严寒地区某站房候车大厅 新风热回收方案分析
中南建筑设计院 李玲玲 张昕
摘要：北方严寒地区，在新风与室内空气焓值相差较大的情况，直接引入新风会导致空调系统能耗的大量增加。常见的空调系统出于节能考虑尽量限制室内、外空气的交换，因此，产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。利用热回收技术充分利用排风中的能量，可以降低新风能耗，是解决上述矛盾的有效途径。
热回收系统，即是回收建筑物内外的余热(冷) 或废热(冷) ，并把回收的热(冷) 量作为供热(冷) 或其它加热设备的热源而加以利用的系统。热回收方式比较多，但归纳起来共两大类，即全热回收装置、显热回收装置。
热回收装置的热（冷）回收量与室内外空气状态有关，本文以实际工程的数据为基础，分别采用显热交换器和全热交换器，对空气处理过程进行分析，并与不采用热回收装置进行节能性对比，得出严寒地区新风热回收的最佳形式。 关键词：热回收 严寒地区 全热 显热
前言
近年来随着国民经济迅速发展，能源形势日趋严峻，节能减排成为我国最重要的基本国策之一。在民用建筑中空调能耗占建筑总能耗的50％以上，而在建筑物空调负荷中，新风负荷占到四分之一以上，尤其在寒冷的北方地区，冬季时间长，室内外温差大，新风热负荷所占总负荷的比例更高。同时现代社会人们90％的时间是在室内度过，室内空气品质的好坏直接影响人类的身体健康，增加新风量可以改善室内空气品质。因此，产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。
近几年国家也颁布了有关法规提倡在某些建筑中采用热回收装置。《公共建筑节能设计标准》中明文规定：“建筑物内设有集中排风系统且符合下列条件之一时，宜设置排风热回收装置；排风热回收装置(全热和显热) 的额定热回收效率不应低于60％：1) 送风量大于或等于3000m 3／h 的直流式空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃；2) 设计新风量大于或等于4000m ／h 的空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃；3) 设有独立新风和排风的系统。
北方严寒地区，在新风与室内空气焓值相差较大的情况，直接引入新风会导致空调系统能耗的大量增加。常见的空调系统出于节能考虑尽量限制室内、外空气的交换，因此，产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。利用热回收技术充分利用排风中的能量，可以降低新风能耗，是解决上述矛盾的有效途径。
所谓热回收系统，即是回收建筑物内外的余热(冷) 或废热(冷) ，并把回收的热(冷) 量作为供热(冷) 或其它加热设备的热源而加以利用的系统。
3
热回收方式比较多，但归纳起来共两大类，即全热回收装置、显热回收装置。全热回收装置既回收显热，又能回收潜热，此类装置有转轮式换热器、板翅式换热器和热泵式换热器。显热回收装置有中间热媒式换热器、板式显热换热器和热管式换热器。
热回收装置的热（冷）回收量与室内外空气状态有关，本文以实际工程的数据为基础，分别采用显热交换器和全热交换器，对空气处理过程进行分析，并与不采用热回收装置进行节能性对比，得出严寒地区新风热回收的最佳形式。 1. 工程简介
以黑龙江省的某市火车站的候车大厅为例，候车大厅高15米，面积18000㎡，建筑围护结构的热工参数以及照明设备负荷参照《公共建筑节能设计标准》计算，该站房最高聚集人数4000人，人员新风量按12.5m /h.人计算。
室外气象参数如下：夏季空调室外计算干球温度：31.1℃，夏季空调室外计算湿球温度：23.9℃，夏季通风室外计算相对湿度：63%；冬季采暖室外计算温度：-25℃；冬季空调室外计算温度：-29℃；冬季室外计算相对湿度：71%。室内设计参数如下表1：
