时间：2022-08-17 00:47:56
关键词：湿热地区；毛细管；地板供冷；室内温度；供冷量；结露
中图分类号：TU831.3文献标志码：A文章编号：16744764（2017）01000106
收稿日期：20160825
基金项目：国家重点研发计划项目（2016YFC0700301、2016YFC0700303）
作者简介：刘猛（1979），男，教授，博士生导师，主要从事绿色建筑技术、建筑节能研究，（Email）。
Received：20160825
Foundation item：China National Key R & D Program （No.2016YFC0700301， 2016YFC0700303）
Author brief：Liu Meng（1979）， professor， doctoral supervisor， main research interests： green building and energy efficiency， （Email） .Experimental analysis of terminal performance for floor
cooling with capillary tubes in hothumid area
Liu Meng， Wang Xudi
（Key Laboratory of the Three Gorges Reservoir Region’s EcoEnvironment， Ministry of Education；
National Centre for International Research of Lowcarbon and Green Buildings，Ministry of Science &
Technology， Chongqing University， Chongqing 400045， P. R. China）
Abstract：Indoor temperature， cooling capacity and condensation characteristic of capillary tubes for floor cooling were specially investigated with 20 ℃，18 ℃，16 ℃ inlet water temperature. Experiment was carried out in a bedroom in Chongqing in sunny， cloudy and overcast weather condition. The results showed that the highest indoor temperature was 27.6 ℃， the maximum cooling capacity were 23 W/m2，33 W/m2，32 W/m2 respectively. Adverse condition of condensation was happened between 10：30 to 14：50， among which 80% area started condense from 11：00 to 13：00. Indoor air eddy area was very easy to be condensed. The dehumidifier could reduce condensation dramatically with 18 ℃ inlet water， but eddy area was still condensed with 16 ℃ inlet water， The condensation area was related to indoor air distribution， the capillary tubes should be installed avoid air eddy area.
Keywords：hothumid area；capillary tubes；floor cooling；cooling capacity；condensation
毛细管辐射供冷具有较高的舒适性及节能性能，然而，在湿热地区应用受到很大限制，主要原因是空气湿度较大，壁面的露点温度较高，壁面容易结露进而供冷量受到很大限制。供水温度对供冷量有重大影响，辐射板与热源表面直接换热，供水温度可提高到16 ℃以上[1]。天津火车站采用地板供冷，地板温度在23 ℃状况下的供冷量为30 W/m2[2]。实测供水温度16 ℃时，金属板及石膏板的最大供冷量分别为48、60 W/m2[3]。供冷量是否足够，室温是一个表征量。有实验表明，当辐射地板供冷供水温度高于12 ℃时，室内温度维持在24.6～26.5 ℃[4]；辐射吊顶表面温度为22 ℃时，房间温度为24 ℃[5]。
地板温度分布不均匀及房间气流组织的影响，导致局部区域存在结露风险。因此，辐射板空气边界层露点温度对结露有重要影响[6]，且对房间密封性有一定要求[7]。沈阳夏季新风送风温度18 ℃、含湿量12.1 g/kg即可减小室内相对湿度[8]。在热湿地区采用转轮除湿机加辐射吊顶的空调方式，在转轮除湿机除湿量0.89～2.673 kg/h、供水温度6～10 ℃时，吊顶表面温度为14～18 ℃，在相对湿度小于70%时，或表面18～20℃时吊顶表面不会结露[910]。地板温度降低到露点温度时，并不会马上结露，有一定过冷度[11]。通常辐射板除了地板外还有高性能混凝土冷墙[12]、冷梁[13]、天花板[14]等，但冷吊顶比冷地板更易结露，冷吊顶的凝结速率为冷地板的3.5倍、冷墙壁的1.25倍[15]。
对湿热地区毛细管地板供冷的测试分析有助于形成该技术在湿热地区推广应用的方法，因此，笔者采取实测分析方法，探讨湿热地区毛细管地板供冷在不同供水温度下能维持的室内温度大小、达到的供冷量状况及结露特征。
1测试平台介绍
1.1测点布置
选择重庆某住宅卧室，实验测点包括空间温湿度测点、地板温度测点、围护结构表面温度测点，所有参数均按照《民用建筑室内热湿环境评价标准》（GB/T 50785―2012）基本参数测量方法进行。空间测点包括竖向0.6、1.1、1.7 m温湿度测点各3组，按房间对角点分布。距地0.1 m温湿度测点7个。距地1.1 m黑球温度3组，按房间对角点分布。依据地板大小及标准布置7个地板测点（F1F7）。依据标准在北窗布置1个温度测点，北门布置1个温度测点，内墙N1、N2各布置1个测点，东墙依对角线布置3个测点，西墙依对角线布置2个测点，南向推拉门上布置1个测点，南墙布置1个测点，屋顶依对角线布置3个测点。
1.2测试仪器
仪器精度及测量范围均按照《民用建筑室内热湿环境评价标准》（GB/T 50785―2012）测试仪器精度要求选用，
1.3测试方案
测试主要从不同供水温度、不同室外天气状况及是否除湿几个因素分析供冷性能。选择冷水供水温度为20、18、16 ℃。按照湿热地区夏季室外特点将室外天气分为晴天、多云天、阴（雨）天。测试期间供水温度及室外条件见表2，所有数据均来源于实测。
表2实测工况列表
Table 2List of field study condition供水
温度/℃日期室外天气供冷期室外温度/℃最高最低平均供冷期室外
相对湿度/%是否
除湿2018167月18日晴32.827.631.160否7月17日多云31.625.829.568否7月21日阴（雨）28.826.727.686否7月29日晴33.228.231.360否7月28日多云32.326.430.065否8月5日阴（雨）30.022.026.276否7月30日晴34.327.731.957是8月30日多云30.825.428.668是8月29日阴（雨）28.525.026.282是8月6日晴32.926.930.360否9月3日阴（雨）32.025.729.768否7月19日多云30.725.428.874否8月13日晴33.627.431.572是7月31日多云32.127.329.761是9月1日阴（雨）30.525.628.172是
2室温及供冷量
毛细管地板供冷量的计算方法依据《辐射供暖供冷技术规程》（JGJ 142―2012）的规定，辐射面传热量的计算q=qf+qd（1）其中qf=5×10-8[（tpj+273）4-（tfj+273）4]（2）式中：q为辐射面单位面积传热量，W/m2；qf为辐射面单位面积辐射传热量，W/m2；qd为辐射面单位面积对流传热量，W/m2；tpj为辐射面表面平均温度，℃；tfj为室内非加热表面的面积加权平均温度，℃；tn为室内空气温度，℃。qd=0.87（tpj-tn）1.25（3）式中：tn为室内空气温度，℃。
采用式（1）～（3）即可计算供冷量大小。图1～3分别为20、18、16 ℃供水条件下的供冷量和室温对比，无论室外何种天气，运行期间地板供冷量可分为3个阶段：第1阶段（开机后40～60 min）供冷量无明显变化，20、18、16 ℃在该阶段的持续时间为40～60 min，供冷量为5～10 W/m2之间。20 ℃供水条件下，室温为25～26.8 ℃；18 ℃供水时室温为24.8～26 ℃；16 ℃供水时室温为25～25.8 ℃。第2阶段（上一阶段后持续2～3 h），供水20 ℃供冷量可增长到17 W/m2，室内温度最高为26.5 ℃；供水18 ℃及16 ℃时供冷量可增长到25 W/m2，室内温度最高分别为27.6、26.9 ℃；第3阶段（上一阶段到关机）供冷量达到最大，供水温度为20、18、16 ℃时最大供冷能力23、33、33 W/m2，室温在该阶段达到最大且稳定，供水20、18、16 ℃时维持的室温最高分别为26.8、27.6、26.9 ℃。
图1供水温度为20 ℃时的供冷量
Fig. 1Cooling capacity of 20 ℃ inlet waterD4所示为特征温差与供冷量之间地板供冷性能曲线，其中，最大供冷性能曲线为Q=3.406 2Δt+1.192 8式中：Q为地板单位面积供冷量；Δt为地板特征温差。
图2供水温度为18 ℃时的供冷量
Fig.2Cooling capacity of 18 ℃ inlet water图3供水温度为16 ℃时的供冷量
Fig. 3Cooling capacity of 16 ℃ inlet water供冷能力曲线显示，当供水温度为20～22 ℃时，最大供冷量为16.9～22 W/m2；供水温度为18～20 ℃时，最大供冷量为22～29 W/m2；供水温度为16～18 ℃时，最大供冷量为30～41 W/m2。图4毛细管网地板供冷性能曲线
Fig. 4Cooling capacity curve of floor
cooling with capillary tubes3结露时空分布特征
将所有工况的结露状况汇总见表3。非除湿工况下，所有供水温度下地板均会结露，结露严重程度各异；除湿工况下供水温度为18 ℃的阴雨天有少量结露，供水温度为16 ℃均会结露。出现结露现象的区域中开始结露时间集中在10：30―14：50之间，其中80%的区域开始结露时间段为11：00―13：00。如图5所示，F1、F2、F3、F6（气流涡旋区）测点在所有结露区域中均会全部或部分出现，且为整个地板中最早出现结露的区域，其他区域开始结露时间均滞后甚至不会出现结露现象。
表3结露特征汇总
Table 3Summery sheet of condensation characteristic供水
温度/℃日期室外天气是否
除湿是否
结露开始结露
时间结露
区域最早结露区域2018167月18日晴否是13：20―14：50全部37月17日多云否是12：20―13：101、2、337月21日阴（雨）否是12：00―12：401、2、3、5、6、71、2、37月29日晴否是13：50―14：102、32、37月28日多云否是11：40―14：201、2、3、5、6、71、2、3、68月5日阴（雨）否是10：30―13：30全部1、2、3、67月30日晴是否8月30日多云是否8月29日阴（雨）是是11：30―13：301、2、61、2、68月6日晴否是12：10―12：301、22、39月3日阴（雨）否是11：00―13：401、2、3、5、6、71、2、3、67月19日多云否是10：50―12：20全部1、2、3、68月13日晴是是11：40―13：501、2、3、5、6、71、2、3、67月31日多云是是12：00―13：001、2、31、2、39月1日阴（雨）是是13：20―14：201、21、2
4结露因素分析
对数据分析后发现影响地板结露的因素主要有供水温度、室外天气、室内气流组织、是否进行除湿。
供水温度及室外天气的影响。如表3所示，当室外温度相似，供水温度降低时开始结露的时间也依次提前；同一供水温度下，室外温度降低，地板越早结露，地板温度为20、18、16 ℃时，室外温度每降低1 ℃，结露时间提前0.3、0.2和0.3 h。
气流组织的影响。实验房间朝向见图5，图中箭头表示室内气流流向，实验房间门窗的气密性较差，会形成大约1次/h的自然换气次数，重庆山地夏季风向为东北风，室外空气经门窗渗透进入房间，风速在1 m/s以下，风速较弱风压较小，较小的风压只会保证气流进入房门3～4 m的位置即形成气流涡旋，不会继续深入。因此，可将室外空气经门窗渗透进入房间3～4 m的地板区域确定为气流涡旋区。涡旋区携带室外高温空气且湿量集聚，导致该区域空气露点温度较高，遇到冷地板形成结露的条件，因此测点1、2、3、6（气流涡旋区）区域最早结露。
图5实验房间测点布置及夏季风向
Fig. 5The wind orientation and test
points layout of study room是否除湿的影响。除湿采用开启除湿机的方式，图6和图7分别为供水16 ℃及18 ℃时除湿与非除湿工况对比。图中FHT为非除湿工况室外平均温度，HT为除湿工况室外温度。供水16 ℃，除湿后部分区域开始结露时间延后，阴天测点1、2、3开始结露时间分别延迟0.7、0.9、1.7 h，阴（雨）天测点1、2开始结露的时间分别延迟3.1、2.6 h；除晴天室外超高温天气外，地板部分区域除湿后结露现象消失，如多云天测点5、6、7，阴雨天测点3、4、5、6、7。
供水温度为18 ℃时，多云天除湿和非除湿工况室外温度相同，图中仅显示一种工况下的温度。除湿后只有阴（雨）天测点1、2、6有结露现象，且结露时间较非除湿工况下分别延后2.9、1、1.3 h。
图6供水温度为16 ℃除湿和非除湿工况结露时间地点对比
Fig.6Comparison of condensation in 16 ℃
inlet water condition图7供水温度为18 ℃除湿和非除湿工况结露时间地点对比
Fig.7Comparison of condensation in 18 ℃
inlet water condition5结论
1）供水温度为20 ℃时，最大供冷量为23 W/m2，室温可维持在25～27 ℃之间，最早结露时间为11：40；供水温度为18 ℃时，最大供冷量为33 W/m2，室温可维持在24.4～27.6 ℃之间，最早结露时间为10：30；供水温度为16 ℃时，最大供冷量为33 W/m2，室温可维持在25.1～26.9 ℃之间，最早Y露时间为10：40。所有供水温度下最早结露地点均为气流涡旋区。
2）在同一供水温度下，室外温度越低，地板越早结露；当室外温度相似，供水温度降低时，开始结露的时间也依次提前。所有结露区域最早开始结露的时间集中10：30―14：00之间，其中80%开始结露时间段在11：00―13：00之间。
3）室内气流涡旋区为整个地板最早出现结露的区域，其他区域结露时间均滞后，甚至不会出现结露现象。
4）室外温度过高，即使除湿机除湿也不能改变地板结露。当供水温度较高，为18 ℃时，除湿机除湿能明显改变地板结露现象；当供水温度降低到16 ℃时，除湿机除湿能改变大部分地板结露现象，室内气流涡旋区为除湿工况下的结露区域，结露时间较非除湿延后1 h以上。
5）湿热地区利用毛细管地板供冷方法：若无采取除湿措施，则供水温度不低于20 ℃，若采取可靠除湿措施，则供水温度不低于16 ℃，采用水温控制良好（±1 ℃）的机组，且尽可能利用墙面及吊顶多面供冷；提高围护结构的保温特性及房间的气密性；铺设位置应避开室外热风直接渗入房间的位置，或避开室内气流涡旋区。
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关键词：负荷分析 空调系统 节能措施
Abstract: The daily use of hospital clean operating department is special. To meet the Room temperature and humidity requirements of hospital clean operating department building technical specifications, if use the regular system processing mode, it will be a significant waste of energy. This article describes several examples about design and application of clean operating department’s clean air, which will effectively improve the energy efficiency of clean operating department.
