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摘要：近些年大量境外设计单位涌入中国设计市场，在游泳馆空调设计的气流组织方面存在一种共性的方式，与国内的常规思路颇有不同。大致可归结为笼罩式气流组织和分层式气流组织。笔者就拟以此文对两种不同气流组织方式在游泳馆中的应用进行分析。
1 引言
随着改革开放的深入，人民生活水平逐渐提高，人民群众对休闲娱乐的要求也越来越高，随之大量的游泳馆和室内游泳池也如雨后春笋般建立起来。同时，也吸引了一大批境外设计单位涌入中国设计市场，它们的出现给我们带来了先进的设计理念，同时也带来了不同于国内的设计思路。
暖通空调设计在游泳馆设计中是十分重要的，一个优秀的游泳馆空调设计不仅可以满足游泳馆的各项使用要求以及其舒适性的要求，同时也应该是一个经济、节能的设计。而气流组织的设计在空调系统的设计中也占有十分重要的地位。不同的气流组织方式不仅对室内空调系统的运行效果有影响，对空调负荷的计算也有着直接的影响。在游泳馆空调气流组织设计中，境外设计通常采用笼罩式气流组织，而国内设计惯用的则是分层式气流组织。二者孰优孰劣，这个问题经常在空调设计中成为国内外设计师讨论的焦点。本文就拟通过实例计算对两种不同气流组织方式在游泳馆中的应用进行分析。
2 游泳馆空调设计中两种不同气流组织方式的分析
2.1 理论分析
笼罩式气流组织方式是指将空调处理过的风视送风流场的要求用喷口或条缝风口向上送入上部区域，再从下部区域回风的空调方式（如图1所示）。其优点是气流场稳定，温湿度均匀，上部空气干燥，缺点是初投资大、能耗高，不利于污染物的排除。分层式气流组织方式是指仅将空调处理过的风视送风流场的要求用百叶或条缝风口上送或平送送入下部区域，而上部区域设置排风机，保证室内负压，同时增加上部空气扰动，以防形成空调死区的空调方式（如图2所示）。其优点是节省初投资、运行能耗低，有利于污染物的消除，缺点是温湿度不均匀，上部空气潮湿，如局部外围护结构保温薄弱则易结露。 （图片）
图1 （图片）
图2 2.2 计算分析
例1：北京某游泳馆，泳池长50米，宽25米，池边宽6米，游泳馆高度为10米，可承接国内外重要比赛。其中南、东、西向为外围护结构，窗墙比为30%，屋面为金属屋面，采用长纤维玻璃棉板材保温，厚度12cm，其余为内墙。如图1所示。
已知北京地区夏季室外空调计算干球温度tw=33.2℃，湿球温度ts=26.4℃，焓值iw=81kJ/kg，大气压力B=998.6hPa=749mmHg。
室内设计参数为tn=28℃，相对湿度φ=70%，露点温度tl=22℃，比赛时室内人员密度为10m2/人，新风量为50m3/h·人，为消除池面有害气体引入新风量18m3/h·m2,新风量取人员新风和消除池面有害气体新风量二者大值，灯光安装功率为120kW。
2.2.1 分层式气流组织方式的空调负荷计算
分层式气流组织方式(如图2)，由于灯光辐射热大部分已被池水或池边水分吸收，而其对流热部分由通过排风部分或全部带走，因此灯光负荷可相应减少。按一般情况考虑，对流和辐射各占50%。计算步骤如下：
2.2.1.1 围护结构冷负荷Qw（略）
Qw=113.8W
2.2.1.2 池水的散湿量W1
W1=C（P2－P1）F760/B…………（1）
W1=0.037*(25-20)*50*25*760/749=234.6kg/h
2.2.1.3 池边的散湿量W2
W2=0.0171（t干－t湿）F.n………（2）
W2=0.0171*(28-23.8)*1044*0.2=15kg/h
2.2.1.4 人员的散湿量W3
人数n=1250/10=125人，考虑1/3的人在池边
W3=w·n·n1………（3）
W3=123*125/3*0.92=4.75kg/h
2.2.1.5 总的散湿量W
W=W1+W2+W3=234.6+15+4.75=254.35kg/h
2.2.1.6 由于水蒸气的蒸发带入空气中的热量而形成的冷负荷Qs
Qs=W·r………（4）
Qs =254.35*2440/3600=172.4kW
2.2.1.7 由上部排风带走的热量Qp
Qp=Gp(tp-tn)………（5）
由于控制室内温度和排风温度之差，避免热空气分层，合理的排风温度定为32℃，与CFD模拟相近。
Qp=Gp(tp-tn)=18*1250*1.1*（32-28）*1.2/3600=33kW
2.2.1.8 灯光冷负荷Qd
Qd=120*0.5-33=27kW
2.2.1.9 总冷负荷Q
Q=Qw+Qs+Qd=113.8+172.4+27=313.2kW
2.2.1.10 空调设备计算（略）
ε=Q/W=313.2/254.35*3600=4433kJ/kg，in=70.9kJ/kg，io=58.6kJ/kg，il=54kJ/kg
此时送风温度满足要求。
Gx=18*50*25=22500 m3/h
