置换通风的设计计算与节能效果比较.教程文件
置换通风的计算
按照1.3m高计算 按照6.3m高计算 6.3
实际的排（回）风的CO2浓度Ce 1408 实际的回风率ψ r 0.52 实际的新风量Lx 15900 实际的回风量Lr 17100 每人实际的新风量Lx 20.38462
游泳池观众区计算表
设计计算标准
1 室内工作区热舒适性：
根据节能技术措施编制 tmin tmax tox 23 ℃ 24.6 ℃ 23.8 ℃ △thf= △t= Voz≤ Coz≤ 2 ℃ 2 ℃/m 0.2 m/s 1000 ppm
2 室内工作区空气质量
热舒适性设计
1 室内空调各项冷负荷 负荷类型 负荷指标 数量 冷负荷W 人体显热冷负荷 60 800 48000 设备散热冷负荷 5 250 1250 照明负荷冷负荷 20 250 5000 维护结构冷负荷 60000 合计冷负荷 114250 2 室内送、排（回）风温度及其温度差 根据33%规律绘制出室内垂直方向温度分布图，可得出： te-ts ts te 3 空调送风量 4 室内地面处送风温度 Ls 27644.31.2 ℃
空气质量设计
1 室内各热源对流空气流量 空气流量类别 流量 数量 总量m3/h 人员 36 780 28080 电脑 108 0 0 银光灯 70 0 0 台灯 25 0 0 汇总 28080 2 室内人员呼吸的污染物浓度Cexp和污染物排放的浓度Ce 人体散发出CO2的量 LCO2 16.848 m3/h 排污效率 η exp 4 室外新风的CO2浓度 Cx 350 ppm LCO2/Ls 室内送风的CO2浓度 排风的CO2浓度 回风率 Cs Ce ψr 33000 28080 27644.7 33000 m3/h m3/h m3/h m3/h 600 ppm 850 ppm 1450 ppm 0.46 面积 4.25 1/h 4.18 1/h 600 m3 高度(m) 11
从设计原理及运行工况特性分析置换通风的节能
制冷剂蒸发温度也相应提高， 这表明同一规格的制冷机 组能够提供更大的冷量， 这就可以降低制冷机组的规 格， 减少设备的初投资
３ 从置换通风的送风ｆ看置换通风的能耗
３１ 送风ｆ ．
置换通风会产生热力分层。 为了保证室内的舒适程
度， 姿 员 头 温 △ ｈ 小 ３ 到 内 坐 人 的 脚 差 Ｔ应 于 ９ 送 室 的 ， Ｃ 。
我们结合一实际工程项目 来分析置换通风的 运行工 况特性。 该项目 是我们对苏州市体育中心室内球场空调
效 进行 试， 据 果 测 根 测试数 进行 据 效果评 ［ 该球场 价４ １ 。
的观众区采用的是置换通风方式。 根据实测的数据， 我 们得到观众区温度梯度曲线如图 １ 所示。 从图１ 可看出， 置换通风垂直方向温度场存在温度 梯度。在高度２ ｍ区域内的温度梯度， 约为２ ／．随 ＇ｍ Ｃ
与 风 相 另 参 送 温 ，以 过 量 关的 一 数 风 度Ｔ 可 通 地 送 板 近 空 温 ｒ以 无 纲 数口确 附 的 气 度Ｔ 及 量 系 ‘ 定： ， 孔 爪 ； （马 ＝ 一０・ Ｐ 玛 乌／ Ｔ Ｔ △Ｍ ｒｈ Ｔ 二 一 式 Ｔ一 内 计 度， ； 中 ｈ室 设 温 ℃ Ｔ室 设 度 可许 脚差差 ℃ 温 与 允 头 温 之 值，； ｛ 内计 一 Ａｈ 坐 人 脚 差， 据 适 要 确 头 温 根 舒 性 求 定， Ｔ一 姿 ｆ
及运行工况的特性方面来分析置换通风的能耗， 从某种 意义上讲， 这是置换通风能否节能更深层次的原因 文中所阐述的置换通风的设计原理为美国麻省理工
学 ｉｘｎＹａ等 所 出 ，为 题 析 透 院Ｘ ｏｏ ｕ 人 提 。 将问 分 更 ａ ｉｇ 。
