新风机组和热回收机组选择计算表.xls
热泵热回收新风机组和热管热泵低温热能回收机组的节能比较
热泵热回收新风机组和热管热泵低温热能回收机组的节能比较李杨【摘要】在我国严寒地区，空调机组在冬季工况运行时经常发生冻损现象，以至于不能保证室内空气品质。
为解决上述问题，提出了利用空调新风机组分别与热泵和热管相结合的方式，即热泵热回收新风机组和热管热泵低温热能回收机组。
通过实验研究对2种结合方式的节能性、回收年限进行了分析比较。
【期刊名称】《电力需求侧管理》【年(卷),期】2012(000)006【总页数】4页(P19-22)【关键词】严寒地区;空气源热泵;热管热泵;节能比较【作者】李杨【作者单位】吉林建筑工程学院,长春 130021【正文语种】中文【中图分类】F407.61;TK018我国的建筑能耗已占全国总能耗的30%以上[1]。
在建筑能耗中，暖通空调能耗约占85%，能源利用水平和利用率与发达国家还有一定差距。
为了提高能源利用水平和利用率，必须采取相应的节能措施[2]。
热泵热回收新风机组和热管热泵低温热能回收机组利用热能回收装置，有效回收排风的热量，预热新风，降低机组负荷，提高系统的经济性和节能性。
为方便叙述，将热泵热回收新风机组简称为实验一，将热管热泵低温热能回收机组简称为实验二。
选取朝向相同、均带有北向钢窗的、面积和层高基本相同的2个房间作为实验房间。
实验一设备由空调室内机、空调室外机、新风通道、排风通道、阀门、静压箱、数据采集仪、计算机等组成。
实验二是在实验一的基础上加装热管换热器。
实验一的原理是机组在冬季工况下，利用热泵机组的冷凝器预热引入室内的新风，从而可避免严寒地区室外冷空气对传统新风机组中水加热盘管的冻损；利用热泵新风机组的蒸发器回收建筑排风热量，实现热回收作用，同时可以提高热泵机组在严寒地区冬季工况的性能。
实验二的原理是在实验一原理的基础上，首先采用热管的冷凝段对新风进行预热，之后通过冷凝器再对预热过的新风进行二次加热。
热管由中间的加热段和两端的冷却段组成。
在冬季工况运行时，空调的冷凝器停止工作，排风侧成为加热段，另外两段为冷却段，新风流经换热器时被预热。
一次回风及新风处理计算
Pb(Pa) 5091 3169 2339 3327 2102 1974
Pb.s(Pa) 3444
Ps(Pa) 2977 1902 1776 2010 1776 1776
12.04 kW
回风量 Lh(m3/h)
18790
含湿量
d(g/kg) 18.83 11.90 11.10 12.59 11.10 11.10
1、在菜单栏的“工具”中选择“单变量求解”，屏幕上会出现一个对话框。 2、将对话框中的“目标单元格”定为机器露点(L)的相对湿度φ。 3、将对话框中的“目标值”定为95(即相对湿度φ为95%)。 4、将对话框中的“可变单元格”定为机器露点(L)的干球温度tg。 5、点“确定”按钮，机器露点(L)的状态参数即可算出。 注意：每次调整输入数据或重新计算均需重复以上(1～5)的过程。 四：计算过程没有考虑空气密度的变化，取为1.2kg/m3，标准大气压力为101325Pa。 五：计算过程所用到的基本公式包括：
1585 1585 2977 1585
9.88 9.88 18.83 9.88
50.41 41.67 81.75 40.64
新风处理（与室内等 焓）
空调器名称或编号: 当地大气压力 B(Pa) 101325
状态点
新风状态点(W) 室内状态点(N) 送风状态点(S) 混风状态点(C)
机器露点(L) 空调器制冷量(kW)
焓
i(kJ/kg) 81.75 55.54 48.35 58.16 46.59 45.56
新风处理（与室内等 湿）
空调器名称或编号: 当地大气压力 B(Pa) 101325
状态点
新风状态点(W)
典型的新风空调器选择计算(夏季处理过程)
暖通主要设备材料表——新风机组教学文案
暖通主要设备材料表——风机盘管注：()内为高静压风机盘管。
根据设计要求，施工图中的接风道的风机盘管为高静压风机盘管。
总体要求：1，空调机组、新风机组、风机盘管选用低噪声设备。
2，采用热回收型新风机组或空调机组，其额定热回收效率≥60% 。
3，所有空调系统均可实现可调新风比及过渡季全新风运行。
4，空调冷水系统设计工况ER=0.0197<0.0241 (降低36%)。
5，风冷型双温新风机组自带控制箱。
要求具备DDC楼控接口，具备机组设备的短路、过载、断相等保护功能。
6，控制箱至设备管线由设备供应商自理。
7，无热回收装置的新风机组，新风进口设电动阀，其余新风机组、组合式空调机组所需电动阀，均机组自带。
8，新风机组、组合式空调机组所需强、弱电控制柜均机组自带。
9，吊顶内风机盘管电源均预留在吊顶内，其至空调调速开关的管线均由设备供应商自理，预埋JDG25/KG25（由总包完成预埋），调速开关底边距地1.3M暗装。
10，另可参见暖通设计《设计说明》及《施工说明》。
空调处理机组：1，现场DDC控制，DDC控制器的通信协议应符合楼宇控制系统要求。
2，根据回风温度，实现空调送风机与排风机的变频调速运行。
设回风机时，根据机组新、回风混合点静压实现空调回风机的变频调速运行。
3，盘管回水管设具备冷、热模式转换的动态平衡电动调节阀。
根据回风温度，调节冷、热水流量。
4，以上控制风机优先，即：动态平衡电动调节阀处于常开状态，仅当风机转速达到下限值时，进行调节。
