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冰蓄冷低温送风系统设计方法_2_焓湿图分析和空调机组选择计算

设计参考　

冰蓄冷低温送风系统设计方法(2):焓湿图分析和

空调机组选择计算

湖南大学　殷　平☆

摘要　结合焓湿图分析了低温送风空调系统的空气处理过程,给出了确定各个空气状态点参数的设计步骤,介绍了低温送风系统用大温差空调机组的选择计算方法。

关键词　低温送风系统　焓湿图分析　空调机组　选择计算

De si g n m e t h o d f or i c e2st or a g e l o w2t e m p e r a t ur e a ir

s up p l y s yst e m s(2):p s y c hr o m e tri c c h a rt a n a l ysis a n d

s e l e c ti o n a n d c a l c ul a ti o n of

a ir c o n diti o ni n g u nits

By Y in P ing★

Abs t r a ct　Wit h t he psychromet ric chart,analyses t he air handling p rocess of t he systems.Prop oses t he design steps deter mining t he p arameters of air state p oints.Presents t he selection and calculation met hods f or t he large temp erature diff erence air conditioning units in t he low temp erature air supply systems.

Keywor ds　low temp erature air supply system,psychromet ric chart analysis,air conditioning unit, selection and calculation

★Hunan University,Changsha,China

①

0　引言

低温送风空调系统的设计方法不同于常规空调系统。通过焓湿图分析,准确地把握空气处理的每一个过程,对低温送风系统尤为重要,而空调机组的选择计算则是设计的关键[1],由于同时采用了水侧和空气侧大温差技术,因此低温送风系统空调机组选择计算方法不同于常规空调机组,需特别注意。

1　焓湿图分析

低温送风空调系统的空气处理过程具有以下特点:

a)空调机组采用低温冷水(1～4℃),因此空调机组的机器露点温度较低(4～7℃);

b)空调机组同时采用冷水侧大温差(8～15

℃)和空气侧大温差(15～20℃)技术;

c)空调机组一般采用压出式布置方式;

d)风机温升和风管温升必须予以考虑;

e)必须准确计算空调机组的出风状态参数;

f)应正确确定进入空调机组的回风参数;

g)根据热工计算和经济分析,表冷器排数一般不宜超过10排;

h)为了控制的方便和运行可靠,一般采用定机器露点设计法进行设计。

①☆殷平,男,1944年3月生,大学,教授

410012湖南省长沙市岳麓山湖南大学

(0)139********

收稿日期:20040302

修回日期:20040803

低温送风空调系统的典型空气处理过程如图

1所示。根据上述特点,低温送风系统的空气处理过程的设计步骤为

L 机器露点　S 送风状态点　N 室内状态点　A 回风状态点　B 进风状态点　C 混风状态点　W 室外状态点

图1　低温送风系统空气处理过程

a )根据设计规范和工艺要求确定室内空气状

态点N 的干球温度,并假设室内空气的相对湿度:办公室,35%;会议室、商场、教室,50%。

b )假设空调机组机器露点L 点的参数:根据空调机组表冷器的排数、冷水初温和冷水温升,由表1查得空调机组的出风参数,即机器露点L 点的参数。

表1　低温送风大温差空调机组出风参数

表冷器排数　冷水初温/℃　冷水温升/℃　出风干(湿)球温度/℃迎面风速/(m/s )　管内流速/(m/s )　空气阻力/Pa 水阻力/

kPa

155(4.85)6.5(6.38) 1.841.66 1.290.9513211259483

10156(5.86)7.5(7.41) 1.761.62 1.10.8912310846434

10157(6.86)8.5(8.4) 1.751.57 1.040.82120102423810

10154(3.9)5.5(5.42) 1.771.86 1.11.0116113545503

10155(4.89)6.5(6.41) 1.751.8 1.050.9515013041584

10156(5.9)7.5(7.42) 1.721.73

0.990.891461243752

c )计算风管得热和送风温升,根据风管温升确定送风状态点S 的空气参数。低温送风空调系统由于风管内的空气温度明显低于房间温度,因此即使有保冷措施,风管内的空气仍然会有温升,必须进行计算,而不能像设计常规空调系统那样,或是不计算,或是根据经验进行假设。以下是准确计算风管得热的一组计算式[2]:

Q F =

K F P F L F

1000

t K -

t K 2+t K 1

(1)

式中　Q F 为通过风管管壁的得热,kW ;K F 为风管管壁总的传热系数,W/(m 2?℃

);P F 为风管保冷层的外表面周长,mm ;L F 为风管长度,m ;t K 为风管四周的空气温度,℃;t K 1为进入风管的空气初温,℃;t K 2为离开风管的空气终温,℃。

t K 2=

t K 1(y -1)+2t K

y +1

(2)y =2.01vD v

ρK 4P F L F

(3)

