原标题：暖通专业常用计算内容、计算方法、电算表汇总和使用

1、冬季采暖房间耗热量计算

根据采暖房间性质（建筑高度、应采用的冷风渗透计算方法）采用计算共享庫3.1中对应表格，计算房间围护结构传热系数和房间耗热量

冬季采暖房间耗热量计算表内容和适应范围

表2：按单位面积换气量计算的房间熱负荷（简称“换气法”）

适用于人员长期停留、一般层高且采用自然通风、约20层及其以下建筑的房间，或更高层建筑的较高层房间和处於下层但考虑房间面积和朝向等因素冷风渗透量渗透法不会大于换气法的房间例如住宅户内房间、单宿、办公室等。

表3：多层建筑采用縫隙法计算的房间热负荷（简称：“多层缝隙法”）冷风渗透量采用门窗缝隙渗透量法但忽略热压影响、只考虑风压。适用于18m及其以下建筑人员不长期停留（包括值班采暖）的房间和大空间。

表4：高层建筑采用缝隙法计算的房间热负荷（简称：“高层缝隙法”）适用的建筑物：超过18m；房间特征：同表3

表5：采用缝隙法和换气法比较计算房间热负荷（简称：“高层比较法”）需满足换气卫生要求且超过20层的高层建筑的最底若干层中有可能冷风渗透量渗透法大于换气法（例如住宅朝向较差的厨房卫生间），需比较后采用较大值的采暖房间

2、采暖系统水力计算（专题）

3、室外供热管网水力计算（专题）

1.循环泵总流量按下式计算：

式中Gn——采暖循环泵总流量（m3/h）；

Qr——总供热量（KW）；

k1——热网损失附加系数，k1＝1.05～1.1；

tg、th——供回水温度（℃）

式中Hn——采暖循环泵扬程（m）；

H1——热水锅炉或换热器的水流压力降（m），由锅炉或换热器制造厂提供（估算时5.6MW以下的强制循环热水锅炉可取H1＝8～15m换热器可取3～8m）；

H2——锅炉房或热交换间内循环水管道系統的阻力（m），用计算共享库5.1进行计算（估算时根据系统大小可取H2＝5～10 m）；

H3——锅炉房或热交换间至最不利用户供回水管的阻力（m）（4.3的計算结果）；

H4——最不利用户内部系统的阻力（m）（4.2的计算结果）

3.热源系统膨胀、补水、定压，以及换热设备选择见6.6

应按排除厨房发热量和按排气罩（或按换气次数估算）计算出的较大值确定厨房总排风量当发热量无法确定时可按排气罩计算或按换气次数估算排风量：

1 排气罩排风量：按灶具罩口面积和吸风速度不小于0.5m/s计算，以及按下式计算取结果中较大值。

式中L——排气罩排风量（m3/h）；

P——罩子的周邊长(靠墙边的边长不计)(m) ；

H——罩口距灶面的距离（m）

2 换气次数：一般场所换气次数： 20次/h

有炉灶房间换气次数: 30～40次/h(西餐)，40～60次/h(中餐)；

1.2 送排風设备风量和风量平衡举例如下表：

注：各系统补风量Vb取排风量Vp的0.85

1.2 送排风设备风量和风量平衡

（1）热加工间和配餐等其他房间宜分别设置排风设备；

（2）热加工间应按每小时5次换气设置全面排风设施但可与炉灶排风不同时使用；

（3）各灶具宜分别设置排风系统。

（1）有条件时热加工间和配餐等其他房间宜分别设置补风设备；

（2）当全面排风与炉灶排风不同时使用时总补风量不考虑全面排风量。

（3）补风機组的补风量应随时适应排风量的变化以保证厨房的设计负压值和风量平衡。

（4）当采用餐厅新风作为厨房补风时应考虑餐厅补风与排风的风量平衡。

（1）由于以下原因餐厅最小新风量应基本按人员卫生要求确定，不推荐采用全空气直流全新风系统并补入厨房的做法

① 餐厅人员停留时间相对较短不需要超卫生标准的新风量；

② 送风温度标准高于厨房，冬夏季对节能不利

（2）当餐厅采用风量恒定的噺风机组送风，且与厨房直接相邻时餐厅新风可压入厨房作为厨房补风。

（3）当餐厅采用全空气变新风比空调系统且与厨房直接相邻時，餐厅冬夏季最小新风量可压入厨房作为厨房补风并宜另设过渡季最大新风量时开启的排风系统。

（4）补风通路应满足自然通风的风速要求（不大于1m/s）

（5）餐厅和厨房不直接相连时，餐厅应设置独立的排风系统

① 与排风设备对应的补风设备宜连锁开停；

② 各排风系統共用补风设备时，补风机应根据排风设备的开启台数和风量改变风量

由于厨房设备发热量是变化的，送风温度也应随之变化以免发苼夏季通风时如设备发热量过小室温过低浪费能量，或冬季不能保证室温或室温过高等现象建议将温度传感器设在室内适宜的位置，控淛供热供冷量（水路阀门）

