变风量系统的设计方法

变风量空调系统的设计
一、变风量空调系统概述 1．变风量空调系统的原理 全空气空调系统设计的基本要求，是要向空调房间输送足够数量的并经过处理的空气， 用于消除房间内的余热及余湿，以达到房间的温、湿度要求。 湿空气的焓有两部分组成：一、潜热：仅随含湿量而变化的热量；二、显热：仅随温度 而变化的热量，可表示为： Q＝（1.01+1.84d）t （1） 忽略含湿量 d 对显热量的影响，变风量系统的基本计算公式： Qs≈1.2L(tn-ts) （2） 式中： Qs——房间显热负荷，KW L——房间的送风量，m3/s tn——室内空气温度，℃ ts——送风温度，℃ 由公式（2）可以看出，当房间显热Qs值发生变化而室温tn保持不变时：一、将送风量L 固定，而改变送风温度ts，该系统称为定风量系统；二、将送风温度ts固定，而改变送风量L， 该系统称为变风量系统。 2．定风量、变风量系统夏季空气处理过程分析 2.1 室内热、湿负荷成比例减小, 即 ε 2＝ ε 1不变。 1）变风量系统： 送风温度不变，Q减小时，可以减小L，送风状态点 3 沿 ε 1线仍可以到达室内状态点N1。 2）定风量系统： a）改变送风温度（不再热），送风状态点变为 3"，沿 ε 2线到达状态点N3。 ＇ b）改变送风温度（再热），送风状态点变为 3 ，沿 ε 2线到达状态点N2。
2.2 室内热负荷减小，湿负荷不变， ε 减小，即 ε 2＜ ε 1。 1）变风量系统： 送风温度不变，Q减小时，可以减小L，送风状态点 3 沿 ε 2 线到达状态点N2。 2）定风量系统：
1
图 1 室内热、湿负荷比例减小

b）改变送风温度（再热），送风状态点变为 3"，沿 ε 2 线到达室内状态点N1。
a）改变送风温度（不再热），送风状态点变为 3 ，沿 ε 2 线到达室内状态点N3。
＇
图2
室内热负荷减小，湿负荷不变
3.3 当房间的热负荷发生变化时，室内状态参数变化见表 1。 表 1 室内状态参数变化分析 系统类型 变风量系统 送风温度改 变（不再热） 送风温度改 变（再热）
ε不变
tN不变 φ1不变 tN不变 φ3＞φ1 tN不变 φ2＜φ1
结论 保持原来的状态 参数 保持室内温度， 相对湿度增加 保持室内温度， 相对湿度减小， 增加再热能耗
ε改变
tN不变 φ2＞φ1 tN不变 φ3＞φ1 tN不变 φ1不变
结论 保持室内温度， 相对湿度增加 保持室内温度， 相对湿度增加 保持原来的状态 参数，增加再热 能耗
定风量 系统
因此， 变风量系统在房间的热负荷发生改变时， 其对室内湿度的控制能力可优于不再热 的定风量系统。 变风量系统与定风量系统相比具有以下特点： 1．系统节能：根据相似工况原理，空调风机的耗电量与其转速的 3 次方成正比。 2．舒适度方面：变风量系统具有可分室调节温度、控制湿度的能力强的特点。 3．变风量末端的送风量调节 根据公式（2）可以看出，空调机组的送风显热量 1.2L(tn-ts)应与所负担空调区域的显热 负荷QS相平衡。当空调区域由多个变风量末端组成时，各变风量末端根据其控制区域的显 热负荷变化而改变其送风量， 空调机组的送风量则应该随着系统各变风量末端风量改变而变 化。
2

VAV
VAV
VAV
图3
VAV 空调系统示意
当各变风量末端的控制区域室温相同时，其下列方程式成立：
q1 q 2 q3 = = = L = 1.2(t n ? t s ) = K (t s ) l1 l2 l3
式中： qi —末端控制区域的室内显热负荷，kW
（2）
li —末端的送风量，m3/s
