恒溫恒濕空調機組
摘要：恒溫恒濕空調系統的設計目前絕大多數均選用節能全自動空調機組，在我國不同的地區范圍全年運行中除盛夏一段時間內控制目標參數有所偏離外，均能保障設計要求。本文探討出現偏離的常見原因，并提出一些行之有效的縮短偏離時間的辦法。
1設備的基本性能
1.1生產工藝性空調要求參數，全年空調房間：溫度t=22±2°C；φ=55±5%
1.2機組選型配置及基本功能段（圖1）
1.3智能自動化控制內容：
室內溫、濕度監測與控制；送風空氣溫度監測；回風空氣溫度、濕度監測；新風空氣溫度、濕度監測；露點溫度監測；機組加熱閥的閥位開度控制；機組冷水閥的閥位開度控制；機組加濕閥的閥位開度控制；過濾器堵塞報警；機組的定時啟/?？刂疲恍?、回風風閥自動調節；風機高、低速自動轉換。聯鎖保護功能：冷水閥、加熱閥與風機連鎖；防凍裝置與風機連鎖；；送風機與防火閥連鎖。
控制參數：(根據設計院圖紙，工藝設計要求)
1.4機組基本參數：
2機組運行實況
2.1工程的運行記錄：
A、B和C單位的空調機組在運行中均發現：如果使空調車間室內溫度保證在目標值范圍內，則相對濕度就要比要求的相對濕度值高；如果控制相對濕度在規定的范圍內，則室內干球溫度又要較目標溫度值偏低。
C單位某日運行的記錄如下：
注：1.機組K-1設有另一旁通溫度表，打開閥門與水接觸時，顯示進水溫度為8°C
2.五臺機組風機全部在低速狀態下運行。
3.機組K-1表冷段出水電動水閥處已另加旁通管道，閥門100%打開。
4.機組K-2表冷段出水電動水閥已被取下。閥門100%打開。
5.現場觀察存在的其他情況：
機組二次加熱器的下部均是冷的。
5臺機組的排風全部排在空調機房中，機房墻壁上有百葉窗與室外相通。
空調機組內部表冷段以后至送風段下部均有積水。.
空調機房地面大量積水。
另一日上午到現場，查看溫濕度傳感器顯示值：
2.2現場觀察存在的問題：
i.新線和舊線之間的通道當自動門打開時，有大量的風從舊線向新線涌入。
ii.在車間的一個跨間，大門洞開，里面有一個紙漿加工大罐，發熱量很大，地面全部積水。
iii.風管道穿越樓板處，有大量空氣向空調車間滲入，樓下即為空調機房。
iv.車間旁有一個休息室，里面沒有空調設施，而且外窗大開，直接通向室外。
v.室內溫濕度傳感器大多數均放在外墻上，只有兩只放在工作區的柱子上。
vi.各機組進水溫度均比前日偏高。
2.3初步分析
2.3.1空調機組風機段內存水，天氣炎熱時水分不斷蒸發，風機周圍相對濕度很大，相當于加濕器，使空氣相對濕度增加?？照{機組內部積水是由于表冷器冷凝水排水不暢造成的。當空調機
組運行時表冷段處于負壓狀態，如果冷凝水積水盤排水口與水封反水彎之間的高度差小于該段的負壓值，則冷凝水就不能順暢排除。而當送風機一停止轉動，機組內部就不再是負壓狀態，冷
凝水就會從可能的縫隙向外流出，造成機房地面積水。
2.3.2雖然機組空調自動控制是非露點控制，不必將空氣處理到機器露點然后再加熱升溫；但是，空調機組表冷器必須具有將空氣處理到機器露點的冷卻能力。因此，即使空調房間的濕負荷
為零，熱濕比為無限大時，表冷器后面空氣的干球溫度必須小于12°C。
2.3.3空調機組冷凍水是由冷凍站供給，送達機組處的供水溫度偏高，由于多種原因冷凍水水溫不能再降低到通常的7°C。
2.3.4車間工藝操作要求每班次做衛生清潔均要使用濕拖把拖地，空調機組必須將這部分增加的水分除去。
2.3.5梅雨季節或所處地理位置環境空氣相對濕度較大，新風中含水量大，新回風混合點在i-d圖上就會向右移動，濕負荷大對去濕不利。
2.3.6工藝性空調，要達到穩態的熱環境應以工作區為主要調節區，但由于溫濕度傳感器安裝位置不當及溫濕度場內溫濕度的不均勻性，傳感器所反映的溫濕度值并非工作區內的真實狀態。
為了減小控制精度的偏差，應將傳感器放置在最佳位置。
2.4核實計算
2.4.1以JDK-III-80機組表冷器計算為例
表冷器迎風面積：8.162m2
表冷器迎面風速:νy=4.862m/s
表冷器水流速取1.2m/s
傳熱系數：K=74.55W/m2·°C
所需要冷量：Q=kJ/h（.333W）
冷凍水量：W=12.96kg/s（kg/h）
冷水終溫：tw2=18.17oC
與現場測試結果極為吻合。產品樣本及國家標準均標明水溫差應為5oC。（水溫差太大說明機組運行配置不合理）
2.4.2條件同前，按新水流速2.5m/s重新計算
計算結果：
水流速為2.5m/s時的冷凍水量：W’=27.01kg/s=97.23t/h
重新計算出水溫度：tw2’=12.36oC
求對數平均溫差：Δtm=8.97oC
按新水流速重新計算傳熱系數：K=88.306W/m2·°C
所需表冷器傳熱外表面面積：F所需=849.12m2
