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会所游泳馆暖通空调设计探讨摘要：本文介绍了北京地区某会所游泳馆的暖通空调系统设计，并简单地叙述了会所游泳馆类建筑的特点，对防结露问题进行了探讨。
设计的主要内容有：暖通空调系统形式的选择、会所游泳馆的空调负荷计算、设备的选型及气流组织方式的选择。
关键词：除湿热泵空调负荷计算防结露1 工程概况本文所介绍的游泳馆坐落于北京，共三层，地上两层，游泳池设于地下一层，泳池南侧外围护结构采用大面积落地窗，窗外毗邻下沉广场。
空调机房位于地下一层，冷热源由除湿热泵机组提供，冬季辅助热源为小区锅炉房。
泳池池厅面积为705m2，层高7.3m，内设25×10m四泳道练习池及65m2戏水池各一座，池水面积315m2，池水体积440m3，池边面积250m2。
2 会所游泳馆的特点会所游泳馆的服务对象主要以小区居民为主，不设观众席，池厅内水面所占面积较大，在空调系统设计上需要注意如下几点：1）其热湿负荷较大，在寒冷季节，还需防止围护结构表面结露的问题；2）其服务对象中以老人与儿童居多，池水设计温度也会相应提高。
本工程设定为28℃，相对湿度为70%；3）国内泳池一般采用氯化物消毒，很少采用臭氧消毒，泳池水面蒸发出来的含氯水汽，对建筑结构、金属风管、设备等具有腐蚀性；4）由于游泳馆的排风量很大，池水也需定期更换，再加上淋浴以及池水加热等，这些耗热量是很大的。
因此，必须应用各种方法对这些能量进行回收和利用。
3 游泳馆空调系统形式本工程采用了除湿热泵空调系统，其工作原理如下：除湿热泵空调机组的风机从游泳池室内抽入温暖潮湿的空气，空气流经蒸发器盘管，将热能传递给制冷剂。
这种能量交换可使空气温度降至其露点温度以下，在蒸发器盘管上结露，形成的凝结水流入设备的盛液盘中。
低温液态制冷剂流经蒸发器之后变为低温低压的气态制冷剂，然后进入设备的压缩机，经压缩变为高温高压气体。
在进入压缩机期间，制冷剂吸收了压缩机的能量。
之后，这种高温气态制冷剂可以流经空气再热盘管、池水冷凝器或者风冷式冷凝器。
XX市游泳馆暖通空调设计工程概况本游泳馆总建筑面积为12231m2，总座席1175座，地下一层，地上三层，主体高度为26.30m。
其中地下层主要布置设备用房、训练房及器材库等；地上层主要设置泳池、比赛大厅、观众席、观众休息厅及裁判室、运动员检录处、药检室、医务室、会议室、接待室、新闻中心等辅助用房。
空调系统设计1、观众区采用座椅送风口送风，将热湿处理后的空气直接送至观众身旁，在背向观众席的上方布置回风口，实现下送上回的气流组织方式。
这样做可以充分的保证观众区空气的新鲜度、舒适度，同时该区域空调系统可以不承担其屋面及灯光的冷负荷，从而有效地节约能源。
观众区东、西看台各采用一套独立的空调系统，可根据需要单独或联合运行。
过度季节可用作补风系统，与屋顶排风系统配合实现全新风运行。
2、池区由于水处理的原因，水面有氯气挥发物，为保证该区域的空气品质，本区域设计了两套全新风空调系统，上送风，下排风，实现上送下排的气流组织方式。
两条主送风道与泳池的长边平行，分别在两侧池岸正上方的屋架下安装，每条送风道均设置两排送风口，其中一排采用圆环型风口，垂直向下送风，在池区与观众区之间形成一垂直风幕，在向池区提供冷热源的同时阻挡池区的热湿空气向观众区飘移。
另一排送风口采用角度可调的圆形喷口，斜向泳池中央送风，在泳池上部形成一水平风幕，可阻挡或减缓池区湿热空气的上升，有利于维持池区的正常温度及减少能量损失。
排风口布置在池岸边溢水槽的侧壁上，在地下层布置风道、风机，将含有微量氯气的湿热空气集中排至室外，该排风系统设有全热空气换热器，可以回收排风中的大部分能量，并传递给空调机组的进风，从而节省大量的能源。
3、其余辅助用房采用风机盘管加新风系统，在地上一层设计了两台新风换气机，用以置换通风，同时回收排风能量。