从上式可以看出，空调系统的各个变风量末端，当室温tn相同时，其每个变风量末端的 负荷与风量之比是相同的，其比值为送风温度的函数。 由于变风量末端的送风量设有最大送风量和最小送风量的上下限限制，其调节范围无 法满足房间负荷小时的调节要求，因此，为拓宽变风量末端的调节范围，使各变风量末端的 送风显热量l(tn-ts)与其控制区域的室内显热负荷q相平衡， 送风温度需要随送风量的变化范 围而改变送风温度的设定值。 由以上分析可以看出，变风量空调系统应具有送风量和送风温度变化的能力。 4．变风量系统与风机盘管加新风系统的比较 变风量空调系统与风机盘管加新风空调系统相比，其主要特点如下表： 表 1.1 主要特点对比 名称 热舒适性 VAV 通过 VAV 末端实现区域温度控制。 控制室内湿度的能力强。 末端装置全年为干工况，末端装置本 身不会繁殖细菌。 可利用全新风，室内 IAQ 品质高。 集中回风有可能传播病毒等造成内部 感染。 室内无水管，不用担心室内漏水损坏 室内装修、设备及用户文件等。 VAV Box 的风阀无需维护保养。 FCU＋新风 通过 FCU 实现区域温度控制。 控制室内湿度的能力弱。 盘管夏季为湿工况，机组本身会繁殖 细菌。 不可以利用全新风， 室内 IAQ 品质不 及 VAV。 没有集中回风，不必担心由于回风带 来的内部感染。 水管进入室内，室内漏水会损坏室内 装修、设备及用户文件，凝水堵塞、 凝水盘漏水等。 过滤器需要定期清洗。
卫生条件
维修
控制系统
控制变量多（室温，风量，送风温度， 控制变量少（室温，水量，FCU 风机
3

AHU 风机转速，新风量等） 设计难度 要求计算项目比 FCU＋新风空调系 统多，计算结果要求严格。 比 FCU＋新风空调系统简单，易平 衡。 AHU 一般采用比例调节阀控制水 量，可采用大温差技术。
转速等） 要求计算项目比 VAV 空调系统少， 计 算简便。 比 VAV 空调系统复杂，平衡难。FCU 采用两通阀控制水量或不控制水量 时。
水系统
二、常用变风量系统类型 1、单风管变风量空调系统 该系统是变风量系统中最简单的一种，仅有一条送风管道通过末端设备和送风口向室内 送风。送风量根据室内负荷大小由室温控制器调节，以维持室温在设定的范围内。这种方式 只能同时加热或同时冷却，大多应用在： 1）不分区但需要同时供冷或供热的办公楼变风量系统中，季节转换时，各房间同时进 行。 2）大型办公楼变风量空调系统的内区，全年需要供冷。　
图4
单风管变风量空调系统
2、单风管变风量再加热空调系统 该系统所采用的变风量末端带有加热盘管的装置，在室内负荷减少到一定程度时开启加 热盘管补偿热量， 这样即能满足房间最小风量而又不会产生房间过冷现象。 在冬季可利用加 热盘管供暖，以补偿围护结构的失热。该系统目前多用在大型办公楼外区的变风量系统中。
图5
单风管变风量再加热空调系统
3、单风管变风量与热水供暖、FC 系统等的组合系统 热水供暖、FC 系统设置目的是克服夏季周边区的围护结构特别是玻璃窗的辐射影响， 以及冬季外墙内表面产生的冷气流影响。该系统可用在办公楼的变风量系统中。
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图6
单风管变风量与热水供暖、FC 系统等的组合系统
三、常用变风量末端装置 1．压力无关型变风量末端 1.1 末端装置按照是否补偿压力变化，分压力有关型（Dressure Dependent）和压力无关型 （Pressure Independent）两种；二者在控制意义上的定义： 压力无关型：使用风量控制器调节末端阀位执行机构，而风量控制器的设定值则通过房 间温度控制器进行重设定。 压力有关型：直接根据房间温度控制器来控制末端阀位执行机构。 对压力无关型末端装置而言，其控制以温度控制器为主控器，风量控制器为副控器， 而构成串级控制环路； 温度控制器根据温度偏差设定风量控制器， 风量控制器根据风量偏差 调节末端装置内风阀。 在控制系统中， 采用串级控制可以极大提高控制精度和控制系统的抗 干扰能力。当末端入口压力变化时，通过末端的风量会发生变化，压力无关型末端可以较快 地补偿这种压力变化， 以维持原有的风量， 使末端入口压力的变化几乎对房间温度没有影响。 其控制原理见下图。
5

图 7 压力无关型控制原理
图 8 压力有关型控制原理
