空调工程改造过程中的理性分析

 

关键字：室内正压平衡点渗透空气量压力特性污垢热阻

 

1第一类常见故障———新鲜空气量严重不足这类故障多见于工业空调中。例1．某电子产品装配车间空调系统运行至今逾10年。据管理者反映，夏季车间空调品质逐年恶化，现今干球温度经常超过30℃，相对湿度在70%以上。最使操作工难以忍受的是新鲜空气量严重不足，去年曾出现工人昏厥中暑在车间。例2．某显示器装配老化车间，工人反映投产5年来，上班总感到气闷难受。分析这类车间的特点是，车间面积较大，工艺设备发热量一般，但属流水线装配，操作工人密度高，最低人均占有面积不足6㎡（包括运输通道）。密集型的工业空调新鲜空气的重要性，在《采暖通风与空气调节设计规范》（GBJ19-87）第5.3.8条明确要求“……或保证每人不小于30CMH的新风量的最大值确定”，对于这一基本要求，设计方案都予以考虑了。然而，要在空调系统运行后能有效地引入新鲜空气（尤其在人员密集的车间）却需要在系统上进行研究。工业空调最常见的系统型式如图1所示

 

图1这种单风机的运转系统不设置独立的排风，省电、省地、省设备，被多数业主所接受。这种系统的正常运转，从理论上讲有两点必须控制好。1.1室内正压△P系统开始运转后，由于新风Lw的吸入，室内空气压力增加，当增加的△P足以通过窗缝、门缝渗透到室外的空气量Lp=Lw时，系统的运转达到了空气的平衡，此时的△P为室内的正压值，一般设计采用△P=5~10Pa，按作用压差法室内的渗透空气量可用下式计算=·l·（１）式中：———-通过缝隙的渗透空气量，；———室内正压值，即室内与大气的压力差，；———常数，与门窗的气密程度有关，对于单层钢窗为1.8；———-表示单位长度缝隙漏风特性的系数，对于单层钢窗为4.27；l———-缝隙长度，。1.2室内回风与新风的混合点OO点被称为回风和新风的平衡点。该点的控制是通过A、B风阀的调节完成的。图1系统的运转压力特性可用图2表示

 