Keyword: Load analysis Air-conditioning system Energy-saving measures
近年来，医院建设迅速发展，各地新建、改建了大量各等级的专科和综合性医院，建成了许多较现代化的洁净手术部。由于洁净手术部的特殊性，这也使得它成为医院典型的高能耗部门。
一、洁净手术部建筑现状
目前新建的洁净手术室基本上是按照《医院洁净手术部建筑技术规范》GB50333-2002设计的，即通常采用双走廊平面布局，的清洁走廊使得手术室不含护结构，洁净手术室和洁净走廊及辅房基本处于建筑物的内区。
二、洁净手术部空调基本负荷分析
对于内区空调负荷来说其设备、照明和人员热负荷常年占绝大部分比例，通常即使在冬季也需要制冷。为了达到《医院洁净手术部建筑技术规范》中的房间温湿度要求，往往采用四管制的空调形式以保证将手术室温湿度控制在规范所规定的区间；对此在夏季通常采用空调箱一次回风的送风形式，即使用低温的冷冻水通过换热盘管将空气进行降温除湿，然后为保证送风温度，再采用再加热的方式。而在冬季，手术室使用前，室内热负荷很小，仍需要进行供热，在正常手术时随着热负荷的增加，空调系统又需要切换到供冷、供热同时存在的工况并配置加湿系统，因此洁净手术室一年四季处于制冷、制热、再加热这种特殊状况。
三、目前手术室常用几种节能措施
（一）变新风系统
洁净手术部净化空调系统采用新风集中处理,，处理后的新风送到各手术室的循环系统，这种净化空调系统的特点是, 各手术室空调自成系统，可避免交叉感染，而且各手术室也可以灵活使用，新风集中控制有利于各手术室正压要求(见图.3)。
在夜间手术室停用时，为保证手术室的洁净度，要维持一定的正压值，这样必须有经处理的新风送入手术室，而送入的新风量与白天正常使用的量往往不一样，这样对新风机来说就存在两个不同的送风量，为降低能耗往往采用风机变频技术加以解决。
夜间维持洁净室正压的新风(风量3-4次换气左右)不通过空调箱，直接经新风机处理后送入洁净室内，此时新风机变频至较小风量，送风压头降低，恰巧此时新风直接送至房间，由于没有了空调箱的阻力，夜间通过定风量阀可以保证气流送至房间，维持房间正压。
（二）百级手术室二次回风系统
洁净室设计中，一次回风系统的再热耗能问题是一直存在的，而在百级手术室中，送风量很大，如果继续采用一次回风系统，大风量的冷热抵消造成的能源浪费是我们不愿意接受的，因此，百级手术室采用二次回风系统，在空调箱表冷却后再与回风混合一次来代替再热，这样可以在满足送风量的前提下，达到节能的目的。
（三）新排风全热交换
新风预处理这一块也在能耗中占很大的比例，像北京、上海、广州这样潜热负荷都占夏季冷负荷80%左右的地区，可以利用全热回收，排风通过热交换器预处理新风达到节能的目的。为防止产生交叉感染，所以这个措施一般适用于级别较低的洁净手术室。
（四）空调水系统和冷热源的优化选择
医院空调系统有其鲜明的特性，由于使用性质的不同，要求也不同，如有的需早期采暖，有的要全年供冷、供热同时存在，有的要24小时全天候工作，有的只要8小时正常工作等，因此在设计系统方案时要充分考虑上述因素。
一般情况下医院都设有蒸汽或热水锅炉，可以通过设置不同换热量和不同出水温度的板式换热器来满足不同使用功能的要求，同样，冷冻水系统亦如此，对手术室空调水系统来说，有下列两种情况值得分析：
1.为空调水从整个医院的大系统中引出
这要求把和手术室使用情况一样的各功能用房的负荷合并，如ICU、急诊等，设置一台仅满足此负荷的冷冻机在夏季使用，过渡季和冬季可使用板式换热器结合冷却塔来提供免费供冷，这样运行较为经济；制热则使用锅炉结合板式换热器的系统。这样全年供冷、供热同时存在能满足手术室的需要。
2.采用四管制冷热水机组
即采用独立的空调冷热源系统，此系统为根据设计计算的空调冷热负荷选择不同制冷（热）量的机组，水系统完全独立，与整个医院的水系统分开。
四管制冷热水机组的工作原理是冷热量的回收和综合利用，由压缩机、冷凝器、蒸发器、可变功能换热器等组成。采用二个独立回路的四管制水系统，一年四季可实现三种运行模式（区别于热泵热回收机组），①单制冷②单制热③制冷+制热（设备自动平衡冷热量）。
在洁净手术部冷热源四管制设计中，其机组壳管式蒸发器生产冷冻水，作为系统的冷源，壳管式冷凝器生产热水，作为系统的热源，翅片式换热器既可作蒸发器也可作冷凝器，并根据系统需要可实现蒸发器功能和冷凝器功能之间进行切换，进行冷热量平衡调节（见图1）。这样四管制冷热水机组可代替锅炉+冷水机组模式，实现一机多功能使用，同时满足洁净空调箱冷冻去湿、再加热的要求，达到洁净手术室恒温恒湿的要求，实现节能的目的。
（五）溶液除湿空调系统(温、湿度独立控制)
溶液除湿技术可通过新风来满足排除余湿与异味的要求，室内就可以用较高温度的冷源实现排除余热，这便是温湿度独立控制的核心思想。
溶液调湿技术是采用具有调湿功能的盐溶液为工作介质，利用溶液的吸湿与放湿特性对空气进行控制。
新风处理：室外新风由外界提供的高温冷水预冷除湿后，进入溶液调湿单元除湿。低湿状态的新风与回风混合后由外界提供高温冷水对混风进行降温，达到送风状态点。
溶液调湿：除湿单元内，溶液吸收新风中的水分后，浓度变小，为恢复吸收能力，稀溶液被送入再生单元使用新风进行再生，再生后的浓溶液再送入除湿单元，如此进行循环。
由于温度和湿度采用独立控制，避免常规系统中热湿联合处理带来的能耗损失；冷机制取高温冷水，蒸发温度提高，冷机COP可提高；溶液调湿系统处理湿负荷，高温冷机承担负荷减少，冷冻水流量随之减少，降低了水系统输配能耗。
可精确控制温湿度，避免出现室内湿度过高或过低现象。常规系统难以同时满足温、湿度参数的缺点得以解决，也可以满足不同房间热湿比不断变化的要求。
四、案例分析
（一）案例一
1.工程概况
上海某医院综合楼一层原来的功能房改建为术中核磁手术室，改建面积约250，层高按3m计算。包括百级手术室、万级磁体室、操作室及其一些净化辅房。为保证术中核磁工作人员及病人需要，此区域全年满足净化工艺对空调的要求。
2.净化空调系统
百级手术室和万级磁体室各自设置一个独立的洁净空调系统，其余各辅助用房设置一个独立的空调系统。新风机设有粗、中效空气过滤段、表冷段、热水盘管段、送风机段，空调箱功能段设有粗、中效空气过滤段、表冷段、热水盘管段、蒸汽加湿段、送风机段。各功能区域新风直接取自室外并由新风机集中处理后送入各空调箱经二次处理后再送入各功能室。万级磁体室为一次回风系统，百级手术室为二次回风系统（见图3）。
这种净化空调系统的特点是, 各手术室空调自成系统，可避免交叉感染，而且各手术室也可以灵活使用，新风集中控制有利于各手术室正压要求。排风采用独立系统，并且与手术室自动门连锁，当手术室门关闭时排风系统自动开启。使手术室始终处于正压受控状态,这是一个应用于洁净手术部较理想的净化空调系统。现以百级手术室和万级磁体室的系统设计为例进行分析。
3.万级洁净室一次回风系统
手术室室内设计温度T=22℃，相对湿度φ=55%，百级手术室人员12人，万级室内人员8~10人采用华电源负荷计算软件(HDY-MSAD1.82)进行空调负荷计算，根据《医院洁净手术部建筑技术规范》（50333-2002）确定手术室风量。
万级磁体室总冷负荷Q=15795Kcal/h，总湿负荷d=0.93Kg/h，新风负荷11412Kcal/h。万级洁净确定新风量定为800m3/h，送风量按照规范22次/h确定，送风量为2400m3/h。
万级手术室采用一次回风系统，新风处理到室内焓值，新风不承担室内负荷，新风空调箱仅承担新风负荷，室内循环空调箱承担全部室内冷负荷，循环空调箱在湿工况下工作，此种方式在工程设计中经常被采用。下图为一次回风系统空气处理流程(见图4)。
从I-D图上分析，回风N点与处理后的新风L点混合，经循环空调箱冷却处理到L’点，再经电加热到送风状态点O点。
再热量我们可以根据i-d图算得，Q再=1.2×G×(iO-iL’)=1.2×2400×(9.33-8.76)=1642kcal/kg。
在净化空调系统中大风量，小温差是一大特点。采用一次回风系统设计，风量处理到“机器露点”，再通过再加热把风量处理到送风状态点。这样大部分冷热量互相“抵消”，造成部分的能源浪费。
从计算中看出对一次回风再热系统送风量越大再热量也越大，即对洁净室来说净化级别越高其再热量越大。因此这样一次回风系统只至适合在风量较小的万级洁净室或更低级别的洁净系统中使用。
4.百级手术室送、回风系统的优化（二次回风）
百级手术室总冷负荷Q=26818Kcal/h，总湿负荷d=1.82Kg/h，新风负荷17118Kcal/h。百级手术新风量定为1200m3/h，手术室控制区2.6×2.4m2,手术室控制区送风量11000m3/h。
从I-D图上分析(见图5)，一次回风N点与处理后的新风L点混合，经循环空调箱冷却处理到L’点，再与二次回风N混合至送风状态点O点。
从i-d图上看出，其运行能耗比一次回风系统下降很多。但其控制系统比一次回风系统复杂，初投资要大（机器露点比一次回风低，要求更低的水温）。
（二）案例二
1. 工程概况
上海某医院DSA扩建工程的总建筑面积约438m2，地上共三层，一层为更衣室、DSA室、DSA控制室等；二层为一般医用房间；三层为医办、会议室和空调机房。
空调系统需满足DSA净化区域对空调工艺的需求及满足医用房间冬夏季舒适性空调的需求。
2. 系统介绍
空调风系统：系统采用温湿度独立控制系统，新风由溶液调湿新风机组预冷除湿后，一部分送入净化空调箱与净化区域回风混合后处理至送风状态点，送入一层净化区域，另一部分处理后的新风直接送至各个医用房间内承担室内潜热负荷（见图6）。
一层大部分区域为净化区域，DSA室洁净度为十万级，其他区域洁净度为三十万级。净化区域采用低速风道全空气空调系统，末端采用亚高效过滤风口和高效过滤风口，男女更衣室及外走道采用干式风机盘管加新风系统；
二层一般医疗房间末端均采用干式风机盘管加独立新风系统；
三层办公、会议末端均采用干式风机盘管加独立新风系统，空调机房也设置在三层，机房内放置高温风冷热泵、水泵、膨胀管罐、溶液调湿机组及净化空调箱。
整个大系统包括了洁净区域与非洁净区域，其中，非洁净区域的二、三层房间很小，新风量只占整个大系统的很少一部分，若单独使用一套新风系统，无疑是投资成本增加，因此，非洁净办公房间直接采用大系统溶液调湿处理后的新风送入房间，使系统简化。
空调水系统：本项目采用高温风冷热泵机组，夏季机组提供14/19℃高温冷冻水、冬季机组提供40/35℃热水供空调末端使用，末端风机盘管无冷凝水管，这样就解决了常规空调系统风机盘管集水盘容易积水，滋生细菌导致室内空气污染的问题。
3.溶液调湿空气处理流程
结合本溶液调湿处理方式主要特点，本工程溶液调湿空气处理流程如下（见图7）。
W―L’过程为新风在溶液除湿机组里的处理过程。其中W―L为新风通过冷盘管预冷除湿， L―L’过程为新风经过溶液再降温除湿的过程，最后状态L’的新风送至空调箱经过等含湿量降温达到送风状态O点送出，从图中可以看出，溶液调湿也解决了常规系统中存在再热的问题。
此工程完工至现在已经运行一段时间，运行期间系统正常，能够达到设计要求，满足功能房间的舒适空调要求与医院净化房间的工艺要求。
干式风机盘管加新风等办公房间夏季运行是室内温度在25℃~26℃之间，湿度40%~55%之间，室内的露点温度始终都低于冷冻水供回水温度，室内的送风露点温度始终都低于冷冻水供回水温度，完全保持盘管干工况状态。
净化区域温湿度也能达到设计标准，温度22℃~25℃，湿度35%~60%，净化区域运行至今也很稳定。
1.1工程概况
某生产调度中心为一座合办公、会议、活动、餐饮的多功能办公大楼，其建筑面积约为44000m2，其中地上建筑面积约35000m2，地下面积约9000m2。
1.2空调方案
本生产调度中心拟采用水冷集中空调系统，绿色节能、环保及系统设计的稳定性、智能化以及满足绿色建筑要求是本设计者着重考虑的方向。其覆盖范围除地下停车库、高压与油机房等配套用房之外的所有生产调度用房内。为了克服传统中央空调系统在部分负荷时的能耗高、综合能效比低、运行费用高的缺陷，本次设计方案采用温湿度独立控制空调系统，由处理显然的系统与处理湿度的系统独立调节，分别控制温度与湿度。由热泵式溶液调湿新风机组调节控制室内湿度以及负担新风负荷，由干式风机盘管、冷梁或吊顶毛细管辐射板负担室内的显热负荷，其冷源采用离心式冷水机组+水蓄冷联合的制冷方式，制冷机房设置在地下室二层，消防水池兼做蓄冷水池，开式冷却塔布置于大楼屋面。水系统竖向分高低区，低区冷水由制冷机房所制取的冷冻水供给，高区由设备层的水泵房提供二次冷冻水。空调冷冻水、冷却水系统采用变频控制，依据末端空调负荷调节水泵频率，可以最大限度的节省水泵运行能耗，同时变频器具有调频调压功能，使水泵电机启动为软启动，变频器无级调速，电机平滑启动，能延长水泵的使用寿命。冷冻水泵及冷却水泵均设置备用泵。变配电室、电梯机房、机房等散热量大的房间采用自带冷源的空调机组降温以满足房间内的温度要求。室外机就近布置于外墙。
