暖通專業常用計算內容、計算方法、電算表匯總和使用
本課件為某設計院內部培訓課件，僅供參考。
采暖計算
1、冬季采暖房間耗熱量計算
根據采暖房間性質（建筑高度、應采用的冷風滲透計算方法），采用計算共享庫3.1中對應表格，計算房間圍護結構傳熱系數和房間耗熱量。
冬季采暖房間耗熱量計算表內容和適應范圍
表1：K值計算
表2：按單位面積換氣量計算的房間熱負荷（簡稱“換氣法”）
適用于人員長期停留、一般層高且采用自然通風、約20層及其以下建筑的房間，或更高層建筑的較高層房間和處于下層但考慮房間面積和朝向等因素冷風滲透量滲透法不會大于換氣法的房間。例如住宅戶內房間、單宿、辦公室等。
表3：多層建筑采用縫隙法計算的房間熱負荷（簡稱：“多層縫隙法”）冷風滲透量采用門窗縫隙滲透量法，但忽略熱壓影響、只考慮風壓。適用于18m及其以下建筑，人員不長期停留（包括值班采暖）的房間和大空間。
表4：高層建筑采用縫隙法計算的房間熱負荷（簡稱：“高層縫隙法”）適用的建筑物：超過18m；房間特征：同表3
表5：采用縫隙法和換氣法比較計算房間熱負荷（簡稱：“高層比較法”）需滿足換氣衛生要求且超過20層的高層建筑的最底若干層中，有可能冷風滲透量滲透法大于換氣法（例如住宅朝向較差的廚房衛生間），需比較后采用較大值的采暖房間。
2、采暖系統水力計算（專題）
3、室外供熱管網水力計算（專題）
采暖循環泵等設備選擇計算
1.循環泵總流量按下式計算：
Gn＝0.86k1?Qr/(tg－th)
式中Gn——采暖循環泵總流量（m3/h）；
Qr——總供熱量（KW）；
k1——熱網損失附加系數，k1＝1.05～1.1；
tg、th——供回水溫度（℃）。
循環泵揚程按下式計算：
Hn=1.1（H1+H2+H3+H4）
式中Hn——采暖循環泵揚程（m）；
H1——熱水鍋爐或換熱器的水流壓力降（m），由鍋爐或換熱器制造廠提供（估算時5.6MW以下的強制循環熱水鍋爐可取H1＝8～15m，換熱器可取3～8m）；
H2——鍋爐房或熱交換間內循環水管道系統的阻力（m），用計算共享庫5.1進行計算（估算時根據系統大小可取H2＝5～10 m）；
H3——鍋爐房或熱交換間至最不利用戶供回水管的阻力（m）（4.3的計算結果）；
H4——最不利用戶內部系統的阻力（m）（4.2的計算結果）。
3.熱源系統膨脹、補水、定壓，以及換熱設備選擇見6.6
通風計算
1 公共廚房通風
1.1排風量
應按排除廚房發熱量和按排氣罩（或按換氣次數估算）計算出的較大值確定廚房總排風量，當發熱量無法確定時可按排氣罩計算或按換氣次數估算排風量：
1 排氣罩排風量：按灶具罩口面積和吸風速度不小于0.5m/s計算，以及按下式計算，取結果中較大值。
L=1000 P·H
式中L——排氣罩排風量（m3/h）；
P——罩子的周邊長(靠墻邊的邊長不計)(m) ；
H——罩口距灶面的距離（m）。
2 換氣次數：一般場所換氣次數：20次/h
有爐灶房間換氣次數: 30～40次/h(西餐)，40～60次/h(中餐)；
1.2 送排風設備風量和風量平衡舉例如下表：
注：各系統補風量Vb取排風量Vp的0.85
1.2 送排風設備風量和風量平衡
1）排風系統設置
（1）熱加工間和配餐等其他房間宜分別設置排風設備；
（2）熱加工間應按每小時5次換氣設置全面排風設施，但可與爐灶排風不同時使用；
（3）各灶具宜分別設置排風系統。
2）補風系統設置
（1）有條件時熱加工間和配餐等其他房間宜分別設置補風設備；
（2）當全面排風與爐灶排風不同時使用時，總補風量不考慮全面排風量。
（3）補風機組的補風量應隨時適應排風量的變化，以保證廚房的設計負壓值和風量平衡。
（4）當采用餐廳新風作為廚房補風時，應考慮餐廳補風與排風的風量平衡。
3）餐廳通風
（1）由于以下原因，餐廳最小新風量應基本按人員衛生要求確定，不推薦采用全空氣直流全新風系統并補入廚房的做法
① 餐廳人員停留時間相對較短，不需要超衛生標準的新風量；
② 送風溫度標準高于廚房，冬夏季對節能不利。
（2）當餐廳采用風量恒定的新風機組送風，且與廚房直接相鄰時，餐廳新風可壓入廚房作為廚房補風。
