公共厨房通风空调设计计算

公共厨房通风空调 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 计算 北京市建筑设计研究院 � 黄季宜� � 孙敏生 � 王冷非 摘要 � 归纳总结了公共厨房风量平衡 措施 《全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观软件质量保证措施下载工地伤害及预防措施下载关于贯彻落实的具体措施 和通风量的确定方法, 提出了热湿地区和干热 地区公共厨房新风机组送风参数和冷热量的计算方法,以及室温控制措施, 比较了新风机组干 工况运行时可承担的热湿负荷与室内热湿负荷的估算值,验证了该计算方法的可行性。 关键词 � 风量平衡 � 通风量 � 冷却量 � 送风参数 � 干工况 Design and calculation of venti lation and air conditioning system for publ ic kitchens By Huang Jiyi � , Sun Minsheng andWang Lengfei Abstract � Summarizes the m easures to balancing o f the air f low rate in public kitchens and the ventila tion ra te calculation. P resents the determina ting method o f the air supply conditions, calculations o f the coo ling and hea ting capacity o f air handling unit f or public kitchens bo th in ho t�hum id and hot�dry zones, and contr ol o f the indoor temperatur e. Compares the heating and mo isture loads tr eated by fr esh air units running under dry conditions and the va lue by estimated, and va lida tes the pr acticability o f the calculation methods. Keywords� air balance , ventilation r ate, coo ling capacity , air supply condit ion, dry condit ion � Beijing Ins titute of Architectural Design, Beijing, China � 0 � 引言 有餐饮功能的大型公共建筑中大型厨房通风 设计的特点是: 炉灶排风量和相应的补风量很大, 且与周围空调区域应保持负压,以避免气味外溢; 灶具的产热产湿量较大, 在炎热的夏季,仅靠通风 很难消除室内的热湿负荷, 新风补风一般需经空 气处理机组进行除湿降温。 但在实际工程设计中, 在厨房灶具完全确定 前,其发热量和空调冷却量很难确定;设计估算如 偏小,不满足夏季降温要求; 如估算过大, 空气处 理设备 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 冷器、控制阀和冷源设备等均偏大, 不仅 增加一次投资、设备运行和控制均偏离额定工况, 不利于节能。 为避免设计中的盲目性, 笔者总结了厨房风 量平衡措施、通风量和冷热量的计算方法, 并确定 了不同气候地区厨房新风机组送风参数的计算方 法。 