干式風機盤管 新風空調系統設計選型步驟

1. 確定夏季室內、外空氣的狀態參數（tn、φn、in、tw、tws、iw）；

2. 分別計算各個房間的室內顯熱負荷（qx）和濕負荷（w）并匯總；

3. 根據室內外空氣狀態之間的關系（in、iw、dn、dw），依據設計選用原則確定 新風機組和風機盤管分別負擔的顯熱負荷，在某可按照各承擔50%的水平選取。

4.風機盤管干工況運行，則新風系統必須承擔室內產生的全部濕（潛熱）負荷；在新風除濕的同時，應使新風冷量最大化，并盡可能多地承擔室內的顯熱負荷。

5.選取新風機組的送風溫差，可得新風送風溫度to，依據顯熱負荷承擔比例算出 新風需要承擔的顯熱負荷，根據go= portant; box-sizing: border-box !important; overflow-wrap: break-word !important; width: 109px !important; visibility: visible !important;"/> 可計算出新風的送風量。

6．根據公式 portant; box-sizing: border-box !important; overflow-wrap: break-word !important; width: 97px !important; visibility: visible !important;"/> ，計算按照消除室內余濕，新風機器露點對應的含濕量dl，校核新風量是否滿足除濕和人體衛生要求。

7． 已知新風送風溫度to和送風含濕量do，可得新風送風點的其它狀態參數。沿新風送風狀態點等焓線向上與新風室外狀態點等含濕量線相交，即為新風間接蒸發制冷段出風狀態點。

8．根據不同地區、不同的室內設計參數、不同建筑物和室內條件，選取和校核間接蒸發制冷段效率和直接蒸發制冷段效率及其組合是否滿足新風出風狀態的要求。

9．統計各個房間所需的新風量，根據所需的新風總量選取新風機組及功能段。

10．按風機盤管承擔的顯熱負荷比例，計算得出風機盤管需要承擔的顯熱負荷數值，參照樣本中風機盤管干工況供冷量數據表，選擇風機盤管型號和數量。

11．統計風機盤管的數量，匯總風機盤管的總供冷量及水流量，選取相應的間接蒸發冷水機組。

某文體中心

干式風機盤管+新風空調系統

設計選型實例

已知：某市辦公樓建筑面積2700平方米，辦公室結構尺寸統一為9米×6.3米，共45間。給定夏季空調室內設計參數，室內干球溫度tn = 26℃,相對濕度φn =60%。某夏季室外計算干球溫度tw =36.4 ℃,計算濕球溫度ts =19.8 ℃，大氣壓力95.6kpa。

求：使用間接蒸發冷水機組的干工況風機盤管＋ 新風空調機組的選型計算。

解：由于各辦公室尺寸統一，以單個房間計算后進行匯總。

1．房間的熱濕負荷

a．濕負荷：房間的濕負荷主要由人體散濕形成。人體在室內環境tn=26 ℃，φn =55%，處于極輕活動下的散濕量為109g/h.人；每間辦公室建筑面積為9米×6.3＝56.7 m2，以人均占有面積10m2計算，每間辦公室共有6人。則每間辦公室的總濕負荷為654g/h。

b．單個人體顯熱負荷61w，潛熱負荷為73w

c．建筑圍護結構傳熱2800w

d．照明及室內設備散熱1100w

表1 單個房間熱濕負荷匯總表

2． 新風機組設計與選型

對于給定的室內空調設計參數：室內干球溫度tn =26 ℃,相對濕度φn=60%，查焓濕圖可得室內空氣狀態的其它參數為：含濕量dn=13.39g/kg.干空氣, 濕球溫度tns=20.2 ℃,露點溫度tnl=17.6 ℃，焓in =60.38 kj/kg。

a．選取新風空調機組和干工況風機盤管出力水平

使用間接蒸發冷水機組的干工況風機盤管＋ 新風空調系統中， 新風機組應承擔消除室內產生的全部濕（潛熱）負荷的任務，并承擔部分的顯熱負荷，其余的顯熱負荷則由干工況風機盤管系統機承擔。

