引 言 第一章 湿空气的物理性质及其焓湿图 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 清华大学暖通教研组，空气调节基础，中国建筑工业出版社，1991年7月 郑爱平 编著，空气调节工程，科学出版社，2002年8月 沈维道等 合编，工程热力学，高等教育出版社，1994年 章熙民等 编，传热学（第二版），中国建筑工业出版社，1984年7月 连之伟等 主编，热质交换原理与设备，中国建筑工业出版社，2001年9月 空气调节（Air Conditioning） 空气调节的任务：采用技术手段，创造和满足一定要求的空气环境。 一定要求的空气环境：一般是指在某一特定空间内对其 空气温度——通过加温、降温，调节空气的温度 空气湿度——通过加湿或减湿，调节空气的湿度 空气清洁度——通过净化处理，使空气具有一定的洁净程度 空气流动速度——使空气具有一定的流动速度 （简称“四度”）进行调节，达到并保持满足人体舒适和工艺过程的要求。 更高要求的空气环境：除上述之外，有时还需对空气的压力、成分、气味和噪声等进行调节和控制。 关于工程热力学的几个基本概念： 理想气体与实际气体 理想气体——是一种实际上不存在的气体。就是假定该气体分子是些弹性的、不占据空间的质点，分子相互之间没有作用力。 实际气体——理想气体实质上是实际气体在压力趋近于零（P→0），比容趋近于无穷大（υ→∞）时的极限状态。 湿空气与干空气 湿空气——是指含有水蒸汽的空气，它是干空气和水蒸汽的混合物。存在于大气中的水蒸汽， 由于其分压力通常很小，并大都处于过热状态，比热容很大，因此湿空气可按理想 气体处理。 干空气——干空气是指完全不含有水蒸汽的空气。在热力学中，常温常压下（空调属于此范 畴）的干空气可认为是理想气体。 绝热过程 是状态变化的任何一段微元过程中工质与外界都不发生热量交换的过程，即过程中每一瞬间都有 dq=0 整个过程与外界交换的热量当然亦为零 q=0 关于传热学的几个基本概念： 质交换 传质是在一个多组分的系统中进行的。物质的分子总是处在不规则的热运动中，在有物质组成的二元混合物中，如果存在浓度差，由于分子的随机性，物质的分子会从浓度高处向浓度低处迁移，这种迁移称为浓度扩散或简称扩散，并通过扩散产生质交换。 产生质交换的动力 浓度差是产生质交换的动力， 温度差是传热的动力， 压力差导致压力扩散。 在没有浓度差的二元体系（即均匀混合物）中，如果各处存在温度差或总压力差，就会产生热 扩散或压力扩散，扩散的结果会导致浓度变化并引起浓度扩散。 质交换的两种基本方式 分子扩散——在静止的流体或垂直于浓度梯度方向作层流运动的流体以及固体中的扩散是由微 观分子运动所引起的，即为，它的机理类似于导热。 紊流扩散——在流体中由于紊流脉动（对流运动）引起的物质传递，即为，它比分子扩散传质 要强烈得多。 质交换的分析方法 质交换、热交换及动量交换三者在机理上是类似的，所以在分析质量交换的方法上也和热量交换及动量交换具有相同之处。 湿空气的物理性质 湿空气的物理性质 湿空气由干空气和水蒸汽组成，遵循理想气体的变化规律。 湿空气的状态参数 主要状态参数——{大气压力B，温度t，相对湿度Φ，含湿量d，焓i} （1）压力 P ——大气压力 B ，B = Pg + Pq (Pa) 水蒸汽分压力 Pq 饱和水蒸汽分压力 Pq,b 干空气的分压力 Pg 要点： 水蒸汽分压力的大小直接反映了水蒸气的含量的多少； 在一定温度下，空气中的水蒸汽含量越多，空气就越潮湿，水蒸汽分压力也越大； 湿空气中的水蒸汽含量达到最大限度时，多余的水蒸汽就会凝结成水从空气中析出； 饱和水蒸汽分压力 Pq,b是温度的单值函数，也即Pq,b值仅取决于温度，温度越高，Pq,b值越大。 （2）温度 T 绝对温标T （K） 摄氏温标t （℃） 华氏温标t （℉） （3）湿空气的密度 ρ 湿空气的密度等于干空气的密度与水蒸汽的密度之和，即 ρ=ρg+ρq = Pg/RgT + Pq/RqT = 0.003484 B/T - 0.00134Pq/T (kg/m3) 要点： 湿空气的密度取决于Pq值的大小，它随水蒸汽分压力Pq的升高而降低。由于Pq值相对于Pg值而言数值较小，湿空气比干空气轻； 空气越潮湿，水蒸汽含量越大，则空气密度越小，大气压力B也越低。阴雨天气大气压力B比晴天低； 温度t越高，则空气密度越小，大气压力B也越低。同一地区夏天比冬天大气压力B低。 （4）湿度——含湿量d ，在湿空气中与1kg干空气同时并存的水蒸汽量。 d = 0.622Pq / (B-Pq) (kg/kg干) = 622Pq / (B-Pq) (g/kg干) 饱和含湿量d b，空气中水蒸汽量已达到最大限度，不再有吸湿能力，即不能再接 纳水汽。 相对湿度Φ，空气中水蒸汽分压力Pq和同温度下饱和水蒸汽分压力Pq,b之比。 Φ= Pq / Pq,b x 100% 要点： 当大气压力B一定时，水蒸汽分压力Pq只取决于含湿量d。含湿量d随水蒸汽分压力Pq的升高增大，反之亦然。 当含湿量d一定时，水蒸汽分压力Pq随大气压力B的增加而上升，反之亦然。 含湿量d能确切反映空气中含的水蒸汽量的多少，但不能反映空气的吸湿能力，不能表示湿空气接近饱和的程度。 相对湿度Φ能反映湿空气中水蒸汽含量接近饱和的程度，但不能表示水蒸汽的含量。 Φ值小，表示空气离饱和程度远，空气较为干燥，吸收水蒸汽能力强；Φ值大，表示空气更接近饱和程度，空气较为潮湿，吸收水蒸汽能力弱。 （5）湿空气的焓 i ——指每1kg干空气的焓ig 和d kg水蒸汽的焓iq两者的总和。 i = ig +d iq =（1.01+1.84d）t + 2500d (kJ/kg干) 要点： ◆湿空气的焓 i 随温度t和含湿量d的升高而加大，随其降低而减小。 （6）空气的露点温度 tι——在含湿量d不变的条件下，湿空气达到饱和时的温度。它只取决 于空气的含湿量d，含湿量d不变时，tι也为定值。 要点： 湿空气的露点温度tι是判断空气结露的判据。 湿空气的状态参数有： {B，t，d，Φ， i } 和 {Pq,b，d b，Pq，tι，ts} 当B =const时，（ t，Pq,b，d b ） 互为相关， 另外， （d，Pq，tι） 互为相关， （i，ts） 互为相关。 湿空气的主要状态参数——{大气压力B，温度t，相对湿度Φ，含湿量d，焓i} 第二节 湿空气的焓湿图 焓湿图可以直观的描述湿空气状态的变化过程。我国现在采用的焓湿图以焓为纵坐标，以含湿量为横坐标的i-d 斜角坐标图。 为了说明空气由一个状态变为另一个状态的热湿变化过程，在i-d图上还标有热湿比ε线。 热湿比ε——湿空气的焓变化与含湿量变化之比，即 ε=⊿i/⊿d=（iB- iA）/（dB- dA）=±Q/±W ε=⊿i/⊿d/1000 =（iB- iA）/（dB- dA）/1000=±Q/±W/1000 要点： 焓 i的单位为kJ/kg干，含湿量的单位为kg/（kg干）或g/（kg干）， 热量Q的单位为kJ/h，湿量W的单位为kg/h， 热湿比ε有正有负，并代表湿空气状态变化的方向。 i-d图可以表示的参数有 {B，t， d，Φ，i ， Pq，ts，tι， Pq,b，d b } 湿球温度与露点温度 热力学湿球温度ts： （1）定义——在定压绝热条件下，空气与水直接接触达到稳定热湿平衡时的绝热饱和温度。 （2）热湿交换机理——在绝热加湿过程中，水分蒸发所需的热量全部取自空气，空气失掉显热 后，温度t下降，焓i值减少；而空气得到水蒸汽带来汽化潜热和液体热 后，总的焓i值增加，且相对湿度Φ增大达到饱和。 （3）要点 在小室内空气状态的变化过程是水温的单值函数，空气达到饱和时的空气温度即等于水温度。 ε=（i2- i1）/[（d2- d1）/1000]= iW =4.19tW 绝热饱和温度ts完全取决于进口湿空气及水的状态和总量，它是湿空气的一个状态参数。 干湿球温度计： 构造——干球温度计是一般的温度计，湿球温度计头部被尾端浸入水中的吸液芯包裹。 原理——当空气流过时，大量的不饱和空气流过湿布时，湿布表面的水分就要蒸发，并扩散 到空气中去；同时空气的热量也传递到湿布表面，达到稳定后，水银温度计所指示 的温度即为空气的湿球温度。 水蒸汽分压力Pq与湿球温度ts的关系 Pq = P*q,b - A(t - ts)B A=α/(rβx101325) =(65+6.75/v)x10-5 干湿球温度计读数差值的大小，间接地反映了空气相对湿度的状况。 （3） 要点 紧靠近湿布表面的饱和空气的焓就等于远离湿布来流的空气的焓，即湿布表面进行热、质交换过程中，焓值不变； 湿空气的焓是湿球温度的单一函数； 当气流速度在5~40m/s范围内，流速对湿球温度值影响很小； 在空调温度范围内可视作湿球温度与绝热饱和湿球温度ts 数值相等。 i-d图上，在工程计算中，可近视认为等焓线即为等湿球温度线。 露点温度tι 第四节 焓湿图的应用 湿空气的i-d图可以表示 空气的状态和各状态参数——{B，t， d，Φ，i ， Pq，ts，tι， Pq,b，d b }； 湿空气状态的变化过程； 求得两种或多种湿空气的混合状态。 CB （iC- iB） （dC- dB） GA = = = AC （iA- iC） （dA- dC） GB 第二章 空调负荷计算与送风量 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 何耀东等主编，中央空调，冶金工业出版社，2000年2月 郑爱平 编著，空气调节工程，科学出版社，2002年8月 彦启森等编，建筑热过程，中国建筑出版社，1986年12月 关于空调负荷的几个基本概念 得热（湿）量——在室内外热、湿扰量作用下，某一时刻进入一个恒温恒湿房间内的总热（湿）量。 耗热量——从空调房间散失出去的热量即为。 冷负荷——在某一时刻为保持房间恒温恒湿，需向房间供应的冷量即为。 热负荷——为补偿房间失热而需向房间供应的热量。 湿负荷——为维持室内相对湿度所需由房间除去或增加的湿量即为。 室内外空气计算参数 室外空气计算参数和室内温湿度标准是空调房间冷（热）、湿负荷计算的依据。 空调房间的室内温度、湿度的要求，用两组指标来反映， 空调温度 tn = 空调温度基数+空调精度（室内温度允许波动范围） 相对湿度Φn = 相对湿度基数+空调精度（相对湿度允许波动范围） 室内温、湿度设计标准的确定依据： 对于舒适性空调，主要从人体的舒适感来考虑，一般不提空调精度的要求； 对于工艺性空调，要考虑满足工艺过程对温、湿度基数和空调精度的特殊要求，同时兼顾人体的卫生要求。 人体的热平衡和舒适感 人体的舒适状态是由许多因数决定的，其中和热感觉有关的有： 室内空气温度 tn 及其在空间的分布和随时间的变化； 室内空气的相对湿度Φn； 人体附近的气流速度v； 围护结构内表面及其它物体表面的温度； 人体的温度、散热及体温调节； 衣服的保温性能及透气性。 人体热平衡 S = M - W - E - R - C （W/㎡） S = 0，人体状态正常，体温为36.5℃， S 〉0，人体状态不正常，体温上升，高于36.5℃， S < 0，人体状态不正常，体温下降，低于36.5℃。 室内空气状态变化与人体冷热感的变化关系 tn 上升，人体对流热C 减少——热感； Φn 增大，Pqb 增大，人体汗液等蒸发热E 减少——热感； 围护结构内表面和周围物体表面温度上升，人体辐射散热R 减少——热感； tn 下降，人体对流热C 增大——冷感； 周围空气流速增大，人体对流热C 增大，人体水分蒸发热E 增大——冷感。 有效温度图和舒适区 新有效温度ET*(effective temperture)——通过温度、湿度及气流速度3个要素的组合，表示人体感觉的特别温度。 等效温度线——在等效温度线上各个点所表示的空气状态的实际干球温度、相对湿度不相同，但各点空气状态给人体的冷热感相同。 美国供暖、制冷、空调工程师学会（ASHRAE）推荐的舒适标准55-74 ET*=22.5*~25*， t n=22~27 ℃ Φn =20%~70% 室内热环境的评价指标PMV-PPD PMV-PPD综合考虑了人体活动情况、着衣情况、空气温度、湿度、流速、平均辐射温度等6各因素。 PMV（Predicted Mean Vote 预期平均评价）——代表了对同一环境绝大多数人的冷热感觉，可用PMV指标来表示对热环境下人体的热反应。PMV值-3~+3 根据人体热平衡的原理， 人体产热 - 对外作功消耗 - 体表扩散失热 - 汗液蒸发失热-呼吸的显热和潜热交换 =通过衣服的换热 =在热环境内通过对流和辐射的换热 确定PMV的数学分析式。 PPD（Predicted Percentage of Dissatisfied 预期不满意百分率）——表示对热环境不满意的百分数，这是考虑人与人之间生理的差别。PPD值0~100% 利用概率分析法确定PMV-PPD之间的关系。 舒适性空调的室内空气设计参数（做成表格形式） 季节 温度/℃ 相对湿度/% 工作区风速/（m/s） 夏季 24~28 40~60 ≤0.3 冬季 18~22 一般建筑可不做规定，高级建筑〉35 ≤0.2 工艺性空调有 一般降温性空调、恒温恒湿空调和净化空调。 室外空气计算参数 室外空气温、湿度变化规律 室外空气的干、湿球温度随季节、昼夜、时刻变化； 空气的相对湿度φ取决于空气干球温度t和含湿量d； 若视一昼夜含湿量不变，相对湿度φ的变化规律与干球温度t变化规律相反。 