1 � 通风量确定及风量平衡 总排风量理论上应按排除厨房发热量以及按 炉灶排气罩罩口风速计算出的较大值确定, 但建 筑设计时厨房发热量往往无法确定, 一般按排气 罩计算或按换气次数估算排风量, 计算或估算方 法可参考文献[ 1]等。为了维持厨房为负压, 补风 量一般为排风量的 80% ~ 90%。 因使用时间和排风量不同, 热加工间与配餐 等其他发热量较小房间宜分别设置排风设备, 各 灶具也宜分别设置排风系统。配餐等其他房间一 般设置全面排风即可。热加工间除设炉灶排风 外,还应设置换气次数不小于 5 h- 1的全面排风设 施,如果房间炉灶排风形成的房间换气次数过大, 可以考虑全面排风仅在炉灶不使用时开启, 以避 免补风量过大。 因热加工间与配餐等房间送风参数要求不 �40� 设计计算研究 � � 暖通空调HV&AC � 2008年第 38卷第 9期 � � � � � � � � � 黄季宜,女, 1976年 10月生,硕士,工程师 100045 北京市南礼士路 62号北京市建筑设计研究院 ( 010) 88043038 E�mail: hu angjy@ b iad. com . cn 收稿日期: 2008� 06�23 同,宜分别设置补风设备。热加工间全面排风与 炉灶排风不同时使用时, 总补风量应不考虑全面 排风量;且补风机组的补风量应适应排风量, 以保 证厨房的设计负压值和风量平衡, 可以采用排风 设备和对应的补风设备联锁启停, 或共用的空气 处理机组采用变速风机, 根据排风机的开启台数 和风量改变补风机的转速等控制措施。 当采用餐厅新风作为厨房补风时, 应考虑餐 厅补风与排风的风量平衡, 空气在各区域的流动 方向应是: 其他空调区域 (正压, 送风量> 排 (回 风)量) �餐厅(送风量= 排(回)风量) �厨房(负 压,送风量< 小于排风量)。当餐厅采用风量恒定 的新风机组送风,且与厨房直接相邻时,餐厅新风 可压入厨房作为厨房补风。当餐厅采用全空气变 新风比空调系统,且与厨房直接相邻时,餐厅冬夏 季最小新风量可压入厨房作为厨房补风, 并宜另 设过渡季全新风运行时开启的排风系统。餐厅与 厨房的补风通路应满足自然通风的风速要求(不 大于 1 m/ s)。餐厅和厨房不直接相邻时, 餐厅应 设置独立的排风系统。 2 � 公共厨房新风机组送风参数、冷却量计算和室 温控制 2. 1 � 新风机组冬季送风参数 冬季室外温度较低的地区, 公共厨房应设供 暖系统,承担围护结构热负荷。为了避免机械补 风系统给室内带来额外的热负荷, 应对机械补风 进行加热处理后再送入室内, 送风温度不应低于 室内供暖设计温度。根据文献[ 2] , 热加工间室内 供暖设计温度为 10 � , 对于设计 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 较高的热加 工间,可以适当提高,一般送风设计温度可取 10~ 14 � 。 上述较低的温度(例如 10 � )仅为从节能出 发计算设备加热量的设计取值, 冬季加热水阀的 室内控制温度可人为设定在较舒适的温度(例如 16 � ) , 当炉灶使用时, 送风温度实际低于房间设 定温度,房间温度则保持在比设计取值( 10 � )高 且舒适的范围内。 制作间、配餐间的室内供暖设计温度和送风 温度一般取 16 � ; 当热加工间与制作配餐间合用 送风系统时, 送风温度应取二者中的较高值。室 外温度一般取当地冬季供暖室外计算温度。 2. 2 � 新风机组夏季送风参数、冷却量计算和室温 控制 由于厨房的室内发热量很难确定, 因此无法 通过热平衡方法确定厨房送风量及送风参数。在 厨房发热未知的情况下, 厨房通风量一般是根据 换气次数或灶具排风量确定的已知量。作如下假 设:当空气处理机组将已确定的新风量处理至通 过室内设计状态点的热湿比线的机器露点 (与 90%相对湿度线的交点) , 即可消除厨房的散热散 湿量;根据此假设,只要确定厨房室内设计参数及 热湿比,就可以通过焓湿图确定机组的送风参数 (见图 1)。 