5，根据回风相对湿度，控制加湿器的工作状态。
6，根据回风与新风焓值比较，控制热回收装置的工作状态。
7，根据室内设计状态焓值与新风焓值的比较，确定是否全新风运行，即：夏季，新风焓值低于室内设计状态焓值时，全新风运行。
新风焓值≥室内设计状态焓值时，最小新风量运行。
冬季，新风焓值高于室内设计状态焓值时，全新风运行。
新风焓值≤室内设计状态焓值时，最小新风量运行。
8，所有空气过滤器及风机设压差报警。
空气处理机组选择计算说明
空气处理机组选择计算1 电算表格内容、适用范围和使用说明1.1 空气状态点计算表已知某空气状态点的任意2个常用参数，求其他参数：1、已知干、湿球温度；2、已知干球温度、相对湿度；3、已知干球温度、含湿量；4、已知干球温度、焓值；5、已知含湿量、焓值。
1.2 一次回风空气处理机组的选择计算表基本已知数据：冬夏季室内热湿负荷、人员所需新风量、冬夏季新风状态、冬季加湿方式（仅限于“等焓”或“等温”加湿）注：冬季当室内热湿负荷低于设计工况时，空气处理机组则需要较大的加热和加湿量，因此冬季工况表中填入的热湿负荷值应适当考虑开机时室内较低负荷的数值。
1.2.1夏季工况计算表1、表1：已知室内温湿度，求空气处理机组的送风量、送风参数、冷却量、冷凝水量等。
适用于允许采用最大送风温差的一般典型空气处理机组的选型计算。
见图1.2.1－1处理过程1（实线）。
2、表2：已知室内温度、允许送风温差，求空气处理机组的送风量、送风参数、冷却量、冷凝水量和室内相对湿度等。
可用于要求较小送风温差、但又不采用二次加热或二次回风的空调系统能否满足要求。
见图1.2.1－1（例如下送风舒适性空调），可根据计算结果校核室内相对湿度2处理过程2（虚线）。
100%图1.2.1-1 采用最大送风温差的一次回风系统夏季处理过程3、表3：已知室内温湿度、允许送风温差，求空气处理机组的送风量、送风参数、冷却量、再热量、冷凝水量等。
适用于要求较小的送风温差，不再热不能满足室内湿度要求的情况，以及热湿比较小，采用再热才能将送风状态点处理至热湿比线上的情况等。
见图1.2.1－2100%图1.2.1-2 带二次加热的夏季一次回风系统处理过程4、表4：已知室内温度、空气处理机组送风量，求室内相对湿度、机组送风参数、冷却量、冷凝水量等。
适用于已按表1确定空气处理机组风量，但无室内湿度控制措施（二次加热等）的一般舒适性空调系统，在室内热湿负荷减小（部分负荷）时，进行室内湿度等校核计算。
空气处理机组选择计算说明
空气处理机组选择计算1 电算表格内容、适用范围和使用说明1.1 空气状态点计算表已知某空气状态点的任意2个常用参数，求其他参数：1、已知干、湿球温度；2、已知干球温度、相对湿度；3、已知干球温度、含湿量；4、已知干球温度、焓值；5、已知含湿量、焓值。
1.2 一次回风空气处理机组的选择计算表基本已知数据：冬夏季室内热湿负荷、人员所需新风量、冬夏季新风状态、冬季加湿方式（仅限于“等焓”或“等温”加湿）注：冬季当室内热湿负荷低于设计工况时，空气处理机组则需要较大的加热和加湿量，因此冬季工况表中填入的热湿负荷值应适当考虑开机时室内较低负荷的数值。
1.2.1夏季工况计算表1、表1：已知室内温湿度，求空气处理机组的送风量、送风参数、冷却量、冷凝水量等。
适用于允许采用最大送风温差的一般典型空气处理机组的选型计算。
见图1.2.1－1处理过程1（实线）。
2、表2：已知室内温度、允许送风温差，求空气处理机组的送风量、送风参数、冷却量、冷凝水量和室内相对湿度等。
可用于要求较小送风温差、但又不采用二次加热或二次回风的空调系统能否满足要求。
见图1.2.1－1（例如下送风舒适性空调），可根据计算结果校核室内相对湿度2处理过程2（虚线）。
100%图1.2.1-1 采用最大送风温差的一次回风系统夏季处理过程3、表3：已知室内温湿度、允许送风温差，求空气处理机组的送风量、送风参数、冷却量、再热量、冷凝水量等。
适用于要求较小的送风温差，不再热不能满足室内湿度要求的情况，以及热湿比较小，采用再热才能将送风状态点处理至热湿比线上的情况等。
见图1.2.1－2处理过程。
100%图1.2.1-2 带二次加热的夏季一次回风系统处理过程4、表4：已知室内温度、空气处理机组送风量，求室内相对湿度、机组送风参数、冷却量、冷凝水量等。
适用于已按表1确定空气处理机组风量，但无室内湿度控制措施（二次加热等）的一般舒适性空调系统，在室内热湿负荷减小（部分负荷）时，进行室内湿度等校核计算。
增加新风机组能耗费用计算说明
增加新风机组制冷、采暖费用测算报告华为东塔18、19层装修设计图纸上标注，要在18层增加，送风量分别为：2080m3/h、1800 m3/h新风机组2台.19层增加送风量为：3140 m3/h新风机组1台。