压力有关型末端则只是一个单环控制， 要等到风量变化改变了室内温度后才动作， 在时 间上要滞后一些；同时，受末端入口压力变化的影响大。 由于压力无关型末端装置的特性可以弥补风道设计的不合理、 送风压力控制不利以及各 末端间的互相干扰等方面的不足，在工程中应用广泛，而压力有关型末端基本上不采用。 1.2 风速传感器 压力无关型变风量末端装置常使用的风速传感器有：皮托管型、超声波流量型等。 皮托管是测压管，由于其结构简单，使用方便，理论研究完善而得到广泛的应用。它由 感测头、外管、内管、管柱与全压、静压引出导管等组成。在变风量装置中，由于其管道截 面较大，测量某一点的流速不能反映该截面的平均流速。因此，在实际应用时采用一种变形 的皮托管即均流管来自动平均被测截面上各测点得到的动压， 直接求取平均流速。 均流管一 般用于圆形管道，用一根细的管子插入变风量装置的入口处，将被测截面分成几个区域，沿 着每个区域的中心位置在细管上开小孔作为测点，迎着气流方向，这些孔就是全压测孔。同 时，在同一截面的细管的背流方向开一个或多个静压测压孔，参见下图，其测量范围为 0＜ △p＜0.2kPa，对应的风速范围最好在 4～14m/s 之间。 超声波流量型是通过检测流体流动时对超声束的作用，以测量体积流量。
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后面的静压测孔
前面的全压测孔
压力信号输出端
前面的全压测孔
后面的静压测孔
压力信号输出端 图9 皮托管型风速传感器
欧美的压力无关型变风量末端控制箱均采用了皮托管型，而日本的压力无关型变风量 末端控制箱则不采用皮托管型。表 4.1 为日本各变风量末端控制箱厂商使用的风速计。
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日本的变风量末端装置不采用皮托管风速传感器是基于以下 2 点考虑。一，认为皮托 管易堵塞； 不能测量低风速。 二， 在日本， 一般办公楼空调系统的末端风管的设计风速为 3～ 4.5m/s，变风量末端装置的进风口一般都与风管直接连接，不采用渐缩管。当末端装置的最 小风量为设计风量的 30％时，其进风口风速为 1～1.5m/s，无法采用皮托管风速传感器。 变风量末端装置风速传感器不同，变风量末端装置进风接管的设计风速也不同： 1） 在样本许可的风量范围内选择哪个型号的末端装置、确定末端装置的最大和最小 风量，才能保证所选的末端装置在整个空调期间其风量检测值在误差范围内。 2） 日本各变风量末端装置的一次风进风接管都是矩形风管，接管风速在 8m/s 以下。 3） 欧美的变风量末端装置的一次风进风接管大多是圆形接管，一般其接管设计风速 为 12～16m/s，最小风速不小于 5m/s。 4） 为保证风速传感器的测量精度， 末端装置进风接管直管段长度一般不小于 4～5D。 2．风机动力式变风量末端 2.1 风机动力式变风量末端： 节流型变风量末端是变风量空调系统的最基本形式，末端只送一次风，无回风。为解决 供热及分区问题， 七十年代中期开始应用风机动力式变风量末端装置， 该末端又可分为带并 联风机的末端装置和带串联风机的末端装置两种。
图 10 节流型变风量末端
串联风机型变风量末端是指风机与变风量阀串联布置，一次风既通过变风量阀又通过风 机加压；变风量阀改变一次风和回风之比，总送风量不变；并联风机型变风量末端是指风机 与变风量阀并联布置，一次风仅通过变风量阀，不需要风机加压；风机仅负责回风的送入和 送出，一次风变化时总送风量也变化。二者构造见下图。
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图 11 并联风机型变风量末端
图 12 串联风机型变风量末端
