目前，室内热湿环境控制的空调方式主要是通过向室内送入经降温除湿的空气，实现室内温、湿度的控制。这种温度湿度统一控制的空调系统，不可避免的存在以下问题。
（1）热湿联合处理的能源浪费
由于采用冷凝除湿方法排除室内余湿，冷源的温度需要低于室内空气的露点温度，考虑传热温差与介质输送温差，实现16.6℃的露点温度（夏季人体舒适区为25℃，相对湿度60%，此时露点温度为16.6℃）需要约7℃的冷源温度，这是现有空调系统采用5~7℃的冷冻水、房间空调器中直接蒸发器的冷媒蒸发温度也多在5℃的原因。
在空调系统中，占总负荷一半以上的显热负荷部分，本可以采用高温冷源排走的热量却与除湿一起共用5~7℃的低温冷源进行处理，造成能量利用品位上的浪费。而且，经过冷凝除湿后的空气虽然湿度（含湿量）满足要求，但温度过低，有时还需要再热，造成了能源的进一步浪费与损失。
空调负荷：显热（排热）50～70%，潜热（排湿）30～50%。
（2）难以适应热湿比的变化
通过冷凝方式对空气进行冷却和除湿，其吸收的显热与潜热比只能在一定的范围内变化，而建筑物实际需要的热湿比却在较大的范围内变化。一般是牺牲对湿度的控制，通过仅满足室内温度的要求来妥协，造成室内相对湿度过高或过低的现象。
热湿联合处理系统存在的问题：难以适应热湿比的变化牺牲对湿度的控制，通过仅满足室内温度的要求来妥协，造成室内相对湿度过高或过低的现象。
（3）室内空气品质问题
大多数空调依靠空气通过冷表面对空气进行降温除湿，这就导致冷表面成为潮湿表面甚至产生积水，空调停机后这样的潮湿表面就成为霉菌繁殖的最好场所。空调系统繁殖和传播霉菌成为空调可能引起健康问题的主要原因。
（4）室内末端装置的问题
为排除足够的余热余湿同时又不使送风温度过低，就要求有较大的循环通风量。例如每平米建筑面积如果有80W/m2显热需要排除，房间设定温度为25℃，当送风温度为15℃时，所要求循环风量为24m3/hr/m2，这就往往造成室内很大的空气流动，使居住者产生不适的吹风感。为减少这种吹风感，就要通过改进送风口的位置和形式来改善室内气流组织。这往往要在室内布置风道，从而降低室内净高或加大楼层间距。很大的通风量还极容易引起空气噪声，并且很难有效消除。
（5）输配能耗的问题
为了完成室内环境控制的任务就需要有输配系统，带走余热、余湿、CO2、气味等。在中央空调系统中，风机、水泵消耗了40~70%的整个空调系统的电耗。在常规中央空调系统中，多采用全空气系统的形式。所有的冷量全部用空气来传送，导致输配效率很低。
温湿度独立控制空调系统：
温度湿度独立控制的空调系统（dedicated outdoor air system独立新风系统，简称DOAS系统），就是将新风独立处理到较低的温度，让新风承担室内全部湿负荷（一般夏季对新风进行降温除湿处理，冬季对新风进行加热加湿处理，有的地区新风全年需要降温除湿）和部分或全部显热负荷，其余显热负荷由室内的干工况末端设备来承担。采用两套独立的系统分别控制和调节室内湿度和温度，从而避免了常规系统中温湿度联合处理所带来的能源浪费和空气品质的降低；由新风来调节湿度，显热末端调节温度，可满足房间热湿比不断变化的要求，避免了室内湿度过高过低的现象。
温湿度独立控制原理图：
新风作用：
1）保证室内空气品质。承担排除室内二氧化碳和VOC 等卫生方面的要求；
2）调节室内湿环境的作用
重要的是：采用另外独立的系统夏季产生17~20℃冷水、冬季产生32～40℃的热水送入室内干式末端装置，承担室内显热负荷。
潜热处理系统的设备：新风处理机组、送风末端装置。
新风处理机组作用：制备干燥符合要求的新风，夏季对新风进行降温除湿，冬季进行加热加湿。
送风末端装置：置换通风，地板送风，工位空调（个性化送风）等末端送风口。
新风处理机组类型：
1、冷却除湿 2、转轮除湿 3、溶液除湿。
显热处理系统：高温冷源，干工况末端装置。
高温冷源作用：提供夏季17~20℃的冷媒。
高温冷源的形式：
天然冷源——土壤源换热器，水源热泵等；
人工冷源——高温冷水机组
干工况末端装置：辐射板、干式风机盘管。
温湿度独立送风原理示意图：
冷却除湿新风处理机原理图：
转轮除湿原理图：
溶液调湿新风机组：
原理：溶液调湿新风机组是利用低温浓溶液对新风进行降温除湿。
间接蒸发冷却式新风机组原理：
新风处理方式比较：
冷却除湿方式处理空气时，空气先被降温，温度降低到露点后水蒸气开始变为液态水析出，除湿后的空气状态接近饱和，温度较低，需要经过再热才能送入室内。
转轮除湿方式处理空气时，空气状态沿等焓线变化，除湿后的空气温度较高，需经过冷却后才能送入室内。
溶液除湿方式可以将空气直接处理到需要的送风状态点，不需要经过再热或冷却。
温湿度独立控制空调系统的设计要点：
1、负荷确定：
1）湿度控制系统负荷
A、新风送风状态确定
新风送风含湿量的确定应当保证能够排除建筑内所有的产湿量，送风含湿量ds与室内设计状态的含湿量dn存在如下关系：W =ρG (dn-ds) (1)