式中　v 为平均风速,m/s ;D v 为风管速度当量直径,mm ,ρK 为空气的密度,kg/m 3;

D v =

2ab

a +b

(4)

式中　a 为风管宽,mm ;b 为风管高,mm 。

d )计算房间热、湿负荷,确定房间热湿比ε。

e )确定房间实际的相对湿度。过送风状态点

S 作热湿比ε线,与房间设计干球温度线相交,可

确定房间实际相对湿度。

f )计算空调送风量。

G =

Q N h N -h S =

W N

d N -d S

(5)

式中　G 为空调系统送风量,kg/s ;Q N 为室内空调负荷,kW ;W N 为室内湿负荷,kg/s ;h N ,d N 分别为室内空气的焓和含湿量,kJ /kg ,kg/kg ;h S ,d S 分别为送风空气的焓和含湿量,kJ /kg ,kg/kg 。

g )计算回风温升,确定进入空调机组的回风(状态点A )的参数。根据规定的新风量和计算所得的送风量,确定新回风混合点C 的参数。

h )计算送风机温升,确定进入空调机组空气(状态点B )的参数。在常规空调系统设计中,处理风机和管道温升的一般方法是:或不考虑,或简单假定为1～1.5℃,低温送风空调系统的风机温升计算方法与常规空调系统相同,风机温升可由下式确定[2]:

Δt F =

p F η

ρK c K η1η2

(6)

式中　

Δt F 为风机温升,℃;p F 为风机全压,Pa ;η为电动机安装位置修正系数,当电动机在气流内时,η=1,当电动机在气流外时,η=η2;c K 为空气比热容,一般取11010kJ /(kg ?℃);η1为风机的全

压效率,国产后向机翼型离心风机的全压效率可取0.85,国产前向离心风机的全压效率可取0.72;η2

为电动机的效率,国产电动机的效率可取0.8。

当采用吸入式空调机组时,可根据风管系统的大小假设空调系统所需全压,并由表3假设风机温升。

表3　风机的温升[3]

风机全压p F/Pa

电动机在气流内(η =0.8)

=0.5η1=0.6η1=0.7η1=0.8

电动机在气流外(η =1)

=0.5η1=0.6η1=0.7η1=0.8

3000.620.520.440.390.500.410.350.31 4000.830.690.590.520.660.550.470.41 500 1.030.860.740.640.830.690.590.52 600 1.24 1.030.880.770.990.830.710.62 700 1.44 1.20 1.030.90 1.160.960.830.72 800 1.65 1.38 1.18 1.03 1.32 1.100.940.83 1000 2.06 1.72 1.47 1.29 1.65 1.38 1.18 1.03 1200 2.48 2.06 1.77 1.55 1.98 1.65 1.41 1.24 1400 2.89 2.41 2.06 1.80 2.31 1.93 1.65 1.44

i)重新计算空调机组表冷器的机器露点,重复上述步骤c)～h),直到假设的机器露点与实际的机器露点基本相等为止。

j)确定最终的空调系统送风量和空调机组表冷器的各项参数。在舒适感相同的条件下,室内相对湿度减少25%,干球温度可以提高1℃,在确定低温送风系统室内设计参数时,应考虑这一因素,达到进一步节能的目的。

2　空调机组选择计算[1,4～9]

a)由于低温送风空调系统冷水温度低(2～4℃),温差大(8～15℃),因此不能采用常规的空调机组,必须采用低温送风大温差空调机组。

b)低温送风大温差空调机组的送风机宜采用压出式布置,风机出口和表冷器之间应保持大于或等于500mm的间距,离送风机出口100mm处应设置穿孔率大于80%的孔板,孔板面积等于风机出口面积。

c)当送风机采用压出式布置时,应准确计算送风机得热导致的空气温升,以便确定表冷器进风空气状态参数。当送风机采用吸入式布置时,应计算送风机得热导致的空气温升,以便确定空调机组出风空气状态参数。

d)表冷器迎风面风速宜采用1.5～2.3m/s,表冷器肋片间距宜采用2.5或3.175mm(每in10片或8片),表冷器排数宜采用8排或10排[1,4]。

e)表冷器的空气与水(或载冷剂)应逆向流动,表冷器水初温宜采用2～5℃,水温升可以为8～15℃,一般采用10℃,管内流速应控制在0.6～1.8m/s,表冷器出风温度与水的进口温度之间的温差不宜小于3℃,出风温度宜采用5～10℃[1,4,8]。

f)机组供冷时的额定工况的进口空气状态是:干球温度27℃,湿球温度19.5℃;新风工况是:干球温度35℃,湿球温度28℃[6～7]。

g)低温送风大温差空调机组的表冷器不能采用常规空调表冷器的实验公式计算,而应采用在低温送风参数下得到的实验公式计算。

h)当低温送风空调系统处于部分负荷工况时,可以通过调节风量来控制室温,但是送风口必须采用变风量诱导风口;也可以采取控制空调机组的水初温或水流量从而调节空调机组送风温度来控制室温。采用水流量控制时,设计机组表冷器的管程数时,应该保证表冷器管内流速在设计负荷下不低于1.2m/s,以防止在部分负荷下,由于水流量减少而出现流速过低、空调机组供冷量无法满足设计要求的现象。