1.3空调绿色节能设计
（1）本项目的中央空调系统采用温湿度独立控制系统，从而避免常规空调系统中温、湿度联合处理带来的能量损失，并且能充分的利用和发挥高温冷水供冷等节能优势；（2）使用热泵式溶液调湿新风机组处理，充分利用热泵系统产生的冷量和热量，能源利用效率高，COP在5.5以上。室内空调末端冷源则采用高效冷水机组，其能效比（COP）大于5.1，综合部分负荷性能系数（IPLV）大于5.42，并与水蓄冷系统联合使用（其中水蓄冷冷量可提供30%的空调负荷），在非办公时期，根据所在地区的峰谷电价，采取蓄冷措施减少电力增容费和供配电设施费，减少冷却塔的装机容量和功率，使设备满负荷运行比例增大（因为制冷主机满载运行时的COP是最高的），充分提高设备利用率和效率，系统冷量调节灵活，过渡季节不开或少开制冷主机，节能效果明显；（3）对中央空调水系统采用水泵变频调速控制，通过定压差方式控制水泵转速，根据末端空调负荷的变化调节水流量。使用变频冷却塔风机，根据主机空调负荷的变化调节风量；（4）空调末端采用吊顶毛细管辐射板、主动式冷梁或干式风机盘管，由于其内部所流动的是高温冷水，所以没有了传统风机盘管所带来的冷凝水，提高了舒适性，减少了滋生霉菌的源头，大大改善了室内的工作环境。其中吊顶毛细管辐射板和主动式冷梁无需风机驱动，可大大减少风机能耗、降低室内噪音和风感，达到了更好的节能效果和工作环境；（5）室内排风采用溶液全热回收单元进行热能回收，与热泵式溶液调湿机组一体化联合使用，部分房间使用全热回收新风换气系统，高效回收排风能量，其热回收率在名义工况下不低于60%；（6）合理优化空调通风系统，在过渡季节和冬季可以采用全新风系统，利用新风的自然冷量来节省空调系统的制冷量，达到节能目的。
2相关节能技术的介绍
2.1蓄冷技术
蓄冷技术是我国南部地区应对夏季电能缺失的重要技术措施。蓄冷技术的广泛应用有利于保护好生态环境，可创造出显著的经济效益及社会效益。事实上，蓄冷技术的原理并不复杂。蓄冷主体在夜间用电低峰的时候进行制冷，然后将冷量基于水或者冰模式位于蓄冷装置中进行储存。当遇到用电高峰时，则可将在低峰存储的冷量予以释放并作为空调系统的能量应用，进而实现电能的均衡使用、降低能源消耗，节约电费、环保高效的目标。尽管我国蓄冷技术的有着迅速的发展，但是实际上在我国的使用范围还是很小的，并没有实现全范围的推广普及，也造成了对社会资源的整体优化应用贡献有限。事实上，我国主要的电能生产还是依靠火力发电。由于火力发电的电机调配水平不高，常常很难对其发出来的总电量进行自由随意的管控与变更。因此，如果广泛的应用蓄冷技术，就可以使得电厂发电设备机组利用夜间低峰时段进行高效服务运行，进而节约单位煤量消耗，提升电厂发电机整体工作效率。另外，冰蓄冷以及区域供冷应用技术规避高峰用电，其占用电力资源总体范围有所下降，进而全面释放社会资源，可基于相同电力资源水平条件，供给服务更丰富项目，并缓解我国电力建设发展投入的相对紧张状况。
2.2独立温湿度控制空调系统
温湿度独立调节空调系统是一种新型的空气处理方式，改变了传统空调系统一只手做两件事的理念，即冷冻水系统同时负责降温和除湿两个功能，热湿联合处理；改为两只手做两件事，即高温冷水系统只负责降温，除湿由溶液除湿系统来处理，温度、湿度分别控制。温湿度独立调节空调系统具有高效节能、室内舒适度高和提高室内空气质量等优点。高效节能：热泵式溶液调湿机组内的热泵循环经过热力学优化，溶液调湿单元COP（性能系数）可达5.0以上，明显高于传统空调系统中冷源的制冷效率。高温冷水机组仅承担室内显热负荷，冷水温度可由常规的7/12℃提高到12/17℃，故其COP值也随之由常规机组的4～5提高到7～11.5范围。室内舒适度高：温湿度独立调节空调系统将温度和湿度分开处理，能够更好的适应室内温湿度的变化，从而提高室内的舒适性。良好的室内空气品质：溶液调湿机组采用的盐溶液，而盐溶液有去除细菌和可吸入颗粒物的效果，净化空气。而且除湿过程不产生结露，杜绝霉菌滋生，从而保证室内空气的洁净度。
3结束语
关键词：双冷源；温湿分控；冷冻除湿；节能
中图分类号： TE08 文献标识码： A 文章编号：
1双冷源温湿分控空调系统概念
基于两种（具有不同蒸发温度）冷源、并通过两个独立末端设备系统对室内温湿度进行分别调控的中央空调系统，称为“双冷源温湿分控空调系统”，简称双冷源空调系统。
在双冷源空调系统中，两个具有不同蒸发温度的冷源，承担着各自不同的功能。其中，蒸发温度较高的冷源为集中冷源，称为高温冷源，设计供水温度一般13~19℃，主要承担空调系统嫌热负荷和新风负荷；蒸发温度较低的冷源称为低温冷源，低温冷源可以是设计供回水温度为7/12℃的集中冷源，也可以是分散设置在新风机组中、蒸发温度2~5℃的独立冷源。双冷源空调系统为基于冷冻除湿的温湿度独立控制空调系统。
2双冷源空调系统特点
1．彻底解决风机盘管或空调机组“湿表面”问题
常规空调中的表冷器、凝水盘等“湿表面”，容易出现细菌滋生和漏水污染天花板的问题。潮湿的盘管表面往往成为细菌等致病微生物的滋生地，微生物又随着空气的送入污染整个建筑内部环境。
双冷源空调系统通过新风除湿并提高集中冷源的供水温度，使风机盘管及空调机组的夏季空气冷却过程实现真正的干式冷却，从而可彻底解决这些循环型末端设备中的“湿表面”问题。
2. 空调制冷系统的效率得到大幅提升，节能效果显著
常规空调通常采用7/12℃集中冷源，这是一个相对低效的制冷系统，其单机COP通常仅有4.5~5.5.原因在于常规空调系统受制于夏季除湿需要，冷冻水供水温度设计过低（7℃），导致制冷系统能效下降。
双冷源空调系统通过温湿分控，将承担80%以上夏季负荷的集中冷源，设计COP高达8.5以上的高温冷源，从而可以使空调制冷系统的综合能效得以大幅提升，节能效果显著。
3．能很好适应室内热湿比的变化。
在该系统中，由新风机组构成的新风处理系统控制和调节室内的湿度、正压和空气新鲜度；由室内空气循环末端设备和系统控制室内的温度、洁净度和均匀性。从而，实现了室内温度、湿度的独立控制和调节。因此，该系统对于室内空气参数的调节和控制更灵活、更方便，也更容易保证。
目前，除有明确湿度控制要求的工艺性空调外，几乎所有的常规舒适性空调系统，都没有相应的湿度控制措施。原因在于，常规空调系统夏季若要实现湿度控制，必然要像工艺性空调那样近似的定露点控制，这将增加大量的能耗（加热及过度冷却带来的不合理能耗）。
4．可有效解决“梅雨”季节的除湿问题
我国长江中下游“梅雨”季节的初期，以及南方部分地区春夏之交遇到的低温高湿气候，是常规空调系统的一个盲区。在双冷源空调系统中，双冷源新风机组可以在大楼集中冷源停机的状态下，利用自带冷源完成对新风的除湿，并可以不借助外源对新风进行回热，从而可实现除湿但不降温的“梅雨”季空调运行目标。
3双冷源温湿分控空调系统与常规空调对比分析
双冷源空调系统与常规空调（指现有的温湿联控的空调系统）系统对比
表一：双冷源空调系统与常规空调系统对比
双冷源温湿分控空调系统 常规空调系统
系统型式 集中式（全空气系统）
半集中式（双源新风机组+干式风机盘管） 集中式（全空气系统）
半集中式（新风机组+风机盘管）
系统特征 由两个蒸发温度不同的冷源共同承担空调系统夏季负荷。室内温湿度由两个末端设备系统各自独立调节。新风系统承担全部夏季室内湿负荷，循环系统只承担夏季室内显热负荷。 空调系统的夏季负荷由一种冷源承担。室内温湿度由一个末端设备系统联合调节。新风系统不承担夏季室内湿负荷，循环处理系统同时承担夏季室内热、湿负荷。
冷源特征 高温冷源设计供水温度13~19℃的集中冷源，低温冷源为设计供回水温度为7/12℃的集中冷源或为分散于各新风机组的独立冷源。 设计供回水温度为7/12℃的集中冷源。
热源特征 低温型热源，供水温度可低至40~45℃。 常规热源，供水温度通常为55~60℃。
冷站设备 高温冷源采用高温型冷水机组，集中设置的低温冷源采用常规冷水机组；冷冻水泵、冷却水泵、冷却塔等辅机同常规系统，按设计需要选型。 常规冷水机组及冷冻水泵、冷却水泵、冷却塔等辅机设备，按设计需要选型。
末端设备 双冷源新风机组（集中式，内冷式，水冷式）
干式风机盘管机组
干式空调机组
双源空调机组（全空气系统） 常规新风机组
风机盘管机组
空调机组（全空气系统）
4高温冷源制备
高温冷源采用13~19℃的冷水即可满足降温要求，此温度要求的冷水为很多天然冷源的使用提供了条件，如：深井水、通过土壤换热器获取冷水等。在某些干燥低区，通过直接蒸发或间接蒸发的方式获取13~19℃的冷水。
采用机械制冷方式，由于要求的压缩比很小，根据制冷卡诺循环可知，制冷机的理想COP将大幅度提高。如果将蒸发温度从常规冷水机组的2~3℃提高到14~16℃，当冷凝温度恒为40℃时，卡诺制冷机的COP将从7.2~7.5提高到11.0~12.0。因此制冷机的制造者应该改进现有的压缩制冷机、吸收式制冷机结构形式，使其在小压缩比时获得较高的效率。
5末端设备
5.1 双冷源新风机组
双冷源新风机组按自带低温冷源的冷凝模式不同，又可分为内冷式和水冷式两种类型。内冷式双冷源新风机组依靠室内排风带走冷凝热，不需要外接冷凝系统或冷却系统；水冷式则是由外部冷却水系统带走除湿冷源的冷凝热。采用两种集中冷源的双冷源新风机组称为集中式。
其中，内冷式双冷源新风机组需要设置机房安装，水冷式双冷源新风机组可吊装，推荐机房安装。
无论是集中冷源或为分散于各新风机组的独立冷源，新风的除湿方式仍为冷冻除湿，这种方式会导致空调盘管表面潮湿，容易滋生各种细菌，成为生物污染源，同时，冷冻除湿后的空气温度较低，不仅造成了能源的浪费，还影响人员舒适性。
5.2 干式风机盘管
由于风机盘管干工况运行，这就导致：1、传热温差小带来盘管换热能力严重下降；2、传热系数下降带来的盘管能力下降；3、管程排布不合理带来的盘管能力下降。针对以上三种弊端需对普通的风机盘管采取以下三个措施：1、表冷器设计为准逆流；2、增加管排数，3排改4排；3、合理的管程设计，保证K值。
综上，干式风机盘管相比普通风机盘管，可省去冷凝水管路，减少工程的设备投资及安装造价，避免凝结水的滴漏对建筑及装修造成破坏问题，并防止细菌滋生，但其增加排管数必然增加耗材，提高造价，因此需进行技术经济分析方可判断。
五、结论
1、双冷源温湿分控空调系统可应用于对室内温湿度有严格要求或空气品质要求比较高的设置中央空调系统的建筑，如：办公楼、商场、宾馆、饭店、医院等公共建筑和商业建筑；各类设置中央空调系统的公寓、别墅等民用建筑；各类有空调需求或恒温恒湿需求的工业建筑等。
2、双冷源温湿分控空调系统需要制备高、低温冷源，初投资会相应增加，新风机组的冷冻除湿以及其要求尽量机房安装的特点，导致其卫生方面的隐患以及占用一定的建筑空间。因此采用此种空调方式须有条件且经技术经济比较合理时采用。
3、即使循环型末端机组干工况运行，但在夏季温度湿度较高的地区，要求较高的场合，建议末端机组也配置冷凝水盘及冷凝水管。
六、参考文献
1、同方人工环境有限公司新技术介绍——双冷源温湿分控节能空调系统 ，建筑科学，2010年10期。
关键词 室内环境 热密度 气流组织 冷源设备
中图分类号：X32 文献标识码： A
引言
随着我国改革开放的深入和现代化建设的快速发展，我国的国民经济得到了快速发展，涌现出大批国际级企业。在计算机、网络技术飞跃发展及人们对互联网业务应用的需求，数据处理业务也出现爆炸式增长，网络连接和协作服务也已成为了企业部署IT服务的必备选择，金融行业、交通运输、医疗卫生等大型企业及政府机构相继建立起许多数据中心。随着大数据时代的来临，数据中心的热密度呈现处逐年上升的趋势。在这种趋势下如何加大节能减排力度，降低用户直接成本等问题就成了摆在数据中心设计者和运行管理者面前的重要课题。
二 、数据中心环境要求
按照我国对电子信息系统机房的分级与性能要求，电子信息系统机房划分为A、B、C三级。相应空调设计标准也依据机房的分级标准有不同的要求。 表1所列数据为A级、B级及C级电子信息系统机房推荐的环境设计参数值和允许的环境设计参数值。这些参数主要是数据通信设备所处环境的空气温度、空气温度变化速率、湿度、空气过滤要求等。
