空气负荷计算与送风量复习过程.ppt

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,第二章,空调负荷计算与送风量,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。,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量和湿量称为在该时刻的,得热量,和,得湿量,。,在某一时刻为保持房间恒温恒湿，需向房间供应的冷量称为,冷负荷,，相反，为补偿房间失热而需向房间供应的热量称为,热负荷,，为维持室内相对湿度所需由房间除去或增加的湿量称为,湿负荷,。,房间冷（热）、湿负荷量的计算必须以室外气象参数和室内要求维持的气象条件为依据。,第一节 室内外空气计算参数,一、室内空气计算参数,空调房间室内温度、湿度通常用两组指标来规定，即,温度湿度基数,和,空调精度,。,室内温、湿度基数是指在空调区域内所需保持的空气,基准温度与基准相对湿度,；空调精度是指在空调区域内，在工件旁一个或数个测温（或测相对湿度）点上水银温度计（或相对湿度计）在要求的持续时间内，所示的空气温度（或相对湿度）偏离室内温（湿）度基数的,最大差值,。这两组指标便完整地表达了室内温湿度参数的要求。,舒适性空调主要从人体舒适感出发确定室内温、湿度设计标准，一般不提空调精度要求；工艺性空调主要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。,（一）人体热平衡和舒适感,周围环境温度（空气温度及围护结构、周围物体表面温度）,汗腺分泌,散热,周围物体表面温度决定了人体辐射散热的强度。,汗的蒸发强度不仅与周围空气温度有关，而且和相对湿度、空气流动速度有关。,在一定温度下，空气相对湿度的大小，表示空气中水蒸汽含量接近饱和的程度。相对湿度愈高，空气中水蒸汽分压力愈大，人体汗分蒸发量则愈少。所以，增加室内空气湿度，在高温时，会增加人体的热感，在低温时，由于空气潮湿增强了导热和辐射，会加剧人体的冷感。,周围空气的流动速度是影响人体对流散热和水分蒸发散热的主要因素之一。气流速度大时，由于提高了对流换热系数及湿交换系数，使对流散热和水分蒸发散热随之增强，亦即加剧了人体的冷感。,人体热平衡和舒适感,以上各种热交换形式都受人体的衣着影响。衣服的热阻大则换热量小，衣服的热阻小则换热量大。,综上所述，人体冷热感与组成热环境的下述因素有关：,室内空气温度,；,室内空气相对湿度,；,围护结构内表面及其它物体表面温度,;,人体附近的空气流速,；,人体的衣着情况（衣服热阻）,。,人的冷热感除与上述各项因素有关外，还和人体活动量及年龄等因素有关。,1、新有效温度和舒适区,新有效温度 ET,*,是干球温度、湿度、空气流速对人体冷热感的一个综合指标，该数值是通过对身着 0.6 clo 服装、静坐在流速0.15m/s 空气中的人进行热感觉实验，并采用相对湿度为 50 的空气温度作为与其冷热感相同环境的等效温度而得出的。即同样着装和活动的人，在某环境中的冷热感与在相对湿度为 50 空气环境中的冷热感相同，则后者所处环境的空气干球温度就是前者的 ET,*,。,人体热平衡和舒适感,两块舒适区:菱形面积(美国堪萨斯州立大学)实验得到;梯形面积是 ASHRAE 推荐的舒适标准 55-74 所绘出的舒适区。,前者适用于身着 0.6 0.8clo 服装坐着的人，后者适用于身着 0.8 1.0clo服装坐着但活动量稍大的人。,两块舒适区重叠处,则是推荐的室内空气设计条件。25 等效温度线正好穿过重叠区的中心。,人体热平衡和舒适感,2、人体热舒适方程和 PMV-PPD 指标,1984 年国际标准化组织根据 P.O.Fanger 教授的研究结果，提出了室内热环境的评价与测量的新标准化方法（ISO7730）。在 ISO 7730 标准中以 PMV-PPD 指标来描述和评价热环境。该指标综合考虑了人体活动强度，衣服热阻（衣着情况），空气温度，平均辐射温度，空气流动速度和空气湿度等六个因素。利用人体热平衡的原理，确定了 PMV 的数学表达式，并利用概率分析方法，确定了 PMV 和 PPD 指标之间的数学关系式。,P.O.Fanger 收集了 1396 名美国与丹麦受试对象的冷热感觉资料，提出了表征人体热反应（冷热感）的评价指标（PMV-预期平均评价）:,人体热平衡和舒适感,PMV 指标代表了对同一环境绝大多数人的冷热感觉，因此可用 PMV 指标预测热环境下人体的热反应。