彻， 在文中， 适当地与混合通风的设计原理加以比较。
什么是置换通风[置换通风的设计计算与节能效果比较]
![什么是置换通风[置换通风的设计计算与节能效果比较]](https://img.taocdn.com/s3/m/5ada9e27974bcf84b9d528ea81c758f5f61f2987.png)
什么是置换通风[置换通风的设计计算与节能效果比较]置换通风是一种通过保持建筑内外空气的连续流动，实现室内空气质量改善的通风方式。
它通过将新鲜空气引入建筑内部，将污浊空气排出，以维持室内空气的清新和健康。
置换通风的原理是利用自然风力或机械设备，通过建筑的开放式构造或通风系统，将室内的污浊空气和热量排出，同时引入新鲜空气。
置换通风的关键是要确保空气流动的通畅性和室内外气体的交换效果。
对于置换通风的设计计算，首先需要了解建筑的空气质量需求和通风效果目标。
然后根据建筑的形状、朝向、周边环境和使用情况等因素进行通风量的计算。
一般来说，通风量的计算需要考虑室内外温差、室内外风速、人员密度、设备热负荷等因素。
在置换通风的设计中，还需要考虑风道系统、新风口和排风口的位置和布局。
优化风道系统的设计可以提高空气流动的效果，合理布置新风口和排风口可以实现室内空气的均匀分布。
在节能效果方面，置换通风相比传统通风方式具有一定的优势。
由于置换通风可以利用自然风力进行通风，相对于机械通风方式，能够降低能耗和运营成本。
此外，由于置换通风不需要使用空调来实现空气的循环，因此可以减少空调设备的使用，进一步降低能耗。
然而，置换通风也存在一些局限性：首先，置换通风的效果受到气候、季节和周边环境的影响，无法保证在任何情况下都能实现理想的通风效果；其次，置换通风的系统设计和安装需要专业知识和技能，不当的设计和操作可能会导致通风效果不佳或存在安全隐患。
综上所述，置换通风是一种通风方式，通过引入新鲜空气和排出污浊空气，以改善室内空气质量。
在设计计算方面，需要考虑建筑的空气质量需求和通风效果目标，以及各种因素对通风量的影响。
与传统通风方式相比，置换通风具有较好的节能效果，但也存在一些限制和挑战。
2.3 置换通风
置换通风属于下送风的一种，气流从位于侧墙下部的送风口水 平低速送入室内，在浮升力的作用下上升至工作区，吸收人员和 设备负荷形成热气流。在上升过程中，热气流不断卷吸周围空气， 流量逐渐增加。热力分层高度将整个空间分为上下两区，下区空 气由下向上呈单向“活塞流”，沿高度方向形成明显的温度梯度 和污染物浓度梯度；上区空气循环流动，污染物浓度较大，温度 趋于均匀一致（如图2.12和图2.13）。
2.3 置换通风
图2.14 置换通风末端装置及排风口的布置
2.3 置换通风
地平安装时该末端装置的作用是将出口空气向地面扩散， 使其形成空气湖；架空安装时该末端装置的作用是引导出口 空气下降到地面，然后再扩散到全室并形成空气湖；落地安 装是使用最广泛的一种形式。1/4圆柱型可布置在墙角内，易 与建筑配合。半圆柱型及扁平型用于靠墙安装。圆柱型用于 大风量的场合并可布置在房间的中央。以上3种末端装置的外 形如图2.15、图2.16和图2.17所示。
x ——室内有害物发生量，mg/s；
y p ——排风的有害物浓度，mg/m3；
y s——送风的有害物浓度，mg/m3。
2.3 置换通风
3、送风量的确定 根据置换通风热力分层理论，界面上的烟羽流量与送风流量相等， 即
qs q p
当热源的数量与发热量已知，可用下式求得烟羽流量
式中
q p (3B ) Qs B g c p
2.3 置换通风
图2.15 ¼圆柱形置换通风器 图2.16 半圆柱形置换通风器 返回