室外空气计算参数的确定： 设计规范中规定的设计参数是按全年少数时间不保证室内温湿度标准而制定的。 夏季空调室外计算干球温度tw,x ——采用历年平均不保证50h的干球温度； 夏季空调室外计算湿球温度ts ——采用历年平均不保证50h的湿球温度； 夏季空调室外计算日平均温度tw,p ——采用历年平均不保证5天的日平均温度； 冬季空调室外计算温度tw,d ——采用历年平均不保证1天的日平均温度； 冬季空调室外计算相对湿度φd ——采用累年最冷月平均相对湿度。 北京地区室外气象参数 大气压力B 年平均温度t 室外计算干球温度t (℃) 计算日平均 计算湿球温度 计算相对湿度 ( hPa) (℃) 采暖 通风 空调 温度（℃） ts （℃） φ(%） 冬季 1020.4 11.4 -9.0 -5.0 -12.0 - - 45 夏季 998.6 11.4 - 30.0 33.2 28.6 26.4 78 第二节 太阳辐射热对建筑物的热作用 夏季空调室外计算逐时温度tw, τ ——室外逐时气温值受日照影响呈周期性变化，同时受到一系列 随机因素的影响。 m tw, τ =A0 +∑ An cos(ωnτ- Φn ) (℃) n=1 工程近似式 tw, τ = tw, p +（tw, max - tw, p ）cos（15τ-225） (℃) 室外空气综合温度tz ——它相当于将室外空气温度tw, 提高了一个由太阳辐射引起的附加值（ρI/ αw ），并非实际存在的空气温度。 tz = tw +ρI/αw -εΔR/αw （℃) 通过围护结构的得热量及其形成的冷负荷 得热量、冷负荷、制冷量三者的关系 得热量（Heat Gain）——某时刻由室外和室内热源进入房间的热量的总和。 来自室外部分：室内外温差传热、太阳辐射进入热； 来自室内部分：室内照明、人体、设备散热。 得热量按随时间变化，可分为稳定得热和瞬时得热； 得热量按性质不同，可分为显热（对流热和辐射热）和潜热。 得湿量 —— 主要为人体散湿和工艺过程与工艺设备散发出来的湿量。 冷负荷（Cooling Load）——为了连续保持室温恒定，在某时刻需向房间供应的冷量，或需从室内排除的热量。 内容要点： 任一时刻房间瞬时得热量的总和不一定等于同一时刻的瞬时冷负荷； 瞬时得热负荷中的潜热和显热得热中的对流成分直接进入房间空气中，并立即构成瞬时冷负荷；显热得热中的辐射成分被将先蓄存到具有蓄热性能的围护结构和家具等室内物体表面上，不能立即成为冷负荷； 空调室内的得热量一般总是高于冷负荷，除非围护结构和家具完全没有蓄热能力时，得热量等于冷负荷。 得热量转化为冷负荷过程中，存在衰减和延迟现象。 实际冷负荷的峰值比太阳辐射热的峰值低，出现的时间也迟于太阳辐射热的峰值； 围护结构和家具的蓄热能力越强，冷负荷衰减越大，冷负荷峰值越低，延迟时间也越长； 重型结构的蓄热能力比轻型结构蓄热能力大得多。 制冷量—— 一座建筑物空调系统的制冷量，为以下各种因素形成的冷负荷之和， 建筑物的计算冷负荷； 新风计算冷负荷； 送风机的温升； 送风管道系统的温升； 水系统（水管、水泵和水箱等）的热损失； 供冷设备的效率等引起的附加冷负荷； 它们构成了该建筑物制冷机总容量，这一制冷机的总装机容量称为“制冷量”。 空调房间冷负荷（建筑物的计算冷负荷）的构成因素 外墙和屋面温差构成传热的冷负荷； 外窗温差传热的冷负荷； 外窗太阳辐射的冷负荷； 内围护结构传热的冷负荷； 人体散热的冷负荷； 照明散热的冷负荷； 设备散热的冷负荷； 食物散热的冷负荷； 散湿形成的潜热冷负荷； 空气渗透带入室内的冷负荷。 空调房间的冷负荷计算方法 （一）空调室内夏季冷负荷 夏季计算经围护结构传入室内的热量时，应按照不稳定传热过程计算； 空调负荷计算步骤： 在计算空调负荷时，必须考虑围护结构的吸热、蓄热和放热过程，不同性质的得热量形成的室内逐时冷负荷是不同步的； 在确定房间逐时冷负荷时，必须按不同性质的得热分别计算，然后取逐时各冷负荷分量之和。 空调冷负荷计算方法 20世纪40年代美国学者提出了当量温差法和20世纪50年代前苏联学者提出的谐波分解法—— 计算通过围护结构的负荷，没有将得热量和冷负荷区分考虑，导致空调冷负荷量偏大； 20世纪 60年代加拿大的学者提出了反应系数法——把得热量和冷负荷区别计算； 20世纪70年代同加拿大学者又提出了Z传递函数法——反应系数法的改进型； 进而同加拿大学者还提出了冷负荷系数法——适于手算。 20世纪 80年代我国学者提出了谐波反应法和冷负荷系数法。 谐波反应法 基本思路——室外空气综合温度呈周期性波动，使得通过围护结构的热流从外表面逐层地跟 着波动，这种波幅是由外向内逐渐衰减和延迟的。 室内得热量中的对流部分，直接转变为室内冷负荷； 室内得热量中的辐射部分，经室内围护结构等的吸热——放热反应以后再 形成室内冷负荷。相对于辐射得热量，该冷负荷有衰减和延迟。 几个名词解释： 传热衰减度ν—— 围护结构外侧综合温度的波幅与内表面波幅的比值； 传热延迟时间ε —— 内表面温度波对外侧综合温度的相应滞后； 放热衰减度μ—— 进入房间的辐射得热与室内冷负荷波幅的比值； 放热延迟ε'—— 室内冷负荷对辐射得热的相应滞后。 （插入空调图2-17，p36） 通过墙体、屋顶的得热量及其形成的冷负荷 综合温度作用下经围护结构传入热量 m tw, τ =A0 +∑ An cos(ωnτ- Φn ) (℃) n=1 在周期性外扰作用下的室内得热量包括两部分：稳定得热量、附加不稳定传热量。 稳定得热量 ： _ _ Q = KF（ tz - tN ） （W) 附加不稳定传热量： ~ Q =αN F Δτn,,,τ （W) τ时刻的得热量： _ ~ Qz = Q + Q = KF（ twZ - tN + αN /K Δτn,,,τ ） （W） _ = KF（ tZ - tN + αN /K ∑[(ΔtZ , n /νn,,）cos(ωnτ- Φn - εn)] = KFθ （W） 房间冷负荷： 得热量是由对流热成分和辐射热成分组成，各自所占比例βd、βf的和为1，即， βd +βf = 1 对流得热形成的冷负荷 _ _ _ _ _ 稳定得热量 Q = Q d +Q f = βd Q + βf Q ~ ~ ~ ~ ~ 附加不稳定得热量 Q = Q d +Q f = βd Q + βf Q 对流得热量直接转换为瞬时冷负荷 _ ~ _ ~ CLQ d = Q d + Q d =β d（Q+Q）=β dQ 辐射得热形成的冷负荷 稳定得热量部分直接转换为冷负荷 _ _ _ CLQ f = Q f =β f Q 辐射得热的不稳定部分不直接转换为冷负荷，有一个衰减和延迟的过程 ~ m CLQ f =β f αN F ∑[(ΔtZ , n /νn,, μn,,）cos(ωnτ- Φn - εn- ε'n )] n=1 τ时刻的总冷负荷 _ ~ CLQ τ = CLQ d + CLQ f + CLQ f = KFθι 内容要点 对于空调冷负荷而言，影响谐性辐射得热转换为冷负荷过程的主要因素是围护结构表面的热工特性，也即内表面对辐射热的吸热——放热过程； 影响房间冷负荷的主要围护结构是内墙和楼板； 不同材料的内围护结构具有不同的吸热——放热特性，重型结构的 > 轻型结构的放热特性。 冷负荷的形成过程： 外扰（室外综合温度，具有周期性）→ 室内得热量（内扰量，反应了围护结构对外扰量的衰减和延迟性）； 内扰量（室内得热量）→ 某时刻的总冷负荷 = 对流得热量 → 瞬时冷负荷的一部分； 辐射得热量 → 考虑房间总体蓄热作用后，转 化成的瞬时冷负荷。 2）通过窗户的得热量及其形成的冷负荷 通过窗户进入室内的得热量有：瞬变传热得热和日射得热量 瞬变传热得热——由室内外温差引起的； m 得热量 Q τ = KF ∑ An cos(ωnτ- Φn ) (W) n=1 相应冷负荷 m CLQ τ =βd Qτ +β f KF ∑[（ An/μn,,）cos(ωnτ- Φn - ε'n )] (W) n=0 日射得热量 —— 透过玻璃以短波辐射形式直接进入室内和被玻璃吸收的太阳辐射热传向 室内的热量之和。 m 得热量 Q τ = Cs Cn F ∑ Bn cos(ωnτ- Φn ) (W) n=1 相应冷负荷 m CLQ τ =βd Qτ +β f Cs Cn F ∑[（ Bn/μn,,）cos(ωnτ- Φn - ε'n )] (W) n=1 谐波法的工程简化式 外墙和屋顶 CLQ τ = KFΔtτ-ε 外窗 瞬变传导得热形成的冷负荷 CLQ c·τ = KFΔt 日射得热形成的冷负荷 CLQ j·τ = xg xd Cs Cn FJ j·τ 室内热源散热形成的冷负荷 室内散热热源包括工艺设备散热、照明散热、人体散热等。 室内散热 = 显热（对流热+辐射热）+ 潜热 对流热 ——即刻形成瞬时冷负荷； 辐射热 —— 先被围护结构等物体表面吸收，然后再缓慢地逐渐散出，形成滞后冷负荷； 潜热 —— 即刻形成冷负荷。 室内散热形成得热量 ≥ 冷负荷 在舒适性空调设计中，为了简化计算， 室内散热形成得热量 ≈ 冷负荷 工艺设备（用电设备）散热——主要考虑电热设备的散热量和电动设备的散热量，均为显热散 热。 显热散热形成的冷负荷 LQ = Q?JEτ-T JEτ-T ：设备的显热散热冷负荷系数 照明设备散热——室内照明设备散热属于稳定得热，只要电压稳定，这一得热量不随时间变化。 但形成的瞬时冷负荷低于瞬时得热。 照明散热形成的冷负荷 LQ = Q?JLτ-T JLτ-T ：照明散热冷负荷系数 人体散热——人体散热与性别、年龄、衣着、劳动强度以及环境条件（温、湿度等）等多种因素 有关。 人体显热散热形成的冷负荷 LQs = qs n ? n' ?JPτ-T （W ） 人体潜热散热形成的冷负荷 LQL = qL n ? n' （W） n '：群集系数。对于性质不同的建筑物中有不同比例的成年男子、女子和儿童数 量。为了实际计算的方便，以成年男子为基础，乘以考虑了各类人员组成比 例的系数。 （二）空调室内冬季热负荷 冬季空调系统加热加湿所需费用小于夏季冷却减湿的费用，为便于计算，冬季围护结构传热量可按稳定传热方法计算。 （三）空调系统湿负荷计算 空调系统的湿负荷主要来自人体散湿和工艺过程与工艺设备散湿。 内容要点 室外空气的温度、湿度、太阳辐射强度、风速和风向，以及邻室的空气温室，它们将通过热交换和空气交换的形式影响房间的热湿状态； 照明装置、设备和人体的散热（湿）则以对流和辐射的形式向房间进行热（湿）交换； 辐射热形成的冷负荷不仅在数量上小于辐射热，而且在时间上也有所滞后，围护结构和家具的 蓄热特性决定了该负荷的衰减和延迟； 空调房间冷（热）、湿负荷是确定空调系统送风量和空调设备容量的基本依据。 空调房间送风状态及送风量的确定 空调房间夏季送风状态和平送风量确定的基本步骤： 首先根据前面介绍的方法，求得空调房间的冷（热）、湿负荷； 确认要消除的室内余热、余湿及维持空调房间要求的空气参数； 根据热湿平衡原理，建立 送风气流所吸收的热量 = 室内的冷负荷 送风气流所吸收的湿量 = 室内的湿负荷 的热湿平衡方程式，由此确定送风量； 由热湿比线ε及由空调精度确定的送风温差Δt确定送风状态。 换气次数——房间送风量L（m3/h）和房间体积V（m3）的比值。 n = L / V （次/h） 换气次数是通风和空调工程中常用来衡量送风量的指标。换气次数越大，送风量也越大，房间 空调精度也越高； 洁净室的换气次数较普通空调大很多。 空调房间冬季送风状态和送风量确定 基本步骤同夏季。 内容要点： 冬季通过围护结构的温差传热往往是由内向外传递，只有室内热源向室内散热，故冬季室内余热通常比夏季少得多，有时甚至是负值； 余湿量冬夏一样； 送热风时送风温差Δt可比送冷风时大，但必须满足最小换气次数的要求，同时送风温度不应超过45℃； 空调送风量是先确定夏季送风量，冬季的送风量可与夏季同，也可低于夏季； 送风温差Δt大，送风量就小，处理和输送空气的设备也相应减少，系统运行费和初投资都可小。 送风量过小，会导致室内空气温度和湿度分布的均匀性和稳定性。 第三章 空气的热湿处理 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 清华大学暖通教研组，空气调节基础，中国建筑工业出版社，1991年7月 郑爱平 编著，空气调节工程，科学出版社，2002年8月 章熙民等 编，传热学（第二版），中国建筑工业出版社，1984年7月 连之伟等 主编，热质交换原理与设备，中国建筑工业出版社，2001年9月 第一节 空气热湿处理的途径及使用设备的类型 1．空气热湿处理的各种途径 对于空气调节系统来说，一个空气调节全过程是由空气处理全过程及送入房间的空气状态变化过程组成的。 每一个空气处理全过程都包含着几个空气处理过程。 通常夏季需要对空气进行冷却减湿处理，而冬季则需加热加湿。 2．空气热湿处理设备的类型 为了实现空气处理过程，需要采用不同的空气处理设备，如 加热设备、冷却设备、加湿设备、减湿设备 与空气进行热湿交换的介质，有 水、水蒸汽、冰、各种盐类及其水溶液、制冷剂及其它物质 直接接触式热湿交换设备（第一类热湿交换设备）——与空气进行热湿交换的介质与被处理的空气直接接触，即让空气流经热湿交换介质的表面或将热湿介质喷淋到空气中间去。 