恒温恒湿空调负荷计算空气工况处理过程如下:一、已知条件1、工程地点：上海宝山区2、夏季室外工况：设计温度35℃,设计相对湿度75%。
3、冬季室外工况：设计温度-0℃,相对湿度25%4、工程概况：喷漆涂装车间5、温湿度控制要求：夏季供风：送风工况：27±2℃,相对湿度65%±5%。
冬季供风：送风工况：23±2℃,相对湿度55%±5%。
6、机组形式要求：洁净式全新风恒温恒湿组合风柜。
二、全新风机组工况处理过程分析1、夏季工况空气处理过程图见下（详细焓湿图附后——夏季工况图）室外点P参数：t=35℃，￠＝75%，h=kg，d=kg送风点O参数：t=27℃，￠=65%，h=64kJ/kg，d=kg冷水盘管后工况点Q参数：t=℃，d=kg,h=57kJ/kg2、冬季工况空气处理过程图见下（详细焓湿图附后—冬季工况图）室外点W参数：tw=-0℃，￠＝25%，hw=kg，dw=kg送风点N参数：tn=23℃，￠=55%，hn=kg，dn=kg热盘管后工况点L参数：tl=℃，dl=kg三、机组参数确定：控温控湿供风机组：此供风机组30000m3/h风量1、机组制冷量确定：机组冷量要求：Q=*30000*(Hp-Ho)/3600=*30000*(119-70)/3600=490KW;2、冬季机组的加热量：热盘管段加热量：Q热= L×ρ×Cp（Hn－Hw）/3600=30000***（0-22）/3600=231KW;3. 冬季机组的加湿量：加湿量D=** 30000*控温控湿供风机组：此供风机组45000m3/h风量1、机组制冷量确定：机组冷量要求：Q=*30000*(Hp-Ho)/3600=*45000*(119-70)/3600=735KW;2、冬季机组的加热量：热盘管段加热量：Q热= L×ρ×Cp（Hn－Hw）/3600=45000***（0-22）/3600=347KW;3. 冬季机组的加湿量：加湿量D=** 45000*恒温恒湿空调系统的节能优化设计摘要:分析了目前采用恒温恒湿空调系统的设计方法，针对该类系统空气处理过程中通常采用的再热方式进行优化设计。
计算结果表明，采用优化设计的空气处理方式能明显降低空调系统能耗。
同时，对将高效节能的变制冷剂流量空调系统应用于恒温恒湿领域存在的问题进行了分析，并提出一种在不同分区采用不同系统的方式。
关键词:恒温恒湿空调;节能;设计;引言恒温恒湿空调机组在许多行业特别是工业领域中广泛应用，用来满足生产工艺所需的温湿度要求。
这种空调机组常常是连续运行，能耗居高不下。
随着能源形势日益紧张，“节能减排”已成为当前我国生产企业面对的首要问题，生产企业节能工作势在必行。
在许多精密仪器生产厂家中，维持室内温湿度的空调机组是高耗能作业组成之一。
因此降低恒温恒湿空调系统的能耗，是降低生产能耗的主要组成部分。
对恒温恒湿空调系统进行节能考虑和设计，是目前广大工程技术人员需要面对的问题。
恒温恒湿中央空调系统不同于其它空调系统，就是它对室内的温度和湿度的稳定性要求特别高。
有的温度波动范围要求控制在1℃以内，即上下浮动℃，同时对湿度也有较高要求。
温湿度不只是受外界和室内条件的控制，温、湿度之间也会相互影响。
如在20℃时，当温度波动1℃，会导致相对湿度大约波动4%。
随着机械加工工艺技术的飞速进步，要求温、湿度的波动范围更小，这些都对恒温恒湿空调系统提出了更高的要求，也将大大增加空调系统的能耗。
为了降耗节能，我们必须对恒温恒湿空调系统进行节能设计。