2.3 置换通风
图2.17 扁平形置换通风器 返回
复习思考题
1.确定全面通风量时，什么时候采用分别稀释各有害物空气量之 和？什么时候取其中的最大值？ 2.进行热平衡计算时，计算稀释有害气体的全面通风耗热量时， 采用什么温度？而计算消除余热、余湿的全面通风耗热量时， 采用什么温度？ 3.通风设计空气平衡和热平衡的意义是什么？ 4.某车间同时散发CO和SO2，χCO=100mg/s，χSO2=60mg/s， 试计算该车间所需的全面通风量。由于有害物及通风空气分 布不均匀，取安全系数K=6。
置换通风与混合送风供冷季运行能耗比较
置换通风与混合送风供冷季运行能耗比较andmi某ingventilation0引言随着办公自动化设备的开发与利用，新型办公楼室内布局的变化以及智能化建筑的出现，置换通风空调方式以其自身在热环境、空气品质等方面的优点及在施工运行中的灵活性及性，历外办公建筑中的日趋广泛[1]。
，置换通风在国内的及应用亦已起步。
置换通风形式不同于传统的混合通风形式。
置换通风空间分上区和下区，下区的气流为置换气流，空气品质明显优于混合式通风。
与混合通风相比[2～4]，置换通风还有通风效率高、工作区负荷低、室内垂直温度分层明显等特点，但它是否节能学术界沿有争议。
因为尽管工作区负荷低可相对提高置换通风的送风温度，扩大室外新风的利用率，使冷水温度相应提高，从而降低AHU负荷并提高制冷机的COP；但基于控制工作区温度梯度的要求以及AHU回风温度显著升高的现实情况，亦有可能增加AHU负荷。
Seppanen（1989年）对美国的办公建筑做了置换通风和混合送风的能耗比较[5]，就美国4个典型的气候带、两种典型的通风控制策略（VAV，CAV）、带有不同热回收部件的AHU系统等方面作了研究，内区平均冷负荷14W/m2，最大冷负荷负荷24W/m2,外区负荷约120W/m2。
研究发现：置换通风的能耗很大程度上取决于控制策略和空调箱系统。
一个带有热回收器、采用VAV控制的置换通风系统的能耗和混合通风系统的能耗几乎一样。
Zhivov（1998年）比较了不同气候下美国一餐厅使用置换通风和混合送风的能耗[6]。
考虑了两种室外空气的控制策略：定室外空气量、变室外空气量，结果发现：当定室外空气量时，置换通风节省12%～18%的能量；当变室外空气量时，置换通风节省16%～26%的能量。
陈清焰等考察了美国5种典型气候条件下办公室、教室、厂房使用置换通风的能耗情况[4]，结果发现：与混合通风相比，置换通风系统可能消耗更多的风机能量、较少的制冷机和锅炉的能量。
置换通风的设计及应用
冬季置换通风的使用方式
在冬季，不推荐采用送热风的形 式，会形成气流的短路
置换通风系统的自动控制
置换通风系统的自控与混合通风相似，关 键区别在于：
温度和空气品质传感器的布置位置
普通高度房间内传感器的安装
Fitzner（2001）推荐：对于墙壁安装的送风口，温度传感器 应布置在离地0.2～0.5m高度范围内：对于置换通风该区域是 吹冷风较敏感的部位，另外该区域内的温度相对稳定。
7.选择送风口的大小和尺寸：送风速度不能过大以 避免局部吹风感。研究表明送风口的最大面风速 为0.2m/s。
置换通风的应用
置换通风的适用条件
置换通风应用于污染源与热源伴生的情况。
置换通风应用于室高不小于2.4m的房间。
置换通风应用于冷负荷小于120w/m2的建筑物。 置换通风应与室内空间布置相协调。
置换通风的设计
二. 基于“50％原则”的设计步骤
1. 确定室内工作区设计温度（1.1m），和脚踝处 （0.1m）设计温度。由此确定室内温度梯度。 2. 根据温度梯度和房间高度确定0～hm（房高）之 间的温升。 3. 根据“50％ 原则”，即 确定送、排风温度。