采暖系统设计在泳池四周池岸的垫层中设置低温热水地板辐射采暖系统，与池区的空调系统共同维持池区的室温。
该采暖系统不仅可以维持池区5℃的值班温度，还可以消除冬季地面冷辐射对运动员的伤害。
《小型游泳馆的暖通空调系统的节能设计研究》一、引言随着社会的发展与技术的进步，对于能源的高效利用与环保的要求越来越严格。
其中，公共建筑中的暖通空调系统由于其巨大的能源消耗成为关注的焦点。
而小型游泳馆作为公共建筑的一部分，其暖通空调系统的节能设计更是具有深远的意义。
本文旨在探讨小型游泳馆的暖通空调系统的节能设计，通过分析现有技术及策略，提出优化方案，以实现节能减排的目标。
二、小型游泳馆暖通空调系统的现状与挑战小型游泳馆由于其特殊性，如湿度大、温度要求严格等，对暖通空调系统提出了较高的要求。
传统的暖通空调系统在满足这些要求的同时，往往伴随着高能耗的问题。
因此，如何实现节能减排，提高系统的能效比，成为当前小型游泳馆暖通空调系统面临的主要挑战。
三、节能设计的技术手段与策略（一）合理设计空调系统布局合理的设计布局是提高系统能效比的基础。
应根据游泳馆的具体空间布局和使用频率进行设计，使送风、回风等过程更为高效。
（二）采用高效节能的制冷技术选择高效的制冷设备，如采用变频技术、热回收技术等，能够根据实际需求调节制冷量，避免能源的浪费。
（三）利用可再生能源利用太阳能、地热能等可再生能源作为辅助能源，减少对传统能源的依赖，同时也能降低能耗。
（四）智能控制系统的应用通过智能控制系统对暖通空调系统进行实时监控和调节，根据实际需求自动调节系统运行参数，实现节能降耗。
（五）优化湿度控制策略针对游泳馆湿度大的特点，采用合适的湿度控制策略，如使用吸湿除湿设备等，保持湿度的稳定同时减少能耗。
四、实例分析以某小型游泳馆为例，通过对其实施节能减排技术改造后，我们来进行实例分析。
四、实例分析——以某小型游泳馆为例某小型游泳馆位于城市中心地带，由于其特殊的用途和湿度大、温度要求严格等特性，对暖通空调系统的要求极高。
为了满足这些要求并实现节能减排，该游泳馆进行了以下节能设计和技术改造：（一）合理设计空调系统布局根据游泳馆的具体空间布局和使用频率，设计师们进行了精细的布局设计。
室内游泳馆通风空调设计游泳馆室内设计参数对于新建室内游泳池设计参数取值的建议：以往，国内酒店的室内游泳池的设计水温（即泳池水表面温度）大多采用27℃，冬季室内干球温度通常定为29℃。
我们在调研过程中发现，即使在水温为29℃，空气温度为29℃，相对湿度为78%的休闲型的室内游泳馆中，在馆内游泳的四位年青人出水后都有冷感；而在一个室内干球温度31℃、相对湿度60%的SPA的浴池大厅内调研时，受访者无论长幼均无不适的冷感或闷热感。
如今，已经有一些有经验的酒店管理公司提出，酒店中的休闲型的室内游泳池的水温宜提高到30~32℃，其室温应为31~33℃；此前，上海金茂大厦凯悦酒店的室内游泳馆在其设计和运行中，均已将游泳馆池厅的室温提高到31℃。
因此，在具体的工程设计中室内游泳馆池厅的温度以及池水温度究竟如何取值，应事先与建设方或管理公司充分沟通后确定。
相关的检测资料表明，当环境的相对湿度在40%~60%的范围内时，空气中可检出的细菌、病毒和微生物数量极少，有的几乎为零；但过低的相对湿度会加速水分的蒸发，造成从泳池中出来的人会因体表水迅速蒸发出现不适的冷感，故笔者建议室内游泳馆池厅内的设计相对湿度宜控制在50%~60%的范围以内。
（注：本篇来源于互联网，作者不详，特此说明）。
围护结构的传热系数冬季，为防止室内游泳馆围护结构内表面结露，应在设计工况下保持围护结构内表面温度比室内空气的露点温度高2.8℃。
