大温差变风量送风技术在潜艇空调中的应用

董 鹏 李志印 简弃非

1 海军装备部舰艇部，北京 100841

2 中国舰船研究设计中心，湖北武汉 430064

3 华南理工大学机械与汽车工程学院，广州五山 510640

0 引 言

潜艇舱室人员多、设备组成复杂，是一个高湿（局部相对湿度高达80%）、高温（机舱温度高达40～50℃）的密闭环境，大气环境中的温度与湿度对人体及设备的影响不容忽视。温、湿度过高会使艇员昏昏欲睡、心情烦躁、工作效率低下，甚至会造成艇员中暑和身体虚脱。设备有其合适的温、湿度范围，在高温、高湿条件下，设备无法达到其最佳工况，严重时会使设备故障率提高，甚至是缩短设备的使用寿命。

目前，潜艇多采用直接蒸发式和间接冷媒水式空调系统，但无论何种方式，均采用定风量系统设计，并根据全艇舱室热、湿负荷最大时的总和来确定系统送风量。而潜艇各舱室的热负荷分布复杂多变、功能不一，不仅人员居住舱与辅机舱存在明显区别，同一舱室的不同区域也存在差异。可见，各舱室不同区域的热、湿负荷始终处于变化状态，而并非最大热、湿负荷。当某舱室的负荷发生变化时，若仍然采用额定风量通过送风温度或冷媒水温度变化间接地控制空调机组压缩机的卸载或停机，实现系统能耗控制，则既浪费冷量，又会使舱室温度变化加剧，系统节能效果不明显。目前，我国艇用空调装置在潜艇水下航行时的用电量约占全艇动力消耗的37%以上，有时高达70%，直接影响到了潜艇的水下续航能力［1］。

随着未来潜艇越来越注重“以人为本”，改善艇内居住的舒适性便成为未来潜艇设计的发展趋势之一。因此，为了保证潜艇具备良好的温、湿度环境，提高艇员居住的舒适性，潜艇空调能耗就会上升，势必会对潜艇续航力产生更大的影响。因此，如何结合潜艇自身的特点，解决温、湿度控制系统的能耗、体积、重量与总体之间的协调性问题，实现潜艇低能耗的舱室温、湿度舒适性控制是未来潜艇设计急需解决的技术问题之一。近年来，发展较快的大温差空调技术和变风量空调技术为潜艇舱室空气的热、湿处理提供了解决思路。本文将大温差低温送风、变风量控制、温湿度独立控制等技术进行整合，结合潜艇密闭舱室内的空气热、湿特点，提出较适合于潜艇的低能耗舒适型空调系统方案。

1 大温差低温送风系统及应用案例

近年来，大温差空调系统的设计方法逐渐被业内人士所接受和认可，尤其是在我国颁布实施一系列建筑节能规范、标准以后，采用大温差空调系统已成为空调节能设计中的一个亮点，被广泛应用于各类建筑的空调系统中［2］。

大温差空调系统通常是指利用氟利昂直接制冷的方式使用或供、回水温差较大的冷媒水产生供、回温差较大的空调风，来使系统输送的供风温度达到更低，从而实现低温送风。与普通的送风系统相比，大温差低温送风系统降低了空调房间的送风温度，采用的送风温度为4～10℃，这种送风温度系统有别于采用13～16℃温度送风的常规空调系统。

对于低温送风空调，美国和日本有不同的定义。美国的低温送风技术应用历史较长，如将4℃的低温送风应用在湿度控制中，以及将9℃的送风用于小型商业建筑的诱引送风等。2～4℃的低温送风被用于医院的一次风诱引送风。现在，美国的低温送风主要是指低于10℃的送风温度。日本常规的送风温度为13～16℃，比此温度低的送风称为低温送风，其在实际应用中多为10～13℃，通常将13℃定义为常规送风与低温送风的分界线。美国空调的送风温度，无论是传统送风还是低温送风方式，其送风温度明显较日本低，这与两国的设计规范和标准有关，其中重要的一点是关于室内相对湿度的设计规范［3］。美国空调的设计规范允许室内相对湿度低于40%，而日本的规范则定义舒适性空调的室内相对湿度不得低于40%，这也就意味着空调送风温度需维持在10℃以上。从实际工程条件及经济性等因素考虑，日本空调一般选取的送风温度为10～13℃。