t 地板 t排风 ＝50％ t 送风 t 排风
置换通风在办公室的使用
置换通风在办公室的使用
置换通风在单人办公室的应用
置换通风在会议室的应用
置换通风在会议室的应用
置换通风在教室的应用
置换通风在餐厅的使用
置换通风在体育馆的应用
空气由前部集中送出
置换通风在体育馆的应用
前部集中送风时，形成的温度分布
置换通风在体育馆的应用
座椅下送风
置换通风在体育馆的应用
置换通风室内的浓度分布特点
置换通风
度低于 14 ℃
结论
冷却顶板加置换通风系统是目前综合解决室内空间空气
品质和热舒适问题的最佳方案之一,并具有明显的节能效
果 ,是一种值得在一定范围内进行推广的空调系统
该系统初投资比传统空调系统要大 ,但由于建筑空间的
节省以及运行费用的减少 ,具有一定的经济可行性
顶板墙 面温度 下降
冷气流 下沉
空气品 质下降
工作区 空气混 合
系统的设计原则
国外大量的实验研究和工程应用表明, 冷却顶板制冷量
所占总冷量份额的上限一般定为 50 %～ 55%是比较合
适的, 否则会影响置换通风气流组织
冷却顶板供水温度一般为 16 ℃左右
对相对湿度较高的送风进行除湿处理, 以使其露点温
无冷却顶板 高舒适性好——辐射供冷为主
高效节能——夏季室内气温设定值高；管道内
冷媒温度高；可利用天然冷源 蓄冷能力强
施工安装和维护管理方便，不影响室内设施摆
放
冷却顶板空调系统缺点
容易结露——只承担室内冷负荷，无除湿能
力
无新风，需与其他系统配合使用
C
冷却顶板
冷却顶板表面温度可以通过调节供水温度及 水量来调节, 从而调节制冷量
冷却顶板
两种传热形式：辐射、自然对流
对于封闭式辐射板式, 两者比例大约为 1∶1 冷辐射面为开敞式或辐射面上有贯通的气 流通道的对流冷却吊顶，对流换热的比例则 要大得多，供冷量也较大。
室内温度分布
垂直温度分布
温度分布随辐射份额的变化
污染物垂直浓度分布随辐射份额的变化
从上两图可知，随着负荷中冷却顶板所占比例的增大,辐射
传热的增加 ,垂直温度分布会趋于均匀 , 垂直温差变小 , 从 而可以提高热舒适指标 。但同时工作区污染物浓度也会增
什么是置换通风置换通风的设计计算与节能效果比较
什么是置换通风置换通风的设计计算与节能效果比较置换通风是一种通过建筑物的窗户或通风设备将室内污浊空气替换成新鲜空气的通风方式。
与搅拌通风或换气通风相比，置换通风可以更彻底地清除室内空气中的有害物质，并提供更好的室内空气质量。
置换通风的设计计算涉及到多个因素，包括建筑物的类型、使用率、室内污染物的种类和浓度等，而节能效果的比较需要考虑室内外温差、风速和空调系统的效果等因素。
下面将详细介绍置换通风的设计计算和节能效果比较。
一、置换通风的设计计算1.空气负荷计算：首先需要计算建筑物的空气负荷，即室内空气中的热负荷和湿负荷。
热负荷的计算通常包括人体代谢热、照明负荷、电器设备负荷等，而湿负荷则是通过水分蒸发引起的。
2.换气量计算：根据建筑物的类型、使用率和室内污染物的种类和浓度，可以计算出适宜的换气量。
一般来说，工作场所的换气量应保持在6-12次/小时，而居住场所的换气量可适当降低至3-6次/小时。
3.通风方式选择：根据建筑物的具体情况和需求，选择适当的通风方式。
置换通风可以通过窗户或专门的通风设备进行，需要根据建筑物的结构和使用特点进行设计。
4.设备选择与布置：根据换气量和通风方式，选择适当的通风设备和布置方式。
通风设备可以是自然通风设备，也可以是机械通风设备，需要结合建筑物的特点进行设计。
5.控制系统设计：为了提高通风效果和节能效果，需要设计适当的控制系统。
