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(1)由於室內外溫差和太陽輻射作用，通過建築物圍護結構傳入室內
的熱量形成的冷負荷；
(2)人體散熱、散濕形成的冷負荷；
(3)燈光照明散熱形成的冷負荷；
(4)其他設備散熱形成的冷負荷；
(5)滲透空氣所形成的冷負荷
(6)新風量負荷
空調動態負荷的計算顯得比較繁瑣，即便是采用一些簡化手段，計算工作量也是比較大的。估算(zui)簡便，捷徑行路，人之通性，慢慢的被它取而代之了。
但是估算的根據並不堅定，偏於保守是不可避免的，總是顧慮怕估算的小了，這也是可以理解的。估算法也要注意與實際相符合，要根據實際的經驗以及不同建築的各自不同的情況。目前空調負荷的計算還是以估算為主。
QL=qL×S
式中：QL——建築物空調房間總冷負荷 (W)
QL—— 冷負荷 (W/m2 )
S—— 空調房間麵積 (m2)
（1）根據風量：房間麵積、層高（吊頂後）和房間氣體循環次數三者的乘積即為房間的循環風量。其對應的風機盤管高速風量，即可確定風機盤管型號。
（2）根據冷負荷：根據單位麵積負荷和房間麵積，可得到房間所需的冷負荷值。利用房間冷負荷對應風機盤管的中速風量時的製冷量即可確定風機盤管型號
一般采用第二種方法——根據冷負荷選擇風機盤管，在特殊場合如對噪音要求較高的場所，可用第一種方法進行校核。
確定型號以後，還需確定風機盤管的安裝方式（明裝或安裝），送回風方式（底送底回，側送底回等）以及水管連接位置（左或右）等條件。
房間麵積較大時應考慮使用多個風機盤管，房間單位麵積負荷較大，對噪音要求不高時可考慮使用風量和製冷量較大的風機盤管。注意：對於風管超過一定長度的風盤，應采用中、高靜壓的風盤，且出風管道上不宜多於兩個出風口。
冬季采暖通風係統的熱負荷，應根據建築物下列散失和獲得的熱量確定：
1）圍護結構的耗熱量，包括基本耗熱量和附加耗熱量，
2）加熱由門窗縫隙滲入室內的冷空氣的耗熱量
3）加熱由門、孔沿及相鄰房間浸入的冷空氣的耗熱量；
4）建築內部設備得熱；
5）通過其他途徑散失或獲得的熱量。
對於一般民用住宅層高在3m 以下工程上可采用麵積熱負荷法進行概算。
單位麵積熱負荷法：
Qn=K×qn×S
式中：Qn—— 建築物的采暖設計熱負荷，W
S —— 建築物的建築麵積，m2；
qn—— 建築物的采暖單位麵積熱負荷，W/m2，
K —— 附加係數
建築各個區域的圍護結構、冷空氣滲透情況均有差別，如果需要計算的較為準確，應根據各個區域在建築中的位置（如：是否靠近外牆、外牆上的門窗）和門窗（是否有冷空氣滲透）進行分別計算。
1)一般原則
別墅的負荷一般要比住宅的大一些。
別墅的頂層負荷要大於中間層或底層。
普通衛生間根據麵積提供500～1000W的定值來計算。
別墅地下室一般不配。
客臥一般負荷相對較大。
對於外牆較大或玻璃麵積較大的，建議做負荷計算
2）室內采暖單位麵積熱負荷估算表（qn）
附加係數為采暖麵積與全房間麵積的比值，根據下表進行選擇：
上表的附加係數為標準推薦數值，在實際工程中應根據實際情況做出具體調整。
房間進深大於6 米時，以距外牆6 米為界分區當作不同的單獨房間，分別計算供暖熱負荷。
Qn=a×Rn×V×（tn-tw）
Qn—— 采暖熱負荷 W
tn—— 室內空氣溫度 ℃
tw—— 室外供暖計算溫度 ℃
V —— 建築的體積 m3
Rn—— 體積熱指標 根據建築的保溫情況宜取0.4-0.7
a —— 修正係數。請參考下表
地暖麵盤管的管間距直接影響到地板的散熱量，而地板散熱量需滿足室內負荷的要求。
管間距根據管材、室內設計溫度、供水溫度、地板材料等因素而定。
下表是PE-RT管材，地麵材料為水泥地磚，在不同水溫、室內溫度和管間距的條件下的地麵散熱量（其他地麵材料的散熱量數據見附錄1）
根據散熱片進出口水溫，求出散熱片平均水溫；
根據室內設計溫度求出散熱溫差；
根據散熱溫差查散熱片選型表，獲得單片散熱量q。
由設計院獲取
根據建築物的負荷指標和相應建築麵積的乘積，得出建築的負荷。
將各空調房間的負荷逐個相加得出空調總負荷。