表1A级、B级及C级环境设计参数
1）空气温度要求
机房内的温度条件直接关系到设备工作的可靠性和使用寿命，而机房内的局部温度变化也会对设备产生不良影响。机房的温度偏高会产生诸如导致电子元器件的性能劣化、降低使用寿命、加速绝缘材料的老化、变形、脱裂、降低绝缘性能等问题。另一方面如果温度偏低又会使电子元器件的参数改变，引起金属和塑料绝缘部分因收缩系数不同而接触不良，直接影响到计算机的稳定工作。
2）环境温度变化速率要求
在单位时间内空气的温度变化较大时会出现电气参数的变化、结合部位开裂、离层、密封件漏气、灌封材料从电气元器件和包装表面剥落等影响计算机工作的情况。对此一些数据通信设备制造商也制定了各自生产的数据通信设备允许环境温度变化速率的标准，以避免环境温度的突然变化对数据通信设备造成冲击。
3）湿度要求
机房内的湿度偏高会使金属材料氧化腐蚀，促使非金属材料的元件或绝缘材料的绝缘强度减弱，材料的老化，变形，引起结构的损坏。湿度偏低又容易产生静电，静电容易吸附尘埃，如被粘在磁盘的读写头上，轻则出现数据误差，严重的会划伤盘片，损坏磁头。
4）空气过滤要求
在对机房影响较大的尘埃有矿物性的和尘土纤维性的两种。矿物性尘埃的固体粉粒进入机房，会划伤电子设备和整机的表面保护层，还会加速精密机械活动部位的磨损，造成故障。尘土纤维性的尘埃由于具有吸湿性，如附着在电子元器件上，能导致金属材料氧化腐蚀，改变电气参数，还会使电子元器件散热不良，绝缘性下降。另外二氧化硫（SO2）、硫化氢（H2S）、二氧化氮（NO2）等有害气体在进入机房后会快速破坏印刷电路板上的金属薄膜和导电体，导致末端连接处电阻值增大，严重影响机房设备的可靠性和使用寿命。因此室外新风在进人数据通信机房之前，必须经过过滤和预处理，去除尘粒和腐蚀性气体。
当然随着电子元器件可靠性的逐步提高，计算机所受的影响也会逐渐下降，对机房的要求也逐渐在放宽。
三、数据中心空调系统的特点
计算机机房对温度、湿度及洁净度均有较严格的要求，因此，机房空调在设计上与传统的舒适性空调有着很大区别：
冷量分配（显冷与总冷的比例）不同
传统的舒适性空调主要是针对人员设计，送风量小，送风焓差大，降温和除湿同时进行；而机房内显热量占全部热量的90%以上，它包括设备本身发热、照明发热量、通过墙壁、天花、窗户、地板的导热量，以及阳光辐射热，通过缝隙的渗透风和新风热量等；这些发热量产生余湿量很小，因此采用舒适性空调势必造成机房内相对湿度过低，而使设备内部电路元器件表面积累静电，产生放电损坏设备，干扰数据传输和存储。同时，由于舒适性空调制冷量的(40%-60%)消耗在除湿上，使得实际冷却设备的冷量减少很多，大大增加了能量的消耗。
机房空调需要使空调设备的制冷量大部分用于消除显热负荷而减少除湿，要求送风焓差减小，送风量大。
2、 空调风量及输送动力不同
舒适性空调风量及输送动力小，由于送风不均匀不能在机房形成整体气流循环，机房冷却不均匀，使得机房内存在区域温差，送风方向区域温度低，其他区域温度高，发热设备因摆放位置不同而产生局部热量积累，导致设备过热损坏。
机房空调虽然具有大风量，但由于有冷凝水的产生，为不危害服务器设备，需要布置在远离服务器设备处，为减少送风不均匀而需要加大空气输送动力（风机动力），以使冷空气通过高架地板尽量均匀送至各设备处。
3、 可靠性不同
因大多数机房内的电子设备均是连续运行的，工作时间长，因此要求机房专用空调在设计上可大负荷常年运转，并要保持极高的可靠性。舒适性空调较难满足要求，尤其是在冬季，计算机机房因其密封性好而发热设备又多，但仍需空调机组制冷工作，此时，一般舒适性空调由于室外冷凝压力过低已很难正常工作，局部冷却空调系统由于采用仍能正常保证冷循环工作。
4、 可控制的湿度处理
舒适性空调一般不配备加湿系统，只能控制温度且精度较低，湿度则较难控制，不能满足机房设备的需要。
虽然机房内能使室内环境湿度产生变化的因素只有偶尔进入机房的少量工作人员及为满足工作人员卫生需求的最低新风，其湿度波动很小。但由于机房空调在制冷过程中除去了一部分室内湿度。而计算机设备对湿度又具有一定要求，所以机房空调内需要配置加湿设备从而对机房内湿度进行控制。
5、 制作成本不同
舒适性空调在设计上考虑到实际使用时的季节性和时段性，每一年的实际工作时间核算成连续工作时间并不会太长，另外，舒适性空调是民用产品，设计和生产工艺均需要尽量简单，并要大批量的生产以降低成本。因此，一台设计使用寿命10年的舒适性空调机组，如果在机房内24小时x365天的运行，在2-3年后就达到它的使用寿命，出现故障的可能性会迅速增加。
机房空调要求能够24小时x365天不间断的运行。因此，一台设计使用寿命10年的节能型空调的制造成本会远大于相同制冷量的舒适性空调机组。
四、数据中心空调系统设计
数据中心在运行的整体能耗中需要有35%~45% 用于机房的制冷系统。伴随着全社会节能意识的提高，制冷系统自然就成了最具挖掘潜力的部分，如何选定制冷方案关系到整个数据中心建设的节能工作。
1、气流组织的选择
主机房的空调系统、应根据电子信息设备本身的冷却方式（如自然冷却、机柜自带风机的强制送风冷却、用冷却水或冷却液冷却、冷却水和冷空气综合冷却等）、设备布置方式（如面对面、背对背等）、布置密度、设备散热量、室内风速、防尘、噪声等要求，并结合建筑条件综合确定。主要的气流组织形式包括下送上回、上送侧回、侧送侧回、上送上回等方式。
各种气流组织形式的主要特点及适用范围：
1）下送上回方式
电子信息设备机房内通常设有架空的活动地板作为电缆的布线空间，空调设计时常常借用活动地板下的空间作为空调送风的通道。空气通过在活动地板上装设的送风口进入机房和机柜，回风通过机房顶棚上装设的风口回至空调装置。这种气流组织形式由于在机柜进行增减、更新时可方便调动或新增地板送风口及机柜接线口位置和数量，所以具有可灵活应对机柜布置变化的优点。
采用这种气流组织方式时需要注意为保证送风气流能够送到距离空调设备最远处的机柜下方，其活动地板下的高度需要有所变动，并注意活动地板内电缆的布置对于送风气流带来的影响，当机房面积较大或者单台机柜设备发热量大时时为了达到送风距离，需要加大送风压头及活动地板下的高度，因此这种气流组织形式适用于单台机柜发热量不大，并且机房面积较小的情况。
2）上送侧回方式
上送侧回方式的送风经过顶棚上的空调风口下送冷空气至机柜吸气侧，通过设备自带的风机，再进入需送风冷却的机柜。这种气流组织方式能使工作区的空气流速小且均匀，人有良好的舒适感。但机柜排出的热空气在靠近回风口处形成聚集，与冷空气混合，容易导致靠近回风口处的机柜吸气空气温度偏高，影响计算机的正常工作。
采用这种气流组织方式时要需要注意机柜的布置情况，因此这种气流组织形式适用于机房内机柜热通道与回风口距离较短的情况。
3）侧送侧回方式
侧送侧回方式是将送风从机房的侧墙处送出，至室内先与机房内的空气混合，通过设备自带的风机，再进入需送风冷却的机柜。这种气流组织方式可以减少顶棚上方及活动地板下方用于通风的空间。
采用这种气流组织方式时要充分注意机柜的布置方向，如果送风气流被机柜阻挡，便形成不了一个通畅的气流回路，造成局部滞留或出现小区的涡流。机房内出现不均匀温度场，以致影响部分机柜的冷却效果。因此这种气流组织形式适用于机房内机柜的冷热通道距离较短，受到建筑高度限制的情况。
4）上送上回方式
上送上回方式的送风通过设置在机柜上方的局部空调设备将冷空气送至机柜吸气侧，通过设备自带风机进入需要冷却的机柜，升温后的空气由机柜排气侧排出后回风至局部空调设备的吸气侧。这种组织方式可以大幅减少空气的搬送距离，节省空气输送能耗。并可将局部空调设备随机柜移动，增加了灵活性，并有效减少机柜附近的局部滞留现象。
采用这种气流组织方式时设计人员需要结合机柜的布置考虑将机房分隔成冷区和热区。并注意设置局部空调设备的相应防护措施。因此这种气流组织形式适用于机房内单台设备发热量大、设备布置变化大、建筑条件受限的情况。
2、冷源及空调设备的选择
数据中心的空调系统在冷源及空调设备选择时需要依据数据中心规模的大小、数据中心所在地域的气候特点、市政能源的规划、节能减排、投资回收期等条件综合考虑。
1）冷源设备的选择
小型计算机工作站由于总冷负荷比较小，机房空调通常采用小型压缩机输送冷媒的方式传递冷量，但其能效比（制冷量与输入电量之比）往往比较低，出于投资回收期的经济因素考虑，这种冷源一般只适用于小型或既有建筑条件受到限制的改造型计算机工作站。
大型数据中心或者新建的数据中心，往往起总冷负荷比较大，其冷冻机多采用能效比（制冷量与输入电量之比）大的螺杆式甚至离心式压缩机，相比采用能效比低的小型分散式压缩机的方式可节约20%左右的能耗。这种冷源适用于总冷量大的大型数据中心。
当数据中心所在地域的气候特点为全年室外平均温度较低时，可采用自然新风制冷空调方式，当建在湿球温度较低的区域时，通过冷却水管路的切换实现部分免费制冷也是实现降低数据中心整体能耗的有效方式。
2）空气处理设备的选择
机房内使室内环境湿度产生变化的因素只有偶尔进入机房的少量工作人员及为满足工作人员卫生需求的最低新风，其湿度波动很小。
如果空调冷水盘管内的冷水温度低于机房内空气的露点温度时，空调设备就会在对机房内循环空气进行冷却时产生除湿效果，为使室内湿度达到机房内湿度要求又需要再进行加湿。这种方式将产生大量的能源浪费。因此机房的空调设备如果选用不使循环空气结露的“干盘管”，新风及人员引起的湿负荷由单独设置的新风机组根据各传感器反馈回来的数据控制机房内湿度，这样便可最大程度避免这部分能源浪费。
五、 与其他专业的配合
在数据中心的设计工作中由于工艺要求的严格性，暖通与其他专业的配合及沟通往往对整个设计的成败有着至关重要的影响。
1）与建筑专业的配合
在设计中计算机机房的冬季保温、夏季隔热以及防凝露等技术问题是重要考虑因素。尤其在夏季室外温度较高，空气相对湿度大，机房内外存在较大的温差的地区如果机房地面没有保温处理，会造成机房区域界面产生凝露对线缆插件造成损坏。因此空调设计人员也需提醒建筑专业将机房布置在内区，并对机房进行墙体，地面进行保温处理，减少外界冷热空气通过外墙体对机房内温度的影响，以及机房内冷空气通过外墙传导至机房外。另外对于机房内冷热通道的划分、空调系统的构想等也需要与建筑专业进行充分沟通。
2）与电气专业的配合
在设计中根据电子信息系统机房设计级别的不同对于空调专业和电气专业所提出的冗余要求也有所不同。根据不同的冗余要求、市政电源的供给情况以及电气设计人员的构想，其供电方式、布线走向等也会对空调专业的设备布置、负荷计算方面带来一定的影响。另一方面空调专业的设备可靠性也是在供电保证的基础上实现的，这就要求空调设计人员必须与电气设计人员协同设计，并根据具体情况及时调整自己的设计思路。
3）与给排水专业的配合
在设计中根据电子信息系统机房设计级别的不同以及区域的不同，给排水专业在消防系统的设计上会分别采用不同的灭火方式，例如当采用机房采用气体灭火时，其封闭区域大小及动作时间等都会对空调的系统构成具有影响。因此空调设计人员只有在一定程度上了解消防系统的构成及原理，才能达到预期的消防要求，保护人员及机房设备的安全。
六、 结论
数据中心的空调系统与常规舒适性空调有很大区别。对于规模不同、要求不同、负荷密度不同的数据中心，采用何种形式的空调系统，应经详细经济、技术论证后确定。由于各生产厂商在数据中心的建设和研究中已经有一定先进经验，因此在具体的设计过程中可与各生产厂商进行沟通，详实掌握各厂商设备之间的异同，以便完善自己设计。
空调机组是由各种空气处理功能段组装而成的一种空气处理调节设备，其功能包含过滤、杀菌、冷却、加热、除湿、加湿等多种，在涂装车间、医药车间、电子厂房等场合多有应用，根据实用需要，可自由选择其功能，其中空气的温湿度调节，是最常见的功能应用之一。
关键词：空调 温湿度 分区 控制
中图分类号：TB657 文献标识码： A
一、温湿度控制基础理论
为了有效控制空气温湿度，需要采用一定的方法对空气处理过程进行分析。在工程上，为了使用方便，绘制了湿空气的湿空气焓湿图。焓湿图表示一定大气压下，湿空气的各参数，即焓h（kJ/kg干空气）、含湿量d（g/kg干空气）、温度t （℃） 、相对湿度（%）和水蒸气分压力的值及其相互关系。焓湿图可以根据两个独立的参数比较简便的确定空气的状态点及其余参数，更为重要的是它可以反映空气状态在热湿交换作用下的变化过程，下图即为焓湿图。