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 和确定过程如下: 图 1 � 厨房热加工间夏季空调通风空气变化过程 1) 由于热加工间排风油烟等污染物量大, 不 能设置回风或排风热回收装置, 补风系统一般为 直流新风机组,为了避免能量浪费,室内设计温度 取值不宜过低。热加工间的室内设计温、湿度推 荐值为 30 � , 65% ,配餐间的室内设计温、湿度推 荐值为 26 � , 65%。气候干热地区室内相对湿度 则较低。厨房散热散湿量均较大,热湿比 �假定为 8 000 kJ/ kg。 2) 厨房新风机组冷却量 QL ( kW )按下式计 算: Q L = V x�( h s - hw ) 3 600 ( 1) 式中 � V x 为新风机组送风量, m3 / h; �为空气密 度, kg/ m3 ; h s 为送风状态点 S 的比焓, kJ/ kg; hw 为室外状态点 W 的比焓, kJ/ kg, 为安全起见,取当 地夏季空调室外设计状态点。 3) 由于上述冷却量是基于�将已确定的送风 量处理至通过室内设计状态点的热湿比线的机器 露点,即能够消除厨房的散热散湿量�的假设, 因 此对于夏季湿热地区,式( 1)的送风状态点 S 由通 过 N 点的热湿比线 (�= 8 000 kJ/ kg )与 �= 90% �41�� � � � � � � 暖通空调HV&AC � 2008年第 38卷第 9期 � � 设计计算研究 相对湿度线相交获得(见图 1中的 N�S 线) , S 点 温度为 23. 2 � ,含湿量为 16. 12 g/ kg ,比焓为 64. 35 kJ/ kg。当房间实际最大负荷略大于机组最大 冷却能力时,室内状态点有可能沿热湿比线上移, 房间温度略高于设定值, 但湿度略有下降, 对人员 舒适感有利;由于满负荷时间较短, 且采用的室外 新风温度为夏季空调设计温度, 因此不会对厨房 舒适度产生影响。 4) 对于气候干热地区, 夏季室外空调设计状 态点 W�可能在热湿地区送风点 S 的左侧(见图 1 中的虚线) ,即室外空气状态点含湿量小于 S 点含 湿量,此时应调整送风点为 S�,可取 S�点温度与 S 点相同,含湿量与室外空气状态点 W�相同。新风 机组空气处理过程为干工况冷却。 本文中的干热地区是指夏季空调室外计算含 湿量小于图 1中送风点 S 含湿量( 16. 12 g/ kg )的 地区。表 1为主要代表城市及其夏季室外气象参 数 [ 3]。这些地区夏季通风室外计算温度均在26 � 以上,但室外含湿量均在 14 g / kg 以下, 新风机组 需要降温冷却,但不需要除湿,甚至不需要将空气 处理至等湿过程的机器露点。某空气处理机组厂 家协助笔者进行了表冷器的选择计算, 计算结果 见表 2。从表中可以看出,在正常的迎面风速范围 内,表中各城市均能选出合适的表冷器, 并且表冷 器出口空气温度在 22~ 23 � 之间,含湿量与室外 空气含湿量几乎相同, 说明上述干工况处理过程 能够实现。 5) 一般新风机组温度传感器设置在出风口, 表 1 � 干热地区主要代表城市夏季室外气象参数 呼和浩特 二连浩特 敦煌 兰州 克拉玛依 乌鲁木齐 吐鲁番 夏季空气调节室外计算干球温度/ � 30. 7 33. 2 34. 1 31. 3 36. 4 33. 4 40. 3 夏季空气调节室外计算湿球温度/ � 21 19. 3 21. 1 20. 1 19. 8 18. 3 24. 2 夏季空气调节室外计算含湿量/ ( g/ kg) 13. 84 10. 13 12. 79 13. 19 8. 50 8. 09 12. 68 夏季通风室外计算温度/ � 26. 6 28 29. 9 26. 6 30. 5 27. 4 36. 