置换通风与混合送风供冷季运行能耗比较
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Comparison between annual energy consumptions of displacement ventilation
and mixing ventilation
的80%。
2．2 定风量系统中，β可变的能耗比较
图4比较了定风量系统中可变时的AHU负荷。新风比的设定如前所述。可见置换通风的AHU负荷始终低于混合送风。但与β固定时不同的是，在整个供冷期间置换通风AHU负荷降低的幅度始终相对较小。
图4 CAV变β的AHU负荷比较
置换通风的AHU总负荷为62470kWh，而混合送风AHU总负荷为67237kWh；置换通风在AHU侧可节能约7%。在这种空调模式
下，降低置换通风的最低新风比β，可降低AHU的负荷。最低新风比β为17.5%，20%，22.5%时，相应的AHU总负荷分别为混合送风的91%，93%和95%。可见最小新风比越小时，AHU总负荷也相对越少。
整个供冷季混合送风的AHU采用全新风小时数为62h；而置换通风的AHU采用全新风小时数为87h，占总供冷小时数的11%。可见置换通风对自然能源的利用率高于混合送风（回风温度高并非是惟一原因，室外温度适宜才是主要推动力）。
以房间r3-5为例，混合送风方式下不满意小时百分数为6.5%；而置换通风方式下不满意小时百分数为5%。置换通风的效果应略好于混合送风。
2．3 变风量系统中，定送风状态、固定β时的能耗比较
图5比较了变风量系统定送风状态、固定新风比β时的AHU负荷。新风比β的设定如前所述。混合送风的送风状态点参数为16℃，70%；置换通风的送风状态点参数为19℃，60%。
图5 VAV定送风状态定β时的AHU负荷比较
如图5所示，置换通风AHU负荷始终低于混合送风。但是二者AHU侧的负荷都大为增加。置换通风的AHU总负荷为79569kWh，而混合送风AHU总负荷为93696kWh；置换通风在AHU侧可节能约15%。在这一空调模式下降低置换通风的最低新风比β，同样可减轻AHU的负荷。最低新风比β为17.5%，20%，22.5%时，相应的AHU总负荷分别为混合送风的83%，85%和87%。
此时置换通风AHU所处理的风量将大于混合送风，如图6所示。统计可知，混合送风在供冷季总风量为1420万m3，而置换通风在供冷季的总风量为1787万m3，后者为前者的1.26倍。但需要指出的是，在此空调模式下采用了置换通风和混合送风后，房间温度的不满意率均为0。而置换通风回风温度在26℃以上的小时百分数也仅仅为3%；即在使用置换通风的多数的时间内，房间内的温度偏低的。如果考虑采用置换通风时工作区负荷较小，重新进行模拟（在模拟中假定房间允许的最高温度为27℃），所得结果如下：置换通风AHU负荷百分比为混合送风的75%，总送风量百分比为100.2%。
图6 VAV定送风状态定β时的AHU风量比较
混合送风和置换通风的AHU逐时处理的新风量如图7所示。混合送风AHU处理的新风量高于置换通风的。
图7 VAV定送风状态定β时AHU新风量比较
2．4 变风量系统中，定送风状态，变β时的AHU新风量比较
规律与固定β时类似，不过节能比例和风量比略有变化。采用全新风的小时数置换通风高于混合通风，前者为46h，刚好为后者的2倍。详细结果见表2。
表2 不同空调运行模式下的模拟结果汇总
AHU总负荷
/% ir Distribution on ASHRAE Research Project-RP-949, 1998.
5 Seppanen O A, Fisk W J, Eto, J, et al. Comparison of convectional mixing and displacement air-conditioning and ventilating systems in US commercial buildings. ASHRAE Trans, 1995, (2), VA-89-19-3
6 Zhivov A M, Rymkevich, AA. Comparison of heating and cooling energy consumption by HVAC system with mixing and displacement air distribution for a restaurant dining area in different climates. ASHRAE Trans, 1998, 104 (2)
7 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）
8 陆耀庆，实用供热空调设计手册，北京：中国建筑工业出版社，1993