喷水室（插入东方3-05——卧式喷水室） 蒸汽加湿器（插入拍摄1） 局部补充加湿装置（喷水加湿装置）（插入拍摄2） 使用液体吸湿剂的装置 表面式热湿交换设备（第二类热湿交换设备）——与空气进行热湿交换的介质不与被处理的空气直接接触，即空气与介质间的热湿是通过设备的金属表面来进行的。 光管式和肋片管式空气加热器（热水及蒸汽做热媒）（插入东方3-15——肋管式换热） 空气冷却器（冷水或制冷剂做冷媒）（插入拍摄3——表面冷却器） 3. 常用热湿交换设备 喷水室、表面式换热器 第二节 空气与水直接接触时的热湿交换 当空气遇到敞开的水面或飞溅的水滴时，根据水温的不同，会与水面之间发生显热交换、湿交换，在湿交换的同时，还将伴随潜热交换。 显热交换——由于空气与水之间存在温差，因导热、对流和辐射作用而进行换热的结果。 潜热交换——是空气中的水蒸汽凝结（或蒸发）而放出（或吸收）汽化潜热的结果。 总热交换量 = 显热交换量 + 潜热交换量 空气与水直接接触时的热湿交换理论是直接接触式热湿交换设备的理论基础，同时也有助于表面式热湿交换设备的研究。 2．空气与水直接接触时的热湿交换原理 根据质交换理论， 空气与水直接接触时 ↓ 在贴近水表面的地方或水滴周围， 形成了一个温度等于水表面温度的饱和空气边界层 （由于水分子作不规则运动的结果） ↓ 在边界层周围，水蒸汽分子仍作不规则运动， 有一部分水分子→边界层， 也有一部分水蒸汽分子由边界层→水中 传热机理， 传热 当边界层内饱和空气温度 > 周围未饱和空气温度, 边界层 → 未饱和空气 传热 当边界层内饱和空气温度 < 周围未饱和空气温度, 边界层 ← 未饱和空气 传湿机理 当边界层内饱和空气水蒸汽分子浓度 > 周围未饱和空气的水蒸汽分子浓度, 蒸发 边界层水分 → 未饱和空气 当边界层内饱和空气水蒸汽分子浓度 < 周围未饱和空气的水蒸汽分子浓度, 凝结 边界层 ← 未饱和空气中的水蒸气 在蒸发过程中，边界层中减少了的水蒸汽分子由水面跃出的水分子补充， 在凝结过程中，边界层中过多的水蒸汽分子将回到水面。 由此，也说明了在空气与水之间， 未饱和空气与边界层内饱和空气水蒸汽的浓度（分压力）差 ↓ 空气与水之间的湿交换以及由它引起的潜热交换的推动力 未饱和空气与边界层内饱和空气温度差 ↓ 空气与水之间的显热交换的推动力 当然，边界层内水蒸汽分子的浓度（分压力）取决于边界层的饱和空气温度 空气与水直接接触时的总热交换量： dQz = dQx+ dQq =[α（t - t b）+ r σ(d - db )]dF W 换热扩大系数ξ—— 反映了由于湿交换的存在，导致了总换热量的增加。 ξ= dQz / dQx 从水侧看， dQz = W cdtw 在稳定工况下， dQz = dQx+ dQq = W cdtw 空气与水直接接触时的状态变化过程 空气与水直接接触时， 分子扩散 水表面形成的饱和空气边界层 → 未饱和的主流空气 紊流扩散 ↓ 边界层的饱和空气与主体空气不断混掺 ↓ 主流空气状态发生变化 假想条件——假定与空气接触的水量无限大，接触时间无限长，这时，全部空气都能达到饱和状 态， 空气的温度t = 水温tw， 也即空气的终状态点将位于i-d图的饱和曲线上(Ф = 100%)。 在上述假想条件下，对于不同的水温可得到7种典型空气状态变化过程， 7种典型过程是 1) 减湿冷却过程 2) 等湿冷却过程 以水温 tw = 空气的露点温度tι 线为分界线 减焓加湿过程 等焓加湿过程 以水温 tw = 空气的湿球温度 ts 线为分界线 增焓加湿过程 等温加湿过程 以水温 tw = 空气的温度t 线为分界线 增温加湿过程 理想过程（接近实际情况）——在空气处理设备中，空气与水的接触时间足够长，但水量是有限 的。 实际上，空气与水直接接触时，接触时间是有限的； 空气状态的实际变化过程不是直线； 空气的终温难于达到与水的终温（顺流）或水的初温（逆流）相等的饱和状态。 4．热、湿交换的相互影响及同时进行的热湿传递过程 刘伊斯关系：对流换热系数与对流质交换系数之比等于湿空气的比热，为常数。 α/σ= Cp 关系成立的前提条件， 质交换的施米特准则Sc = 热交换的普朗特准则Pr； 反映对流质交换强度的宣乌特准则Sh = 反映对流热交换强度的努谢尔特准则Nu。 用水处理空气的 绝热加湿过程、 冷却干燥过程、 等温加湿过程、 加热加湿过程、 以及表面冷却器处理空气的过程 都是满足上述条件的。 刘伊斯关系揭示了空气与水直接接触时，热、质交换之间存在的某种联系。 麦凯尔（Merkel）方程的导出： 总热交换量dQz dQz = dQx+ dQq =[α（t - t b）+ r σ(d - db )]dF W （1） 代入刘伊斯关系式，dQz =σ[Cp（t - t b）+ r (d - db )]dF W （2） 式（2）中汽化潜热r用水蒸汽的焓iq代替， r →iq = r|t=0 + 1.84tb =2500 + 1.84 tb 湿空气的比热Cp， Cp→（1.01+1.84d） 得麦凯尔方程 dQz =σ（i - ib ）dF W （3） 麦凯尔方程表明，在热质交换同时进行时， 如果刘伊斯关系式成立， 推动总热交换的动力是空气的焓差。 即，总热交换 与湿空气的焓差有关， 与主体空气和边界层空气的湿球温度差有关。 第三节 用喷水室处理空气 1．喷水室的构造和类型 喷水室——处理方式，空气与水直接接触，通过喷嘴喷出的水滴与空气直接接触，进行热湿交 换； 主要优点，能够实现多种空气的处理过程，具有一定净化空气的能力，耗费金属少，容 易加工； 缺点，对水质的卫生要求高，占地面积大，水系统复杂，水泵能耗较大。 类 型——单级、双级喷水室，卧式和立式喷水室、低速和高速喷水室； 主要部件：喷嘴、前后挡水板、循环水管、溢水管、滤水器、补水管、泄水管。 喷嘴——喷水室的主要构件之一，处理空气的水通过喷嘴喷成雾状的水滴。喷嘴安装 在专用的排管上，排管的排数一般是1~3排； 挡水板——分前挡水板和后挡水板。 前挡水板是为了挡住可能飞溅出来的水滴，并使进入喷水室的空气均匀； 后挡水板使夹在空气中的水滴分离出来，以减少空气带走的水量（过水量）； 2．喷水室的水系统 喷水室的水系统根据空调系统使用冷源的不同，其形式也不同。有， 使用天然冷源的水系统——最简单的水系统是用深井水泵抽取地下水直接供喷水室使用。 使用人工冷源的水系统——利用由制冷机制备的冷冻水处理空气的水系统。有自流回水方式 和压力回水方之分。 在实际的喷水室里，喷水量是有限的， 空气与水接触的时间也不可能很长， 所以空气状态和水温都是不断变化， 空气的终状态很难达到饱和状态， 在i -d 图上，实际的空气状态不是一条直线，而是曲线， 曲线的弯曲形状又和空气与水滴的相对运动方向有关。 在喷水室里，顺喷——水滴运动方向与空气方向同向， 逆喷——水滴运动方向与空气方向反向， 对喷——顺喷和逆喷组合 在喷水室里，对于单级喷水室，空气的终相对湿度一般能达到95%， 对于双级喷水室，空气的终相对湿度一般能达到100%， 3．喷水室的热工计算方法 喷水室的热工计算方法分类： 根据热质交换系数计算； 根据热交换效率计算。 喷水室的热交换系数E、E' 全热交换效率E （第一热交换效率或热交换效率系数）——同时考虑空气和水的状态变化。 E = 1-（ts2-tw2）/（ts1-tw1） 对于绝热加湿的过程，其全热交换效率E可表示为， E = 1-（t2-ts1）/（t1-ts1） 通用热交换效率E'（第二热交换效率或接触系数）——只考虑空气状态变化。 E' = 1-（t2-ts2）/（t1-ts1） 对于绝热加湿的过程，有 E' = E 影响喷水室热交换效率的因素 影响因素——空气的质量流速， 喷嘴类型与布置密度， 喷嘴孔径与喷嘴前的水压， 空气与水的接触时间， 空气与水滴的运动方向， 空气与水的初、终参数 等等。 空气质量流速νρ——单位时间内通过每㎡喷水室断面的空气质量，它不因温度变 化而变化。 υρ= G/（3600f） kg/（㎡s） 通常，υρ= 2.5 ~ 3.5 kg/（㎡s） υ= 2.0 ~ 3.0 m/s （低速喷水室） υ= 3.5 ~ 6.5 m/s （高速喷水室） υρ增加，E和E'都会变大。 喷水系数μ——通过喷水室的总喷水量W（kg/h）与风量G（kg/h）与之比，即处理每kg空 气所用的水量。 μ = W / G kg（水）/ kg（空气） 在一定的范围内，μ增大，E和E'都会变大。 喷水室结构特性——喷嘴排数 2~3排 喷嘴密度 n=13~24个/（㎡排） 排管间距 L=600mm 喷嘴型式 Y-1型离心喷嘴、BTL-1型、FL型、ZK型、JN型 喷嘴孔径 孔径小，水滴细，热交换效果好；但易堵塞，喷嘴数量多 喷水方向 逆喷比顺喷好，对喷比2排逆喷好，3排时1顺2逆好。 空气与水的初参数，决定了喷水室内热湿交换推动力的方向和大小。 两个效率E、E' 的实验值 E = A （υρ）mμn E'= A'（υρ）m'μn' 热工计算 热工计算的目的是为了确定喷水室的结构参数，以及空气侧和水侧的参数。 喷水室的计算类型可分为； 设计性计算 已知 空气量G 求解 喷水室结构 空气的初、终状态 喷水量W 水的初、终温 校核性计算 已知 空气量G 求解 空气的终参数 空气的初状态 水的终温 喷水室结构 喷水量W 水的初温 在设计性计算中，首先计算求得水初温tw1，然后再决定采用哪种冷源形式。 热工计算原则：对于结构参数一定的喷水室，并空气处理过程一定， 空气处理过程需要的E = 喷水室能达到的E 空气处理过程需要的E' = 喷水室能达到的E' 空气放出（或吸收）的热量 = 喷水室中吸收（或放出）的热量 喷水室的阻力计算 空气流经喷水室时，将遇到阻力——前后挡水板的阻力 ΔHd = ∑ζdρυd2/2 喷嘴管排阻力 ΔHp = 0.1 z ρυ2/2 水苗阻力 ΔHw = 1180bμP 喷水室的总阻力ΔH ΔH =ΔHd +ΔHp +ΔHw （Pa） 对于定型喷水室，其总阻力已由实测后的数据制成表格或曲线，根据工作条件便可查到。 双级喷水室 适应范围：当被处理的空气初、终状态间焓差较大的情况。因为若仍采用单级喷水室，则必 须要用较大的喷水系数和较多的喷嘴排数，不经济； 在可以方便采用天然冷源的地方，如用深井水； 要求既节省水量，又能有较大的水温升的情况。 连接方式：空气先进入第1级喷水室，再进入第2级喷水室；而冷水先进入第2级 喷水室，然后再由第2级的底池抽出供给第1级喷水室。双级喷水室的 水重复使用，2级的喷水系数相同，可作为一个喷水室看待。 特点：被处理空气的温降大、焓降大，空气的终状态可达到饱和； 1级喷水室的空气温降 > 2级，2级喷水室的空气减湿量 > 1级； 空气与水逆流接触，2次接触，E > 1, E' = 1 的可能有。 第四节 用表面式换热器处理空气 表面式换热器分类 空气加热器——用热水或蒸汽做热媒； 表面冷却器 水 冷 式——用冷水做冷媒； 直接蒸发式——用制冷剂做冷媒。 2．表面式换热器的构造 表面式换热器的安装 1）可以垂直、水平、倾斜安装，但安装时要考虑凝结水排放的问题。 按空气的流动方向考虑，表面式换热器可以并联、串联或混合。通常， 通过空气量多时，可采用并联方式； 需要空气温升（或温降）大时，可采用串联连接。 按冷、热媒管路连接考虑，表面式换热器的冷、热媒管路可以有并联和串联之分。 但是，蒸汽做热媒时，各台换热器的蒸汽管只能并联； 通常，空气侧并联的换热器，其冷、热媒管路也应并联， 空气侧串联的换热器，其冷、热媒管路也应串联。 管路串联可以增加水流速，利于水利工况的稳定和提高传热系数，但增加系统阻力。 为了使冷、热媒与空气之间有较大温差，空气与冷、热媒之间宜按逆交叉流型流动。即， 进水管路与空气出口应位于同一侧。 3）为便于使用和维修，冷、热媒管路上应设阀门、压力表、温度计； 蒸汽加热器的管路上还应设蒸汽压力调节阀、疏水器； 在水系统最高点应设排空气装置； 在水系统最低点应设泄水阀和排污阀。 4）为了避免换热器管内积水垢过多，冷热两用的表面式换热器，热媒的温度宜<65℃ 表面式换热器的传热性能 表面式换热器处理空气，可实现三种过程， 等湿加热， 等湿冷却， 减湿冷却。 传热机理 用表面冷却器处理空气，当冷却器表面温度低于被处理空气的露点温度时， 在冷却器表面上形成一层冷凝水膜， 变成了空气与水膜的直接接触。 这时，在表面冷却器上和在喷水室里发生的物理现象及其相似。 表面式换热器的热湿交换是在，主体空气与紧贴换热器外表面的边界层空气之间的 温差和水蒸汽分压力差作用下 进行的。 提高传热性能的主要途径 当表面式换热器的传热面积和热交换介质之间温差一定时，传热系数高低将直接影响到使用表面式换热器的经济效益。 为了强化空气侧放热，用2次翻边片代替1次翻边片，提高胀管质量； 用波形片、条缝片、波形冲缝片等代替平片。 为了强化管内侧放热，在管内侧拉螺旋槽。 传热系数的计算 等湿冷却和加热过程 K=[1/（AVy m）+1/（Bωn）]-1 W/（㎡℃） 冷、热水为热媒的空气加热器 K=A' (υρ)m' ωn' W/（㎡℃） 蒸汽为热媒的空气加热器 K=A'' (υρ)m'' W/（㎡℃） 减湿冷却过程 当表面冷却器上出现凝结水时，可以认为外表面的换热系数比干工况时 增大了ξ倍， Ks =[1/（AVy mξp ）+1/（Bωn）]-1 W/（㎡℃） 其中，析湿系数ξ——它的大小直接反映了凝结水析出的多少。 