根据室内外温差、风速和污染物浓度等参数，控制通风设备的开关和风速，以达到最佳的通风效果。
与其他通风方式相比，置换通风的节能效果受到多个因素的影响1.温度差异：置换通风的节能效果受到室内外温差的影响。
在冷季，室内外温差大时，通过置换通风可以减少供暖负荷，降低供暖成本。
而在热季，室内外温差大时，通过置换通风可以提高室内外温度的平衡，降低空调负荷，减少能源消耗。
2.风速与风量：置换通风的节能效果还受到风速和风量的影响。
适当增大风速和风量，可以提高通风效果，促进室内空气的循环和新鲜空气的进入，减少空调系统的运行时间，降低能源消耗。
置换通风的设计计算与节能效果比较
人体头脚温差3℃超过，这超过了活动区环境条件的ASHARE 5592标准。
因此，合理的设计送风量和送风温度是关系到置换通风保证室内空气品质和人体热舒适性的一个重要因素。
本文分别从人体热舒适性和控制污染源保证室同空气品质的角度讨论置换通风送风量和送风温度的计算方法。
二、送风量计算1.从人体热舒适性角度对于置换通风，室内空气温度在垂直方向的分布近似如图1所示。
T f为脚面处(0.1m)温度，由于地板的对流和辐射传热以及送风口周围空气的卷入，使其略高于送风T s，T d为排风温度，T h为1.1m高度，即人为坐姿时头部高度的温度。
瑞典Mundt［5］理论推导出无量纲温度θf的计算式：(1)L T：通风量M3/h ρ：空气密度Kg/m3C p：空气定压比热KJ/Kg·℃ A：地板面积㎡一般情况下，可按下述数值取：αr：房间辐射换热系数，αr=5w/㎡·℃ αr：房间对流换热系数，αc=4w/㎡·℃图1 置换通风室内温度垂直分布垂直温度分布是非线形的，且与通风量、热负荷类型、壁面温度、辐射热空间尺寸、风口形式等均有关系。
要想准确的描述它不仅很困难的，而且也没这个必要。
因为舒适性角度出发考虑这个问题，我们最关心的是人体头部和脚部之间的温度。
Xiaoxiong Yuan［7］1999根据大量实验数据和理论分析，得到计算头脚温差的经验公式：(2)Q O:室内人员及电气设备负荷w，Q l：室内照明负荷w，Q e：结构及太阳辐射热负荷w,式中的经验系数值如下：A=0.295， B=0.132， C=0.185上述公式在计算余热量时，不计入室内潜热，因为置换通风中促成温度分层的实际因素是显热。
而湿度可按污染物浓度计算［8］。
此公式适用于小型办公室、分区域大型办公室以及工业厂房等。
它虽然是根据坐姿人体舒适性拟和得到，但由于1.1m与1.8m垂直温度梯度要比0.1m与1.1m间温度梯度小，所以上式同样可作为站立人员的舒适性条件。
置换通风的设计计算与节能效果比较
置换通风的设计计算与节能效果比较摘要：转换通风作为改善空调房间空气品质的一种重要方式，近年来倍受关注。
本文分别从人体热舒适性和控制污染源以保证室内空气品质的角度讨论了转换通风送风量和送风温度的，同时论证了合理设计条件下，置换通风的节能效果。
关键词：置换通风，热舒适性，室内空气品质，送风量一、概述一般来说，相对于空调房间的混合通风方式而言，置换通风可以保证良好的室内空气品质而且节能。
从地板或墙底部送风口所送冷风在地板表面上扩散开来，可形成"空气湖(airlake)"；并且在热源周围形成浮力尾流(buoyantplume)慢慢，带走热量。
由于风速较低，气流组织紊动平缓，没有大的涡流，因而室内工作区空气温度在水平方向上比较一致，而在垂直方向上分层，层高越大，这种现象越明显。
由热源产生向上的尾流不仅可以带走热负荷，也将污浊的空气从工作区带到室内上方，由设在顶部的排风口排出。
底部风口送出的新的墙体，余热及污染物在浮力及气流组织的驱动力作用下向上运动，所以置换通风能在室内工作区提供良好的空气品质。