一、新增加新风机组需要制冷费用、制热费用1.1夏季增加新风机组已知条件1.1.1 全热回收制冷量计算能耗计算：1.1.3根据以上设计计算出全热回收、显热回收新风机组单位（w/m3）能耗值计算出，夏季增加新风机组需要制冷费用全热回收新风机组夏季制冷费用：20147.05元显热回收新风机组夏季制冷费用：46433.09元1.2 冬季增加新风机组已知条件1.2.1 冬季全热回收热量能耗计算：1.2.3根据以上设计计算出全热回收、显热回收新风机组单位（w/m3）能耗值计算出，冬季增加新风机组需要制热费用全热回收新风机组冬季制热费用：98660.47元显热回收新风机组冬季制热费用：150212.79元二、中央空调费（供冷）测算2.1 人工费用测算2.2 维护费用测算2.3 能耗费用测算2.4 合理利润（上述项合计的8％）（972190.76＋338220＋4367117.64）×8％＝454202.272元2.5 税金（上述项合计的5.5％）（972190.76＋338220＋4367117.64+1454202.272）×5.5％＝454202.272元2.6 费用合计972190.76＋338220＋4367117.64+1454202.272+454202.272＝6461862.432元2.7 中央空调（供冷）费用单价二、供暖费测算2.1 人工费用测算2.2 维护费用测算2.3 能耗费用测算2.4 合理利润（上述项合计的8％）（972190.76＋21160＋2872870.3）×8％＝309297.6485元2.5 税金（上述项合计的5.5％）（972190.76＋21160＋2872870.3＋309297.6485）×5.5％＝229653.529元2.6 费用合计972190.76＋21160＋2872870.3＋309297.6485＋229653.529＝4405172.24元2.8 供暖单位换算2.8.1 供暖单位换算(GJ与KW换算系数)1GJ=0.28M W=280K W2.8.2 冬季采暖总用量换算（GJ与KW换算）2013年供热总使用量：14400(GJ)×280（KW）=4032000kw2.7 供暖费用单价三、华为东塔18层、19层增加新风机组，能耗计算主要参数。
厨房房空调通风设备选择计算表(可编辑)
tg(℃) 33.50 18.22 19.22 26.00
送风温差△t(℃)
湿球温度
ts(℃) 26.40 17.68 18.02 21.10
干求温度tg（℃）
5.0 0.0
6.78 露点温度 tl(℃)
24.01 17.43 17.43 18.93
送风点焓值 is(kJ/kg)
64.15 64.15 64.15 50.32 50.32 50.32
机组冷却量 QL(kW) 58.8 176.5 58.8 205.0 307.6 102.5
冬季室外采暖设计温度 tw(℃) -7.60 -7.60 -7.60 -7.60 -7.60 -7.60
冬季送风温度 ts(℃) 10.00 12.00 14.00 16.00 16.00 16.00
PAU-1 PAU-2 PAU-3 PAU-4 PAU-5 PAU-6
厨房热加工间1 厨房热加工间2 厨房热加工间3 厨房配餐间1 厨房配餐间2 厨房配餐间3
5.0 0.0
新风量 Vx(m3/h)
10000 30000 10000 20000 30000 10000
夏季室外空气焓值 iw(kJ/kg) 82.78 82.78 82.78 82.78 82.78 82.78
0.0 50.0 45.0 40.0 35.0 30.0 25.0 20.0 15.0 10.0
5.0
5.0
1/3
含湿量d（g/kg）
10.0
15.0
20.0
25.0
30.0
30.00
23.35 22.35
33.50
表1-2：厨房新风机 组夏季送风状态点
号排风热回收经济回收期计算
一、报告目的依据《绿色建筑评价标准》GB/T50378-2014 第5.2.13条：“利用排风对新风进行预热（或预冷）处理，降低新风负荷。
”本报告通过分析热回收机组参数，计算得出本项目热回收机组经济回收期。
二、评估依据（1）《绿色建筑评价标准》GB/T50378-2014（2）新江湾城F3 地块办公楼项目3号楼项目施工图三、排风热经济回收期计算3 号楼屋面集中设置新风机组2 台，为F1~F9 提供新风，为F3~F9 提供排风。
新风机组采用双风机机组，设置转轮热回收装置，制冷工况焓效率＞50%，温度效率＞60%；制热工况焓效率＞50%，温度效率＞65%，加湿采用高压微雾加湿。
新排风机组变风量运行，做定静压控制。
本项目热回收机组如下表1所示。
表1热管式换热器参数表4.1排风热回收节能量△Q=αηCGρ(H1-H2)其中：△Q-采用热交换器所降低的新风负荷α—负荷系数（通常约为0.75-0.85，本计算取0.8）η—热交换效率C—空气比热容G—设计换气所需新风风量ρ—空气密度H1-H2：热回收焓差本项目中，夏季新风进风干球温度（新风）34.6℃，排风干球温度24℃。
冬季新风进风干球-2.2℃，排风干球温度20℃。
4.2排风热回收节费量排风热回收机组的节能量，通过计算机组全年的节能量，除以全年平均机组平均IPLV，本次计算冬季、夏季的平均IPLV均按照5.0计算。
机组年总节费量=夏季新风负荷×每天运行时间（小时）×每年夏季运行天数×电价+冬季节省新风负荷×每天运行时间（小时）×每年冬季运行天数×电价。
其中：每天运行时间-9h/d；夏季运行天数-150d/a；冬季运行天数-90d/a；依据2012年12月21日执行的上海市发改委对分时电价调整公布文件。
选取10kV商业用电进行分析，夏季8:00~18:00平均电价为0.895元/kWh，非夏季8:00~18:00平均电价为1.032元/kWh；4.3排风热回收初投资费用采用热回收设备将会使初投资费用增加，但热回收设备节省的新风负荷可以带来空调机组容量减小，进而带来空调机组初投资费用的减少。
