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溶液調濕
鎖定
- 中文名
- 溶液調濕
- 温濕度
- 獨立控制空調系統
- 冷凝除濕
- 空氣的濕度
- 冷源的温度
- 需要低於室內空氣的露點温度
溶液調濕簡介
22.8 温濕度獨立控制空調系統
22.8.1 概述
經過冷凝除濕處理後，空氣的濕度（含濕量）雖然滿足要求，但温度過低，有時還需再熱才能滿足送風温濕度的要求。
常規空調系統通常很難避免表22.8-1所列出的這些問題。
溶液調濕
溶液調濕問題解釋
1 熱濕聯合處理的損失 夏季人體舒適區一般為t=25ºC，φ=60%左右，此時露點温度約為16.6ºC。常規空調系統的排熱、排濕，大都是通過對空氣進行冷卻和冷凝除濕完成的。如果空調送風僅需滿足室內排熱的要求，則冷源的温度低於室內空氣的乾球温度（25ºC）即可，考慮傳熱温差與介質的輸送温差，冷源的温度只需要15~18ºC。如果空調送風需滿足冷凝除濕要求，冷源的温度需要低於室內空氣的露點温度，考慮5ºC傳熱温差和5ºC介質輸送温差，實現16.6ºC的露點温度需要6.6ºC的冷源温度，所以，常規空調系統都採用5~7ºC冷水的原因（直接蒸發時冷凝温度也多在5ºC） 空調排熱、排濕的任務，可以看成是從25ºC 環境中向外界抽取熱量，在16.6ºC的露點温度的環境下向外界抽取水分。
在空調系統中，顯熱負荷（排熱）約佔總負荷的50~70%，而潛熱負荷（排濕）約佔總負荷的30~50%。佔總負荷一半以上的顯熱負荷部分，本可以採用高温冷源排走的熱量卻與除濕一起共用5~7ºC的低温冷源進行處理，造成能量利用品位上的浪費。而且，經過冷凝除濕後的空氣雖然濕度（含濕量）滿足要求，但温度過低（此時相對濕度約為90%），還需要對空氣進行再熱處理，使之達到送風温度的要求。這就造成了能源的進一步浪費與損失
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難以適應熱濕比的變化 通過冷凝方式對空氣進行冷卻和除濕，吸收的顯熱與潛熱比只能在一定的範圍內變化，圖22.8-1中N、B、W圍成的三角形區域（其中室內空氣的狀態點為N，對應的露點為B，冷水的狀態點為W）。而建築物實際需要的熱濕比卻在較大的範圍內變化。室內的濕量一般來源於人體，當人數不變時，產生的潛熱量不變。但顯熱卻隨氣候、設備使用狀況等發生大幅度的變化。在另一些場合，室內人數有可能有較大的變化，但很難與顯熱量的變化成正比。這種變化的顯熱與潛熱比與冷凝除濕的空氣處理方式的基本固定的顯熱潛熱比也構成不匹配問題。對這種情況，一般是犧牲對濕度的控制，通過僅滿足室內温度的要求來妥協 這樣，就會造成室內相對濕度過高或過低的現象。過高的結果是不舒適，進而降低室温設定值，通過降低室温來改善熱舒適，造成能耗不必要的增加（由於室內外温差加大而加大了通過圍護結構的傳熱和處理新風的能量）；相對濕度過低也將導致由於與室外的焓差增加使處理室外新風的能耗增加。在一些情況下為協調熱濕矛盾，還需要對降温除濕後的空氣進行再加熱，這更造成不必要的能源消耗。冷凝除濕的本質就是靠降温使空氣冷卻到露點而實現除濕，因此降温與除濕必然同時進行，很難隨意改變二者之比。這樣，要解決空氣處理的顯熱與潛熱比與室內熱濕負荷相匹配的問題，就需要尋找新的除濕方法