2.2 串联、并联风机型变风量末端的特性比较见下表： 名称 风机运行 送入房间的风量 串联 连续运行，采暖和制冷时均运行 不变。 变化。有制冷时，一次冷风和回 风混合；采暖时，再热器逐级加 热。 并联 间歇运行，只有采暖、低冷负荷和 夜间才运行 在中、高冷负荷时变风量；在低冷 负荷、采暖时不变。 在中、高冷负荷时不变；在低冷负 荷和采暖时变，再热器逐级加热。
送风温度
末端装置风机尺寸
按采暖负荷设计（一般是制冷负荷 按制冷设计负荷设计，风机需克 的 60%），风机需克服风管和风口 服风阀、风管和风口的阻力损失， 的阻力损失，因风量减少，末端装 静压较高。 置风机静压相应减少。 1.房间有人时， 末端装置风机连续 运转，噪声连续发生； 2.末端装置风机静压较高； 3.入口静压较低（25Pa~100Pa ）， 只克服风阀阻力损失，噪声与入 口静压成正比。 风机连续运转，耗能大； 入口静压较低，节约了集中空气 处理装置的能量。 为防止压力过高，与中央空气处 理机组连锁。 只需克服末端装置风阀阻力损 失。 1.在设计冷负荷时，末端装置风机 不运转， 在采暖时， 风机间歇运转， 噪声间歇发生； 2.末端装置风机静压较低； 3. 并 联 式 需 要 较 高 的 入 口 静 压 （100Pa~180Pa），需克服风阀， 风阀后风管和风口阻力损失。 风机间歇运行，风机风量按采暖负 荷确定，耗能低。 由温控器信号控制，与中央空气处 理机组无连锁。 需要克服风阀、 风管和风口阻损失。
噪声
能耗
风机控制 机组风机
2.3 变风量末端的控制特性曲线见下图：
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图 13
节流型变风量末端
图 14 串联风机型变风量末端
图 15
并联风机型变风量末端
10

四、变风量空调系统的设计问题 1．新风量的确定及分配 1.1 室内最小新风量的确定 1．室内最小新风量按《细则》第 14.2.2 条：表 14.2.2 空调建筑的室内设计参数 2．室内空气质量按《细则》第 14.2.4 条。 国家现行标准中部分室内污染物容许浓度指标 污染物名称 二氧化硫 二氧化氮 二氧化碳 一氧化碳 臭氧 符号 SO2 NO2 CO2 CO O3 单位 mg/m mg/m ％ mg/m
3 3 3 3
容许浓度 0.50 0.24 0.10 10 0.16
备注 1 小时均值 1 小时均值 日平均值 1 小时均值 1 小时均值
mg/m
3．部分国外有关标准 1）日本对中央空调建筑的室内空气品质基准规定： 表 3.１室内空气品质基准 浮游粉尘量 一氧化碳浓度 二氧化碳浓度 温度 相对湿度 气流 相对新陈代 谢率 RMR 0 0～1 1～2 2～4 4～7 0.15 mg/m3以下 10ppm 以下 1000ppm 以下 1）17～28℃ 2）室内温度不得明显低于室外空气温度 40～70％ 0.5m/s 以下 表 3.2 不同运动量的CO2呼出量和除去体臭最小新风量5 运动量 安静坐卧 极轻作业（坐姿） 轻作业（空手慢走） 中等作业 （频繁站立） 重作业 CO2呼出量 [m3/(h·人)] 0.0132 0.0132～0.0242 0.0242～0.0352 0.0352～0.0572 0.0572～0.0902 设计CO2呼出 量[m3/(h·人)] 0.013 0.022 0.030 0.046 0.074
）
除去体臭最小新 风量[m3/(h·人)] —— 12 16.4 25.1 40.5
*表 3.2 中CO2呼出量只适用于日本成年男性，女性应减去 10％，儿童应减去 50％。表 4 中除去体臭最小新风量以臭气强度指数为 2，日本成年男性，人均占有体积 13.3 m3为条件 算出。 2）ASHRAE 有关规定： 表 3.2 室内舒适度范围 温度 相对湿度 空气流速 22～25℃ 25～60％ 1） 夏季：小于 0.25m/s 2） 冬季：小于 0.15m/s
11

垂直温度梯度
小于 2.5～3.5℃
