置换通风的设计计算与节能效果比较

置换通风的设计计算与节能效果比较来源：岁月联盟作者：佚名时间：2010-08-24摘要：转换通风作为改善空调房间空气品质的一种重要方式，近年来倍受关注。本文分别从人体热舒适性和控制污染源以保证室内空气品质的角度讨论了转换通风送风量和送风温度的，同时论证了合理设计条件下，置换通风的节能效果。关键词：置换通风，热舒适性，室内空气品质，送风量概述概述一般来说，相对于空调房间的混合通风方式而言，置换通风可以保证良好的室内空气品质而且节能。从地板或墙底部送风口所送冷风在地板表面上扩散开来，可形成"空气湖(airlake)";并且在热源周围形成浮力尾流(buoyantplume)慢慢，带走热量。由于风速较低，气流组织紊动平缓，没有大的涡流，因而室内工作区空气温度在水平方向上比较一致，而在垂直方向上分层，层高越大，这种现象越明显。由热源产生向上的尾流不仅可以带走热负荷，也将污浊的空气从工作区带到室内上方，由设在顶部的排风口排出。底部风口送出的新的墙体，余热及污染物在浮力及气流组织的驱动力作用下向上运动，所以置换通风能在室内工作区提供良好的空气品质。置换通风方式首先在北欧出现，并且在过去的二十年得到了广泛的应用，我国在近十年内也展开了大量的研究。]1-3]置换通风虽然有一定的优点，但也有其一定的适用条件。置换通风一般适用于污染源与发热源相关的场所，且层高不低于2.5m，此时污浊空气才易于被浮力尾流带走；对房间的设计冷负荷也有一个上限，目前的研究表明，如果有足够的空间来大型送风散流装置的话，房间冷负荷可达 120w/讥］4］当房间冷负荷过大，置换通风的动力能耗将显著加大，性下降，而且送风装置占地、占空间的矛盾也更为突出。由于置换通风的送风口处于工作区，送风温度必须控制在人体舒适范围内，送风温差的合理确定是置换通风空调系统设计的难点之一。如果送风温差设计偏小，则会造成送风量偏大，送风散流装置的尺寸大小和数量增多，设备投资加大；如果送风温差过大，送风温度必然较低，人体头部与脚面之间温差偏大，使人产生冷感，降低人体热舒适性。根据 Melikov和Nelson［4］的实验发现33%勺测试点上超过15%勺人感动有吹风感，引起不适，40%测试点上人体头脚温差3C超过，这超过了活动区环境条件的ASHARE559标准。因此，合理的设计送风量和送风温度是关系到置换通风保证室内空气品质和人体热舒适性的一个重要因素。本文分别从人体热舒适性和控制污染源保证室同空气品质的角度讨论置换通风送风量和送风温度的方法。二、送风量计算从人体热舒适性角度对于置换通风，室内空气温度在垂直方向的分布近似如图 1所示。Tf为脚面处(0.1m)温度，由于地板的对流和辐射传热以及送风口周围空气的卷入，使其略高于送风Ts，Td为排风温度，Th为1.1m高度，即人为坐姿时头部高度的温度。瑞典Mundt［5］理论推导出无量纲温度9f的计算式： (1)Lt：通风量M/hP:空气密度Kg/m5Cp：空气定压比热KJ/Kg•TA:地板面积卅一般情况下，可按下述数值取：ar:房间辐射换热系数，ar=5w/m?・°Car:房间对流换热系数，ac=4w/^・C图1置换通风室内温度垂直分布垂直温度分布是非线形的，且与通风量、热负荷类型、壁面温度、辐射热空间尺寸、风口形式等均有关系。要想准确的描述它不仅很困难的，而且也没这个必要。因为舒适性角度出发考虑这个问题，我们最关心的是人体头部和脚部之间的温度。XiaoxiongYuan"1999根据大量实验数据和理论分析，得到计算头脚温差的 □ ⑵QO:室内人员及电气设备负荷w,Q:室内照明负荷w,Q:结构及太阳辐射热负荷w,式中的经验系数值如下：A=0.295,B=0.132，C=0.185上述公式在计算余热量时，不计入室内潜热，因为置换通风中促成温度分

层的实际因素是显热。而湿度可按污染物浓度计算 ：8：。此公式适用于小型办公室、分区域大型办公室以及厂房等。它虽然是根据坐姿人体舒适性拟和得到，但由于1.1m与1.8m垂直温度梯度要比0.1m与1.1m间温度梯度小，所以上式同样可作为站立人员的舒适性条件。按ASHARE559标准，取△ThfV3C,再根据不同类型热负荷大小，就可以利用相关经验公式确定在满足人体热舒适性条件下所需送风风量Lt。从控制污染源浓度及室内空气品质的角度考虑置换通风的换气效率要高于混合通风，在保证相同的室内空气品质的前提下，所需新风量要少于混合通风所需量，若仍采用混合通风方式确定新风量的