由于人与人之间生理的差别，故用,预期不满意百分率（PPD）,指标来表示对热环境不满意的百分数。,人体热平衡和舒适感,在 PMV=0处，PPD 为 5%。这意味着，即使室内环境为最佳热舒适状态，由于人们的生理差别，还有 5 的人感到不满意。ISO7730 对 PMV-PPD 指标的推荐值为：PPD 3,时，需计算内围护结构传热形成的冷负荷。,内围护结构冷负荷采用稳定传热方法，不必进行逐时计算；,温度的差值,邻室散热量,t,ls,(,),很少（如办公室、走廊等）,0,2,116W/m,3,7,4、地面冷负荷,工艺性：当有外墙时，距外墙 2m 范围内的地面受室外气温和太阳辐射热的影响较大。因此，规范 中规定距外墙2m 范围内的地面须计算传热形成的冷负荷。传热系数通常取为：非保温地面 0.47W/（m,2,）；保温地面 0.35W/（m,2,）。,舒适性空调：夏季通过地面传热形成的冷负荷所占的比例很小，可以忽略不计。,5.围护结构的总冷负荷,逐时叠加比较,将不稳定传热项逐时进行叠加，取最大值。,附加修正,结构修正,上述计算以中、重型建筑结构为对象，对轻型结构，需附加一定的修正量；,运行方式修正,上述计算为连续运行，对于间歇运行，当其设备开机时，要负担开机以前的房间蓄热量。为了开机后，房间能很快达到计算温度，需将计算出的冷负荷乘以1.01.4的间歇负荷系数。,第四节 室内热源、湿源的散热散湿形成的冷负荷与湿负荷,一、室内热源散热冷负荷,设备散热量,设备散热量主要分为：,电动设备：电动机；工艺设备。,电热设备,电子设备,负荷特点：,散热分为两部分对流和辐射。,对流散热直接转为冷负荷。,辐射散热经物体吸收后再释放出来转为冷负荷，有延迟和衰减。,照明散热量,照明设备散热量属于稳定得热，一般得热量是不随时间变化的。与灯具种类和安装方式有关。,人体散热量,组成：,特点：,潜热直接转化为冷负荷；,显热与温度有关，三分之二以辐射形式传出，转化为冷负荷时有衰减和延迟。,显热冷负荷需要考虑负荷强度系数；,潜热直接转化为瞬时冷负荷，不再乘以负荷强度系数。,相关因素：,性别、年龄、个体特征不同，则其值不同。,群集系数,：,人群组成中，成年男性与妇女、儿童的比例系数。,显热,潜热,全热,室内热源散热冷负荷,人体散热量,4.食物冷负荷,对于餐厅，需要计算食物散热所形成的冷负荷。,按经验取值：,9W/人,（就餐人员）。,室内热源散热冷负荷,5、工程简化计算方法,设备、照明和人体散热得热形成的冷负荷，在工程上可用下式简化计算：,室内热源所形成的冷负荷与室内热源的散热开始时刻及延续时间有关。,室内热源散热冷负荷,当不能确定室内热源的连续使用小时数时，可按下式估算其热源散热形成的冷负荷：,Q,cl,=,Q,s,n,4,(W),n,4,蓄热系数，热源冷负荷与计算散热量之比。,照明设备：明装荧光灯,n,4,取0.9，暗装荧光灯或白炽灯,n,4,取0.85；,工艺设备：,三班制,热源稳定运行：,n,4,=0.91.0,热源间断运行：,n,4,=0.70.8,一班制,热源稳定运行：,n,4,=0.70.75,热源间断运行：,n,4,=0.50.65,二班制,取三班制较小值,室内热源散热冷负荷,二、夏季湿负荷的计算,1、人体散湿量,2、渗透空气带入的湿量,3、化学反应过程的散湿量,4、各种潮湿表面、液面或液流的散湿量,5、食品或其他物料的散湿量,6、设备散湿量,人体散湿量按下式计算,kg/s,水槽表面散湿量,特点：散湿较为稳定，湿负荷计算不需逐时进行。,一般民用建筑其它散湿量很少，可不考虑。,kg/h,kg/h,房间冷负荷与湿负荷,夏季建筑物内部,湿,源散湿通常较为,稳定,，室外渗风带湿量在室内维持正压的情况下往往又可以忽略，故可直接将室内各种湿源散湿量之和作为房间稳定的计算湿负荷，也就是通常需借助空调送风或其他介质加以排除的室内余湿量。,夏季建筑物中各房间经由围护结构传热形成的冷负荷及室内各种热源湿源散热形成的冷负荷一般多是逐时变化的。如果将某一房间内这些计算冷负荷值逐时累计，就会在某一时刻获得一个最大冷负荷值：这,一综合最大冷负荷,即是该房间夏季冷负荷（或称室内冷负荷），也就是通常需借助空调送风或其他介质加以排除的室内余热量。,空调室内的冷负荷与制冷系统的冷负荷,建筑物空调制冷系统负荷的组成框图,空调制冷系统的冷负荷,值得指出的是制冷系统的总装机冷量并不是所有空调房间最大冷负荷的叠加。因为各空调房间的朝向、工作时间并不一致，它们出现最大冷负荷的时刻也不会一致，简单地将各房间最大冷负荷叠加势必造成制冷系统装机冷量过大。因此，应对制冷系统所服务的空调房间的冷负荷逐时进行叠加，以其中出现的最大冷负荷作为制冷系统选择设备的依据。