3 對環境及室內空氣品質的影響 常規空調系統大都依靠空氣通過冷表面進行降温除濕，因此不可避免的會出現潮濕表面甚至產生積水，空調停機後這樣的潮濕表面就成為黴菌繁殖的最好場所。從而使空調系統成為空調可能引起健康問題的主要原因。
排除室內裝修與傢俱產生的VOC、排除人體散發的異味、降低室內CO2濃度，最有效的措施是加大室內通風換氣量，即引入室外空氣、排除室內空氣。然而大量引入室外空氣就需要消耗大量冷量（在冬季為熱量）去對室外空氣降温除濕（冬季為加熱） 實現空氣除濕而不出現潮濕表面，構建無黴菌的健康空調系統，是當今空調面臨的一個重要課題。
近30年來，國內外在人均室外空氣供給量一直上下反覆，如美國標準從人均25m3/h到能源危機後的10m3/h，現又重新上升至30m3/h，而丹麥由於室外無高熱高濕氣候，其新風標準則為90 m3/h/p。怎樣能夠加大室外新風量而又不增加空調處理能耗？這又是空調面對的嚴峻問題
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能源供給與品位問題
空調耗電佔到建築總耗電的40%左右，怎樣節省空調耗電成為重要的課題。隨着能源問題的日益嚴峻，迫切需要以低品位熱能作為夏季空調的動力。北方地區大量的熱電聯產集中供熱系統在夏季由於無熱負荷而無法運行，使得電力負荷出現高峯的夏季熱電聯產發電設施反而停機，或者按純發電模式低效運行。如果可以利用這部分熱量驅動空調，既能節省空調電耗，又可使熱電聯產電廠正常運行，增加發電能力。這樣既可減緩夏季供電壓力，又能提高能源利用率，是熱電聯產系統繼續發展的關鍵。
全球供電系統陸續出現的事故使我們更重視供電安全性。建築物內設置燃氣發動機，帶動發電機發電承擔建築的部分用電負荷，同時利用發動機的餘熱解決建築的供熱/冷問題（BCHP：Building Combined Heat & Power generation）是今後建築物能源系統的最佳解決方案之一 此種方式需解決的問題之一是怎樣用餘熱製冷或直接解決空氣的冷卻去濕，採用吸收式製冷有時並非最佳方案。優化BCHP的一個重要課題是使熱電冷負荷的彼此匹配。當建築物電力負荷出現高峯而無相應的熱負荷或冷負荷時，發動機由於排熱量無法充分利用而不能充分投入運行滿足電負荷要求。當建築物出現電力負荷低谷而熱負荷或冷負荷高峯時，如果不能發電上網，發動機也由於電力無處使用而不能充分投入來滿足熱量的需求。其結果就導致BCHP僅能承擔電負荷與熱負荷相重合的這一小部分負荷。採用能量蓄存裝置儲存暫時多出的能量，就會大大緩解這一矛盾。但是怎樣才能實現最高體積利用率的儲存能量是一個非常關鍵的問題。冰蓄冷方式被認為是在建築物內最有效的蓄能方式，並廣泛使用。可是利用BCHP系統的餘熱製冰就難以採用普遍的吸收式製冷方式。製冰温度遠低於空調温度，也使總的能源利用率降低
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輸送能耗問題
為了完成室內環境控制的任務就需要有輸配系統，帶走餘熱、餘濕、CO2、氣味等。在中央空調系統中，風機、水泵消耗了40~70%的整個空調系統的電耗 採用不同的輸配方式、採用不同的輸配媒介，輸配系統的效率存在着明顯的差異，採用空氣作為媒介的輸送能源消耗是水作為媒介的5～10倍。在中央空調系統中，不少採用全空氣系統的形式，所有的冷量全部用空氣來傳送，導致輸配效率很低
