通风与空气调节

1、5.3通风与空气调节使用时间、温度、湿度等要求条件不同的空气调节区，不应划分在同一个空气调节风系统中。 这是一个划分空调分系统的总原则，暖通规范 也有相应规定。两个关键点：1、时间不同房间的不同时使用问题。2、参数同一风系统内，不同参数要求的房间无法同时满足参数要求（变风量系统例外） 。（参数：温度、湿度、洁净度、噪声要求等） 如果不划分，上述两者导致的结果都使得能耗增加。 典型不合理情况：1、商场与餐厅：时间和温湿度参数不同，易窜气味；2、办公室与餐厅：时间和温湿度参数不同，易窜气味，噪声要求也不同； 特殊用房应独立设置：大型会议厅：由于使用因素，应独立设置；计算机房：由工艺决定温湿度、洁净

2、度参数要求，往往是连续运行。 执行时应对各种具体情况进行合理分析，按使用特性与要求确定。房间面积或空间较大、人员较多或有必要集中进行温、湿度控制的空气调节区，其空气调节风系统宜采用全空气空气调节系统，不宜采用风机盘管系统。主要考虑到四个原因：（ 1）过渡季节能问题： （过渡季利用新风供冷，节能效果显著）（ 2）控制的合理性问题： （集中控制，简单、可靠）（ 3）运行管理和维护的方便问题： （集中管理，减少管理维护工作量）（ 4）空气质量的改善： （空气集中处理，易于提高空气品质）设计全空气空气调节系统并当功能上无特殊要求时，应采用单风管送风方式。原因：（ 1）单风管较双风管系统简单，占用空间少

3、，初投资省；（ 2）双风管系统存在混合损失；不适用情况：如存在某种工艺对气流组织要求稳定的房间的特殊情况。双风管混合系统下列全空气空气调节系统宜采用变风量空气调节系统：1、同一个空气调节风系统中，各空调区的冷、热负荷差异和变化大、低负荷运行时间较长，且需要分别控制各空调区温度；2、建筑内区全年需要送冷风。变风量空气调节系统的特点： 具有全空气系统的一些特点：可变新风比，管理和维护方便，有利于空气质量的改善； 具有定风量空调系统不具有的特点：变风量系统可以进行不同空调区域的温度控制。变风量系统的节能主要体现在三个方面：（第一款条文）（ 1）运行节能由于全年低负荷运行时间引起，（ 2）设计状态的节

4、能考虑系统 （而不是房间） 负荷的综合最大值 （逐时之和的最大时刻值） ，（ 3）防止区域温度的过高或过低而节能。（ 1）运行节能除房间显热余热的热平衡公式为：Q = L · · Cp·（ Ts-Tn ）（ 5.3-1 ）当 Q变小时，可采用Ts-Tn 和 L 变小的方法实现；其中L 变小的方法可以实现降低输送能耗，一般可节约40 60%的风机能耗。（ 2）防止区域温度的过高或过低而节能避免了定风量系统因无法进行各区域温度控制时产生的过冷或过热现象造成的能源浪费。（ 3）设计状态的节能相对于定风量空调系统，最大送风量从20000 减小到 16000m3/h ，见下

5、表：3某空调系统内各办公室典型设计送风量需求表（m/h ）表 5.3-1 对于全年需要送冷风建筑内区宜采用变风量空气调节系统。（第 2 款条文）理由：1、可实现变新风比运行，充分利用天然冷却冷源，节能的好方法；2、可实现多区域温控。设计变风量全空气空气调节系统时，宜采用变频自动调节风机转速方式，并应在设计文件中标明每个变风量末端装置的最小送风量。 目的：在选择改变空调系统风量的方法时，应优先采用节能效果最好的方法变频自动调节风机转速的方式。 变风量系统中，空调风机动态风量调节有以下几种方法：（ 1）利用风机曲线的自适应方式；（ 2）调节风机出口（或送风总管上）的对开式风阀；（ 3）风机入口电支