图1：空气焓湿图
1.湿空气主要参数
1.1 相对湿度：是指空气中水汽压与饱和水汽压的百分比。湿空气的绝对湿度与相同温度下可能达到的最大绝对湿度之比。也可表示为湿空气中水蒸气分压力与相同温度下水的饱和压力之比。
1.2 含湿量：湿空气中每千克干空气同时并存的水蒸气的质量；
1.3 干球温度：用温度计在空气中直接测出的温度。
1.4 湿球温度：等焓值状态下，空气中水蒸汽达到饱和时的空气温度。
1.5 焓：湿空气的焓为单位质量干空气的焓和其所带水蒸汽的焓之和，它与湿空气中水蒸汽的含量和湿空气当前的温度有关。
2.湿空气经过各种调节后状态的变化
2.1 加热：湿空气经过加热后，状态的变化是一样的，都是沿着绝对含湿量线上升，在此过程中，湿空气的绝对含湿量不变，干球温度上升，相对湿度减少，焓值增大。
2.2 表冷：湿空气经过表冷后，状态的变化分两种情况：一是当降温较少时，降温未达到露点，没有水凝结出来的情况，湿空气的状态沿着绝对含湿量线下降，在此过程中，湿空气的绝对含湿量不变，干球温度下将，相对湿度增大，焓值减少；二是降温较大，降温达到露点，有水凝结出来的情况，湿空气的状态沿着绝对含湿量线下将到露点，然后开始有水凝结出来，沿着100%相对湿度线下将，在此过程中，湿空气的绝对含湿量减少，干球温度下将，相对湿度增大（基本达到100%），焓值减少。但需注意，由于表冷器在换热时空气换热不均，所以实际在表冷过程中无论降温多少，均会有水凝结出来。
2.3 加湿段：目前空气调节加湿方式多为喷淋等焓加湿，空气经过加湿后，在理论上是沿着等焓线移动的，由湿度较低的一点变化动到湿度较高的一点，在此过程中，湿空气的绝对含湿量增加，干球温度下降，相对湿度增大，焓值保持不变。但需注意，由于加湿水温的影响，实际喷淋加湿过程并不是完全沿着等焓线移动，而是根据水温高低而波动，只能说近似为等焓。
二、温湿度控制分区
焓湿图基本涵盖了湿空气的所有状态点，我们以此为依据，按照温湿度控制初始点与目标点的参数对比，将焓湿图分为三个区，即为将待处理空气按状态分划到三个不同的控制区间，区分对待。
图2：焓湿图温湿度控制分区
・当d初始 < d目标，h初始 < h目标时，初始空气点位于1区；
・当d初始 < d目标，h初始 > h目标时，初始空气点位于3区；
・当d初始 > d目标时，初始空气点位于3区；
三、温湿度控制过程及方式
在空气进风位置及送风位置分别设置温湿度仪，自动检测空气温湿度变化，并实时将数据反馈至PLC控制器，通过计算得出初始点与目标点空气的“焓值”hm 和“含湿量”dm，通过比对判断当前状态位于哪个控制区间，并求出Δh、Δd、Δt。
1.当初始点位于1区时，此时一般是温度低、湿度小，需运行一次加热和喷淋加湿，先通过升温，将状态点移动到等焓线上，然后通过等焓加湿，即可达到目标点，该状态基本都在冬季出现。
2.当初始点位于2区时，此时一般是温度高、湿度小，需运行表冷和喷淋加湿，先通过降温，将状态点移动到等焓线上，然后通过等焓加湿，即可达到目标点，该状态基本都在春秋季出现。但当初始点位于2区时，我们需注意，以上为纯理论分析，而实际情况是2区位于1区和3区之间，我们又说该状态基本都在春秋季出现，而春秋季节外气特点就是早晚波动大，那么初始点将不可避免的在2区及其与其它两区的交界位置波动，造成控制模式反复切换，影响控制稳定性。鉴于以上，实际应用中当初始点位于2区及其与其它两区的交界位置时，我们需同时运行一次加热、表冷、加湿、二次加热，以兼顾所有状态，实际上相当于把2区设定为全功能状态。此种状态控制区域应向两侧区域适当延伸，消除1区及3区的边界波动，因该状态能耗高，延伸范围应根据实际调试使用情况设定，太小控制不稳定，太大则无端消耗能源。
3.当初始点位于3区时，此时一般是温度高、湿度大，需运行表冷和二次加热，先通过降温除湿，将状态点移动到目标点下方，然后通过二次加热回调，即可达到目标点，该状态基本都在夏季出现。
4.根据分区，温湿度控制对应也分以下三种操作模式
5.空气热湿处理各功能的控制方式
・一次加热：通过Δh，利用PID计算并控制一次加热燃气阀的开度；
・制冷：通过Δh，利用PID计算并控制冷水阀的开度；
・加湿：通过Δd，利用PID计算并控制加湿泵的频率；
・二次加热：通过Δt，利用PID计算并控制二次加热燃气阀的开度；
四、温湿度分区的优点
由于温湿度自动控制采用了分区控制的理念，在不同的区域，根据需要启用不同的能源和功能段。
1.有效的减少了系统的输入变量，避免温湿度超调的出现和反复的波动，可以大大缩短温湿度稳定所需的时间；
2.可以实时根据温湿度控制所需，对能源种类做出调整，比如当外界状态点位于冬季状态时，就不需要启动中央制冷站，二次加热也可以关闭，这样既方便了设备的操作，同时也达到节能降耗的目的；
关键词：节能工程设计 暖通空调
1工程概况
该办公楼总建筑面积65038平方米，地上八层，地下两层。为一类高层公共建筑。地下一层为餐饮娱乐（包含游泳池），地下二层为汽车库。首层及二层为餐厅及会议室，其余各层均为办公。办公楼耗能一般较大，节能减排，建设低碳建筑是本次设计的重点及任务。
当地全年平均气温13.1℃，年日照时数为2594小时，太阳能资源较丰富。太阳能可全年为该建筑物的办公、娱乐、餐饮部分提供卫生热水和游泳池池水加热。同时采用地源热泵系统，当太阳能不足时，地源热泵为辅助能源，100%备用。
2工程节能系统
2.1冷热源系统本工程采用地源热泵系统，地埋管布置在建筑物基础以下。办公楼的空调负荷由地源热泵设备负担，同时利用办公内区供冷的热量，采用热泵系统，作为太阳能热水系统的一个备用热源。地源热泵系统提供办公区域除新风负荷和湿负荷之外的显热负荷和餐厅会议等的空调负荷，办公区域的新风负荷和湿负荷（潜热负荷）由末端的溶液调湿新风机组承担。空调冷、热源原理见图1。
办公部分采用顶棚辐射系统供冷和供热，配置两台热泵机组L-1、L-2；餐厅和会议室部分采用全空气空调系统，配置两台热泵机组L-3、L-4。在夏季夜间，开启设备L-2向办公辐射外区供冷；夏季日间，办公区域内外分区均需要供冷，内外区供回水系统同时供应。开启设备L-1、L-2向办公区供冷，开启设备L-3、L-4向餐厅、会议室全空气系统供冷；在冬季夜间，开启设备L-2向办公辐射外区供热，由于办公外区需热量小，设备L-2可以分出一部分热量制备卫生热水；冬季日间，由于办公区域内区需要供冷，外区需要供热，内外区供回水系统分别供应。开启设备L-1向办公部分供热，开启设备L-2向内区供冷，开启设备L-3、L-4向餐厅、会议室全空气系统供热。设备L-2可以回收冷凝热制备卫生热水，也可以回收冷凝热向办公外区供热。
2.2空调系统
办公区域的空调房间采用温、湿度独立控制空调系统，采用辐射供冷暖加独立新风空气调节的系统形式。温、湿度分开处理，房间内潜热负荷由独立新风处理机组（热泵式溶液调湿新风机组）负担，通过溶液除湿后的新风可带走室内的湿负荷，房间内显热负荷由楼板辐射供冷暖系统负责处理，不足处由新风处理机组承担。温、湿度独立控制空调系统i-d图见图2～图4。
辐射供冷暖系统的盘管设置在楼板内或者建筑垫层内。供回水温度夏季采用18～21℃高温冷媒水，冬季采用30～33℃低温热媒水。新风处理机组冬季送风温度15℃，夏季送风温度20℃。送风口和排风口均设置在房间的顶部。送风口沿内、外区墙体或结构柱体均匀设置，排风口集中设置。送风机和排风机单独设置，均为变频风机。在初夏和过渡节可以实现内区直流空调系统运行，加强内区自然通风。热泵式溶液调湿新风机组集中设置在每一层的空调机房内，担负同层的办公区域。在地下三层设有新风空调箱，空调箱将经过地道降温或升温的室外新风进行冷热处理，
再送至每层空调机房。由于土壤的隔热性能，土壤一年四季的温度变化幅度均小于外界的气温。利用外界空气和土壤的温差，将室外空气通过地道进行换热，对空气流进行夏季降温或冬季升温，从而达到节能目的。
会议室和餐厅等采用带热回收段的舒适性全空气调节系统。夏季采用7～12℃冷媒水，冬季采用55～50℃热媒水。将地下汽车库的固态能量用于餐厅新风的预热和预冷。全空气空调系统的排风回送到地下车库，提供地下车库冬季所需热量。在车库侧采风管及空调房间回风管上设温度传感器，当车库温度高于空调房间回风温度时，开启回风管路上电动风阀，关闭车库侧采风及排风管上电动风阀和风机（风机与风阀联动）对室内回风全热回收。当车库温度低于空调房间回风温度时，关闭回风管上电动风阀，开启回风管接至车库管路上电动风阀和排风机（风机与风阀联动）向车库排风。同时开启车库采风管道上电动风阀，引入车库风进行全热回收。新风的采集来自地道风，减少新风处理的能耗，在初夏和过渡季节可转换为全新风节能工况为餐厅通风。
2.3通风系统
过渡季使用可控的智能开窗系统，结合中厅的热压、烟囱效应，配合以少量机械排风，可以在室内形成良好的温度环境，充分利用自然能源，节能环保。辐射供冷暖系统可以加强自然通风的时间，在过渡季末期，由于直接采取自然通风可能会导致室内温度稍低或稍高，这时可以使用辐射供冷暖系统弥补这部分热量，达到加强自然通风的目的，节省能源。根据北京地区的气候特点，在夏季凉爽的凌晨，当室外温度湿度条件适合的情况下，空调自控系统、智能开窗系统自动开启，加大自然通风能力，排出室内闷热潮湿的空气，取而代之是清凉、干爽清洁的新鲜空气，为即将开启的空调系统减少室内热负荷。
3系统节能工程的经济分析
地源热泵空调系统可实现对建筑物的供热和制冷，在热泵制冷运行时，可回收冷凝热制备生活热水（50℃），一机多用。与常规制冷系统比，冷却水温低，制冷效率高，使得地源热泵系统比常规制冷系统节能。地源热泵与使用高温冷源的空调末端相结合，综合运行节能可达30～40％。地源热泵空调系统运行中无燃烧，无排烟，无废弃物，不需要堆放燃料和废物的场地，因而环境效益显著。地源热泵的污染物排放与空气源热泵相比减少40%以上，与电供暖相比减少70%以上。因地源热泵空调系统运行费用低，初次投资增加费用可在6至7年内回收，且循环系统寿命可达50年以上，在整个服务周期内的平均费用低于传统的空调系统。
温湿度独立控制空调系统中，由于温度与湿度为两套独立的空调控制系统，分别控制、调节室内的温度与湿度，从而避免了常规空调系统中热湿联合处理所带来的损失。可以满足不同房间热湿比不断变化的要求，克服了常规空调系统中难以同时满足温、湿度参数的要求，避免了室内湿度过高（或过低）的现象。对办公楼类建筑，系统可节能30%～50%。5万平方米以下系统初投资增加5%～10%（2年内回收），10万平方米以上系统初投资几乎不增加。
摘要：随着科学技术的发展，现在越来越多的高科技产品来到了我们面前，因为毕竟是高科技产品，所以它的生产对于各项生产环节和生产工艺的要求也是非常高的。在这其中，对于生产车间也就是电子工业厂房的清洁要求也是比较高的，这就是我们需要注意的地方。本文针对现代电子工业厂房中的清洁技术进行探讨，先论述了现代电子工业厂房中洁净技术的现状，然后又介绍了一种较为先进的新技术。
关键词：电子工业厂房,洁净技术,发展
Abstract: with the development of science and technology, more and more high-tech products came to us, because, after all, is a high-tech product, so its production for each production links and the production requirements is also very high. In this one, for production workshop is electronic industrial workshop cleaning requirements is higher, this is where we need to pay attention to. This article in view of the modern electronic industrial workshop in clean technology are discussed, first discusses the modem electronic industrial workshop clean technology in the present situation, and then introduces a kind of more advanced new technology.