圖22.8-1 冷凝除濕的處理範圍
此外，還有冬、夏採用不同的室內末端裝置，導致室內重複安裝兩套環境控制系統，分別供冬夏使用等等。由上述各類問題可見，空調的廣泛需求、人居環境健康的需要和能源系統平衡的要求，對空調方式提出了挑戰。新的空調應該具備的特點為：
◆ 減少室內送風量，部分採用與採暖系統公用的末端方式；
◆ 取消潮濕表面，採用新的除濕途徑；
◆ 少用電能，以低品位熱能為動力；
◆ 能夠實現高體積利用率的高效蓄能；
◆ 能夠實現各種空氣處理工況的順利轉換。
溶液調濕運行方式
22.8.2 系統運行策略
1. 室內環境控制系統的任務
室內環境控制系統的任務是提供舒適、健康的室內環境。舒適、健康的室內環境要求室內温度、濕度、空氣流動速度、潔淨度和空氣品質都控制在一定範圍內。室內環境控制的任務也可以理解為：排除室內餘熱、餘濕、CO2、室內異味與其它有害氣體，使其參數在上述規定的範圍內。排除餘熱可以採用多種方式實現，只要介質的温度低於室温即可實現降温效果，可以採用間接接觸的方式（輻射板等），又可以通過低温空氣的流動置換來實現。排除餘濕的任務，就不能通過間接接觸的方式，而只能通過低濕度的空氣與房間空氣的置換（質量交換）來實現。排除CO2、室內異味與其它有害氣體與排除餘濕的任務相同，需要通過低濃度的空氣與房間空氣進行質量交換才能實現。
排除室內餘濕的方法，通常為向室內輸送乾燥空氣。對於以人員活動為主的建築而言，要求新風去除的室內餘濕量，就等於室內人員的散濕量；因此餘濕量與人數呈正比；但室內的餘熱卻隨氣候、室內設備狀況等的不同發生較大幅度的變化。因而需要送風含濕量滿足下列關係式：
（2.28-1）
因此，送風含濕量 （g/kg）為：
（2.28-2）
圖22.8-2給出了室內設定參數為25ºC、相對濕度為55%（含濕量為10.8 g/kg）情況下，送風含濕量隨不同勞動強度與人均新風量的變化趨勢。對於普通辦公室，當人均新風量為40 m3/h時，要求的送風與室內排風含濕量差為2.1 g/kg，因此所要求的送風含濕量為10.8-2.1=8.7 g/kg。如果要求新風同時帶走人員的顯熱負荷，在25ºC下辦公室人員的顯熱散熱量為65 W/人，當人均新風量為40 m3/h時，為去除人員的餘熱，所需要的送風温差為4.9ºC，即新風的送風温度為25-4.9=20.1ºC。
圖22.8-2 送風含濕量隨人均新風量變化曲線
當室外環境的CO2濃度為300ppm時，根據排濕確定的新風量，可以使室內環境的CO2濃度保持在850~950ppm之間；當室外環境的CO2濃度為500ppm時，根據排濕確定的新風量，可以使室內環境的CO2濃度保持在1000~1150範圍內，基本滿足室內空氣品質的要求。
當根據排除CO2要求確定的新風量所能帶走的餘濕量，室內的相對濕度可維持在52~59%之間，能夠滿足室內濕度的要求。也就是可以根據測量得到的CO2濃度確定送風量，從而同時控制室內的空氣品質與濕度滿足要求。反之，也可以根據含濕量確定新風量，從而達到同時控制室內濕度和CO2濃度的要求。
排除室內餘濕所需新風量 表22.8-2
勞動強度 散濕量 CO2排放量 新風量 新風帶走的CO2量① 新風帶走的CO2量②
g/（h∙p） m3/（h∙p） m3/（h∙p） m3/（h∙p） m3/（h∙p）