6、导流叶片调节法；（ 4）多台风机并联运时的运行台数调节法；（ 5）风机转速调节法。1. 利用风机曲线的自适应方法（利用VAV末端装置调节风阀：产生风机工作点偏移，效率下降，送风温升提高，噪声加大等问题）；2.调节风机出口（或送风总管上）的对开式风阀（多余风压由风阀承担，浪费能源）；3.风机入口电动导流叶片调节法（比上述方法略好，但效果不明显）；4. 风机转速调节法（最佳方法） 。5 种调节方式及其工况点的变化情况 风机转速调节方法：1.改变电机的级数方式（无法实现无级变速）；2.改变电机的供电电压方式（适用于特殊电机，适应性差）；3.机械变速装置方式（存在机械损失和磨损）；4.电机变频调速方式

7、（存在风机效率有所下降和变频器损失，但节电效果还是非常显著）。提示：这里的风机是指空调系统的送风或回风风机，而不是VAV末端装置中的风机。 （由于大量变频器的使用极易造成电源污染，因此要注意到这一问题）。 应在设计文件中标明每个变风量末端装置的最小送风量。原因：（ 1）满足卫生要求；（ 2）离心式风机在风量过低时候引起喘振，或减振系统的共振；（ 3）部分房间对气流组织的要求。设计定风量全空气空气调节系统时，宜采取实现全新风运行或可调新风的措施，同时设计相应的排风系统。新风量的控制与工况的转换，宜采用新风和回风的焓值控制方法。 对本条的理解（ 1）强调设计中考虑全年运行的节能问题。（ 2）关于“

8、过渡季”的概念：不是“一年中自然的春、秋季节”，而是指“与室内、外空气参数相关的一个空调工况分区范围，其确定的依据是通过室内、外空气参数的比较而定的”，因此一些城市在炎热夏天的早晚也可能出现“过渡季”工况。 本条实施的关键因素（ 1）应设有与全新风运行相对应的机械排风系统，排风量的变化应与新风进风量的变化同步；（ 2）空调机组亲新风管的设计要考虑到全新风时的风量要求；（ 3）强调实时控制概念，必不可少的空调系统的自动控制装置（或系统）。几种不同系统的特点比较：1. 双风机空调系统（定风量送风机+定风量回风机）最典型的双风机系统采用焓值控制的形式，尽可能采用。调控手段：通过调节新风、回风和排风阀

9、，可能连续地改变新排风量的大小。优点：过渡季和冬季过渡季均可实现节能运行。缺点：要占有较多的空调机房面积。双风机空调系统（定风量送风 2. 双风机空调系统（定风量送风机 +变速排风机）+定风量回风机）调控手段：通过调节新风阀改变新风的大小，控制排风机转速调节排风量。优点：同上，过渡季和冬季过渡季均可实现节能运行；排风机可灵活安装。缺点：排风机需配置变频器。3. 双风机空调系统（定风量送风机+定风量排风机）调控手段：通过调节新风阀改变新风的大小，控制排风机启停（多台风机时，控制运行台数），只能分段调节。优点：运行节能效果明显；排风机可灵活安装。缺点：与连续调节的控制方法相比，热量节省效果稍差。当

10、一个空气调节风系统负担多个使用空间时，系统的新风量应按下列公式计算确定。Y=X/（ 1+X-Z）（ ）式中Y修正后的系统新风量在送风量中的比例；X 未修正的系统新风量在送风量中的比例；Z新风比需求最大的房间的新风比；本 条 文 系 参 考 美 国 采 暖 制 冷 空 调 工 程 师 学 会 标 准ASHRAE62-2001“ VentilationAcceptable Indoor AirQuality”中第 条的内容制定的。for目的：在全空气系统的设计中，在不降低人员卫生条件的前提下，应根据实际的情况尽量减少系统的设计新风比以利于节能。 本条文隐含的条件是：每人实际使用的新风量就是相关规范