Keywords: electronic industrial workshop, clean technology, development
中图分类号：F407.63文献标识码：A 文章编号：
众所周知，现在的电子科技产品都是比较精密高级的，稍微有一点差别可能就会导致整个生产过程的报废，因此，在生产过程中应该及其注意各个能够影响到电子产品生产的因素，其中电子工业厂房的环境是对于目前电子产品生产影响较为严重的一点。目前，众多的电子工业厂房中都已经采取了各种各样的技术来避免这一危害，也取得了不错的成就，但仍然存在一些缺憾。
1电子工业厂房中洁净技术的现状
众所周知，我国是个制造业生产的大国，其中电子工业产品的生产在我国也是比较多的，因此我国电子工业厂房也就发展的比较迅速，并且目前很多企业管理者都已经意识到了电子工业厂房的环境对于电子产品的生产的重要意义，也就采取了很多的措施。
目前我国针对电子工业厂房的环境进行的管理主要采取的是分区进行的，也就是在不同的分区采取不同的措施来进行管理。我们先来看下厂房的分区，主厂房的一侧为办公区，共三层：一层为大厅、一次更衣室等，二层为洁净更衣室、洁净服清洗等洁净厂房的辅助房间，三层为办公区；主厂房另一侧为工艺生产区，根据生产工艺及建设期不同可分为五个区域，其中三个区域有防微振要求，采用典型的三层结构方式，即下夹层、工艺生产区及上夹层；另外还有一个区域为预留工艺区，楼板下沉600mm，架设回风隔栅地板；最后一个区域区域为普通净化生产区。五个区域净化方式各不相同，下面分别进行介绍：第一个区域为一期工程中除光刻外的其它工艺区，主要包括清洗、刻蚀、外延、氧化扩散、离子注入等工序，工艺生产区平面布局为传统的海湾式，即工艺设备放在灰区（或称为后区），操作面设在前区。前区洁净度要求6 级，灰区为7级。当时资金非常紧张，所以采用传统的净化空调方式，即新、回风混合后经初、中效过滤器过滤，温湿度处理后经风机加压，再经过设在吊顶上的高效过滤器送风口过滤后送入室内，通过回风隔栅地板、下技术夹层回风。空调器采用卧式组合式空调器，集中设置在空调机房内。通常空调系统是根据生产工艺流程并且就近来进行系统划分，但在此项目中不适用。工艺设备发热量大部分集中在灰区， 前区发热量很小，而前区的洁净级别高，洁净风量大，所需的送风温差很小。相反的，灰区洁净级别相对较低，满足洁净度要求所需洁净风量相对较小，为消除工艺设备发热量，在温湿度允许的范围内，尽可能加大送风温差。经过计算，外延前区、氧化扩散前区、离子注入前区划为一个系统，送风温差为2.2C；而外延后区、氧化扩散后区、清洗灰区、离子注入后区划为一个系统，送风温差为l0C。这样来划分系统，最大限度地节省冷量及用电量。但相邻的房间不是一个系统，一个系统的几个房间分散开很远的距离， 势必造成管道交叉增多，给设计及施工增加难度。第二个区域为光刻间，洁净级别为5 级，上夹层为送风静压箱， 吊顶由风机过滤器单元（FFU）+金属吊顶框架组成，地面为架空回风隔栅地板， 安装在防微振平台上，保证生产区的垂直单向流。光刻间面积为450m2，一期工程实施l60m2，工艺设备发热及围护结构、人员、照明等计算得出实际需要的消除余热量很小。考虑投资因素，没有采用干冷却盘管消除余热的方式，而是选用一台组合式空调器，采用类似于二次回风系统的方式， 即部分循环风回到空调器，与经初中效过滤后的新风混合，经表冷段、加热段、加湿段及风机加压，送到上夹层， 以保证房间的温湿度要求。这种做法可减少二次冷冻水循环系统的投资，并使日常的运行管理简单化，在当时情况下合理可行。第三区域为二期工程的工艺生产区，包括清洗、离子注入、CVD、刻蚀等工序，2003 年开始设计并实施。工艺生产区平面布局仍为海湾式，但与一期工程相比， 工艺设备对环境要求提高，前区洁净度提高到5 级，灰区仍为7级。近两年，国内IC 厂房建设项目如雨后春笋，操作区洁净级别为5 级或更高，所以国内市场FFU用量大增，使得价格很快下降到业主可以接受的范围， 所以二期工程采用FFU+新风系统的方式。FFU的个数根据净化级别要求及负荷计算确定。IC 厂房生产过程中散湿量很小，可忽略不计，新风集中处理，由室内湿度敏感元件控制新风机组的表冷器上的电动阀和蒸汽加湿器的电动执行机构，满足房间的湿度要求。房间的温度由设在下夹层的干冷却盘管保证。循环风经干冷却盘管冷却后与处理后的新风混合，进入上部送风静压室，经FFU 加压、过滤后送入生产区，其气流流程为：回风!干冷却盘管!和新风混合!FFU!生产区!回风格栅地板!回风。干冷却盘管的水管上设电动阀，由相应房间的温度敏感元件控制。第四个区域为预留工艺区，空气处理过程与上一区域相同，区别在于没有下夹层，干冷却盘管只能设在上夹层。为防止干冷却盘管或管路漏水，需加装滴水盘，给安装、维护带来麻烦。最后一个区域一期实施时为蒸发、合金间及磨片间，净化级别为6 级，后因甲方工艺调整放置外延炉，要求在原有空调器不更换的条件下进行改造，操作面达到5 级，温湿度要求为23 2C，45 10%； 灰区尽可能达到7 级， 温湿度要求为18~28C，40~70%。经过核算，原有空调机能力刚好能满足前区的净化风量，所以建议甲方采用翻转式净化方式，即前区与灰区之间的隔墙下部设固定百叶风口，洁净风全部送到前区，满足前区的温湿度及洁净度要求，再通过百叶风口到灰区，消除房间余热后，由吊顶上百叶风口回到空调机。这种做法不能保证灰区的温度，只能用在灰区要求不严格的情况。
关键字：溶液除湿；温湿度独立控制；节能；大空间
Abstract: this article with a project of the lecture hall of shijiazhuang as an example, the application of the calculation and analysis ReBengShi liquid desiccant + dry table cold system, compared with the traditional a central system energy saving. The results show that ReBengShi liquid desiccant + dry table cold system more suitable for the low supply air temperature difference; When the supply air temperature difference is 4 ℃, in cold source side and end side about 35.6% energy saving.
Key word: liquid desiccant; The temperature and humidity independent control; Energy saving; Large space
中图分类号：TE08文献标识码：A 文章编号：
1 引言
对于人员密集大空间，传统设计一般都会采用一次回风全空气空调系统。由于该系统是全部依靠空气承担室内热湿负荷，使得服务区域内没有水系统（风机盘管）存在，根本上杜绝了冷凝水漏水、滋生细菌等污染室内空气状况的发生；同时也可以对空气做集中、独立的过滤净化处理，确保送入室内的空气干净、舒适，以达到较好的舒适度水平。
但是一次回风系统除湿的方式是冷凝除湿，这是一种将温湿度一并处理的方式，会导致温湿度不能同时一步处理到设计值。由于冷凝除湿必定伴随降温，所以一般先满足湿度要求，温度过冷了通过再热达到设计值。再热量大小主要受到送风量大小以及再热温差两个因素影响，再热温差又由最大送风温差。当送风量较大，送风温度要求较高时，将会产生较大比例的再热量。制冷工况下再热，势必造成冷热抵消，能源浪费。在倡导低碳环保节能减排的现如今，如何能在不牺牲舒适度要求的前提下，根本上消除冷热抵消这一问题，是值得每个设计人员去反思的。
现在，有一种比较成熟的调温调湿方式――温湿度独立处理，是将除湿和降温独立分开，分别处理到设计状态，从根本上避免了冷热抵消问题的出现。单独处理余热，则可以提高送风温度，从而提高冷冻水温度以及制冷机的效率（高温冷水机组）；在除湿方面，独立除湿单元（如溶液除湿机组）往往有较强的除湿能力，可以将新风处理到过干过冷的状态，以承担室内全部余湿和部分余热，并同时对新风进行有效的过滤、杀菌和除尘处理，保证空气的品质。
本文将以热泵式溶液除湿+干式表冷系统为例进行计算分析，以讨论其相比传统一次回风系统的节能优势。
2 理论基础
为了量化分析热泵式溶液除湿+干式表冷系统相比传统一次回风系统的节能优势，首先对这两个系统的处理过程及计算进行理论研究。
2.1 热泵式溶液除湿+干式表冷系统的处理过程
图1 热泵式溶液除湿+干式表冷系统处理过程
如图1所示，热泵式溶液除湿+干式表冷系统的处理过程分为3步：
(1)新风经由除湿系统处理到过冷过干状态点L（18℃,8.0g/kg）（WL）；
(2)处理后的新风与室内回风混合到达状态点C（L+NC）；
(3)混合后的空气经由干式表冷降温处理到送风状态点O（CO）。
具体的计算分为以下的几步：
(1)计算室内热湿负荷，确定室内空气的设计状态点（N）、新风量要求以及送风温差（Δt）。
热湿负荷一般应用相关软件建模并计算；设计状态点、新风量和送风温差则需根据房间功能、工艺要求以及舒适度要求而定。
(2)根据室内湿负荷，计算所需除湿风量：当所需风量小于除湿风量时，在除湿单元前混入适量室内回风；当所需风量大于除湿风量时，多出的新风只处理到室内空气状态的等焓线上（一部分除湿，另一部分旁通）。进而计算除湿单元的制冷量、除湿过程承担室内显热负荷量。计算公式如下：
式中，
―除湿风量，kg/h；―制冷量，kW；―除湿单元承担室内显热负荷，kW。
(3)计算干式表冷制冷量及送风量。计算公式如下：
式中，
―干式表冷制冷量，kW；G―送风量，kg/h。
2.2 一次回风全空气系统的处理过程及计算
图2 一次回风处理过程
如图2所示，一次回风处理过程分为3步：
(1)室内回风与室外新风直接混合到达状态点C（N+WC）；
(2)对混风进行冷凝除湿处理到达机器露点L，L与送风状态点O的含湿量相同（CL）；
(3)除湿后的空气经过再热处理到送风状态点O送入室内（LO）。
具体的计算分为以下的几步：
(1)计算室内热湿负荷，确定室内空气的设计状态点（N）、新风量要求以及送风温差（Δt）：
(2)由室内空气的设计状态点（N）和送风温差（Δt）确定送风状态点（O），计算除湿除热所需送风量，确定机器露点状态点（L）。计算公式如下：
式中，
T―温度，℃；Q―室内冷负荷，kW；W―室内湿负荷，g/h；G―送风量，kg/h；i―焓，kJ/kg；d―含湿量，g/kg；―相对湿度。
(3)根据室外空气状态以及新回风量确定混合状态点（C），计算机器的制冷量及再热量。计算公式如下：
式中，
―制冷量，kW；。―再热量，kW；―定压比热，kJ/(kg・℃)；―送风量，kg/h。
3 实例介绍
3.1 建筑概况及负荷计算
石家庄某项目中有一个可以容纳2700人的报告厅，层高为20m，面积为1830m2。空调设计方案为全空气系统，采用座椅送风方式。由于采用的是座椅送风的方式，送风口距离人员较近，故送风温差定为4℃，送风温度22℃。室内设计温度为26℃，湿度60%。
经由HDY-SMAD空提负荷计算及分析软件，计算得到报告厅的室内负荷情况为：室内全热负荷438kW, 显热负荷241kW；夏季总湿负荷294kg/h。
3.2 空气处理方式的选择及能耗计算
本文选择两种方式分别计算，即热泵式溶液除湿+干式表冷降温方式和冷凝除湿降温+再热方式；并分析两者的能耗特点和差异。
3.2.1 热泵式溶液除湿+干式表冷降温方式
表1 设备制冷量计算
根据报告厅的设计参数以及设计日负荷情况，计算得到溶液除湿机组以及冷源的制冷量，如表1所示。这样可以求出除湿机组和冷源的能耗。由于表冷器只负责显然负荷，冷冻水供回水温度可以提高到14℃/19℃，相应的冷源也采用高温冷水机组。除湿机组和高温冷水机组的EER分别为4.0和7.0（厂家提供），能耗分别为262kW和33kW。共耗能295kW。
3.2.2 冷凝除湿降温+再热方式（一次回风）
表2为一次回风系统的空调机组制冷量和再热量的计算值。这样可以求出冷水机组和再热的能耗。这里的再热方式考虑为电再热；冷水机组的EER为5.35（厂家提供）。计算得到冷水机组和再热的能耗分别为261kW和196kW。共耗能458kW。
4 能耗对比及分析
从两种空调处理方式的冷源侧和末端侧设备的总能耗比较中，可以看出，在本文选取的实例中，更适合采用溶液除湿+干式表冷系统，其节能率达到了35.6%。而从节能量来看，其数值小于一次回风系统的再热量（163kW
5 结论
本文以热泵式溶液除湿+干式表冷系统为例，将其应用于石家庄某项目中的报告厅。并对该系统和传统一次回风系统进行了能耗的对比和分析，得出的结论如下：
(1)由于报告厅采用座椅送风，送风口离人员较近，故为了舒适度要求，送风温差定为4℃，此时热泵式溶液除湿+干式表冷系统较传统一次回风系统在满负荷运行情况下，冷源侧和末端侧共节省约35.6%的能耗。
