空调设计教育训练.doc

空调教育训练教學單元1空調用鋼管種類及規格2空調系統標稱冷卻水量與冰水量如何決定3直接回水配管與逆回水配管設計法則4如何選擇空調水管尺寸5水管保溫厚度計算6開放式膨脹水箱容量計算7何謂淨正吸入頭NPSH8何謂水錐效應9何謂水泵系統揚程10水泵性能定律11何謂管件壓力損失等效長度空調用鋼管種類及規格 管的種類可區分為鋼管、鑄鐵管、非金屬管等，空調配管常用管材為鋼管，而鋼管為了防止腐蝕，在管之裡外均鍍上鋅者，稱之為鍍鋅鋼管，未鍍鋅者稱為黑鋼管。鋼管又分為有縫鋼管與無縫鋼管二種。空調水配管常用有縫鋼管，而無縫鋼管則使用在冷媒配管中較多。 目前常用鋼管規格可分為中國CNS及美國標準，其標準內容如下 1. CNS 2056 G3030 低压有缝钢管2. CNS 6445 G3127 配管用碳钢钢管3. CNS 2606 C4060 电线用钢管4. CNS 4178 G3098 高压有缝钢管5. 美规 ASTM A536. BS M&B 国内钢管厂自订规格B级管7. BS A-1国内钢管厂自订规格A级管空調系統標稱冷卻水量與冰水量如何決定 假設有一空調主機，其冷凍能力為 1USRT ( 3024 Kcal / Hr )，因一般市售冰水器入水溫度為12 ，而出水溫度 7 ，其溫差 5 時， 流入該冰水器之冰水流量可由下列公式計算得之 熱量H(Kcal/Hr) = 60 X 流量 Q ( L / min ) X 水比熱 X 進出水溫度差() 3024Kcal/Hr = 60 X Q ( L / min ) X 1 X ( 12-7 ) Q 10 L / min 因此當冷凍能力為 1USRT 時，而流入熱交換器之進出水溫度為5 時，其每 1USRT 所需冰水量為10 L / min。 在冷凝器冷卻水量因冷凝器能力為冰水器能力 + 壓縮機壓縮功，一般壓縮機壓縮功為冰水器冷凍能力之 25 30 ，故市售空調箱主機冷凝器能力為3024Kcal / Hr + 3024Kcal / Hr X 30 = 3931Kcal/ Hr ，其冷凝器進出水溫度為 32 / 37 ，溫度差為 5 ，故其冷卻水量為 3931Kcal / Hr = 60 X Q ( L / min ) X 1 X ( 37-32 ) Q 13 L / min 因此當空調主機 1USRT 冷凍能力時，其冷凝器所需之冷卻水量為13 L / min。 當非標準市售空調主機規格時，不同壓縮機壓縮功與進出水溫度差，即得不同流量，因此需重新計算設計流量。直接回水配管與逆回水配管設計法則空調密閉冰水系統配管方式可分為直接回水配管與逆回水配管。其配管方式如下圖 在密閉冰水系統，進入空調箱或室內送風機冰水盤管的冰水流量如果減少，那樣即會影響該空調設備應有的設計冷卻能力，因此如何確保在每一個空調設備皆能獲得正確設計冰水流量，即為配管設計最重要的課題。 為確保每一各空調箱設備有一定設計水量，必須先確保每一設備管路壓力損失一樣，如此即可使每一回路設計水量均衡。每一回路設備管路壓力損失包含盤管壓力損與管路等效壓力損( 含管路彎頭、三通、閥件壓力損 )，因此假設每回路空調盤管壓力損皆一樣時，在直接回水配管法中，回路 A 接近進出水管，即其配管管路最短，其管路等效壓力損即最小，而回路 D 離進出水管最遠，即其從進水至出水，其配管管路最長，其管路等效壓力損即最大，如此配管系統即會產生大量冰水流入回路 A，而使最末端回路 D 無法達到應有的設計水量，導致回路 D 空調設備無法發揮應有的功能，為改善直接回水配管法的缺失，因而發展出逆回水配管法，藉以改善上述的缺點。 逆回水的配管法中，可由上圖看出回路A、B、C 與回路 D 之配管長度是一樣的，其管路壓力損失皆一樣，因此使各回路皆可獲得均衡設計水量。 理論上，設計逆回水配管法可使各回路空調設備獲得均衡的設計水量，但實務上是如此嗎 ? 答案是否定的，因為一開始我們即假設各回路空調設備盤管壓降是一樣，而逆回水配管法能造就相同的每一回路管路等效壓力損，但在實務設計每一回路空調設備盤管壓力降是無法一樣的，因此縱然利用逆回水配管法造就相同的管路等效壓力損。