变风量控制适合多室且需要对单间房间室温进行独立控制的场合;水路控制适合单室或房间空调负荷变化规律相近的多室,且无需对单间房间室温进行独立控制的场合。

i)低温送风空调系统与冰蓄冷结合使用时,必须注意冰蓄冷系统的融冰特性,特别是融冰末期的水初温对系统的影响,过高的水初温可能导致空调送风温度无法满足设计要求[4]。

j)在相同设计冷量下,表冷器的载冷剂采用乙烯乙二醇时,乙烯乙二醇的初温应比水初温低1℃,乙烯乙二醇溶液量应为水量的1.1倍,这时溶液阻力将增加1.2～1.3倍,这是由乙烯乙二醇和水的物性决定的[3]。

k)机组表冷器的乙烯乙二醇溶液的阻力不宜超过0112MPa,水阻力不宜超过0.09MPa。低温送风大温差空调机组的冷凝水水量大于常规空调机组,凝结水管直径可按常规空调系统(送风温度13℃)的两倍考虑[3]。

l)低温送风大温差空调机组的表冷器的设计计算步骤可参考以下例题进行。

例题:已知空调机组风量G为3.33kg/s,当地大气压力为11005×105Pa;空气初状态参数:干球温度t K1为27℃,湿球温度t KS1为19.5℃,焓h K1为55.54kJ/kg;空气终状态参数:干球温度t K2为6℃;冷水初温t L1为3℃,冷水终温t L2为13

℃。试确定表冷器的排数和结构参数。

(a)根据冷水初温、冷水温升和设计要求的机器露点的干球温度确定表冷器的排数,参考表1初选表冷器排数为8排。

(b)假设迎风面风速,确定表冷器的通用热交换效率ε2。

假定v Y=1.77m/s,迎风面风速需要反复计算才能准确确定,为方便说明这里采用计算机最终计算结果。

=0.994-0.004v Y=0.987(7) (c)确定机器露点的湿球温度和焓值。

由ε2=1-t K2-t K S2

t K1-t K S1

=0.987(8)

得t KS2=5.9℃,h K2=20.41kJ/kg

(d)确定迎风面积F Y。

F Y=

v Yρ

=1.57m2(9)

根据空调机组的断面尺寸,可以得到空调机组表冷器表面管数为30根,表面管长为1.377m。

(e)确定表冷器的冷量Q和冷水量W。

Q=G(h K1-h K2)=117kW(10)

c S(t L2-t L1)

=2.8kg/s(11)

式(11)中　c S为水的比热容,4.1868k J/(kg?℃)。

(f)确定表冷器的传热面积F和水管通水面积F S。

根据厂家资料,取表冷器的传热面积F为235.3m2;水管通水面积与水管流程数有关,当表面管数为30根,排数为8排时,有120,60,48,30, 24,20,16,12,10,8,6,4共计12种管程数可供选择,经计算机优选,管程数应为20,水管通水面积F S为0.00228m2。

(g)确定表冷器的冷水流速v S。

v S=

F Sρ

=1.23m/s(12)

式中　ρS为水的密度,1000kg/m3。

(h)求析湿因数ξ。

ξ=

h K1-h K2

c p(t K1-t K2)

=1.653(13)

式中　c p为空气的比定压热容,1101k J/(kg?℃)。

(i)求传热系数K S。

K S=

52.8v Y0.486ξ0.688

198.6v S0.8

-1

=69.34W/(m2?℃)(14)

(j)求表冷器能达到的热交换效率系数ε1。

β=

K S F

ξ Gc

=2.935(15)

γ=

ξ Gc

Wc S

=0.474(16)

1-e-β(1-γ)

1-γe-β(1-γ)

=0.875(17)

(k)求表冷器出口空气终温。

t K2=t K1-ε1(t K1-t L1)=6℃(18)

如果计算所得的出口空气终温与设计所要求的

空气终温不相等,可以改变迎风面面积,或者改变表

冷器的管程数,重新计算,直到两者基本相等。上述

计算过程烦琐、复杂,需要借助计算机编程解决。

(l)求表冷器的空气阻力ΔH。

ΔH=A

ξn v Y z=121Pa(19)

式中　ΔH为表冷器的空气阻力,Pa;A1为表冷器

空气阻力排数修正系数,8排表冷器为1138;m为

实验系数,30102;n为实验系数,01069;z为实验

指数,11816。

m)求表冷器的水阻力Δp。

Δp=B

v S1159[lN+(N-1)+2C+1.0]