1）在人防工程中的应用。

人防工程具有蓄热能力强及热、湿稳定性好等特性。为低温送风系统选择的冷源设备必须能够提供足够低的冷流体温度，以满足送风温度的要求。随着送风温度的降低，气流中会有更多的水分在冷却盘管中凝结出来，当含湿量低的送风与室内的空气混合后，室内空气的含湿量将会明显降低，从而得到较低的相对湿度与露点温度。通常，低温送风系统的相对湿度比常规系统约高10%。同时，在保持较低湿度水平的情况下，还可适当提高房间温度，这样不仅能保证热舒适要求，还可达到节能的目的。由于低温送风系统可以明显节省人防工程中的地下空间和管道高度，因此在保持工程埋深不变的情况下，可增加工程防护厚度，减小工程高度和土方转运量，从而大幅减少基建投资，提高工程的防护能力，带来显著的战备和经济效益。

2）在某地铁和建筑空调系统中的应用。

空调系统中冷水和冷却水的输送耗电量约占总耗电量的20%～25%。因此，水系统节能十分重要。某地铁采用冷水供/回水温度为7/17℃的大温差系统，冷水温差为10℃。由于冷水温差的加大，水量、水泵容量、水管管径及水阀都减小了，使初期投资费和运行费用均得以降低。据估算，初期投资费可以降低5%～10%，地铁空调年运行费可以降低30%～50%［4-6］。为进一步降低空调系统的初期投资费及运行费用，该地铁降低了机组的送风温度。在常规空调系统中，送风温度约为14～16℃，而该地铁采用的低温送风空调系统的送风温度则为8.2～12℃。送风温度的降低使系统送风量减少，相应地，机组风机、电机、风管及风阀的功率和尺寸也都减小，送风系统的初投资费和运行费也降低。据估算，采用上述设计后，初投资费可以降低约10%，年运行费可以降低30%。

某建筑中的低温送风系统采用的是3℃的冷媒水，一次水侧供/回水温度为3.3/13.3℃，空调水侧供/回水温度为4.5/14.5℃，远低于普通中央空调7/12℃的供回水温度［7］。该系统的送风温度为8℃，比普通中央空调的送风温度低约7℃。

2 潜艇大温差低温送风的技术优势及需要解决的问题

2.1 技术优势

潜艇大温差低温送风的目的是在满足显热量需求的前提下有效减少送风量。通过将常规的12～18℃送风温度降低到8～10℃甚至更低，可以减少30%～40%的送风量，空调机组尺寸可以减小20%～30%，风管尺寸可减小30%，风机功率可减少30%～50%。减少送风量具有许多优点［8］：

1）紧凑的空气处理机组可以减少安装空间，降低室内噪音。

2）紧凑的VAV末端占用的空间更小，运行更安静。

3）缩小了风管直径。紧凑的风管系统设计不仅能节省风管材料，便于安装，而且其他管线安装的可利用空间也更大。

4）减少建筑物层高。

5）降低风机功耗和风机噪音。

6）空调环境的相对湿度由常规送风时的55%～65%减小到了低温送风时的40%～45%。

7）在大温差送风思路下，可以考虑采用温、湿度独立控制的空调系统。

2.2 需要解决的问题

大温差低温送风技术在潜艇空调上的应用存在以下主要问题：

1）送风温差增大会导致射流浮力的影响增大，使射流提前下降的可能性增大，引起送风下坠等不良现象，从而对舒适性产生影响，降低室内热舒适性和环境质量。其主要表现为：在射流下降的区域会造成空气流速较高、温度较低，从而造成室内人员的吹冷风感；由于射流提前下降，会造成室内存在空调风不能到达的区域，导致室内温度分布不均，且在该区域内，空气流速较低、温度较高，从而造成室内人员感觉较热，降低室内热舒适性。

2）送风流量减少会对出风口流速、舱室换气次数等产生影响，从而导致气流组织设计的难度加大。

3）大温差低温送风系统所使用的保温层比标准设计中所用的保温层更厚，会降低风管尺寸减小所带来的优势。目前，潜艇空调风管多采用薄钢板、薄铝合金板等材料，在常规送风温度下，采用外包19～25 mm厚的保温材料，系统的散热损失约为15%，整个管路存在冷桥现象。当送风温度为8～10℃时，一般需要采用38 mm厚的保温层，这不仅使外形尺寸带来的优势减少，同时也会使冷桥现象加重。

3 变风量空调技术特点

变风量（VAV）空调能控制系统根据空调负荷的变化自动调节室内空调送风量，以满足室内热、湿环境要求，与此同时，VAV空调还可根据实际送风量自动调节送风机的转速，从而最大限度地减少风机动力，节约风机能量。因此，该项技术在民用技术领域得到了广泛应用。实际运行和统计表明，采用VAV空调系统后，典型的办公楼每年每平方米可节电40～50 kW，整个VAV空调系统的能耗比定风量减少20%～30%，可见变风量空调系统有着广泛的应用前景。