于是，根据已经确定的室内、外计算温湿度可按下式初算出防止围护结构内表面结露所需传热系数K f：（1）式中K f——围护结构防止内表面结露的最大传热系数，W/（m2·℃）；α——围护结构内表面换热系数，计算时可取8.7W/（m2·℃）t n——室内干球温度，℃；t w——冬季室外空气调节计算干球温度，℃；t nb——冬季围护结构内表面温度，即等于室内空气的露点温度加2.8℃。
在围护结构传热系数的防表面结露的校核计算时，有一点应引起注意，室内设计参数表所列出的池厅冬季的温、湿度，通常是根据一般规定或标准作出的选用值，并非设计工况下的确切计算值。
北京八达岭游泳池调温除湿空调方案项目名称：北京八达岭室内泳池项目内容：调温除湿空调工程项目负责人：联系电话：联系单位：常州爱斯特空调设备有限公司一、设计要求及依据：一、项目描述及要求本项目位于北京。
北京年平均气温℃左右，夏日温暖，冬季严寒干燥。
该室内游泳池面积218平方米，水体积327立方米，设计水温为27℃，另外儿童深水池26平方米，儿童浅水池10平方米，设计水温30℃。
馆内空气温度为28℃，相对湿度为65%.此游泳池，开放时刻需要对室内空气除湿，保证室内空气质量，爱惜人的健康，没有冷凝水破坏装饰，损坏建筑物等，同时要求游泳场馆设备平安靠得住、高效经济、操作简便，运行靠得住，运行费用低。
值得注意的是，只要将游泳池室内的空气温度维持得高于池水温度，就可降低池水的蒸发速度。
若是放任气温下降得低于池水温度，那么就会大大增加蒸发损耗及维持需要的室内状态所需要的能源。
二、设计依据及原那么：甲方提供的相关图纸资料《游泳池和水上游乐池给排水设计规程》（CECS14：02）《建筑给水排水设计标准》（GB50015-2003）《人工游泳池水质卫生标准》（GB9667-1996）《采暖通风与空气调剂设计标准》（GB50019-2003）《通风与空调工程施工及验收标准》（GB50243-2001）《水泵隔振技术标准》（CECS59-1994）《紧缩机，风机，泵安装工程施工及验收标准》（GB 50275--1998）二、关于室内游泳池空间、池水除湿加热恒温系统：一、一样室内泳池工程中容易存在的问题:关于室内泳池，日常能源消耗主若是空调和池水加热制冷所消耗的费用，因此选择适合的空调和池水加热系统超级重要。
针关于泳池区空调和水加热部份的设计建设，一样一般项目往往存在能源费用高、冬季玻璃起雾结露、装饰被侵蚀、氯味充满遍地等等情形，下面咱们将存在的问题一一剖析：(1)、设计系统是单独分散的一样设计是暖通专业负责区域空调设计，能知足夏天制冷、冬季制热的要求。
目录前言第一章概述第一节游泳馆的简单介绍第二节暖通空调设计在游泳馆设计中的重要性第三节室内设计参数第二章游泳馆的建筑热工第一节建筑热工的重要性第二节防结露的主要措施第三节校核计算第三章空调通风的相关计算第一节空调冷负荷的计算第二节空调湿负荷的计算第三节通风量的确定第四章气流组织第一节无看台的游泳馆的气流组织第二节有看台的游泳馆的气流组织第五章采暖在游泳馆中的应用第一节全面采暖第二节局部采暖第六章节能措施第七章深圳游泳馆的空调设计与现场检测结果第一节深圳游泳馆的空调设计第二节深圳游泳馆的现场检测结果前言随着国民经济的蓬勃发展，人民生活水平不断提高，游泳已成为受广大人民群众所喜爱的健身方式。
近些年来，在全国各地兴建了大量的或用于比赛或用于群众娱乐的游泳场馆。
2008 年的奥运会将在北京举行的消息，无疑对中国的体育事业是一个强力的推动，同时对于体育场馆的建设亦提出了更高的要求。
游泳馆在众多体育建筑中就暖通专业而言是有一定难度的设计项目。
笔者将结合深圳游泳馆的设计和测试，参考国内外的论文、资料和工程调查情况，力求全面系统地分析游泳馆的暖通设计，为广大设计人员提供参考。
第一章概述第一节游泳馆的简单介绍一．游泳馆的主要特点1．游泳馆室内始终处于高温高湿的环境下。
普通舒适性空调的室内空气含湿量在11g/kg 左右，而游泳馆室内空气含湿量则处在16g/kg 以上。