=58.1kPa(20)

式中　Δp为表冷器的水阻力损失,Pa;B1为表冷

器铜管内径修正系数,取0178;l为表面管长,m;

N为表冷器的管程数;C为表冷器集管内径修正

系数,取311。

(m)机组表冷器的清洗和保养[1,3～4]。

低温送风空调机组表冷器的排数多于常规空

调系统,一般为8～12排,表冷器的清洗较困难,如

果采用一般粗效空气过滤器,建议将表冷器分成两

组串联,例如8排表冷器分为两组4排的表冷器,

10排表冷器则分为一组4排,一组6排,这样有利

于表冷器清洗。当然,安装高效率、低阻力的空气

过滤器才是治本的方法。

3　水泵得热和水管道得热

由于低温送风空调系统的冷水系统的水温比

常规空调系统要低得多,为了防止冷水系统结露,

减少不必要的热损失,冷水管道必须进行保冷,同

时计算水泵得热和冷水管道得热,以便准确确定冷

水的温升。

3.1　水泵温升

水泵温升按下式计算[2]:

Δt S =

p S

ρS c S ηS

(21)

式中　

Δt S 为水泵温升,℃;p S 为水泵全压,kPa ;ηS 为水泵的效率。3.2　冷水的管道得热

冷水的管道得热按下式计算[2]:

Q S

=KL S

t L2-t L1

t K -t L1t K -t L2

(22)

式中　Q S 为冷水管道得热,W ;K 为冷水管道总传热系数[9],W/(m 2?℃

);L S 为冷水水管长度,m 。K =

12λln D W D N +

1αW D W

(23)式中　λ为保冷层导热系数,W/(m ?℃);D W 为保冷层外径,m;D N 为保冷层内径,m;αW 为保冷层外表面

传热系数,W/(m 2?℃),αW =8.4W/(m 2

℃)。冷水的管道得热也可用下式计算:

Q S =c S W (t L2-t L1)

(24)

式(22)与式(24)相等

c S W ln

t K -t L1

t K -t L2

=KL S

(25)

求解式(25)可以求得(t L2-t L1)。4　说明

4.1　送风机的位置和风机得热

空调机组的送风机在空调机组内有两种布置方式,一种是置于表冷器前,称为压出式;一种是置于表冷器后,称为吸入式。为了使通过表冷器的空气更均匀,常规空调机组一般采用后者,风机得热传给从表冷器出来的空气,空气温度升高,减小了送风温差,房间送风量增加,空调机组的风量相应增加。为了获得尽可能大的送风温差,低温送风空调系统一般采用压出式风机布置方式,这时,风机得热提高了进入表冷器的空气的温度,只要表冷器的空气处理能力足够,这种风机布置方式就更为经济。由于风机出风口的风速一般高达16～18m/s ,因此送风机采用压出式布置方式时,必须注

意两点,一是风机出口与表冷器之间必须保持一定的距离(大于等于500mm ),二是应该在离送风口一定距离处(一般为100mm )安装孔板式均流板。低温送风空调机组的送风机得热必须予以考虑,以

便准确确定表冷器的进风空气参数。4.2　表冷器设计4.2.1　表冷器的排数、迎面风速和肋片间距

常规空调机组所用的表冷器一般为4,6或8排,在标准工况下(空气进风参数为27℃/19.5

℃,冷水初温为7℃,温升为5℃

),满足国家标准焓降下限要求(不小于16.76kJ /kg )时的出风温度分别为14.7℃,12.1℃和10℃,无法满足低温送风空调系统的要求。文献[1,4～5]建议表冷器采用8,10或12排。但是,实验和计算结果均表明,即使是将表冷器的排数增加到12排,由于采用了水侧大温差,空调机组的出风温度仍然无法达到理想的低温。同时由于低温送风使表冷器除湿量大增,因此即使是采用常规的2.5m/s 的迎面风速,当风机布置采用压入式时,也可能有冷凝水溅出,因此一般将低温送风空调机组用表冷器的迎风面风速限制在1.5～2.3m/s 。但是正如笔者在文献[10]中指出的那样:当需要通过增加表冷器的传热面积来提高表冷器的冷量时,可以采用增加表冷器的排数或迎风面积(减小迎风面风速)的方法来实现,而实验结果和经济分析结果表明,在空间尺寸允许的前提下,采用增加迎风面积的方法优于增加排数的方法。由于表冷器的排数增加到12排时,空气阻力会很大,且出风温度与冷水进口初温的温差只有2℃,不能满足设计规范不宜小于3℃的规定[8],同时清洗也困难,因此在低温送风空调系统中建议不要采用12排的表冷器。