機組表冷器實際傳熱外表面面積：F實際=1033.652m2F實際>F所需。即表冷器選6排傳熱面積已大于實際需要的表冷器面積。
2.4.3
已知：大氣壓力為Pa
由處理前空氣參數：t1=27°C,ts1=19.5°C得：i1=55.5kJ/kg
表冷器后空氣參數：t2=11°C,tS2=10.6°C，φ2=95%得：i2=30.7kJ/kg
計算出需要的接觸系數ε2=0.947
類比構造相似的其他型號表冷器的技術資料，決定選用8排。
總迎風面積為：Fy=8.162m2
表冷器實際有效流通面積：Ff=4.465m2
表冷器迎面風速：νy：=4.862m/s
表冷器外表傳熱總面積：F0=1460.459m2
實際的表冷器銅管水路通水面積：f0=.37mm2
析濕系數：ξ=1.535
傳熱系數：K=75.03W/m2°C（假定水流速1.2m/s）;
求冷凍水量：W=12.96kg/s（=kg/h=46.656t/h）
求表面冷卻器能達到的熱交換效率系數：ε1=0.788
求水初溫：tw1=6.49°C
空氣放出的熱量：Q=661.42kW
得表冷器出水溫度tw2=18.67°C
與6排表冷器的計算出水溫度18.17°C極為接近
2.5結論：
即使在冷凍水進口水溫低于標準溫度7℃時，冷凍水進出口水溫溫差太大，說明表冷器水流量太小。應加大水量。
將8排表冷器水路改成雙回路，進行復核計算
計算結果：
實際的表冷器銅管水路通水面積：f0=.74mm2
求冷凍水量：W=25.92kg/s（=kg/h=93.312t/h）
計算空調機組中表面冷卻器所能達到的熱交換效率系數：ε1=0.871
處理空氣過程需要的熱交換效率系數ε1‘=0.94（按現場實際水溫為10°C計算）
可以看出：空氣處理過程所需要的熱交換效率系數ε1'值大于當空調機組水路采用雙回路8排表冷器時所能達到的ε1值；即在空調機組表冷器的進水溫度為10oC時即使增加表冷器的排深也不
能使處理的空氣達到設定期望的值。
當將表冷器進水溫度降至標準溫度7oC時
處理空氣過程需要的熱交換效率系數：ε1”=0.80：
可以看出：空氣處理過程所需要的熱交換效率系數ε1”值小于表冷器排深為8排時所能達到的ε1值
求水初溫：tw1=8.6oC
說明使用雙回路8排表冷器時，冷凍水溫度比標準水溫7oC稍微高些，機組也能滿足實際運行要求。
2.6采取的措施
2.6.1采用雙回路表冷器，在不增加冷凍水流速的情況下增加機組水量。
2.6.2在每臺空調機組的送風管道上增加SRZ蒸汽精加熱器（因工藝需要，工廠四季均有蒸汽熱源）?？照{機組的蒸汽加熱器規格型式是按照冬季工況的熱負荷選配的，由于夏季二次加熱量
很小，通氣時間較短，機組反應波動較大不穩定。而在送風管道上增加的小型蒸汽加熱器反應靈活，惰性小，便于控制。
?。▓D3）
2.7改進和結果
河北B單位在送風道內增加SRZ非標準規格蒸汽加熱器（圖3），并將原空調機組二次加熱器的電動執行器和蒸汽閥移至風道加熱器的進汽管上后，控制軟件程序未做修改，空調系統能夠滿足
設計要求。
3建議：
3.1.1將水封高度差加大
水封尺寸可按下列公式計算。
P—設備內該段負壓絕對值（Pa）
3.1.2在現場也可以使用橡膠軟管將一只玻璃U型管壓差計與空調機組表冷段積水箱的排水口連接，當空調機組穩定運行時，測出水柱高度實際差值h’，并考慮空調機組過濾器阻力變動的因
素，再加上20mm的裕量，即為水封高度h(圖5)。
水封高度h≥h’+20(mm)
3.2夏季空調機組盡量不使用二次回風。
空調室內空氣的絕對含濕量大于露點風的絕對含濕量。露點風與二次回風混合后混合風的絕對含濕量增大Δd’（圖6），不利于空調除濕。工廠全年均有蒸汽供應，用二次回風加熱不經濟。
3.3室內空氣相對濕度的取值只要能滿足基本工藝要求即可，較低的室內空氣相對濕度取值將大量增加空調機組的除濕量，增加空調機組的能量消耗和設備的尺寸規格。
3.4檢查并更換有問題的疏水器，使疏水器正常有效地工作。
3.5加強被調房間的管理，使之符合工藝空調運行的基本要求。
3.6搞好冷水機組的維護，盡量提供設計所需的冷凍水，以利于整個系統的節能運行。
3.7制定空調系統（自控及空調器）的日常檢修制度，使設備在最佳狀態下運行。
注：1.K-4系統管兩層樓。并設有兩個溫濕度傳感器
2.空調中央控制室上位機電腦顯示，庫房溫濕度基本穩定，故沒進入庫房觀察。
將5臺空調機組風機全部設成高速運轉，半小時后測得的數據如下：
3.8充分與設計者勾通，加強與甲方有關人員聯系。提供實用、簡單、經濟、合理的方案，為今后的低成本運行打下良好基礎。
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