與高溫高濕地區不同，在干熱地區，由于新風焓值低于室內空氣焓值，經過蒸發制冷后，承擔室內部分顯熱冷負荷。在某地區，蒸發制冷后的新風和風機盤管各承擔室內總顯熱負荷的一半，即出力水平各占50%。

b. 新風量選取的基本原則

干工況風機盤管＋新風空調系統中，新風量的選取應遵循以下三個基本原則：

1．首先要滿足除濕要求。

2．滿足人體衛生要求。在一般情況下，規范中要求人體所需的新風量不小于30m3/h.人

3．新風量偏大選取，以實現系統節能與更高室內空氣品質的要求。

計算后，取三項中的最大值。

c. 計算新風機組送風狀態點

風機盤管干工況運行，新風系統要承擔室內產生的全部濕（潛熱）負荷； 在干熱地區，新風除濕的同時，應使新風冷量最大化，也即使得新風送風干球溫度越低越好，并盡可能多地承擔室內的顯熱負荷。

在干熱地區，應優先使用蒸發制冷方式來實現新風除濕和制冷的功能。

在某應用干式風機盤管+新風空調系統，流程2、流程3和流程4都可以實現，具體如何選擇，應根據建筑用途和功能，綜合建筑、結構、電氣，給排水等專業要求，綜合考慮。三種流程計算過程基本類似，現以流程2作為計算例。

流程2：

某室外氣象參數：室內干球溫度tw =36.4 ℃,濕球溫度tws=19.8 ℃,查焓濕圖可得室內空氣狀態的其它參數為：露點溫度twl=11 ℃，含濕量dw=8.65g/kg.干空氣,焓iw = 58.97 kj/kg，相對濕度φw=21.6%。

新風機組選用8排表冷器，熱交換效率為90%，新風機組內表冷器進水為風機盤管的出水（冷水機設計出水溫度16℃，送入風機盤管，風盤進水溫度16℃，5℃溫升，出水溫度為21℃），表冷器進水溫度為21℃。

表冷器熱交換效率公式：ε1 =(t1-t2)/(t1-twater)，

式中：t1表冷器進風干球溫度；

t2表冷器出風干球溫度；

twater 表冷器進水水溫。

則表冷器出風干球溫度t2＝36.4－(36.4-21)×0.9＝22.5 ℃

由于進水水溫（21 ℃）高于進風露點溫度（11 ℃），為等濕降溫過程（干冷），空氣焓濕量不變，為dw=d2=8.65g/kg.干空氣, 已知t2和d2，查焓濕圖可得其它參數為：濕球溫度t2s＝15.4 ℃，露點溫度t2＝11 ℃，焓i2 =44.76 kj/kg，相對濕度φw=48.1%。

表冷器后接直接蒸發制冷段，直接蒸發制冷段的飽和效率以95%進行計算，直接蒸發制冷段的飽和效率計算式為：ε2=（t2-to）/(t2-t2s)

式中：t2直接蒸發制冷進風干球溫度（表冷器出風干球溫度）；

to直接蒸發制冷出風干球溫度（新風機組送風干球溫度）；

t2s直接蒸發制冷進風濕球溫度。

則新風機組的出風干球溫度為：

to＝22.5－(22.5-15.4)×0.95＝15.8 ℃

直接蒸發制冷段為等焓降溫過程，i2＝io，直接蒸發制冷段的出風狀態點即為新風系統的送風狀態點。已知直接蒸發制冷段出風干球溫度tl 和焓值il，查焓濕圖可得新風送風狀態的其它參數為：濕球溫度tls＝15.4 ℃，露點溫度tll＝15.1 ℃，含濕量11.38 g/kg.干空氣。處理過程及參數見圖1所示。

d.確定新風送風量

室內設計干球溫度為26 ℃，則 新風的送風溫差為：26－15.8＝10.2 ℃

新風機組需要承擔室內總顯熱負荷的一半：4266×50%＝2133 w

依據新風顯熱冷量公式：qx=0.337×go×(tn－to)

