新风换气机主要由热交换系统、动力系统、过滤系统、控制系统、降噪系统及箱体组成。
热交换系统
目前，无论在国内或是国外，风机盘管带下回风箱，在新风换气机上采用的热交换器有静止和旋转两种形式其中转轮式热交换器也属于旋转式类型。从正常使用和维护角度出发，静止式优于旋转式，但大于2×10000m3/h的大型机来说，一般只能靠转轮式热交换器才能实现，因此可以说静止式和旋转式各有优缺点。
为了易于布置设备内的气流通道，以缩小整机体积，新风换气机采用了叉流、静止板式热交换器。亦即：冷热气体的运动方向相互垂直，其气流属于湍流边界层内的对流换热性质。
因此充分的热交换可以达到较高的节能效果。
动力系统
新风换气机动力部分采用的是高效率、降噪音风机。将经过过滤、净化和热交换处理后的室外新鲜空气强制性送入室内，同时把经过过滤，净化和热交换处理后的室内有害气体强制性排出室外。
问题一：双风机系统风压设计不准确
由于医药工业洁净厂房的特殊性，净化空调系统的送、回风管道比较复杂，风机盘管， 而且管路较长，因此局部阻力及沿程阻力较大。为避免因采用一台高风压风机在系统运行过程中产生较大的噪声和振动，往往选择双风机系统。但是，在采用双 风机的净化空调系统中，往往所选择的风机风压偏大，造成能源的严重浪费。例如在某制药厂的净化空调系统中，其中两个净化空调系统的空调机组采用了双风机配置，设计送风量分别为13785立方米/小时和7725立方米/小时。在各系 统总送风管、回风管和高效过滤器调节阀全开的状态下，各高效送风口实测风量之和分别为20298立方米/小时、12495立方米/小时，分别比设计风量大47%和62%；对于设计送风量为13785立方米/小时的空调机组，如果只开送风机而不开回风机，则各高效送风口实测风量之和为13141立方米/小时，仅仅比设计风量少5%。
造成这种现象的原因在于风机的全压远远大于克服系统的阻力所需要的压力，使风机的工作点发生偏移。为了使空调系统回到正常的工作状态，必须人为地增加系统阻力，但这样会造成系统运行能耗增加。
净化空调系统的系统阻力主要由风管的沿程及局部阻力、系统末端高效空气 过滤器的阻力，以及空调机组本身的阻力（包括机组内盘管，初效、中效空气过 滤器及箱体的阻力）构成。造成风机风压偏大的原因，是设计者对系统阻力计算 不准确。设计者在选择风机风压时，一方面应根据所计算的系统沿程及局部阻力 进行估算，同时，对于克服空调机组自身的阻力部分，应由设备制造商根据设计 条件进行考虑。这样才能避免余量过大，使系统在合理、节能的状态下运行。
制药厂的双风机净化空调系统不仅可以通过电动调节阀（调节排风量或回风 量）来维持房间的压差，而且可通过开启电动阀、关闭电动阀使回风机起到排风 机的作用，满足医药洁净厂房消毒排风的要求。但在调试中，风机盘管铜管接口，应处于负压进风状
态的新风段有时会出现正压排风现象。究其原因，出在回风机与送风机的风压配 置上。在设计中对回风机的全压选择不合理，使回风机在实际运行时，机组内的 风压零点不是在排风段和新风段的交接面上，而是向前偏移，导致应处于送风机 负压内的新风口仍处于回风机的正压中，使系统无法正常运行。
针对上述情况，在净化空调系统采用双风机方式时，除了应进行系统阻力的 计算外，还应根据系统的风压零点位置来确定回风机与送风机的全压，选择合适 的风机；或采用送风机段和回风机段脱开布置，对新、回、排风阀门在机外连接 的方式。
问题三：人净区压差梯度设计不合理 目前对于作为洁净区和非洁净区或不同洁净级别洁净区之间的过渡区的人净区域，还没有形成一个规范化的设计定论。在该区域空调系统的调试过程中，经常会遇到人净区内的缓冲间及更衣间之间压差过大或无法调出压差的问题。 对于人净区内的缓冲间及更衣间之间的压差以及正压气流流向问题，风机盘管代理商，可参考 的资料很少。一些设计数据资料提出，其正压气流只允许由高级别的洁净区域流 向低级别的洁净区域或非洁净区。人净区内各个功能房间应顺人净路线进入方向 保持正压。例如，人净路线为：换鞋→一更→二更→缓冲→洁净区，则压差也应 顺其逐步升高。根据实践经验，一般相邻房间的压差维持在5帕左右。考虑到不同的洁净级别，10000级洁净区的人净区域的压差保持在15帕～20帕之间，10万及30万级洁净区的人净区域的压差保持在10帕～15帕之间。这种压差梯度不仅能保持人净区的洁净度，而且对于保持洁净区内的洁净度起到了有效的隔离作用。
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