,空调制冷系统的冷负荷应包括室内冷负荷、新风冷负荷（是制冷系统冷负荷中的主要部分）、制冷量输送过程的传热和输送设备（风机、泵）的机械能所转变的得热量、某些空调系统因采用了冷、热量抵消的调节手段而得到的热量（例如空调系统中的再加热系统）、其他进入空调系统的热量（例如采用顶棚回风时，部分灯光热量被回风带入系统）。,第五节 空调房间送风量的确定,一、夏季送风状态及送风量,1、夏季送风目的,消除余热、余湿，,维持室内温、湿度。,热平衡,湿平衡,由于送入空气同时吸收了余热量 Q 和余湿量W，其状态则由O变为 N。显然将两式相除，即得送入空气由 O 点变为 N 点时的状态变化过程（或方向）的热湿比（或角系数）,。,2、送风量,夏季送风状态及送风量,在,h-d,图上就可利用热湿比,的过程线（方向线）来表示送入空气状态变化过程的方向。这就是说，只要送风状态点 O 位于通过室内空气状态点 N 的热湿比线上，那么将一定数量的这种状态的空气送入室内，就能同时吸收余热 Q 和余湿W，从而保证室内要求的状态 N。,既然送入的空气同时吸收余热、余湿，则送风量必定符合以下等式：,所谓空气处理过程线，就是空气初状态点到终状态点的连线。,夏季消除余热，位于N点以下的热湿比线上任意一点，均可,作为送风状态点。,夏季送风状态及送风量,3、分析,送风点间距与送风量大小的关系,O点距N越近，送风量越大，反之越小。,送风量大小对系统的影响,经济技术方面的影响：,G设备、管道费用（风系统投资和运行费用减少）；,设备、管道有效空间占用减小，施工难度降低。,空调效果影响：,送风量太小时，意味着送风温度很低，可能使人感受冷气流的作用；,且室内温、湿度分布的均匀性和稳定性将会受到影响。,夏季送风状态及送风量,根据采暖通风与空气调节设计规范和公共建筑节能设计标准，空气调节系统采用上送风气流组织形式时，在满足舒适和工艺要求的条件下，宜加大送风温差。舒适性空气调节的送风温差，当送风口高度小于或等于5m时，,5送风温差10,；当送风口高度大于5m时，10送风温差15；采用置换通风方式时，不受限制。,工艺性空调的送风温差宜按下表采用,工艺性空调的送风温差,室内允许波动范围（）,送风温差（）,1.0,15,1.0,69,0.5,36,0.10.2,23,4、送风温差,夏季送风状态及送风量,空气调节区的换气次数，应符合下列规定：,（1）舒适性空调每小时不宜小于,5次,，但高大空间的换气次数应按其冷负荷通过计算确定；,（2）工艺性空调不宜小于下表所列的数值。,工艺性空调换气次数,室内允许波动范围（）,换气次数（次/h）,附注,1.0,5,高大空间除外,0.5,8,-,0.10.2,12,工作时间不送风的除外,换气次数是空调工程中常用的衡量送风量的指标。,定义：房间通风量,L,(,m,3,/h,）和房间体积,V,（,m,3,）的比值，即换气次数,n L/V,（次 h)。,5、换气次数,夏季送风状态及送风量,选定送风温差之后，即可按以下步骤确定送风状态和计算送风量：,（1）在h-d 图上找出室内空气状态点 N；,（2）根据算出的 Q 和W求出热湿比,=Q/W，再通过 N 点画出过程线；,（3）根据所取定的送风温差 t,o,求出送风温度t,o,t,o,等温线与过程线,的交点 O 即为送风状态点；,（4）按公式计算送风量。,在负荷计算过程中，如已确定出余热量中的显热量Q,x,，也可以采用相应的送风温差按下式求得送风量：,由于上式中c,p,通常按干空气定压比热容近似取为1.01kJ/(kgK)，故所求得的送风量G是近似的。,夏季送风状态及送风量,二、冬季送风状态与送风量的确定,在冬季，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，因此冬季室内余热量往往比夏季少得多，有时甚至为负值。而,余湿量,则冬夏一般,相同,。这样，冬季房间的热湿比值常小于夏季，也可能是负值。所以空调送风温度,t,O,往往接近或高于室温t,N,，,h,O,h,N,。,由于送热风时送风温差值可比送冷风时的送风温差值大，所以冬季送风量可以比夏季小，故空调送风量一般是先确定夏季送风量，在冬季可采取,与夏季相同风量,，也可少于夏季。全年采取固定送风量是比较方便的，因,只调送风参数,即可。而冬季用,提高送风温度减少送风量,的作法，则可以节约电能，尤其对较大的空调系统减少风量的经济意义更为突出。当然减少风量也是有所限制的，它必须满足最少换气次数的要求，同时送风温度也不宜过高，一般以不超出 45 为宜。,作业,1，11，12,