同时，水池和池边有大量的水蒸汽蒸发到室内空气中，带入了大量的余热余湿，致使排除余热余湿的空气量比普通的舒适性空调大，能耗高。
为了防止结露现象的产生，对于围护结构提出了更高的要求。
2．游泳池水处理无论采用何种方式，都含有氯的成分。
氯气随水蒸汽的蒸发散发到室内，当含量超过 1PPM时，将危害人体。
氯气与水蒸汽结合形成的酸性气体，将对馆内的金属构件产生严重的腐蚀。
所以，要通过通风来控制其浓度，并作好防腐处理。
3．无论是娱乐性还是比赛性场馆，对气流组织的要求都是很有讲究的。
某体育类游泳馆的空调设计本文主要介绍了游泳馆空调系统的设计情况，比赛大厅、训练大厅、观众区采用分开设置的全空气空调系统。
比赛大厅池边区域、训练大厅池边区域、部分更衣室设置地板辐射热水采暖，并对游泳池冷负荷以及通风量的计算作简单说明。
最后结合本工程，提出对游泳馆暖通设计中出现的防结露措施。
标签：游泳馆;全空气空调系统;防结露随着国民经济的持续发展，人民生活水平的不断提高，游泳已经成为广大人民群众所喜爱的健身方式。
近年来，在全国各地兴建了大量用于比赛或群众娱乐的游泳场馆。
为此，游泳馆暖通空调设计越来越普遍。
而对于游泳馆，由于常年处于高温高湿的环境，暖通空调设计尤其重要，在设计中主要控制以下几点：1）确保池区的温湿度来满足运动员的舒适度。
2）游泳馆常年处于高温高湿环境，需用有效的措施来达到防结露要求。
3）对观众区设独立空调系统来满足观众区的舒适度。
1、工程概况本游泳馆位于江苏省盐城市，建筑面积26849.54m2，建筑高度24m，属乙级体育建筑，可举办省级和单项全国比赛。
场馆内设置50m×25m的比赛池、25m×25m的跳水池、45m×15m的训练池各一个。
整栋建筑夏季供冷，冬季供热。
夏季，能源中心提供供、回水温度为6℃/13℃的空调冷冻水;冬季，能源中心提供蒸汽，蒸汽温度150℃、压力0.6MPa，经汽-水换热器后供给空调系统60℃/50℃的空调热水，供池区空调及地板采暖系统。
2、空调通风设计2.1室内空气设计参数确定2.1.1干球温度因游泳馆的特殊性，若空气温度低于池水水温，池水表面蒸发加剧，能量消耗大，运动员出水面后寒冷感越强，因此空气温度必须比池水水温高，但如果一味的提高空气温度，对舒适性以及能耗都很不利，根据有关文献数据，空气温度比池水水温高1～2℃为宜。
2.1.2相对湿度对于游泳者，出水面后如果相对湿度低，身体表面的水蒸发快，寒冷感就越强。
反之如果相对湿度高，结露的可能性越高，对结构的腐蚀越严重。
北京地区游泳馆暖通空调设计要点及计算实例张锡虎1 室内外设计参数※ tn＝28℃(池水温度26℃)ψn ＝70％, iN＝16.8kcal/kg, dN＝16.6g/kg, tD＝22℃ψn ＝80％, iN＝18.3kcal/kg, dN＝19.1g/kg, tD＝24.5℃注： t n 室内空气干球温度ψn 室内空气相对湿度iN室内空气焓值dN室内空气绝对含湿量tD室内空气露点温度※北京地区夏季的室外空气设计参数为:tW ＝33.2℃, tWS＝26.4℃, iN＝19.4kcal/kg, dW＝18.7g/kg※北京地区冬季的室外空气设计参数为:tW ＝－12℃, ψ＝45％, iW＝－2.7kcal/kg, dW＝0.4g/kg2 热湿负荷特点2.1 散湿量(1)人体(2)池水蒸发, 取决于池水与空气的水蒸汽分压力差。
当池水温度26℃※ tn＝28℃, ψ＝70％, 池水蒸发量为0.144kg/h·m2※ tn＝28℃, ψ＝80％, 池水蒸发量为0.071kg/h·m2当相对湿度ψ＝70％不变，而室温下降时，池水蒸发量将增加为：※ tn＝26℃, w＝0.206kg/h·m2；※ tn＝24℃, w＝0.258kg/h·m2；※ tn＝22℃, w＝0.308kg/h·m2；※ tn＝20℃, w＝0.352kg/h·m2。