但每一回路因空調設備壓力降不同，而使每一回路總壓力損失不同，因而使系統流量不均衡。 因此建議在密閉管路設計中，以採逆回水配管，再加上平衡閥的適當安裝。如何選擇空調水管尺寸流體在管內流動時，因為粘度會造成與管壁之摩擦力，因而產生能量之損失，此時單位重量流體所損失之能量稱為損失水頭，或管路壓力降。 一般直管之摩擦損失水頭 h 常用下列公式來計算 摩擦損失係數l 管之長度d 管之內徑V管內平均流速 由上式得之摩擦損失水頭與流速 V 之平方及管之長度 L 成正比，與管之直徑成正比，與管壓力大小無關。而管內面粗糙度所造成之影響程度定為摩擦損失係數 ，因冷卻管路為開放系統，管壁因而容易結垢，而冰水管路為密閉系統，管壁不易結垢因此冷卻管路之摩擦損失係數 值比冰水管路為大。 空調水管尺寸選擇中，我們常用摩擦損失水頭線圖來選擇管徑 1. 開放冷卻水管摩擦損失水頭線圖2. 密閉冰水管摩擦損失水頭線圖 因空調管路每段水流速不同，故在管徑尺寸選擇中，我們定義一定之單位長度損失水頭( MAq / 1M or FtWG / 100 Ft )，與水流量，根據水量值與單位長度損失水頭值即可在摩擦損失水頭線圖查得管徑尺寸與水流速，一般單位長度損失水頭建議在 3 5 FtWG / 100 Ft 之間，因為單位長度損失水頭如取得太大，其管徑即較小，而使水流速增大，造成水系統問題產生，如取得太小，其管徑即非常大，而使造價成本偏高，不符經濟效益。 例如有一冷卻管路，其冷卻水流量為 300 GPM，而單位長度損失水頭值為 4FtWG/ 100Ft，則根據開放冷卻水管摩差損失水頭線圖查得所需管徑為 5 in，當實際將 5 in 管路流過300 GPM冷卻水量時，其單位長度損失水頭值為 2.98 FtWG / 100Ft。水管保溫厚度計算 決定保溫管之厚度，由溫度之相對安全性，能源之經濟性，材料費用等因素決定。其中溫度之相對安全性，為如何決定表面溫度以下之材料厚度，其方法入下所述 D1，D2 保溫材料之內外徑 ( m ) 保溫材料之熱傳導率 ( Kcal / mh ) 保溫材料向外氣熱傳之表面傳熱率 ( Kcal / mh ) i 管內流體溫度 s 保溫材表面之溫度 0 管內流體溫度 為簡化繁瑣的計算方式，以下提供管路保溫經濟厚度選用表外氣條件管路口徑管路內溫度60 15 10 5 0 -10 -20 -40 -60 一大氣壓室溫30相對溼度70 1/221/23/81/25/83/41-1/81-1/222-1/42-1/255/83/85/83/411-3/81-3/42-1/22-5/86123/41/23/47/81-1/41-1/223-1/23-3/4一大氣壓室溫30相對溼度80 1/221/21/25/87/811-3/422-1/22-3/42-1/255/81/23/411-1/82-1/42-1/233-1/46123/43/47/81-1/81-1/42-1/2344-1/2一大氣壓室溫30相對溼度90 1/221/211-1/41-1/21-7/82-1/42-3/43-1/24-1/22-1/255/81-1/81-1/21-7/82-1/42-3/43-1/24-1/45-1/46123/41-1/41-3/42-1/22-1/23-1/4456開放式膨脹水箱容量計算 開放式膨脹水箱，主要在空調管路應用功能，是為讓因溫度變化而使管內水收縮膨脹所產生之水體積有地方容納，因此如何計算其體積膨脹量，必須先算出配管系統中所有管路之內體積與機器設備水容積，在查得其運轉前溫度之比體積，與運轉後溫度比體積，兩者之差即得其膨脹量。 例如有一冰水系統，其全部管路體積 + 機器設備體積為30m3，空調運轉前水溫為 20 ，其比體積為0.0010017 m/ Kg，運轉後其水溫度為 5 ，比體積為 0.001 m/ Kg，故其冰水膨脹量為 管路全部容積為30m3，其單位重量為 30m3x 1000 Kg / m= 30000 Kg膨脹量 = 30000 Kg ( 0.0010017 - 0.001 ) m/ Kg = 51L 由上例可知，在台灣使用之冰水系統，其因溫差並非很大，故其膨脹量非常地小，但如使用在熱水系統或嚴寒之地區，其膨脹量即非常地大。