(2)若报告厅对于送风温差没有特殊限制，则当送风温差提高时，热泵式溶液除湿+干式表冷系统的节能优势不大。
参考文献
[1]GB50019-2003.采暖通风与空气调节设计规范[S].2003
[2] 陆耀庆.《实用供热空调设计手册》中国建筑工业出版社.2008
[3]凌春雷. 溶液除湿新风机组的性能研究. 天津大学硕士学位论文.2007
[4]李震,江亿,陈晓阳等. 溶液除湿空调及热湿独立处理空调系统.暖通空调.2003(33)
关键词：医院；净化系统；冷热源供应方式；研究
医院作为向人们提供医疗护理服务的专门机构，影响着人们的身体健康和社会的和谐发展。近年来，随着我国医疗产业的不断进步，医院的数量与日俱增，这极大的缓解了我国医疗机构数量不足的弊病，解决了看病难的社会问题。医院作为向人们提供医疗服务的特殊机构，其在建筑设计时对室内温度和环境有着特殊的要求，类似手术室、ICU、产房、新生儿病房等很多区域都要求保证恒温恒湿，对空调及净化系统更是有着极高的要求。做好医院净化系统冷热源供应方式的设计，不仅是医院相关医疗工作正常开展的基础，还是实现医院节能减排的关键。
一、 医院净化系统冷热源供应的总体特点
1、医院净化区冷热源需要与非净化区有较大区别
医院的净化区为了保证无菌或者少菌的环境，净化区普遍是相对密闭的空间，由于密闭材料大多保温性能较好，因此净化区冷热源是净化区温度和湿度调节的主要途径。为了保证净化区温度和湿度的恒定，医院净化区在夏季制冷的时间相比于非净化区要长，由于空间相对比较封闭，且墙体材料保温性能好，因而在冬季制热的时间相比于非净化区会短一些。因此，医院净化区的冷热源供应与非净化去的冷热源供应并不同步，其工作设计要求与非净化区也有较大的区别。
2、 医院净化区在设计冷热源时需要考虑到湿度控制
医院净化区不仅需要相对洁净的室内环境，还要求室内的温度和湿度能够保持在稳定的状态，为医疗工作的开展提供优质的环境基础。医院净化系统对湿度的控制一般为40%～60%RH，在夏天普遍要进行降温除湿处理。非净化去对空调的制冷制热的温度有要求，而对湿度要求不严格，因此对冷冻水的供水温度要求不高，一般都按照普通空调的施工工艺进行施工。这种施工方法对供水温度要求较低，因此在夏季会出现结雾气现象，影响室内的湿度。净化区在夏季制冷时，一般采用表冷器进行降温除湿处理，一般情况下表冷器供水温度和表冷器处理后空气温度的最小温差为 5℃左右，即普通的 7℃进水、12℃回水的空调冷冻水在理想状态下仅能将空气温度处理到 12℃；而室内空气状态在 23℃、50% RH 时其露点温度在 12～13℃，因此冷冻水的供水温度就必须保持在 8℃左右，否则净化室内湿度很可能要超标。
3、 净化区的空间区域较小
医院净化区与非净化区相比，空间较小，因而冷热源管道距离也较小。在医院净化系统的冷热源设计时，一定要避免将冷热源合并输送，这样会导致冷热源的输送损失增大，增加医院空调系统的能耗。为此，在进行医院净化系统冷热源供应方式的设计和选择时，一定要保证冷热源供应方式的选择合理，避免冷热源合并输送，并在此基础上尽量保证冷热源输送管道不会对净化区空间过多的占用。
二、 常用的医院净化系统冷热源供应存在的问题
1、与医院整体空调系统的冷热源合并设计
这种设计方式是将净化区的冷热源作为整个大楼冷热源设计的附属项目，在进行医院整体的中央空调设计时将净化区和非净化区的冷热源进行合并设计。由于医院非净化区的中央空调仅在夏季和冬季运行，为了保证净化区的制冷需求则会在春秋季节设计专门的热泵机组和单独管道。这种设计方法能够极大的节约工程建设资金，并为满足净化区全年对制冷和供热的需求。
这种设计方法由于经济性较好，且设计和施工比较简单，被很多医院所采用，然而这种设计方法在使用中却存在着很多问题。首先，由于中央空调在夏季运行时冷冻水的供水温度较高，因此很难在夏季对净化区的湿度进行控制，想要保证净化区的湿度符合要求则需要采取其他方法降低净化区的湿度。其次，由于医院非净化区的面积较大，夏季的制冷和冬季的供热需要消耗大量的能源。管理人员为了降低医院整体的空调系统能耗，必然会采用提高中央空调系统供水温度的方法，实现医院整体空调系统的节能降耗。而这种方式无疑会导致净化区的湿度和温度无法有效控制，影响了净化区室内环境温度和湿度的稳定性。最后，由于净化区要保持室内温度的恒定，其在夏季需要24h不间断的供冷才能避免室内温度过高，然而医院非净化区在夏季的夜晚却不需要制冷，因此为了保证净化区的温度恒定，必然会在夏季保证中央空调的24h不间断运行，这无疑极大的增加了医院的能耗，给医院带来一定的经济损失。
2、独立设计净化区的冷热源供应系统
另外一种医院用于净化系统冷热源供应的方式是将医院净化区的冷热源系统独立设计，使其与医院整体的中央空调系统分属两个系统，从而实现对净化区空调系统的单独控制。这种设计方式能够以较低的能耗为医院净化区提供恒定的温度和湿度，并且其运行于中央空调系统不冲突，能够有效的降低能耗。
这种设计目前也被许多大型医院所采用，然而由于医院的净化区分布较散，而且很多净化区的面积比较小，因此这种需要单独设计冷热源供应管道的方法无疑大大的增加了前期的成本投资。很多医院在使用这种方法设计时，仅仅对手术室、ICU、产房等重点净化区布置单独的冷热源供应管道，对其他小块的净化区采用增加风冷或热泵的方式单独控制，然而这种方法由于缺乏规划，却存在管理混乱，无法保证部分净化区室内温度和湿度恒定的弊病。
三、 医院净化系统冷热源供应的优化设计
由上述分析可见，想要实现对医院净化系统冷热源供应的优化设计，需要在医院设计之初综合医院的内部结构以及空调、通风系统进行综合化设计，才能保证医院冷热源供应系统为净化区提供恒定的温度和湿度，并实现节能降耗的目的。在进行医院净化系统冷热源设计时，可以遵循以下几点设计原则。
第一，将全年供应和非全年供应的冷热源系统分开设计，并实现分管道输送管理。这种设计方法能够保证医院需要全年冷热源供应的净化区和其他特殊区域在全年都获得充足的冷热源供应，并且医院非净化区则可以根据舒适性原则对空调系统的制冷和供热进行动态调节，以保证净化区冷热源供应的基础上实现节能降耗的目的。
第二，对不同水温要求的系统分开设计，管道施工工艺要求可以区别对待。这样既可以有效控制管道输送的能量损失，也便于医院整个空调设备的运行管理和节能控制，在必要的时候还可以实现超低温冷冻水供应，有助于更加节能的空气处理模式，即"新风解决室内湿负荷"模式的实现，进一步降低医院整体能耗。
第三，净化系统的冷热源独立集中设计，这就要求医院在总体布局和设计时，就能够将净化区尽量靠近，避免净化区过于分散，以模块化设计理念为原则，配合合理的管道选型和医院空间布局，对医院的净化系统和净化区进行综合设计，保证医院的净化区都覆盖在净化系统冷热源供应模块内，在实现对医院净化系统冷热源供应的同时，降低前期的资金投入。
综上所述，随着我国医院发展越来越综合化、大型化，医院的净化系统冷热源供应方式逐渐受到人们的重视。对医院净化系统的冷热源供应方式进行合理设计，不仅是医院净化区室内环境控制的要求，也是医院实现节能降耗的重点工作。
参考文献：
1前言
天然气是一种高效、洁净的能源。在功率相同的条件下，燃烧天然气所产生的CO2、NOx、CO量比燃烧油或煤都少。而且没有烟尘又极少SO2的污染。天然气既可以为燃料来获得热能，又可以实现冷热电联产。就上海而言，天然气的供应较为丰富．距上海370公里的东海平湖油田， 已探明储量折合天然气约400亿m3，1999年4月开始向上海浦东地区日供天然气120万m3；，等到2003年“西气东输”的实现将为上海提供更充足的气源。
近年来，人们对空调的需求不断增加，用电量也随之剧增，特别是加重了夏季的用电负荷。如果部分改用天然气作驱动能源，不仅能够调整能源结构，降低环境污染，两且能够对电和燃气分别起到削峰、填谷的作用。
在国外，尤其是能源紧缺、环保要求高的国家里。使用煤气空调已较普遍，具有先进的技术和成熟的经验。1994年，上海市煤气公司在美华大楼开始使用煤气空调系统， 以后在上海图书馆、天然气公司等大楼都使用了人工煤气或天然气空调系统。
2天然气空调冷热源机组
目前，天然气在空调系统中的应用主要有三种方式：一是利用天然气燃烧产生热量的吸收式冷热水机组；二是利用天然气发动机驱动的压缩式制冷机；三是利用天然气燃烧余热的除湿冷却式空调机。
2．1天然气直燃型溴化锂吸收式冷热水机组
吸收式冷热水机组主要由发生器、冷凝器、节流机构、蒸发器和吸收器等组成，工质是两种沸点不同的物质组成的二元混合物。 当前以水-溴化锂为工质对的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组应用较为广泛。溴化锂稀溶液受燃烧直接加热后产生高压水蒸汽，并被冷却水冷却成冷凝水，水在低压下蒸发吸热，使冷冻水的温度降低；蒸发后的水蒸气再被溴化锂溶液吸收，形成制冷循环。当冬天需要供暖时，由燃烧加热溴化锂稀溶液产生水蒸气，水蒸气凝结时释放热量，加热采暖用热水，形成供热循环。
由于溴化锂水溶液需要在发生器中吸收热量，产生水蒸汽，因此可以来用直接燃烧天然气的方法来提供这部分热量，即以天然气为燃料的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组。该机组既可以制冷，又可以供热。如果在高压发生器上再加一个热水换热器，就可以同时提供生活用热水，达到一机三用和省电的目的．而且使用天然气的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组还有下面的优点：
(1)由于通过直接燃烧天然气来加热吸收器内的溴化锂溶液，因此省去了由锅炉产生蒸汽，再由蒸汽加热溴化锂溶液的二次加热过程，提高了传热效率。同时，因省去了锅炉而大大减少了占地面积及设备、土建初投资。
(2)由于以燃烧天然气的方式提供热量，避免了间接通过烧煤或油锅炉提供热量的方式，降低了环境污染，调整了能源结构。
(3)直燃型溴化铿吸收式机组除功率较小的泵外，没有其他运动部件，机组噪音和振动都很小。
(4)直燃型溴化锂吸收式机组用吸收器和发生器代替了压缩机，因此大大降低了电耗。但这种直燃型冷热水机组与水冷离心式和螺杆冷水机组相比，一次能耗大，制冷效率低，而且不适用于热负荷大，生活热水用量大的建筑物。
2．2天然气发动机驱动的压缩式制冷机
压缩式制冷主要是制冷剂在压缩机(螺杆式、往复式、离心式)、冷凝器、节流机构、蒸发器等设备中循环流动，完成制冷、制热的过程。传统上压缩机是由电带动进行工作的，因此设备耗电量较大．把天然气用于压缩式制冷机，即通过燃烧天然气的狄塞尔发动机或者燃气轮机提供动力，来推动制冷压缩机运转。
用天然气发动机驱动的压缩式制冷机具有以下优点：
(1)用天然气发动机驱动压缩机运转，可以根据室内温度变化调节发动机，使之以最高效率运转，实现快速制冷和节能；
(2)由于压缩机并不通过煤或油发电驱动，而是用天然气发动机，因此减少了对环境的污染。
(3)天然气发动机驱动的压缩式制冷机组除一些辅助设备外，基本不耗电。而且避免了用电高峰时因电力不足成停电造成的电动压缩式制冷机无法运转的麻烦。
(4)天然气发动机驱动的压缩式制冷机除可以制冷、供暖外，还可以回收天然气发动机的尾气废热，所以提高了机组的供暖能力。
2．3天然气用于除湿冷却式空调机
要达到室内的温湿度要求，仅依靠常规的制冷机组对于新风负荷较大，而室内湿度要求低的环境是不够的．为了满足要求，可以在机组中加入转轮除湿机先对室外空气进行除湿处理。在该机组中，室外新风首先进入转轮除湿机，除湿后进入空调机进行处理，再进入空调房间，完成制冷或制热过程。
转轮除温机由吸湿转轮、传动机构、外壳、风机及再生用加热器组成。用来吸收室外新风中水分的吸湿剂一般为硅胶或分子筛．当吸温剂达到含湿量的极限时，会失去吸湿能力，为了重复使用，需要进行再生处理。再生是用180—240℃的热空气即再生空气来加热除湿剂，使其空隙中的水分蒸发。而热空气就是通过在再生用加热器中利用天然气燃烧后尾气的废热与空气进行热交换获得的。
天然气用于除温冷却式空调机有下面的优点：
(1)天然气燃烧后尾气的余热用来加热再生空气，充分利用余热，起到节能的作用。
(2)除温冷却式空调因新风经过除湿处理，能够承担较大的冷负荷和湿负荷。节约了能耗，有较好的经济性．而且避免了制冷剂的蒸发温度过低影响制冷效率，也避免了凝结水排放不当造成的渗漏。
3．办公楼采用天然气作为空调驱动能源的经济性分析
以上海地区商用分公楼为对象，通过对四种典型的空调冷热源设计方案进行经济比较，分析天然气应用于空调系统的优缺点。
3．1方案简介
3.1.1办公楼概况
建筑面积20000m2，楼层数20层，钢筋混凝土结构，宙培面积比为1／3。该建筑物高峰负荷时：夏季供冷量QL2326kw(8374MJ／h)；冬季供热量QR2868kw(10325MJ/h)。
设计条件：夏季室外空气设计温度tw.n=34℃，湿球温度28．4℃，空气烙92kJ／kg，室内设计温度tN＝25℃，空气焓50kJ／kg；冬季室外空气设计温度tW.M＝-4℃， 空气焓0kJ／kg。
3.1.2冷热源系统方案
表1 冷热源系统方案