热回收效率计算
热回收效率计算1．设计参数••注：以上参数以节能院办公室为例。
节能院办公室空调面积107m2，共32人，人P员密度3.4 m2/人，按3.5 m2/人计算；②新风量参数见新风量计算书；2．3．夏季显热回收量及回收效率Q＝ερC p(T w-T n)V＝1.13Kg/m3×1.005KJ/Kg·℃×（35.8℃-26℃）×800 m3/h×75％＝6678KJ/h=1.86kW则夏季热回收量为η＝1.86/21.25=8.8%4．5．冬季显热回收量及回收效率Q＝ερC p(T w-T n)V＝1.3Kg/m3×1.005KJ/Kg·℃×【20℃-（－3℃）】×800 m3/h×75％＝18030KJ/h =5kW则冬季热回收量为η＝5/13=38.5%6．经济性分析节能院每年进行冷量回收省下的主机制冷费用为1.86kW×1430h×0.26元/kWh=692元(油价按4.1元/kg计算，则制冷能源费约为0.26元/kWh)节能院每年进行热量回收省下的主机制热费用为5kW×1070h×0.4元/kWh=2140元(制热能源费为实验台提供，经核算为准确数值)则节能院每年进行热回收省下的主机能源费用为y=692+2140=2832元节能院每小时需要800m3的风量，选择两台SA400的热回收新风机，则热回收新风机初投资为8500×2＝17000元，若选择两台TWAF400的新风机，则新风机初投资为4800×2＝9600元回收年限为n=(17000-9600)÷2832=2.6年7．结论考虑到长沙地区夏季热回收效率太低，冬季采暖季较短，建议不采用热回收新风机，采用新风机。
冷水机组计算表格
-
8
制冷剂流量需求
kg/h
-
9
系统效率（COP）
-
-
10
能耗效率（IEER）
-
-
11
能耗比（EER）
-
-
12
冷凝器热交换效率（CRI）
-
-
13
蒸发器热交换效率（EIR）
-
-
14
系统压力降（ΔP）
kPa/m³/h
-
15
系统阻力降（ΔP）
kPa/m³/h
-
这个表格只是一个示例，实际应用中可能需要根据具体需求进行修改和扩展。另外，请注意这些计算方法和参数的具体含义，可能需要专业的知识和技能才能正确理解和使用。如果您有任何疑问或需要进一步的帮助，建议咨询相关的专业人员或机构。
冷水机组计算表格
以下是一个简单的冷水机组计算表格，包括了一些常见的参数和计算方法。请注意，这只是一个示例表格，实际应用中可能需要根据具体情况进行调整和修改。
序号
参数名称
单位
计算方法
1
冷水入Байду номын сангаас温度
℃
-
2
冷水出口温度
℃
-
3
制冷量需求
W
-
4
冷却水流量
m³/h
-
5
冷却水入口温度
℃
-
6
冷却水出口温度
℃
-
7
压缩机功率需求
一次回风空气处理机组选择计算表
空气处理机组编号
室内余热 Q(kW) 120.00
干球温度
tg(℃) 29.00 27.00 27.20 14.32
服务对象
室内余湿 W(kg/h)
30.00
湿球温度
ts(℃) 24.90 19.98 20.70 16.00
机器露点相对湿度 20℃干空气密度
φ(%)
kg/m3
95
1.186
φ(%)
kg/m3
95
1.186
热湿比
送风温差
ε(kJ/kg)
△t(℃)
7200
8.95
露点温度
8.91
tl(℃) 23.45 17.66 19.20 15.09 15.09
φ(%) 72.02 60.00 63.41 88.10 88.10
机组冷却量 Qk(kW) 77.4 新风量
Lx(m3/h) 3000
机组冷却量 Qk(kW) 114.4 新风量
Lx(m3/h) 2500
饱和水蒸气分压力
Pb(Pa) 4008 3567 3618 1599 1705
机组冷凝水量 Wn(kg/h) 27.8 送风量 Lo(m3/h) 20987
湿球温度下饱和 水蒸气分压力
Pbs(Pa) 3150 2762 2890 2401 2446
饱和水蒸气分压力
Pb(Pa) 4008 3363 3506 1944 1944
机组冷凝水量 Wn(kg/h) 50.3 送风量 Lo(m3/h) 12803
湿球温度下饱和 水蒸气分压力
Pbs(Pa) 3150 2385 2519 1881 2049
机组再热量 Qr(kW) (0.0) 回风量
新风空调机组选择计算
空调机组制冷量 空调机组冷凝水量 Wn(kg/h) 1.30 含湿量 d(g/kg) 18.83 10.50 13.83 12.74 12.74
湿球温度下饱和 饱和水蒸气分压力 水蒸气分压力 Pb(Pa) 5091 3363 3981 2405 2260 Pb.s(Pa) 3444 2169 2662 2154 2109
新风空调器选择计算(夏季处理过程) 新风空调器选择计算(夏季处理过程)
表1：新风处理（典型过程）