3
季室内外焓差较小, ∆h 为12.1 KJ/kg，而冬季室内外焓差较大，∆h 为60.4KJ/kg，所以分析冬季的热回收效果更有实际意义。
候车大厅冬季采用新风系统+地板辐射采暖系统，新风机组只承担新风热负荷和室内湿负荷，地板辐射采暖系统承担室内热负荷，根据候车大厅对新风的需求，选择总风量为50000m 3/h的组合式新风机组。
图1 冬夏两季室内外参数焓湿图 图2 不做新风热回收的h -d 图
2．新风直接处理
不采用热回收，冬季直接引入室外新风（状态点0），加热到状态点5，再经过湿膜加湿段（等焓加湿）处理到送风状态点（状态点6），处理过程的h -d 图见图2。
根据显热平衡和湿平衡，可以确定送风状态点6，过程如下： 显热平衡：G C p t 6+Q c.s =G C p t 3
G — 新风量（m /h）
C p —空气定压比热容（取1.005kJ/(kg.K)）
3
Q c.s —室内显热负荷（kw ）
ρ—空气密度 (1.2kg/m) 。
3
由于新风不承担室内热负荷， Q c.s =0，排风量等于新风量，故送风温度t 6=t 3=18℃, 即可满足显热平衡要求。
室内水分的质平衡（湿平衡）：M W +G ρd 6=G ρd 3 室内湿负荷主要是人体散湿引起的，
M W =M 人=0.001ϕn τg =0.001⨯0.93⨯4000⨯33=123（kg/h）（参见（2）） M W —室内湿负荷 M 人—人体散湿量
ϕ—群集系数
n τ—计算时刻空调区内的总人数 g —一名成年男子小时散湿量（g/h）
则送风点的含湿量为d 6=d 3-
M W G ρ
=5.3-
123⨯100050000⨯1.2
=5-2.05=3.3（kg/h）
送风状态点6的状态参数为：t 6=18℃，h 6=26.5KJ/kg，d 6=3.3kg/h。 冬季不采用热回收时，将新风处理到送风状态点6，处理过程的h -d 见图2。 新风机组的加热盘管的加热量：
Q =G C p (t 5-t 0) =50000⨯1.005⨯(25.8-(-29)) /3600=765(kw)
新风机组的湿膜加湿器的加湿量：
M 加湿=G ρ(d 6-d 0) =50000⨯1.2⨯(3.3-0.2) /1000=186（kg/h）
即当冬季不采用热回收时，新风机组的加热量765kw ，湿膜加湿量在186 kg/h。 3. 采用热回收装置
采用显热或全热回收对新风进行处理，在组合式新风机组中增加显热回收装置或全热回收装置，新风处理过程如图3所示，将室外新风（状态点0），与室内回风（状态点3）进行热交换后，再通过加热加湿过程，处理到室内送风状态点(6或6’) ，系统中排风量等于新风量。显热、潜热交换效率是热交换器最主要的参数之一，根据规范要求，换热器效率不低于60%，计算公式如下：
图3 流程图
图4 新风预热流程图
ηt = ηd =
t 1-t 2t 1-t 3
=t 4-t 3t 1-t 3=
(1)
d 1-d 2d 1-d 3
d 4-d 3d 1-d 3
(2)
式中：t 1、h 1、d 1— 新风进换热器时空气干球温度、焓、含湿量；
t 2、h 2、d 2—新风出换热器时空气干球温度、焓、含湿量；
t 3、h 3、d 3— 回风进换热器时空气干球温度、焓、含湿量； t 4、h 4、d 4— 回风出换热器时空气干球温度、焓、含湿量；
ηt 、ηd — 显热、潜热交换效率。
回收热量（显热）：Q t =G C p (t 2-t 1) (3) 式中： G — 新风量（m 3/h）;
C p —空气定压比热容（取1.005kJ/(kg.K)）。
3.1. 采用显热回收
假定显热效率ηt =60%，室外外参数见表一、表二。 由公式（1）ηt =
t 3-t 4t 3-t 1
=
18-t 418-(-29)