1）变频技术的应用使运行能耗低。

空调系统大部分时间是在部分负荷下工作，VAV系统通过变频器调节风机转速按负荷需求输送空气，使得风机的能耗大幅降低。同时，也降低了空调系统的冷、热负荷，从而大幅节省了运行费用。

2）控制精度高，舒适性好。

传统的定风量空调系统将整个大楼或局部作为一个整体进行控制，由于系统过于庞大，系统的惰性和延迟性使得系统的控制质量无法得到保证。变风量系统能对各房间进行单独控制，以满足各个房间的舒适性要求，因此，将其应用于环境负荷不断发生变化的大多数楼宇效果尤为理想。

VAV空调系统的节能效果及其房间温度控制性能的优劣与空调系统的设计具有直接关系，若末端设计风量无法满足室内最大负荷要求，则在最大负荷工况下，VAV末端无论怎样调节也将无法达到舒适性要求。同时，自控系统的方案及其调试也直接影响着VAV系统的运行，VAV系统是暖通空调与自动控制紧密结合的产物，只有合理布置压力测点和温度测点并合理调整控制参数才能保证变风量系统良好运行。此外，还需要通过合理的自控系统解决VAV系统一系列特有的问题，确保充分发挥VAV系统的优势。

4 技术解决方案

4.1 系统总体方案设计

针对潜艇自身的特点，本方案的空调系统采用间接冷媒水式，采用大温差低温送风、变风量控制以及温、湿度独立控制的系统技术，该技术方案在满足舱室显热量需求的前提下可有效减少系统冷媒水量和送风量，降低系统冷媒水泵和空调风机的流量，从而节省空调系统中的输送能耗（风机及水泵动力能耗），以此达到降低能耗目的。系统方案设计原理如图1所示，系统设计特点如下：

1）将常规的冷媒水供/回水温度5/10℃（温差5℃）重新设计为大温差冷媒水供/回水温度3/13℃（温差10℃）。

2）将常规的12～18℃送风温度降低到8℃，实现大温差低温送风。

3）系统配置的冷水机组采用双涡旋全封闭压缩机配置，较单压缩机机组，其能耗调节能力增大，并且2台压缩机可互为备份，也提高了系统可靠性。

4）针对潜艇各舱室功能不一、热负荷有别、大气质量存在差异等特点，将各舱室设立为独立的空调区域，避免辅机舱、住舱等舱室的大气质量和热负荷相互影响，并根据舱室热负荷配置相应的分体式空调器，空调器的风机采用变频调速设计，以保证低送风温度不变，通过送风量的改变来满足舱室热负荷变化要求，通过管路系统静压变化调整风机风量和压力。

5）针对大温差低温送风系统送风温差大，以及流量减少导致的气流组织控制难、舒适性差等技术问题，系统采用变风量调节，末端设计为二次混合可调节式，将系统所输送的低温空调风与舱室风进行混合后排出，克服了送风下坠、射流冷风感等技术问题。

6）由于潜艇舱室为密闭环境，空调系统为封闭式循环系统，无新风补充，虽然依靠各舱配置独立的空气净化单元可以清除舱室有害气体或异味，但是局部循环会造成舱室大气质量不均，因此，根据潜艇的特点，在各舱配置的空调器进风端增设空气净化部分，实现舱室空气净化。

7）在各舱独立的空调区域设置独立的温、湿度监控系统独立进行监测。温度控制通过对管路调风阀的控制来进行调节，根据舱室相对湿度，控制独立的除湿装置来对舱室湿度进行微调，将居住舱室的湿度控制在50%以下，辅机舱的相对湿度控制在60%左右。

图1 系统方案设计原理图Fig.1 Elementary diagram of the proposed system

8）目前，船用复合材料的保温管均为不燃性A级材料（无毒），夹层为多孔泡沫材料，系统的散热损失≤2%，其不仅可以大幅减小大温差低温送风带来的散热损失，同时还可节省安装高度5～10 cm，可克服采用大温差低温送风带来的包敷材料厚度增加的影响。但由于连接方式较特殊，不适合应用直径＞500 mm、长度＞5 m的风管安装。

本方案中，空调风管采用复合材料保温管与薄铝合金板相结合的方案，对于直管道和布置在居住舱、集控区域的支管道，可采用矩形铝合金复合材料风管，铝合金复合材料采用夹层结构，内部为微孔结构，可起到很好的消声作用。在空间复杂、异型管道区域，仍采用薄铝合金板，外面包敷19～25 mm厚的福乐丝保温材料。