为了尽可能缩小空调设备的体积,最近10年,表面式空气换热器的肋片间距已经愈来愈小,家用空调器的蒸发器肋片间距已达到1.1mm ,但是对于低温送风空调机组,由于表冷器排数多、冷凝水多,为了控制表冷器空气阻力在一个合理的范围,根据反复实验的结果,低温送风用表冷器的肋片间距一般宜采用2.5或3.175mm (每in 10片或8片)。

4.2.2　表冷器的管程数和管内流速

管程数是换热器设计中的一个重要参数,当表冷器的流量一定时,管程数决定了管内流速和水温升,因此管程数设计是低温送风大温差空调机组设计中的关键。对于一台迎风面风速、排数、表面管数、表面管长一定的表冷器,有多个管程数可供选择,上例中的表冷器就有12种管程数可供选择,而

满足设计要求的水温差、出口空气状态参数的最优管程数则必须利用计算机反复迭代计算才能确定。

文献[8]对空调机组表冷器的管内流速范围进行了规定,即管内流速应控制在0.6～1.5m/s范围内,其原因是:当管内流速低于0.6m/s时,管内流体呈层流状,表冷器的传热效果恶化,而当流速高于1.5m/s时,管内流速增加导致的表冷器冷量上升趋势趋于平缓,但管内流体阻力却急剧加大。

虽然管内流速对表冷器冷量有着明显的影响,但是通过调整表冷器管程数(即调整冷水流速)来提高大温差表冷器冷量的作用是有限的,这是因为:表冷器可供选择的管程数是有限的,而表冷器管程数的增大必然导致管内阻力增大,这样表冷器的水阻力就有可能超出合理的范围。低温送风空调机组表冷器设计的一个重要步骤就是在表冷器优化设计过程中,确定最佳的管程数。

4.2.3　空调机组的水初温和温升

低温送风空调系统一个最显著的特点就是冷水的温度低,一般为1～4℃,由于低温送风空调系统主要是与冰蓄冷系统结合使用,因此必须注意水温的变化,无论是静态制冰还是动态制冰,其融冰温度都不可能不变。文献[11]是目前国际上公认的最权威的冰蓄冷设计指南,该文献给出的各种冰蓄冷系统的出液温度都随着融冰时间的增加而升高,融冰末期达到最大值;不同的蓄冰方式的区别主要在于温度上升幅度的不同,一般动态制冰要明显低于静态制冰。在进行低温送风空调系统设计时应特别注意这一点,尤其是当空调设计负荷的高峰出现在融冰末期(如超级市场等),更是不能不加考虑,如果这时出液温度达到6～7℃,就很可能会出现空调机组供冷量不足的现象。根据国内已经投入运行的冰蓄冷工程的运行记录来看,有相当一部分冰蓄冷系统,融冰末期的出液温度达到了7℃甚至更高。

大温差是低温送风空调系统另一大特点,除了空气侧外,水侧通常也采用大温差技术,这是低温送风系统能获得显著经济效益的重要手段,文献[8]推荐的温升为5～10℃,文献[1,4～5]推荐的温升为8～15℃,在实际工程中,对于单体建筑的空调系统或中小型空调系统多采用10℃温差,对于区域供冷等大型工程则常常将温差加大到15℃,甚至更高。笔者认为,最佳温差的选择存在一个优化过程,水温差加大,虽然节省了泵和管道系统的投资,但与此同时,空调机组的送风温度也随之增加,风量加大,风系统的经济效益下降,因此对于一项工程必须进行具体的经济比较才能确定其最合理的水温升。水侧大温差虽然可以获得明显的经济效益,但是要获得设计要求的温差,却并非易事,如前所述,温差的大小主要取决于表冷器的设计。

对于低温送风系统,当空调系统设计采用了水侧大温差,但空调机组选用的是普通温差型空调机组,或者是空调机组的冷水温差达不到规定的温差时,由于冷水流量过小,可能导致空调机组冷量严重不足,影响到室内设计温度的保证。

4.2.4　空调机组的额定工况

常规空调系统空调机组的额定工况,国内外标准和规范一般都规定回风工况干球温度为27℃,湿球温度为19.5℃,新风工况干球温度为35℃,湿球温度为28℃[6～7]。对于低温送风系统,由于目前国内外尚无相应的空调机组标准,因此实验时只能暂时借用常规空调系统用空调机组标准的规定,是否合理,需要进一步讨论。

4.2.5　空调机组的阻力损失

空调机组的阻力损失包括空气阻力损失和水阻力损失。空调机组的空气阻力损失一般包括表冷器、空气过滤器、加热器、风阀阻力损失和空调机组机内阻力损失。对于低温送风空调系统用的空调机组,应特别注意表冷器的阻力损失,国内一般采用下式计算表冷器的空气阻力。

ΔH=a

1v Y

1(26)式中　a1,b1为由实验确定的系数和指数。

低温送风系统除湿量明显高于常规空调系统,因此冷凝水形成的空气阻力较大,同时低温送风系统表冷器的排数较多,考虑这两项因素的影响,以式(19)计算表冷器空气阻力更为合理。