(3)湿地面(单位面积散湿量可近似按池水面散湿量的1/3计算)2.2 散热量(1)人体与照明(2)池水蒸发带入的潜热量, 湿地面蒸发是将空气的显热转化潜热, 故不计散热量。
(3)围护结构热量, 夏为正值、冬为负值。
2.3 热湿比、空调房间的空气过程与空气处理过程。
3 夏季对空调通风系统的要求夏季空调要紧是为解决室温过高（除非围护结构热量很大才有此现象）与供给新风。
空气处理为减焓除湿过程, 需再热(等湿加热), 再热量可按两种标准:(1)相对湿度要求严格时, 按室内过程线要求。
(2)加热至高于室内空气露点温度1℃, 以防送风气流“起雾”。
再热可利用池水加热的热源, 或者利用制冷机的冷凝热。
设置再热加热器, 还可用作提早或者延后供暖的加热。
4 冬季对空调通风系统的要求冬季空调要紧是为保证室温、操纵相对湿度与供给新风。
(1) 北京地区冬季室外空气与室内回风的混合过程线, i─d图上在ψ＝100％线下列, 通常应预热后再混合, 但较小规模的系统也可简化为不经预热。
其混合点应在混合后焓值与ψ＝100％的交点, 混合过程有水份凝聚, 凝聚水量为混合后计算含湿量与混合点的湿差, 此凝聚水量可近似看作在加热过程中又蒸发回到空气中, 因此加热过程线的画法, 可将等湿线修正近似为增焓加湿过程线, 仍回到混合后的含湿量。
(2) 按最小新风量校核除湿量。
即按照除湿要求确定冬季运行的最小新风量。
(3) 补充散热器采暖系统供暖量的不足。
5 过渡季对空调通风系统的要求过渡季的空调要紧是为操纵相对湿度与供给新风, 宜加大新风量或者使用全新风。
因此, 宜使用双风机空调器。
6 设置散热器或者地板辐射供暖的必要性北京地区的游泳池（馆）应设置散热器或者地板辐射供暖系统, 其供热量应尽量大于围护结构失热量, 以保证空调系统停止运行时的室温, 以抑制池水蒸发与围护结构结露。
地板辐射供暖还能够提高围护结构的内表面温度，缓解结露现象。
散热器采暖系统或者地板辐射供暖的供热量, 可视为空调负荷的得热量。
7 游泳池与其他区域的“相对静压程度”为防止游泳池（馆）周边房间的潮湿与结露, 游泳池区对其他区域应保持适度负压, 即机械排风量应大于最大新风量。
机械排风设备并宜使用可根据保证“相对静压程度”变风量的技术措施。
8 关于使用直流式空调系统问题有些资料提出游泳池（馆）应使用无回风的直流式空调系统，其要紧根据是当池水使用加氯消毒时，空气含氯量较高，使用回风循环会加速空调系统的腐蚀。
应该如此看待上述观念？(1)据调查，当池水使用臭氧消毒，或者即使使用加氯消毒，当空调通风系统合理配置与正常运行，且池水的余氯浓度合理操纵时，室内空气的含氯量，不致造成空调系统的腐蚀。
(2) 游泳池空调所需最小新风量，要紧是为满足降低室内湿度，通常应按照冬季的湿平衡确定。
在冬季，当散热器或者其它采暖设备提供的热量，如不足采暖设计负荷，而需要用空调系统补足时，如仅对新风、而不对室内空气进行循环加热，室温难以确保。
在冬季运行过程中，随室外空气的焓与含湿量的逐步升高，应按湿平衡逐步增大新风量。
规模不大、有较好自然通风条件、冬季使用散热器或者地板辐射等采暖方式能确保室温的游泳池（馆），也可使用对室外空气加热后送入室内作为排风的补偿，类似于直流式，但很难解决逐步增大新风量的要求。
常可遇到散热器或者地板辐射供暖的供热量不能满足采暖负荷，需要用空调通风系统加以补足。
在这种情况下，如仅对新风、而不对室内空气进行循环加热，即所谓“直流式”热风送风方式，室温是难以确保的，某训练中心游泳池的实例就可说明。
在夏季，室外与室内空气的焓与含湿量基本相同，通常对空调的要求不高，当需要严格保证室温与操纵相对湿度时，如仅对新风、而不对室内空气进行循环减焓除湿处理，室内设计参数也难以达到。
在过渡季，为操纵室内空气相对湿度，最好不使用人工冷源而尽量利用增大新风量的办法。
由于室外与室内空气的湿差不大，因此需用较大风量。