何謂淨正吸入頭NPSH 水在一溫度下具有一定之飽和壓力時，會使水蒸發成水蒸氣，而在泵浦吸入端至葉輪間會存在一壓力損失，因此 NPSH 為必需維持水流入泵浦內，以克服泵浦內部壓力損失所需的吸入壓力稱之。 泵浦所需 NPSH 值如不足，即會使水在泵浦吸入口蒸發，而形成氣泡，這些氣泡送到泵浦出口時，因壓力昇高，使氣泡崩潰，造成泵浦內部震動，發出低隆隆的噪音，更使葉輪表面形成麻點或侵蝕的機械損害。何謂水鎚效應 水鎚現象為一封閉管路中，因流速急劇變化，導致壓力亦隨之發生劇變的一種現象。空調管路系統因為一密閉循環管路，發生水鎚現象常因泵浦停止運轉，導致管中水流急速變化，使管內壓力亦變化，而使管路發生震動與噪音。解決水鎚現象方法常在管路上加裝水鎚吸收器，或在水泵上安裝緩衝啟動器何謂水泵系統揚程 在一空調管路循環中，泵浦輸送冷卻水或冰水時，在管路中流動必受到管路、閥件、彎頭、三通與空調設備間的摩擦阻力，而水泵自出口端輸送水至入口端，期間必須克服的摩擦阻力稱為系統揚程。 水泵性能定律水泵的水量、轉速、葉輪直徑、水頭損失與馬力數會有一關係式如下 1. 水量與轉速成正比2. 水頭損失與轉速平方成正比3. 馬力與轉速三次方成正比4. 轉速與葉輪直徑成正比 何謂管件壓力損失等效長度 在空調管路系統中，水流過閥體或彎頭三通時，必會產生一摩擦阻力，然而在計算水泵系統揚程時，為簡化計算流程，將管件摩擦阻力換算成直管的摩擦損失稱之。 有一 5 閘門閥，其摩擦損失等效長度為 6 Ft，其意義即表示有一 5 閘門閥，當流過一定水量時，其產生之摩擦阻力與一 5 直管，長度 6 Ft 管路所產生之摩擦阻力相同稱之。因此在空調管件 的摩擦阻力即全部換算成直管長度，以簡化揚程計算。1何謂靜壓於風管系統中，當空氣在風管中流動，對其管壁產生的摩擦力稱之。2何谓动压於風管系統中，當空氣在風管中流動，因風速而產生的壓力稱之。Pv：動壓 ( mmAq ) g：重力加速度 ( ms )v：風速 ( ms ) r：空氣比重 ( kgm ) 3何谓全压於風管系統中，當空氣在風管中流動，靜壓力與動壓力之和稱之。Pt：全壓Pv：動壓Ps：全壓4何谓摩擦阻抗當流體在風管中流動時，流體與周圍管壁之間所產生的摩擦，此摩擦的現象變成一種阻抗力。5何谓局部阻抗空氣在風管中流動時，風管若有彎頭，三通或斷面變化時，導致空氣氣流狀態改變而產生阻抗稱之。6风管设计法有哪些風管設計有三種方法：a速度法b等摩擦法c靜壓再得法a 速度法： 此法設計風管，首先選擇開始風速，依所需風量查表得圓形風管尺寸與摩擦 損失。因此設計者需自行決定各段風管風速，才能查表得知圓形風管尺寸與摩擦損失。所以此法需要豐富的設計經驗與知識，一般很少採用此設計法。b等摩擦法：此法是將全部風管假設每一點皆有相同的單位長度之摩擦損失來計算風管大小，此法設計簡單，但風量平衡效果差，需要在 各分支風管加裝風量調整器，以平衡調整風量。c靜壓再得法：此法係利用每一段分支風管風速減低後，會使靜壓再增加，此增加靜壓量剛好抵消後段風管產生之摩擦損失。因此每段分支風管其阻抗皆相同，其系統風量即可平衡風量。7高速与低速风管区分高速與低速風管分別為以風速為區分，風速在15 ms以下，稱為低速風管15ms 以上為高速風管。以壓力區分時，低壓風管壓力為3inWG以下、中壓風管為36 inWG、高壓風管為612inWG。8何谓风管宽X高比值風管寬高比值為風管長邊與短邊之比率；寬高比在設計風管時是個很重要的考慮因素，寬高比值太大會增加鐵皮厚度與工程成本，因此設計時需控制一定寬高比值。9风管风速于设计考量上如何風管風速會影響風管尺寸，摩擦阻抗與噪音振動。 