ξ=（i1-i2）/[cp（t1-t2）] 等湿冷却过程，ξ=1 减湿冷却过程，ξ>1 表面式换热器的热工计算 空气加热器的计算 空气侧的热量Q Q = Gcp（t2-t1） （kW） 加热器供给热量Q' Q' = KFΔtm （W） 其中，热水时 Δtm ≈Δtp = （tw1+tw2）/2-（t1+t2）/2 （℃） 蒸汽时 Δtm ≈Δtp = tq-（t1+t2）/2 （℃） 空气加热器的设计计算步骤 初选加热器型号 根据有效面积f = G/（υρ）初选，通常υρ=8kg/（s㎡）； 计算加热器的传热系数 根据Vy = α（υρ）/ρ和W=fw ωx103计算K，通常 ω=0.6~1.8 m/s。 计算需要的加热面积和加热台数 检查加热器的安全系数 通常为1.1 ~ 1.2。 表面冷却器的计算 重点介绍基于热交换效率的计算方法。 热交换效率 全热交换效率Eg——同时考虑空气和水的状态变化。 定义式 Eg = （t1-t2）/（t1-tw1） 在空气调节系统用的表冷器中，空气与水的流动方式主要为逆交叉流，当表面冷却器的管排数N≥4时，从总体上可将逆交叉看成逆流。因此，在逆流时， 理论推导式 Eg = {1-exp[-β（1-γ）]} / {1-γexp[-β（1-γ）] } 其中，β=KsF/ξGcp γ=ξGcp/Wc 由上式可见，由于 Ks = f（υy，ω，ξ） G = Fy ·υy· ρ W = fw·ω 当表面冷却器的结构一定，且忽略空气密度的变化时， Eg = f（υy，ω，ξ） 因此，Eg值可通过实测得到。 建立热平衡关系： dQ = - Ks（t - tw）dF dQ = -ξGcpdt dQ = - Wcdtw 通用热交换效率E'——只考虑空气状态变化。与喷水室的通用热交换效率完 全相同。 定义式 E' = （t1 - t2）/（t1 - t3） = 1-（t2 - t3）/（t1 - t3） = 1-（i2 - i3）/（i1 - i3） 由图可见，状态点3的温度t3可代表表面冷却器表面的平均温度，此点也被称为使用表面冷却器的空调机的“机器露点”。 理论推导式 E' = 1 - exp[(-αw·F) / (Fy ·υy ·ρ·cp)] 肋通系数a : 每排肋管外表面积与迎风面积之比即为。a= F / NFy 对于结构特性一定的表冷器，由于a一定，空气密度视为常数，αw又与υy有关，故， E' = f（υy，N） 同样，E' 值可通过实测得到。 表冷器的结构特性参数的影响 排数N N ≤ 8 （排数过多，阻力增加，并空气与冷水之间温差过小，减弱 传热作用） 迎风速度υy υy =2 ~ 3 m/s（风速不宜太低，会增大表冷器尺寸，增加投资。） υy > 2.5 m/s ( 表冷器后面应装当水板，过大风速会把冷凝水带 入送风系统，吸热蒸发后影响送风参数。) 热工计算类型 设计性计算——多用于选择定型的表面冷却器，以满足已知空气初、终参数 的空气处理要求（新选设备）；（需要假定水流速） 已知 空气量G 求解 冷却面积（表面冷却器型号、 空气初状态 台数、排数） 空气终状态 冷水初温（或冷水量W） 冷水量W （或冷水初温） 冷水终温 （冷量Q） 校核性计算——多用于检查一定型号的表面冷却器能将具有一定初参数的空气处理 到什么样的参数（设备已有）。（需要试算） 已知 空气量G 求解 空气终状态 空气初状态 冷水终温 冷却面积（表面冷却器型号、台数、排数） （冷量Q） 冷水初温 冷水量W 热工计算原则 对于型号一定的表面冷却器， 空气处理过程需要的Eg = 该表面冷却器能达到的Eg 空气处理过程需要的E' = 该表冷面冷却器能达到的E' 空气放出的热量 = 冷水吸收的热量 热工计算中的安全系数 安全系数的取法有两种： 在计算之初，先将Eg乘以一个<1.0的安全系数a， 单冷表面冷却器 取a=0.94 冷热两用表面冷却器 取a=0.90 在计算之后，对计算出来的水初温再降低一些，按水温升的10%~20%考虑。 湿球温度效率法计算表面冷却器的湿工况 可以减少或避免试算过程。 表面式换热器的阻力计算 空气加热器 空气侧 ΔHd = B（υρ）p （Pa） 热媒水侧 Δh = Cωq （kPa） 表面冷水器 与上述同，但要区分干工况和湿工况时的空气侧阻力。 喷水式表面冷却器和直接蒸发式表面冷却器 喷水式表面冷却器——向表面冷却器外表面喷循环水，在表面冷却器表面形成水膜，可以加湿 和净化空气、增加传热系数、机器露点容易控制； 但增加了喷水系统及其能耗，空气阻力也增大。 直接蒸发式表面冷却器——把制冷系统的蒸发器放在空调箱中，直接冷却空气。 空气的其它加热加湿方法 电加热器加热空气 原理——让电流通过电热丝发热而加热空气。 基本型式：裸线式——由裸电阻丝构成。加热迅速、结构简单、热惰性小，易漏电。 管式——由管状电热元件组成。加热均匀、热量稳定、安全性好，热惰 性大、构 造复杂。 它们在i-d图上的过程是等湿加热的过程。 空气的加湿处理 加湿途径——在空气处理室（空调箱）、送风管道内 加湿方法——喷水加湿、喷蒸汽加湿、电加湿、超声波加湿、远红外线加湿 加湿过程——等温加湿、等焓加湿。 等温加湿 原理——利用外界热源使水变成蒸汽，并与空气混合。 常用设备——蒸汽喷管、干蒸汽加湿器、电热式加湿器、电极式加湿器。 等焓加湿 原理——直接向空调房间空气中喷水。 常用设备——压缩空气喷雾器、电动喷雾机、超声波加湿器、离心式加湿器。 超声波加湿器——利用高频电力从水中向水面发射具有一定强度的、波长相当于红外线波长的产生波，在产生波作用下，水面将产生几μm左右的微细粒子，从而可对空气加湿。 利用水表面自然蒸发 第6节 空气的其它减湿方法 1. 用加热通风法减湿热 这种方法通过加热室内空气的温度，使空气的相对湿度降低，但并没有减少空气中的含湿量。此外，还受室外气象条件的限制。 用冷冻减湿机减湿 冷冻减湿机（除湿机）是由制冷系统和风机等组成的除湿装置。 经冷冻减湿机后得到的是温度被提高了、含湿量被降低了的空气。 适应范围：既需减湿又需要加热的地方； 对于室内产湿量大、产热量大的地方，最好不用冷冻减湿机。 用液体吸湿剂减湿 盐类及其水溶液对空气中的水蒸汽有强烈的吸收作用。 固体——氯化钙、生石灰 液体——氯化锂、氯化钙、三甘醇 盐类液体吸收剂可实现三种过程 升温减湿过程 等温减湿过程 降温减湿过程（采用最多） 固体吸附剂减湿 原理——固体吸附剂本身都具有大量的孔隙，具有极大的孔隙内表面积。 吸附剂——硅胶（SiO2）、铝胶（AL2O3）。 处理过程——近似为等焓升温的过程。由于干燥过程中释放出来的吸附热又加热了空气。 适应范围——既需要干燥又需要加热的情况。 氯化锂转轮除湿机 原理——利用一种特制的吸湿纸来吸收空气中的水分。 第四章 空气调节系统 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 何耀东 等主编，中央空调，冶金工业出版社，2000年2月 郑爱平 编著，空气调节工程，科学出版社，2002年8月 钱以明 编，高层建筑空调与节能，同济大学出版社，1994年9月 陆耀庆 主编，实用供热空调设计手册，中国建筑工业出版社，1994年4月 第一节 空气调节系统的分类 1．空气调节系统的组成 空气调节系统由被调对象、空气处理设备、空气输送管道、空气分配装置所组成。 （插入东方图4-23——用开关风门控制风量的空调系统） （插入东方图6-25——机器露点控制新风和回风） （插入空调机组1、2——拍摄） 2．空气调节系统的分类 按空气处理设备的设置分类 集中系统、半集中系统、全分散系统（局部机组） 按负担室内负荷所用的介质分类 全空气系统、全水系统、空气-水系统、冷剂系统 根据集中式空调系统处理的空气来源分类 封闭式系统、直流式系统、混合式系统（常用） 第二节 新风量的确定和空气平衡 确定新风量的依据 考虑三个方面的因素： 满足人员卫生要求——消除房间内二氧化碳所需的空气量。 室外空气中二氧化碳含量为0.5~0.75g / kg。 Lw1 = Z /（yn - yw） ( m3/h) 一般，新风量根据建筑物功能的不同以及人员密集程度的不同，按7~30m3/h人取值。 补充局部排风量 当空调房间内有局部排风设备，为了不使房间产生负压，至少应补充与局部排风量相等的室外新风。 Lw2 = LwP 保证空调房间的正压要求 为了防止外界空气未经处理渗入空调房间，干扰室内空调参数，需要使房间内部保持一定正压值。一般情况下，室内正压为5~10Pa。 υ =（2ΔH/ξρ）1/2 (m/s) Lw3 = 3600υδι (m3/h) 在工程上，通常是按上述三条原则分别计算出新风量后，取 Lw = max{ Lw1，Lw2，Lw3 } ≧10% 总风量 全年新风量变化的系统 出于经济方面的 考虑， 在夏季室外设计计算参数下规定最小新风量； 在冬季室外设计计算参数下规定最小新风量； 在春、秋过渡季节，提高新风比例，利用新风所具有的冷量或热量以节约系统的运 行费用。 第三节 普通集中式空调系统 集中式空调系统 定义——属于典型的全空气系统，即空调房间的室内负荷全部由经过处理的空气来负担。 系统分类——常用混合式系统，即一部分新鲜空气与一部分室内回风混合。 夏季送冷风和冬季送热风都用一条风道，风道内风速一般不大于8m/s。 根据新、回风混合过程的不同，可分为 一次回风式系统和二次回风式系统。 一次回风式系统 1）定义——回风与室外新风在喷水室（或表面空气冷却器）前混合。 2）夏季处理过程： W 混合 冷却减湿 再热 ε → C → L → O ~ → N N 3）新风比——新风量与总风量之比。 4）夏季设计工况所需冷量分析 由三部分组成： 室内冷负荷（沿热湿比线ε） Q1 = G（iN - io） （kW） 新风冷风负荷 Q2 = GW（iW - iN） （kW） 为了减少送风温差的再热负荷 Q3 = G（io - iL） （kW） 空调设备夏季处理空气的冷量 Qo = Q1 + Q2 + Q3 = G ( ic - i L) (kW) 该冷量（Qo） 也就是喷水室或水冷式表面冷却器或直接蒸发式冷却器的冷却能力，它是由制冷 机或天然冷源（深井水）或制冷机的制冷剂提供的。 一次回风系统是用再热器来解决夏季送风温度受限制的问题，不节能。 对于空调精度要求不高的系统，若用最大温差送风，也即用机器露点状态做送风状态，可免去再热，减少制冷量。 5）一次回风系统的冬季处理过程 新风比满足要求， N 混合 绝热加湿 加热 ε' → C' → L → O' ~ → N W' 冬季系统新回风混合点C'为： G W' iN - iC' —— = ———— = m% G iN - iW' 需加大新风比或室外气温很低时，需考虑空气预热器再热， N 混合 绝热加湿 加热 ε' 预热 → C → L → O' ~ → N W' → W1 冬季系统需要的预热量为： Q1 = Gw'（iW1 - iW'） =G（iC - iC'） （kW） 冬季系统需要的再热量为： Q2 = G'（iO' - iL） （kW） 空气预热器除能保证系统可以使用最小新风比外，还能防止严寒地区新、回风直接混合时产生冷凝水。 6）一次回风系统的特点 特点：一次回风系统处理流程简单，操作管理方便； 但是，一次回风系统用再热器来解决夏季送风温度受限制的问题，不节能。 适应范围：对于舒适性空调、空调精度要求不高的系统，若直接使用“机器露点”状态作送风 状态，采用最大温差送风，则可免去再热，减少制冷系统负荷。 二次回风系统 二次回风系统采用在喷水室后与回风再混合一次的办法，代替再热，节约热量与冷量。 夏季过程分析 夏季处理过程： W 一次混合 冷却减湿 → C → L 二次混合 ε N → O ~ → N N 计算步骤：根据已确定的二次混合O点和二次混合比，计算通过喷水室的风量G L， G L iN - iO —— = ———— G iN - iL 根据求得的G L和已知的新风比m%，计算一次回风量G 1，以确定一次混合 C点， G 1 = GL - GW （kg/s） 根据求得的G 1，确定一次混合C点的状态参数， G L iN - GW iW iC = ———————— （kJ/kg） G1 + GW 计算二次回风系统的冷量Qo Qo = G L （iC - iL ） （kW） 与相同条件下的一次回风系统相比， 二次回风系统节约了再热器冷负荷， 但是，二次回风系统的“机器露点”比一次回风系统低，可能导致天然冷源不能使用。 冬夏具有同一“机器露点”的二次回风系统的冬季工况 方法一 W' 一次混合 预热 绝热加湿 → C' → C → L 二次混合 加热 ε' N → O → O' ~ → N N 方法二 预热 W' → W1 一次混合 绝热加湿 → C → L 二次混合 加热 ε' N → O → O' ~ → N N 冬季系统需要的预热量为： Q1 = G1（iC - iC'） = Gw（iW1 - iW'） （kW） 冬季系统需要的再热量为： Q2 = G（iO' - iO） （kW） 实际上，在空调器内也设置了再热器，但所不同的是，它是用于冬季和过渡季节的系统加热。 冬季用蒸汽加湿的二次回风系统 W 一次混合 蒸汽加湿 → C1 → M 二次混合 加热 ε' N → C2 → O' ~ → N N 4）二次回风系统的特点 特点：与一次回风系统相比，处理流程较复杂，给运转管理带来不便； 要求冷源的温度低，导致制冷设备的蒸发温度降低，制冷效率降低； 但可节省夏季的再热量。 