空调机组名称或编号 安装位置 服务对象 新风终状态 等焓 状态点 新风状态点(W) 室内状态点(N) 送风状态点(Sw) 机器露点(Lw) 干球温度 tg(℃) 33.20 25.00 19.59 18.59 湿球温度 ts(℃) 26.40 17.97 17.86 17.51 相对湿度 φ(%) 58.48 50.00 84.56 90.00 当地大气压力 B(Pa) 101325 饱和水蒸气分压力 Pb(Pa) 5091 3169 2281 2143 新风量 Lx(m3/h) 1000 湿球温度下饱和 水蒸气分压力 Pb.s(Pa) 3444 2060 2046 2002 空调机组制冷量 空调机组冷凝水量 Q(kW) 10.80 水蒸气分压力 Ps(Pa) 2977 1585 1929 1929 Wn(kg/h) 8.11 含湿量 d(g/kg) 18.83 9.88 12.07 12.07 焓 i(kJ/kg) 81.75 50.41 50.41 49.37 湿球温度下饱和 水蒸气分压力
Pb.s2(Pa) Pb.s1-Pb.s2 Pa -
2060 2046 2002
0 0 0
表2：新风处理（带热回收装置）
空调机组名称或编号: 当地大气压力 B(Pa) 101325 状态点 新风状态点(W) 室内状态点(N) 新风热回收后状态点(W') 送风状态点(Sw) 机器露点(Lw) 新风量 Lx(m /h) 1000 干球温度 tg(℃) 33.20 26.00 28.88 20.45 19.45
全新风、全排风系统热回收方案
全新风、全排风系统热回收方案前言：针对本项目A7#车间采用的全新风、全排风系统热量回收装置，列举备选方案，逐一分析优劣及选定施工方案的理由。
最终依照现场情况，选定方案。
因生产工艺需要，A7#布病车间JK-B、JK-C、JK-D、JK-F、K-H 5个系统采用的全新风，房间直排模式。
此设计方案，虽然能够有效保证生产安全，避免生产过程中的病菌等有毒物质危害人体，但是机组能耗过大，浪费严重，不满足现今提倡的节能环保，绿色生产的理念。
经过探讨，考虑针对现已完成的施工内容，进行有限度的改造，增设热回收装置，利用排风中的余冷和余热来预处理新风，以达到降低空调机组的冷热负荷，较少能耗，提高空调系统经济性、环保性的目的。
A7#布病车间内机组均为全年性空调，设有独立新风和排风的系统，送风量大于3000m3/h，新、排风之间的设计温差大于8℃，对室内空气品质要求较高。
以上条件均满足空调排风空气中热回收系统的设计要求。
热回收装置分为显热和全热交换器两种。
考虑到新风中显热和潜热能耗的比例构成是选择显热和全热交换器的关键因素。
在严寒地区宜选用显热回收装置；而在其他地区，尤其是夏热冬冷地区，宜选用全热回收装置。
依照呼和浩特所处的地理位置，属严寒地区，宜采用显热回收。
方案1：转轮式热回收装置转轮式热交换器一般应用于空调设备的送排风系统中，排风和新风以相逆方向渡过旋转的蓄热体转轮，过程中释放和吸收能量，将排风中所蕴含的热或冷量转移到新风中。
1）为了保证回收效率，要求新、排风的风量基本保持相等，最大不超1:0.75。
如果实际工程中新风量很大，多出的风量可通过旁通管旁通。
2）转轮两侧气流入口处，宜装空气过滤器。
特别是新风侧，应装设效率不低于30％的粗效过滤器。
3）在冬季室外温度很低的严寒地区，设计时必须校核转轮上是否会出现结霜、结冰现象，必要时应在新风进风管上设空气预热器或在热回收装置后设温度自控装置；当温度达到霜冻点时，发出信号关闭新风阀门或开启预热器。
空调系统中排风热回收
空调系统中的排风热回收摘要：本文详细介绍了目前常用换热器的形式、特点、及对它们之间的优缺点进行了多角度的对比，并针对具体应用中的一些实际问题提出了建议，这对合理设计和应用热回收系统有着重要的参考价值。
关键词：热回收；热交换器；节能；合理化设计；0引言建筑能耗是国家总能耗的重要组成部分,在欧美一些国家,建筑能耗约占全国总能耗的30%左右，我国建筑物能耗约占全国总能耗的18%～25%,并且这一比例还将随着人们生活水平不断提高而增加。
建筑耗能中,建筑物采暖、通风和空调的能耗约占建筑总能耗的20%～40%,而空调系统中新风负荷又占总负荷的20%～30%,所以新风耗能占建筑总能耗的4%～12%。
由此可见，有效降低空调系统的能耗对降低建筑物耗能、节约能源有重要意义。
又空调系统能耗特点之一是系统同时存在需冷(热、湿)和排冷（热、湿）的处理过程，夏季室外空气需经过冷却干操处理，而排风正是低温较干燥的空气；冬季室外空气需加热加湿处理，而排风是温湿度较高的空气。
从有效利用能源的角度来考虑，应当将建筑物内(包括空调系统中)需排掉的余热(冷)移向需要热(冷)的地方去即热能回收。
1热回收系统概述空调系统的节能方式很多，冷量和热量回收就是众多方法中的一种。
空调系统中可供回收的余热、余冷主要分布在排风，冷凝热和室内冷凝水中。
所谓热（冷）回收系统就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）或其他加热设备的热源而加以利用的系统。
《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3000m3/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。
风机盘管加新风系统选型计算