目前，恒温恒湿空调系统与其它空调系统有个特别的地方，就是为设计和营造一个达到高精度的恒温恒湿室，往往都是采用全空气系统。
而对于所采用的全空气系统，在空气处理上存在冷热量抵消的现象，导致运行能耗大大增加。
同时，由于恒温恒湿空调系统方式多采用传统机组，极少应用目前高效的变制冷剂流量集中空调系统。
如果应用变制冷剂流量的多联体分体空调，那么恒温恒湿空调的冷热源成本亦可得到降低，实现节能。
本文对恒温恒湿空调存在冷热抵消现象的问题进行了分析，提出了一种取消冷热抵消的设计方法;对于采用多联体变制冷剂流量系统，提出一种系统分区方法，旨在为工程设计人员提供参考。
1 现有恒温恒湿试验室设计方法及分析对于同时控制温度和湿度的空调系统必须具备加热、加湿、冷却、去湿功能和完善的自控系统;为保证达到控制精度和区域内温湿度均匀，必须符合规范对送风换气次数及送风温差的规定，因此，恒温恒湿系统通常采用全空气定风量方式。
目前常见的恒温恒湿空调系统的设计方法在冬季加热加湿工况条件下，各种设计方法控制温湿度的手段是一致的，要实现湿度控制精度达到±2%也较容易，主要的区别在于夏季冷却去湿工况。
选用恒温恒湿空调机，机组有风冷和水冷型两种，配备有多级电加热器和电极加湿罐及微电脑控制器。
在冷却去湿工况条件下，蒸发盘管使空气温度低于露点温度而去湿，通过加热器的再热控制室内温度保持在设定值。
该类机组由于冷量的调节一般仅二档或三档，机组出口空气的瘾露点不易稳定，对室内相对湿度的控制能力较低，一般宜用于相对湿度控制精度在±5%的试验室，目前大多采用了该种定型产品。
选用风冷柜式空调机，加装电加热器、加湿器以及专用微机温湿度控制器，该类系统为非定型产品。
在冷却去湿工况条件下，压缩机持续运行，向气流中投入相对稳定的冷量，通过闭环自动控制系统调节加热量和加湿量，从而达到设定的温度和湿度，系统抗干扰能力较强，可以达到相对湿度±2%的精度要求。
选用空调箱以冷冻水作冷却介质，配备过滤、表冷或喷淋、加热、加湿等功能段。
在冷却去湿工况条件下，由室内相对湿度信号控制送风的机器露点，通过室温信号控制加热器的再热量来保持室内的恒温恒湿，可以达到相对湿度±2%的精度要求。
但该类系统必须再配单独的冷、热源设备及自控系统，设备投资大，适用于所需送风量较大的大型试验室或有多个试验室的情况。
造成能耗损失的原因分析这里以某柜式恒温恒湿空调机组为例，简单介绍恒温恒湿空调系统中潜在的能耗损失。
从原理上分析，图1所示的控制方式属于固定露点温度控制。
一般经过处理后的空气露点温度必然会落在如图2所示的点1与点2的区间(t1dp=℃，t2dp=℃)。
正是基于这一原理，这样的所谓的恒温恒湿机组能应用于室内要求温度控制精度±1℃、相对湿度40%~60%的场合。
如今国内外各家公司生产的恒温恒湿机组尽管在控制手段上可能比这里图示的改进了很多，甚至是采用了计算机控制，以致对温度和湿度的控制精度确有提高，但可以肯定有一点不会改变:露点温度控制机理和需要再热问题仍然存在。
图1 恒温恒湿型空调机组的控制原理图图2 恒温恒湿型空调机组处理空气后的露点温度范围从图3的空气处理过程图可以看出，在投入冷量对空气冷却去湿的同时启用了加热器对空气再热，造成冷热量抵消。
这就使得恒温恒湿空调能耗增加。
2 非再热系统的节能设计从前面的论述中可以看出，常规的恒温恒湿空调的设计通常都存在冷热抵消过程。
为了避免这种情况，对空气处理过程进行了优化设计，见图4。