空调机组的水阻力损失主要是表冷器和加热器的阻力损失,当表冷器冷热两用或采用蒸汽加热器时,主要应计算的是表冷器的水阻力损失,国内表冷器的水阻力一般采用下式计算。

Δp=a

v b2s(27)式中　a2,b2为由实验确定的系数和指数。

由于国内表冷器设计计算时一般都采用给定的管内流速,因此表冷器的水阻力实际上成为一个

常数,这是极不合理的。如前所述,为了实现水侧的大温差,当表冷器的尺寸较小时,表冷器的管程数明显大于常规表冷器,管内阻力也随之增加,因此在计算表冷器的水阻力损失时,必须同时考虑表冷器的排数、管程数、表面管长和管内水流速的影响,计算式可采用式(27),详细说明参见文献[12]。

4.2.6　载冷剂为乙烯乙二醇时应注意的事项

当空调机组采用乙烯乙二醇作为载冷剂时,由于乙烯乙二醇的物性与水不同(体积分数为25%的乙烯乙二醇水溶液的密度和黏度大于水,比热容和导热系数小于水),因此表冷器的设计计算必须加以修正。

表冷器的载冷剂由水改换成乙烯乙二醇后,其冷量将下降,ASHRAE推荐在进行载冷剂为乙烯乙二醇的表冷器计算时,乙烯乙二醇的温度应比水温低0.55～1.1℃,一般取1℃[1,4]。

体积分数25%的乙烯乙二醇水溶液的黏度大于水,因此乙烯乙二醇水溶液在管内的摩擦损失大于水,其在钢管内的摩擦损失可按冷水的1.2～113倍考虑,管径大时取小值,管径小时取大值[1,4,8];在光滑管如铜管、塑料管和不锈钢管内的摩擦损失可按冷水的1.3～1.4倍考虑。乙烯乙二醇水溶液的黏度与温度有关,不同温度下体积分数为25%的乙烯乙二醇水溶液的摩擦损失相对于水的修正系数可采用笔者拟合的下式确定。

P=10-5t3+3×10-4t2-0.0122t+1.2757

(28)式中　P为摩擦损失温度修正系数;t为平均液体温度,℃。

在相同的冷量和温差下,当溶液温度为-6～5℃时,乙烯乙二醇的循环量约为冷水的110%[1,4],文献[8]规定流量修正系数为1.07～1.08。溶液循环量也可由下式进行计算。

Q j

c p1t1+ρ2c p2t2

(29)

式中　L为溶液循环量,L/s;Q j为输送冷量,kW;ρ

,ρ2为供液、回液的密度,kg/L;c p1,c p2为供液、回液的比定压热容,kJ/(kg?℃);t1,t2为供液、回液温度,℃。

当空调机组表冷器采用乙烯乙二醇水溶液作为载冷剂时,表冷器载冷剂的阻力也应该进行修正,修正系数与管道摩擦阻力的修正系数相同。4.2.7　部分空调负荷时的控制

由于空调机组大部分时间都是在部分空调负荷工况下运行,当空调系统处于部分负荷时,为了控制室内空气温度不超出设计允许的范围,一般可以采用两种控制方法:a)变风量调节。采用变风量调节时,必须采用合理的送风口形式,以避免送风量减少时冷风中途下落,从而杜绝令人不适的冷风“吹风感”的出现,采用性能合格的诱导风口虽然可以避免冷风下落问题,但是无法变风量,室温需要通过水路进行控制。变风量诱导风口能很好地解决这个问题。位于北京的中国广播电视音像资料馆采用变风量诱导风口,使用效果令人满意。但是变风量诱导风口价格偏高,阻碍了这种送风口的大规模应用。b)水初温或水流量调节。与常规空调系统相似,对于空调房间的室温控制也可以通过定风量、变送风温度的方法来实现,用两通阀控制进入空调机组的水流量,用三通阀控制进入空调机组的水初温,都可以改变空调机组的送风温度,这种控制方法一般适合于单独房间或者各个房间空调负荷相差不大时的室温控制,当每间房间都要实现独立控制时,这种控制方法就不适用了。如前所述,由于管内水流速低于0.6m/s时,表冷器传热性能将急剧恶化,所以如采用水量控制,在设计机组表冷器的管程数时应保证表冷器在部分负荷时管内流速不会过低。

4.2.8　强化传热措施

文献[1]建议采用内螺纹铜管(textured)来加强冷流体侧的传热,国内也有表冷器制造厂家采用这种方法,企图提高表冷器的传热性能。实际上,这种做法对于以水作为载冷剂的表冷器是没有效果的,因为表冷器的肋化系数(肋片管的外表面积与内表面积比)一般为16左右,管内水侧换热系数一般为3000～6000W/(m2?K),而外表面空气侧换热系数只有27W/(m2?K),管内传热量远大于管外传热量,采用内螺纹管来提高管内的湍流程度得不偿失,通常的做法是外表面采用波纹肋片、条缝肋片等,而内表面采用光管。