适应范围：室内温度场要求均匀、送风温差较小、风量较大而又不采用再热的空调系 统中。 普通集中式空调系统设计中的几个问题 普通系统的划分原则 室内设计参数及热湿比相同或相近的房间宜划分为一个系统； 房间朝向、层次和位置相同或相近的房间宜划分为一个系统； 工作班次和运行时间相同的房间宜划分为一个系统； 空气洁净度和噪声级别要求一致的或产生有害物种类一致的房间宜划分为一个系统。 空调系统的分区处理 各房间室内设计参数相同，但热湿比不同，可划分为同一个系统； 各房间室内温度要求相同，热湿比不同但相对湿度允许有较大偏差，可划分为同一个系统； 各房间室内参数要求相同，热湿比各不同，但要求送风温差相同，可划分为同一个系 统； 单风机系统与双风机系统 单风机系统送、回风道都共用一台风机，由于排风是靠室内正压造成的，当回风道与排风道阻力大或排风口远离空调房间时，为增加系统的新风，则必须加大排风，这样可能出现室内正压过高的问题。 双风机系统送、回风道分别设有风机，排风是有组织的，可以保证室内正压不会过高；另外，双风机系统的风机压头比单风机的低，所以系统噪声也低。 喷水室挡水板过水问题 挡水板的作用是挡下通过处理设备的空气中可能携带的水滴。 在空调箱中喷水室前后应设挡水板；如果使用表面冷却器处理空气，通过风速高时，表面冷却器后也应设挡水板。 实际上，挡水板不可能将悬浮在空气中的水滴完全挡下来。存留在挡水板后的空气中的水滴，将吸收空气中的热量后而蒸发，导致空气的含湿量增大，使送风状态点向含湿量增大方向偏移，最终导致室内相对湿度增大。 风机、风道温升问题 风机温升——通风机输送空气时，风机的机械能将转化为热能并引起空气温升，它的 大小与风机的风量和风压有关（冬季送热风时它是有利因素）。 管道温升——夏季风道周围的环境温度高于风道内空气温度时，周围热量传入风道内将引起空气温升（冬季则是温降）。 在实际中，如果不考虑风机、风道的温升，将会导致送风状态点变化，最终导致室内状态点偏离。 第四节 变风量系统 1．基本概念 定风量(CAV)系统——普通集中式空调系统的送风量全年固定不变，并且按房间最大热湿负 荷确定送风量。 当室内热负荷减少时，定风量系统是靠调节再热量以提高送风温度 （减小送风温差）的方法，满足室内温度的要求；而当室内湿负荷减 少时，靠提高送风含湿量的方法，满足室内湿度的要求。不节能。 变风量(VAV)系统——当室内的热或湿负荷变化时，通过减少送风量，但送风参数不变的方 法来保持室内温或湿度不变。 Qx W G = —————— = —————— 1.01(tN - tO ) （d N -d O ） 变风量系统的调节方法：变风量控制室内温度，变露点控制室内湿度； 变风量控制室内湿度，变再热量控制室内温度。 变风量系统适应范围：室内温度控制较高、相对湿度可允许较大波动、送风温差可不受限制的舒 适性空调。 国外在高层和大型建筑物中，通常在内区使用这种系统，因为它没有多变 的建筑传热、太阳辐射等负荷。对于全年需送冷风的情况，用变风量系统 比较合适。 2．变风量空调装置的型式和原理 变风量空调系统都是通过特殊的送风装置——末端装置来实现。 末端装置有节流型、旁通型、诱导型 节流型 旁通型 诱导型 3．变风量系统设计中的几个问题 冬、夏系统是根据系统最大热或冷负荷计算的，但最大负荷不是各区最大负荷的总和，应考虑系统的同时负荷率（同时使用率），空调设备提供的冷量能随负荷的变化在建筑物内部调剂。 系统最小风量。变风量系统的最小风量可按系统最大风量的40%~50%计算。 但最小风量必须满足气流分布的最低要求，同时也必须大于卫生要求的新风量。 气流分布问题。由于风口变风量，会影响到室内气流分布的均匀性和稳定性，从而影响人的舒适感。 在选用普通风口时，一般可按80%左右的最大送风量作为设计风口的依据。 另外，送热风时，由于热风的浮升作用，风量减小会使气流分布恶化。 当风量过低而影响气流分布时，通常是以末端再热来代替进一步降低风量。 变风量系统的风机控制。对于节流型变风量系统，风量减少后，系统的管道特性线将产生变化，风机的工作点也将移动，相应地风管内静压也将发生变化。 半集中式空调系统 定义——除了集中空调机房外，还设有分散在被调房间内的二次设备（末端装置），其中多 半设有冷热交换装置（亦称二次盘管），它的功能主要是在空气进入被调房间之 前，对来自集中处理设备的空气作进一步补充处理。 风机盘管（FC）系统 1）构造及特点 定义——在空调房间内设置风机盘管机组（末端装置），再加上经集中处理后的新风 送入房间，由两者结合运行。采用就地处理回风的方式。 构成——风机盘管机组由 盘管（热交换器，排数一般为2或3排，铜管铝片）和 风机（采用前向多翼离心风机或贯流风机）组成。 可分为卧式和立式、暗装和明装。 连接方式——与机组相连的水管有冷、热水管路和冷凝水管。 与机组相连的风管有送风管和回风管。 调节方式——一般是风量调节，也可以通过调节阀进行水量调节。 特点——布置灵活、各房间可独立调节室温、可方便关断机组、房间之间空气互不串通； 但是，不能用于全年室内湿度有要求的地方，受噪声要求限制，机组剩余压头很 小，气流分布受限。 2）风机盘管机组新风供给方式 新风供给方式——靠渗入室外空气以补给空气、直接从墙洞引入新风进机组、由独立的新风 系统供给室内新风。 由独立的新风系统供新风，要求有一个集中式空调系统处理新风，但夏季风机盘管机组要 求的冷水温度可以高一些，水管表面结露问题可得到改善。通常，夏季的新风处理过程： a）新风处理到室内空气焓值，不承担室内负荷。风机盘管出口与新风口并列。 b）新风处理后的焓值低于室内焓值，承担部分室内负荷，即让新风承担围护结构传热的渐变负荷与室内的潜热负荷，而由风机盘管承担照明、日射、人体等的瞬变显热负荷。风机盘管出口与新风口并列。 c）新风处理后直接送到风机盘管机组内，让新风先与回风混合后再经过盘管处理。虽然增加了盘管的负担，但新、回风混合较好。 3）风机盘管机组的选择 风机盘管机组夏季提供的冷量Q： 新风分开送时， Q = GF（iN- iM） （kW） 新风由盘管送出时， Q = GF（iC- iO） （kW） 4）风机盘管机组变工况的冷量换算 任何工况（水量G、进口湿球温度、进水温度）下的冷量Q'与机组额定工况下的冷 量Q的换算： t's1 - t'w1 W' Q' = Q （———— ）（ ——）n x em（t's1 - t s1）x ( t'w1 -t w1) ts1 - tw1 W 当风机盘管其它工况不变，而仅是风量变化时， G' Q' = Q （—— ）n G 5）风机盘管的水系统 诱导器（IDU）系统 构成和特点 构成——由静压箱、喷嘴和盘管（又称二次盘管，也有的不设盘管）等组成。 原理——经过集中处理的空气（一次风，通常是新风）由风机送入空调房间的诱导器中， 诱导器是分设于各室的局部设备（或称末端设备）。 一次风G1进入诱导器的静压箱，经喷嘴以高速喷出（20~30m/s），由于喷出气流 的引射作用，在诱导器内造成负压，室内空气G2（即回风，又称二次风）被吸入 诱导器，一、二次风相混合由诱导器风口送出。 诱导比n ——它是诱导器的性能指标之一。 n = G2 / G1 诱导比n 一般取2.5~3.0 诱导器的送风量G G = G1 + G2 诱导器分类 全空气诱导器系统——室内所需的冷负荷全部由空气（一次风）负担，诱导器不带二次冷却盘管。 “空气-水”诱导器系统——一部分夏季室内冷负荷由空气（由集中空气处理箱处理得到的一次风）负担，另一部分由水（通过二次盘管加热或冷却二次风）负担。 适应性 一般诱导器系统集中处理的仅为新风（一次风），而且可采用高速送风（管内速度约15~25m/s），由于管道断面小，可节省建筑空间。 但是，系统输送动力大，噪声较大。 局部空调机组 局部空调机组——实际上是一种小型空调系统，具有结构紧凑、安装方便、使用灵活等特点。 构造类型 构造——压缩机冷凝机组、蒸发器和通风机等组成，联合工作。 窗式、风冷式、热泵式、整体式 立柜式、风冷式、热泵式、分体式 立柜式、水冷式、普通式、整体式 空调机组的性能和应用 机组名义工况下制冷量（W） 能效比（EER）= —————————————— 整机的功率消耗（W） 空调机组的选定 根据空调房间的总冷负荷（包括新风负荷）和i-d图上处理过程的要求，查机组的特性曲线或性能表（产品样本） 进风湿球温度、冷凝器进水（风）温度 → 机组制冷量 对于一定结构的空调机组，风量一定时，它的工作点取决于 由冷却水量和冷却水温决定的冷凝温度， 空气进口湿球温度。 当机组的工作点确定后，机组的蒸发温度和冷量就可以确定了。 空气源和水热源热泵机组 空气源热泵机组——冬天，利用大气低温热源供热，形成空气热源热泵，可以使夏季和冬季 的冷热源供应一体化，同时节约能量。 水热源热泵机组——冬天，采用水冷式结构，通过从地下水或河水中提取热热量，作为热泵 供暖的热源。 第五章 空调房间的空气分布 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 周谟仁编，流体力学泵与风机(第三版)，中国建筑工业出版社，1994年11月 连之伟等 主编，热质交换原理与设备，中国建筑工业出版社，2001年9月 陆耀庆 主编，实用供热空调设计手册，中国建筑工业出版社，1994年4月 魏润柏，通风工程空气流动理论，中国建筑工业出版社，1981年6月 速度场的形成——经过空调系统处理的空气，经送风口进入空调房间，与室内空气进行热质交换 后，由回风口排出，必然引起室内空气的流动，形成某种形式的气流流型和流速 场。 速度场是温度场、湿度场、浓度场存在的基础和前提。 气流组织设计的任务——合理的组织室内空气的流动，使室内工作区空气的温度、湿度、速度和 洁净度能更好地满足工艺要求和人们的舒适感觉。空调房间气流组织是 否合理，不仅影响房间的空调效果，也影响空调系统的能耗量。 影响气流组织的因素——主要有送风口的空气射流及其参数（送风温差、送风口速度）、 送风口的位置及型式、 回风口的位置、 房间几何形状、 室内的各种扰动等。 送风射流的流动规律 1．射流的形成及其分类 形成——空气从一定形状和大小的喷口出流，可形成层流射流（雷诺数很小时）， 紊流射流（通常属于这种情况）。 自由射流——空气从直径为d0的喷口以u0的速度，射入到房间体积比射流体积大得多的空间介 质中并在其内扩散，在不受周界表面限制的条件下形成的射流即为。 等温自由射流：射流温度与房间温度相同时，即为。 非等温自由射流——当射流出口温度与房间温度不同时，即为。送风温度低于室内 温度者为“冷射流”，高于室内温度者为“热射流”。 受限射流——在射流运动过程中，由于受壁面、顶棚以及空间的限制，射流边界的扩展受到影 响。 贴附射流：贴附于顶棚的射流。 非贴附射流：空调房间四周的围护结构对射流扩散构成的限制。 2．空气射流特性 1）假定条件——射流从孔口或喷管射出时，在出口断面上的速度分布可认为一致。 2）自由射流的特性 卷吸作用：空气从孔口或喷管射出后，由于紊流的横向脉动，会碰撞靠近射流边界原来静止 的空气，并且带动它们一起向前运动。射流这种“带动”静止空气的作用即为。 射流范围不断扩大：由于射流的卷吸作用，射流边界与周围介质之间的紊流动量交换，周围 空气不断被卷入，射流不断扩大。 射流流量不断增加：由于射流的卷吸作用，周围空气不断被卷进射流范围内，因此射流的流 量沿射程不断增加。 射流核心不断缩小： 射流的不断扩大，射流断面的速度场从射流中心开始逐渐向边界衰减并 沿射程不断变化。 保持射流初速度的中心区为射流核心，也称起始段（比较短）； 射流核心消失以后的段为主体段（工程中重点研究）。 射流各断面速度分布的相似性：射流断面越大，速度分布越扁平，各断面的速度分布都不相 同，但它们的无因次速度（ux/ux0）分布曲线一样。 射流中的压强与周围静止空气的压强相等。 射流各断面上的总动量相等。 3）自由射流主体段的速度场和温度场分布 轴心速度的衰减规律 ux /u0 = 0.48/(ax/d0 +0.145) = m1 Fo1/2 / x 非等温自由射流温度场分布 △Tx / △To = 0.73 ux /u0 阿基米德数Ar判断射流的变形：对于非等温射流，由于射流与周围介质的密度不同，在浮 力和重力不平衡的条件下，水平射出的射流轴将发生弯曲。 Ar = gd0（To - Tn ）/（u20Tn） Ar > 0， 热射流，向上弯曲； Ar = 0， 等温射流，不弯曲； Ar < 0， 冷射流，向下弯曲。 4）受限射流的风速衰减 贴附射流可以看成一个具有两倍出口面积Fo出口射流的一半，其速度衰减式为： ux /u0 = m1 （2Fo）1/2 / x 贴附射流轴心速度的衰减比自由射流慢，因此达到同样轴心速度的衰减程度需要更长的距 离。 5）平行射流的叠加 两个相同的射流平行地在同一高度射出，当两射流边界相交后，则产生互相叠加，形成重 合流动。 汇合前，每股射流独立发展； 汇合后，总射流的轴心速度逐渐增大，直至最大，然后再逐渐衰减直至趋于零。 排（回）风口的气流流动 排（回）风口的吸入流动特性 在排（回）风口的附近为负压，周围空气自由流向风口，近似于流体力学中的汇流。 汇流的规律——在距汇点不同距离的各等速面球面上流量相等。