摘要：结合了一个案例，分析了采用露点送风计算方式在工程计算中会碰到的问题，且总结了一些规律，并对一次回风空调机组在过渡季节运行时室内工况点偏移现象作了简单分析。
关键词：一次回风； 总冷负荷； 余热； 余湿； 机器露点； 热湿比； 机器露点相对湿度
对于常规舒适性全空气系统，空调机组的风量是个非常重要的参数，但笔者翻阅了各个规范，手册，发现对这个方面的要求和描述很少，这类的文章也很少，可能专家们认为这个问题过于简单，不值得花时间去分析，但笔者认为，全空气系统风量的计算还有挺多值得探讨的地方。
2009年版技术措施《暖通空调？动力》第5.4.16条中对空调总风量有如下描述："空调房间夏季总送风量，应能消除室内最大余热和余湿，按室内最大冷负荷及送风焓差确定。在满足舒适的条件下，应尽量加大夏季送风焓差，但送风温差宜符合下列要求：
1、 送风口高度>5m时，送风温差宜≤15℃；
2、 2m<送风口高度≤5m时，送风温差≤10℃；
3、 送风口高度≤2m时，送风温差宜小于≤6℃；
空调设计手册第二版第1680页的表格中涉及了关于一次回风系统与一、二次回风系统的处理过程和计算方法。但表中介绍的夏季风量计算方法均考虑采用了二次加热，然而绝大多数情况下，对于普通舒适性空调系统是不会采用二次加热的，这样会对一些初学者会产生误导。现笔者针对普通一次回风空调系统，在不同的情况下的风量、参数计算及其一些容易忽视的问题作下探讨。
现有案例如下：深圳某个商业，面积为1000平方米，采用一次回风的空调系统，原始设计工况下室内设计设计干球温度为25℃，相对湿度为60%，人员密度为4 m2 /人，设计新风指标为20m3/人？时，室内余热量为120KW，余湿量为0.01215Kg/s，机器露点相对湿度为90%，送风管道温升为1℃，深圳室外计算干球温度为33.7℃，湿球温度27.5℃。
1、不同机器露点相对湿度下各室内设计相对湿度情况下的计算
笔者通过软件作出了在不同机器露点相对湿度情况下，在不同的室内设计相对湿度时的焓湿处理过程图，并从中发现了一些规律。
1.1、风量变化的规律
通过计算，不同的室内设计相对湿度及不同的机器露点相对湿度，风量的计算结果会有很大的偏差，计算结果见表1及图1：
当室内设计相对湿度从45%递增到70%时，室内设计风量增加的趋势将非常明显，由45%时的19529m3/h增大到70%时的70095m3/h，最大风量差不多为最小风量的3.6倍！
从图2中可看出，当室内设计温度均为25°C时，由于室内设计相对湿度为45%较70%向左偏移了很多，而两种情况下热湿比都是一样的，均为9876，从而根据机器露点相对湿度90%及送风管道温升1℃则很容易在焓湿图中找两者的送风状态点O1和点O2，其中O1和O2点送风干球温度分别为11.2℃和21.2℃，两种情况下，余热余湿均不变，由于送风温差相差很大从而导致计算出来的风量结果也相差很大。
从表1我们也可从中看出，计算中当机器露点相对湿度取值不同时，各个相对湿度情况下风量都不一样，且都是随着机器露点相对湿度的升高而降低的，而相对湿度越高风量下降的趋势越明显。
从图3和图4中可看出，由于98%相对湿度线较92%相对湿度线低，从而导致机器露点相对湿度较高时送风温度会低一些，从而在这种情况下计算出的风量也会低。比较图3和图4，会发现图4中送风温度降低的比例远大于图3，这也就解释了为什么室内设计相对湿度越高时，机器露点相对湿度取值越大风量下降趋势越明显的原因了。
1.2、送风温度变化的规律及与露点温度的关系
笔者将在不同的室内设计相对湿度及采用不同的机器露点相对湿度时的送风温度整理了一下，也发现了一些规律，见表2和图5.