项 目冷热源冷源容量热源容量方案一离心式冷水机组+油锅炉11631kw×2台制热量940kw× 2台方案二直燃型机组(天然气)1163kw×2台制热量973kw× 2台方案三直燃型机组(轻 油)1163kw ×2台制热量973kW×2台方案四热 泵11632kw×2台制热量1058kw ×2台3.2冷热源机组设备投资
这里仅讨论设备费及安装费，土建费应另考虑。至于天然气和电的增容费， 目前上海市已可申请减免。
3.2．1冷热源主机设备费用
不同容量的冷热源机组设备费用以下图表示。具体主机设备费用见下表2。
表2 主机设备费用 单位：万元
费用类别方案一方案二方案三方案四设备费冷源机组192．2264．6264432热源机组88．8 1冷吨＝12．66MJ/h＝3．52kw
3．2．2辅机费用
辅机费用主要指冷却水泵、冷却塔和锅炉给水泵等设备的费用，见下表3。
表3 辅机费用 辅机名称功率或型号价格(万元/台)辅机数量水泵18．51kw0．694方案1: 2台30kw0．906方案1-4： 各2台37kw1．088方案2、3：各2台冷却塔LBC- M1506．200方案1： 2台LBC—M20011．200方案2、3：各2台锅炉给水泵2．21kw0．250方案1： 2台
3.2．3设备安装费用
主、辅机设备安装费用，除热泵以设备费用的15％计外，其它设备以25％计。
3．3年运行费
年运行费包括能耗费、维修费和人工费．由于各方案的人工费差不多，比较时可以略去。固定费，包括设备折旧费、占有空间费、利息和税金等，暂不予考虑。
3．3．1能耗费用
(1)对各冷热源方案进行能耗分析
a.制冷机组的全年能耗
在制冷系统容量和运行时间一定时，全年能耗取决于制冷组的类型、单机容量、台数、不同机型不同容量机组的搭配方式等．如果知道机组的额定冷量和部分负荷调节特性，结合用户全年冷负荷的分布规律，就可以计算其全年能耗。
美国制冷学会ARI-550标准中提出综合部分负荷能耗值IPLV(Integrated Pant Load Value)和部分负荷应用值APLV(Application Part Load Value)：
IPLV＝0．05A十0．30B十0．40C十0．25D
APLV＝IPLV／T
式中：A--100％负荷时的耗能量；
B--75％负荷时的耗能量；
C--50％负荷时的耗能量；
D--25％负荷时的耗能量；
T--制冷机组全年运行时间(h／a)。
制冷系统全年能耗为：
ER＝IPLV， 或ER=APLV×T
b．热源机组的全年能耗
表4：各方案全年能耗
方案一离心式+油锅炉方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵耗电Mwh／a主机冬季8．46．17.1267．2主机夏季341．210．812．5598．5辅机160．5196．1196．1109．1小计510.1213．0215．7974．8耗油t／a主机冬季87．8--84．5--主机夏季----133．5--小计87．8--218．0--耗气1000Nm3／a主机冬季--85．7----主机夏季--135．5----小计--221．2----一次能耗GJ／a主机冬季3843401537232992主机夏季3519636158976702辅机1797219621961222小计9159125721181610916单位面积一次能耗MJ／m2．a458.0628.4590.8546.0
(天然气热值取46．05MJ／Nm3，油锅炉燃油热值取42．71MJ／kg，轻油热值取43．12MJ／kg)
在实际应用中，热源机组的系统负荷率往往比较低。为了便于计算，一般采用间歇调节年，假定机组成者处于满负荷运行，或者处于停机。把全年的热负荷总量qh(kJ／a)与热源机组额定出力qH(kJ／h)之比，定义为“全年当量满负荷运行时间τEH”，即 τEH＝qh/qH 。
热源机组全年能耗为
EH＝τEH·WH
式中：WH--热源机组满负荷运行时的单位能耗，(kJ／h)
如果机组实际运行时间为TH，定义平均负荷率ξ：
ξ＝τEH／TH
则系统总耗能为
EH=WH·TH·ξ
c．各冷热源方案全年能耗汇总
考虑各方案辅机的能耗消耗，并综合前面主机机组的能耗得到下面各方案全年主机与铺机的能耗如下表4：
考虑6月1日-9月31日和11月1日-次年3月31日，全年空调期间(共274天)有休息日78天，在加上元旦、新年放假，实际空调系统运行时间为计算的70％，修正后的空调系统实际能耗见表5。
表5 各方案考虑休息日停机后的全年能耗
方案一离心式+油锅式方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵耗电总量Mwh／a357．1149．1151．0682．4耗油总量吨／a61．5--152，6--耗天然气总量103Nm3／a--154．8----一次能耗总计GJ／a6625880382727642单位面积一次能耗GJ／m2．a331．2440．0413．7382．3
在表4、表5中，电力资源是二次能源，需要转换成一次能源的能耗。由于上海的发电厂全是燃煤电厂，因此电力资源折算成一次能源时采用下面公式：
W'＝W／(ηf×ηw)
W--机组耗电量；
W'--电力折算一次能耗量；
ηf-燃煤电厂发电热效率，取35％；
ηW-电网输送效率，取92％；
如果考虑火电机组在调蜂运行时的发电效率只有约25％，方案一和方案四的一次能耗将显著增大。
(2)全年能耗费用
在上海目前价格体系下，电价为1元/kwh， 轻油价格为3．2元／kg，天然气价格为2．1元/Nm3。根据前面能耗分析，得到各方案的全年能耗费，如表6。
表6 各方案全年能耗费用
项 目方案一离心式+ 油锅式方案二直燃式 (气)方案三直燃式 (油)方案四热泵总电费(万元／年)35．7114．9115．1068．24总油费(万元／年)19．68--48．83--天然气费(万元／年)--32．51----总能耗费(万元／年)55．3947．4263．9368．24
3．3．2年维修费用
【关键词】公共系统；暖通空调；提高能效；
中图分类号：TB657 文献标识码： A
一、前言
我国的主要建筑分为居民建筑和工业建筑，绝大部分的居民建筑包括商业用途的建筑，比如是商场、酒店、写字楼、商场等等，目前我国的公共建筑耗能达到了普通居民耗能的6倍，对于一座大型的配置有暖通风空调系统的建筑来说，暖通空调的耗能达到了建筑耗能的70%，而且空调系统的运行又加多了电力的负荷，所以公共建筑的节能具有很大的发展意义和发展潜力，对环境保护和社会发展意义重大。
二、公共建筑暖通空调系统
1.暖通空调的含义
采暖通风与空调（HVAC）：控制建筑热湿环境和室内空气品质的技术，包括对噪声的控制。
采暖（Heating）――又称供暖，供热；技术职能：按需向空间供给热能，补偿热损失，达到室内温度要求。是人类最早开始使用的室内温度指标控制手段。
系统组成：热源、输送管道、散热设备、调控构件
分类：分散式：热源与散热设备在一处，火坑、火炉、火墙、 火地；集中式：热源与散热设备分开，城市、区域集中供暖。
通风：（Ventilation）：技术职能：通风换气、防暑降温、改善室内空气品质、防止内外环境污染。
主要功能：提供人呼吸需要的氧气；稀释室内污染物或气味；排除工艺过程产生的污染物；除去室内多余的热量（余热）和湿量（余湿）；提供燃烧设备所需氧气。
系统组成：通风机、送（排）风口、风道、净化装置、调控构件等。
2.空气调节（Air-conditioning）
系统职能：用来对房间或空间内的温度、湿度、洁净度和空度流动速度进行调节，并提供足够量的新鲜空气的建筑环境控制系统；可以对建筑热湿环境、空气品质实现全面控制，即包含了采暖、通风部分。
系统组成：冷热源、空气处理设备与末端装置、风机、泵、管道、风口、调控构件等：使用采暖，通风或空调要区别考虑。
工作原理：民用建筑（商用建筑、公共建筑）；得热：人体、照明、电器、太阳辐射、室内外温差；得湿：洗涤、晾衣物、烹饪。
热负荷：为维持室内温度高于环境温度，向建筑物提供的热量；冷负荷：为维持室内温度低于环境温度，所排走的热量。
湿负荷：为维持室内所需要的湿度，所排走的湿量。
工作原理：向室内提供冷量、热量，加湿或减湿，稀释室内的污染物，保证室内具有适宜的冷热舒适条件和良好的空气品质。
3.工业建筑
特点（与民用建筑比）：空间大，人员密度小，不宜对全车间进行全面温、湿度控制（除一些特殊的生产工艺或热车间）。
排风系统：为排除室内的有害气体，蒸气，固体颗粒等污染物，使室内污染物浓度达到要求所设立排风系统。
送风系统：为稀释室内的有害气体，蒸气，固体颗粒等污染物，补充排出室内的空气量而设置送风系统。
工作原理：当室内得到热量或失去热量时，从室内取走热量或向室内补充热量；当室内得到湿量或失去湿量时，从室内排走湿量或补充湿量；当有污染气体时，排走污染空气，补入等量的清洁空气。
4.按照用途分类：
（一）舒适性空调――保证创造舒适健康环境的空调系统；民用建筑，商用建筑，公共建筑，住宅，办公楼等；特点：温度、湿度精度要求不高。
（二）工艺性空调――为生产工艺过程和科学实验创造必要环境条件的空调系统。
特点：按工艺类型不同，功能、系统形式的差别很大，精度有时要求较高；电子：含尘浓度；纺织：相对湿度 ；计量室：温度；医药：无菌。
5.暖通空调发展历史
（一）历史
人类使用火的开始，就有了采暖。后发展为火坑、炉、地、墙均属辐射采暖；自然通风古代已被利用；秦、汉年间就有利用天然冰降温的空调房间。
（二）发展
近代采暖发展起源于1673年；1784年英国开始应用蒸汽采暖；1904年纽约交易所建成空调系统。
（三）我国发展
建国后20世纪50年代，主要是采暖通风，工艺性空调，当时依托前苏联技术。开设了“供热、供燃气与通风”专业；60-70年代热水采暖，集中供热，加热器、散热器、热水锅炉的研发生产，洁净空调系统、舒适性集中空调、空调产品的发展。1975年颁布《工业企业采暖通风和空气调节设计规范》；80-90年展最快，空调由工业转向民用；21世纪考虑可持续性发展，节能，新能源开发利用，环保。
三、公共建筑暖通空调提高效能措施
1.室内设计计算温度的取值问题
在冬季供暖工况下，室内计算温度每降低1℃，能耗可减少5%～10%左右；
在夏季供冷工况下，室内计算温度每升高1℃，能耗可减少8%～10%左右。
为了节省能源，应避免冬季采用过高的室内计算温度，夏季采用过低的室内计算温度。办公室、居住等建筑的冬季的采暖不宜高于20℃，公共建筑一般房间的夏季空调不宜低于25℃。
2.采暖系统的设计
采暖系统设计得合理，采暖系统才能具备节能运行的功能。不管是住宅还是公共建筑，合理的设计节能采暖系统主要原则是：一是采暖系统应该能保证到对各个房间（楼梯间除外）的室内温度能进行独立调控； 二是便于实现分户或者是分区域热量（费）分摊的功能；三是道线路系统的简单、管道材料消耗量少、节省一开始的工程预算。
3..空调冷却水系统的设计
（一）冷却塔应布置在环境清洁、通风良好、远离高温的地方，以确保其冷却效率。
（二）多台冷却塔并联使用时，冷却塔之间应设连通管 或共用连通水槽，以避免各台冷却塔补水和溢水不均匀，造成浪费。
（三）冷却塔的总供、回水管之间，宜设旁通管并装电动两通调节阀或采三通调节阀调节控制，保证冷却水混合温度满足冷水机组对冷却水低温保护要求；并宜采用出水温度控制风机启停或变频调速控制，达到节电目的。
4.冷热源设备的选型
（一）空调与采暖系统的冷、热源宜采用集中设置的冷（热）水机组或供热、换热设备。机组和设备的选择应根据建筑规模、使用特征，结合当地能源结构及其价格政策、环保规定按下列原则通过综合论证确定：
在有天然气供应的区域，要使用分布式的热电冷联供和燃气的空调技术，实现错峰用电，提高能源的利用。
凡是执行峰谷电价以及峰谷电价差较大的地区，同时空调负荷不均匀，并在用电高峰期使用为主的建筑工程，经技术经济比较合理时，均可采用蓄冷（热）系统，以便减少装机容量、提高运行效率、降低制冷能耗。
具有多种能源（热、电、燃气等）的地区，宜采用复合式能源供冷供热；
具有天然水资源或地热源可供利用时，宜采用地源热泵供冷供热。对全年进行空调以及各房间和区域负荷特性相差较大，长时间同时分别供热和供冷的建筑物，经技术经济比较合理后，可采用水环热泵空调系统，但冬季不需供热或供热量很小的地区不宜采用。
（二）除了无集中热源且符合下列情况之一者外，不得采用电热锅炉、电热水器等作为直接采暖和空调的热源：
电力充足、供电政策支持和电价优惠地区的建筑；
以供冷为主，采暖负荷较小且无法利用热泵提供热源的建筑；
四、结束语
作为公共建筑中耗能最多的暖通空调系统，因为通过设计其室内的参数，准确的计算建筑的冷热负荷情况，以及采用新的节能技术，这能有效的提高暖通空调的系统，对于公共建筑来说，必须严格的制度符合自身的耗能管理系统，要严格控制其耗能，这对于建筑有着长远的意义，对于我国的环境生态保护来说更是重中之重。
参考文献：
[1]孙纯武，郭林文.重庆市大型公共建筑集中空调系统能耗状况及分析[J]. 洁净与空调技术.2011（8）：90-92
[2]江亿.我国建筑耗能状况及有效的节能途径[J].暖通空调.2013（4）：20-22