4.2 机组设计

空调冷媒水系统实现大温差后，将对制冷机组的换热系数、能耗、调节能力产生较大影响。随着冷媒水量减少，冷媒水的管内流速降低，从而可能使换热效果降低。为确保换热量，通常应加大机组蒸发器的传热面积。但是在实际设计中，大温差设计会增大对流换热两侧的传热温差，会使实际蒸发温度提高，有利于制冷循环，提高制冷效率。在某地铁2号线的空调系统中就采用了大温差冷水机组，大温差实际运行工况的制冷量较标准温差工况下的制冷量增加了约5%，因此，在不增加机组蒸发器换热面积的情况下，实现大温差工况是可行的。但为了实现这一目标，大温差空调冷水机组的能耗会增加6%～10%，需采取措施尽量减小能耗增加值。

目前，潜艇采用的半封闭活塞式或螺杆式冷水机组的冷媒水为淡水，其供/回水温度为5/10℃，温差5℃，制冷系数COP为3.0～3.5，制冷效率不高。同时，机组冷量调节普遍只具备3档或4档调节能力，若以目前的机组状态实现大温差，机组能耗会增加10%以上，同时换热面积也会随之增加。因此，实现大温差空调冷水机组不仅需要提高制冷效率，重新调整常规冷水机组冷媒水的温差范围，尽量减小能耗增值和换热面积，还需提高冷水机组的调节能力，以适应大温差空调系统的使用需求。

该方案配置了中央集中空调冷水机组，机组的冷媒水供/回水温度为3.3/13℃，温差10℃。为提高制冷效率和供、回水的温差范围，可采取以下两种措施：

1）采用由水与其他冷媒介质组成的混合工质，如乙二醇等冷媒介质，以增加机组的制冷效率。

2）机组采用涡旋全封闭压缩机配置，这样，制冷系数COP可达4.2以上，在相同制冷量条件下，可降低机组能耗25%，甚至更多。

本方案机组采用大、小机组配置，分别占据总能量的40%和60%。大、小机组均采用双涡旋压缩机配置，并分别配备独立的冷凝器和蒸发器，以根据冷媒水的温度和系统调节变化实现两机组的压缩机各自自动启停控制，可根据舱室热负荷的变化灵活地在0%，20%，30%，40%，50%，60%，70%，80%，100%范围内调节，实现了常用工况30%～80%的多档精确调节。在系统低热负荷状态或能耗紧张的条件下，可通过档位调节来保证舱室温度满足最高限值。

4.3 空调器及末端设计

大温差空调系统的送风系统对空调器的换热系数和能耗会产生较大影响。系统送风量减少，空调器的换热系数减小，就有可能需要通过增加换热面积来保证换热量。因此，需要通过其他手段方式来提高换热量以抵消换热系数减少带来的影响。目前，常规的送风温度为12～18℃，实现大温差低温送风后，送风温度降低到8℃。保持该温度值不变，系统送风量将减少40%以上，而且需要根据舱室热负荷的变化调节风量。这样一来，就对空调风机送风量和调节能力提出了较高要求。此外，采用低温送风后，还需要克服冷风吹拂人体会产生不适等技术问题。

本方案采用低温送风空调系统与变风量系统并用的方式，通过技术措施克服因流量和换热系数减小带来的影响，克服低温送风末端送风不舒适的技术难点，同时发挥更大的节能效果。主要技术措施如下：

1）合理配置低温冷媒水，增加表冷器换热时冷水与空气间的对数温差。虽然大温差形成的低流量会降低空调表冷器的换热系数，但是更低的冷媒水温度会增加表冷器换热时冷水与空气间的对数温差，从而使表冷器的换热量增加。通过合理配置低温冷媒水，增加的换热量能够大于由于流量减少导致的换热量减少，从而避免换热面积增加。

2）通过增加盘管内冷媒水扰动来增加换热量。大温差使冷媒水流量减少会造成流体在管内的扰动减少，使管内流动由紊流转为层流，此时，在管内设置金属波纹扰流器可增加扰动，提高换热效率。同时，采用优质内螺纹盘管可增加换热面积，提高换热系数。

3）针对潜艇单风道式特点，空调系统变风量调节采用分体式空调器风机变频调节与诱导型末端变风量调节相结合的方式。各舱室根据温度变化或需求调节末端变风量，调节风口的风量阀门大小，使低温冷风量加大或减小。低温冷风与舱室风混合后，通过控制风口的调速风机来控制房间送风量，从而有效避免吹拂的冷风感和小风量引起的送风下坠。末端风口风量的变化会引起主送风管道静压的变化，从而调整空调风机转速，实现风量变化。