=60%，计算得出排风温度t 4=-10.2℃
由于显热交换器不吸湿，只进行显热交换，故排风状态点的含湿量等于回风5.3g/kg，此时排风状态点温度t 4为-10.2℃，含湿量为5.3g/kg，由于室内状态点的露点温度为4.2℃，为了防止热交换器不结露或结霜，排风温度要大于4.2℃，必须对新风进行预热，此时假定排风温度
t 4=4.2℃，含湿量为5.3g/kg，根据：
ηt =
t 3-t 4t 3-t 1
=
18-4.218-(t 1)
=60%
则预热后的新风t 1=-5℃，即为了保证热回收器不结霜，必须将新风最低预热至-5℃，新风处理过程见下图5，则新风显热回收机组预热段加热量为：
Q 预=G C p (t 1-t 0) =50000⨯1.005⨯(-5-(-29)) /3600=475（kw ）
流程图如图4所示，此时由公式（1）得到：
t 2=t 1-(t 1-t 3) ⋅ηt =-5-(-5-18) ⨯0.6=8.8℃
显热交换段回收热量：Q t =G C p (t 2-t 1) =50000⨯1.005⨯(8.8-(-
5)) /3600=188(kw)
图5 显热回收h -d 图 图6 全热回收h -d 图
Q 总=765-188=577 (kw)
则整个过程中，新风热回收机组的加热量等于不采用热回收装置的加热量减去回收的热量：
2-5的机组再热盘管加热量为：
Q 再=Q 总-Q 预=577-475=102(kw)
由于显热交换器不吸湿，只进行显热交换，所以湿膜加湿段加湿量不变，为185 kg/h。 3.2 采用全热回收
全热回收过程包含了热和质的交换，回收显热的同时，又吸收了回风中的潜热，新风处理流程如图3所示，假定显热回收效率和潜热回收效率为60%，由公式（1）（2）可得：
t 3-t 4t 3-t 1
18-t 418-(-29) =
5.3-d 45.3-0.2
ηt =ηd =
=
=60%，此时排风温度t 4=-10.2℃ =60%，此时排风的含湿量d 4=2.24(g/kg)
d 3-d 4d 3-d 1
此时排风状态点处于100%相对湿度线之下，实际状态中不存在这样的状态点，即显热回收效率和潜热回收效率不可能同时满足60%，在满足潜热回收效率60%的前提下，将含湿量为2.24g/kg与95%的相对湿度线相交，此时状态点的干球温度-5.4℃，露点温度为-6℃，即当排风温度＜-5.4℃时，热回收器就会出现结露现象，严重的可能发生霜堵现象，为了防止机组结露，必须对新风进行预热，设定最低排风温度为-5.4℃。
此时ηt =
t 3-t 4t 3-t 1
=
18-(-5.4) 18-(-29)
=49.8%＜60%，为了防止排风结露，满足显热效率大于
60%，故必须对新风做预热处理。
满足ηt =
t 3-t 4t 3-t 1'
=
18-(-5.4) 18-(t 1')
=60%，则预热后的新风t 1' =-21℃，d 1' =0.2g/kg
t 2' =t 1' -(t 1' -t 3) ⋅ηt =-21-(-21-18) ⨯0.6=2.4℃ d 2' =d 1' -(d 1' -d 3) ⋅ηd =0.2-(0.2-5.3) ⨯0.6=2.86(g/kg)
新风处理过程h -d 图见图6，0-1' 为新风预热阶段，1' -2' 为新风全热交换过程，2' -5' 为再热过程，5' -6为等焓加湿过程，
预热盘管加热量：Q 预=G C p (t 1' -t 0) =50000⨯1.005⨯(-21-(-29)) /3600=112(kw) 则再热过程中的机组加热量为：
Q 再=Q 2' -5' =G C p (t 5' -t 2' ) =50000⨯1.005⨯(19-2.4) /3600=232（kw ）
则整个过程中，机组的总加热量为：Q =Q 预+Q 再=112+232=344（kw ） 全热交换过程回收的显热量：
