全热交换器地送风方案设计.doc

全热交换器地送风方案设计与能效比较随着室内气密性的加大，全热交换器作为改善房间空气品质的一种重要方式，近年来引起人民的关注和推崇。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新风量和能量交换的计算和比较，同时论证了合理设计条件下，全热交换器的节能效果。一、概述一般来说，相对于空调房间气密性高，无室内外换气的房间，全热交换器可以保证良好的室内空气品质和节能。从地板或墙底部送风口或上送风口所送冷风在地板表面上扩散开来，形成有组织的气流组织；并且在热源周围形成浮力尾流带走热量。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。底部风口送出的新风，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，所以全热交换器能在室内工作区提供良好的空气品质。全热交换器地送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研究。全热交换器地送风方式虽然有一定的优点，但也有其一定的适用条件。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/。房间冷负荷过大，置换通风的动力能耗将显著加大，经济性下降，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的实验发现33%的测试点上超过15%的人感动有吹风感，引起不适，40%测试点上人体头脚温差超过3，这超过了活动区环境条件的ASHARE5592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计算方法。二、送风量计算1.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Mundt5理论推导出无量纲温度f的计算式：(1) LT：通风量M3/h：空气密度Kg/m3 Cp：空气定压比热KJ/KgA：地板面积一般情况下，可按下述数值取：r：房间辐射换热系数，r=5w/r：房间对流换热系数，c=4w/ 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。XiaoxiongYuan71999根据大量实验数据和理论分析，得到计算头脚温差的经验公式：(2) QO:室内人员及电气设备负荷w， Ql：室内照明负荷w， Qe：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工业厂房等。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ASHARE5592标准，取Thf3，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。2.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6: n为换气次数，Q为总负荷，Lm是混合通风方式下通风效率为1时的新风量，按ASHRAE1989标准8规定，应由每人最小新风量指标Rp(L/so人)和每地板所须最小新风量指标Rb(L/so人)之和确定： PD:人数，D：差异系数，A：地板面积，具体取值详见表17。表1ASHRAE62-1989R新风量要求 使用类型 通风要求 使用指标 RP Rb 人员密度 差异因数 通风效率 办公空间 3.0 0.35 0.07 1 0.8 零售商店 3.5 0.85 0.15 0.75 1.00 普通教室 3.0 0.55 0.35 1 0.90 会议室 2.5 0.35 0.5 1 1.00 3.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%的新风，即空气处理系统为直流式：一般情况下，LILT，则新风率R=LI/LT。三、送风温度的计算送风量一旦确定后，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LI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4m8m3m(LWH)，围护结构冷负荷Qe为1.5Kw,照明冷负荷QI为0.2Kw，人员及设备冷负荷Qo为2Kw，单位面积的冷负荷指标115.6w/，室内散湿量为0.25g/s，则=14800。试计算送风量和送风温度。工作区设计温度为24。 解：根据公式2计算，取Thf=2.5,LT=1001.7m3/h 根据公式6，且PD取4人，Lm=83.5m3/h 根据公式4：=2.05，所需新风量为：LI=40.7m3/h LILT,L=LT=0.278m3/s,Th=24,Tf=24-2.5=21.5 根据公式1：f=0.175，由此得到：Ts=19.5,Te=30.5 T=Te-Ts=11.0 若采用混合通风设计，按机器露点送风TL=13，送风温差为13，新风量为Lm，由于置换通风室内温度垂直分布(21.5-30.5)，故为了增强可经，混合通风室内设计温度取平均值TN1=26，则送风量及新风比分别为： L1=0.236m3/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Qd和Qm，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： 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(19.5)明显高于混合式通风(13)，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%9。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