4.3　表冷器设计计算方法

表冷器的设计计算,即使在国内也已经是一个很老的课题,早在上世纪70～80年代,国内就在表冷器的设计计算方法方面取得过令人瞩目的成果,在全面吸收和消化国外先进理论和计算方法的基

础上,创新出若干具有中国特色的计算方法,奠定了目前国内表冷器的设计计算理论和方法的基础。最近几年,国内仍有不少学者,尤其是年轻的专业工作者继续在这一课题方面进行深入的研究,发表了一系列很有分量的文章。但令人遗憾的是,国内已发表的这些文章中所提出计算方法,包括已经被教科书、设计手册和一系列专著所收录的计算方法,严重偏离了实际,无法满足生产和工程的需求。以至于到目前为止,国内的暖通空调软件公司尚未开发出能够用于表冷器产品设计计算的实用性软件产品,以满足国内空调生产制造厂家的迫切需要。对国内几个大温差空调机组招标中标厂家的技术文件中所列计算方法和计算结果进行分析,可以发现存在着明显的误差。之所以投标样机能满足要求,主要是“试错法”的功劳。因为对于小型样机,只要采用较大的管程数,在较大的流速范围内(0.6～1.8m/s)要求冷水达到某一温差(如8℃)是很容易做到的,但是当风量达到几万甚至十几万m3/h时,这种方法恐怕就很难满足要求了。国内现行的空调机组用表冷器计算方法用于产品设计时存在以下主要问题。

4.3.1　作为一种正式产品,必须遵守有关国家标准和设计规范的规定。对于空调机组和表面式换热器,国内已有多个国家标准、行业标准以及设计规范对其技术性能、实验方法进行了详细的规定[6～7],因此,除了进行纯粹的学术研究之外,作为一种产品的设计计算方法,不能置国家标准的规定于不顾,或不了解国家标准的内容,任意假定。国内现行的表冷器设计方法,一个最大的缺陷就在于此。例如对于常规的空调机组,国家标准规定冷水温升为5℃,但是现行的计算方法无一不是给定冷水流速和冷水初温,计算冷水终温,这样在绝大部分情况下,无法保证规定的5℃冷水温升。虽然,常规空调系统的冷水温升采用5℃是否合理,至今学术界仍有不同的看法,但是作为一种产品,必须规定相同的技术参数,否则就无法实现标准化生产,检测和设计也就无章可循。

4.3.2　在低温送风空调系统的设计过程中,当空调送风量、冷水初温、冷水温升、空气送风温度、空气初状态参数一定时,空调机组表冷器的结构参数的确定,实际上是一个优化过程,这是一个专门的课题,由于篇幅的限制,在此不进行深入讨论。必须指出的是,由于工程中冷水的初温和温升一般是给定的,如果再规定冷水的管内流速,热质平衡方程组数将多于所需要求解的未知数,其结果可想而知。

4.3.3　当前的计算机技术可谓是突飞猛进,但是迄今为止,表冷器的设计计算仍然只能以实验为基础,各种计算方法采用的都是实验公式,区别主要在于实验公式中的系数和指数不同。通过对大量实验数据的比较,同时考虑到实验数据整理的难易程度、计算原理的简明易懂性、计算步骤的烦琐程度,笔者认为仍然以前苏联提出的双效率计算法为最好,这种设计方法一直被国内大学教材和主要设计手册采用是有一定道理的,只是目前在应用这一方法时,未能充分考虑标准和规范的规定。

4.3.4　目前国内进行表冷器计算时,一般采用的都是国内教科书和设计手册所登载的实验公式,这里有几点需要特别指出:a)这些实验公式所对应的表冷器,绝大多数是二三十年前国内流行的产品,目前已经不再生产或极少使用,不能再使用这些实验公式用于低温送风空调机组的设计计算;b)实验的条件不同,实验公式的系数和指数将不同,低温送风大温差表冷器的设计计算必须采用在相应条件下所得出的实验公式;c)由于加工设备和工艺的不同,即使是结构参数相同的表冷器,其性能也大相径庭,对国内25种结构参数相同、实验条件相同的铜管套铝箔套片式表冷器的实验结果进行比较,最大冷量差竟达37%。

5　结语

与常规空调系统设计不同,在低温送风大温差空调系统设计中,焓湿图分析是不可省略的一个重要部分,不进行焓湿图分析就无法确定送风量的大小,采用经验法进行送风量的估算将导致明显的设计误差。在焓湿图分析过程中,空调机组进出风状态参数的确定是一大关键,正确的表冷器计算则是准确确定空调机组出风状态参数的前提。空调机组表冷器的计算,一是应遵守有关国家标准和设计规范的规定,二是计算方法要正确,三是要采用低温送风大温差试验条件下所获得的实验公式。