靜 坐 61 0.013 20.3 0.014 0.010
極輕勞動 102 0.022 34.0 0.024 0.017
輕 勞 動 175 0.030 58.3 0.041 0.029
中等勞動 227 0.046 75.7 0.053 0.038
重 勞 動 400 0.074 133.3 0.093 0.067
注：① 環境中CO2濃度為300ppm，室內外CO2濃度差為700ppm；
② 環境中CO2濃度為500ppm，室內外CO2濃度差為500ppm。
2. 温濕度獨立控制的空調系統
空調系統承擔着排除室內餘熱、餘濕、CO2與異味的任務。由於排除室內餘熱與排除CO2、異味所需要的新風量與變化趨勢一致，因此，可以通過新風同時滿足排除餘濕、CO2與異味的要求；而排除室內餘熱的任務則通過其它的系統（獨立的温度控制方式）實現。由於無需承擔除濕的任務，因而可用較高温度的冷源即可實現排除餘熱的控制任務。
温濕度獨立控制空調系統的特點是：採用温度與濕度兩套獨立的空調控制系統，分別控制、調節室內的温度與濕度。其優點是：
◆ 避免了常規空調系統中熱濕聯合處理所帶來的損失。
◆ 由於温度、濕度採用獨立的控制系統，可以滿足不同房間熱濕比不斷變化的要求。
◆ 克服了常規空調系統中難以同時滿足温、濕度參數要求的致命弱點。
◆ 能有效地避免出現室內濕度過高或過低的現象。
◆ 過渡季節能充分利用自然通風來帶走餘濕，保證室內較為舒適的環境，縮短空調系
統運行時間。
在温濕度獨立控制情況下，自然通風可採用以下的運行模式：
◇ 當室外温度和濕度均低於室內要求的温濕度時，直接採用自然風來解決建築的排熱排濕；
◇ 當室外濕度高於室內濕度時，關閉自然通風，採用機械方式解決室內空調要求。
當採用機械方式時，除濕系統把新風處理到足夠乾燥的程度，可用來排除室內人員和其它產濕源產生的水分，同時還作為新風承擔排除CO2、室內異味等保證室內空氣質量的任務。一般來説，這些排濕、排有害氣體的負荷僅隨室內人員數量而變化，因此可採用變風量方式，根據室內空氣的濕度或CO2濃度調節風量；而室內的顯熱則通過另外的系統來排除（或補充），由於這時只需要排除顯熱，因此就可以採用較高温度的冷源通過輻射、對流等多種方式實現。
温濕度獨立控制空調系統基本上由處理顯熱與處理潛熱的兩個系統組成，兩個系統獨立調節，分別控制室內的温度與濕度，如圖2.28-3所示。
圖22.8-3 温濕度獨立控制空調系統
處理顯熱的系統包括：高温冷源、消除餘熱的末端裝置，以水作為輸送媒介。由於除濕的任務由處理潛熱的系統承擔，因而顯熱系統的冷水供水温度不再是常規冷凝除濕空調系統中的7ºC，而可以提高到18ºC左右，從而為天然冷源的使用提供了條件，即使採用機械製冷方式，製冷機的性能係數也有大幅度的提高。消除餘熱的末端裝置可以採用輻射板、乾式風機盤管等多種形式，由於供水温度高於室內空氣的露點温度，因而不存在結露的危險。
處理潛熱的系統，同時承擔去除室內CO2、異味等保證室內空氣質量的任務。該系統由新風處理機組、送風末端裝置組成，採用新風作為能量輸送的媒介。在處理潛熱的系統中，由於不需要處理温度，因而濕度的處理可能有新的節能高效方法。由於僅是為了滿足新風和濕度的要求，温濕度獨立控制系統的風量，遠小於變風量系統的風量。
溶液調濕組成成分
22.8.3 系統的主要組成部件
温濕度獨立控制空調系統的主要組成部件有：