室外空气通过新风机组被处理到机器露点L,同室内回风N混合至C点，进入主空调箱干冷却，达到送风状态S点，保证送风温差△t小于相应的规范要求;当室内冷负荷减小时，通过改变冷却盘管的冷冻水流量或进水温度来调节冷量，并进一步减小送风温差。
图5(a)、5(b)分别是优化前和优化后的夏季处理空气过程焓湿图。
优化设计的主要特点是:对新风空气进行集中专门处理，以除去新风空气中可能带入室内的多余湿量。
从绝大多数恒温恒湿房间内产湿量很少，影响和干扰室内相对湿度的主要因素从新风空气这一角度来看，这样的空气处理方式从逻辑上说是合乎情理的，只要把住干扰室内相对湿度的这一关口，那么室内相对湿度的保持便是事半功倍了。
新方法的主要优点如下:1.可免除再热之需，从而可消除冷热抵消现象，大大节约能源。
2.由于新风机组中的风机是按房间内的排风量和必要的新风补给量经计算确定的新风量而选用的，所以，它的运行可起到“计量泵”的作用，可确保系统和房间得到所需的新风量。
3.由于新风机组的运行和必要新风量的确保，室内的正压可有效地建立。
这对防止室外污染空气或潮湿空气的进入和因室内外水蒸气分压力差引起的渗透起到有效的阻滞作用。
4.可有效地防止室内相对湿度受到室外空气湿度波动，特别是下雨天气和黄梅期的影响。
当然，值得一提的是，在满足室内卫生要求的情况下，应尽量降低新风负荷，而不是尽量降低新风量。
在夏季，室外空气温度一般都高于空调房间设定温度，新风量的引入是以增加空调系统冷负荷为代价的，此时应取最小新风量。
在冬季，应适当加大室外新风量，充分利用室外“免费”冷源来消除室内热负荷，降低运行费用。
在过渡季节，当新风焓值低于一次回风焓值时，应将二次回风系统中的一次回风关闭，由空调箱各功能段对新风进行处理，处理后的新风在送风机的负压段与“二次回风”混合至室内温湿度要求，从而降低空调机组的能耗。
其他季节，在保证最小新风量的前提下，应根据室内热湿负荷、设定的温湿度及室外空气状况选择合适的新风量及风系统形式(一次回风、二次回风、全新风)。
3 优化设计与优化前的空调系统能耗比较为了能从理论上计算出典型的露点温度控制法的能源浪费量，可对照参阅图5(a)。
由该图中可看到，在这里包括回风空气在内的全部空气都需从混合空气状态点3，冷却到室内空气的露点温度点4。
一旦把这样低温的空气送入房间，室内温度必然会下降，但与此同时，室内的相对湿度也会增加，保持不了50%。
所以，这时必须进行再热，使送风达到一定高的温度，比如点6的状态才行。
这时耗冷量Q0和再热量QT分别为:Q0=G(i3-i4) =(G1+G2)(i3-i4)=G1(i1-i4)+G2(i2-i4) (1)取新风混合比为x%，则Q0=(1-x)G(i1-i4)+xG(i2-i4)=xG(i2-i1)+G(i1-i4)=xG(i2-i1)+G(i1-i6)+G(i6-i4) (2)QT=G(i6-i4) (3)式中，Qo为耗冷量;QT为再热量;G为总送风量;G1、G2分别为回风量和新风量;x为新风混合比，x=G2/G;in为各点空气的比焓。
再对照图5(b)，考察新方法在相同外界条件下的耗冷量Q0。
这时所需的耗冷量为:Q0`=G2(i2-i4)+G(i5-i6)=G2(i2-i4)+G1(i1-i6)-G2(i6-i4)=xG(i2-i6)+(1-x)G(i1-i6)=xG(i2-i1)+G(i1-i6) (4)这里需指出，只要室内的热负荷相同，两系统的送风状态i6数值上理应是等同的。
比较式(2)和式(4)的能耗，可知:后者的耗冷量可减少G(i6-i4);后者无需再热，故较前者可节省再热能耗量G(i6-i4)。