严寒地区某站房候车大厅新风热回收方案分析

严寒地区某站房候车大厅

新风热回收方案分析

中南建筑设计院李玲玲张昕

摘要:北方严寒地区,在新风与室内空气焓值相差较大的情况，直接引入新风会导致空调系统能耗的大量增加。常见的空调系统出于节能考虑尽量限制室内、外空气的交换,因此，产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。利用热回收技术充分利用排风中的能量,可以降低新风能耗,是解决上述矛盾的有效途径。

热回收系统，即是回收建筑物内外的余热(冷)或废热（冷)，并把回收的热(冷）量作为供热(冷)或其它加热设备的热源而加以利用的系统。热回收方式比较多，但归纳起来共两大类,即全热回收装置、显热回收装置。

热回收装置的热(冷)回收量与室内外空气状态有关,本文以实际工程的数据为基础,分别采

用显热交换器和全热交换器,对空气处理过程进行分析,并与不采用热回收装置进行节能性对比,得出严寒地区新风热回收的最佳形式。

关键词:热回收严寒地区全热显热

前言

近年来随着国民经济迅速发展,能源形势日趋严峻，节能减排成为我国最重要的基本国策之一。在民用建筑中空调能耗占建筑总能耗的５0％以上，而在建筑物空调负荷中，新风负荷占到四分之一以上,尤其在寒冷的北方地区，冬季时间长，室内外温差大,新风热负荷所占总负荷的比例更高。同时现代社会人们9０%的时间是在室内度过,室内空气品质的好坏直接影响人类的身体健康，增加新风量可以改善室内空气品质。因此,产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。

近几年国家也颁布了有关法规提倡在某些建筑中采用热回收装置。《公共建筑节能设计标准》中明文规定：“建筑物内设有集中排风系统且符合下列条件之一时，宜设置排风热回收装置；排风热回收装置(全热和显热)的额定热回收效率不应低于60％：1)送风量大于或等于3000m ３/h的直流式空气调节系统,且新风与排风的温度差大于或等于８℃；2)设计新风量大于或等于4000m3/ｈ的空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃;3)设有独立新风和排风的系统。

北方严寒地区，在新风与室内空气焓值相差较大的情况，直接引入新风会导致空调系统能

耗的大量增加。常见的空调系统出于节能考虑尽量限制室内、外空气的交换,因此,产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。利用热回收技术充分利用排风中的能量,可以降低新风能耗,是解决上述矛盾的有效途径。

所谓热回收系统，即是回收建筑物内外的余热(冷)或废热(冷）,并把回收的热(冷)量作为供热(冷）或其它加热设备的热源而加以利用的系统。

热回收方式比较多，但归纳起来共两大类，即全热回收装置、显热回收装置。全热回收装置既回收显热,又能回收潜热,此类装置有转轮式换热器、板翅式换热器和热泵式换热器。显热回收装置有中间热媒式换热器、板式显热换热器和热管式换热器。

热回收装置的热（冷)回收量与室内外空气状态有关,本文以实际工程的数据为基础,分别采用显热交换器和全热交换器，对空气处理过程进行分析,并与不采用热回收装置进行节能性对比，得出严寒地区新风热回收的最佳形式。

1.工程简介

以黑龙江省的某市火车站的候车大厅为例,候车大厅高１5米,面积１８000㎡,建筑围护结构的热工参数以及照明设备负荷参照《公共建筑节能设计标准》计算,该站房最高聚集人数4０0０人,人员新风量按1２.5m 3/h.人计算。

室外气象参数如下:夏季空调室外计算干球温度:31.1℃，夏季空调室外计算湿球温

度:23.9℃,夏季通风室外计算相对湿度:63％;冬季采暖室外计算温度:-2５℃；冬季空调室外计算温度：-２9℃;冬季室外计算相对湿度:71％。室内设计参数如下表１:

季室内外焓差较小, h ∆为１2．1 KJ ／ｋg,而冬季室内外焓差较大，h ∆为6０.4ＫＪ/ｋg,所以分析冬季的热回收效果更有实际意义。

候车大厅冬季采用新风系统＋地板辐射采暖系统，新风机组只承担新风热负荷和室内湿负荷，地板辐射采暖系统承担室内热负荷，根据候车大厅对新风的需求，选择总风量为50000m 3

/h 的组合式新风机组。

图１ 冬夏两季室内外参数焓湿图 图2 不做新风热回收的h -d 图

2．新风直接处理

不采用热回收，冬季直接引入室外新风（状态点０)，加热到状态点５,再经过湿膜加湿段（等焓加湿)处理到送风状态点(状态点６），处理过程的h -d 图见图2。

根据显热平衡和湿平衡，可以确定送风状态点６,过程如下:

显热平衡:63p p GC t Q GC t +=c.s

G — 新风量(ｍ3/h ）

p C —空气定压比热容（取１．005kJ/(ｋｇ.K)）

Q c.s —室内显热负荷（kw)

ρ—空气密度 (１．２ｋg/m 3)。

由于新风不承担室内热负荷， 0Q =c.s ,排风量等于新风量,故送风温度63t t ==18℃,即可满足显热平衡要求。

室内水分的质平衡(湿平衡）:63M G d G d ρρ+=W

室内湿负荷主要是人体散湿引起

的,0.0010.0010.93400033123M M n g τϕ===⨯⨯⨯=W 人（ｋg/h ）（参见（２）） M W —室内湿负荷

M 人—人体散湿量

ϕ—群集系数

n τ—计算时刻空调区内的总人数

g —一名成年男子小时散湿量（g ／ｈ） 则送风点的含湿量为6312310005.35 2.05 3.350000 1.2

M d d G ρ⨯=-=-=-=⨯W (kg/h ） 送风状态点6的状态参数为:618t =℃,626.5h =K Ｊ/ｋg ，6 3.3d =kg/h 。

冬季不采用热回收时，将新风处理到送风状态点６，处理过程的h -d 见图2。

新风机组的加热盘管的加热量：

50()50000 1.005(25.8(29))/3600p Q GC t t =-=⨯⨯--＝７65(kw ）

新风机组的湿膜加湿器的加湿量:

60()50000 1.2(3.30.2)/1000186M G d d ρ=-=⨯⨯-=加湿(kg/h)

即当冬季不采用热回收时，新风机组的加热量7６5kw ，湿膜加湿量在１86 kg ／h 。

3.采用热回收装置

采用显热或全热回收对新风进行处理,在组合式新风机组中增加显热回收装置或全热回收装置，新风处理过程如图3所示,将室外新风(状态点0），与室内回风（状态点3)进行热交换后，再通过加热加湿过程，处理到室内送风状态点(6或6’）,系统中排风量等于新风量。显热、潜热交换效率是热交换器最主要的参数之一,根据规范要求,换热器效率不低于60%,计算公式如下:

图３ 流程图

图4 新风预热流程图 43121313

t t t t t t t t t η--==-- （１) 43121313

d d d d d d d d d η--==-- (2) 式中:1t 、1h 、1d — 新风进换热器时空气干球温度、焓、含湿量；

2t 、2h 、2d —新风出换热器时空气干球温度、焓、含湿量；

3t 、3h 、3d — 回风进换热器时空气干球温度、焓、含湿量;