图2O为大气压力线，△P～△P为室内正压线，ab为送风管的压力降，△Hs为送风口的压降，△Hh为回风口的压降。Cd为回风管压降，de为空调箱压降。d点处于负压状态，由于负压值O’d的存在，大气被吸入混合箱内。以上描述是设计意图与运转的实际效果达到一致时，则此空调系统处于正常运转状态。但是对于密集型的工业厂房，由于操作人员众多，新风的需要量较大，而渗透空气量是由不定因数的窗缝所左右，因而新鲜空气量供应不足现象时有发生，这是工业厂房中常见的故障。例1的原设计资料为：装配车间面积为4320㎡，层高为4.5M，设计风量为164600CMH，操作人员800余人，按每人30m3/h计，新风量占设计风量的15%，即24610CMH，无单独排风系统，设计室内正压为10Pa,系统的流程如图1所示。分析其主要原因是车间排风不畅，导致室内正压升高，降低了新风的供应量，并计算如下。根据式1，为保证车间正压值10Pa，其缝隙长度应为：24610CMH=4.27×l×，l=5702由于车间的气密性较好，其缝隙长度仅为设计的1/2强，约为3000m，为了达到空气量的平衡，室内将自动地升高其正压值，根据式（1）24610CMH=4.27×3000×则得到=Pa参看图2，由于室内正压的提高，在风机风压变化不大的情况下，相当于大气压线O’～O’下降至O”～O”虚线所示，而负压值O’d减为O”d，因而必然降低新鲜空气量的吸入，这是导致新风减少的理论根据，也就必然反映到实际工程中去。同时，室内过高的正压值，将造成风机流量的降低，减少了对车间的供冷量，使车间的温度升高。因而即使开大风阀A(见图1)增加新风的吸入使车间内保持风量平衡，但温度的升高是不可避免的。唯一的解决途径是设置车间的排风系统。有了排风系统可以避免不定因素缝隙的影响，根据设计要求灵活地控制风量平衡和热量平衡，提高空调系统运转的经济性。按上例，保持车间正压，当缝隙长度为时，其渗透量为：=4.27××,=排风系统就应负担24610CMH-12950CMH=11660CMH的排风量。有了排风系统,室内正压是非常容易控制的。近年来不少资料阐述，空调工程应重视排风系统的设计，避免单纯靠室内正压无组织进行排风的弊端，其原因即在于此。2第二类常见故障———冷却水系统失效；表冷(加热)器严重积尘这是普遍存在而又疏于重视的问题。2.1冷却水赃污结垢对系统的影响某工程设计，冷却水为一机一泵一塔的开式系统，冷却水必须与大气进行热湿交换，因此水质极易恶化。虽然有5%以上的补充水，但水管、塔、主机冷凝器赃污结垢现象必然存在。系统虽设置了除污过滤器，但长期不予清理，而大大影响了冷却水的交换效率。冷却水系统的换热能力：对于卧式肋管冷凝器，若以外表面为基准的水冷式冷凝器，其传热能力的计算应用下式：K=（2）式中———冷剂在肋管外表面冷凝的换热系数，；———冷剂侧污垢热阻，；（若带油情况不严重此项可以忽略）———肋管壁厚，；———肋管导热系数，对于常用的紫铜肋管为；———用肋管内、外平均面积计算的肋化系数；———用肋管内面积计算的肋化系数；———管内水侧的换热系数，；———水侧污垢热阻，。将式（2）应用到定型产品的计算上，若对冷却塔循环水进行处理，取Rf=0.00018,并忽略Roil，则K==594若对冷却塔的循环水不进行处理，则水侧污垢热阻最小值（不计水中钙镁离子浓缩后的沉淀）也要达到Rf=0.0005,将式中的Rf=0.00018改成Rf=0.0005，其他数值不变，则其计算结果为=318，传热能力下降了46%。这是导致制冷能力下降的原因所在，因而在操作管理上不仅要处理（过滤等），还要定期换水，以减少水中钙镁离子的浓缩，才能确保冷却系统的正常运行。2.2表冷(加热)器积尘对换热能力的影响空调系统的正常使用，除了有效的冷却水系统外，尚包括空调水系统及空调风系统两方面。一般空调水均采用闭式系统，如果不是渗漏的原因，不会有补充水的需求，因此，相比冷却水而言，水的脏污结垢程度要轻得多。而表冷器风侧的情况就完全不同。例1工程的空调风系统自运行近10年，从未清扫过，过滤器亦从未更换过。当过滤器的阻力超过其终阻力后，使循环风量逐年下降，车间温度上升，于是简单地将过滤器拆除。由于表冷(加热)器得不到保护，而新回风混合空气中的尘埃粒子无遮拦地黏附在最需要清洁的表冷(加热)器上，使热湿交换效率大幅下降。表冷器的换热能力：计算表冷器换热能力的典型公式K=（3）式中：------内表面换热系数，；------外表面换热系数，；------肋片热阻，；------管壁导热系数，；------管壁厚度，；-------肋化系数由于肋片多为铝片或铜片，同时，对于铜管的δ在1左右，而铜管壁的λ甚大，因而Rp和δ/λ甚小，可以忽略不计。于是计算表冷器的公式多用实验测定的数据并整理成以下的形式K=(4)式中：———实验常数，———迎风面速，；———水流速，。式（4）是在忽略了Rp和δ/λ整理得出，当空气中的灰尘积累在表冷器的外表面时，便形成了空气侧的污垢热阻R。空气中所带的灰尘包括尘埃、纤维物等，其容重较小，其导热系数在λ=0.1～0.2左右，若沉积在表冷器的污垢厚度达1mm时，则R=0.001/0.15=0.0067…………,则式（4）就改写成=(5)一般6排表冷器的K值用式（4）计算约为80～100,若90时，式（4）括号中的数值应为=当表冷器沉积灰尘1mm时，应用式（5）计算，括号中应加0.0067,则值为ˊ==56.14,冷却能力降低了38%。从计算上可以看出，表冷器风侧的保护是决不应忽视的。3结论对于密集型生产车间必须重视排风系统的设计。由于人员是基本固定的，新风量也是固定的，因此在有条件时可以考虑双风机系统；无条件时可以采用分散的排风措施。要重视冷却水的设计及运行管理。设计中可以采用１％～５％的旁滤式机械过滤器（级配石英砂），并加电子（或静电）除垢器；管理上要做到定期更换冷却水也是必要的；合理选用空气过滤器。对于电子装配车间的新回风，可采用G4型初效过滤器较为合适（对于舒适性空调可采用G3型），并设压差报警装置，以示定期更换过滤器，确保表冷（加热）器的洁净，维持其正常的换热能力及循环风机的高效工作点，以发挥空调系统的正常作用。参考文献1清华大学等校.空气调节.北京：中国建筑工业出版社,19812彦启森.空气调节用制冷技术.北京：中国建筑工业出版社,19853钱以明.高层建筑空调与节能.上海：同济大学出版社,19904中国电子工业设计院.空气调节设计手册,北京：中国建筑工业出版社,19835W.P.Jones.AirConditioningEngineering.Glasgow:PreatBritainbyBellandBainLtd.1973