令人感到欣慰的是,国内已经有单位完成了有关低温送风大温差用的表冷器和空调机组的实验,

(下转第72页)

4.1　送排风机最好设于防火分区两端。车库直接通向室外的汽车出入口所在的防火分区内可不设送风机。

4.2　排烟管道不兼作排风使用。排烟管内风速最高可达20m/s,风道断面尺寸大幅减小,更利于管道布置。为了满足排烟口间距不大于30m的要求,应尽量使管道靠墙布置。排烟风机可选用双速风机,在接近排烟风机处设置排风口,平时排风口开启,排烟口关闭,排烟风机低速运转,进行车库排风;火灾时排风口联动关闭,排烟口同时开启,排烟风机高速运转进行排烟。火灾时喷流诱导器与排风口应联动关闭,因为该设备火灾时运行不仅容易引起电器起火,还会影响烟气聚集到屋顶,大大降低了排烟口的排烟效果,同时阻挡车库内人员的逃

生视线,引起库内人员窒息甚至死亡

。

4.3　据经验知,一台喷流诱导器可覆盖面积达100～250m2,当车库内面积较小且隔墙等障碍物较少时取上限值,反之取下限值。

4.4　实践和理论证明,当喷流中心速度约达1m/s 时实行诱导接力较合适。一般情况下,当诱导器三个喷嘴之间的夹角为15°(见图1)且出风速度为15

图1　喷嘴夹角为15°时　诱导器示意图　～20m/s时,喷流中心速度达1m/s时的喷射距离可达10m。一般机组的风量为700～813m3/h左右,喷射距离达10m 的机组风量可达20000m3/h左右。

4.5　喷流诱导器射流轴心速度可用v x/v0= 0.37/x计算,其中v x为射程x处射流轴心速度, m/s;v0为喷嘴出口处射流轴心速度,m/s;x为射程,m。诱导风量可用Q x/Q0=x/0.37计算,其中Q x为射程x处射流诱导风量,m3/h;Q0为喷嘴出口风量,m3/h。

4.6　布置诱导机组时,应根据气流从进风口到出风口流动通畅的原则进行。以喷嘴向下倾斜的角度A为例,喷嘴至地面的高度H=215m时,A= 0°;H=2.5～3.0m时,A=15°;H=3.0～4.0m 时,A=20°;H=4.0～4.5m时,A=30°。

4.7　诱导机组可用膨胀螺栓吊装于楼板下。机组回风口与梁、墙等障碍物的距离应不小于500mm,喷嘴出风口前方应无遮挡物,机组底部可与梁或管线底部平齐。每台机组边缘处一般应预留220V/ 50Hz的单相电源接线口。

4.8　由于该系统混合效果较好,所以CO的最高浓度在排风机吸入口处,可以将CO探测器安装在靠近排风机吸入口的地方,通过自动控制送排风机的导流片或变频器来改变风量,这样更利于节能。

4.9　一般情况下,诱导机组行与行之间的距离应保持在10m之内。

由于诱导机组布置的灵活性很大,其布置的合理与否将直接影响车库的通风效果,这就要求设计人员根据具体情况综合考虑,合理布置。

参考文献

1　孙一坚,主编.简明通风设计手册.北京:中国建筑工业出版社,1998

2　杨昌智,刘光大,李念平,主编.暖通空调工程设计方法与系统分析.北京:中国建筑工业出版社,2001

(上接第61页)

所获得的大量实验数据十分宝贵。与此同时,完全采用国产低温送风大温差空调机组的工程相继竣工,现场实测结果不但有利于低温送风空调系统设计方法的完善,同时也验证了上述设计方法的正确性和可行性。

参考文献

1　K irkpatrick A T,E lles on J S,著.低温送风空调系统设计指南.汪训昌,

译.北京:中国建筑工业出版社,1999

2　McQuiston F C,Spitler J D.Cooling and heating load calculation manual.Atlanta:ASHRAE Inc,1992

3　电子工业部第十设计研究院,主编.空气调节设计手册.

第2版.北京:中国建筑工业出版社,1995

4　Dorgan C E,Dorgan C B.Cold air distribution design guide.Palo Alto:EPRI,1995

6　G B/T1429493　组合式空调机组

7　Z BJ7202798　柜式空调机组

8　G B500192003　采暖通风与空气调节设计规范

9　G B/T155861995　设备及管道保冷设计导则

10殷平.空调大温差研究(2):空调大温差送风系统设计方法.暖通空调,2000,30(5)

11Dorgan C E,Elleson J S.Design guide for cool thermal storage.Atlanta:ASHRAE Inc,1993

12殷平.表冷器和加热器的设计计算.见:空调设计.第2辑.长沙:湖南科技出版社,1997