機組總負荷的確定：建築的負荷或空調總負荷×80％左右的同時使用率。公寓房可不考慮同時使用率。特殊情況需根據建築功能和使用情況確定。
大、中型工程應選二台以上，但不宜過多，並考慮備用機組的可能性。
若建築物的(zui)大負荷與(zui)小負荷的差距過大，宜大、小容量機組搭配工作。
1) 熱泵主機的安裝與空調室外機的安裝要求相似。可安裝在屋頂、陽台、地麵上。出風口應避開迎風方向。
2) 主機（側出風）與四周牆壁或其他遮擋物之間的距離不能太小，出風口1米內不應有遮擋物，保證主機換熱器的吸熱散熱不受阻礙。
3) 主機（頂出風）進風口1米內不能有遮擋物，出風口2米內不應有障礙物，保證主機換熱器的吸熱散熱不受阻礙。
當機組安裝在屋簷下或機組上方有水平障礙物時，機組的安裝位置必須在通風良好的地方，否則容易發生氣流短路，造成機組散熱能力差。
2. 機組安裝環境控製
1) 盡量不在陽光直射的地方。
2) 不在臥室的窗台或臥室的附近。
3) 進、出風有足夠的距離，便於散熱。
4) 能承受室外機自重的 2-3 倍以上的地方。
5) 沒有油煙或其它腐蝕氣體的地方。
6) 不影響其它因素或環境的地方。
1) 開式循環係統：管路中的循環水與大氣相通的係統。循環水水與大氣接觸，易腐蝕管路；用戶與機房高差較大時，水泵則需克服高差造成的靜水壓力，耗電量大。
2) 閉式循環係統：管路係統不與大氣接觸，在係統(zui)高點設有排氣閥的係統。管道與設備不易腐蝕；不需克服高度差，從而循環水泵功率小。
3) 同程式係統：並聯環路中的各支路的流程都是相等的係統。
◆優點：係統的水力穩定性好，各設備間的水量分配均衡。
◆缺點：由於采用回程管，管道的長度增加，水阻力增大，使水泵的能耗增加，並且增加了初投資。
4) 異程式係統：並聯環路中的各支路流程不等的係統
◆優點：異程式係統簡單，耗用管材少，施工難度小。
◆缺點：各並聯環路管路長度不等，阻力不等，流量分配難以平衡。
5) 定水量係統：係統中循環水量為定值，或夏季和冬季分別采用不同的定水量，負荷變化時，改變供、回水溫度以改變製冷量或製熱量的係統。
特點：定水量係統簡單，操作方便，不需要複雜的自控設備和變水量定壓控製。
6) 變水量係統，一般適用於間歇性降溫的係統（影院、劇場、大會議廳等）：保持供水溫度在一定範圍內，當負荷變化時，改變供水量的係統。
特點：變水量係統的水泵的能耗隨負荷較少而降低，在配管設計時可考慮同時使用係數，管徑可相應減少，降低水泵和管道係統的初投資；但是需要采用供、回水壓差進行流量控製，自控係統比較複雜。
冷暖係統按空調係統的水流量和水阻力選定水泵流量和揚程。
1. 水泵的流量：
在沒有考慮同時使用率的情況下選定的機組，可根據產品樣本提供的數值乘以1.1~1.2倍的係數選用。
如果考慮了同時使用率，建議用如下公式進行計算。公式中的Q為沒
有考慮同時使用率情況下的總負荷。
L = Q×0.86/ △T
L —— 循環水流量 m3/h
Q —— 總負荷 kW
△T —— 進回水溫差 ℃（采暖係統取10℃，冷暖係統取5℃）
水泵的流量 = (1.1~1.2)×係統循環水量
(zui)不利環路阻力計算經驗公式如下：
Hmax =Δp1＋Δp2＋0.05L（1+ K）
△P1：機組內部的水壓降；
△P2：(zui)不利環路中並聯的各末端裝置的水壓損失(zui)大一台（或部分）的水壓降。
0.05L：沿程損失取每100m管長約5mH2O；
式中K為(zui)不利環路中局部阻力當量長度總和與直管總長的比值。當(zui)不利環路較長時K取0.2~0.3；(zui)不利環路較短時K取0.4~0.6。
水泵揚程(mH2O)= （1.1~1.2）× Hmax
水泵必須選用熱水泵，其Q～H 特性曲線，應是隨著流量的增大，揚程逐漸下降的曲線。同時適用於水/乙二醇（(zui)高30%）溶液。
應根據水泵提供商提供的參數要求，並根據現場水力係統的要求選泵，水泵應在其高效區內運行。
C = 係統中的水容量（包括熱泵主機、管道、末端等）約為係統循環
水流量的1/15 到1/20。
e = 水的熱膨脹係數（係統冷卻時水溫和鍋爐運行時的(zui)高水溫的水
膨脹率之差，見下表），標準設備中e=0.0359（90℃）
P1=膨脹罐的預充壓力（壓力）
