空调风系统new.docx

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空调风系统

第一节空调风系统的分类

一、按所处理空气的性质分类

（一）直流式系统

直流式系统也称为全新风空调系统。

它通常有两种方式:

一种是处理后的空气承担全部室内冷、热负荷,其空气处理机的风量及冷、热处理能力都比较大;另一种是新风仅为保证室内最低卫生标准,风量较小且空气处理机组只承担新风与室内参数之间差值部分的冷、热

负荷（或极少量的室内负荷）,室内负荷主要由其它室内空调设备来承担,如目前常见的风机盘管加新风空调系统。

（二）循环式系统

循环系统即全回风系统,不补充任何室外新风,所有空气均在室内、风管及空气处理设备中进行循环。

因此,空气处理机只承担室内负荷机。

很显然,单独的这种系统由于没有新风,其卫生标较差,因此,这一系统的独立应用只限于一些经常无人停留但需要消除室内冷、热负荷的场所。

〈三）混合式系统

混合式系统即人们常说的一次回风或二次回风系统。

它是前两者的综合形式,是目前应用最广泛的空调风系统之一。

它既可较多的节省能源,又能满足必须的卫生标准。

在混合式系统中,又分为定新风比系统和变新风比系统两种形式。

前者即是在空调系统运行过程中,全年始终维持恒定的新、回风混合比（此混合比通常是以满足最低卫生要求而定的）;后者则是随某些参数（室内、外温、湿度等）的变化而使新、回风混合比在运行过程中从满足最低卫生要求（此时的新风比通常称为最小新风比）至100%新风的范围内不断地变化。

当新风比达到100%时,实际上它已经变为直流式系统了。

二、按空气流量状态分类

（一）定风量系统

此系统在运行过程中,风量始终保持恒定,不随其它参数的变化而改变。

因此,空气处理机组内的风机能耗在运行过程中也始终处于恒定状态,每个风口的风量在运行过程中也始终保持不变。

〈二）变风量系统

系统及系统内各个风口的风量均按一定的控制要求在运行过程中不断调整,以满足不同的使用要求。

因此,空气处理机组内的风机总是处于变参数运行状态,在低风量时可节省部分风机的运行能耗。

三、按风道内的风速分类

（一）低速系统

低速系统的由来是与消声器密切相关的。

理论和实验研究均表明:

目前空调通风系统中常用的几种消声器的最大适用风速一般在8~10m/s左右,当风速超过此值过多时,消声器的附加噪声有显著提高的趋势,导致其消声量的明显下降。

（二）高速系统

近年来,高层民用建筑的造价越来越高,使用标准也进一步提高,要求为室内人员提供更为宽敞的活动空间,从而使得在有限的层高内尽量减少空调通风管道所占用的空间就。

在保证一定风量的条件下，风道尺寸的减小意味着管内风速的提高，这就产生了高速空调系统（相对低速空调系统），通常其主管道内的风速在12~15m/s。

风速的提高意味着噪声处理的困难加大,因此高速系统目前采用场所多的是一些对噪声要求较低的房间。

如果要在正常标准或高标准的房间中使用,消声设计必须引起重视。

第二节直流式系统

一、工作流程

直流式系统的流程原理如图5-1所示。

图5-1直流式系统工作流程

本节所讨论的直流式系统,特指通过空气处理设备后的空气负担全部室内冷、热负荷的系统。

二、夏季运行工况1

直流式系统空调机组夏季处理空气的过程在h-d图上的表示如图5-2所示。

图5-2中,εS为夏季室内热湿比：

εS=CLS/WS

式中CLS一室内夏季冷负荷（kJ/h）;

WS一室内夏季余湿（kg/h）

图5-2直流式系统夏季运行工况

从图5-2中可以看出,夏季空调机组冷盘管的耗冷量非常明显的分为两部分:

即新风冷负荷ΔhX（室内外空气焓差）和室内冷负荷ΔhN（上述ΔhX和ΔhN均指单位风量时的情况）。

空调机组的风量为:

G=CLS/ΔhN（kg/h）〈5-2）

空调机组（或系统）耗冷量为:

Qs=G（hw-hN）（kJ/h）〈5-3〉

三、冬季运行工况

直流系统冬季处理过程与其空调机组的使用方式和室内冬季热湿比εd密切相关。

ΔhO=CLd/G

式中CLS一冬季热负荷（kJ/h）;