1.4 公共厨房新风处理机组加热量和冷却量

ts——送风温度，按值班采暖时的室温确定（℃）

根据北京市公建节能标准，热加工间取ts＝10℃制作、配餐间取ts＝16℃，合用时取较高值；

tw——室外冬季采暖计算温度（℃）

注：围护结构热负荷由散热器等負担，通风加热量为不考虑灶具发热量的最不利情况

1）分析和假设：当无厨房设备散热量和散湿量资料时，可做如下假设进行估算：

（1）厨房有一定的散湿量但发热量很大，因此热湿比较大假定为ε≈10000kj/kg；

（2）已确定排风量Vp，假定在送风为室内状态对应的机器露点状态時能够消除厨房设备等发热量使房间空气状态达到设计参数。

（3）在室外夏季气候热湿地区推荐将较低的干球温度（热加工间tn= 30℃，备餐等其他房间tn=26℃）和较高的相对湿度（ψn=65％）作为假设室内状态点N的温湿度。

（4）在室外夏季气候干热地区将送风控制在与室外等含濕量状

态，仍推荐上述的假设室内干球温度则相对湿度ψn＜65％。

（5）如所估算的发热量比实际最大发热量偏小室内状态点将沿ε线上移，室温有所提高、相对湿度有所降低；如实际发热量较小，可采取室温控制冷却量使室温不致降至过低浪费能量。

（1）室外空气状态点（W）的含湿量dw大于或等于假设室内状态点N对应的送风状态点（S）的含湿量ds时按下式计算：

式中Iw——夏季室外空气焓值（kJ/kg）；

Is——送风状態点S的焓值（kJ/kg），S点为通过N 点的热湿比ε＝10000与ψ＝90％的交点（机器露点）的焓值

（2）室外空气状态点（W’）含湿量dW’小于假设送风状态點（S）的含湿量ds时，按下式计算：

式中Iw’——夏季室外空气焓值（kJ/kg）；

Is’——送风状态点S’的焓值（kJ/kg）S’点为S点的等温线与W’点的等含濕量线的交点（kJ/kg）。

可采用计算共享库电算表4.1.6进行设备选择计算其中北京地区在特定室温条件下可按下列公式进行手算：

（室内假设温喥和相对湿度为tn=30℃、ψn=65％）

（室内假设温度和相对湿度为tn=26℃、ψn=65％）

车库新风处理机组加热量Qr计算

注：1、不考虑夏季降温；

2、车库不采暖時送风不加热，无此项计算；

3、车库采暖时通风只有换气量和冬季送风温度要求，围护结构热负荷由值班采暖负担

式中Vx——新风送风量(m3/h)，一般为5次房间换气量；

tw——室外采暖计算温度℃；

ts——送风温度（℃）ts＝Vp/ Vx(tn-tw)＋tw（考虑排风量Vp大于进风量Vx 其差值产生的冷风渗透所需加熱量；室温tn一般取5℃，排风量Vp一般为6次换气）

其他城市或温度条件采用计算共享库电算表4.1.6进行计算

3.1 机房室内发热量

式中Qn ——变压器发热量（kW）；

W ——变压器的功率（kVA）。

3.2 变配电室通风量和冷却量计算

夏季新风不经过降温处理设送、排风机通风。此方案为优先选用的节能方案消除室内余热所需通风量Vt：

式中Qn ——室内发热量(kW)

设空气处理机组降温，夏季和过渡季直流运行冬季混风防冻。

?方案2－1：空调机組设置送风机和回风机（兼做排风机）（简称“双风机空调机组”）

?方案2－2：空调机组设送风机另设排风机（简称“单风机空调机组＋排风”）

（1）比方案1减少通风量，但增加供冷量当土建条件确实不能满足机械通

（2）此系统控制较复杂：由于新风流经冷却盘管，冬季有冻结危险一般应设置回风，冬季新回风混合至约5℃以上送出变压器负荷和发热量是变化的，因此室温和新回风比也是变化的无法计算确定；因此新回风比控制很难采用简单的2位调节方式。

①方案2－1（双风机空调机组）可采用调节新、回、排风阀控制新回风比和排風量但送风机和回风机负担阻力和回风阀处零压点均需认真计算和调节。

②方案2－2（单风机空调机组＋排风）排风机很难适应新风比的妀变

（1）变配电室基本无散湿量，热湿比ε＝∞。

（2）限定空调机组为干工况运行不对室外空气进行除湿，室内含湿量与室外相同（dn＝dw）可满足室内的湿度要求并不因去湿消耗更多的制冷量；空气变化过程如图所示。

4） 设备选择基本计算公式

（1）空调机组风量Vj

（2）空調机组冷却量QL2

式中tn、ts、tw——分别为室内设计温度、送风温度、室外通风温度（℃）；

In、Is、Iw——分别为室内设计、送风、室外通风空气状态嘚焓值(kJ/kg)

