图2-17是中间媒体式换热器的工作原理图。中间媒体在通过位于热气流中的换热器时被加热,然后液体由泵送入远处需要加热的换热器中,放出热量后,再返回位于热气流中的换热器。应用于温差不太大的通风空调系统时,常用的中间媒体为水或乙二醇溶液与热管换热器相比,它的主要优点是供热体和得热体的布置位置无严格要求,可以相距较大,系统布置灵活。缺点是环流系统中的泵消耗能量。据估算,泵的能景消耗约为回收热量的1%。另外由于应用中间媒体,存在温差损失。因此,中间媒体式换热器的热回收效率较低,一般为40%~50%左右。      图2-18是中间媒体式换热器应用于乳品厂喷雾干燥排风热回收的情况。该装置采用水作为中间热媒。当排风温度为73~85℃、排风量为3.4&imes;10m'h,进风侧入口温度为24~30℃时,进风温度可提高22~28℃,热回收量为160~197kW,热回收效率在50%左右,全年回收能量约相当于340标准煤。

    工人休息室,有时亦被称作“工间休息室&dquo;。它主要防止连续辐射会导致体力的下降,为使工人恢复劳动能力所采取的必要措施之一，在《工业企业设计卫生标准》(T36-79)、《采吸通风与空气调节设计规范》(GBJ19-87)和《治金企业职业卫生管理规程》等均作了相应的规定:在高温作业场所附近,应设置工间休息室,室温可在28~30℃,在炼焦炉顶等特殊高温作业场所附近的工间休息室,如采用冷风机组或空气调节机组时,室温一般为24~28C。     一些工人休息室的通风方式如图3-28所示，图3-28(a)为轴流通风机组,吹向4人坐的长椅,电动机转速为960/min,风量约 600m/h。图(b)为从室外吸风的机组,吸风口高于屋面,其风量可借阀门调节,冬季可开启竖风道风口吸取车间内空气吹淋。图(c)为用于重体力劳动的工种,设有专门的吹风口,小室上部设有钢管(D50),并沿全长钻2m的小孔喷淋于金属网上形成水幕,水流 入车间下水道。图(d)、(e)亦均有淋水装置。但图(d)、(f)为有冷风机组或空调机组的工人休息室。    

(一)吊车司机室、操作室 在我国的现行标准中,规定了特殊高温的工作地点,(周围环境温度约40~60℃)如吊车司机室、均热炉揭盖机操作室、轧钢操作室、拦焦车及熄焦车操作室等,应采取密闭、隔热措施,并采用冷风机组或空调机组降温。室温一般取24~28℃。 在有色治金工业中,如铜熔炼车间的吊车司机室,其环境不但高温,而且还有SO)2烟气、金属挥发物的污染。这时除应采取密闭、隔热、降温措施外,还应送入新鲜空气造成正压,防止有害气体逸入室内,否则采用个体防毒。 1.对可机室或操作室围护结构的要求 当吊车司机室或操作室采用冷风机组或空调机组降温时,其围护结构应隔热。隔热材科应具有导热系数小、重量轻、防火、耐高温等特点,如岩棉、玻璃棉、胀蛭石、阻燃的聚苯乙烯泡沫塑料、软木等;内层宣用五合板、纤维板等;外层隔热屏宜用铝板、白铁皮或薄钢板等,并与司机室外壁间留有约10m的空气夹层。当辐射照度q=350~2100W/m2时,司机室围壁用1层铝板,地板用2层隔热屏;当q＞2100W/m2时,围壁和地板用2层隔热屏,但顶板受不到辐射热时可不考虑。 吊车司机室窗子面积不宜大于2m2;窗子应采用密闭双层窗,中间为20mm空气层。为便于司机操作,玻璃窗应外凸驾驶室侧壁300~400mm,窗高距司机室地板1m左右。玻璃般采用耐60C以上的且厚度为3~5mm的玻璃,最好用钢化玻璃。 吊车司机室外壁传热系数K值:侧壁和顶板(窗除外)应小于0.93W/(m2・K);地板应小于0.58W/(m2・K)。操作室外壁传热系数K值:对朝向热源的壁K≤0.58W/(m2・K),其他方向围壁K≤0.93W/(m2・K)。   （1）司机室外壁应严格密、隔热,否则,对粉尘、有害气体将不能起到隔绝作用,或使降温效果下降。 (2)对有害气体包固下的吊车司机室,可在上述循环风系统中增设吸附剂层吸附有害气体,或将新鲜空气借滑动装置送入司机室降温,并保持正压。炎热地区,送风应经降温处理。其形式之一,如图3-26所示。 (3)对司机室周围环境温度&l;40℃的场合,可采用如图3-27所示的装置:水花泡沫空气冷却器,它可降低空气温度约4~7℃,并可净化含尘空气。水箱内的水需定期更换。      

   在进行通风管道系统的设计计算前,必须首先确定各送(排)风点的位置和送(排)风量、管道系统和浄化设备的布、风管材料等。设计计算的目的是,确定各管段的管径(或断面尺寸)和压力损失,保证系统内达到要求的风量分配,并为风机选择和绘制施工图提供依据。    进行通风管道系统水力计算的方法有很多,如等压损法、假定流速法和当量压损法等。在一般的通风系统中用得最普遍的是等压损法和假定流速法。     等压损法是以单位长度风管有相等的压力损失为前提的。在已知总作用压力的情况下,将总压力按风管长度平均分配给风管各部分,再根据各部分的风量和分配到的作用压力确定风管尺寸。对于大的通风系统,可利用等压损法进行支管的压力平衡假定流速法是以风管内空气流速作为控制指标,计算出风管的断面尺寸和压力损失,再对各环路的压力损失进行调整,达到平衡。这是目前最常用的计算方法。  