11、规定的最小新风量，如果某个房间在送风过程中新风量有多余（人员少、新风量过大），则多于余的新风必将通过回风重新回到系统之中，再通过空调机重新送至所有房间。经过一定时间和一定量的系统风循环之后，新风量将重新趋于均匀，由此可使原来新风量不足的房间得到更多的新风。 新风“年龄”问题：如果设计中要考虑这个问题，就需要针对系统的实际情况进行更为详细的计算，上述计算公式仍然成立，但需要将“年龄”以及系统形式、系统容量等等结合起来考虑。在人员密度相对较大且变化较大的房间，宜采用新风需求控制。即根据室内CO2浓度检测值增加或减少新风量，使CO2浓度始终维持在卫生标准规定的限值内。制定原因：在人员密度相对较大且变

12、化较大房间，设计工况下的新风量非常大。当使用人数相当少时，如果仍然维持设计新风量不变，这时的新风量会超出需求量的数倍，造成浪费。因此当人员数量较少时，可以减少运行时的新风量，对于节能是有利的。这也是制定本条文的目的。控制方法：但通常情况下，当室内其他污染物浓度上升时，二氧化碳浓度同样也上升，因此它具有一定的代表性，所以采用CO2浓度控制方法。实施要点：如果只改变新风量、不改变排风量，有可能造成部分时间室内负压，造成室外空的渗入。这时不但影响室内空气的温、湿度环境，反而还会增中能耗，因此排风量也适应新风量的变化以保持房间的正压。当采用人工冷、热源对空气调节系统进行预热或预冷运行时，新风系统应能关

13、闭；当采用室外空气进行预冷时，应尽量利用新风系统。 适用对象：非24 小时连续运行的空调系统。 第一条基本上是针对建筑整体而主的。当采用人工冷、热源预冷和预热时，关闭新风后不但能够更快的达到要求的室内参数，也能够减少由于并不需要的新风处理所消耗的能量。 第二条的预冷是针对空调区域或空调房间而言的。应该注意的是：预冷过程中应考虑室外空气温、湿度问题。如果室外空气的含湿量很高，尽管采用它可以使室内温度下降，但由此带来的室内湿度过大会引起人员的不舒适，反过来又会因此采用较多的人工冷源来除湿。因此采有对室外空气参数和室内设计参数的实时比较后，通过自动控制系统来实现这一做法是较为合理的。建筑物空气调节内

14、、外区应根据室内进深、分隔、朝向、楼层以及围护结构特点来等因素划分。内、外区宜分别设置空气调节系统并注意防止冬季室内冷热风的混合损失。 通常体量较大的公共建筑，空调区的进深也较大，存在空调内、外区之分。 外区围护结构的负荷随季节改变在较大的变化；内区则几乎没有影响，通常常年需要供冷。因此，宜分别设计和配置空调系统。 内、外区是某些空调建筑的固有特性，与空调风系统的方式并不存在必然的联系。因此划分内外区时应根据建筑物的进深、分隔、朝向、楼层以及围护结构特点等因素划分。 内外区划分的原则：仔细考虑房间的负荷特性和使用特点，在满足内，外区不同的使用要求的条件下，防止由于设计不当造成不必要的冷、热量混

15、合损失。 内外区划分的方法（参考）（ 1）采用负荷平衡法划分室内冷负荷比较大、垂直于进深方向不再进行二次分隔的房间（面积为A）当冬季供冷量CL 大于围护结构散热量Qr 时，外区面积Aw=Qr/（ CL/A）。（ 2）考虑房间分隔因素垂直于进深方向的分融；办公区距外围护结构35 米。对有较大内区常年有稳定的大量余热的办公、商业等建筑，宜采用水环热泵空气调节系统。 目的：要求设计人员对于有较大内区且常年有稳定的大量余热的办公、商业建筑的空调设计中，要考虑这部分热量的利用，减少冬季的能源消耗。水环热泵系统组成：水环热泵空调机组、循环水管路系统、冷却塔、以及可能需要的辅助热源。两台水环热泵组成的系统

