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空调系统全新风运行送风的可行性研究
发表时间:2018-11-02 07:51

空调系统全新风运行送风的可行性研究

 :有全空气空调系统在夏季和冬季工况全新风状态下运行时, 将遇到新风管径过小冷源制冷能力不能满足要求和空调处理设备处理能力不够等一系列问题.初步计算一次回风系统在全新风运行送风时, 新风经过表面式空气处理设备处理是否可以达到合适的送风温度, 以探讨有回风的全空气空调系统全新风运行送风的可行性.

关键词:有回风的全空气空调系统;全新风运行送风;表冷器

   建筑物中设空调系统的意义是使室内空气达到所要求的状态, 对空气温度湿度空气流动速度及清洁度进行调节, 以满足人体舒适或工艺生产的需要.而以往人们只重视室内温度和湿度的调节, 来满足人体热舒适.近年来随着建筑病态综合症和室内空气质量(IAQ)受关注程度的增强, 人们对室内有害污染物及其影响逐渐有所认识.调研结果显示, 当有固定尘源或人员活动时, 室内空气中的微尘粒浓度和病菌浓度要高于室外[ 1] ,因此, 使全空气空调系统在全新风状态下运行可以有效地降低室内的含尘含菌浓度.

1  有回风的全空气系统全新风运行送风需考虑的问题

  在全空气空调系统中, 大多采用一次回风系统或二次回风系统.当有回风的全空气空调系统在全新风状态下运行时, 有几点问题需要考虑:

1)新风管道的管径是否能满足全新风运行的需要;

2)全新风运行时, 新风负荷增加, 冷水机组需要提供更多的冷量;

3)空调机组的换热能力.《组合式空调机组[ 2]中规定了全空气空调系统中空调机组处理空气的焓差, 根据这项标准设计的空调冷热处理设备是否可以把全新风处理到合适的送风状态点, 需要进行计算分析.

2  夏季工况全新风运行的可行性分析

由于本文所讨论的主要是舒适性空调, 根据采暖通风与空气调节设计规范[ 3] , 夏季室内空调设计温度22 28 ℃, 相对湿度40 %~ 65 %.北京地区夏季空调室外计算干球温度为33.2 ℃, 湿球温度为26.4 ℃.

1 是夏季空调送风过程在焓湿图上的表示,为一次回风混合送风状态.全空气空调在夏季运行时, 从室外引进的新风与室内的回风相混合, 然后送入空调机组, 表冷器对空气进行减焓减湿处理直到机器露点L , 并作为送风送入室内来消除余热和余湿.

                     

2 是全空气空调系统在全新风运行时的空气处理过程.

2.1  全新风运行下冷水机组提供冷量的变化

从图1 和图2 中可以看到, 一次回风式全空气空调系统送风时, 空调处理机组中表冷器处理的单位质量空气冷量是混合状态点C 和露点送风状态点L 的焓值之差.当空调系统在全新风状态下运行时, 空调机组处理的单位质量空气冷量为室外状态点W 和露点送风状态点L 之间的焓差.

设室内设计温度25 ℃, 相对湿度55 %.室外干球温度33.2 ℃, 湿球温度26.4 ℃, 新风比为15 %,送风温度15 ℃, 采用露点送风.通过计算, 送风焓值为41 kJ/kg , 一次回风混合点焓值为58 kJ/kg , 室外焓值为83 kJ/kg .一次回风系统送风时冷源需提供的冷量为17kJ/kg , 全新风系统送风时冷源需提供的冷量为42 kJ/kg .在送风量不变的条件下, 空调系统改用全新风运行送风消耗的冷量将是原有冷量的2.4 .冷水机组的装机容量与空调设计负荷相匹配, 因此全新风运行送风需要的冷量已经超过一般冷水机组的运行能力.

2.2  全新风运行送风温度的变化

从图1 2 中可以看出, 对于单位质量的空气, 在全新风运行时, 表冷器需要承担更多的换热量.

组合式空调机组中规定, 冷却时被处理空气的最小焓降Δi =4 kcal/kg =16.75 kJ/kg .根据这项标准设计的表冷器在全新风运行时送风温度会受到一定影响.这里将通过对表冷器的热工计算来初步计算全新风运行的送风温度.

表冷器中空气与水的状态变化如图3 所示.

当表冷器中的空气与水在做热湿交换时, 用两个热交换效率来表征表冷器的换热能力:

1)表冷器的全热交换效率

           

式中:t 1 t 2 处理前后空气的干球温度, ℃;

tw 1 冷水初温, ℃.


