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1、如何通过计算来确定场地通风量作者：佛山炬墺特暖通科技有限公司发表时间： 2011-5-25 8:51:48 阅读：次广东风机风量就是风速V与风道截面积 F 的乘积，大型广东风机由于能够用风速计准确测出风速，所以风量计算也很简单，直接用公式Q=VF ，便可算出风量。一、风机数量的确定根据所选房间的换气次数， 计算厂房所需总风量， 进而计算得风机数量。计算公式 : N=V n/Q 其中 :N- 风机数量 ( 台) V- 场地体积 (m3) n- 换气次数 ( 次/ 时) Q- 所选风机型号的单台风量 (m3/h) 风机型号的选择应该根据厂房实际情况。尽量选取与原窗口尺寸相匹配的风机型号。风机与湿帘
2、尽量保持一定的距离(尽可能分别装在厂房的山墙两侧)。实现良好的通风换气效果. 排风侧尽量不靠近附近建筑物。 以防影响附近住户。如从室内带出的空气中含有污染环境。可以在风口安装喷水装置。 吸附近污染物集中回收，不污染环境。二、计算所需总推力It It= PAt(N) 其中,At: 隧道横截面积 (m2) P: 各项阻力之和 (Pa); 一般应计及下列 4 项: 1. 隧道进风口阻力与出风口阻力; 2. 隧道表面摩擦阻力 , 悬吊风机装置、支架及路标等引起的阻力; 3. 交通阻力 ; 4. 隧道进出口之间因温度、气压、风速不同而生的压力差所产生的阻力. 三、确定风机布置的总体方案根据隧道长度、 所
3、需总推力以及射流风机提供推力的范围，初步确定在隧道名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 6 页 - - - - - - - - - 总长上共布置 m组风机，每组 n 台，每台风机的推力为T。满足 m nTTt 的总推力要求 , 同时考虑下列限制条件 : 1. n 台风机并列时 , 其中心线横向间距应大于2 倍风机直径2. m 组( 台) 风机串列时，纵向间距应大于10 倍隧道直径四、单台风机参数的确定射流风机的性能以其施加于气流的推力来衡量，风机产生的推力在理论
4、上等于风机进出口气流的动量差( 动量等于气流质量流量与流速的乘积)， 在风机测试条件先，进口气流的动量为零， 所以可以计算出在测试条件下，广东风机的理论推力: 理论推力 =pQ V=pQ2/A(N) P:空气密度 (kg/m3) Q:风量(m3/s) A:风机出口面积 (m2) 试验台架量测推力 T1一般为理论推力的 0.85-1.05 倍. 取决于流场分布与风机内部及消声器的结构。 风机性能参数图表中所给出的风机推力数据均以试验台架量测推力为准，但量测推力还不等于风机装在隧道内所能产生的可用推力T，这是因为风机吊装在隧道中时会受到隧道中气流速度产生的卸荷作用的影响，即柯达恩效应，可用推力减少
5、。影响的程度可用系数K1和 K2来表示和计算 : T=T1 K1K2或 T1=T(K1K2) 其中 T:安装在隧道中的射流风机可用推力(N) T1: 试验台架量测推力 (N) K1:隧道中平均气流速度以及风机出口风速对风机推力的影响系数K2:广东风机 轴流离隧道壁之间距离的影响系数名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 6 页 - - - - - - - - - 置换通风的设计计算与节能效果比较所属区域： 北京/ 东城区新闻类别： 行业动态发布时间： 2011-5
6、-25 9:35:00 人气指数：67 关键词： 新风换气机简介： 转换通风作为改善空调房间空气品质的一种重要方式，近年来倍受关注。本文分别从人体热舒适性和控制污染源以保证室内空气品质的角度讨论了转换通风送风量和送风温度的，同时论证了合理设计条件下，置换通风的节能效果。一、概述一般来说，相对于空调房间的混合通风方式而言，置换通风可以保证良好的室内空气品质而且节能。从地板或墙底部送风口所送冷风在地板表面上扩散开来，可形成空气湖 (airlake)；并且在热源周围形成浮力尾流(buoyantplume)慢慢，带走热量。由于风速较低，气流组织紊动平缓，没有大的涡流，因而室内工作区空气温度在水平方向上
7、比较一致，而在垂直方向上分层，层高越大，这种现象越明显。由热源产生向上的尾流不仅可以带走热负荷，也将污浊的空气从工作区带到室内上方，由设在顶部的排风口排出。底部风口送出的新的墙体，余热及污染物在浮力及气流组织的驱动力作用下向上运动，所以置换通风能在室内工作区提供良好的空气品质。置换通风方式首先在北欧出现，并且在过去的二十年得到了广泛的应用，我国在近十年内也展开了大量的研究。1-3置换通风虽然有一定的优点，但也有其一定的适用条件。置换通风一般适用于污染源与发热源相关的场所，且层高不低于2.5m ，此时污浊空气才易于被浮力尾流带走；对房间的设计冷负荷也有一个上限，目前的研究表明，如果有足够的空间来
8、大型送风散流装置的话，房间冷负荷可达120w/。4当房间冷负荷过大，置换通风的动力能耗将显著加大，经济性下降，而且送风装置占地、占空间的矛盾也更为突出。由于置换通风的送风口处于工作区，送风温度必须控制在人体舒适范围内，送风温差的合理确定是置换通风空调系统设计的难点之一。如果送风温差设计偏小，则会造成送风量偏大，送风散流装置的尺寸大小和数量增多，设备投资加大；如果送风温差过大，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。根据Melikov和 Nelson4的实验发现33% 的测试点上超过15% 的人感动有吹风感，引起不适，40% 测试点上人体头脚温差3超过，这超
9、过了活动区环境条件的ASHARE5592标准。因此，合理的设计送风量和送风温度是关系到置换通风保证室内空气品质和人体热舒适性的一个重要因素。本文分别从人体热舒适性和控制污染源保证室同空气品质的角度讨论置换通风送风量和送风温度的计算方法。二、送风量计算1. 从人体热舒适性角度对于置换通风，室内空气温度在垂直方向的分布近似如图1 所示。 Tf为脚面处 (0.1m)温度，由名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 6 页 - - - - - - - - - 于地板的对流和