16、冬季某空调房间（区域）需要供热量：qr=qi-ni-qni（ 5.3-3 ）式中qi 冬季围护结构及新风的计算供热量之和；ni水环热泵（风机盘管等）供热工况时的耗电量，qni冬季内部发热量（kw）。 对于冬季具有供冷要求的建筑：分别设置冷、热空调时：建筑物总供热量Qr= qri采用水环热泵系统时：建筑物总供热量 Qr= qri-Qp（ 5.3-4 ）式中Qp冬季供冷区域的空调合计消耗冷量。 实施要点：需要进行详细的计算和经济技术分析后决定。设计风机盘管系统加新风系统时，新风宜直接送入各空气调节区，不宜经过风机盘管机组后再送出。 目的：提高新风的利用效率，以最少的新风耗能，达到人员要求的卫生条件

17、。 新风送入风机盘管，可能出现的问题是：1. 新风量会发生较大的变化，有可能造成新风量不足；2. 降低了风机盘管的制冷 / 热能力；3. 导致房间换气次数的下降。 实施要点：布置新风风口时，应尽可能地均匀布置，并应远离排风口、避免新、排风短路。建筑顶层、或者吊顶上部存在较大发热量、或者吊顶空间较高时，不宜直接从吊顶内回风。 节能角度：（ 1）顶层：屋顶的传热量较大。如果采用吊顶回风，吊顶空间的温度也将接近空调房间的室内温度，实际上相当于将屋面传热的绝大部分负荷纳入了空调机组的冷、热量要求之中；（ 2）非顶屋但吊顶空间高度较大（超过 1m时），考虑到此时立面上吊顶空间范围内的外围护结构也会有较大

18、的传热； 实施可能性：当空间高度超过1m时，有条件做回风管道。 关于“不宜” ：考虑到目前设计中存在的吊顶空间高度通常比较小、设置专门回风管道有时会受到限制的实际情，但从节能的角度来说，应该认识到这不是一种完全合理的方式。建筑物内设有集中排风系统且符合下列条件之一时，宜设置排风热回收装置，排风热回收装置（全热和显热）的额定热回收效率不应低于6096.38；1、送风量大于或等于 3000m/h 的直流式空气调节系统，且新风与排风温度差大于或等于2、设计新风量大于或等于4000m3/h 的空气调节系统，且新风与排风温度差大于或等于8；3、设有独立新风和排风的系统。 热回收是节能的一个重要途径 以显

19、热回收装置为例， 计算回收能效比 （回收能量与多耗的电能之比COPh= Q/ N）见下表，回收能量十分可观。按冬季扣夏季情况分别计算的结果比较 关于参数的确定（ 1）关于热回收效率：根据国内一些质量较好的热回收装置的效率。（ 2）关于 8温差的确定：根据我国的气候条件与室内外设计参数。（ 3）新风量的大小：根据使用意见和相关的经验数据，直流系统采用3；带有回风的全空气统，考虑到比直3000m/h3流系统新风热回收装置来说困难较大一些，因此在数值上有所放宽，新风量4000m/h 。 设计中的注意事项：（ 1）经济性及灵活应用：作为全年使用的热回收设备，更要关注的是过渡季节的使用效果和能量回收情况

20、。设计者根据项目的实际情况、项目所在地的气象情况等进行合理的经济技术分析后确定。（ 2）风量的差异性：新风和排风风量不宜相差太悬殊。（ 3）风机与热回收装置的相对位置：污浊的排风空气对新风的影响。（ 4）风口的设置：防止排风被新风取风口吸入的情况发生（ 5）旁通风管的设置：过渡季不采用热回收时，可打开旁通，减少风机的动力损失。有人员长期停留且不设置集中新风、排风系统的空气调节房间，宜在各空气调节区 （房间）分别安装带热回收功能的双向换气装置。 本条实际上是条的延续，主要针对的是一些不设集中新风和排风系统的空调房间或空调建筑（例如：一些设置分体式空调系统的房间或建筑）来规定的。 通常可以从排出空

21、气中回收 55%以上的热量和冷量，可以有较大的节能效果，同时对室内空气条件的改善有良好的作用，因此应该提倡。选配空气过滤器时，应符合下列要求：1、粗效过滤器初阻力小于或等于50Pa（粒径大于或等于5.0Pm, 效率： 80%>E 20%）；终阻力小于或等于100Pa；2、中效过滤器的初阻力小于或等于80Pa（粒径大于或等于1.0Pm，效率： 70%>E 20%）；终阻力小于或等于160Pa；3、全空气空气调节系统的过滤器，应能满足全新风运行的需要。 本条的主要目的：控制过滤器阻力，保证节能的要求。 设计注意事项：1、注意空调过渡季全新风运行工况时的过滤器配置；2、保证过滤风速在规定