经验数值来设计，必将导致新风量大，且浪费了冷量。其所需新风量的计算可采用下列经验公式⑹：1时的新风量，按ASHRAE198标准〔可规定，应由每人最小新风量指标R（L/so人）和每卅地板所须最小新风量指标R（L/so人）之和确定：经验数值来设计，必将导致新风量大，且浪费了冷量。其所需新风量的计算可采用下列经验公式⑹：Pd人数，D:差异系数，A:地板面积，具体取值详见表十7]o表1ASHRAE62-1989RP风量要求使用类型通风要求使用指标R,人员密度差异因数通风效率办公空间3.00.350.0710.8零售商店3.50.850.150.751.00普通教室3.00.550.3510.90会议室2.50.350.511.00送风量的确定送风量的大小L取Li与Lt的较大值在特殊情况下，Li=Lt，则空气处理系统采用100%勺新风，即空气处理系统为直流式：一般情况下，LiVLt,则新风率R=L/Lto三、送风温度的送风量一旦确定后，就可以根据负荷大小确定送风温度 Ts和排风温度Td当室内参数送风量L,送风量温度Ts,排风温度Td以及新风量L确定后，就可以确定制冷系统总的冷负荷。四、计算示例一个置换通风办公室，房间尺寸为4mK8mK3m（LXWH）,围护结构冷负荷Q为1.5Kw,照明冷负荷Q为0.2Kw，人员及设备冷负荷Q为2Kw单位面积的冷负荷指标115.6W/川，室内散湿量为0.25g/s，贝U£=14800。试计算送风量和送风温度。工作区设计温度为24C。解：根据公式2计算，取△Thf=2.5C,LT=1001.7m{/h根据公式6，且Pd取4人，Lm=83.5m 马仁民.论下部送风空调节能及其适用条件.暖通空调，1983.13(3). 刘传聚 马仁民.论下部送风空调节能及其适用条件.暖通空调，1983.13(3). 刘传聚.通风房间温度梯度之研究.全国空调制1998冷学术年会集.1998. 连之伟，王同军，马仁民，下送风房间热分布系数影响因素的方差分析暖通空调，1996，26(2) Melikov,A.K.,andJ.B.Nielsen.Localthermaldiscomfortduetodraftandverticaltemperaturediffereneeinroomswithdisplacementventilation.ASHRAETransactions1989,95(2). Mundt,E.Convectiveflowabovecommonheatsourceinroomswithdisplacementventilation.ProceedingsoROOMVENT'90,oslo. XiaoxiongYuan,QingYangChen,andLeonR,Glicksman.Models根据公式4:n=2.05，所需新风量为：L=40.7H7h3LivLt,L=LT=0.278m/s,Th=24°C,Tf=24-2.5=21.5根据公式1:9f=0.175，由此得到：Ts=19.5C,Te=30.5C△T=Te-Ts=11.0C若采用混合通风设计，按机器露点送风Tl=13C，送风温差为13C，新风量为Lm由于置换通风室内温度垂直分布(21.5C-30.5C)，故为了增强可经，混合通风室内设计温度取平均值TN1=2C，则送风量及新风比分别为：L1=0.236m/s=849.6m3/h,R1=9.8%根据置换通风及混合通风的送风温度及新风比可以确定系统的能耗。可以分别计算置换通风和混合通风的耗冷量 Q和Q,对于置换通风，首选确定二次回风量L2以及一次回风混合点C的焓值ic：— j对于混合通风，首选需要确定一次回风后的混合点焓值 iC：□可以看出，采用置换通风设计，将会造成送风量加大，造成风机能耗加大，送风散流器的大小和数量增多。但由于新风量低于混合通风的设计值，且置换通风送风温度(19.5C)明显高于混合式通风(13C)，可有效利用二次回风，使整个系统能耗将于混合式通风，节能 12%-18%耳。五、结论置换通风送风量及送风温度是通风系统设计的一个关键问题，涉及室内空气品质和舒适性要求，同时也关系到系统能耗。按上述介绍公式来确定送风量和送风温度，不仅可以满足人体舒适性要求，也能保证室内空气品质，设计送风量略高于混合通风。合理地设计置换通风系统，并有效地与热回收、二次回风等结合起来，可以使系统节能。上文所提供的设计方法是按具体的条件得到的，有一定的适用条件，对于大空间，如剧院、大型厂房还有待进一步的研究。forpredictionoftemperaturedifferenceandventilationeffectivenesswithdisplacementventilation.ASHRAETransactions1999,105(1).韩华，徐文华，范存养.国外新风量标准设计指标的(1):ASHRA标准62-1989的修订.暖通空调，000，30(5).芩鸣，倪波.上海馆置换通风系统设计研究.暖通