P2=係統運行的(zui)高壓力（壓力）
V = 膨脹罐的體積
選型經驗：
5HP 以下 選用的2L 膨脹罐
5-10HP 選用的5L 膨脹罐
10-18HP 選用的8L 膨脹罐
18-30HP 選用的12L 膨脹罐
30-45HP 選用的18L 膨脹罐
45-60HP 選用的24L 膨脹罐
（其中製冷/熱量KW 和HP 的換算關係為1HP ≈ 2.5KW）
水暖係統需要考慮係統水容量對係統穩定性的影響，對於空氣源熱泵地暖係統，(zui)大的影響因素是冬季機組除霜。空氣源熱泵機組化霜時間為 3-8min，取化霜時間 4 min 來計算蓄能水箱容積。
係統熱穩定性要求：冬季運行時，主機除霜時間 4 min，供水溫度允許降低不超過3℃。
係統(zui)小水容量M1：
= Q * T /（C*3） (kg)
Q —— 主機製熱量 (kｗ)
Ｔ —— 化霜時間 (Ｓ)
Ｃ —— 水的比熱取４．２ （kＪ／kg℃）
係統水容量M2：
= 0.15*L (kg)
L —— 係統管路總長 （m）
儲能水箱有效容積M:
= M1-M2 (kg)
Q：管段內流經的水流量(L/s)
Ｄ：管道內徑(mm)
Ｖ：假定的水流速(m/s) （管內水流速推薦表如下，單位m/s)
1) 在水阻力不超限的情況下，水流速度越大管道內越不容易積氣，有利於減小傳熱熱阻從而增加散熱量。一般管道內水流速度不得小於0.25m/s，一般流速應在0.25m/s-0.5m/s 之間為宜，分集水器內的水流速一般不宜超過0.8m/s，過小的流速會影響散熱量，過大的流速則會增加水泵的負擔，且水流噪聲會較明顯。
2) 一般要求在任何情況下係統水流量不得小於係統額定水流量的 60%，如果實際中有可能出現流量小於60%的情況，需加裝壓差旁通閥或其他旁通措施，否則可能導致機組保護。
3) 從減少加熱盤管的水側阻力，提高采暖效果的角度考慮，加熱管道宜選擇外徑Φ20 管道，從施工安裝方便的角度考慮，加熱管道宜選擇外徑Φ16 管道，根據工程實際情況選擇合適的方案。
加熱盤管的長度和環路簡易計算（例：采暖房間內麵積10 ㎡，分集水器與采暖房間連接距離10 米）
加熱盤管長度建議：每環路加熱盤管長度宜控製在60～80 米，(zui)長不應超過100 米，各環路長度宜相等或相近，管長差值應控製在15 米內。
PE-X ：交聯聚乙烯 ，力學性能好，耐低溫和高溫。但是沒有熱塑性，不能采用熱熔接，通常采用卡式連接。是目前歐洲在地暖係統中使用量(zui)大的一個品種。進口和國產的差價更大，低價位的產品應用存在一定的風險。
PE-RT：中密度聚乙烯，力學性能好，耐應力開裂，低溫衝擊，耐水壓，耐熱蠕變的性能。具有可以熱熔連接、原料性能穩定可靠和柔韌性好等優點，其綜合的優良特性使之在地板輻射采暖領域中具有一定的競爭力。價格適中。
PB：聚丁烯 ，管材(zui)柔軟，相同壓力下，管壁設計(zui)薄，是當前幾種用於熱水的塑料管中價格(zui)貴和可靠性(zui)高的品種。
由於采暖係統中滲入氧會加速係統的氧化腐蝕，選擇PB、PE-X、PE-RT塑料管道時宜選擇含有阻氧層的管道。
1、根據房間的熱負荷和散熱片的散熱量相匹配的原則進行選型；
2、兼顧房間的舒適性、美觀性來確定與之相符的散熱片的型號；
3、散熱片選型的計算方法：
A=Q/q×β1×β2
A: 散熱片片數
Q: 房間熱負荷
q: 單片散熱量
風機盤管分類
按形式：臥式暗裝、臥式明裝、立式暗裝、立式明裝、卡式五種
按厚度：超薄型、普通型
按有無冷凝水泵：普通型、豪華型
按機組靜壓：0Pa、12Pa、30Pa、50Pa、80Pa （機外靜壓）
按照排管數量 ：兩排管、三排管
按製式：兩管製、四管製
確定型號以後，還需確定風機盤管的安裝方式（明裝或安裝），送回風方式（底送底回，側送底回等）以及水管連接位置（左或右）等條件。
房間麵積較大時應考慮使用多個風機盤管，房間單位麵積負荷較大，對噪音要求不高時可考慮使用風量和製冷量較大的風機盤管。
考慮所接風管的沿程阻力、出風口的阻力、軟接的阻力， 低靜壓(12pa)直接接風口或接不超過1米的風管，中靜壓的風盤(30pa)接不超過四米的風管，高靜壓(50pa)的風盤接不超過七米的風管。