置换通风方式首先在北欧出现，并且在过去的二十年得到了广泛的应用，我国在近十年内也展开了大量的研究。
〔1-3〕置换通风虽然有一定的优点，但也有其一定的适用条件。
置换通风一般适用于污染源与发热源相关的场所，且层高不低于2.5m，此时污浊空气才易于被浮力尾流带走；对房间的设计冷负荷也有一个上限，目前的研究表明，如果有足够的空间来大型送风散流装置的话，房间冷负荷可达120w/㎡。
〔4〕当房间冷负荷过大，置换通风的动力能耗将显著加大，经济性下降，而且送风装置占地、占空间的矛盾也更为突出。
由于置换通风的送风口处于工作区，送风温度必须控制在人体舒适范围内，送风温差的合理确定是置换通风空调系统设计的难点之一。
如果送风温差设计偏小，则会造成送风量偏大，送风散流装置的尺寸大小和数量增多，设备投资加大；如果送风温差过大，送风温度必然较低，人体头部与脚面之间温差偏大，使人产生冷感，降低人体热舒适性。
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置换通风的设计计算与节能效果比较来源：岁月联盟作者：佚名时间：2010-08-24摘要：转换通风作为改善空调房间空气品质的一种重要方式，近年来倍受关注。
本文分别从人体热舒适性和控制污染源以保证室内空气品质的角度讨论了转换通风送风量和送风温度的，同时论证了合理设计条件下，置换通风的节能效果。
关键词：置换通风，热舒适性，室内空气品质，送风量一、概述一般来说，相对于空调房间的混合通风方式而言，置换通风可以保证良好的室内空气品质而且节能。
从地板或墙底部送风口所送冷风在地板表面上扩散开来，可形成"空气湖(air lake)"；并且在热源周围形成浮力尾流(buoyant plume)慢慢，带走热量。
由于风速较低，气流组织紊动平缓，没有大的涡流，因而室内工作区空气温度在水平方向上比较一致，而在垂直方向上分层，层高越大，这种现象越明显。
由热源产生向上的尾流不仅可以带走热负荷，也将污浊的空气从工作区带到室内上方，由设在顶部的排风口排出。
底部风口送出的新的墙体，余热及污染物在浮力及气流组织的驱动力作用下向上运动，所以置换通风能在室内工作区提供良好的空气品质。
置换通风方式首先在北欧出现，并且在过去的二十年得到了广泛的应用，我国在近十年内也展开了大量的研究。
［1-3］置换通风虽然有一定的优点，但也有其一定的适用条件。
置换通风一般适用于污染源与发热源相关的场所，且层高不低于2.5m，此时污浊空气才易于被浮力尾流带走；对房间的设计冷负荷也有一个上限，目前的研究表明，如果有足够的空间来大型送风散流装置的话，房间冷负荷可达120w/㎡。
［4］当房间冷负荷过大，置换通风的动力能耗将显著加大，性下降，而且送风装置占地、占空间的矛盾也更为突出。
由于置换通风的送风口处于工作区，送风温度必须控制在人体舒适范围内，送风温差的合理确定是置换通风空调系统设计的难点之一。
如果送风温差设计偏小，则会造成送风量偏大，送风散流装置的尺寸大小和数量增多，设备投资加大；如果送风温差过大，送风温度必然较低，人体头部与脚面之间温差偏大，使人产生冷感，降低人体热舒适性。
根据Melikov和Nelson［4］的实验发现33%的测试点上超过15%的人感动有吹风感，引起不适，40%测试点上人体头脚温差3℃超过，这超过了活动区环境条件的ASHARE 5592标准。
因此，合理的设计送风量和送风温度是关系到置换通风保证室内空气品质和人体热舒适性的一个重要因素。
本文分别从人体热舒适性和控制污染源保证室同空气品质的角度讨论置换通风送风量和送风温度的方法。