（3）當餐廳采用全空氣變新風比空調系統，且與廚房直接相鄰時，餐廳冬夏季最小新風量可壓入廚房作為廚房補風，并宜另設過渡季最大新風量時開啟的排風系統。
（4）補風通路應滿足自然通風的風速要求（不大于1m/s）。
（5）餐廳和廚房不直接相連時，餐廳應設置獨立的排風系統。
1.3 控制
1）風量平衡控制
① 與排風設備對應的補風設備宜連鎖開停；
② 各排風系統共用補風設備時，補風機應根據排風設備的開啟臺數和風量改變風量。
2）供冷、供熱量控制
由于廚房設備發熱量是變化的，送風溫度也應隨之變化，以免發生夏季通風時如設備發熱量過小室溫過低浪費能量，或冬季不能保證室溫或室溫過高等現象，建議將溫度傳感器設在室內適宜的位置，控制供熱供冷量（水路閥門）。
1.4 公共廚房新風處理機組加熱量和冷卻量
1 冬季加熱量Qr
Qr≈0.337Vx(ts-tw)/1000 (kW)
式中Vx——新風量(m3/h)；
ts——送風溫度，按值班采暖時的室溫確定（℃），
根據北京市公建節能標準，熱加工間取ts＝10℃，制作、配餐間取ts＝16℃，合用時取較高值；
tw——室外冬季采暖計算溫度（℃）。
注：圍護結構熱負荷由散熱器等負擔，通風加熱量為不考慮灶具發熱量的最不利情況。
2 夏季冷卻量QL
1）分析和假設：當無廚房設備散熱量和散濕量資料時，可做如下假設進行估算：
（1）廚房有一定的散濕量，但發熱量很大，因此熱濕比較大，假定為ε≈10000kj/kg；
（2）已確定排風量Vp，假定在送風為室內狀態對應的機器露點狀態時能夠消除廚房設備等發熱量，使房間空氣狀態達到設計參數。
（3）在室外夏季氣候熱濕地區，推薦將較低的干球溫度（熱加工間tn= 30℃，備餐等其他房間tn=26℃），和較高的相對濕度（ψn=65％）作為假設室內狀態點N的溫濕度。
（4）在室外夏季氣候干熱地區，將送風控制在與室外等含濕量狀
態，仍推薦上述的假設室內干球溫度，則相對濕度ψn＜65％。
（5）如所估算的發熱量比實際最大發熱量偏小，室內狀態點將沿ε線上移，室溫有所提高、相對濕度有所降低；如實際發熱量較小，可采取室溫控制冷卻量，使室溫不致降至過低浪費能量。
2）計算公式
（1）室外空氣狀態點（W）的含濕量dw大于或等于假設室內狀態點N對應的送風狀態點（S）的含濕量ds時，按下式計算：
QL= 1.2Vx(Iw-Is)/3600 (kW)
式中Iw——夏季室外空氣焓值（kJ/kg）；
Is——送風狀態點S的焓值（kJ/kg），S點為通過N 點的熱濕比ε＝10000與ψ＝90％的交點（機器露點）的焓值。
（2）室外空氣狀態點（W’）含濕量dW’小于假設送風狀態點（S）的含濕量ds時，按下式計算：
QL= 1.2Vx(Iw’-Is’)/3600 (kW)
式中Iw’——夏季室外空氣焓值（kJ/kg）；
Is’——送風狀態點S’的焓值（kJ/kg），S’點為S點的等溫線與W’點的等含濕量線的交點（kJ/kg）。
可采用計算共享庫電算表4.1.6進行設備選擇計算。其中北京地區在特定室溫條件下可按下列公式進行手算：
1）冬季最大加熱量：
熱加工間：Qr= 6.40Vx/1000 (kW)（送風溫度為10℃）
制作、配餐間：Qr= 8.42Vx/1000 (kW)（送風溫度為16℃）
2）夏季最大冷卻量：
熱加工間：QL= 5.42Vx/1000 (kW)
（室內假設溫度和相對濕度為tn=30℃、ψn=65％）
制作、配餐間：QL= 9.95Vx/1000 (kW)
（室內假設溫度和相對濕度為tn=26℃、ψn=65％）
式中：Vx——新風量(m3/h) 。
車庫新風處理機組加熱量Qr計算
注：1、不考慮夏季降溫；
2、車庫不采暖時送風不加熱，無此項計算；
3、車庫采暖時，通風只有換氣量和冬季送風溫度要求，圍護結構熱負荷由值班采暖負擔。
Qr ≈ 0.37Vx(ts-tw)/1000 (kw)
式中Vx——新風送風量(m3/h)，一般為5次房間換氣量；
tw——室外采暖計算溫度℃；
ts——送風溫度（℃）ts＝Vp/ Vx(tn-tw)＋tw（考慮排風量Vp大于進風量Vx ，其差值產生的冷風滲透所需加熱量；室溫tn一般取5℃，排風量Vp一般為6次換氣。）