Q t =G C p (t 2' -t 1' ) =50000⨯1.005⨯(2.4-(-21) /3600=327（kw ）
全热交换过程中的增湿量：
M 增湿=G ρ(d 2' -d 1' ) =50000⨯1.2⨯(2.86-0.2) /1000=160kg/h
此时的湿膜加湿量应该扣除全热交换过程中的增湿量，
M 加湿' =G ρ(d 6-d 5' ) =50000⨯1.2⨯(3.3-2.86) /1000=26(kg/h)
即 M 加湿' =M 加湿-M 增湿=186-160=26kg/h 4. 节能性分析
327kw, 约42.7%的热量，故全热交换器节能效果更加显著，实际工程中，显热或潜热回收的效率一般高于60%，故节能效果还有提升的空间。
通过实际工程数据的分析得出，在严寒地区，空调系统采用热回收技术，理论上全热回收装置相比显热回收而言，能够节省更多的能耗。但是全热交换器中新风排风之间有少量的混合流动，造成新风的交叉污染，不宜应用于排风有污染的场所。选择热回收装置时，应结合当地气候条件、经济状况、工程的实际状况、排风中有害气体的情况等多种因素，综合考虑，进行技术、经济分析比较，以确定选用合适的热回收装置，从而达到花较少的投资，回收较多热(冷) 量的目的。
参考文献：
［1］陆亚俊等. 《暖通空调》[M].北京：中国建筑工业出版社
［2］陆耀庆等. 《实用供热空调设计手册》[M].北京：中国建筑工业出版社，第二版 ［2］赵德飞. 空调系统排风热(冷) 量回收经济性分析[J].节能技术，2005，（5）：440－443 ［4］姚培 潘文群. 全热交换器在暖通空调领域的应用及研究现状[J].制冷与空调，2008，22（6）：130－133
［5］姜允涛 刘军. 严寒地区冬季热回收器防结霜措施[J].低温建筑技术，2009，（5）
严寒地区某站房候车大厅 新风热回收方案分析
中南建筑设计院 李玲玲 张昕
摘要：北方严寒地区，在新风与室内空气焓值相差较大的情况，直接引入新风会导致空调系统能耗的大量增加。常见的空调系统出于节能考虑尽量限制室内、外空气的交换，因此，产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。利用热回收技术充分利用排风中的能量，可以降低新风能耗，是解决上述矛盾的有效途径。
热回收系统，即是回收建筑物内外的余热(冷) 或废热(冷) ，并把回收的热(冷) 量作为供热(冷) 或其它加热设备的热源而加以利用的系统。热回收方式比较多，但归纳起来共两大类，即全热回收装置、显热回收装置。
热回收装置的热（冷）回收量与室内外空气状态有关，本文以实际工程的数据为基础，分别采用显热交换器和全热交换器，对空气处理过程进行分析，并与不采用热回收装置进行节能性对比，得出严寒地区新风热回收的最佳形式。 关键词：热回收 严寒地区 全热 显热
前言
近年来随着国民经济迅速发展，能源形势日趋严峻，节能减排成为我国最重要的基本国策之一。在民用建筑中空调能耗占建筑总能耗的50％以上，而在建筑物空调负荷中，新风负荷占到四分之一以上，尤其在寒冷的北方地区，冬季时间长，室内外温差大，新风热负荷所占总负荷的比例更高。同时现代社会人们90％的时间是在室内度过，室内空气品质的好坏直接影响人类的身体健康，增加新风量可以改善室内空气品质。因此，产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。
近几年国家也颁布了有关法规提倡在某些建筑中采用热回收装置。《公共建筑节能设计标准》中明文规定：“建筑物内设有集中排风系统且符合下列条件之一时，宜设置排风热回收装置；排风热回收装置(全热和显热) 的额定热回收效率不应低于60％：1) 送风量大于或等于3000m 3／h 的直流式空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃；2) 设计新风量大于或等于4000m ／h 的空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃；3) 设有独立新风和排风的系统。