二、送风量计算1.从人体热舒适性角度对于置换通风，室内空气温度在垂直方向的分布近似如图1所示。
Tf为脚面处(0.1m)温度，由于地板的对流和辐射传热以及送风口周围空气的卷入，使其略高于送风Ts，Td为排风温度，Th为1.1m高度，即人为坐姿时头部高度的温度。
瑞典Mundt［5］理论推导出无量纲温度θf的计算式：(1)LT：通风量M3/h ρ：空气密度Kg/m3Cp：空气定压比热KJ/Kg·℃ A：地板面积㎡一般情况下，可按下述数值取：αr ：房间辐射换热系数，αr=5w/㎡·℃ αr：房间对流换热系数，αc=4w/㎡·℃图1 置换通风室内温度垂直分布垂直温度分布是非线形的，且与通风量、热负荷类型、壁面温度、辐射热空间尺寸、风口形式等均有关系。
要想准确的描述它不仅很困难的，而且也没这个必要。
因为舒适性角度出发考虑这个问题，我们最关心的是人体头部和脚部之间的温度。
Xiaoxiong Yuan［7］1999根据大量实验数据和理论分析，得到计(2)Q:室内人员及电气设备负荷w，O：室内照明负荷w，Ql：结构及太阳辐射热负荷w,Qe式中的经验系数值如下：A=0.295， B=0.132， C=0.185上述公式在计算余热量时，不计入室内潜热，因为置换通风中促成温度分层的实际因素是显热。
而湿度可按污染物浓度计算［8］。
此公式适用于小型办公室、分区域大型办公室以及厂房等。
它虽然是根据坐姿人体舒适性拟和得到，但由于1.1m与1.8m垂直温度梯度要比0.1m与1.1m间温度梯度小，所以上式＜3℃，再同样可作为站立人员的舒适性条件。
按ASHARE 5592标准，取ΔThf根据不同类型热负荷大小，就可以利用相关经验公式确定在满足人体热舒适性。
条件下所需送风风量LT2.从控制污染源浓度及室内空气品质的角度考虑置换通风的换气效率要高于混合通风，在保证相同的室内空气品质的前提下，所需新风量要少于混合通风所需量，若仍采用混合通风方式确定新风量的经验数值来设计，必将导致新风量大，且浪费了冷量。
其所需新风量的计算可采用下列经验公式［6］:n为换气次数，Q为总负荷，Lm是混合通风方式下通风效率为1时的新风量，按ASHRAE1989标准［8］规定，应由每人最小新风量指标Rp(L/so人)和每㎡地板所须最小新风量指标Rb(L/so人)之和确定：PD:人数，D：差异系数， A：地板面积，具体取值详见表1［7］。
表1 ASHRAE62-1989R新风量要求使用类型通风要求使用指标RPRb人员密度差异因数通风效率办公空间 3.0 0.35 0.07 1 0.8 零售商店 3.5 0.85 0.15 0.75 1.00 普通教室 3.0 0.55 0.35 1 0.90 会议室 2.5 0.35 0.5 1 1.003.送风量的确定送风量的大小L取LI 与LT的较大值在特殊情况下，LI =LT，则空气处理系统采用100%的新风，即空气处理系统为直流式：一般情况下，LI ＜LT，则新风率R=LI/LT。
三、送风温度的T s 和排风温度Td。
T s ，排风温度Td以及新风量LI确定后，就可以确定制冷系统总的冷负荷。
四、计算示例一个置换通风办公室，房间尺寸为4m×8m×3m(L×W×H)，围护结构冷负荷Qe 为1.5Kw,照明冷负荷QI为0.2Kw，人员及设备冷负荷Qo为2Kw，单位面积的冷负荷指标115.6w/㎡，室内散湿量为0.25g/s，则ε=14800。
试计算送风量和送风温度。
工作区设计温度为24℃。