2 夏季室外大气压/ Pa 88 837 89 690 87 797 84 150 95 573 93 213 99 597 表 2� 干热地区厨房新风机组干工况运行选型结果 呼和浩特 二连浩特 敦煌 兰州 克拉玛依 乌鲁木齐 吐鲁番 出口空气干球温度/ � 22. 29 23. 2 23. 2 22. 67 23. 2 23. 2 23. 2 出口空气湿球温度/ � 18. 49 16. 19 17. 98 17. 65 15. 49 14. 91 18. 76 出口空气含湿量/ ( g/ k g) 13. 68 10. 12 12. 77 13. 19 8. 47 8. 09 11. 96 表冷器迎面风速/ ( m / s) 2. 9 2. 9 2. 9 2. 9 2. 9 2. 9 2. 9 表冷器排数 2 2 2 2 2 2 2 冷水流量/ ( L/ s) 2. 54 2. 91 3. 12 2. 36 4. 08 2. 97 6. 1 � 注:空调冷水供回水温度为 7 � / 12 � 。 控制出风温度恒定。但对于采用直流式空调系统 的厨房,厨房室内发热量是变化的, 送风温度也应 随之变化,因此应将温度传感器设在室内, 控制机 组供热供冷水阀的开度, 以免发生夏季送冷风时 室内发热量过小、室温过低, 以及冬季不能保证室 温或室温过高等现象。与一般新风机组一样, 北 方地区还应在加热盘管处设置防冻的温度传感 器,采取当盘管温度达下限时自动关闭风机和进 风阀并报警等措施。夏季, 当室外温度低于房间 设计温度取值( 30 � )时, 还可以不低于室外温度 为原则降低室温控制设定值运行, 使厨房工作环 境更加舒适。 3 � 新风机组可承担热湿负荷与室内产热产湿量 的比较 3. 1 � 新风机组可承担显热负荷和湿负荷面积指 标 在假设条件下(室内热湿比为 8 000 kJ/ kg, 送 风温度为该热湿比对应的机器露点温度, 干燥地 区取与湿热地区相同的送风温度) ,空气处理机组 可承担的显热负荷和湿负荷面积指标可以由下式 计算: q = Vh�c p ( t n - t s) 3 600 ( 2) w = Vh�( dn - d s ) ( 3) 式( 2) , ( 3)中 � q 为可承担的显热负荷面积指标, W/ m 2 ; V 为换气次数, h- 1 ; h 为层高, m,计算时取 3 m; �为空气密度, kg/ m3 , 计算时取 1. 2 kg/ m 3 ; cp 为空气比定压热容, J/ ( kg � � ) ; t n 为室内设计 �42� 设计计算研究 � � 暖通空调HV&AC � 2008年第 38卷第 9期 � � � � � � � 温度, � ; ts 为送风温度, � ; w 为可承担的湿负荷 面积指标, g/ ( m2 � h) ; d n 为室内含湿量设定值, g/ kg; d s 为送风含湿量, g / kg。 由式( 2)和( 3)计算得到中、西餐热加工间空 气处理机组可承担的显热及湿负荷面积指标如表 3所示。 表 3 � 新风机组可承担室内热湿负荷面积指标 热加工间 换气次数 (补风) / h- 1 可承担显热 负荷/ ( W / m2) 可承担湿负 荷/ ( g/ ( m 2 � h) ) 配餐间 17 120 81 西餐热加工间 25~ 34 172~ 234 117~ 158 中餐热加工间 34~ 51 234~ 350 158~ 238 3. 2 � 室内产热产湿量的估算和假设 厨房的室内产热主要由三部分构成: 灶具发 热、人员产热、灯光发热; 由于厨房室内设计温度 不低于室外通风温度或温差较小, 围护结构得热 忽略不计。产湿主要由两部分组成: 人员产湿、灶 具等厨房设备的产湿。 1) 人员产热产湿量(假设人员密度为 6 m2 /人) 热加工间: 室内设定温度为 30 � , 人员劳动 强度定义为中级劳动, 人员显热为 45 W/人, 潜热 为 190 W/人,全热为 235 W/人, 产湿量为 283 g/ (人� h) [ 4] ; 换算为面积指标后, 人员产热产湿指 标为:显热 7. 