式中：W为建筑产湿量，g /h；ρ为空气密度，kg/m3； G为新风量，m3/h。
新风送风状态确定：
例如：当室内设计参数温度tn为26℃、相对湿度φ为60% (含湿量dn为12.6g/kg)时，办公室人员产湿量W0为109g/(人·h)。当不考虑除人员外的其他产湿源时，按照满足办公室人员卫生标准选取人均设计新风量G0为30m3/h，则需要的新风送风含湿量d s0可通过下式计算：W0 =ρG0(dn-ds0) (1)
计算得到ds0为9.5g/kg，即湿度控制系统需要向室内送入含湿量为ds0的干燥空气来控制湿度。
B、湿度控制系统承担的负荷
新风送风温度ts 和含湿量d s 可以确定新风送风状态点，则湿度控制系统承担的负荷QH 计算公式为：
QH = QG(hw-hs) (2)
式中hw为新风室外设计状态比焓，kJ/kg；hs为新风送风状态比焓，kJ/kg。
2）温度控制系统负荷
当室内设计温度为tn，且新风送风温度ts低于tn 时，新风送风承担的室内部分显热负荷QHS可以通过下式计算：QHS = cpρG(tn-ts) (3)
式中 cp 为空气比定压热容，kJ/(kg·℃)即可得到温度控制系统的负荷QT：QT= QS-QHS (4)
式中 QS 为建筑总显热负荷，kW。
2、设备负荷
在DOAS空调系统中，湿度控制系统的主要设备为新风机组，温度控制系统的主要设备包括高温冷源( 一般为高温冷水机组) 及其输配系统、末端显热处理设备。新风机组的任务是对新风进行处理，得到干燥的空气，送入室内控制湿度，因此新风机组的制冷量为湿度控制系统的负荷。
在DOAS系统中，湿度控制系统不需要高温冷源进行预冷或冷却降温过程时，高温冷源的容量即为温度控制系统的负荷。
当空气处理过程存在预冷或冷却降温时，还应当包含处理新风的这部分负荷。
末端显热设备承担的负荷就是房间显热负荷及新风送风承担的部分显热负荷之差。
3、设备选择
A、高温冷源的选择
1）天然冷源
2）人工冷源
B、新风机组处理形式
溶液热回收型，新风机组原理和优点。
3、显热末端装置
1）干式风机盘管
2）辐射末端：一类内埋管混凝土板；二类金属或塑料制成的模块化产品，如毛细管（冷却格栅）。
控制简单：
室内湿度控制：调节送风含湿量和风量；
室内温度控制：调节室内末端制冷量（如干式风机盘管的风量）和冷机的出水温度。
温湿度独立控制系统设计中最重要的两个参数就是室内余热和室内余湿。
案例分析：
已知：珠海市某办公楼空调面积约5000㎡，室内设计干球温度 26℃，相对湿度60%，建筑维护结构、照明和室内设备散热合计约100W/㎡，求该办公楼夏季制冷负荷 。
指标估算法：
室内余热
室内余热=维护结构负荷 照明负荷 室内设备负荷 人员负荷=100W/㎡×5000㎡ 500p×136.7W/p×0.8=554.7kW。
其中，查表得出26℃时轻度劳动人员全热为136.7W/p，群集 系数取0.8。
室内余湿：室内余湿=室内人员散湿量=500p×109g/h.p×0.8=43.6kg/h 由于办公室内散湿主要是人员散湿，所以余湿量就是人员散湿量。
新风负荷：新风负荷=新风量×室内外焓差×密度/3600=155.5kW。
综合上述计算结果，可得出建筑的负荷如下表：
由于目前温湿度独立控制系统积累的数据与常规系统相差较远， 采用估算的方法可能产生较大误差，建议采用软件计算，目前常用计算软件有鸿业和dest。
温湿度独立控制系统与常规系统设计不同之处就在于其空气处理过程的调整，显热、潜热分别由不同的设备来承担，所以就需要将计算的建筑负荷值进行分解，从而为选型提供依据。
案例2：
已知：珠海市某商场空调面积约26000㎡，室内设计干球温度 26℃，相对湿度60%，经鸿业软件计算得出建筑总负荷4840kW， 其中余热为2930kW，余湿为1109kg/h，卫生需求新风量为190400m³/h，要求对该商场按照温湿度独立控制系统进行设备选型。
负荷分解
（1）新风风量确认
除湿所需新风量计算公式如下：
其中：Qf：新风量，m3/h；Wr：室内产湿负荷，g/h；
ρa：新风密度，kg/m3，一般取1.2kg/m3；dn：室内空气含湿量，g/kg；ds：二次冷却后新风送风含湿量，g/kg。
本案例中除湿所需新风量：
除湿所需新风量大于卫生风量，此时有两种选择：
（1）按照除湿所需新风量选取全新风除湿机组；
（2）选取带回风的新风除湿机，通过引进部分回风来补 充风量的不足，以避免因多送新风带来额外能耗。
这里选用第二种方式，根据风量选择水冷新风除湿机组。
新风机预冷负荷计算：
干式末端选择：
主机选择：高温主机所承担的负荷就是新风除湿机预冷冷量和干式末端承担冷量之和。
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