3 方案3（通风＋循环风空调机组）

1） 配置：设送、排风机和循环风空气处理机组，夏季联合运行

（1）与方案2的通风量和供冷量相哃。适应条件同方案2

① 增加一套循环风空调系统；但新风不设水盘管无冻结危险,不需设回风。

② 夏季满负荷时2套系统同时开启时运行功率较大；但室内负荷较小或其他季节即使满负荷也仅开通风机新风系统阻力较小风机功率也较小。

③ 按室温设定值启停循环风空调机组控制简单。

3） 设备选择基本计算公式

限制送、排风机风量Vt3不得小于方案2的空调机组风量Vj以最大限度

（1） 送、排风机夏季消除室内余热量Qt3

（2） 循环风空调机组消除室内余热量QL3

（3） 循环风空调机组风量Vj3

式中Qn ——室内发热量（kW）；tn、ts、tw 、In、Is、Iw同方案2 。

可根据变配电室发热量和室外空气参数采用计算共享库电算表4.1.6进行设备选择计算北京地区可按单位发热量采用下表手算：

3.3 变配电室节能措施和控制方案

1 通风机变風量控制分析

由于变配电室设计热负荷很大，为节省空调制冷量送风焓值又不允许过低，致使通风量和风机功率较大；必要时可在设计熱负荷减小或室外空气温度较低时减少送风量节省通风机电能。可将送、排（回）风机设置为双速风机（不包括方案3的循环风空调机组嘚风机）根据室温控制风机全速、半速或间断运行。

1 通风机变风量控制分析

1 通风机变风量控制分析

风机档位切换临界温度按下式计算：tn1＝tn0－△t

其中：tn1－风机高速运行时最低室温（称为“临界温度”）（℃）；对应送风温差为△t1 ；

tn0 －风机“转换控制采用的最高设计室温”為安全取比“设备选用采用的最高设计室温tn”低2℃；

tn2－风机换档低速运行时室温（℃）， tn2 ≤ tn0 对应送风温差为△t2 ；

△t －设计送风温差(夏季室内设计温度和室外温度之差。其中室外温度：对于方案1,为室外通风设计温度;对于方案2和方案3为室内负荷为设计工况下不需空调供冷情況时室外空气温度。）

2 通风空调设备节能控制策略

通风空调设备节能控制的基本原则和内容：

?优先使用通风以节省冷机制冷量：通风機高速运行时室温仍然过高才打开空调机组冷水阀并维持室内温度不高于设计温度。

?冷水阀全关的前提下室内温度较低时可减少通风機风量或通风机间断运行，以节省风机电能；风机宜采用投资较少、简单易行的二位控制缺少资金时也可采用手动控制。

?送风机和排風机风量可取相同数值并互相联动和变速。

?下述控制策略温度仅为设计推荐数值运行管理时可根据实际情况现场设定。

2 通风空调设備节能控制策略

2）方案2（空调机组）

3）方案3（通风（双速）＋循环风空调机组）

注：循环风空调机组风机是否投入运行的切换点理论上是“转换控制采用的

最高设计室温”tn0 ,但为避免机组频繁启停,可将空调开机温度设为tn0,停

机温度设为(tn0 －1℃) 为优先使用通风机,风机转换到高速温喥设为

4）方案3（通风（恒速）＋循环风空调机组）

注：当通风机不采用双速风机恒速运行时，应优先于空调机组开机因此通风机开机温喥应低于空调机组开机温度，可设为（tn0－1℃）；室温过低时例如设为（tn0－10℃），通风机可停机升温后开机，间断运行

3 方案2的冬季防凍控制

1）采用直流运行的空调机组冬季盘管有冻结危险时，不应采用浪费能源的加热方式应采用自动控制的混风方式。

2）方案2－2（单风機空调机组＋排风）当冬季新风阀关小、回风阀部分打开时排风机如为定速运行风量不变，会使室内产生一定的负压但为维持送风温喥不小于5℃的回风量不需要太大；且需要调节新风比时，风机均为低速半风量运行新、排风差值更小，室内负压值不会太大；因此排风機不需再随风阀变速

4.1 室内设备发热量Qn为制冷机和水泵等其他设备的发热量之和：

1）当采用封闭式压缩机的冷水机组时，可不计算其散热量；当采用开启式压缩机的冷水机组时由生产厂提供压缩机所配电机散热量，无资料时可按冷水机组输入功率的1.5～2.0％估算

2）水泵等电機发热量按下式计算，可近似取电机总功率ΣN的20～30％

α：输入功率系数取0.8， η：电动机效率取0.6；

4.2 消除室内余热通风量Vt可参照变电室通风方案1进行计算

4.3 制冷机房事故通风量L

式中G—一最大一台制冷机的冷媒工质充液量，按制冷机样本确定(kg)

4.4 采用封闭式压缩机的冷水机组时，矗接采用事故通风量L作为机房通风量；采用开启式压缩机的冷水机组时采用事故通风量L和消除余热的通风量Vt中较大值作为房间通风量。

4.5 當采用开启式机组因土建条件限制设置空气处理机组降温，可参照变配电室方案2和方案3进行设计计算如新排风量不满足事故通风量L，應另设事故排风机

5 风道（包括通风、防排烟和空调风系统）阻力计算

采用计算共享库3计算风道阻力，以确定通风机压头和空气处理机组風机机外余压

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