風速增大時其風管尺寸較小，但其摩擦阻抗與噪音皆增大，因此各種場所風速之訂立可參考下表： 風管最大風速參考表適用場合控制因素噪音主風管( FPM)控制因素風管摩擦率主風管支風管供風( FPM)回風( FPM)供風( FPM)回風( FPM)住宅6001000800600600套房 旅館臥室醫院病房10001500130012001000辦公室 會客室圖書館12002000150016001200戲院 大禮堂800130011001000800一般辦公室 高級餐廳高級百貨店銀行15002000150016001200普通百貨店 自助餐廳18002000150016001200工廠2500300018002200150010等摩擦法风管设计程序等摩擦法風管設計程序如下：a. 決定主風管風量與主風管風速值。 b.根據主風管風量與風速值查圓型風管摩擦損失表，得主風管圓型風管直徑與摩擦損失值。圓形風管摩擦損失表 求最佳列印品質 請至共享檔案區下載列印 c.依各段分支風管風量與摩擦盾損失值查圓型風管摩擦損失表，得各段分支風管圓型風管直徑。 d.將圓型風管直徑用圓型-方型風管換算表，換算出方型風管長寬尺寸。 例題：有一風管系統，主風管風量為30000CMH，主風管風速為10ms，分支風管風量為10000CMH，求其各風管尺寸資料。 a. 主風管風量為30000CMH，風速為10 ms，查圓型風管摩擦損失表得摩擦損失為 0.085mmaqm，圓型風管直徑103cm。 b依分支風管風量10000CMH與摩擦損失0.085mmaqm，查圓型風管摩擦損失表得 分支風管圓型直徑為68cm。C將圓型風管直徑換算成方型風管尺寸，查圓型-方型風管換算表：假設主風管高度值為50cm，其寬度為200cm，其方型風管尺寸即20050cm假設分支風管高度值為40cm，其寬度為140cm，其方型風管尺寸即14040cm圓型風管換算成長方形風管的換算表5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 5 130 135 140 145 150 : 22.2 22.5 22.8 23.1 : 33.9 34.4 34.9 35.3 : 43.3 43.9 44.5 45.2 : 51.4 52.2 52.9 53.6 : 58.6 59.5 60.461.2: 65.2 66.2 67.268.1: 71.372.473.574.5: 76.978.179.380.5: 82.283.584.886.1: 87.288.690.091.3155 160 165 170 175 23.4 23.7 23.9 24.2 24.5 35.8 36.2 36.7 37.1 37.5 45.7 46.3 46.9 47.5 48.0 54.4 55.155.756.457.162.162.963.764.465.269.170.070.971.872.675.676.677.678.579.581.682.783.884.985.987.388.589.790.891.992.693.995.296.497.6180 185190195200210 30024.7 25.025.325.525.8:37.938.338.739.139.5:48.549.149.650.150.6:57.758.459.059.660.2:66.066.767.468.168.8:73.574.375.175.976.7:80.481.482.283.184.0:86.987.988.989.990.8:93.094.195.296.397.3:98.8100.0101.2102.3103.4:第一章 负荷计算1-1负荷计算之基本条件1-2冷房能力1-3热房能力1-4冷、热房能力计算实例第二章 空调设备的选择2-1空调设备性能特性图例2-2空气线图第三章 空调工程设计一 水管工程3-1.1流量计算3-1.2管径之决定3-1.3水泵之选择3-1.4水配管工程实例3-1.5冰水管路保温工程二 风管工程3-2.1风管设计要点3-2.2风管设计方法3-2.3风管设计实例第四章 无尘室设计第一章 负荷计算1-1 负荷计算之基本条件1-1.1最大外气负荷的时刻为求尖峰负荷时，不致形成冷气不足的情况下，负荷计算原则上是以冷房承受最大负荷量的时刻来计算的。