北京地區tn＝5℃時， ts＝7.8℃ ，Qr =5.66Vx/1000 (kw)
其他城市或溫度條件采用計算共享庫電算表4.1.6進行計算
3 變配電室通風
3.1 機房室內發熱量
Qn＝0.0126W～0.0152W
式中Qn ——變壓器發熱量（kW）；
W ——變壓器的功率（kVA）。
3.2 變配電室通風量和冷卻量計算
1 方案1(通風）：
夏季新風不經過降溫處理，設送、排風機通風。此方案為優先選用的節能方案，消除室內余熱所需通風量Vt：
Vt≈ 1000Qn/[0.337(tn–tw)]（m3/h）
式中Qn ——室內發熱量(kW)
tn、tw——夏季室內外溫度(℃)( 37℃≤tn≤45℃)
方案2（空調機組）
1）設備配置
設空氣處理機組降溫，夏季和過渡季直流運行，冬季混風防凍。
? 方案2－1：空調機組設置送風機和回風機（兼做排風機）（簡稱“雙風機空調機組”）
? 方案2－2：空調機組設送風機，另設排風機（簡稱“單風機空調機組＋排風”）
2） 適用條件、特點
（1）比方案1減少通風量，但增加供冷量，當土建條件確實不能滿足機械通
風風量時，可以采用。
（2）此系統控制較復雜：由于新風流經冷卻盤管，冬季有凍結危險，一般應設置回風，冬季新回風混合至約5℃以上送出。變壓器負荷和發熱量是變化的，因此室溫和新回風比也是變化的，無法計算確定；因此新回風比控制很難采用簡單的2位調節方式。
①方案2－1（雙風機空調機組）可采用調節新、回、排風閥控制新回風比和排風量，但送風機和回風機負擔阻力和回風閥處零壓點均需認真計算和調節。
②方案2－2（單風機空調機組＋排風）排風機很難適應新風比的改變。
3）分析和限定
（1）變配電室基本無散濕量，熱濕比ε＝∞。
（2）限定空調機組為干工況運行，不對室外空氣進行除濕，室內含濕量與室外相同（dn＝dw），可滿足室內的濕度要求并不因去濕消耗更多的制冷量；空氣變化過程如圖所示。
4） 設備選擇基本計算公式
（1）空調機組風量Vj
Vj≈1000Qn/[0.337(tn–ts)]（m3/h）或Vj＝3600Qn/[1.2(In-Is)] （m3/h）
（2）空調機組冷卻量QL2
QL2≈0.337 Vj(tw–ts)或Q L2＝1.2 Vj(Iw-Is)/3600 (kW)
式中tn、ts、tw——分別為室內設計溫度、送風溫度、室外通風溫度（℃）；
In、Is、Iw——分別為室內設計、送風、室外通風空氣狀態的焓值(kJ/kg)。
3 方案3（通風＋循環風空調機組）
1） 配置：設送、排風機和循環風空氣處理機組，夏季聯合運行。
2） 方案特點：
（1）與方案2的通風量和供冷量相同。適應條件同方案2。
（2）與方案2相比
① 增加一套循環風空調系統；但新風不設水盤管無凍結危險,不需設回風。
② 夏季滿負荷時2套系統同時開啟時運行功率較大；但室內負荷較小或其他季節即使滿負荷也僅開通風機，新風系統阻力較小風機功率也較小。
③ 按室溫設定值啟停循環風空調機組，控制簡單。
3） 設備選擇基本計算公式
限制送、排風機風量Vt3不得小于方案2的空調機組風量Vj，以最大限度
利用機械通風消除室內余熱。
（1） 送、排風機夏季消除室內余熱量Qt3
Qt3＝0.337Vt3（tw－tn）(kW)；
或Qt3＝1.2 V t3 (Iw－Is)/3600 (kW)
（2） 循環風空調機組消除室內余熱量QL3
QL3＝Qn－Qt3(kW)
（3） 循環風空調機組風量Vj3
Vj3≈1000QQL3 /[0.337(tn－ts)]（m3/h）
或Vj3＝3600QL3Q/[1.2(In-Is)]（m3/h）
式中Qn ——室內發熱量（kW）；tn、ts、tw 、In、Is、Iw同方案2 。
4 工程計算
可根據變配電室發熱量和室外空氣參數采用計算共享庫電算表4.1.6進行設備選擇計算。北京地區可按單位發熱量采用下表手算：
3.3 變配電室節能措施和控制方案
1 通風機變風量控制分析