1.2 室内最小新风量的确定 设计室外空气通风量的计算公式： DVR=RPPDD+RBAB 式中，RP——每人所需的最小新风量，L/(人·s)； PD——室内人数，人； D——差异系数（diversity factor） ； RB——单位地板面积所需的最小新风量，L/(s·m2)； AB——建筑面积，m2。 第一部分：RPPDD称人员部分，意在稀释室内人员本身及其活动产生的污染物； 第二部分：RBAB称建筑部分，意在稀释由建筑材料、家具及HVAC系统散发的污染物。 表 4.1 ASHRAE 62-1989R 新风量要求 标准 62-1989R 要求 通风需求 使用类型 RP L/(人·s) 办公空间 零售商店 普通教室 3.0 3.5 3.0 RB L/(人·s) 0.35 0.85 0.55 使用指标 （仅是推荐） 人员密度 人/（100 m2） 7 15 35 1 0.75 1 0.80 1.00 0.90 差异 因数 使用指标下总新风量 通风 效率 最小新风 量 L/(人·s) 10.0 11.1 4.9 最小新风 量 L/(s·m2) 0.7 1.2 1.8
12

会议室
2.5
0.35
50
1
1.00
3.2
1.6
二氧化碳指标：原标准（ASHRAE 62-1989）建议极限值为 1000ppm，并明确指出该浓 度“并不是从危害健康角度考虑，而是人体舒适感（臭气）的一种表征” 。研究表明，假定 新风的CO2浓度为 300ppm， 典型成年人静坐， 7.5L/(人· s)的新风量能使 80％的来访者满意。 但还没有任何受控研究表明， 2浓度低于 2500ppm会对人体健康造成任何影响。 CO 已有的CO2 浓度超过 1000ppm会导致困倦的观测数据还没有在受控小室研究中得到证实。 有鉴于此， 修订案不再将CO2作为所关注的污染物代表， 也不再提及 1000ppm这一指标。 当VAV系统采用CO2控制新风量时，建仪仍采用极限值为 1000ppm。 2.2 新风量的分配 1、典型 HVAC 系统送风量一般取决于空调热负荷，而与通风负荷不成比例。一个多区 通风系统各空间的新风比不相同时， 若系统新风比取各空间的最大新风比， 可满足各个空间 的通风要求， 但取得最大新风比必然导致一部分甚至很大一部分新风未被利用， 回风中含有 新风，使实际送到最大新风比空间的新风超过其需求，增加初投资和能耗。若系统的新风比 取为各空间所需新风量之和与总风量的比，则又不能满足部分新风比较高空间的新风需求。 下述修正用于解决此问题。 通风系统效率定义为每一空间所需新风量之和与计及多区效应和其它功能所需总风量 之比。修正方法与 ASHRAE 62-1989 类似： X Y= 1+X-Z Y——修正后系统的新风比，相当于此处定义的通风系统效率； X——算得的各空间新风量的和与总送风量之比； Z——最大新风比空间的新风比。 用上式计算的 Y 值较精确，ASHRAE 标准 62-1989R 还提供了可查取通风系统效率的 图。 通风系统启动后，回风中的新风逐步被利用，一般经过 5～10 次左右换气就基本达到 稳定。稳定后，各空间的实际新风比均为临界新风比 Z。因为 X≤Y≤Z（推导略） ，所以该 项修正是满足各空间新风需求与不浪费间的一个折中。 多区系统的总新风量就等于 Y 与系统总送风量之积。 2、系统新风量的计算举例 1）某办公区域总面积 2050 m2，其中办公室 2000 m2，会议室 50 m2，空调送风量按 满足冷负荷要求确定， 办公室、 会议室的单位面积总风量分别为： L/(s· 2)、 L/(s· 2)。 5.0 m 4.4 m 2）系统新风量的计算如下： 名称 面积（m ） 单位面积送风量(L/(s·m )) 送风量（L/s） RP L/(人·s) PD(人) D RB(L/(s·m )) DVR（L/s）
2 2 2
办公室 2000 5.0 10000 3.0 140 1.0 0.35 3.0×140×1.0+0.35× 2000＝1120
会议室 50 4.4 220 2.5 25 0.8 0.35 2.5×25×0.8+0.35× 50＝67.5