即有，在汇流作用范围 内，随着离开汇点距离的增大，任意两点间的流速与距汇点的距离平方反比。 u1/u2 = （r2 /r1）2 排（回）风口速度衰减快的特点，决定了排（回）风口的作用范围很小。所以排（回）风口对房间的气流组织影响比较小。 ux /u0 =1/[ 9.55(x/d0)2 + 0.75] 在研究空间的气流分布时，主要考虑送风口的作用，同时考虑回风口的合理位置。 吸入流动与射流的比较 射流 吸入流动 射流作用区呈锥形（卷吸作用） 吸入流动作用区为球形 射流沿前进方向流量不断增加 各个球面的流量不变，等于吸风口的流量 射流轴线速度基本与射程成反比 空气速度与离开吸风口的距离成平方反比 对于汇流的汇点，假定流动没有阻力损失，吸风口的作用面是球面； 对于实际的排（回）风口，风口总是有一定的大小，空气流动也是有阻力的，故吸风区内空气流动的等速面是椭球面。 空气分布器及房间气流分布形式 空气分布器的型式 空气分布器简称送风口。 送风口型式及其紊流系数a的大小，对射流的发展及流型的形成都有直接的影响。 几种常用的送风口型式： 侧送（下送）风口、散流器、喷射式送口、旋流送风口、孔板送风口、其它形式的送风口 排（回）风口 由于排（回）风口的汇流场对房间气流组织的影响比较小，所以它的形式也比较简单。 虽然回风口的形式可以简单，但要求应有调节风量的装置。 回风口的形状和位置根据气流组织的要求而定，若设在房间下部时，风口的下缘离地面离地面至少0.15m。 空间气流分布的形式 按照送、风口布置位置和型式的不同，可以有各种各样的气流组织形式。 大致可归纳为四种形式： 上送下回、上送上回、下送上回、中送风 房间气流分布的计算 气流分布计算的任务 选择气流分布的形式，确定送风口的型式、数量和尺寸，使工作区的风速和温差满足设计要求。 工作区设计参数的确定 工作区的温度、湿度、洁净度要求——根据舒适性空调或工艺性空调的参数确定； 工作区的流速uN——舒适性空调：室内冬季uN ≦ 0.2 m/s， 室内夏季uN ≦ 0.3 m/s， 工艺性空调：宜采用 uN = 0.2~0.5 m/s， 送风口的出流速度u0——考虑到噪声的影响，一般u0 =2~5 m/s 。 排（回）风口的风速u ——一般u ≦4 m/s 。 工业建筑允许 u > 4 m/s , 离人较近时 u < 3 m/s , 居住建筑内 u = 2 m/s , 气流分布的计算 气流分布性能的评价 评价气流组织的性能指标应包括技术指标和经济指标。 技术指标 不均匀系数k：通过测得空调区域内各点的速度和温度，评价该区域内速度场和温度 场的均匀性，进而评价区域气流分布的均匀性。 k t = σt / ˉt k u = σu / ˉu 空气分布特性指标ADPI：定义为满足规定风速和温度要求的测点数与总测点数之比。 -1.7 < ΔET <1.1的测点数 ADPI = x 100% 总测点数 通常ADPI ≥ 80%。 换气效率ε：换气效率ε为可能最短的空气寿命与平均空气寿命之比。 ε= （τn/2） /（τ）x 100% 不论是整个房间还是房间中的某一点，空气寿命越短即意味着空气滞留在空间内 的时间越短，空气被更新的有效性越好。 通常用室内空气或工作区某点空气被更新的有效性作为气流分布的评价指标。 对整个房间的空气寿命测定通常在排风（回风）口处。 2）经济指标 能量利用系数η：消除室内某种有害物质是以投入能量为代价的。 tp - t0 能量利用系数η = ——— tn - t0 通常，送风量是根据排风温度 = 工作区设计温度计算的。但是，实际上房间内 的温度并不处处均匀相等，因此排风口设置的位置不同，排风温度就会不 同，由此投入能量系数也会不一样。 当η< 1, 有tp < tn，表明投入的能量没有得到完全利用，可能流路短路造 成，经济性差； 当η= 1, 有tp = tn，表明送风经热交换吸收余热后以达到室内温度，进而 被排出室外； 当η> 1, 有tp > tn，表明送风经热交换吸收余热后以达到室内温度，且能 控制工作区温度，而排风温度可以高于室内温度，经 济性好。 下送上排的送风方式的能量利用系数η> 1，而且换气效率ε也比较高，说明了这种送风方式 的有效性。 第六章 空调系统的运行调节 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 何耀东 等主编，中央空调，冶金工业出版社，2000年2月 郑爱平 编著，空气调节工程，科学出版社，2002年8月 钱以明 编，高层建筑空调与节能，同济大学出版社，1994年9月 陆耀庆 主编，实用供热空调设计手册，中国建筑工业出版社，1994年4月 1. 空调系统的设计过程 确定设计对象——建筑物 ↓ 根据设计对象所处地区，确定室外空气冬、夏设计参数（第二章） ↓ 根据设计对象的使用功能，确定室内空气冬、夏设计参数（第二章） ↓ 确定设计对象的建筑热工参数、在室人员数量、灯光负荷、设备负荷、工作时间段等（第二章） ↓ 计算设计对象在最不利条件下的空调热、湿负荷（余热、余湿）（第二章） ↓ 根据计算的空调热、湿负荷以及送风温差确定冬、夏送风状态和送风量（第二章） ↓ 根据设计对象的工作环境要求，计算确定最小新风量（第四章） ↓ 确定空调系统方式（第四章） ↓ 结合i-d图的分析（第一章） 根据各空调设备处理空气的特点（第三章） ↓ 确定空调系统的空气处理方案以及空气处理设备的容量（第四章） ↓ 根据空气处理设备的容量及送风量进行空调设备选型设计计算（第三章） ↓ 进行气流组织设计，根据送、回风量，确定送、回风口型式（第五章） ↓ 布置空调风管道，进行风道系统设计计算，确定管径、阻力等（参《流体输配管网》） 布置空调水管道，进行水管路的水力计算，确定管径、阻力等（参《流体输配管网》） ↓ 确定风机和水泵的流量、风压（扬程）及型号（参《流体力学》） ↓ 根据空气处理设备的容量确定冷源（制冷机）或热源（锅炉）的容量及型号 2．空调系统运行调节的必要性 空调系统的空气处理方案和处理设备的容量 是在室外空气处于冬、夏设计参数以及室内负荷为最不利时候确定的。 实际上，在绝大多数情况下， 室外空气参数是处于冬、夏设计参数之间； 室内冷（热）负荷是经常变化。 如果空调系统在运行过程中不作相应的调节， 浪费设备的供冷量和供热量，不节能； 使空气参数偏离设计要求。 3．空调系统运行调节的范围 空调系统运行调节时，保证室内空气状态点始终位于空调房间要求的温湿度精度范围内（即允许的波动范围内）。 室内热湿负荷变化时的运行调节 室内热湿负荷变化 室内余热量Q和余湿量W随着 室内工作条件（人员变化、照明负荷、工艺设备负荷）的改变 和室外气象条件（影响房间围护结构的传热量）的变化 而改变。 2．运行调节方法——针对室内热湿负荷变化 定（机器）露点和变（机器）露点的调节方法 a．室内余热量Q变化、余湿量W不变化（普遍情况）——定（机器）露点 例如，在夏季， 室外气温降低 ↓ 得热量减少 ↓ 热湿比ε减小 ↙ ↘ 定露点，让室温变化 定露点，调节再热，室温不变化 b．室内余热量和余湿量均变化——变（机器）露点 室内余热量和余湿量均变化 ↓ 热湿比ε变化 ↙ ↓ ↘ 调节预热器加热量 调节新、回风混合比 调节喷水温度或 表面冷却器进水温度 调节一、二次回风混合比的调节方法 适于带有二次回风的空调系统。 a．室内余热量变化、余湿量不变——不调节冷冻水温度（定（机器）露点） 室内温湿度允许有一定变化范围的情况。 空气处理过程： W 一次混合 冷却减湿 → C' → L' 二次混合 ε' N → O' ~ → N' N b．室内余热量变化、余湿量不变——调节冷冻水温度（变（机器）露点） 室内恒湿精度要求很高的情况。 空气处理过程： W 一次混合 冷却减湿 → C' → L' 二次混合 ε' N → O' ~ → N N 调节空调箱旁通风门 适于带有旁通风门的空调箱（空调器）。 室内余热量变化、余湿量不变——调节旁通风与处理风混合比 （定（机器）露点） 空气处理过程： N 混合 绝热加湿 加热 ε' → C → L' → O ~ → N' W 方法特点：部分室外空气未经任何热湿处理而旁通进入室内，室外空气参数变化对室内相对 湿度的影响较大。 对于相对湿度控制精度要求较高的地方，须在调节旁通风门的同时调节冷冻水温 度，以适当降低机器露点。 调节送风量 变风量 + 保持送风温差不变，变（机器）露点——恒定室内温湿度 变风量 + 定（机器）露点，调节再热——恒定室内温湿度 方法特点：变风量调节不能同时保证室内温度和湿度都不变； 调节风量时，风量不能调得过小——可能保证不了要求的送风参数， 导致室内气流组织恶化和正压降低； 多空调房间的运行调节 第二节 室外空气状态变化时的运行调节 室外空气状态变化的影响 室外空气状态变化 ↓ 送风状态变化， 建筑外围护结构传热量变化→室内负荷变化 ↓ 室内空气状态波动 空调工况分区 在我国大多数地区，全年室外空气参数是按春、夏、秋、冬作季节性的变化。 空调系统确定后，可根据当地气象变化情况，将i-d图分成若干个气象区（空调工况区），对应于每一个空调工况区采用不同的运行调节方法。 空调工况区划分的原则：在保证室内温湿度要求的前提下，各分区中系统运行经济； 同时，保证空调系统在各分区中一年中有一定的运行时数。 空气的焓是衡量冷量和热量的依据，而且焓可以干、湿球温度计侧得。在讨论空调工况分区时，可用焓作为室外空气状态变化的指标。 一次回风空调系统全年运行调节——定（机器）露点运行 第I区域——冬季寒冷季节，室外新风要考虑预热，新风阀门开到最小，保持最小新风比的新 风量，加热器满负荷运行。 第Ⅱ区域——过渡季节，随着室外空气的逐渐变暖，逐渐加大新风比例，加大排风量，直至采 用100%的新风，加热器负荷逐渐减小。 第Ⅱ' 区域——当冬季和夏季室内参数要求不同时才有该区域，需要再热。 室内参数允许有波动范围时，不调节新风和回风的比例； 室内参数要求稳定时，调节新风和回风的比例，并按夏季工况运行。 第Ⅲ区域——进入夏季。全新风模式，制冷机开始投入运行，制冷量逐渐加大，仍需要再热。 第Ⅳ区域——夏季。新风阀门开到最小，保持最小新风比的新风量，制冷机进入满负荷运行 阶段，仍需要再热。 空调系统的全年节能运行工况——最佳运行方式 定（机器）露点的调节方法，控制简单，使用方便。但定露点，加再热的办法不节能。 最佳运行方式—— 对于每个空调工况区， 分别选择最合理的空气处理方式， 通过计算机程序控制， 根据室内外参数的变化、执行机构状态信息的综合逻辑判断， 自动地从一种工况转换到另一种工况（连续的）， 以达到最大限度的节能。 集中式空调系统的自动控制 参阅《自动控制原理》的多媒体课件。 变风量空调系统的运行调节 1. 变风量空调系统的节能运行 随着显热负荷的减少 ↓ 末端装置减少送风量调节室温（无再热损失） ↓ 系统风量减少，相应减少风机消耗电能 ↓ 进一步节省能量 2. 变风量空调系统的运行调节 室内负荷变化时的运行调节方式 a. 使用节流型末端装置的变风量空调系统 节流型变风量模式的空气处理过程： W 混合 绝热加湿 ε' → C' → L' → ~ → N' N' b. 使用旁通型末端装置的变风量空调系统 旁通型变风量模式的空气处理过程： L 一次混合 → C' 二次混合 冷却减湿 ε' N' → C'' → L ~ → N W c. 使用诱导型末端装置的变风量空调系统 诱导型变风量模式的空气处理过程： W 一次混合 冷却减湿 → C' → L' 二次混合 ε' N' → C'' ~ → N N' 全年运行调节 全年有恒定的冷负荷——调节送风量或用新风自然冷却. 系统各房间冷负荷变化较大——采用末端再热的变风量系统，最小送风量保证大于4次/h 的换气次数。 夏季冷却和冬季加热的变风量系统 半集中式空调系统的运行调节 1. 诱导器系统 室外空气状态发生变化的情况——一次风的集中处理设备的调节规律同一般空调系统。 室内负荷变化的情况 a．全空气诱导器——只改变一次风状态、只改变二次风状态、 同时改变一、二次风状态 b．空气-水诱导系统的运行调节 风机盘管机组空调系统 风机盘管机组的局部调节方法 水量调节，风量调节，旁通风门调节 风机盘管空调系统的全年运行调节 a. 根据负荷性质不同进行调节 风机盘管机组取用新风的方式——新风处理到室内焓值，不承担室内负荷； 新风处理后焓值低于室内焓值，承担部分室内负荷； 新风系统只承担围护结构传热负荷，盘管承担其他瞬变负 荷。 瞬变负荷——是指室内负荷中，室内照明、设备和人员散热及太阳辐射热（随房间朝向、是否 受邻室阴影遮挡、天空有无云的遮挡等影响而发生变化）的部分。 这部分热负荷的变化，可通过调节盘管的水量、水温、风量等进行控制。 渐变负荷——是指室内负荷中，通过围护结构（外墙、外门、窗、屋顶）的室外温差传热的部 分。 这部分热负荷的变化主要随季节变化而发生较大变化，室外气温虽然在几天内 也有无规律的变化，但对室内负荷的影响不是很大，它是一个缓慢的传热负荷 变化过程。 这部分热负荷的变化，可以通过调节新风的温度来控制。 b. 双水管系统的调节 不转换的运行调节——盘管的水温全年不变，随着室外温度的降低，通过集中调节再热量逐 渐提高新风温度。 转换的运行调节——盘管的水温根据室外温度的变化，一年中转换几次。 通常的做法是，夏季，盘管内送冷水，由制冷机等冷源提供， 过渡季节，盘管内不送水， 冬季，盘管内送热水，由锅炉等热源提供， 同时，根据室外温度变化，集中调节新风再热量。 