（1）控制濕度的乾燥新風處理系統，如溶液除濕、轉輪除濕等方式處理新風；
（2）末端送風系統，如置換送風、個性化送風等；
（3）排除室內餘熱的高温冷源，如深井水、土壤源換熱器等天然冷源、製備高温冷水（出水温度為18℃）的製冷機組等；
1. 新風處理方式
温濕度獨立控制空調系統中，需要新風處理機組提供乾燥的室外新風，以滿足排濕、排CO2、排味和提供新鮮空氣的需求。採用轉輪除濕方式是一種可能的解決途徑，通過在轉輪轉芯中添加吸濕性能的固體材料（如硅膠等），被處理空氣與固體吸濕材料直接接觸從而完成對空氣的除濕過程。吸濕材料的再生可選用電或者蒸汽等方式，再生温度一般在120℃左右。轉輪的除濕過程接近等焓過程，參見圖22.8-4，減濕加熱後的空氣可進一步通過高温冷源（18℃）冷卻降温，從而實現温度與濕度的獨立控制。
採用溶液除濕方式也是可行的途徑之一，將空氣直接與具有吸濕的鹽溶液接觸（如溴化鋰溶液等），空氣中的水蒸氣被鹽溶液吸收，從而實現空氣的除濕處理過程。溶液除濕與轉輪除濕機理相同，僅由吸濕溶液代替了固體轉輪。由於可以改變溶液的濃度、温度和氣液比，因此與轉輪相比，這一方式還可實現對空氣的加熱、加濕、降温、除濕等各種處理過程。與轉輪相同，吸濕後的溶液需要濃縮再生才能重新使用，但溶液的濃縮再生可採用70～80℃的熱水、冷凝器的排熱等低品位熱能作為其驅動能源。熱泵驅動的溶液式新風機（有關溶液式新風機的介紹，參見第21.7.7節），熱泵的製冷量用於降低除濕溶液的温度從而提高其除濕性能，熱泵的排熱量用於溶液的濃縮再生，新風機的性能係數COP超過5；熱水驅動（≥70℃）的新風機，平均性能係數COP可達1.5；而且由於溶液的蓄能密度約為1000MJ/m3，其蓄能密度高於冰蓄冷，使得除濕過程與再生可以分別運行，降低了對於持續熱源的依賴程度。
圖22.8-4 溶液除濕與冷凝除濕、轉輪除濕處理過程
（O－室外空氣；R－室內空氣；S－送風狀態點）
2. 送風末端裝置
在温濕度獨立控制空調系統中，採用新風承擔排除室內餘濕，保證室內空氣質量的任務。由於僅是為了滿足新風和濕度的要求，如果人均風量40 m3/h，每人5m2面積，則換氣次數只在2~3 h-1，遠小於變風量系統的風量。這部分空氣可通過置換送風的方式從下側或地面送出，也可採用個性化送風方式直接將新風送入人體活動區。
基於温濕度獨立控制的置換送風主要目的是去除濕，因此從“按需送風、就近排濕（污）”的原則出發，風口應接近於人員主要活動區。末端風量的調節方法可與傳統的變風量系統類似，即可以採用閥門或者風機來調節末端風量。由於濕度獨立控制風系統“小風量送風、高效去除餘濕”的特點和要求，其調節方法也有獨特之處。對於小風量範圍（300 m3/h以下）內的調節設備，閥門的價格甚至高於風機的價格；而且當各個末端所需風量與額定風量之比相差較大的時候，會很有多閥門處在開度較小的位置，增大了整個送風系統的阻力，造成了能源的浪費，因此建議末端採用風機來調節風量。由於末端阻力以及風量都較小，因此一般選用效率較高的直流無刷風機，負責克服末端阻力，而空調箱以及送風管道的阻力則全部由總送風機（由於風量以及需要的壓頭較大，一般採用交流變頻風機）來克服。