解：根据公式2计算，取ΔThf =2.5℃,LT=1001.7m3/h根据公式 6，且PD 取4人，Lm=83.5m3/h根据公式4：η=2.05，所需新风量为：LI=40.7m3/hL I ＜LT,L=LT=0.278m3/s,Th=24℃,Tf=24-2.5=21.5根据公式1：θf =0.175，由此得到：Ts=19.5℃,Te=30.5℃ΔT=Te -Ts=11.0℃若采用混合通风设计，按机器露点送风TL=13℃，送风温差为13℃，新风量为Lm，由于置换通风室内温度垂直分布(21.5℃-30.5℃)，故为了增强可经，混合通风室内设计温度取平均值TN1=26℃，则送风量及新风比分别为：L1=0.236m3/s=849.6m3/h,R1=9.8%根据置换通风及混合通风的送风温度及新风比可以确定系统的能耗。
可以分别计算置换通风和混合通风的耗冷量Qd 和Qm，对于置换通风，首选C可以看出，采用置换通风设计，将会造成送风量加大，造成风机能耗加大，送风散流器的大小和数量增多。
但由于新风量低于混合通风的设计值，且置换通风送风温度(19.5℃)明显高于混合式通风(13℃)，可有效利用二次回风，使整个系统能耗将于混合式通风，节能12%-18%［9］。
五、结论置换通风送风量及送风温度是通风系统设计的一个关键问题，涉及室内空气品质和舒适性要求，同时也关系到系统能耗。
按上述介绍公式来确定送风量和送风温度，不仅可以满足人体舒适性要求，也能保证室内空气品质，设计送风量略高于混合通风。
合理地设计置换通风系统，并有效地与热回收、二次回风等结合起来，可以使系统节能。
上文所提供的设计方法是按具体的条件得到的，有一定的适用条件，对于大空间，如剧院、大型厂房还有待进一步的研究。
：1.马仁民.论下部送风空调节能及其适用条件.暖通空调，1983.13(3).2.刘传聚.通风房间温度梯度之研究.全国空调制1998冷学术年会集.1998.3.连之伟，王同军，马仁民，下送风房间热分布系数影响因素的方差分析.暖通空调，1996，26(2)4.Melikov, A.K., and J.B.Nielsen.Local thermal discomfort due to draft and vertical temperature difference in rooms with displacement ventilation. ASHRAE Transactions 1989,95(2).5.Mundt, E.Convective flow above common heat source in rooms with displacement ventilation. Proceedings o ROOMVENT '90, oslo.6.Xiaoxiong Yuan, QingYang Chen, and Leon R, Glicksman. Modelsfor prediction of temperature difference and ventilation effectiveness with displacement ventilation. ASHRAE Transactions 1999,105(1).7.韩华，徐文华，范存养.国外新风量标准设计指标的(1)：ASHRAE标准62-1989的修订.暖通空调，000，30(5).8.芩鸣，倪波.上海馆置换通风系统设计研究.暖通空调，2000，30(5).9.Shiping Hu, Qingyan Chen, Leon R.Glicksman. Comparison of energy consumption between displacement and mixing ventilation systems for different U.S.buildings and climates. ASHRAE Transactions 1999.105(2)。