无回风的直流式空调系统，不能达到过渡季操纵室内空气相对湿度所需新风量。
较为合理的方法，是使用双风机的全空气系统。
可根据室外空气参数的变化，优化选择①全新风、②不一致新风比、直到③最小新风比的运行模式。
附：某水上游乐中心的设计计算1 工程概况北京地区某“蓝海洋热带景区”, 总建筑面积约80000m2, 是一座大型室内水上娱乐宫, 设有多项大型娱乐项目、休闲设施与生活服务设施。
该工程以自地下一层起始的高大空间为要紧活动区域, 该空间长136m、宽72m,从水面至屋顶的高度接近30m, 扣除两座人造山体后的空间总体积约280000m3, 并与首层与二层的环廊空间相通。
屋顶大部为透光性较好的膜结构, 面积为6144 m2, 超过屋顶总面积的60％。
高大空间内人工“海洋水体”等的水面积约5500 m2, 水容积约6300 m3, 水温要求不低于26℃（与游泳池的标准水温相同）, 设有漂漂河、海盗船、密林探险等项目与造浪、瀑布与沙摊等景观, 散湿量较大。
本工程暖通空调设计方面, 有下列一些难点:(1) 无区域冷热源条件, 需自身设置燃气的冷热源, 除设置直燃汲取式冷温水机组供给空调冷源外, 还需设置供给空调、采暖、生活热水与池水加热所需的热源, 但受消防设计规范的制约, 只能设置单台蒸发量不大于2t/h、总蒸发量不大于6t/h的燃气锅炉, 其余所需热量只能使用直燃汲取式冷温水机组与另行设置直燃汲取式冷温水机组的高发部分(即所谓“真空锅炉”)。
（2) 高大空间的热环境问题，特别是冬季人员活动区域的温度场分布问题与全年的环境湿度问题, 无同类性质工程的成功实践经验可供借鉴。
2 屋顶膜结构的热工计算2.1 计算根据2.1.1 《民用建筑热工设计规范》(GB50176-93)2.1.2 满足冬季膜结构内表面不结露2.1.3 冬季室外计算温度, 按围护结构Ⅳ型 D≤1.5, tW＝－16℃2.1.4 外表面换热系数取: αW＝23 W/( m2.K)内表面换热系数取: αN＝8.7W/( m2·K)2.1.5 室内空气计算参数tN ＝28℃,ψ＝80％, 此状态的露点温度为: tD＝24.5℃2.2 传热系数最大值按内表面温度高于室内空气露点温度1℃(即t D ＝25.5℃)计算, 屋顶膜结构传热系数的最大值应为:()()()()K m W t t t K w n n n •=----=-=-2max /4943.016285.25287.8θα2.3 有待落实的问题2.3.1 屋顶膜结构由台湾厂商供应, 据称已在加拿大冬季室外气温更低地区工程中成功应用过, 但使用详情不知。
2.3.2 根据以上热工计算, 在供货商提供的资料中选择了其中的一种构造, 但并未得到供货商的确认与确切试验数据的反馈。
2.3.3 供货商未提供任何有关膜结构的日射得热性能资料。
3 海洋水体大空间空调设计方案的论证3.1 全年室内设计参数当池水温度26℃时:t N ＝28℃, ψ＝70％, 水面蒸发量为 0.144 kg/h ·m 2t N ＝28℃, ψ＝80％, 水面蒸发量为 0.071 kg/h ·m 2为减少水面蒸发量, 全年室内设计参数取:t N ＝28℃, ψ＝80％,此状态的各项参数为i N ＝18.3kcal/kg, d N ＝19.1g/kg, t D ＝24.5℃3.2 室外空气设计参数夏季的室外空气设计参数为:t W ＝33.2℃, t WS ＝26.4℃,I W ＝19.4kcal/kg, d W ＝18.7g/kg冬季的室外空气设计参数为:t W ＝－12℃, ψ＝45％,I W ＝－2.7kcal/kg, d W ＝0.4g/kg3.3 热湿负荷3.3.1 夏季3.3.1.1 得热量围护结构传热得热量最大值 320000 kcal/h屋盖日射得热量最大值 320000 kcal/h人体散热量 300000 