對於採用直流無刷電機驅動的末端風機，可以通過調節輸入電壓（電流）等方法來改變風機轉速從而改變風量。在實際運行過程中，當室內濕源發生變化的時候（可採用相對濕度傳感器或者CO2傳感器），可以通過調節風機的轉速或者改變風機的開啓數量（對於閥門調節的末端就是調節閥門的開度），從而調整風量滿足室內相對濕度或者CO2濃度的要求。末端控制系統的原理圖見22.8-5（圖中的風機也可以換作閥門）。
圖22.8-5 送風末端控制系統示意圖
（1－電壓調節器；2－傳感器）
3. 高温冷源的製備
由於潛熱由單獨的新風處理系統承擔，因而在温度控制系統中，採用約18℃的冷水即可滿足降温要求。此温度要求的冷水為很多天然冷源的使用提供了條件，如深井水、通過土壤源換熱器獲取冷水等，深井回灌與土壤源換熱器的冷水出水温度與使用地的年平均温度密切相關，表22.8-3給出了我國一些主要城市的年平均温度，可以看出：不少地區可以直接利用該方式提供18℃冷水。在某些乾燥地區（如新疆等）可以通過直接蒸發或間接蒸發的方法制取18℃冷水（參見第22.8.5節 間接蒸發製冷的冷水機組）。
我國一些城市年平均温度（ºC） 表22.8-3
城市名稱 哈爾濱 長春 西寧 烏魯木齊 呼和浩特 拉薩 瀋陽
年平均温度 3.6 4.9 5.7 5.7 5.8 7.5 7.8
城市名稱 銀川 蘭州 太原 北京 天津 石家莊 西安
年平均温度 8.5 9.1 9.5 11.4 12.2 12.9 13.3
城市名稱 鄭州 濟南 洛陽 昆明 南京 貴陽 上海
年平均温度 14.2 14.2 14.6 14.7 15.3 15.3 15.7
城市名稱 合肥 成都 杭州 武漢 長沙 南昌 重慶
年平均温度 15.7 16.2 16.2 16.3 17.2 17.5 18.3
城市名稱 福州 南寧 廣州 台北 海口
年平均温度 19.6 21.6 21.8 22.1 23.8
即使採用機械製冷方式，由於要求的壓縮比很小，製冷機的COP將有大幅度的提高。圖22.8-6是三菱重工（MHI）微型離心式高温冷水機組的工作原理，採用“雙級壓縮+經濟器”的製冷循環形式和傳熱性能優異的高效傳熱管，優化設計離心式壓縮機葉輪和軸承，具有非常高的性能係數COP。當冷凍水進、出水温度為21/18℃、冷卻水進、出水温度為37/32℃時，其COP =7.1，在部分負荷條件下或冷卻水温度降低時，其性能則更為優越。
（a）微型離心式高温冷水機組 （b）性能曲線
圖22.8-6 高温冷水機組
4. 去除顯熱的末端裝置
去除顯熱的末端裝置可採用較高温度的冷源通過輻射、對流等多種方式實現。當室內設定温度為25℃時，採用屋頂或垂直表面輻射方式，即使平均冷水温度為20℃，每平方米輻射表面仍可排除顯熱40 W/m2，已基本可滿足多數類型建築排除圍護結構和室內設備發熱量的要求。由於水温一直高於室內露點温度，因此不存在結露的危險和排凝水的要求。此外，還可以採用乾式風機盤管通入高温冷水排除顯熱。由於不存在凝水問題，乾式風機盤管可採用完全不同的結構和安裝形式，參見圖22.8-7；這可使風機盤管成本和安裝費大幅度降低，並且不再佔用吊頂空間。這種末端方式在冬季可完全不改變新風送風參數，仍由其承擔室內濕度和CO2的控制。
圖22.8-7 乾式風機盤管
乾式風機盤管的典型設計思路是：（1）可選取較大的設計風量；（2）選取較大的盤管換熱面積、但較少的盤管排數、以降低空氣側流動阻力；（3）選用大流量、小壓頭、低電耗的貫流風機或軸流式風機，或以自然對流方式的實現空氣側的流動；（4）選取靈活的安裝佈置方式，例如吊扇形式，安裝於牆角、工位轉角等角落，充分利用無凝水盤和凝水管所帶來的靈活性。