5 W/ m2 , 产湿 47. 2 g/ ( m2 � h)。 配餐间:室内设定温度为 26 � , 人员劳动强 度定义为中级劳动, 人员显热为 74 W/人, 潜热为 161 W/人, 全热为 235 W/人, 产湿量为 240 g/ (人� h) [ 4] ; 换算为面积指标后, 人员产热产湿指 标为:显热 12. 3 W/ m2 ,产湿 40 g/ ( m2 � h )。 2) 灯光发热 文献[ 5]中居住建筑厨房的照明功率密度值 为 7 W/ m2 , 中餐厅的照明功率密度值为 13 W/ m2 ,公共厨房的照明功率密度值没有明确规定, 保 守估计为 15 W/ m2。 3) 灶具的产热产湿 假设中餐热加工间灶具产热为 160 W/ m2 , 灶 具产湿为人员产湿量的2倍,西餐热加工间灶具产 热为 110 W/ m2 ,产湿量为人员产湿量的1. 5倍,配 餐间没有灶具, 假设配餐过程的产湿与人员产湿 相同。 配餐间、热加工间室内热湿负荷指标计算结 果如表 4所示。 3. 3 � 面积热湿负荷指标的比较 表 4 � 配餐间、热加工间室内热湿负荷指标 热加工间 � 室内显热负 荷/ ( W/ m 2) 室内湿负荷/ ( g/ ( m2 � h) ) 配餐间 27. 3 80 西餐热加工间 132. 5 118 中餐热加工间 182. 5 141. 6 � � 对比表 3与表 4,空气处理机组消除热湿负荷 的能力均能满足要求。 室内产热产湿量原则上应根据厨房实际情 况调查、计算;但各厨房灶具分布情况不同, 即使 灶具设置已经确定,仍涉及到厨房工作人员的数 量、加工的食物种类和数量、餐厅的经营情况等 诸多因素, 很难甚至无法计算实际产热产湿量。 因此,本文采用了极粗略的估算和假设, 仅力图 通过上述的分析与假设,说明 2. 2节中室内设计 参数及热湿比的假设用于工程的统一设计计算 基本合理。 4 � 结论 4. 1 � 厨房排风量应根据厨房发热量以及按排气 罩计算出的较大值确定, 当发热量无法确定时可 按排气罩计算或按换气次数估算; 为了维持厨房 室内为负压,厨房补风量一般为排风量的 80% ~ 90%。 4. 2 � 热加工间和配餐等其他房间,以及各灶具宜 分别设置排风及补风设备, 新风机组的补风量应 适应排风量, 以保证厨房的设计负压值和风量平 衡。 4. 3 � 对于冬季需供暖的地区, 空调送风只负担新 风负荷,送风温度宜取室内供暖设计温度。 4. 4 � 厨房新风机组的冷热量控制不同于一般新 风机组, 应将温度传感器设在室内, 控制机组供 热、供冷水阀的开度。 4. 5 � 当厨房发热量无法确定时,新风机组夏季冷 却量的计算是基于� 将已确定的送风量处理至通 过室内设计状态点的热湿比线的机器露点, 即能 够消除厨房的散热散湿量�的假设, 根据此假设, 并考虑直流式空调系统的节能, 设计计算推荐采 用以下数值: 1) 室内夏季设计参数推荐值 室内温度:热加工间 30 � 、配餐间 26 � ; 相对湿度不大于 65% ; 热湿比假设为 8 000 kJ/ kg。 (下转第 47 页) �43�� � � � � � � 暖通空调HV&AC � 2008年第 38卷第 9期 � � 设计计算研究 I s 为水面处辐射照度, W/ m 2 ; I z 为水面下 z 处辐 射照度, W/ m2。 经计算, �= 0. 59,表示水深 10 cm 处的辐射照 度是水面处的 59% , 可以认为由于水的吸收使透 过天窗的日射得热形成的热负荷降低至 59%。 已知用常规的空调冷负荷计算方法, 确定单 位面积的天窗空调冷负荷中辐射部分为 200 W/ m2 ,由于水的吸热, 日射得热形成的冷负荷 Q r = 0. 