由于變配電室設計熱負荷很大，為節省空調制冷量，送風焓值又不允許過低，致使通風量和風機功率較大；必要時可在設計熱負荷減小或室外空氣溫度較低時減少送風量，節省通風機電能?？蓪⑺?、排（回）風機設置為雙速風機（不包括方案3的循環風空調機組的風機），根據室溫控制風機全速、半速或間斷運行。
1 通風機變風量控制分析
風量、熱量、溫差基本關系式：
1 通風機變風量控制分析
風機檔位切換臨界溫度按下式計算：tn1＝tn0－△t
其中：tn1－風機高速運行時最低室溫（稱為“臨界溫度”）（℃）；對應送風溫差為△t1 ；
tn0 －風機“轉換控制采用的最高設計室溫”，為安全取比“設備選用采用的最高設計室溫tn”低2℃；
tn2－風機換檔低速運行時室溫（℃）， tn2 ≤ tn0 ，對應送風溫差為△t2 ；
△t －設計送風溫差(夏季室內設計溫度和室外溫度之差。其中室外溫度：對于方案1,為室外通風設計溫度;對于方案2和方案3為室內負荷為設計工況下，不需空調供冷情況時室外空氣溫度。）。
2 通風空調設備節能控制策略
通風空調設備節能控制的基本原則和內容：
? 優先使用通風以節省冷機制冷量：通風機高速運行時室溫仍然過高才打開空調機組冷水閥并維持室內溫度不高于設計溫度。
? 冷水閥全關的前提下，室內溫度較低時可減少通風機風量或通風機間斷運行，以節省風機電能；風機宜采用投資較少、簡單易行的二位控制，缺少資金時也可采用手動控制。
? 送風機和排風機風量可取相同數值，并互相聯動和變速。
? 下述控制策略溫度僅為設計推薦數值，運行管理時可根據實際情況現場設定。
2 通風空調設備節能控制策略
1）方案1（通風）
2）方案2（空調機組）
3）方案3（通風（雙速）＋循環風空調機組）
注：循環風空調機組風機是否投入運行的切換點理論上是“轉換控制采用的
最高設計室溫”tn0 ,但為避免機組頻繁啟停,可將空調開機溫度設為tn0,停
機溫度設為(tn0 －1℃) 。為優先使用通風機,風機轉換到高速溫度設為
(tn0 －1℃)，開啟溫度設為(tn0 －2℃) 。
4）方案3（通風（恒速）＋循環風空調機組）
注：當通風機不采用雙速風機恒速運行時，應優先于空調機組開機，因此通風機開機溫度應低于空調機組開機溫度，可設為（tn0－1℃）；室溫過低時，例如設為（tn0－10℃），通風機可停機，升溫后開機，間斷運行。
3 方案2的冬季防凍控制
1）采用直流運行的空調機組冬季盤管有凍結危險時，不應采用浪費能源的加熱方式，應采用自動控制的混風方式。
2）方案2－2（單風機空調機組＋排風）當冬季新風閥關小、回風閥部分打開時，排風機如為定速運行風量不變，會使室內產生一定的負壓。但為維持送風溫度不小于5℃的回風量不需要太大；且需要調節新風比時，風機均為低速半風量運行，新、排風差值更小，室內負壓值不會太大；因此排風機不需再隨風閥變速。
4 制冷機房通風
4.1 室內設備發熱量Qn為制冷機和水泵等其他設備的發熱量之和：
1 制冷壓縮機發熱量
1）當采用封閉式壓縮機的冷水機組時，可不計算其散熱量；當采用開啟式壓縮機的冷水機組時，由生產廠提供壓縮機所配電機散熱量，無資料時可按冷水機組輸入功率的1.5～2.0％估算。
2）水泵等電機發熱量按下式計算，可近似取電機總功率ΣN的20～30％。
qs=Σ1000nα(1-η)N 式中n：同時使用系數取0.7，
α：輸入功率系數取0.8， η：電動機效率取0.6；
4.2 消除室內余熱通風量Vt可參照變電室通風方案1進行計算。
4.3 制冷機房事故通風量L
L＝252 G0.5
式中G—一最大一臺制冷機的冷媒工質充液量，按制冷機樣本確定(kg)。
4.4 采用封閉式壓縮機的冷水機組時，直接采用事故通風量L作為機房通風量；采用開啟式壓縮機的冷水機組時，采用事故通風量L和消除余熱的通風量Vt中較大值作為房間通風量。
4.5 當采用開啟式機組，因土建條件限制設置空氣處理機組降溫，可參照變配電室方案2和方案3進行設計計算。如新排風量不滿足事故通風量L，應另設事故排風機。
5 風道（包括通風、防排煙和空調風系統）阻力計算
采用計算共享庫3計算風道阻力，以確定通風機壓頭和空氣處理機組風機機外余壓。
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