北方严寒地区，在新风与室内空气焓值相差较大的情况，直接引入新风会导致空调系统能耗的大量增加。常见的空调系统出于节能考虑尽量限制室内、外空气的交换，因此，产生了节约能源和提高室内空气质量的矛盾。利用热回收技术充分利用排风中的能量，可以降低新风能耗，是解决上述矛盾的有效途径。
所谓热回收系统，即是回收建筑物内外的余热(冷) 或废热(冷) ，并把回收的热(冷) 量作为供热(冷) 或其它加热设备的热源而加以利用的系统。
3
热回收方式比较多，但归纳起来共两大类，即全热回收装置、显热回收装置。全热回收装置既回收显热，又能回收潜热，此类装置有转轮式换热器、板翅式换热器和热泵式换热器。显热回收装置有中间热媒式换热器、板式显热换热器和热管式换热器。
热回收装置的热（冷）回收量与室内外空气状态有关，本文以实际工程的数据为基础，分别采用显热交换器和全热交换器，对空气处理过程进行分析，并与不采用热回收装置进行节能性对比，得出严寒地区新风热回收的最佳形式。 1. 工程简介
以黑龙江省的某市火车站的候车大厅为例，候车大厅高15米，面积18000㎡，建筑围护结构的热工参数以及照明设备负荷参照《公共建筑节能设计标准》计算，该站房最高聚集人数4000人，人员新风量按12.5m /h.人计算。
室外气象参数如下：夏季空调室外计算干球温度：31.1℃，夏季空调室外计算湿球温度：23.9℃，夏季通风室外计算相对湿度：63%；冬季采暖室外计算温度：-25℃；冬季空调室外计算温度：-29℃；冬季室外计算相对湿度：71%。室内设计参数如下表1：
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季室内外焓差较小, ∆h 为12.1 KJ/kg，而冬季室内外焓差较大，∆h 为60.4KJ/kg，所以分析冬季的热回收效果更有实际意义。
候车大厅冬季采用新风系统+地板辐射采暖系统，新风机组只承担新风热负荷和室内湿负荷，地板辐射采暖系统承担室内热负荷，根据候车大厅对新风的需求，选择总风量为50000m 3/h的组合式新风机组。
图1 冬夏两季室内外参数焓湿图 图2 不做新风热回收的h -d 图
2．新风直接处理
不采用热回收，冬季直接引入室外新风（状态点0），加热到状态点5，再经过湿膜加湿段（等焓加湿）处理到送风状态点（状态点6），处理过程的h -d 图见图2。
根据显热平衡和湿平衡，可以确定送风状态点6，过程如下： 显热平衡：G C p t 6+Q c.s =G C p t 3
G — 新风量（m /h）
C p —空气定压比热容（取1.005kJ/(kg.K)）
3
Q c.s —室内显热负荷（kw ）
ρ—空气密度 (1.2kg/m) 。
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由于新风不承担室内热负荷， Q c.s =0，排风量等于新风量，故送风温度t 6=t 3=18℃, 即可满足显热平衡要求。
室内水分的质平衡（湿平衡）：M W +G ρd 6=G ρd 3 室内湿负荷主要是人体散湿引起的，
M W =M 人=0.001ϕn τg =0.001⨯0.93⨯4000⨯33=123（kg/h）（参见（2）） M W —室内湿负荷 M 人—人体散湿量
ϕ—群集系数
n τ—计算时刻空调区内的总人数 g —一名成年男子小时散湿量（g/h）
则送风点的含湿量为d 6=d 3-
M W G ρ
=5.3-
123⨯100050000⨯1.2
=5-2.05=3.3（kg/h）