10、辐射传热以及送风口周围空气的卷入， 使其略高于送风Ts，Td为排风温度 ，Th为 1.1m高度，即人为坐姿时头部高度的温度。瑞典Mundt5理论推导出无量纲温度f的计算式：(1) LT：通风量 M3/h ：空气密度Kg/m3Cp：空气定压比热KJ/KgA：地板面积一般情况下，可按下述数值取：r：房间辐射换热系数， r=5w/ r：房间对流换热系数，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的，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 。要想准确的描述它不仅很困难的，而且也没这个必要 。因为舒适性角度出发考虑这个问题，我们最关心的是人体头部和脚部
11、之间的温度。XiaoxiongYuan71999根据大量实验数据和理论分析，得到计算头脚温差的经验公式：(2) QO:室内人员及电气设备负荷w ，Ql：室内照明负荷w ，Qe：结构及太阳辐射热负荷w, 式中的经验系数值如下：A=0.295，B=0.132，C=0.185 上述公式在计算余热量时，不计入室内潜热，因为置换通风中促成温度分层的实际因素是显热。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。它虽然是根据坐姿人体舒适性拟和得到，但由于1.1m与 1.8m垂直温度梯度要比0.1m与 1.1m间温度梯度小，所以上式同样可作为站立人员的舒适性条件。按ASH
12、ARE5592标准，取 Thf3，再根据不同类型热负荷大小，就可以利用相关经验公式确定在满足人体热舒适性条件下所需送风风量LT。2. 从控制污染源浓度及室内空气品质的角度考虑置换通风的换气效率要高于混合通风，在保证相同的室内空气品质的前提下，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的经验数值来设计，必将导致新风量大，且浪费了冷量。其所需新风量的计算可采用下列经验公式6: n 为换气次数， Q 为总负荷， Lm是混合通风方式下通风效率为1 时的新风量，按ASHRAE1989标准8规定，应由每人最小新风量指标Rp(L/so人)和每地板所须最小新风量指标Rb(L/so人)之和确
13、定：PD:人数， D ：差异系数， A：地板面积，具体取值详见表17。表 1ASHRAE62-1989R新风量要求名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 6 页 - - - - - - - - - 使用类型通风要求使用指标RPRb人员密度差异因数通风效率办公空间3.0 0.35 0.07 1 0.8 零售商店3.5 0.85 0.15 0.75 1.00 普通教室3.0 0.55 0.35 1 0.90 会议室2.5 0.35 0.5 1 1.00 3. 送风量的
14、确定送风量的大小L 取 LI与 LT的较大值在特殊情况下， LI=LT，则空气处理系统采用100% 的新风，即空气处理系统为直流式：一般情况下， LILT，则新风率R=LI/LT。三、送风温度的计算送风量一旦确定后，就可以根据负荷大小确定送风温度Ts和排风温度Td。当室内参数送风量L，送风量温度Ts，排风温度Td以及新风量LI确定后，就可以确定制冷系统总的冷负荷。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Qe为 1.5Kw, 照明冷负荷 QI为 0.2Kw ，人员及设备冷负荷Qo为 2Kw ，单位面积的冷负荷指标115.6w/，室内散湿量为 0.
15、25g/s，则 =14800 。试计算送风量和送风温度。工作区设计温度为24 。解：根据公式2 计算，取Thf=2.5 ,LT=1001.7m3/h 根据公式 6，且 PD取 4 人，Lm=83.5m3/h 根据公式 4：=2.05 ，所需新风量为：LI=40.7m3/h LILT,L=LT=0.278m3/s,Th=24 ,Tf=24-2.5=21.5 根据公式 1：f=0.175，由此得到： Ts=19.5,Te=30.5T=Te-Ts=11.0若采用混合通风设计，按机器露点送风TL=13 ，送风温差为13 ，新风量为Lm ，由于置换通风室内温度垂直分布(21.5 -30.5 )，故为了增
16、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% 根据置换通风及混合通风的送风温度及新风比可以确定系统的能耗。可以分别计算置换通风和混合通风的耗冷量Qd和 Qm，对于置换通风，首选确定二次回风量L2以及一次回风混合点C 的焓值 iC：对于混合通风，首选需要确定一次回风后的混合点焓值iC: 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，送风散流器的大小和名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - -
17、- - - - 第 5 页，共 6 页 - - - - - - - - - 数量增多。但由于新风量低于混合通风的设计值，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的一个关键问题，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，不仅可以满足人体舒适性要求，也能保证室内空气品质，设计送风量略高于混合通风。合理地设计置换通风系统，并有效地与热回收、二次回风等结合起来，可以使系统节能。上文所提供的设计方法是按具体的条件得到的，有一定的适用条件，对于大空间，如剧院、大型工业厂房还有待进一步的研究。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 6 页 - - - - - - - - -