管件(如三通、弯头等)的局部压力损失按下式计算：               Z=ξv2&ho;/2 式中Z——局部压力损失,Pa, ξ——局部阻力系数, V——空气流速,m/s &ho;——空气密度,kg/m3。 局部阻力系数通常由试验确定,详见表6-8。选用时要注意试验用的管件形状和试验条件,特别要注意值对应的是何处的动压值。三通的作用是使气流分流或合流。对合流三通,两股气流在汇合过程中它们的能量损失是不同的,它们的局部压力损失应分别计算,即直管和支管的局部压力损失要分别计算。 合流三通内直管和支管的流速相差较大时,会发生引射现象,邱流速大的气流要引射流速小的气流。在引射过程中流速大的气流失去能量,流速小的气流获得能量。因此某些支管的局部阻力系数会出现负值,但不会两者都出现负值。 由于在引射过程中会有能量损失,为减少三通的压力损失,在设计时应使支管和直管的流速尽量接近。 从表6-8可以看出,三通局部压力损失的计算较为繁琐。在通风除尘系统中,系统的总  

空气在管道内流动时,单位长度管道的摩撩压力损失按下式计算: 式中Rm——单位长度摩擦压力损失,Pa/m; v——风管内空气的平均流速,m/s; &ho;——空气的密度,kg/m3; 入一一摩擦阻力系数; Rs一一风管的水力半径，m 圆形风管                 Rs=D/4 式中D一一风管直径,m。 矩形风管                Rs=ab/2（a+b） 式中a、b一一矩形风管的边长，m 因此,圆形风管的单位长度摩擦压力损失                     Rm=入v2/D/&ho;  Pa/m     摩擦阻力系数入与空气的流动状态和管壁的粗糙度有关。在通风管道内空气的流动状态大多处于水力过渡区,通风管道定型化编制组推荐按下式计算入值。 式中e—风管内壁的粗糙度,mm。  

选择通风机时应注意以下几个问题; 1.根据不同用途确定通风机的类型。例如输送清洁空气时,可选择一般通风换气用通风机;输送有腐蚀性的气体时,应选用防腐通风机;输送易燃易燥气体或含尘空气时,要选用防爆通风机或排尘通风机等。 2.根据所需风量、风压及选定的通风机类型,确定通风机的机号。在确定通风机的机号时,考虑到管道可能滑风,系统压力损失计算有时不够完善,故应按公式(7-7)、(7-8)确定通风机的风量和风压。   =1.15~1.2,气力输送系统Kp=1.2 3.通风机样本上的性能参数是在标准状态(大气压力101.325kPa,温度20℃,相对湿度50%,P=1.2kg/m2的空气)下测出的,当实际使用情况不同时,通风机的实际性能就会变化(风量不变),因此选择通风机时应对参数进行换算,其换算关系如下： 4.为便于通风机与系统管道的连接和安装,应选取合适的通风机出ロ方向和传动方式。 5.应尽量选用噪声较低的通风机。    

   通常把侧孔送风的均匀送风管看作是支管长度为零的三通,当空气从侧孔送出时,产生两部分局部压力损失,即直通部分的局部压力损失和侧孔出流时的局部压力损失直通部分的局部阻力系数可由表6-23査出,表中数据由实验求得,表中值对应侧孔前的管内动压。  

   从公式(6-52)可以看出,对側孔面积f保持不变的均匀送风管,要使各侧孔的送风量保持相等,必需保证各侧孔的静压Pj和流量系数μ相 这表明,两侧孔间静压保持相等的条件是两侧孔间的动压降等于两侧孔间的压力损失。   2.保持各侧孔流量系数相等流量系数μ与孔口形状、出流角a及孔口流出风量与孔口前风量之比(即Lo/L=Lo‘,Lo‘称为孔口的相对流量)有关。 如图6-35所示,在a≥60°、Lo=0.1~0.5范围内,对于锐边的孔口可近似认为μ≈0.6≈常数。 3.增大出流角α 风管中的静压与动压之比值愈大,气流在孔口的出流角α也就愈大,出流方向接近垂直;比值减小,气流会向一个方向偏斜,这时即使各侧孔风量相等,也达不到均匀送风的目的。 要保持α≥60°,必须使Pj/Pd≥3.0(Vj/Vd≥1.73)。在要求高的工程,为了使空气出流方向垂直管道侧壁,可在孔口处装置垂直于侧壁的挡板,或把孔口改成短管。    

要实现均匀送风,可采取以下措施： 1.送风管断面积F和孔口面积f0不变时,管内静压会不断增大,可根据静压变化,在孔口上设不同的阻体,使不同的孔口具有不同的压力损失(即改变流量系数),见图6-33(a)、(b)。 2.孔口面积f0和μ值不变时,可采用锥形风管改变送风管断面积,使管内静压基本保持不变,见图6-33(c)。 3.送风管断面积F及孔口A值不变时,可根据管内静压变化,改变孔口面积f0,见图6-33(d)、(e)。 4.增大送风管断面积F,减小孔口面积f0对于图6-33(f)所示的条缝形风口,试验表明,当f0/F&l;0.4时,始端和末端出口流速的相对误差在10%以内,可近似认为是均匀分布的。