新风比：22500/76390=29%，ic=72.1kJ/kg
盘管冷量：Ql=G·(ic-il)=76390*(72.1-54)*1.2/3600=460kW
再热量：Qr=G·(io-il)=76390*(56.4-54)*1.2/3600=61kW
2.2.2 笼罩式气流组织方式的空调负荷计算
笼罩式气流组织方式(如图1)，由于空调送风经过上部空间再送入空调区，因此灯光辐射热中的对流部分应全部计入空调冷负荷。计算步骤如下：
2.2.2.1 灯光冷负荷Qd
Qd=120*0.5=60kW
2.2.2.2 总冷负荷Q
Q=Qw+Qs+Qd=113.8+172.4+60=346.2kW
2.2.2.3 空调设备计算（略）
ε=Q/W=346.2/254.35*3600=4900kJ/kg，in=70.9kJ/kg，io=60kJ/kg，il=57kJ/kg
此时送风温度满足要求。
Gx=18*50*25=22500 m3/h
新风比：22500/95284=23.6% ，ic=72.4kJ/kg
盘管冷量：Ql=G·(ic-il)=95284*(72.4-57)*1.2/3600=489kW
再热量：Qr=G·(io-il)=95284*(58.8-57)*1.2/3600=57.2kW
2.2.3 结论
通过上述计算我们可以看出，由于笼罩式气流组织方式要承担灯光负荷中全部的对流热量，因此它的空调机组所负担的风量要比分层式气流组织方式大25%，盘管冷量则要大6.3%。这样就直接导致了风管尺寸的加大，机组尺寸，机房面积的相应加大，同时空调机组的耗电量也随之加大。从而工程的初投资以及今后的运行费用均会加大，显然是不经济，不节能的。
2.3 计算分析
例2.其他条件不变，将外围护结构中开窗面积比增加到50%时两种不同气流组织方式的分析
2.3.1 分层式气流组织方式的空调负荷计算
2.3.1.1 围护结构冷负荷Qw（略）
Qw=150.4W
2.3.1.2 总冷负荷Q
Q=Qw+Qs+Qd=150.4+172.4+24=349.8kW
2.3.1.3 空调设备计算（略）
ε=Q/W=349.8/254.35*3600=4951kJ/kg，in=70.9kJ/kg,io=60.1kJ/kg,il=58.2kJ/kg
此时送风温度满足要求。
Gx=18*50*25=22500 m3/h
新风比：22500/97167=23%，ic=73.4kJ/kg
盘管冷量：Ql=G·(ic-il)=97167*(73.4-58.2)*1.2/3600=492kW
再热量：Qr=G·(io-il)= 97167*(60-58.2)*1.2/3600=58.3kW
2.3.2 笼罩式气流组织方式的空调负荷计算
2.3.2.1 总冷负荷Q
Q=Qw+Qs+Qd=150.4+172.4+60=382.8kW
2.3.2.2 空调设备计算（略）
ε=Q/W=382.8/254.35*3600=5418kJ/kg，in=70.9kJ/kg,io=61kJ/kg,il=60kJ/kg
此时送风温度满足要求。
Gx=18*50*25=22500 m3/h
新风比：22500/116000=19.4%，ic=73.3kJ/kg ,ic=73.3kJ/kg
盘管冷量：Ql=G·(ic-il)=116000*(73.3-60)*1.2/3600=514kW
再热量：Qr=G·(io-il)= 116000*(61-60)*1.2/3600=39kW
2.3.2.3 结论
在开窗比为50%时，采用笼罩式气流组织方式的空调系统的风量要比分层式的大19.5%，而盘管的冷量则要大5.8%。虽然系统的风量和冷量仍然是笼罩式的比分层式的大，但是二者的差距却不如开窗比为30%时的大。这是因为将围护结构的冷负荷加大，灯光负荷在总负荷中的比例减小，从而导致了两种气流组织方式的空调负荷差距减小。反之亦然。
综上所述，笼罩式气流组织方式虽然系统形式简单，但其空调系统的风量和冷量比分层式的大，从而初投资和运行能耗均需增加。但是随着外围护结构的开窗比增加，尤其是有天窗的情况下，外围护结构冷负荷在总负荷中所占比例加大，灯光负荷所占比例下降，笼罩式气流组织方式和分层式气流组织方式的空调风量及冷量的差距也会缩小。由此得知，在屋顶外围护结构较薄弱或受条件所限无法布置排风机的情况下，笼罩式气流组织方式的空调可以有效地降低屋顶外围护结构较薄弱处结露的可能，经过详细的负荷分析计算及经济比较，笼罩式气流组织方式还是有一定优势的。但由于结露现象往往不局限于外围护结构的整个面，亦只是个别薄弱点的问题，而气流组织保证的是整个面，所以笼罩式气流组织方式只是防结露主要手段，可作为必要条件，在较薄弱点还需增加辅助保护措施，才可作为充分必要条件。
3/3/2005
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