送风温度数据及室内露点温度数据（°C）
从图5可清晰的看出室内设计相对湿度从70%下降至45%时，各不同机器露点相对湿度情况下的的斜率比较接近，均比各设计相对湿度情况下的室内露点温度要陡。在90%，92%，95%，98%各个机器露点相对湿度线与室内露点露点交点分别为（13.9℃，50%），（14.5℃，52.5%），（16℃，57.5%），（17.8℃，64%），这表明，随着室内设计相对湿度的降低，风口结露的风险会渐渐加大，且机组的机器露点相对湿度越高从计算的结果来看就越容易结露，特别是在机器露点相对湿度为98%的情况下，在本案例其他条件不变的情况下，设计室内相对湿度低于64%时风口就有可能结露。文献2和文献3中一味强调降低室内设计相对湿度（即降低送风温度，减少总送风量）的好处而未考虑风口结露的问题，这容易误导一些初学者，文献3中所述的办公楼采用集中式一次回风空调系统指的应该指的是定风量一次回风系统，其实这也是与一般使用情况不符的，一般对于采用水机的办公楼，其末端形式要么是采用风机盘管+新风系统或要么是采用VAV（变风量）系统。
1.3、总负荷及新风负荷变化的规律
笔者将各情况下的新风负荷及总冷负荷整理如表3
新风负荷及总冷负荷数据（KW）
室内相对湿度
从表中可看出，新风负荷是随着室内设计相对湿度的降低新风负荷是逐渐增大的，这是因为室内设计温度不变时，室内相对湿度越低室内焓值必然也越低，而设计工况室外焓值是不变的，所以室内设计相对湿度越低其与室外的焓差也越大，在新风量一定的情况下其新风负荷也越低，以相对湿度45%和70%为例，两个情况下，室内点焓值分别为47.81KJ/Kg和60.64KJ/Kg，与室外的焓差分别为39.5 KJ/Kg和26.67KJ/Kg。另外也可从表中注意到，实际从软件计算出的总冷负荷在不同的机器露点相对湿度情况下均有一定的差异，且均比理论总冷负荷大，这是因为计算中均考虑了1℃的管道温升，而软件在计算中将这部分温升负荷均加到了总冷负荷总，而在比较高的室内设计相对湿度时其总风量较大，其通过管道温升得到的负荷也越多。
2、余湿量变化产生的影响
以上的分析中均考虑的是热湿比不变的情况下，现我们在原案例的基础上，仅改变室内余室湿看计算的结果将产生怎样的变化，计算中室内余湿量将按照与原余湿量比值0.2，0.5，0.8，1.2，1.5，2.0，3.0等7个情况分别计算送风量及送风温度结果见表4.
从表4中可看出，当仅余湿从原有余湿量的20%逐渐增大时总风量的计算值反而是越来越小的，本来当余湿量越大时总风量只有变得越大才能避免风口结露，而从实际计算的情况来看，当恒定室内计算相对湿度时，采用露点送风的计算结果是事与愿违的。从图6中分析可知，当室内散湿量比较小时热湿比线会比较陡，这导致了送风温度偏高，从而送风温差就会偏小，而在本案的前提条件是余热中的显热部分是不变的，所以，在同等情况下，余湿量降低风量反而会变大。 当大到一定程度时，原先设定的室内相对湿度将无法计算，这是由于此时热湿比过小，热湿比线非常平缓，导致其与设定的机器露点相对湿度线没有交点，在这种情况下如想调出计算结果可通过加大室内设计相对湿度，或降低机器露点相对湿度，或增加送风管道温升量。（相当于增加再热量）
3、一次回风空调系统过渡季节室内工况点偏移现象
对于已经投入运行的定风量全空气机组，由于在使用过程中余热量不可能一直都是负荷计算中的那么大，在过渡季节时房间的余热量必然减少，而可近似认为余湿量是不变的。对于普通舒适性空调，一次回风机组均是根据室内的回风温度控制水阀以调整送风温度，使室内的干球温度处于恒定值，而室内相对湿度是没有手段去直接控制的。现我们对两种情况作下比较，情况1：为原设计工况，余热量：120KW，（经计算，显热余热量为89.06KW）余湿量0.01215 Kg/s，相对湿度60%，机器露点相对湿度90%，送风管道温升1℃.情况2：仅显热余热量变为45KW，其他不变。由于空调机组风量不变，而显热余热量变为之前的一般，所以，送风温差也必然变为，之前的一半，所以，工况改变后的送风温差也必然之前的一般，而工况改变之后的热湿比也是是容易计算的，为6205，由于房间温度恒定控制为25℃，由此我们可在焓湿图上作出情况2的处理过程线（图7虚线部分），我们可发现室内工况点是发生了较大的偏移的，显著的特点是室内相对湿度变高了，本案例情况下N`室内相对湿度由焓湿图中得出大约为73%。以上分析过程并不复杂，但笔者发现不少设计者都以为设计工况采用了某一个相对湿度，其运行时也是保持这个相对湿度的，却不知实际上房间的相对湿度是会变高的。根据以上分析，当室内显热余热量进一步变小时，室内相对湿度会进一步加大，甚至会达到90%以上，当然，实际运行情况可能没有这么严重，那是因为机组在过渡季节机器露点相对湿度会变，这一点不是本文讨论的重点，不在本中展开。
4.结论与建议
4.1、由于纯粹采用露点送风的计算方法会导致计算结果发生很大的变化，建议风量计算的过程中采取露点送风与送风温差相对
4.3、较低的室内设计相对湿度、较高的机器露点相对湿度、较低的送风温升、较大的室内余湿量将导致送风口容易结露。
4.4、当其他条件不变，空调计算风量将随室内余湿量的增加而减少，当余湿量增加到一定程度时，风量将无法计算。
4.5、普通空调机组在过渡季节运行时，室内相对湿度会有增大的趋势。
4.6、在采用露点送风方法计算总风量时，新风量的比例变化不会影响总风量，这一点比较简单，读者可自行试算，本文不再赘述。
参考文献：
1 、王民雍、杨丽娟、腾亮；一次回风空调系统设计中几个常见问题分析。； 暖通空调 2009，39（5）。
2、殷平，空调节能技术和措施的辨识（1）：26℃空调节能行动的误解。暖通空调2009，39（2）。
3、殷平，房间设计相对湿度对空调系统经济性的影响--兼评（对空气节能技术和措施的辨识（1）"26℃空调节能行动"的误解）一文中某个观点的探讨》 暖通空调.2010，40（10）.
