置换通风的设计计算与节能效果比较

一、概述

　　一般来说，相空调房间混合通风方式而言，置换通风可以良好室内空气品质节能。从板或墙底部送风口所送冷风板表面上扩散开来，可形成"空气湖(airlake)"；热源周围形成浮力尾流(buoyantplume)慢慢，带走热量。风速较低，气流组织紊动平缓，没有大涡流，室内工作区空气温度水平方向上比较一致，而垂直方向上分层，层高越大，这种现象越明显。由热源产生向上尾流可以带走热负荷，也将污浊空气从工作区带到室内上方，由设顶部排风口排出。底部风口送出新墙体，余热及污染物浮力及气流组织驱动力作用下向上运动，置换通风能室内工作区提供良好空气品质。置换通风方式首先北欧出现，过去二十年到了广泛应用，我国近十年内也展开了大量研究。^［1-3］

　　置换通风有一定优点，但也有其一定适用条件。置换通风一般适用于污染源与发热源相关场所，且层高不低于2.5m，此时污浊空气才易于被浮力尾流带走；对房间设计冷负荷也有一个上限，目前研究表明，有足够空间来大型送风散流装置话，房间冷负荷可达120w/㎡。^［4］当房间冷负荷过大，置换通风动力能耗将显著加大，经济性下降，送风装置占、占空间矛盾也更为突出。

　　置换通风送风口处于工作区，送风温度必须控制人体舒适范围内，送风温差合理确定是置换通风空调系统设计难点之一。送风温差设计偏小，则会造成送风量偏大，送风散流装置尺寸大小和数量增多，设备投资加大；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。Melikov和Nelson^［4］实验发现33%测试点上超过15%人感动有吹风感，引起不适，40%测试点上人体头脚温差3℃超过，这超过了活动区环境条件ASHARE5592标准。，合理设计送风量和送风温度是关系到置换通风室内空气品质和人体热舒适性一个重要因素。本文分别从人体热舒适性和控制污染源室同空气品质角度讨论置换通风送风量和送风温度计算方法。

二、送风量计算

1.从人体热舒适性角度

　　置换通风，室内空气温度垂直方向分布近似如图1所示。T_f为脚面处(0.1m)温度，板对流和辐射传热以及送风口周围空气卷入，使其略高于送风T_s，T_d为排风温度，T_h为1.1m高度，即人为坐姿时头部高度温度。瑞典Mundt^［5］理论推导出无量纲温度θ_f计算式：

　　L_T：通风量M³/hρ：空气密度Kg/m³
　　C_p：空气定压比热KJ/Kg·℃A：板面积㎡一般情况下，可按下述数值取：α_r：房间辐射换热系数，α_r=5w/㎡·℃α_r：房间对流换热系数，α_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，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。要想准确描述它很困难，也没这个必要。舒适性角度出发考虑这个问题，我们关心是人体头部和脚部之间温度。XiaoxiongYuan^［7］1999大量实验数据和理论分析，到计算头脚温差经验公式：

　　Q_O:室内人员及电气设备负荷w，
　　Q_l：室内照明负荷w，
　　Q_e：结构及太阳辐射热负荷w,
　　式中经验系数值如下：
　　A=0.295，B=0.132，C=0.185

　　上述公式计算余热量时，不计入室内潜热，置换通风中促成温度分层实际因素是显热。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。它是坐姿人体舒适性拟和到，但1.1m与1.8m垂直温度梯度要比0.1m与1.1m间温度梯度小，上式同样可作为站立人员舒适性条件。按ASHARE5592标准，取ΔT_hf＜3℃，再不同类型热负荷大小，就可以利用相关经验公式确定满足人体热舒适性条件下所需送风风量L_T。

2.从控制污染源浓度及室内空气品质角度考虑

　　置换通风换气效率要高于混合通风，相同室内空气品质前提下，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。其所需新风量计算可采用下列经验公式^［6］:

　　n为换气次数，Q为总负荷，L_m是混合通风方式下通风效率为1时新风量，按ASHRAE1989标准^［8］规定，应由每人小新风量指标R_p(L/so人)和每㎡板所须小新风量指标R_b(L/so人)之和确定：

　　P_D:人数，D：差异系数，A：板面积，具体取值详见表1^［7］。

3.送风量确定

　　送风量大小L取L_I与L_T较大值

　　特殊情况下，L_I=L_T，则空气处理系统采用新风，即空气处理系统为直流式：一般情况下，L_I＜L_T，则新风率R=L_I/L_T。

三、送风温度计算

　　送风量一旦确定后，就可以负荷大小确定送风温度T_s和排风温度T_d。

　　当室内参数送风量L，送风量温度T_s，排风温度T_d以及新风量L_I确定后，就可以确定制冷系统总冷负荷。

四、计算示例

　　一个置换通风办公室，房间尺寸为4m×8m×3m(L×W×H)，围护结构冷负荷Q_e为1.5Kw,照明冷负荷Q_I为0.2Kw，人员及设备冷负荷Q_o为2Kw，单位面积冷负荷指标115.6w/㎡，室内散湿量为0.25g/s，则ε=14800。试计算送风量和送风温度。工作区设计温度为24℃。

　　解：公式2计算，取ΔT_hf=2.5℃,L_T=1001.7m³/h

　　公式6，且P_D取4人，L_m=83.5m³/h

　　公式4：η=2.05，所需新风量为：L_I=40.7m³/h

　　L_I＜L_T,L=L_T=0.278m³/s,T_h=24℃,T_f=24-2.5=21.5

　　公式1：θ_f=0.175，由此到：T_s=19.5℃,T_e=30.5℃

　　ΔT=T_e-T_s=11.0℃

　　若采用混合通风设计，按机器露点送风T_L=13℃，送风温差为13℃，新风量为Lm，置换通风室内温度垂直分布(21.5℃-30.5℃)，故增强可经，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%

　　置换通风及混合通风送风温度及新风比可以确定系统能耗。

　　可以分别计算置换通风和混合通风耗冷量Q_d和Q_m，置换通风，确定二次回风量L₂以及一次回风混合点C焓值i

　　混合通风，需要确定一次回风后混合点焓值i_C:

　　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，送风散流器大小和数量增多。但新风量低于混合通风设计值，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，可以满足人体舒适性要求，也能室内空气品质，设计送风量略高于混合通风。

　　合理设计置换通风系统，并有效与热回收、二次回风等结合起来，可以使系统节能。

　　上文所提供设计方法是按具体条件到，有一定适用条件，大空间，如剧院、大型工业厂房还有待进一步研究。

参考文献：

　　1.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).
　　2.刘传聚.通风房间温度梯度之研究.空调制1998冷学术年会论文集.1998.
　　3.连之伟，王同军，马仁民，下送风房间热分布系数影响因素方差分析.暖通空调，1996，26(2)　
　　7.韩华，徐文华，范存养.国外新风量标准设计指标发展(1)：ASHRAE标准62-1989修订.暖通空调，000，30(5).
　　8.芩鸣，倪波.上海体育馆置换通风系统设计研究.暖通空调，2000，30(5).