第七章 空气的净化与质量控制 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 何耀东 等主编，中央空调，冶金工业出版社，2000年2月 空气洁净技术——除去空气中的污染物质，控制房间或空间内空气达到洁净要求的技术，也称为空气净化。 净化空调工程——要求空调房间内空气达到一定洁净程度的空调工程。它是以空气净化处理为主的空调工程。 室内空气的净化标准 1．室内空气的净化标准 室内空气的净化标准是以含尘浓度来划分的。一般民用和工业建筑的空调房间的净化标准，大致可分为三类： 一般净化：一般净化，对室内含尘浓度无具体要求，只要对进气进行一般净化处理。以温湿度要求为主的民用与工业建筑空调工程都属此类。 中等净化：对空气中悬浮微粒的质量浓度有一定要求，通常提出质量浓度指标。 超净净化：对空气中悬浮微粒的大小和数量均有严格要求，以粒径颗粒浓度作为浓度指标。 2．空气的含尘浓度表示方法 空气的含尘浓度指单位体积空气中所含的灰尘量，有三种表示方法： 质量浓度——单位体积中含有的灰尘质量（kg/m3）；（一般净化标准采用） 计数浓度——单位体积空气中含有的灰尘颗粒数（粒/ m3或粒/L）；（洁净室的洁净标准采用） 粒径颗粒浓度——单位体积空气中所含的某一粒径范围内的灰尘颗粒数（粒/ m3或粒/L）。 3．空气洁净度等级 中国标准： 国家标准《洁净厂房设计规范》（GBJ73-84）规定的洁净度等级 注：对于空气洁净度为100级的洁净室，洁净室内≧5μm尘粒的计数，应进行多次采样。当其多次出现时，方可认为该测试数值是可靠的。 部颁标准《药品生产质量管理规范》（卫生部1992年12月28日颁布）规定的洁净级别 注：洁净厂房的温度和相对湿度应与其生产及工艺要求相适应，一般 温度控制在 18~24 ℃ 相对湿度控制在 45%~65 % 美国联邦标准 制定室内空气环境的洁净度级别要求，是以保证生产过程和产品质量的可靠性及对人体的安全性为出发点，同时也考虑初投资与运行费，是根据经验确定。 空气悬浮微粒的特性及其捕集机理 空气悬浮微粒的特性 A．空气悬浮微粒的一般特性 微粒分散于气态介质中则形成一种气溶胶，组成气溶胶的微粒称为分散相，气态介质则称为分散介质。 表征气溶胶粒子的性质包括微粒的形状、大小、比重、粒径分布及浓度等物理因素。 粒径： 定向粒径——显微镜下统计粒子的大小用一维投影长度表示的粒径， 标准球形粒子——光散射式粒子计数仪计量粒径时，意味着该粒子当量于同样散射光 强的某一直径的标准球形粒子。 平均粒径dp——对于一组粒径不同的多分散气溶胶，可以其粒数加权的平均粒径作为 该组粒子的代表粒径 dp = ∑nidpi/∑ni （1） 式中，ni，dpi分组范围内i种粒子的数量和粒径。 空气净化所涉及的微粒一般均在10μm以下，而大于1μm的粒子不仅数量少，且易于捕集。 大气尘的计数浓度在考虑 粒径为≧0.5μm的粒子数量时，其量级为105粒/L， 粒径为≧0.1μm的粒子数量时，其量级为106~107粒/L。 在一定范围内，≧某一粒径的未知粒子总数与≧0.5μm的粒子总数间，在对数坐标上近视呈线性关系， Ndi/N0.5 =(di/0.5)-α （2） 式中，Ndi——粒径≧di的粒子总数， N0.5——粒径≧0.5μm的粒子总数， α ——经验指数，可取α=2.2。 B．微粒的运动特性 1）球形粒子在空气介质中的直线运动 受力分析：在稳定的空气介质中，当粒子密度 >> 空气密度时， 粒子的惯性力 = 粒子所受外力 – 粒子所受阻力 m dv/dτ = F – R （3） 在静止空气中的沉降运动 m dv/dτ = mg – R （4） 球形粒子所受流体阻力R： R = C·f·ρaν2/2 （5） 表示粒子运动的层流阻力的斯托克斯公式： R = 3πμdp v （6） 2）粒子在流动空气中的曲线运动 气溶胶在流过某种障碍物（如圆球、圆柱、平板等）时，粒子在惯性力的作用下，将产生与介质不同的运动轨迹。 - - - - St（d2x/dτ2）+dx/dτ-ux=0 （7） - - - - St（d2y/dτ2）+dy/dτ-uy=0 由图可见，斯托克斯数St越大，粒子的惯性越大，脱离流线越明显，冲撞到障碍物的机会也越大。 3）粒子的布朗运动 对于粒径<1μm的粒子，即使在静止的空气介质中也是随机的作不规则的运动，且粒径越小，不规则运动越激烈。 由于粒子的大小和质量远远超过空气分子，因此粒子的不规则运动不全同于气体分子的布朗运动，而属于类似于布朗运动的曲线运动。 在静止空气介质中，根据分子运动理论，微粒的随机运动速度取均方值表示。经推导与简化，得著名的爱因斯坦公式： - x2 =2 Ddτ （8） 带电粒子在电场中的运动 带有n个单位电荷e的粒子，在电场强度为E的电场中所受的作用力： Fe = neE （9） 根据粒子在空气介质中运动受斯托克斯阻力的作用，当粒子的惯性很小时，有Fe=R 则，粒子运动速度： ve=neE（Km/3πμdp） （10） 上式说明，粒子荷电量越大，电场强度愈大，则粒子的迁移速度愈快，也愈易向异性极面沉附。 空气悬浮微粒的捕集 1）类型：空气过滤器，根据滤尘机理不同，主要有三种类型： 粘性填料过滤器、干式纤维过滤器、静电过滤器 2）机理： a 粘性填料过滤器 特点：其填料有金属网格、玻璃丝、金属丝等。 机理：填料上浸涂粘性油，当含尘空气流经填料时，沿填料的空隙通道进行多次曲 折运动，尘粒在惯性力作用下，偏离气流方向，并碰到粘性油上被粘住、捕 获。 b. 干式纤维过滤器 特点：其滤料有玻璃纤维、合成纤维、石棉纤维及其滤布或滤纸。 机理：拦截（接触阻留）作用、惯性（撞击）作用、扩散作用、 重力作用、静电作用 c. 静电过滤器 特点：电过滤器、高压发生器、控制盒、清洗用水系统等组成， 可以过滤掉<10μm的大部分尘粒，属于中效或亚高效过滤器。 静电过滤器的过滤效率随着电场强度的增加和过滤风量的减少而提高。 空气过滤器 1．空气过滤器的类型 空气净化所用的空气过滤器主要是根据过滤器（捕集）效率的高低分类，大致有三大类： 初效过滤器 滤材：玻璃纤维、人造纤维、金属丝网， 用途：适于一般空调系统，过滤对象是>10μm的尘粒。通常用于新风过滤。 中效过滤器 滤材：玻璃纤维（直径比初效的小）、人造纤维（涤纶、丙纶、请纶）等合成的无纺 布、中或细孔聚乙烯泡沫塑料， 用途：过滤对象是1~10μm的尘粒。通常用于新风及回风过滤。 亚高效过滤器 滤材：玻璃纤维纸或棉短纤维纸， 用途：过滤对象是<5μm的尘粒。静电过滤器属于此类。 高效过滤器 滤材：超细玻璃纤维、超细石棉纤维或合成纤维，加工成滤纸， 用途：主要用于过滤<1μm的尘粒。高效(0.3μm)、超高效(0.1μm)过滤器。 过滤器的性能 过滤效率η（%） 它是指在额定风量下，过滤器前后空气含尘浓度之差与过滤器前空气含尘浓度之比的 百分数。它是衡量过滤器捕获尘粒能力的一个特性指标。 单级过滤： η=（n1-n2）/n1=（1-n1/n2）x 100%=（1-р）x 100% （11） 多级串联： η=1-（1-η1）（1-η2）···（1-ηm） =1-р1р2···рm （12） 其中，n——粒子浓度 η——过滤效率 р——穿透率 过滤器阻力ΔΡ 过滤器阻力一般包括滤料阻力和结构（如框架、分隔片、保护面层等）阻力。空气过滤器的阻力是整个空调系统总阻力的主要构成部分之一。 若以迎面风速u0为变量，新过滤器阻力的经验公式： ΔΡ = A u0 +B u0m （13） 若以气溶胶通过滤了的流速u为变量，新过滤器阻力的经验公式： ΔΡ = α un （14） 其中，A、B、α、m、n为经验系数与指数。 初阻力——由于新过滤器的阻力随迎面风速或通过滤料的流速（滤速）增大而增加， 而过滤效率随滤速的增大而降低。通常，在额定风量下新过滤器的阻力称 初阻力。 终阻力——需要更换时的阻力。通常规定终阻力为初阻力的2倍。 过滤器的容尘量 在额定风量下，过滤器的阻力达到终阻力时，其所容纳的尘粒总质量。 过滤器的效率检测 质量法：尘源为大气尘或人工尘。当含尘空气流经过滤器时，用称量的方法侧得喂尘量和过滤捕集量，然后计算其质量效率。 适应性：初效过滤器 比色法：尘源为大气尘或人工尘。当含尘空气流经过滤器时，在过滤器前后分别用滤纸或滤膜采样，采样后将滤纸放在一定的光源下照射，按透光量的大小用光电管比色计（光电光密度计）测出过滤器前后采样滤纸的透光度，利用光密度与集尘量成反比的关系算出过滤效率。 适应性：中效过滤器 钠焰法：尘源为氯化钠固体粒子。氯化钠固体粒子在氢焰中燃烧，通过光电火焰光度计测得氯化钠粒子浓度，根据过滤器前后采样浓度求得效率。 适应性：中、高效过滤器 油雾法：尘源为透平油的液态油雾，通过光电浊度计测出过滤器前后粒子浓度求得过滤效率。 适应性：亚高效、高效过滤器 粒子计数法：尘源为大气尘或人工尘。当粒子通过强光源照射的测量区时，每一粒子均产生一次光散射，形成一个光脉冲信号，利用光电倍增管将此信号转换成电脉冲信号。 适应性：洁净房间和局部净化设备的洁净度检测、高效过滤器 激光粒子计数器：光密度高、光束细的激光光源 适应性：0.1μm级高效过滤器的效率检测 注意点：由于过滤器在效率检测时，所用的尘源方法不同，得到的结果差异也很大。因此，不同的尘源和不同的检测获得的效率值是不可比的。 空气过滤器的选择 1）空气过滤器的选择应综合考虑 工艺对室内洁净度的要求、 室外空气含尘浓度、 系统阻力、 维护管理、 一次投资 等各种因素。 2）一般净化要求的空调系统，选用一道初效过滤器，将大颗粒的尘粒滤掉； 中等净化要求的空调系统，可设置初、中效过滤器； 超净要求的空调系统，至少应设置3道过滤器， 第1道初效、第2道中效过滤器（预过滤） 第3道高效过滤器（末级过滤） 中校过滤器应设置在系统的正压段； 高效过滤其应设置在系统的末端（送风口处） 0.3μm级高效过滤器还可用来净化含有放射性尘粒的空气、 用于要求无菌的生物洁净室 ； 0.1μm级高效过滤器用于对≥0.1μm的尘粒有高洁净度要求的场合 空气净化系统 一、空气净化系统的设计原则 1．净化空调系统设计总原则 面积较大、净高较高、位置集中和消声减振要求严格的洁净室，宜采用集中式净化系统；反之，可采用分散式净化系统。 当工艺无特殊要求时，在保证新风量和洁净室正压条件下，尽量利用回风。当回风含尘浓度较高时，可在回风口或回风管道上设置中效过滤器。 除直流式系统和设置值班风机的系统外，应采取防止室外污染空气通过新风口渗入洁净室内的防倒灌措施。 空气过滤器的选用要求： a．初效空气过滤器不选用浸油式过滤器； b．中效过滤器集中设置在净化空调系统的正压段； c．高效或亚高效过滤器放置在净化空调系统的末端，也就是尽量靠近洁净室的送风 口； d．中效、亚高效、高效过滤器按额定风量选用； e．送风机按净化空调系统的总风量和总阻力进行选择。中效、高效空气过滤器的阻力 宜按其初阻力的2倍计算。 洁净室的正压原则 洁净室必须维持一定的正压。 不同等级的洁净室、洁净区与非洁净区之间的静压差应 ΔΡ> 5 Pa； 洁净区与室外的静压差应 ΔΡ> 10 Pa。 洁净室正压一般通过 送风量 〉回风量+排风量 的方法达到； 维持洁净室正压所需的风量，根据维护结构密封性能的好坏确定； 一般按换气次数 n= 2~6次/h 来确定所需的风量。 为了保证洁净室的正压值，送风机、回风机和排风机一定要连锁。 开启系统时： 先开送风机、再开回风机、后开排风机； 关闭系统时： 先关排风机、再关回风机、后关送风机。 为维持室内正压值，防止空气倒灌，宜设置值班风机。 洁净空调温湿度设计计算参数 满足工艺使用要求 当生产工艺无温、湿度要求时， 洁净室温度 tn = 20~26℃（ 冬季取下限，夏季取上限）， 洁净室湿度 Φ < 70%。 人员净化室、生活办公室温度 tn = 16~28℃（ 冬季取下限，夏季取上限）。 洁净室供暖设计原则 100级、1000级、10000级洁净室，不应采用散热器供暖； 100000级洁净室，不宜采用散热器供暖。 所采用的散热器应表面光滑、不易集尘和便于清扫。 洁净室噪声设计原则 动态测试时，洁净室内的噪声级 ≤ 70dB(A)， 空态测试时，乱流洁净室的噪声级 ≤ 60dB(A)； 层流洁净室的噪声级 ≤ 65dB(A)。 当房间内噪声大于70dB(A)对生产无影响时，噪声级不宜 〉75dB(A)。 二、洁净空调系统 1．洁净空调系统的基本形式 全室净化——以集中式净化空调系统对整个房间造成具有相同洁净度环境。 适于：工艺设备高大、数量多、且室内要求相同洁净度的场合。 但，投资大、运行管理复杂、建设周期长。 局部净化——以净化空调器或局部净化设备，在一般空调环境中造成局部区域具有一定洁净度级别的环境。 适于：生产批量较小或利用原有厂房进行技术改造的场所。 洁净隧道——以两条层流工艺区和中间的乱流操作活动区组成隧道洁净环境。 这种方式是全室净化与局部净化相结合的典型，是推广采用的净化方式。 2．集中送风式洁净空调系统 单风机系统、设置值班风机的系统 层流洁净室 层流洁净室达到的洁净级别 ≤100级，换气次数 n=500~250次/h。 垂直层流洁净室 水平层流洁净室 乱流式洁净室 乱流洁净室的特点： 乱流洁净室的效果不如层流洁净室， 只能达到较低的洁净度级别，通常在1000~100000级范围内， 每小时换气次数 n=15~100次/h， 室内有涡流，气流流速不均匀，某些尘粒在室内循环，不易被排除， 构造简单、高效过滤器的安装和堵漏方便，常被采用。 