G一送风量（kg/h）

ΔhO一送风焓差（kJ/kg）

冬季处理过程如图5-3所示。

根据上式计算的Δho及εd，在h-d图上可通过作图求出送风点O。

送风点O正好位于dW1点与εd的交点上时，不需要对空气进行加湿（这种情况通常有两种可能：

一是室内余湿较大，二是冬季室外空气的含湿量dW1较大）。

图5-3反映了do>dw1时的工况,冬季大都要考虑空调加湿。

当采用蒸汽加湿时,理想的加湿过程为W2→O（tW2=tO）；当采用高压喷雾加湿时,理想过程为W3→O（tW3>tO）。

采用蒸汽加湿时,空调机组加热盘管的出风参数为W2点,加热量为：

Q=G（hW2-hWl）（kJ/h）〈5-5〉采用高压喷雾加湿时，空调机组热盘管的出风参数为W3点，其加热量为：

Q=G（hW3-hWl）（kJ/h）〈5-5〉

图5-3直流式系统冬季运行工况

在实际工程中，由于水加湿引起的焓增较小，可用W4点取代W3点。

很显然,无论是冬季或夏季,全新风系统卫生条件是最好的。

但由于新风量较大,系统所消耗的冷、热量也将是最大的。

第三节循环式系统..

一、工作流程.

循环式系统的工作流程原理如图5-4,其特点是送入房间的空气全部通过回风管道进行再循环。

在这一过程中,因其卫生条件较差,因此系统的设置主要是从满足室内冷、热.负荷的要求来考虑的。

图5-4循环式系统工作流程

二、夏季运行工况

循环式系统的夏季h-d图处理如图5-5。

图5-5循环式系统夏季运行工况

很显然，由于没有新风引入，系统的耗冷量是最小的，即等于房间冷负荷。

Q=G（hN-hO）（5-7）

=CLS

三、冬季运行工况

在冬季,循环系统的设计对于湿度控制精度较严格的房间会存在一定的问题,其冬季过程如图5-6所示。

图5-6循环式系统冬季运行工况

如果直接把空气加热后送回房间,其送风点为O1点,这样房间的实际状态会偏移至N1点,湿度有所增加,如此周而复始的循环将会使湿度不断加大。

导致这种结果的原因不难解释:

因为在整个空气处理过程中,没有考虑降温措施,因此只要室内有散湿源存在,室内湿度很显然是会不断增加的。

因而解决这一问题的关键是对空气进行除湿处理。

民用建筑多采用的是冷却除湿方式。

如图5-6，先将室内空气由N点冷却减湿至L点,再对空气进行再热,使机组的送风点为O点,才能达到要求的温、湿度。

.

电除湿机是此种方式运行的一个显著例子。

通过内部制冷运行,蒸发器对空气进行冷却除湿后,由冷凝器对空气进行再热。

如果冷凝器的加热量不够（实际上只是耗电量部分作为了房间热源）,则再辅助于其它空气加热器（如热水、蒸汽盘管或电热器等）进行加热。

.

对于采用中央空调系统的建筑来说,解决上述问题的难度相对就会较大一些,因为冬季通常冷水机组会停止运行。

因此,循环式系统在中央空调系统中使用时通常是不考虑冬季除湿运行的。

换句话说,它只适用于湿度的控制精度要求比较低或室内余湿较小的房间'〈如一些需要局部加热的场所）。

如果在正常温、湿度要求的房间中应用,则一般是与其它空调风系统联合运行。

如像目前广泛使用的风机盘管加新风空调系统,由于新风比较干燥,通过对送入室内的新风的湿度进行控制，使整个房间的湿度控制得以保证。

第四节一次回风系统

一、工作流程

一次回风系统的流程原理见图5-7所示。

图5-7一次回风系统工作流程

一次回风系统综合了直流式系统和循环系统的特点,其基本出发点有两点：

（1）为满足室内人员所必需的卫生标准,系统向室内提供一定量的新鲜空气。

（2）为了减少采用全新风带来的能量损失,采用了部分回风来节省能源。

很显然,这一系统是对前述两种系统的一个中庸方式,是一种平衡使用标准与经济效益相结合的综合考虑。

因此,,这是应用最为广泛的全空气系统之一。

二、新凤量

在一次回风系统中,首先要明确的就是关于新风量确定的原则,要考虑以下因素:

（一）排风量

部分房间根据使用要求设有机械排风，因此,新风量应能补充这部分排风量。

（二）正压风量

空调房间相对于室外保持正压是风平衡设计的基本要求,这样可保持室内温、湿度按设计要求进行控制而不易受外部渗入空气的干扰,通常保持正压值5~10Pa即可。

显然,保持正压的新风量包括了室内机械排风量。

（三）卫生标准

关于卫生标准,根据《采暖通风与空气调节设计规范》（GBJ19一87）的规定,通常有两个指标：

1.人均新风量标准。

2.新风比要求，即系统的总新风量不应小于其总送风量的10%。

通过上述两者的比较,取较大者作为按卫生标准确定的最小设计新风量。

上述

（一）、

（二）、.（三）项计算完成后,如果按

（一）计算的结果大于（三〉,则应取

（二）为系统最小新风设计值;反之,则应取按

（二）、（三）中计算结果中的较大者作为系统最小设计新风量。

三、夏季运行工况

夏季空气处理过程的h-d图表示如图5-8所示。

图5-8一次回风系统夏季运行工况

夏季处理过程的计算步骤如下：

1.根据室内冷负荷CLS及余湿WS,求热湿比εS=CLS/WS，在h-d图上作εS线与吼φL=90~95%线相交与L点。

90%~95%线相交于L点。

..

2.求系统总送风量：

G3=CLS/（hN－hL）（kg/h）〈5-8〉.

3.根据新风量确定原则,求出最小新风量GX〈kg/h〉。

4.求回风量

GH=GS-GX（kg/h）〈5-9〉.

5.计算或作图求出混合点C点,它应在室外状态W点与室内状态N点的连线上,若以计算求出则采用下述公式

hC=（GX*hX+GN*hN）/GS（kJ/kg）〈5-10〉

6.求系统或空调机组的总耗冷量：

QS=GS*（hC-hL）（kJ/h〉（5-11）.

在这一系统中，对于某些房间而言，有可能出现新风比过大的情况（密集且人均新风量要求较大的场所）,为了防止室内正压过大,这时必须还要考虑有组织的机械排风。

根据被空气调节房间开门情况以及其邻室（或周围）的具体情况,正压风量宜控制在总送量的15%~30%之间较为合理。

如果新风比大于此值,多余部分新风量应由机械排风来承担。

四、夏季再热

夏季再热方式的处理过程如图5-9所示。

夏季再热的含义是:

在空气经过冷却处理后,对其进行再热以提高送风点至如图5-9中的O点。

显然,与图5-8相比,这一过程缩小了送风温差（或焓差）,增大了送风量。

从能耗来看有较大的增加,主要体现在三点:

一是系统除提供房间及新风处理所需冷量外,还需提供消除再热量所需的冷量,因而冷、热量在此时是相互抵消而耗费了;二是送风量的加大要求风机的电量加大耗电能;三是由于送风量加大将有可能引起最小设计新风量的增加

而使新风负荷加大。

因此,夏季再热过程是一个耗能过程,应尽量避免采用。

然而,对于一些特定的空气调节房间来说,这又是一个不得不采用的处理过程方式。

图5-9一次回风系统夏季再热运行工况

对于精度要求高、对送风温差有要求的一些房间当采用机器露点（L点）送风时,其送风温差大，因而需再热。

这时应根据送风温差Δto的要求,在εS线上确定送风点O点,通过O点作垂直线与φL的交点即为空气经过冷却后的处理点。

送风量为

GS=CLS/（hN-hO）（kg/h）（5-13）

其余计算方法与无再热过程相同。

五、冬季运行工况

冬季处理过程如图5-10所示。

图5-10一次回风系统冬季运行工况

在设计中,通常空调机组冬、夏采用同一设计送风量,则冬季的计算步骤如下:

1.求出冬季热负荷CLd及湿负荷Wd,求热湿比εd=CLd/Wd,在h-d图上通过室内点N作出εd线。

2.求冬季送风熔差:

Δh=CLd/Gs,由此在εd线上找出送风点O点。

3.根据与夏季处理过程相同的最小设计新风比求出混合点C点,方法及公式均与夏季相同。

4.求加热量

Qd=GS/（hC1-hC）（kJ/kg）（5-14）

与直流系统冬季处理的情况相类似,不同的加湿方式对C1点的影

响是不一样的,这里不再重复了。

图5-10一次回风系统冬季运行工况

在一次回风系统的冬季处理过程中,个别湿度较大的房间按图5-10的处理过程有可能存在一些问题,因为W点与N点的连线已与100%的相对湿度线相交,混合点会由于结露而落在饱和线以下的某点处,如图5-11中Co点所示（实际上此点将在饱和线上〉。