但随着时间、地点、用途止步同，任一冷房承受最大负荷的时刻亦不同。例如上午8时至10时，东方日光负荷较大，下午2时至4时，西方日光负荷较大，而夜间营业的场所，如夜总会或酒店，其大部分负荷多来自人体、电灯等，因此为了计算方便起见，估计热负荷渗透墙壁的时间，可以13至16时为冷房承受最大外气负荷的时刻，对于最大负荷时刻不在13至16时范围内者，如以人员为主要的场所，可利用修正度数来计算。（表1-1）表1-1 夏季外气应用条件之修正度数时 刻 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 修 正 值 干球温度 -3.9 -1.9 -0.9 -0.6 -0.3 0 0 0 -0.5 -1.7 -3.0 -4.1 -4.0 湿球温度 -0.9 -0.5 -0.3 -0.2 -0.1 0 0 0 -0.2 -0.5 -0.8 -1.1 -1.4 1-1.2负荷计算之基本条件 如同吾人作数学运算时需利用某些基本的定义、原理一样，负荷计算亦有其依赖的基本条件，此基本条件有三种外气应用条件室内要求条件换气需量率。外气应用条件： 外气的温度、湿度随着各地区的地理环境而异，根据历年来的气象资料，本省各地区的外气应用条件可以表1-2作为计算的依据。 以表1-2之温度作为外气应用条件，然后依最大负荷时刻的不同以表1-1之值修正之。表1-2 夏季外气应用条件地 区 干 球 温 度 湿 球 温 度 基 宜 地 区 34 29 台 北 地 区 35 30 新 竹 地 区 35 30 台 中 地 区 35 30 台 南 地 区 35 30 高 屏 地 区 34 30 花 莲 地 区 33 29 台 东 地 区 35 29 澎 湖 地 区 34 29 室内要求条件： 在讨论室内要求条件之前，则需先说明室内的实际空调温度。近年来有冷气病这个名称，此乃因室内与室外的干球温度差太大，进出时人体无法适应急剧的温度变化所造成。故实际空调温度应随室外气温而变动，通常以内外之干球温度差6至9为宜，实际空调温度可利用冷气机的温度控制器来调整。68年9月台湾电力公司为配合节约能源政策，规定室内干球温度28以上始可使用冷气，使室温保持在26.5至28之间，此温度与夏季之室外温度差亦在69之间。 所谓的室内要求条件只是一种负荷计算的依据，此数值的大小对实际空调温度并无太大的关系，只影响了选用冷气机吨数的大小。此数值太低，则选用的冷气机将过大， 造成空调设备费用的增加。为顾及舒适和经济的原则，一般室内要求条件取干球温度261，相对湿度50%5%。至于工业用空调的室内要求条件则采用表1-1中之推 荐值。 换气需量率： 一般冷房空调是将室内空气循环，使室温降至所需的温度，由于室内人员工作、抽烟、呼吸使室内的二氧化碳、气味增加，有害人体的健康。因此为调节空气的品质，须适时的排除部份的室内酒空气，导入部份的室外新鲜空气。新鲜空气量愈大，所需的空调设备费也增加；目前因生意竞争或是节省经费之故，大多采取象徽性的换气量，更甚者完全不考虑新鲜空气量，只靠门窗的缝隙或开启次数来换气而已；但在维护人体健康的大前提下，身为空调设计人员有责任于负荷计算时加上换气热负荷，如此虽然业主的经费将提高，但也惟有如此方可使我国的空调水准提高。 换气需量率的计算方法有二：第一种方式是以面积计算的换气标准（如表1-3）（我国建筑设计法规规定其内容摘录如下）内政部中华民国六十三年二月十五日台内营字第573696号令公布施行。空气调节及通风设备第一节 空气调节及通风设备之安装第九十一条：通则 建筑物内设置空气调节及通风设备之风管、封口、空气过滤器、鼓风机、冷却或加热等设备，其构造应依本节规定。第九十二条：风管、机械通风设备及空调调节设备之风管构造，应依下列规定： 一、应采用钢、铁、铝或其他经中央主管建筑机关认可之材料制造。 二、应具有适度之气密，除为运转或维护需要而设置外，不得开设任何关口。 