22、值以内，防止随便提高过滤风速的情况发生；3、由于全空气空调系统要考虑到空调过渡季新风运行的节能要求，因此在这里特别提醒新风管上的过滤器设置时不能只考虑最小新风量的情况。空气调节风系统不应设计土建风道作为空气调节系统的送风道和已经过冷、热处理后的新风送风道。如果使用土建风道时，必须采取可靠的防漏风和绝热措施。 两个基本考虑：（ 1）土建风道土建风道的漏风情况严重，导致盲目加大送风量；（ 2）由于没有很好的对土建风道的进行绝热， 混凝土等墙体蓄热量大， 会吸收大量的送风能量，导致热损失大而浪费能量。 特殊情况： 由于各种原因， 存在一些用砖、 混凝土等构成的土建风道、 回风竖井的情况。 如：剧场的

23、设计中，为了管道的连接及与室内设计配合，有时也需要采用一些局部的土建式封闭空腔作为送风静压箱。因此对这类土建风道或送风静压箱提出严格的防漏风和绝热要求。空气调节冷、热水系统的设计应符合下列规定：1、应采用闭式循环水系统：（投资较开式系统少，输送能耗也低）2、只要求按季节进行供冷和供热转换的空气调节系统，应采用两管制水系统；（能满足使用要求，投资较少）3、当建筑物内有些空气调节区需全年供冷水，有些空气调节区则冷、热水定期交替供应时，宜采用分区两管制水系统：（能满足使用要求，投资较少）4、全年运行过程中，供冷和供热工况频繁交替转换或需同时使用的空气调节系统，宜采用四管制水系统；（以满足使用要求为主

24、，减少采用二管制带来种种不便）5、系统较小或各环路负荷特性或压力损失相差不大时，宜采用一次泵系统；在经过包括设备的适应性、控制系统方案等技术论证后，在确保系统运行安全可靠且具有较大的节能潜力和经济性的前提下，一次泵可采用变速调节方式；（一次泵系统较为简单，投资相对较少；若采用定流量一次泵系统，须注意充分论证）6、系统较大、阻力较高、各环路负荷特性或压力损失相差悬殊时，应采用二次泵系统；二次泵宜根据流量需求的变化采用变速变流量调节方式；（ 1）对于多个环路，其水阻力差值超过 50KPa时，通常会导致水泵的电机容量增加一级，因此这时宜分别设置不同的二次泵环路。极大地避免了无谓的浪费；（ 2）以水系

25、统的特性来分析；在某些系统中，水量的变化与冷量的变化不成比例，需要通过二次泵系统来平衡。7、冷水机组的冷水供、回水设计温差不应小于5。在技术可靠、经济合理的前提下宜尽量加大冷水供、回水温差； （具有很好的节约输送动力能耗的效果；采用时须注意对末端换热设备换热能力影响问题水温差加大后对末端显热、潜热能力的影响）8、空气调节水系统的定压和膨胀，宜采用高位膨胀水箱方式。（高位膨胀水箱定压，具有安全、可靠、消耗电力相对较少、初投资低等优点） 本条文是空调冷、 热水系统设计的一些基本原则。 在满足使用要求的前提下， 应选择投资少、运行能耗少、维护管理方便的空调水系统。选择两管制空气调节冷、热水系统的循环

26、水泵时，冷水循环水泵和热水循环水泵宜分别设置。 在两管制空调冷、热水系统中，空调系统冬季和夏季的循环水量和系统的压力损失通常相差很大，这时如果冬季循环水泵勉强采用夏季的循环水泵，往往使水泵不能在高效率区运行，或使系统工作的小温差、大流量工况之下，导致能耗增大，所以一般不宜合用。 可以合用的两种情况：（ 1）单台水泵的设计工作点相同或者工作点在同一水泵曲线上时（因此需要针对具体水泵来分析，同时要注意电机的配置） 。（ 2）水泵采用交频调速控制，且使用时仍具有较高效率的。空气调节冷却水系统设计应符合下列要求：1、具有过滤、缓蚀、阻垢、杀菌、灭藻等水处理功能；2、冷却塔应设置在空气流通条件好的场所；