因此,在这种情况下,应首先对新风进行预热至W1点,才能保证其后的混合点位于饱和线上方,空调机组此时应有两级加热盘管。

带预热盘管的冬季处理过程如图5-11。

图5-11带预热的一次回风系统冬季运行工况

第五节二次回风系统

一、工作流程

二次回风系统的流程原理如图5-12所示。

图5-12二次回风系统工作流程

从图5-12中可以看出,所谓二次回风即是把回风分为了两部分,前一部分（也称一次回风〉与新风直接混合后经盘管进行冷、热处理,后一部分（也称为二次回风）则与经处理后的空气进行二次混合。

在文章上一节中,我们提到了夏季再热问题,即为了保证必需的送风温差,一次回风系统有时需要夏季再热来解决，从而存在着能量的浪费。

二次回风系统正是为解决这一问题而产生的。

二、处理过程

二次回风系统的夏季处理过程如图5-13。

新风与一次回风混合后的空气状态为C点,经冷却处理到达L点之后,

图5-13二次回风系统夏季运行工况

再与二次回风混合使送风点为O点送入被空调房间。

显然,二次回风的使用相当于再热,提高了送风温度（由普通的机器露点L提高至混合点。

）,因而通过设计确定一、二次回风量的比例,即可改变O点的位置,来满足所要求的送风温差。

设一次回风量为Gh1,二次回风量为Gh2,则

Gh2=GS（hO-hL）/（hN-hL）（5-15）

通过表冷器的风量为:

GL=GS-Gh2（5-16）

=GS（hN-hO）/（hN-hL）

=CLS/（hN-hL）

一次回风量为：

Gh1=GL-GX（5-17）

混合点C点焓值为:

hC=（Gh1hN+GXhW）/GL（5-18）

系统耗冷量为:

'

Qs=GL·（hC-hL）（5-19）

很显然,二次回风系统的需冷量即是在GL风量条件下用机器露点送风时的冷量,在同一情况下,它与无再热的一次回风系统的耗冷量是完全相同的。

也即是说,采用二次回风系统节约的是再热量（与有再热的一次回风系统相比较）。

然而,二次回风系统的使用是有条件的。

首先,εS线必须与但φL线有交点即存在L点;其次,由于冷媒温度的限制,L点的温度不能过低[显然二次回风系统的L点比带再热的一次回风系统的L点低,这一点从式（5-19）与带再热一次回风系统的比较中也可以看出],尤其对于以冷冻水为冷媒的中央空调系统来说,必须是要求冷水盘管在常用冷冻水供/回水温度下（通常为7/12℃）可以达到的。

如果为此而要求降低冷冻水水温,势必严重影响冷水机组的运行效率而使整个中央空调系统更多耗能,反而达不到节能的目的。

第六节变风量系统

变送风量空调系统（简称VAV系统一一即英文VariableAirVolume的缩写）。

VAV系统就其工作原理为：

当房间负荷发生变化时,它可自动控制送入房间的送风量,.从而使其空调机组在低负荷时的总送风量下降,空调机组送风机转速也随之而降低。

根据风机能耗特点，其能耗与其转速的三次方成正比,即N∝n3。

因此,变风量系统不但能有效的控制房间的温度，其节能效益也是显著的。

对与空气处理机组来说，通常是通过调节风机的转速来调节送风量。

采用变速电机或变频器是实现调节风机转速有效办法。

第七节风机

在选择风机的时候，首先要确定系统的实际风量和阻力。

实际选用的参数值应在计算或测定的数值上，再考虑增加一定的富余量，以免由于运行工况的改变而引起风机的流量或压头不足。

但也要防止过大的富余量，使风机长期在低效率区运行。

在计算风机的压头（风机全压）的时候，应包括空气处理机的内部阻力，机外静压及动压。

即风机全压=机组内阻+机外静压+动压。

空气处理机的内部阻力由各功能段的阻力组成，包括盘管、过滤器、等设备的阻力。

机外静压指将风机将风送到指定的位置过程中所需克服的管道的阻力。

风机动压指风机出口截面上气体的动能所表征的压力。

选定上述参数后即可选择适合的风机及电机了。

有多种风机可供选择时，要比较额定点的流量（压力）、噪音、效率等参数，选择压力—流量曲线较硬（当压力变化较大时流量变化小）和效率—流量曲线较平坦（当流量变化较大时效率变化要小）的风机，这样才能在系统阻力有明显变化时，能有足够的流量供给，并保证风机在较高的效率下运行。