59 � 200 W/ m2= 118 W/ m2。 3) 水下通廊顶的围护结构总冷负荷 QZ QZ= QC+ Qr= 183 W/ m 2 ,约为按常规空调冷 负荷计算方法计算所得围护结构总冷负荷214 W/ m 2 的 85% 。 4 � 结论 4. 1 � 冬季分析 在计算过程中发现, 风速对玻璃内表面温度 的影响是很大的,风速增大,内表面传热系数 �n 也 增大,围护结构热阻减小, 单位面积传热量略有增 加,即耗热增加, 提高了玻璃内表面温度, 使其远 离露点温度,是有利的。 对于夜间辐射问题, 一般工程计算中是忽略 的,本工程使笔者能有机会认真研究考虑, 使其值 量化。对于水平表面, 采用室外综合温度 tZ 相当 于室外温度降低了 4. 6 � , 在夏季对空调冷负荷 是有利的, 对冬季空调热负荷是不利的。对于保 证率要求较高的情况应予以考虑。 在国家大剧院的设计过程中, 玻璃通廊下的 水池冬季增加了加热设备, 使水温保持在 5 � 以 上,减少了围护结构的传热, 以确保围护结构内表 面不结露。但通过 2007 � 2008 年冬季的实际运 行,由于水池个别处流速过低和加热量不足等原 因出现了结冰现象, 但水下廊玻璃顶没有发生结 露,说明上述按水池结冰的最不利情况所作的分 析研究有其实用意义。 4. 2 � 夏季分析 由于水面存在蒸发散热, 水的吸热也使太阳 辐射照度有所衰减, 对于夏季冷负荷计算是有利 因素。但如按常规传热计算方法确定冷负荷选择 空调设备,是不经济和不适用的。计算过程中, 假 设水是静止不动的。但实际水在缓慢流动, 且随 着蒸发,不断补充低温冷水, 实际水温会比计算数 值低。因此,即使考虑了上述有利因素, 计算结果 仍然偏于安全。 4. 3 � 房间气流组织 根据水下通廊的特点,确定了两端喷口送风, 两侧公共部分吊顶回风的送、回风方式(如图 5 所 示) ,空调器冬、夏季负荷由计算确定, 从而保证了 人员的舒适度要求和冬季围护结构的防结露要 求。 图 5 � 水下廊的送、回风方式 参考文献: [ 1] � 中国有色工程设计研究总院. GB 50019� 2003 � 采 暖通风与空气调节设计规范 [ S ] . 北京: 中国计划出 版社, 2004 [ 2] � 彦启森,赵庆珠. 建筑热过程[ M ] . 北京:中国建筑工 业出版社, 1986 [ 3] � 霍夫曼.传热学 [ M ] . 马庆芳, 译. 北京: 高等教育出 版社, 1989 [ 4] � 建设部工程质量安全监督与行业发展司, 中国建筑标 准设计研究所.民用建筑暖通空调设计技术措施 � 暖 通空调� 动力[ M ] . 北京:中国建筑工业出版社, 1996 (上接第 43 页) 2) 夏季送风温度 热加工间为 23. 2 � ,配餐间为 19 � 。 干热地区夏季新风机组应干工况运行, 送风 温度与热湿地区相同, 送风含湿量等于室外空气 含湿量。 参考文献: [ 1] � 北京市建筑设计研究院. 建筑设备专业技术措施 [ M ] .北京: 中国建筑工业出版社, 2005 [ 2] � 北京市建筑设计研究院 . DBJ 01�621 � 2005 � 公共 建筑节能设计标准[ S] . 北京: 北京市建筑设计标准 化办公室, 2005 [ 3] � 中国气象局气象信息中心气象资料室, 清华大学建 筑技术科学系. 中国建筑热环境分析专用气象数据 集[ M ] . 北京:中国建筑工业出版社, 2005 [ 4] � 赵荣义, 范存养, 薛殿华,等. 空气调节 [ M ] . 3 版. 北 京: 中国建筑工业出版社, 1994 [ 5] � 中国建筑科学研究院. GB 50034� 2004 � 建筑照明 设计标准[ S] . 北京:中国建筑工业出版社, 2004 �47�� � � � � � � 暖通空调HV&AC � 2008年第 38卷第 9期 � � � � 设计参考