风机盘管加新风系统选型计算§1风机盘管系统选型计算1.空气处理方案及有关参数的查取采用新风直入式空气处理方式，新风机组不承担室内负荷，空气处理方案过程线如下图：（以2F-206办公室为例）图5-1 夏季表冷器制冷焓湿图由tN=25℃, Φ=55%得hN=53.3kJ/kg; 由tw=33.4℃,Φ=78%,得hW=100.2 kJ/kg ；设送风温度差为Δt=10℃；则t O ’ =25-10=15℃,由t O ’ =15℃,εN =1.78×108（房间内热湿比值）；在h-d 图（见图5-1）上确定出送风状态点O ；新风百分比%W O MN OG h h m G h h -==-求出h M =36.4kJ/kg,与DO 连线的交点F 即为所求的风机盘管出风状态点；风机盘管冷量应满足：Q=G×（h O -h F ）=0.42×（53.3-36.4）=7.1（kW ）2．风机盘管冷量按照表4-2中计算的到的选型负荷进行选择。
3．风机盘管所需风量由送风风量决定风机盘管的风量：一般由房间换气量决定房间的送风风量：办公室换气次数：N=10（次/h）；接待、会议室换气次数：N=12（次/h）；大厅、走廊换气次数：N=6（次/h）；卫生间换气次数：N=12（次/h）；吸烟区换气次数：N=16（次/h）。
本次设计：办公房间换气次数均取N=8（次/h）。
注：因为有单独的新风系统，故可以适当的降低办公房间的换气次数，以避免因风量过大导致选择的风机盘管冷量过大形成不必要的浪费。
表5-1各房间风机盘管汇总表§2新风机组的选型表5-2 新风机组选型表：。
全空气系统空调计算表格(有公式版)
新风量M(m3/h) 室外状态点焓值（kJ/kg）
全新风空调机组选
室内状态点（kJ/kg）
2.机组电加热（室外空气或室内外空气混合后的焓值≤10.5kJ/kg时，新风一般预热
新风量M(m3/h) 电加热器效率（η）温升（℃）0.Fra bibliotek515
3.机组加湿量
新风量M(m3/h) 室内状态点含湿量（g/kg） 室外状态点含湿量（g/kg）
水汽焓差（kJ/kg） 2640
室内冷负荷（kW） 总冷负荷（kW）
0.00
0.00
污垢系数 1.05
加湿功率（kW） 0
4.离心风机功率
新风量M(m3/h)
风机全压（Pa）
700
风机功率（kW） 0
全新风空调机组选型计算
新风负荷（kW） 室内单位面积冷负荷（W/m2）
0.00
≤10.5kJ/kg时，新风一般预热到+5℃。）
电加热量（kW）
电加热功率（kW）
0
0
室内面积（m2）
空气比重 1.2
加湿量（kg/h） 0
新风机组对应参数
1
2#教学楼5层
P送=450Pa 2#教学楼5 P排=300Pa； 层 均为余压
表格编号
收料单
项目名称及编码 供应单位 序号 物资名称 规格型号 计 量 日期 编号
CSCEC81AZ-SW-WZB021
数量 单价 金额 厂家/品牌 备注
3
L送=13600m|/h，L回=12000m|/h，热回收风量比例=88% N送=7.5kW,P=1000pa;噪声≤55dB（A）；Ws=0.41W/(m| 新风机组（热 ·k) 管式全热回 N回=7.5kW,P=700pa;噪声≤55dB（A）；Ws=0.32W/(m|· 台 收） k) XHJ-6F-1 额定热回收制冷效率>60%，额定热回收制热效率>65% 四排
P送=350Pa 均为余压
2#教学楼B1 层
8
新风机组( XJB1-3)
L=11000m|/h N=11KW P=400Pa 重量:701Kg dB(A)≤55 Q =81KW Q =211KW 最小新风比：0.55 最大新风 比：1 外形尺寸：1750*1750*1150 落地安装
台
1
2#教学楼B1 层
无
2#教学楼B1 层
表格编号
收料单
项目名称及编码 供应单位 序号 物资名称 规格型号 计 量 日期 编号
CSCEC81AZ-SW-WZB021
数量 单价 金额 厂家/品牌 备注
9
L=2000m|/h N=1.5KW P=300Pa 重量:300Kg dB(A)≤55 新风机组( XJ- Q =19KW Q =48KW 最小新风比：0.55 最大新风比：1 台 B1-4) 外形尺寸：1250*950*650 落地安装
热回收新风机组标准
热回收新风机组标准
热回收新风机组的标准主要包括以下几个方面：
1. 热回收效率：根据不同的标准，热回收效率的要求有所不同。
例如，根据国家标准GB/T ，热回收效率应不低于55%；而根据中国节能产品认证标准，热回收效率应不低于70%。
2. 换气量和静压损失：应符合设计要求。
3. 噪声和震动：应符合国家标准。
4. 通风性能：应符合设计要求。
总的来说，选择适合的机型，首先要确定自己的需求，包括房间面积、人数、使用环境等。
在满足需求的前提下，应尽量选择符合高标准（如中国节能产品认证标准）的机组，以保证更好的性能。
新风标准和热负荷估算数据
其它
美容室、理发室、吸烟室
基本风量 L/S
无吸烟
8.5 10 15 30 30 -
有吸烟
30 40 50 60 60 90
办公室环境卫生标准
温度℃
夏季
冬季
22~28
17~22
相对湿度 %
40~70
室内空气流速 m/s
0.05~0.20
悬浮粉尘量 mg/m3
<0.15
二氧化碳含有率 ppm
<10
一氧化碳含有率 ppm
重
12
8
1.3
重
-
少许
-
会议室 吧台 公寓
少许
-
重
18
12
-
重
-
会议室、办公室
极重
25
18
6
走廊 厨房 厕所
-
-
-
1.3
-
-
-
10~20
-
-
-
10
最小新风量和换气次数
UK