風機盤管樣本中提供的傳熱能力，大多是工作在冷凝除濕的“濕工況”情況。在温濕度獨立控制空調系統中，由於風機盤管在“幹工況”下運行，並且供回水温度均和常規系統不同，風機盤管實際供冷量與常規設備樣本中的數據又存在很大差別，不能按照常規設備樣本提供的供冷量數據進行選型。
若將常規的濕式風機盤管直接使用在幹工況情況下，則可根據產品樣本中給出的標準工況下的供熱量及供回水温度差由式（22.8-3）反算出風機盤管的傳熱能力KF。繼而根據供冷工況下的設計供水温度，由式（22.8-4）得到幹工況下的實際供冷量。
(22.8 3)
(22.8-4)
式中 Qh－ 標準工況下的供熱量，W；
Qc－ 幹工況下的供冷量，W；
F－ 傳熱面積，m2；
K－ 傳熱係數，W/m2∙ºC；
Δtm,h、Δtm,c－供熱與供冷工況下的對數平均温差，ºC。
表22.8-4給出了兩種型號的風機盤管在幹工況下的性能參數與樣本額定值。由計算結果可以看出，在給定供回水温度的情況下，同一盤管幹工況的供冷量約為濕工況的40%。但由於不需要除濕，盤管所需承擔的負荷減小，實際增加的盤管面積需根據工況進行核算。
風機盤管在不同工況下的工作性能 表22.8-4
型 號 幹工況
（冷水供回水温度為17/21ºC） 濕工況
（冷水供回水温度為7/12ºC）
FP-5 FP-10 FP-5 FP-10
額 定 風 量 (m3/h) 619 1058 619 1058
送 風 温 度 （ºC） 20.7 20.6 14.2 14.0
送風相對濕度（ %） 69 69 95 95
冷 量 （W） 1102 1914 2976 5312
溶液調濕運行能耗分析
在温濕度獨立控制空調系統中，新風系統承擔了所有的潛熱負荷；18℃的冷水供給輻射板或乾式風機盤管等室內末端裝置承擔顯熱負荷。表22.8-5給出了温濕度獨立控制空調系統與常規空調系統耗電量與運行費用的比較情況。常規空調系統是指：採用電動製冷冷水機組製備7℃冷水，同時去除顯熱負荷與潛熱負荷（不考慮冷熱抵消問題），機組耗電量 為：
（22.8-5）
温濕度獨立控制空調系統與常規空調系統運行能耗比較 表22.8-5
系統 温濕度獨立控
制空調系統 温濕度獨立控制系統與
常規系統運行能耗比較 備 注
；
；
；
當x1=0.3時， ；
當x1=0.5時， 。
[如果顯熱負荷由土壤源換熱器或地下水等天然冷源提供，則當x1=0.3或0.5時， ]
2 潛熱負荷：70℃熱水驅動的溶液除濕新風機組，機組耗熱量
顯熱負荷：同系統1
；
；
；
；
當x1=0.3時， ， ；
當x1=0.5時， ， 。
[如果溶液的再生熱量可以免費得到時，當x1=0.3或0.5時， ]
符號説明：
－空調系統總負荷；
－製備7℃冷水的電動製冷機的性能係數；
－製備18℃冷水的電動製冷機的性能係數；
－新風處理機組的性能係數；
－温濕度獨立控制系統與常規空調系統的耗電量之比；
－温濕度獨立控制系統與常規空調系統的運行費用之比；
－電價與熱價之比；
－新風機組所承擔的負荷佔總負荷的比例；
－18℃冷凍水承擔顯熱負荷佔總負荷的比例， 。
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