27、3、冷却塔补水总管上设置水流量计量装置。 强调水处理措施的目的是为了提高传热效果； 对设置场所的要求也是为了提高散热效率、保证要求的通风量，这也是目前实际工程中，冷却塔出现的典型问题。 设置水量计量装置是为了了解“飘水”和失水的情况，加强对补水系统的管理，降低补水能耗，减少水量浪费。空气调节系统送风温差应根据焓湿图（h-d ）表示的空气处理过程计算确定。空气调节系统采用上送风气流组织形式时，宜加大夏季设计送风温差，并应符合下列规定：1、送风高度小于或等于5m时，送风温差不宜小于5；2、送风高度大于5m时，送风温差不宜小于10；3、采用置换通风方式时，不受限制。 目的：空调送风温差最小值的规定，

28、是希望防止设计中出现大风量小温差的浪费情况。 首要要求：送风温差应通过空气处理过程计算确定这是设计的基础。 在计算的基础上，从节能角度（送风温差在4 8之间时，每增加1，送风量约可减少10% 15%）提出了一些规定的数值。 采用置换通风或者下送风方式时，在夏季过低的送风温度会导致人员的舒适感下降（房间下部空气过冷），影响空调系统的正常使用，因此本条文不适用于置换通风方式。建筑空间高度大于或等于10 m、且体积大于10， 000 m3 时，宜采用分层空气调节系统。 与全室性空调方式相比，分层空调夏季可节省冷量30%左右。 对于民用建筑中的中庭等高大的空间，人员通常都在底层活动，因此舒适性范围大约

29、为地面以上 2 3 m 以内。采用分层空调，其目的是将这部分范围的空气参数控制在使用要求之内，3 m上的空间则处于“不保证的范围”。 冬季采用分层送风时，由于“热空气上浮”的原理，上部空间的温度也会比较高导致热损失增加，如果没有措施，甚至会高于人员活动区，这时并不能节能，这是设计过程中应该注意的问题。通常可以有两种解决方式：以（ 1）设置室内机械循环系统。将房间上部“过热”的空气通过风道送至房间下部；（ 2）底层设置地板辐射或地板送风供暖系统。有条件时，空气调节送风宜采用通风效率高、空气龄短的置换通风型送风模式。 节能机理：1、与分层空调系统相类似，减少了不必要的空调空间。2、由于置换通风的送

30、内温度比常规空调系统高（一般18 20左右），因此在夏季它可以比常规空调系统更多的利用过渡季节的室外低温空气直接进行空调送风。由此节省了空调系统新风处理的冷量（减少了冷源设备的全年运行时间）。 设计注意点：1、采用置换通风方式时，空调风系统应采用可变新风比系统，才能充分发挥其利用室外送风而节能的优点。2、置换通风系统的风量通常会较常规空调系统较大，送风温度高。采用夏季冷却处理后送风温度进行再热的方式来实现会既加大送风量又产生处理过程的冷、热抵消，不值得采用有条件时可采用二此回风方式来实现。在满足使用要求前提下，对于夏季空气调节室外计算湿球温度较低、温度的日较差大的地区，空气的冷却过程，宜采用直

31、接蒸发冷却、间接蒸发冷却可直接蒸发冷却与间接蒸发冷相结合的二级或三级冷却方式。 空气进行蒸发冷却时，一般都是利用循环水进行喷淋，相当于用蒸发冷却的风机替代制冷系统。由于不需要人工冷源，所以能耗较少，是一种节能的空调方式。目前发展到间接与直接蒸发冷却相结合的二、三级系统，都取得了很好的效果。 二个注意的问题：1、适用地区夏季空调室外计算湿球温度较低、温度的日较差大的地区。2、在某些情况下，室内湿度会略微偏高一些。除特殊情况下，在同一个空气处理系统中，不应同时有加热和冷却过程。节能：本标准一直在强调避免“冷、热抵消”问题。节能性：对于民用建筑内的绝大多数房间的舒适性空调是可以做到的。要求高时宜采用