三、有包覆或包裹时，该包覆或包裹层均应用不燃材料制造。有加热设备时，包覆或包裹层均应在适当处所切断，不得与加热设备连接。 四、风管以不贯穿防火墙为原则，如必须贯穿时，其包覆或包裹层均应在适当处所切断，并应在防火墙两侧均设置符合本编第九十三条规定之防火闸门。 五、风管贯穿墙壁，楼地板等防火构造体时，贯穿处周围，应以石棉绳，矿棉或其他不然材料密封，并设置符合本编第九十四条规定之防火闸板，其包覆或包裹层亦应在适当处所切断，不得防碍防火闸板之正常作用。 六、垂直风管贯穿整个楼层时，风管应设于管道间内。三层以下建筑物，其管道间之防火时效不得小于一小时，四层以上者，不得小于二小时。 七、除垂直风管外，风管应设有清除内部灰尘或易燃物质之清扫孔，清扫孔间距以六公尺为度。1-2 冷房能力外壁及屋顶之热负荷： 太阳辐射热经一段时间后由壁体传导而进入室内成为热负荷，此热量依壁体的厚度、颜色、材质而异，客人利用公式求之： q0 =AKt01（公式1-1） q0：热获得量（Kcal/h） A：壁体表面积（m） K：壁体热贯流量（Kcal/mhr）（参考表1-6至1-11） t01：修正后之相当温度差（） 表1-6至表1-11中所别之K值是常用壁体之热贯流率，对于特殊建材的热贯流率亦可以公式求之： 1K = （公式1-2） 1 1 1 t + + + a0 ai ca t t1 t2 t3 （注： = + + + ） 1 2 3 K：热贯之流率（Kcal/mhr） a0：外壁表面热传系数（取25 Kcal/mhr） ai：内壁表面热传系数（取8 Kcal/mhr） ca：空气层之热传系数（一般以铝箔隔层取2 Kcal/mhr 如以普通材料隔层取5.36 Kcal/mhr） t：各种建材之厚度（m） ：各种建材之热传导率（Kcal/mhr）（表1-15及表1-16） 如天花板屋顶如图2-1所示则其负荷计算如下： t0-tiq = （公式1-3） 1 1 + t0 AK AK AK q：通过屋顶之热负荷（cal/hr） t0：屋顶表面温度（） ti：室内温度（） AK A：天花板面积（m） ti A：屋顶面积（m） K：天花板之热贯流率（Kcal/mhr） K：屋顶之热贯流率（Kcal/mhr） 图2-1 t0 =te+（t01-t0）+ti （公式1-4） te ：屋顶之相当温度差（）（表1-12，表1-13） t01：外气温度 （） t0：外气设计条件 （）（表1-14） ti：室内设计条件（取26） 相当温度差（Equivalent Temperature Difference te）： 当太阳辐射热经由屋顶或外壁进入屋内时，因壁体、材质、厚度不同，其经过壁体的时间也不同，因此室内所得热负荷亦不同，且此负荷较实际投射于壁体的热量为少，为负荷计算方便起见，选用实验所得之通用数值，称之为相当温度差（te）见表1-12及1-13，表中之数值是根据表1-14之外气设计条件t0及室温为26时所测定的，如设计外气条件与室温与此不同时，则得利用公式1-5修正之。 te1 =te+（t01-t0）-（tr1-tr） （公式1-5） te1：外气温度t01，室温 tr1时之相当温度差，亦即修正后之温度差。 te ：设计之相当温度差（表1-12，表1-13） t01：实际外气温度 t0 ：外气设计气温（表1-14） tr1：实际要求室温 tr ：室内设计气温（取26） 隔间（内壁、地板、天花板）之热负荷 此项热负荷可由公式1-6求之 qi =AKt （公式1-6） qi：隔间之热负荷（Kcal/hr） A ：隔间壁之面积m（需扣除玻璃窗之面积）K ：内壁、地板、天花板之热贯流率（Kcal/mhr）（表1-7）t ：与无空调之邻室或上、下楼的饿温度差。取实际外气温度与要求室温之差计算。 注：如邻室或上下层楼已有冷房空调设备，则本项负荷不予计算。