2)通用热交换效率

           

式中:t 3 理想情况下空气的终态温度, ℃.

ts1 ts2 处理前后空气的湿球温度, ℃;

其中ε1 =f (K s , G , W), ε2 =f (v y , N)[ 4] .因此当全空气空调系统由一次回风运行状态改为全新风运行时, 空气流量冷水流量和表冷器的型式均不变,表冷器的全热交换效率和通用热交换效率也不变,这是计算全新风状态下空调系统送风温度的基础.

文献[ 5] 根据等价干工况的概念提出了一种干湿转换法来对表冷器进行热工计算, 可以计算因为湿交换变化而带来的热交换传热量, 经试验分析平均误差在1 %左右, 计算精度较高.[ 5] 计算公式如下所示.

其中ε′1 、ε′2 分别为表冷器等价干工况的热交换效率和通用热交换效率.

在计算时, 根据空调机组冷却时被处理空气的最小焓降Δi =16.75 kJ /kg , 可以确定一次回风运行时送风状态点和新回风混合状态点, 由此得出ε′1 、ε′2 , 通过解(1)式的二次方程求出t 3 , (2)式求出全新风下表冷器的出口空气温度t 2 .计算取室外湿球温度26.4 ℃, 干球温度33.2 ℃;一次回风送风相对湿度为95 %;通过表冷器的冷水初温为7 ℃.计算出不同室内设计温湿度和一次回风送风温度相对应的全新风运行送风温度.具体结果见表1 .

从表1 中可以看到, 全新风运行送风温度比相同条件下的一次回风运行时的送风温度要升高3 5 ℃, 送风不能满足充分去除室内余热的要求, 但可以承担一部分室内冷负荷.

2.3  改变冷水初温对送风温度的影响

改变冷水初温后的送风温度计算值如表2 4所示.全新风运行送风时, 降低表冷器的冷水初温可以一定程度上改善送风效果.

3  冬季工况全新风运行的可行性分析

根据采暖通风与空气调节设计规范[ 3] , 冬季室内空调设计温度18 24 ℃, 相对湿度30 % ~60%.北京地区冬季空调室外计算干球温度为-12 ℃, 相对湿度为45 %.在冬季工况下, 空调机组中加热器对空气的加热过程是显热交换, 不存在湿交换的过程, 因此加热器的热工计算只涉及到热交换效率ε1 = t 1 -t 2/t 1 -tw 1.《组合式空调机组中规定, 加热时被处理空气的最小焓差Δi =5.5 kcal/kg =23.05 kJ/kg .由此确定一次回风的混合点温度和送风温度, 并通过全新风状态下加热器的热交换效率不变来建立关系式, 从而求出全新风运行时的送风温度.

3 和图5 所示是把不同送风温度的一次回风送风改为全新风运行后的送风温度.可以看到, 全新风运行的送风温度比一次回风混合送风时要降低8 10 ℃, 甚至已经低于冬季室内的设计温度, 无法承担室内的热负荷.

4  新风管道在全新风运行送风时遇到的问题

  全空气系统新风管径应按照全新风运行设计,以满足过渡季节全新风运行的要求, 但是我们调研的许多全空气空调系统新风管径仅满足最小新风的要求.设新风管道长10m , 管径为320 ×320 mm , 材料为镀锌钢板, 有两个90°弯头.以民用建筑空调系统新风管道推荐风速2.5 m/s 为设计风速, 此时风管内由于空气流动产生的噪声可以被控制在25 dB以下, 新风管道的总阻力损失为3.2 Pa .当设计新风比为15 %的空调系统在全新风状态下运行时, 新风管道内的新风量等于空调系统的送风量, 因此新风量和新风气流速度将增长为原来的6.67 .对应的新风管道总阻力损失为152.8 Pa , 此时空调系统风机将无法满足送风要求, 且气流噪声将超过标准.

5  结论

通过以上分析, 可以得出在夏季和冬季工况下将一次回风全空气空调系统在同样条件下改为全新风运行基本不能满足送风要求.

对此可以采取以下措施:

1)改变表冷器的进水初温.

2)为空调系统加装空气热回收装置.热回收装置可以将排风中的显热和潜热引入到新风中进行预热或者预冷, 可以降低新风与室内状态的焓差, 以减小空调处理机组的换热负荷.

参考文献:

[ 1]  许钟麟.空气洁净技术原理[ M] .北京:科学出版社,2003.

[ 2]  中国建筑科学研究院空调研究所.组合式空调机组(GB/ T 14294-1993)[ M] .北京:中国标准出版社,

[ 3]  中华人民共和国建设部.采暖通风与空气调节设计规范(GB 50019 -2003)[ M] .北京:中国计划出版社,

[ 4]  赵容义, 范存养, 薛殿华, 钱以明.空气调节[ M] .北京:中国建筑工业出版社, 1994.

[ 5]  王晋生.水冷式表冷器传热研究(1)用干湿转换法计算湿工况[ J] .暖通空调, 2000(4).

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