32、二次回风或淋水室旁通等方法减少加热。一些特殊情况：（ 1）室内游泳池；（ 2）热湿比很小的其他房间；（ 3）负担全部余湿的独立新风系统；（ 4）内、外区风系统合一的变风量系统的外区再热。空气调节风系统的作用半径不宜过大，风机的单位风量耗功率（Ws）应按下式计算，并不应大于表中的规定。Ws=P/(3600 o t)式中Ws 单位风量耗功率,W/(m 3/h) ：P 风机全压值， Pa；t 包含风机、电机及传动功效率在内的总效率，表风机的单位风量耗功率限值%W/(m3/h)注 :1.普通机械通风系统中不包括厨房等需要特定过滤装置的房间的通风系统；2.严寒地区增设预热盘管时，单位风量耗功率可增加0.

33、035W/ （m3/h ） ；3.当空气调节机组内采用湿膜加湿方法时，单位风量耗功率可增加0.053W/ （ m3/h ） 。风压计算取值1、空气过滤器阻力取值：初效终阻力是100Pa 中，效终阻力是160Pa；采用初中两级过滤器按85%计算，即221Pa。2、表现换热器，采用干、湿工况，风速2.5m/s时的阻力参数。3、空调箱体内阻力，取50 Pa 。4、消声器总阻力采用150 Pa 。5、管道阻力：办公建筑90 米 260 Pa ，变风量系统取310 Pa ；商场与旅馆建筑中，风量系统取390Pa。6、风口阻力（含出风动压）：一般风口在1525 Pa ，取值 30 Pa 。7、 VAV未端

34、：最不利情况下，不带风机末端的需要压头为280 Pa 。8、富裕量： 3040 Pa 。9、湿膜加湿器增加的风阻力：取100 Pa 阻力，允许WS值增加 0.053 。10、风机总效率：按常用较好的风机统计，取值0.52。11、普通机械通风系统：600 Pa 。340Pa，变实施时的关注事项：1、空调系统的服务区域不宜过大。2、空调机房应靠近服务区域，以缩短风管长度。3、机外余压应计算确定，避免估算造成余压过高和输送能源的浪费。4、空调机组表冷器的面风速不宜超过2.5m/s ；不应该选用面风速非常高的空调机组。5、采用高效率的风机和电机。6、有条件时采用直联驱动的风机，因为这时的传动效率是10

35、0%，提高了“风机总效率”。7、保证空气过滤器的过滤面积，控制过滤风速。8、采用低阻空气过滤器。9、由于低温送风空调系统往往需要采用8 排表冷器，阻力较大，引用时可以按增加严寒地区预热盘管的要求，WS再增加 0.035W/(m 3-h-1)。 为便于检查，要求在空调机组与风机的设备表上都注明采用风机的全压与风机最小效率。空气调节冷热水系统的输送能效比（ER）应按下式计算，且不应大于表中的规定值。ER=0.002342H/( T· )（）式中H 水泵设计扬程，m；T供回水温差，； 水泵在设计工作点的效率，%表空气调节冷热水系统的最大输送能较比（ER）注：两管制热水管道系统中的输送能效比值，不适用于采用直燃式冷热水机组作为热源的空气调节热水系统。水泵各计算参数的确定表 1空调单冷、单热水系统的最大输送能效比ER计算表注：管道阻力包括摩擦阻力与局部阻力，按总长度500m 计，管理阻力 = 500*阻）。摩阻 *1+0.3（局表2空调两管制热水管道系统的最大输送能效比ER计算表 适用条件：1、适用于独立建筑物内的空调冷、热水系统，最远环路总长度一般在500m 范围内，超过的，可参照执行。2、两管制热水管道系统中的输送能效比值，不适用于采用直燃式冷热水机组作为