玻璃窗之热负荷：外窗热负荷 qGR：IGRAGKS （公式1-7） qGC：（IGC+IGC）AG （公式1-8） qGR：辐射热负荷（Kcal/hr） IGR：通过玻璃之辐射量（Kcal/mhr）（表1-17） AG ：玻璃面积（m） KS ：遮蔽系数（表1-19；表1-20） qGC：对流热负荷（含室内外温度之传导热）（Kcal/hr） IGC：对流热量（Kcal/mhr）（表1-18） IGC：IGC之修正热量 IGC =5.7（t01-t0）-（tr1-tr） （公式1-9） t01：实际外气温度 t0 ：外气设计气温（表1-14） tr1：实际要求室温 tr ：室内设计气温（取26） 内窗热传导负荷 qGt：AKGt （公式1-10） qGt：热传导量（Kcal/hr） A ：玻璃面积（m） KG ：玻璃贯流率（Kcal/mhr）（表1-10；表1-11） t：取实际外气温度与室内要求温度之差计算。间隙风（或换气）热负荷 间隙风是指由门与窗之细缝渗入之空气，此负荷量在冷房时大多不计算，因夏季虽是炎热，但多去强风，且空调时大多按需要导入新鲜空气，使室内气压高于室外气压而阻止间隙风进入，因此间隙风热负荷多半由已定的换气量（表1-3；表1-4；中数值之三分之一）来计算热负荷量。 0.24Qas =0.24GA（t0-ti）= QA（t0-ti） （公式1-11） V rqAe =rGA（X0-Xi）= QA（X0-Xi） （公式1-12） V qas ：换气类热负荷量（Kcal/hr） qAe：换气湿热负荷量（Kcal/hr） QA ：换气风量（m/hr） GA ：换气风量（kg/hr） t0 ：外气实际温度（） ti ：室内要求温度（） X0 ：外气之绝对湿度（kg/kg） Xi ：室内之绝对湿度（kg/kg） V ：外气条件时的空气比体积 r ：外气条件时之饱和水蒸气之蒸发湿热，因台湾夏季外气条件在33至36左右，故r可取578Kcal/kg来计算 0.24：空气之比热（Kcal/kg）人体负荷： 人体负荷可氛围类热负荷及湿热负荷两种，此负荷随室温及工作情况而变化。其计算公式如下： qms =qsn （公式1-13） qme =qzn （公式1-14） qms：人体总类热负荷（Kcal/hr） qme：人体总湿热负荷（Kcal/hr） qs ：个人类热量（Kcal/hr）（表1-21） qz ：个人湿热量（Kcal/hr）（表1-21） n ：室内总人数（表1-22） 机器照明负荷（qE） 本项负荷包括电灯、马达、电冰箱、瓦斯炉等设备的热负荷，可由表1-23表之。 一般照明标准可参考表1-24，此表为设计最小值，目前高级场所所用的数值约为表1-24的150%至200%。 亲热 亲热包含空调主机之发热量风管损失及安全系数三种，亲热负荷取至项负荷总和的10%至15%在不计算强制换气负荷（第项）的情况下，亲热负荷宜取15%至20%。 类热比（S.H.F） as SHF = （公式1-15） qs+qL SHF：类热比 qs：类热总负荷qL：湿热总负荷送风量 qs Q = （公式1-16） 17.4（t2-t4） Q：当类热总负荷为qs时，室内所需的送风量m/min qs ：类热总负荷Kcal/hr t2 ：室内干球温度（即回风温度） t4 ：吹出口干球温度（当室内状况为27db时t4可取14db左右） 17.4：常数Kcalmin/mhr 600.24 17.4 = 0.83 0.24：空气比热（Kcal/kg） 0.83：空气比容积（m/kg） 60：每小时60分1-3热房能力外气条件：表2-5冬季计划外气条件 干 球 温 度 db 相 对 湿 度 % RH 每平均最低气温 （恒温恒湿空调用） 基 宜 地 区 8 80% 6 台 北 地 区 7 4 新 竹 地 区 7 4 台 中 地 区 8 3 嘉 南 地 区 8 3 高 屏 地 区 10 7 花 莲 地 区 11 9 台 东 地 区 12 10 澎 湖 地 区 11 8 室内设计条件： 因冬季穿着较多，所以室内设计温度较夏季之室内设计温度（26）为低，一般取222db，50%RH。暖房负荷计算要点： 暖房负荷是指室内热量的损失，因此不必计算太阳的辐射热，只要