生振动的噪声。

（5）对空调系统中使用的消声器应定期检查、清洗。尤其对于内壁微穿孔的如阻性消声器和阻、抗复合式消声器，由于运行时间较长或失去消声效果，此时则应考虑清洗、维护修理或更换部分部件，直至更换整个消声器。

5.4空调系统的减振

空调系统中的运转设备，如风机、水泵、制冷压缩机等，在运行中由于其本身在制造中材料的不均匀，加工装配时的误差等到原因，使质量分布不均匀和转

动中心之间存在着偏心，在作旋转运动时就产生惯性力，这种不平衡的惯性力是机器设备产生振动的根本原因。运转设备的振动除了以噪声的形式通过空气传播到空调房间，还要通过设备的支承结构（如楼板或基础）或连接管道进行传播。如运转中的风机所产生的振动可能传给基础，再以弹性波的形式从风机基础沿建筑结构传到其他房间，又以噪声的形式把能量传给空气，这种传声被称为固体声。这些振动有时会影响人的身体健康，或者影响产品的质量，有时还会危及支承结构和设备本身的安全。因此必须采取必要的减振措施。在处理设备的减振时一般均采用防振基础，防振基础有生软木、玻璃纤维、防振橡胶和金属弹簧等。

5.5减振器使用应注意的问题

（1）一般当设备运转n >1500r/min时，宜使用橡胶，软木等弹性材料垫块或橡胶减振器设备转速≤1500r/min时宜使用弹簧减振器。

（2）减振器承受的荷载应大于允许荷载的5%～10%，但不应超过允许工作荷载。

（3）如果使用橡胶减振器时，应考虑环境温度对减振器压缩变形量的影响，计算压缩变形量宜按制造厂提供的极限压缩量的1/3-1/2考虑。设备旋转频率f与橡胶减振器垂直方向的自振频率f0之比应大于3。橡胶减振器应有尽尽量避免太阳直射或与油类接触。

（4）使用弹簧减振器时，设备的旋转频率f与弹簧减振器垂直方向的自振频率f0之比应≥2.0。如果其共振振幅较大时，宜与阻尼比大的材料联合使用。

（5）使用减振器时设备重心不宜太高，否则易发生摇晃。如果设备重心偏高时或设备重心偏离几何中心较大且不易调整时或减振要求严格时，可以加大减振台座的重量及尺寸，使形体重心下降，以确保设备运转平稳。

（6）减振器的使用数量。在一个减振台座上不得少于4个。

（7）为了减少设备的振动通过管道的传递量，水泵、风机的进出口必须使用隔振软接头。

（8）在自行加工制作减振器时，为了保证稳定，对于压缩性弹簧，弹簧的自由高度不大于直径的两倍。橡胶、软木类的减振垫，其静态压缩量δ一般在10mm以内，不宜过大。

5.6 各种减振措施的使用要求

（1）以生软木作减振的方法已不常见。

（2）预压的玻璃纤维衬垫，能提供9～15Hz的因有频率，经久耐用，一般在需要6mm或更小挠长的地方。

（3）橡胶减振器可用于通风机、冷冻机和水泵的基础上，具有一定的减振作用。

（4）钢弹簧是一种较好的减振材料，具有耐高、低温、材质均匀，力学性能稳定，承载能力高和耐久特点。用它装置的减振系自振频率低，减振效果好，加工又简便，所以被国内外广泛应用于减振场合。在选用钢弹簧减振器时，首先要了解弹簧所受的荷载，然后将荷重分配在几个支承点上，根据每个支承点的荷载选用弹簧减振器，弹簧减振器的种类很多，在选用时可以参考生产厂家的具体资料采用，一般用于风机的水泵上。

（5）当采用金属弹簧阻尼不足，而采用橡胶减振又满足不了减振要求时，可使用金属弹簧与橡胶组合减振器，有串联和并联两种，介在具体工程中很少采用。

5.7制冷机，水泵及风机等设备的减震

（1）制冷机、水泵和通风机，宜固定在隔振基座上，隔振基座可以用钢筋混凝土板或型钢较高而成。

（2）每台设备宜采用单独的隔振基座，不宜设计成多台合用基座； （3）常用的隔振材料有软木、海绵乳胶、玻璃纤维、防震橡胶、金属弹簧和空气弹簧。

5.8 管道减震

（1）管道隔振一般是通过设置绕性接管和悬吊或支撑的减振器来实现。 （2）风机进出风口与管道之间用软接，目前普遍采用双层帆布或人造皮革材料制作，其合理长度L可根据风机的机号来确定。

（3）水泵的进出水口处应配置橡胶绕性接管。

（4）设备与管道之间配置绕性接管或软接后，还要采取支撑会悬吊支架隔振装置。

空调管路防腐的目的是防止金属表面的外部腐蚀并保护好涂料层。 空调管路系统保温的目的：一是为了减少管道系统的热损失（或冷损失）,二是为了防止冷管路表面结露。

5.9保温材料的确定

保温材料的热工性能主要取决于其导热系数，导热系数越大，说明性能越差，保温效果也越差，因此选择导热系数低的保温材料是首要原则。同时综合考虑保温材料的吸水率、使用温度范围、使用寿命、抗老化性、机械强度、防火性能、造价及经济性，可以在本设计中对供回水管及风管的保温材料均采用带有网格线铝箔帖面的防潮离心玻璃棉。因为玻璃棉具有耐酸，抗腐，不烂，不蛀，吸水率小，化学稳定性好，无味，价廉，寿命长，导热系数小，施工方便等特点.

5.10保温层厚度的选定

关于经济厚度,要考虑以下一些因素：

（1）保温材料的类型及造价(包括各种施工、管理等费用)； （2）冷（热）损失对系统的影响； （3）空调系统及冷源形式；

（4）保温层所占的空间对整个建筑投资的影响； （5）保温材料的使用寿命。 ①风管保温厚度确定

t1?tng????twg?t1

?wg

式中：tl—保温层外空气零点温度

tng—管内介质温度 twg—保温层外空气温度

awg—保温层外表面换热系数，一般取5.8-11.6，室内管道可取

8.1W/m2

λ—保温材料导热系数W/m. ②水管保温

冷冻水管的保温结构中应有一层防潮层，因为如果没有防潮层，大气中的水蒸气将和空气一起进入保温层，并且向温度更低、水蒸气分压力更低的内部渗透，直到冷冻水管上外壁上。这时，在管壁、保温材料的内部将会出现凝结水，破坏保温材料的绝热性能。

通过对现有大量工程的实际调研，结合实际情况，本设计以下表作为经济厚度的参考，因此供回水管及风管的保温材料可以选用35mm厚的采用带有网格线铝箔帖面的防潮离心玻璃棉。

可按表5-1选用管道经济保温层厚度。实际工程中保温层厚度不应小于表5-1中的数值。

表5-1空调供冷管道经济保温层厚度

保温材料 年供冷时间（h） 公称直径（mm） 经济保温层厚度（mm） 15～50 离心玻璃棉壳管 3600 65～150 200～500

30 35 40

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