每人所占地板 面积㎡
最小风量 L/S
推荐 L/S
不吸烟
吸烟
3
11.3
6
7.1
9
5.2
12
4
17
22.6
10.7
14.2
7.8
10.4
2.8
3.0
3.7
4.0
4.6
5.0
6.7
7.0
8.3
9.0
10.0
11.0
每人的新风标准
应用场所
吸烟程 度
工厂 办公室 百货公司、超级市场 戏院
无 少许 少许 少许
UK
风冷热泵热回收选型计算案例
一、项目介绍xxxx大酒店是以国际五星标准兴建，集休闲、商务于一体。
本项目为该酒店E3/E4区扩建工程。
夏季制冷量：3000kW，夏天制冷空调总面积约为22000㎡；冬季采暖量：600kW，冬天室外温度低于15℃时，客房区域需要供暖；日用水量：65吨55℃生活热水（实际计算热水量81吨，考虑同时使用系数0.8）项目配置：EKAC230BRSR全热回收型模块式热泵机组10台EKAC230BR模块式热泵机组5台水冷螺杆300RT 2台（原有）二、选型计算1、室外气象参数：2、计算过程：生活热水量：1、桑拿房按100L/人.次，每次2人，平均每天3次循环，共6人次计；2、客房为双人房，按100L/人.天计,共2人次计；由以上计算可知，桑拿房、客房每天热水使用量分别为：桑拿房：120×100×6 ＝72000L/天；客房：30×100×2＝6000L/天；其他洗手盆：约3000L/天由以上计算可知，酒店每天55℃热水使用总量Ａ约为：Ａ＝72000＋6000＋3000＝81吨/天，考虑同时使用率情况，确定酒店每天使用热水量为65吨/天。
热水负荷Q=CMΔT=1.163×65×(55-15)=3023.8kW；EKAC230BRSR机组在冬季环境温度5℃、出水温度55℃制热水模式时制热量为Q’=54.5kW/h；机组冬天工作设定运行时间h=6小时；机组选型台数n=3032.8÷54.5÷6=9.3台≈10台。
空调制冷量：制冷空调面积约22000 m2，根据各功能区域空调使用时间及负荷特点，经计算，空调制冷装机总冷负荷为3000kWEKAC230BRSR在夏季环境温度33.5℃、冷冻水温度7℃、热回收侧出水温度45℃、运行热回收模式时制冷量Q=59.7kW/h10台EKAC230BRSR机组共提供制冷量Q’=59.7×10=597kW项目原有水冷螺杆提供的总冷量2台300RT=2×300×3.52=2112kW剩余制冷负荷Q”=3000-597-2112=291kWEKAC230BR在夏季环境温度33.5℃、冷冻水温度7℃时制冷量为66.4kWEKAC230BR机组台数n=291÷66.4=4.4台≈5台空调采暖量：空调供暖总热负荷约为596KWEKAC230BRSR\ EKAC230BR在冬季环境温度5℃、空调出水温度45℃运行制热模式制热量为65.2kW校核是否满足制热负荷（10+5）×65.2=978kW＞596kW因此：机组选型为EKAC230BRSR 10台；EKAC230BR 5台满足项目制冷制热制热水需求。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
饱和水蒸气分压力 Pb(Pa) 209 2339 778 4119 648
排风热回收后出现结露(霜)现象！
表3：适用于将新风加热至任一温度（一般用于新风预热）的新风机组选择计算
空气处理机组编号 安装位置 服务对象 当地大气压力 B(Pa) 101325 相对湿度 φ (%) 45.00 10.08 新风量 Lx(m3/h) 1200 饱和水蒸气分压力 Pb(Pa) 209 935 机组加热量 Q(kW)
新风空气处理机组选择计算(冬季处理过程)
表1：适用于不带热回收装置、新风直接由室外状态处理至室内状态的新风机组选择计算
空气处理机组编号 安装位置 服务对象 加湿方式 等焓 状态点 新风状态点(W) 室内状态点(N) 热盘管出口状态点(Ot) 干球温度 tg(℃) -12.00 20.00 31.31 湿球温度 ts(℃) -13.53 11.61 11.70 相对湿度 φ (%) 45.00 35.00 2.06 当地大气压力 B(Pa) 101325 饱和水蒸气分压力 Pb(Pa) 209 2339 4576 新风量 Lx(m3/h) 1200 湿球温度下饱和水蒸 气分压力 Pbs(Pa) 182 1367 1375 机组加热量 Q(kW) 机组加湿量 W(kg/h)
饱和水蒸气分压力 Pb(Pa) 209 2339 778 3782 648
排风热回收后出现结露(霜)现象！
表5：适用于单独采用全热或显热回收装置，不带加热器的新风换气机选择计算
空气处理机组编号 当地大气压力 B(Pa) 101325 状态点 新风状态点(W) 室内状态点(N) 新风热回收后状态点(W') 排风热回收后状态点(N') 热回收后结露(霜)判断 新风量 Lx(m3/h) 1000 干球温度 tg(℃) -12.00 22.00 4.32 1.60 安装位置 排风量 Lp(m3/h) 800 湿球温度 ts(℃) -13.53 12.28 -1.92 1.60 服务对象 显热回收效率η 60.0% 相对湿度 φ (%) 45.00 30.00 11.33 100.00
5.15
含湿量 d(g/kg) 0.58 4.34 0.58 0.58 4.00
0.00