kcal/h(按4000人的60％即2400人)灯光散热量 300000 kcal/h水面蒸发带入的潜热量 550000 kcal/h以上各项相加总得热量 1790000 kcal/h3.3.1.2 空调冷负荷考虑高大空间分层空调因素, 按总得热量的70％确定空调冷负荷: 1790000×70％＝1253000 kcal/h3.3.1.3 湿负荷水面蒸发 946 kg/h人体散湿量 331 kg/h以上两项相加总得湿量 1277 kg/h3.3.1.4 夏季空调室内空气过程的热湿比为: kg kcal /98012771253000≅=ε 考虑到冷负荷为最大值, 在大部分时间会低于此值, 而湿负荷较为稳固, 为有效操纵湿度, 留出足够的再热量, 冷负荷如按80％取值, 则ε≌ 780kcal/kg 。
3.3.2 冬季3.3.2.1 得热量围护结构传热失热量最大值 2000000 kcal/h (已考虑高度与间歇供热因素)水面蒸发带入的潜热量 440000 kcal/h (按夏季的80％计)散热器、地板辐射采暖与顶挂金属辐射板采暖供热量 800000 kcal/h(按80％计)以上各项相加总失热量(热负荷) -760000 kcal/h3.3.2.2 得湿量(同夏季)水面蒸发 946 kg/h 人体散湿量 331 kg/h 以上两项相加总得湿量 1277 kg/h3.3.2.3 冬季空调室内空气过程的热湿比为: kg kcal /6001277760000-≅-=ε 3.4 按夏季空调要求确定送风量及送风参数3.4.1 送风参数根据夏季空调室内空气过程的热湿比与送风温度不低于室内空气露点温度的原则, 送风参数确定为: t ＝25℃, ψ＝80％, i ＝15.7kcal/kg, d ＝16g/kg3.4.2 送风量()h m G /4000007.153.182.112530003≅-= 3.4.3 除湿量上述风量与送风参数可除湿量为:()h kg W /1440100016192.1400000=-⨯⨯= 3.4.4 最小新风量与新风比最小新风量按4000人, 每人15m 3/h 计, 为60000 m 3/h新风比为 60000/400000＝15％3.5 夏季空调空气处理过程3.5.1 室内空气与室外空气的混合点参数为:t ＝28.8℃, i ＝18.5kcal/kg3.5.2 经表冷器减焓去湿至下列状态点:t ＝23.2℃, ψ＝90％, i ＝15.2kcal/kg机器冷量为: Q ＝400000×1.2×(18.5－15.2) ＝ 1584000 kcal/h3.5.3 经再热器等湿加热至下列状态点:t ＝25℃(高于室内空气露点温度0.5℃), i ＝15.7kcal/kg再热量为: Q ＝400000×1.2×(15.7－15.2) ＝ 240000 kcal/h3.6 冬季空调过程校核3.6.1 按夏季送风量与冬季热负荷, 确定送风焓差为: kg kcal i /9.12.1400000760000=⨯=∆ 3.6.2 冬季送风状态点焓值应为:i ＝ 1.9＋18.3 ＝ 20.2 kcal/kg3.6.3 根据除湿量要求, 冬季送风状态点的含湿量仍不应大于16g/kg, 故冬季送风状态点参数确定为:i＝20.2kcal/kg, d＝16g/kg, t＝42℃3.6.4 冬季室内空气与室外空气的混合点参数为:i＝0.85×18.3＋0.15×(－2.7)＝15.1kcal/kg,ψ接近100％, t＝22℃,d＝16.2g/kg3.6.5 经加热器等湿加热至送风状态点的耗热量为:Q＝400000×1.2×(20.2－15.1)＝2448000 kcal/h3.7 过渡季空调过程除湿作用校核3.7.1 根据节能的原则, 应尽量缩短使用人工制冷空气处理减焓去湿的周期, 当室外空气的含湿量较低时, 应尽量利用增大新风量的除湿作用。