总计 2050 10220
1188
13

新风比
1120÷10000＝0.112
67.5÷220＝0.307
0.143
X＝1188÷10220＝0.116 Z＝0.307 Y＝0.116÷（1+0.116-0.307）＝0.143 系统新风量：10220×0.143＝1461（L/s） 3、结论：系统实际新风量要应大于系统所需新风量，其倍数为 1461÷1188＝1.23 倍 1） 新风比取 0.143 时，办公室、会议室新风量分别为：1430 L/s、31.5 L/s，会议室的新风 量不能满足最小新风量的要求，只有通过回风补足。 2） 解决此问题的最佳方法是设独立的新风处理与分配系统。这种方法的实质是把跟踪冷负 荷的变风量系统与准确分配最小新风量的定新风系统分开设置，使新风量的分配完全不 受冷负荷的影响， 而只与各房间内的设计人数及新风供给标准有关， 但会增加机房面积， 建筑吊顶高度等不利因素。 3） 其他处理措施： a） 合理布置空调箱回风口，尽可能布置在内区； b） 合理布置内区 FPB 二次风的回风口，使其回风口布置在外区。
2. 变风量系统风道设计 为了确保变风量空调系统中的各变风量末端控制箱的控制特性相似，设计变风量空调 系统的风道系统时必须严格做好水力平衡计算。 这一点是变风量空调系统和定风量空调系统 在风道设计上的最大差别。
图 16
风阀设置示意
当最不利管路的阻力损失与最有利管路相差较大时，处于最有利管路上的变风量末端 控制箱需要关小风阀开度来消耗掉多余的静压。 由此而造成处于最有利管路上的变风量末端 控制箱的风阀叶片始终处于小开度。 变风量末端控制箱的工作流量特性为图 7 的快开流量特 性的话，小开度时的控制灵敏度过高，容易造成其风阀开度控制发生振荡，从而使室内居住 者明显地感到风量变化和温度变化，影响室内的热舒适性。
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图 17
风阀特性曲线
风道的计算一般采用等摩阻法。由于所有末端装置的最大送风量之和大于系统总送风 量，所以确定主风管管径时要利用“差异系数”重新分配风量（连接末端装置的支风管和主 风管末端部分用其实际最大送风量计算管径） 。
差异系数 = 分区或系统总风量 ( m 3 / h ) 各末端装置风量的算术 和( m 3 / h)
(2)
(3) 将差异量人为地分配到各送风主管段上， 风量调整后再利用等摩阻法计算管径。 一般在 主管末端大约 1/3 范围内，差异系数取 1.0，在余下的 2/3 范围内，差异系数平均分配。例 3 3 如：系统总送风量 6300m /h，各末端装置最大送风量之和 7590 m /h，见下图。 1220 1# B A 1220 3# C 2# 870
图 18
差异量 = 1 ? 差异系数
1220 5# E 4# 870 F 6# 870 G
D
1320 7# H
送风机
风管设计示意图
根据式(2)(3)计算得 差异系数＝6300/7590＝0.83 差异量＝1－0.83＝0.17 将差异量人为分配后，送风量调整结果见表 2。 表 2 风管干管送风量调整结果 分支干管 A－B 末端装置最大送风量之和(m /h) 7590
3
差异系数 0.83
调整后的计算风量(m /h) 6300
15
3

B－C C－D D－E E－F F－G G－H
6370 5500 4280 3410 2190 1320
0.86 0.89 0.92 0.96 1.0 1.0
5478 4895 3938 3274 2190 1320