送风状态点6的状态参数为：t 6=18℃，h 6=26.5KJ/kg，d 6=3.3kg/h。 冬季不采用热回收时，将新风处理到送风状态点6，处理过程的h -d 见图2。 新风机组的加热盘管的加热量：
Q =G C p (t 5-t 0) =50000⨯1.005⨯(25.8-(-29)) /3600=765(kw)
新风机组的湿膜加湿器的加湿量：
M 加湿=G ρ(d 6-d 0) =50000⨯1.2⨯(3.3-0.2) /1000=186（kg/h）
即当冬季不采用热回收时，新风机组的加热量765kw ，湿膜加湿量在186 kg/h。 3. 采用热回收装置
采用显热或全热回收对新风进行处理，在组合式新风机组中增加显热回收装置或全热回收装置，新风处理过程如图3所示，将室外新风（状态点0），与室内回风（状态点3）进行热交换后，再通过加热加湿过程，处理到室内送风状态点(6或6’) ，系统中排风量等于新风量。显热、潜热交换效率是热交换器最主要的参数之一，根据规范要求，换热器效率不低于60%，计算公式如下：
图3 流程图
图4 新风预热流程图
ηt = ηd =
t 1-t 2t 1-t 3
=t 4-t 3t 1-t 3=
(1)
d 1-d 2d 1-d 3
d 4-d 3d 1-d 3
(2)
式中：t 1、h 1、d 1— 新风进换热器时空气干球温度、焓、含湿量；
t 2、h 2、d 2—新风出换热器时空气干球温度、焓、含湿量；
t 3、h 3、d 3— 回风进换热器时空气干球温度、焓、含湿量； t 4、h 4、d 4— 回风出换热器时空气干球温度、焓、含湿量；
ηt 、ηd — 显热、潜热交换效率。
回收热量（显热）：Q t =G C p (t 2-t 1) (3) 式中： G — 新风量（m 3/h）;
C p —空气定压比热容（取1.005kJ/(kg.K)）。
3.1. 采用显热回收
假定显热效率ηt =60%，室外外参数见表一、表二。 由公式（1）ηt =
t 3-t 4t 3-t 1
=
18-t 418-(-29)
=60%，计算得出排风温度t 4=-10.2℃
由于显热交换器不吸湿，只进行显热交换，故排风状态点的含湿量等于回风5.3g/kg，此时排风状态点温度t 4为-10.2℃，含湿量为5.3g/kg，由于室内状态点的露点温度为4.2℃，为了防止热交换器不结露或结霜，排风温度要大于4.2℃，必须对新风进行预热，此时假定排风温度
t 4=4.2℃，含湿量为5.3g/kg，根据：
ηt =
t 3-t 4t 3-t 1
=
18-4.218-(t 1)
=60%
则预热后的新风t 1=-5℃，即为了保证热回收器不结霜，必须将新风最低预热至-5℃，新风处理过程见下图5，则新风显热回收机组预热段加热量为：
Q 预=G C p (t 1-t 0) =50000⨯1.005⨯(-5-(-29)) /3600=475（kw ）
流程图如图4所示，此时由公式（1）得到：
t 2=t 1-(t 1-t 3) ⋅ηt =-5-(-5-18) ⨯0.6=8.8℃
显热交换段回收热量：Q t =G C p (t 2-t 1) =50000⨯1.005⨯(8.8-(-
5)) /3600=188(kw)
图5 显热回收h -d 图 图6 全热回收h -d 图
Q 总=765-188=577 (kw)
则整个过程中，新风热回收机组的加热量等于不采用热回收装置的加热量减去回收的热量：
2-5的机组再热盘管加热量为：
Q 再=Q 总-Q 预=577-475=102(kw)
由于显热交换器不吸湿，只进行显热交换，所以湿膜加湿段加湿量不变，为185 kg/h。 3.2 采用全热回收
全热回收过程包含了热和质的交换，回收显热的同时，又吸收了回风中的潜热，新风处理流程如图3所示，假定显热回收效率和潜热回收效率为60%，由公式（1）（2）可得：
t 3-t 4t 3-t 1
18-t 418-(-29) =