洁净空调的气流组织 当产品要求洁净度为100级时，选用层流流型； 当产品要求洁净度为1000~100000级时，选用乱流流型。 为了防止灰尘的二次飞扬，气流速度不能过大。 乱流洁净室的回风口不应设在工作区的上部，宜在地板上或侧墙下部均匀布置回风口。 洁净气流应尽可能把工作部位围罩起来，使污染物在扩散之前便流向回风口。 洁净工作台不宜布置在层流洁净室内。当布置在乱流洁净室时，宜将其置于工作区的上风侧，以提高室内的空气洁净度。 洁净室内有通风柜时，宜置于工作区气流的下风侧，以减少室内空气的污染。 第八章 空调系统的消声、防振与空调建筑的防火排烟 参考资料: 薛殿华 主编，空气调节，清华大学出版社，2000年3月 陆亚俊 等编著，暖通空调，中国建筑工业出版社，2002年6月 何耀东 等主编，中央空调，冶金工业出版社，2000年2月 噪声及其物理量度 1．声音与噪声的量度 声音——物体振动使周围空气分子交替产生密集和稀疏状，并向外传播而形成波动，荡 波动传到人耳感觉到声音，也称声波。 噪声——各种不同频率和声强的声音无规律地组合在一起就成为噪声。 人耳产生感觉的声音频率范围：20~20000Hz 低频声 <300Hz 中频声 300~1000Hz 高频声 >1000Hz 在常温下，声音在空气中的传播速度 340 m/s 声音在橡胶中的传播速度 40~50 m/s 2．噪声的量度 1）声压、声强、声功率 声压P ——物体振动使空气中产生交变压力，单位面积上所承受的声音压力，单位Pa。 人耳可感觉的最小声压称阈声压，也称基准声压P0，为2 x10-5Pa; 人耳可忍受的最大声压称痛阈声压，为20Pa。 声强I —— 在垂直于声波传播方向的单位面积上，单位时间通过的声能，单位W/㎡。 人耳可感觉的最小声强称基准声强I 0，为10-12W/㎡； 人耳可忍受的最大声强，为1 W/㎡。 声功率W ——单位时间内声源以声波形式辐射的总能量，单位W。 基准声功率W0，为 10-12W。 2）声压级、声强级、声功率级 人耳的可听范围很宽，从阈声压到痛阈声压，绝对值相差一百万倍。 贝尔（B）——是声音的量度单位。为了表达方便、实用，声音的量度采用对数标度，以 相对于基准量的比值的对数来表示。 分贝（dB）——是实际中通常采用的声音的量度单位。数量上，分贝（dB）是贝尔 （B）的1/10， 声音是以“级”来表示它的大小。 声压级Lp Lp = 20lg(P/P0) (dB) (1) 阈声压级为 0 Db，痛阈声压级为 120dB，相差20倍。 声强级LI LI = 10lg(I /I0) = Lp (dB) (2) 声音的声强级和声压级的分贝值相等。 声功率级Lw Lw = 10lg(W /W0) = Lw (dB) (3) 3）声波的叠加 当有多个声源同时产生噪声时，其合成的声级按对数法则运算。 ∑Lp = 10lg(100.1LP1+100.2LP2+···+100.1LPn ) (4) 实际上，当两个声源的声压级相同，叠加后仅比单个声源的声压级大3dB。 当两个声源的声压级不同，叠加后比单个声源的声压级最多大3dB。 3．噪声的频谱特性 频程（频带）——人们把宽广的声频范围（20~20000Hz）划分为几个有限的频段， 倍频程——每个频程都有它的频率范围和中心频率，倍频程是指中心频率成倍增加的频 程。在空调工程的噪声控制中，常用的是倍频程。 表中所列，是噪声控制或测量中，常见的八个倍频程。 频谱——表示组成噪声的各频程声压级的图。 噪声的主观评价和室内噪声标准 噪声的主观评价 对噪声的评价 客观评价——用物理量 → 声压、声强、声功率， 主观评价——人耳对声压、频率的主观感觉 → 响度级。 响度级——把声压级和频率综合起来评价声音大小的一个主观感觉量。以1000Hz的纯音 为基准音，利用与基准声音比较的方法，得到各个可听范围的纯音的响度 级。单位为方（phon）。 在低声压级时，人耳对频率2000~4000Hz的声音最为敏感； 在上述频率范围之外，人耳的灵敏度下降，尤其是频率越低。 随着声压级的增加，人耳对频率响应的差别减小。 2．噪声测量 声级计——量测噪声的常用仪器。 原理：声信号通过传声器把声压转换成电压信号，经过放大后，通过计权 网络，在声级计的表头上显示出分贝值。 A声级——在声级计上有A、B、C三种不同的计权网络，常以A网络侧得的声级来 代表噪声的大小，称A声级，记作dB（A）。因为A网络对高频声敏感， 对低频声不敏感，与人耳对噪声的频率响应特性一致。 声级计A、B、C三档读数特点： LA ≈ LB ≈ LC 噪声的频谱以高频为主； LC ≈ LB > LA 噪声的频谱以中频为主； LC > LB > LA 噪声的频谱以低频为主。 3．噪声标准 噪声评价N（NR）曲线——国际标准组织制定的评价曲线。 评价曲线特点：1）中低频噪声的允许声压级分贝值较高， 2）高频噪声的允许声压级分贝值较低。 4．空调房间的允许噪声标准 空调系统的噪声源 1．空调系统中的主要噪声源 噪声源①——通风机的噪声 ↓ { 叶片形式、片数、风量、风压 等参数}有关。 ↓ ↓ 由叶片上紊流而引起的 由相应的旋转噪声引起→取决于转数和叶片数。 宽频带的气流噪声。 通风空调所用的风机，其噪声主要处在低频范围。 噪声源②——风管内气流压力变化引起的钢板的振动而产生的噪声。高速风管中的噪声 不可忽略。 噪声源③——出风口风速过高将引起噪声。因此，应适当限制出风口的风速。 通风机噪声的计算 比较各种风机的噪声大小，通常用声功率级表示。风机制造厂家提供产品的声学特性资料。 当缺少资料时，根据风机的额定风量和全风压值，估算风机的声功率级。 对于多台通风机串联或并联工作时的总声功率级的计算，可先计算两台通风机的总声功率级，然后，再与第三台通风机进行叠加，以此类推。 空调系统中噪声的自然衰减 噪声在风管内的自然衰减 自然衰减——通风机产生的噪声在经过风道传播的过程中， 1）由于流动空气对管壁的摩擦，使部分声能转换成热能； 2）由于在系统部件（风道变截面、支路、弯头等）处有部分声能被反射； 因此，噪声会有衰减。 系统部件的噪声自然衰减值，一般是在没有气流的静状态下测得的。 再生噪声——在有气流时，由于气流撞击和形成涡流等原因而产生的噪声。随着气流速度 的升高，有可能会成为系统中的一个新噪声源。 通常在风管内气流速度υ≤8m/s时，计算系统部件的自然衰减。 考虑自然衰减的系统部件： 直管的噪声自然衰减——由于声波沿管道传播方向不变。 噪声衰减量很小。 弯头的噪声自然衰减——由于声波传播方向的改变而产生衰减。 噪声衰减量的大小与弯头的形状和风管宽度或直径大小有 关。矩形风管的衰减量比圆形的大。 分支管（三通）的噪声自然衰减——在风道分支时，噪声能基本按比例地分配给各个 支管。 噪声衰减量的大小与计算支管的截面积与全部支 管的截面积之比的大小有关。 单变径管的噪声自然衰减——由于管道段面积突然扩大或缩小，导致噪声声能朝传播 的相反方向反射，产生衰减。 风口反射的噪声自然衰减——通风机噪声经由管道系统达到房间出风口处，由于从风 口到房间的突然扩大过程中，有一部分声能反射回管道 内，产生衰减。 房间的噪声自然衰减 房间噪声自然衰减的产生——由于房间内的内壁、家具和设备等的吸声作用，导致进 入房间的噪声产生衰减。 2）风口声功能级与室内声压级的转换——从风口进入室内的噪声按声功率级，而室内的 噪声允许标准是以声压级为基准的。因此，需要转换。 空调系统中噪声的自然衰减 1．空调通风系统消声设计程序 a. 对于噪声无严格要求的一般性建筑， 根据房间用途确定房间的允许噪声值的NR评价曲线， 计算通风机的声功率级， 计算管路系统各部件的噪声消声量，并计算风机噪声景管衰减后的剩余噪声， 求房间内某点的声压级 根据NR评价曲线的各声频带的允许噪声值和房间内某点各频率的声压级，确定各频带必须的消声量， 根据必须的消声量选择消声器。 b. 对于噪声有严格要求的房间或风管系统中风速过大时，须对气流噪声进行校核计算。 2．降低空调系统噪声的主要措施 合理选择风机类型，使风机的正常工作点接近它的最高效率点， 风管内风速不宜〉8m/s, 转动设备应考虑防振隔声措施。 消声器的种类和应用 根据消声器原理的不同，可分为四大类： 阻性型、共振型、膨胀型、复合型 1．阻性型消声器 吸声原理：当声能入射到吸声材料上，一部分被吸声材料吸收。这是由于吸声材料的松散性和多孔性，当声波进入孔隙，引起孔隙中空气和材料细微的振动，由于摩擦力和粘滞力，使一部分声能转化为热能而被吸收。 吸声材料：吸声材料大都是松散而多孔的，而且孔隙贯穿材料。常用的材料：超细玻璃棉、开孔型聚氨脂泡沫塑料、微孔隙声砖、木丝板等。 消声器型式： 管式消声器 片式、峰窝式（格式）消声器 折板式、声流式消声器 室式消声器（迷宫式消声器） 消声弯头、消声静压箱 消声特性：对中、高频噪声消声效果显著，但对低频噪声消声效果较差。 2．抗性消声器（膨胀性消声器） 吸声原理：由管和小室相连而成。由于通道截面的突变，使沿通道传播的声波反射回声源方向，达到消声目的。消声器的膨胀比（大小断面积比）> 5。 吸声材料：不使用吸声材料。 消声特性：对中、低频噪声消声效果较好。但消声频程较窄、空气阻力大、占用空间大。 3．共振型消声器 吸声原理：在管道上开孔，并与共振腔相连。当外界噪声的频率和共振吸声结构的固有频率相同时，引起小孔孔颈处空气柱强烈共振，空气柱与颈壁剧烈摩擦，消耗声能，起到消声作用。 吸声材料：不使用吸声材料。 消声特性：一般用以消除低频噪声。但频率的选择性较强，消声显著的频率范围很窄。 4．复合型消声器 吸声原理：把阻性消声器对消中、高频声效果显著的特点与抗性或共振性消声器对消低频声效果显著的特点进行组合，设计成一种复合式消声器。 消声器型式：阻抗 复合式、阻抗共振复合式、微穿孔板等 声特性：在较宽的频程范围内有良好的消声效果。 5．消声器的设计选型 确定空调系统所需的消声量 ↓ 根据消声的频谱特性要求，选择消声器的型式 ↓ 根据已知的通风量、消声器设计流速、消声量 确定消声器的型号和数量 6．消声器的安装 1）消声器一般设置在通风机房和空调房间之间的管道中； 消声器最好放在通风机房外；如果必须经过机房时，消声器的外壳及联接部分都要做好隔声处理； 经过消声器后的风管不应暴露在噪声大的空间，以防止噪声穿透消声器后风管；否则要对消声器后的风管作消声处理； 空调系统的送风和回风系统都应考虑消声处理； 新风进风口、排风口应注意防止风机噪声对环境的干扰。 空调装置的减振 1． 固体声的产生 空调系统中的风机、水泵、制冷压缩机等设备运转 ↓ 转动部件的质量中心偏离转轴中心导致振动产生 ↓ 振动传给支承结构（基础、楼板等） ↓ 振动以弹性波的形式沿房屋结构传到其它房间 ↓ 成为噪声（固体声） 2．固体声的消除办法 在振源与支承结构之间安装弹性结构件，如弹簧、橡皮、软木等。 空调建筑的防火排烟 建筑物内烟气流动特性 在火灾房间及其附近，烟气由于燃烧而产生热膨胀和浮力，而产生流动； 由于外部风力或在固有的热压作用下形成的比较强烈的对流气流，对火灾后产生的大量烟气发生影响，促使烟气扩散而形成比较强烈的气流。 建筑设计的防火和防烟分区 防火分区 分区目的：防止火灾扩大； 分区设备：防火墙、防火门、防火卷帘等 分区对象：楼梯间、通风竖井、风道空间、电梯、自动扶梯升降通路等形成竖井的部 分为重点 防烟分区 分区目的：对防火分区的细分化，有效控制火灾产生的烟气流动。 防烟手段：通常采用防烟垂壁，垂壁高度略为50m。 应该排烟的部分及其面积在500㎡以内可用防烟垂壁作分区； 在各防烟区内分别设置1个排烟口； 排烟口到防烟区的各点应在30m以内。 空调系统上的防火、防烟装置 防火阀门（FD） 工作原理：当发生火灾时，火焰侵入风道，高温使阀门上的易熔合金熔解、或是记 忆合金产生形变，而使阀门自动关闭； 动作温度：70℃或280℃关闭； 适应场合：通风、空调风道与防火分区贯通的场合。 防火阀门可兼起风量调节的作用，又称防火调节阀门。 防烟阀门（SD） 工作原理：由电动机或电磁机构驱动的自动风门，它与烟感器连锁。在火灾发生的 初期，通过烟感器关闭风门，以防止其他防火分区的烟气侵入； 动作温度：70℃或280℃关闭； 适应场合：在穿越防烟、防火分区的通风、空调风道内； 防烟防火阀门（SFD） 工作原理：在防烟风门上加上易熔合金，既有防烟的功能，也可起防火的作用； 动作温度：70℃或280℃关闭； 适应场合：连接两层以上楼层的通风、空调风道连接处。 防火防烟调节阀 防火、防烟、调节风量三位一体。 排烟防火阀 工作原理：在阀门上设有易熔合金，当烟气温度280℃时，温度熔断器动作，阀门关 闭。 动作温度：280℃关闭； 适应场合：安装在排烟系统的管道上或排烟风机的吸入口处，阀门关闭时排烟风机停 止运行。 防烟、排烟方式 1）自然排烟方式 利用烟气的热压和浮力或室外风力的作用进行排烟。 2）机械排烟方式 在各排烟区段内设置机械排烟装置，起火后关闭各区相应的开口部分，并开动排烟风机，将烟气通过排烟系统排向建筑物外。 3）机械送风加压防烟方式 采用机械送风系统相需要保护的地点（如疏散楼梯间及其封闭前室、消防电梯前室、走道或非火灾层）输送大量新鲜空气，形成正压区域，使烟气不能侵入，并在非正压区内将烟气排出。 全文终