暖通算量怎么算「暖通图纸怎么算量」

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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），采用计算共享库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1：K值计算

表2：按单位面积换气量计算的房间热负荷（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于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：多层建筑采用缝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，暖通设计学习交流加微星抠抠213加00和54万815数字连起来。

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）

采暖循环泵等设备选择计算

1.循环泵总流量按下式计算：

Gn＝0.86k1•Qr/(tg－th)

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（℃）。

循环泵扬程按下式计算：

Hn=1.1（H1 H2 H3 H4）

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统的阻力（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的计算结果）；

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

1 公共厨房通风

1.1排风量

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，雪洗暖通夹唐老师微星抠抠 213加00都54卯815。

L=1000 P·H

式中L——排气罩排风量（m3/h）；

P——罩子的周边长(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 送排风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）排风系统设置

（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。

2）补风系统设置

（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）补风机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。

3）餐厅通风

（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新风机组送风，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，且与厨房直接相邻时，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。

1.3 控制

1）风量平衡控制

① 与排风设备对应的补风设备宜连锁开停；

② 各排风系统共用补风设备时，补风机应根据排风设备的开启台数和风量改变风量。

2）供冷、供热量控制

由于厨房设备发热量是变化的，送风温度也应随之变化，以免发生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，控制供热供冷量（水路阀门）。

1.4 公共厨房新风处理机组加热量和冷却量

1 冬季加热量Qr

Qr≈0.337Vx(ts-tw)/1000 (kW)

式中Vx——新风量(m3/h)；

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负担，通风加热量为不考虑灶具发热量的最不利情况。

2 夏季冷却量QL

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时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湿量状

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。

2）计算公式

（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：

QL= 1.2Vx(Iw-Is)/3600 (kW)

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’小于假设送风状态点（S）的含湿量ds时，按下式计算：

QL= 1.2Vx(Iw’-Is’)/3600 (kW)

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’点的等含湿量线的交点（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：

1）冬季最大加热量：

热加工间：Qr= 6.40Vx/1000 (kW)（送风温度为10℃）

制作、配餐间：Qr= 8.42Vx/1000 (kW)（送风温度为16℃）

2）夏季最大冷却量：

热加工间：QL= 5.42Vx/1000 (kW)

（室内假设温度和相对湿度为tn=30℃、ψn=65％）

制作、配餐间：QL= 9.95Vx/1000 (kW)

（室内假设温度和相对湿度为tn=26℃、ψn=65％）

式中：Vx——新风量(m3/h) 。

车库新风处理机组加热量Qr计算

注：1、不考虑夏季降温；

2、车库不采暖时送风不加热，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。

Qr ≈ 0.37Vx(ts-tw)/1000 (kw)

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热量；室温tn一般取5℃，排风量Vp一般为6次换气。）

北京地区tn＝5℃时， ts＝7.8℃ ，Qr =5.66Vx/1000 (kw)

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 变配电室通风

3.1 机房室内发热量

Qn＝0.0126W～0.0152W

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

1 方案1(通风）：

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：

Vt≈ 1000Qn/[0.337(tn–tw)]（m3/h）

式中Qn ——室内发热量(kW)

tn、tw——夏季室内外温度(℃)( 37℃≤tn≤45℃)

方案2（空调机组）

1）设备配置

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：空调机组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”）

2） 适用条件、特点

（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

风风量时，可以采用。

（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风量，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改变。

3）分析和限定

（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

Vj≈1000Qn/[0.337(tn–ts)]（m3/h）或Vj＝3600Qn/[1.2(In-Is)] （m3/h）

（2）空调机组冷却量QL2

QL2≈0.337 Vj(tw–ts)或Q L2＝1.2 Vj(Iw-Is)/3600 (kW)

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、室外通风空气状态的焓值(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。

2） 方案特点：

（1）与方案2的通风量和供冷量相同。适应条件同方案2。

（2）与方案2相比

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

利用机械通风消除室内余热。

（1） 送、排风机夏季消除室内余热量Qt3

Qt3＝0.337Vt3（tw－tn）(kW)；

或Qt3＝1.2 V t3 (Iw－Is)/3600 (kW)

（2） 循环风空调机组消除室内余热量QL3

QL3＝Qn－Qt3(kW)

（3） 循环风空调机组风量Vj3

Vj3≈1000QQL3 /[0.337(tn－ts)]（m3/h）

或Vj3＝3600QL3Q/[1.2(In-Is)]（m3/h）

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

4 工程计算

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 通风机变风量控制分析

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；必要时可在设计热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的循环风空调机组的风机），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

风量、热量、温差基本关系式：

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”，为安全取比“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，不需空调供冷情况时室外空气温度。）。

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：通风机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机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。

• 送风机和排风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。

4 制冷机房通风

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 制冷压缩机发热量

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）水泵等电机发热量按下式计算，可近似取电机总功率ΣN的20～30％。

qs=Σ1000nα(1-η)N 式中n：同时使用系数取0.7，

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

L＝252 G0.5

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，直接采用事故通风量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 当采用开启式机组，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，应另设事故排风机。

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风机机外余压。