5.3-d 45.3-0.2
ηt =ηd =
=
=60%，此时排风温度t 4=-10.2℃ =60%，此时排风的含湿量d 4=2.24(g/kg)
d 3-d 4d 3-d 1
此时排风状态点处于100%相对湿度线之下，实际状态中不存在这样的状态点，即显热回收效率和潜热回收效率不可能同时满足60%，在满足潜热回收效率60%的前提下，将含湿量为2.24g/kg与95%的相对湿度线相交，此时状态点的干球温度-5.4℃，露点温度为-6℃，即当排风温度＜-5.4℃时，热回收器就会出现结露现象，严重的可能发生霜堵现象，为了防止机组结露，必须对新风进行预热，设定最低排风温度为-5.4℃。
此时ηt =
t 3-t 4t 3-t 1
=
18-(-5.4) 18-(-29)
=49.8%＜60%，为了防止排风结露，满足显热效率大于
60%，故必须对新风做预热处理。
满足ηt =
t 3-t 4t 3-t 1'
=
18-(-5.4) 18-(t 1')
=60%，则预热后的新风t 1' =-21℃，d 1' =0.2g/kg
t 2' =t 1' -(t 1' -t 3) ⋅ηt =-21-(-21-18) ⨯0.6=2.4℃ d 2' =d 1' -(d 1' -d 3) ⋅ηd =0.2-(0.2-5.3) ⨯0.6=2.86(g/kg)
新风处理过程h -d 图见图6，0-1' 为新风预热阶段，1' -2' 为新风全热交换过程，2' -5' 为再热过程，5' -6为等焓加湿过程，
预热盘管加热量：Q 预=G C p (t 1' -t 0) =50000⨯1.005⨯(-21-(-29)) /3600=112(kw) 则再热过程中的机组加热量为：
Q 再=Q 2' -5' =G C p (t 5' -t 2' ) =50000⨯1.005⨯(19-2.4) /3600=232（kw ）
则整个过程中，机组的总加热量为：Q =Q 预+Q 再=112+232=344（kw ） 全热交换过程回收的显热量：
Q t =G C p (t 2' -t 1' ) =50000⨯1.005⨯(2.4-(-21) /3600=327（kw ）
全热交换过程中的增湿量：
M 增湿=G ρ(d 2' -d 1' ) =50000⨯1.2⨯(2.86-0.2) /1000=160kg/h
此时的湿膜加湿量应该扣除全热交换过程中的增湿量，
M 加湿' =G ρ(d 6-d 5' ) =50000⨯1.2⨯(3.3-2.86) /1000=26(kg/h)
即 M 加湿' =M 加湿-M 增湿=186-160=26kg/h 4. 节能性分析
327kw, 约42.7%的热量，故全热交换器节能效果更加显著，实际工程中，显热或潜热回收的效率一般高于60%，故节能效果还有提升的空间。
通过实际工程数据的分析得出，在严寒地区，空调系统采用热回收技术，理论上全热回收装置相比显热回收而言，能够节省更多的能耗。但是全热交换器中新风排风之间有少量的混合流动，造成新风的交叉污染，不宜应用于排风有污染的场所。选择热回收装置时，应结合当地气候条件、经济状况、工程的实际状况、排风中有害气体的情况等多种因素，综合考虑，进行技术、经济分析比较，以确定选用合适的热回收装置，从而达到花较少的投资，回收较多热(冷) 量的目的。
参考文献：
［1］陆亚俊等. 《暖通空调》[M].北京：中国建筑工业出版社
［2］陆耀庆等. 《实用供热空调设计手册》[M].北京：中国建筑工业出版社，第二版 ［2］赵德飞. 空调系统排风热(冷) 量回收经济性分析[J].节能技术，2005，（5）：440－443 ［4］姚培 潘文群. 全热交换器在暖通空调领域的应用及研究现状[J].制冷与空调，2008，22（6）：130－133
［5］姜允涛 刘军. 严寒地区冬季热回收器防结霜措施[J].低温建筑技术，2009，（5）