计算系统冷负荷时已考虑了同时使用系数， 故系统总送风量被人为分配后， 依靠变风量 末端装置能够实现送风量的自动转移，从而达到预期效果。 3．末端的噪声设计 由于变风量末端安装在空调区域，其噪声的控制与设计是 VAV 系统设计的一个应注意 的问题。变风量末端有两类噪声源：一、气流噪声：压力无关型的 VAV 末端都带有风速测 量传感器， 这些传感器一般要求风速高于一定数值才能保证测量准确， 所以流过末端入口的 风速都比较高，产生较高的气流噪声；二、风机动力型末端的风机噪声。。 末端装置产生的噪声通过送风和外壳传入室内， 前者称为送风噪声 （Discharge Noise)， 后者称为辐射噪声（Radiated Noise）。 在末端装置的产品样本中，都列有详细的噪声数 据供设计者参考。一般，末端装置产生的噪声随型号及末端压力需求的增大而增加。由于 VAV 系统的运行工况是变化的，势必造成室内的声压级要随之变化。一般来说，人耳对稳 定声压级的噪声环境有一定的适应能力，长时间后，人的感觉就不很明显了。但是，当声压 级的变化达到 5dB，人的耳朵就能较清楚地感觉到。这就是为什么在有的 VAV 系统中，室 内人员有时候能听到噪声，而有时候又感觉不到的原因。 设计时应注意： 1) 2) 3) 4) 校核每个末端装置在最小、最大风量下产生的噪声值。 末端装置的型号不宜过大，应适当控制。 合理控制一次风送风管路的压力，使末端装置的入口静压值不要超过最小资用压头过 多。 末端装置的下游管路宜进行消声处理。
五、变风量系统的控制系统 典型的变风量系统有四个基本控制环节：末端流量控制、送风机转速控制、回风机转速 控制、混风温度控制。 末端流量控制：测量房间温度偏差，调节末端风阀； 送风机转速控制：根据送风道上测点静压调节送风机转速； 回风机转速控制：通过对送风道与回风道上的流量匹配调节回风机转速； 混风温度控制：根据新风、送风温度联动调节新、排、回风阀。
16

图 19
变风量系统的控制图
4.1 送风机转速控制 1．定静压法： 定静压控制，是在送风系统管网的适当位置（常在离风机 2/3 处）设置静压传感器，在 保持该点静压一定值的前提下， 通过调节输入风机电机的频率来改变空调系统的送风量。 该 控制法目前应用最广泛。 该方法的优点是控制简单、稳定，但节能效果差。存在的难题是：静压测点的位置及静 压控制器中静压值的设定。解决的方式之一是：完善系统的风道设计，尽可能使主风道上的 静压一致，使静压测点的位置及静压值的设定相对简单。
2．变静压控制法 变静压控制，是在保持每个 VAV 末端的阀门开度在 85％～100％之间，使阀门尽可能全 开和使风管中静压尽可能减小的前提下， 通过调节送风机电机的频率来改变空调系统的送风 量。 该方法能最大限度地节省风机能耗， 但控制算法复杂。 对一个比较理想的静压设定算法， 静压测点的位置并不重要， 静压设定算法完全可以弥补测点的位置影响， 一般可将测点位置 放在离风机出口不远处。 变静压控制法至少必须满足以下两个基本条件： １）只能使用压力无关型的末端装置； ２）各末端装置要能向静压设定器合适地给出压力升高或降低的信号。
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４．2 常用新风的控制 新风的控制是ＶＡＶ系统控制的难点。 常用的新风控制法有风机跟踪控制法、 ＣＯ２浓 度控制法及专设新风机（或新风末端）控制法。 １．风机跟踪控制法： 该法的控制原理：送风机送风量－回风机回风量＝新风量。通过测量送、回风道上的流量， 调节回风机转速，使送、回风道上的流量差保持不变，以维持房间适度的正压值。
排风
回风机 回风
回风
送风 新风 送风机
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图 22 回风机控制
２．ＣＯ２浓度控制法： 利用ＣＯ２变送器测量回风管中的ＣＯ２浓度并转换为标准电信号， 送入调节器控制新 风阀的开度，以保持足够的新风。
CO2传感器
冷热盘管
回风阀 风阀 CO2传感器
温度和相对湿度度传感器
有害物浓度传感器
图 23
CO2新风控制系统
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