則新風送風量為：

在本設計實例中，按照消除余濕所需新風送風量為620 m3/h，平均每人的新風量為620/6人=103 m3/h.人，滿足新風量選取的基本原則，并可實現較好的室內空氣品質。

e．校核室內空氣狀態參數

由于采用溫濕度 控制策略，室內干球溫度與設計參數相同：

tn'= tn =26 ℃

根據消除余濕量公式 portant; box-sizing: border-box !important; overflow-wrap: break-word !important; width: 93px !important; visibility: visible !important;"/> ，計算在設計新風量下對應新的室內空氣含濕量：

已知tn'和dn'，查焓濕圖可得其它參數為相對濕度為：φn=55%，濕球溫度tns'=19.4℃,露點溫度tnl'=16.3℃，焓in' = 57.48 kj/kg。

表2 室內空調設計參數與校核參數對比

新風送風量增大，焓濕圖上室內空氣狀態點將向左偏移，相應地室內含濕量減小，相對濕度降低，室內人員會感覺空氣較新鮮，即使在室內設計溫度提高時,由于空氣相對濕度較低，汗液立即蒸發使皮膚保持干燥,人員感覺也較為舒適，有利于提高室內環境的舒適度水平。因此在校核后的室內干球溫度26 ℃、相對濕度55%時，且校核后露點溫度低于原設計參數，既能保證空調系統經濟合理地運行在設計工況下，又可以實現更高的室內空調標準，并且風機盤管機組始終會按干工況運行。

圖 室內設計空調參數與室內校核空調參數對比圖示

該辦公樓建筑面積2700米2，辦公室為統一規格9米×6.3米，共45間，則新風機組的總送風量為620×45＝27900 m3/h。

3．干式風機盤管選型

風機盤管需要承擔總顯熱負荷的50%，則風機盤管需要承擔的顯熱負荷為：4266×50%＝2133 w

干式風機盤管由于進水溫度16 ℃高于室內露點溫度，風機盤管在干工況下運行，只提供顯熱冷量，選型時不能簡單依據風盤廠家樣本中的全熱或顯熱選取。

干式風機盤管為增加其換熱效果，應選用準逆流風機盤管，表3為國內知名廠家產品的性能參數。不同廠家以及不同類型的風機盤管，分類及性能差異較大，對于不同廠家的風機盤管，綠色使者可協助提供風機盤管的干工況供冷量數據。

查表3中干工況風機盤管夏季供冷參數，確定選用fp-7.1型兩臺，單個房間風機盤管送風量gf=640×2＝1280 m3/h（1536 kg/h），干工況顯熱供冷量為1186×2＝2372w。

總的風機盤管數量為2×45＝90臺

總的干工況風機盤管供冷量為1186×2×45＝106740 w≈107kw

表3 干工況風機盤管夏季供冷參數

供冷工況參數：風機盤管進水溫度16℃，水溫差5℃。

4．間接蒸發冷水機組選型

冷水機冷量必須提供兩部分冷量，按照能量梯度利用原則，一部分是提供風機盤管（進水16℃-出水21℃）所需的供冷量，另一部分是提供新風機組表冷器（進水21℃-出水26℃）所需冷量。

（1）風機盤管所需冷量為q1=107kw

（2）新風機組表冷器所需冷量為q2=0.337×go×(tw－t2)=131kw

則冷水機應提供冷量為q=  q1+q2=107+131=238 kw

查表4間接蒸發冷水機組規格，選用型號為szhj-l-24，間接蒸發冷水機組的供冷量為280kw，符合工程要求。

查表3可得fp-7.1的額定冷水流量為225kg/h，則總的水流量為225kg/h×2×45＝20250 kg/h。

查表4間接蒸發冷水機組規格，選用間接蒸發冷水機組的型號為szhj-l-24，冷水出水量為24m3/h＝24000kg/h，滿足工程要求。

表4 間接蒸發冷水機組規格

5．設計選型匯總

表5 設計選型計算匯總表