焓 i(kJ/kg) -10.64 31.13 4.83 29.65 10.82
5.16
湿球温度下饱和 含湿量 ds(g/kg) 1.12 8.08 2.94 7.78 4.00 含湿量 d'(g/kg) 0.58 4.34 0.58 0.58 4.00 d-d' (g/kg) 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00
t
湿回收效率η 0.0%
d
全热回收效率η
i
机组加热量 Q(kW)
Байду номын сангаас
显热回收量 Qt(kW)
湿回收量 D(kg/h)
全热回收量 Qi(kW)
46.3%
湿球温度下饱和水蒸 气分压力 Pbs(Pa) 182 1300 476 1252 648
8.27
水蒸气分压力 Pq(Pa) 94 702 94 94 648
7.24
湿球温度下饱和水蒸 气分压力 Pbs(Pa) 182 544 水蒸气分压力 Pq(Pa) 94 94 含湿量 d(g/kg) 0.58 0.58 焓 i(kJ/kg) -10.64 7.49 湿球温度下饱和 含湿量 ds(g/kg) 1.12 3.36 含湿量 d'(g/kg) 0.58 0.58 d-d' (g/kg) 0.00 0.00
排风热回收后出现结露(霜)现象！
表2：适用于新风经过热回收装置预热、再经加热、加湿处理至室内状态的新风机组选择计算
空气处理机组编号 当地大气压力 B(Pa) 101325 状态点 新风状态点(W) 室内状态点(N) 新风热回收后状态点(W') 热盘管出口状态点(Ot) 排风热回收后状态点(N') 热回收后结露(霜)判断 新风量 Lx(m /h) 1000 干球温度 tg(℃) -12.00 20.00 3.36 29.47 0.80
状态点 新风状态点(W) 热盘管出口状态点(Ot)
干球温度 tg(℃) -12.00 6.00
湿球温度 ts(℃) -13.53 -0.91
表4：适用于新风经过热回收装置预热、再经加热器加热至任一温度的新风机组选择计算
空气处理机组编号 当地大气压力 B(Pa) 101325 状态点 新风状态点(W) 室内状态点(N) 新风热回收后状态点(W') 热盘管出口状态点(Ot) 排风热回收后状态点(N') 热回收后结露(霜)判断 新风量 Lx(m3/h) 1000 干球温度 tg(℃) -12.00 20.00 3.36 28.00 0.80 安装位置 排风量 Lp(m3/h) 800 湿球温度 ts(℃) -13.53 10.85 -2.51 10.29 0.80 服务对象 显热回收效率η 60.0% 相对湿度 φ (%) 45.00 30.00 12.12 2.49 100.00
3
安装位置 排风量 Lp(m /h) 800 湿球温度 ts(℃) -13.53 10.85 -2.51 10.93 0.80
3
服务对象 显热回收效率η 60.0% 相对湿度 φ (%) 45.00 30.00 12.12 2.29 100.00
t
湿回收效率η 0.0%
d
全热回收效率η
i
加湿方式 机组加热量 Q(kW)
t
湿回收效率η 0.0%
d
全热回收效率η
i
显热回收量 Qt(kW)
湿回收量 D(kg/h)
全热回收量 Qi(kW)
45.4%
湿球温度下饱和水蒸 气分压力 Pbs(Pa) 182 1429 500 686
5.47
水蒸气分压力 Pq(Pa) 94 793 94 686
0.00
含湿量 d(g/kg) 0.58 4.91 0.58 4.24
等焓 机组加湿量 W(kg/h)
显热回收量 Qt(kW)
湿回收量 D(kg/h)
全热回收量 Qi(kW)
46.3%
湿球温度下饱和水蒸 气分压力 Pbs(Pa) 182 1300 476 1306 648
8.77
水蒸气分压力 Pq(Pa) 94 702 94 94 648
4.51
含湿量 d(g/kg) 0.58 4.34 0.58 0.58 4.00
17.45
水蒸气分压力 Pq(Pa) 94 819 94
6.46
含湿量 d(g/kg) 0.58 5.07 0.58 焓 i(kJ/kg) -10.64 32.98 32.98 湿球温度下饱和 含湿量 ds(g/kg) 1.12 8.51 8.56 含湿量 d'(g/kg) 0.58 5.07 0.58 d-d' (g/kg) 0.00 0.00 0.00
5.15
焓 i(kJ/kg) -10.64 31.13 4.83 31.13 10.82
0.00
湿球温度下饱和 含湿量 ds(g/kg) 1.12 8.08 2.94 8.12 4.00
5.16
含湿量 d'(g/kg) 0.58 4.34 0.58 0.58 4.00 d-d' (g/kg) 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00
5.48
焓 i(kJ/kg) -10.64 34.61 5.80 12.23 湿球温度下饱和 含湿量 ds(g/kg) 1.12 8.90 3.09 4.24 含湿量 d'(g/kg) 0.58 4.91 0.58 4.24 d-d' (g/kg) 0.00 0.00 0.00 0.00
饱和水蒸气分压力 Pb(Pa) 209 2645 832 686