采用该技术方案可提高系统集成控制，缩小设备体积，实现舱室各空调出风口风量可调，同时还可大幅降低空调风机的风量和风压，从而降低能耗和噪声。

在末端风口与支管末端连接处设调节阀，根据房间负荷的变化来控制调节阀的开启度，诱导器内的三档调速风机将支管内的冷风与舱内空气混合后再向舱内送风。通过该装置，可对住舱、房间温度进行二次调节，改善人员居住环境，提高舒适性。同时，设置控制面板并布置于舱壁，以方便人员随时根据人体感受情况调节温度。诱导型末端变风量调节装置结构如图2所示。

图2 诱导型末端变风量调节装置的结构Fig.2 Structure of derivational and variable air end-equipment

4.4 舱室辅助独立除湿设计

潜艇密闭环境下的湿度较大。实际测试表明，空调间歇性开启条件，冷凝水一天可达到80 L以上。而且，潜艇的各种使用工况，如上浮换气、厨房备餐、洗澡等都会导致热、湿负荷变化明显。同时，潜艇住舱因人员密集，4人间、8人间的潜热负荷控制难度大，湿度约为70%。长期处于较高湿度环境下，舒适性较差，并将影响艇员健康。针对目前潜艇潜热负荷控制现状和住舱特点，采用温、湿度独立控制技术，设置舱室辅助独立除湿装置，设定循环风量100～300 m3/h，能耗约150 W，通过湿度控制器自动调节房间湿度变化，使房间湿度保持在约50%。同时，当潜艇需要节省能耗时，在关闭空调系统后，也可通过开启独立除湿装置使舱室保持低湿度而获得较好的舒适性。

5 系统效果分析

5.1 节能效果

目前，在潜艇间接式空调系统中，冷媒水系统和送风系统约占空调系统总能耗的35%～40%，其中，冷媒水的输送能耗约占总能耗的15%，送风系统的输送能耗约占总能耗的23%。为便于比较效果，本方案以制冷量100 kW的系统为例进行分析。按照常规设计，100 kW制冷量活塞式半封闭冷水机组电机功率约为30 kW；冷媒水进、回水温度分别为7℃和12℃；冷媒水量18 t/h，冷媒水泵功率4 kW；系统配套空调器4台，每台的制冷量均为25 kW；循环风量3000 m3/h，全压800 Pa，空调风机功率2.2 kW；全船空调系统功率42.8 kW。

1）冷媒水系统能耗分析

采用大温差冷媒水系统后，进、回水温差Δt较常规空调系统增加了一倍。按下式进行计算［9］：

式中，qnv为舱室送风（水）量，m3/h；Ca为空气（水）质量热容，J/（kg·K）；ρa为空气（水）密度，kg/m3；ΔT′为送风（水）温差，℃；q′为换热量，W。

经过计算，可使理论输送水量减少50%，冷媒水量降低至9 t/h。此时，水量降低后水管路的阻力损失也相应降低，从而使扬程降低约30%。按照功率为流量与扬程的乘积关系计算，能耗降低到了原来的35%，达1.4 kW。

2）空调风系统能耗分析

将常规的12～18℃送风温度降低到8℃，通过式（1）进行理论分析计算，可使空调风量降低约42%，循环风量减小至1740 m3/h。随着循环风量的减小，风管路系统沿程阻力降低，风机全压降低约30%，约为600 Pa。按照功率为流量与扬程乘积的关系计算，能耗降低到了原来的40%，单台风机理论能耗达到0.88 kW。

3）机组能耗分析

双涡旋全封闭压缩机较活塞式半封闭压缩机效率高，介质温度调节范围大，能耗更低。在相同制冷量条件下，能耗仅为活塞式半封闭压缩机的75%左右。常规100 kW活塞式半封闭冷水机组的能量调节范围为0%，50%，75%和100%，对应的能耗为0，21，27，30 kW。采用双机组双涡旋全封闭冷水机组的能量调节范围为0%，20%，30%，40%，50%，60%，70%，80%，100%，对应的能耗为0，5，7，10，12，14，17，19，24 kW。

4）独立除湿装置能耗分析

独立除湿装置采用成熟的转轮除湿技术，主要布置在居住舱内。根据单个居住舱净容积6～9 m3、居住人数2～6人的设置，结合温、湿度的变化特点，除湿风量可选50 m3/h，功率约500 W，采用湿度智能自动控制，根据居住舱相对湿度的波动变化进行启、停控制。目前，国内外潜艇居住舱室的配置数量一般为6～10间，本方案配置除湿装置8台，因此，系统总能耗为4 kW。

除湿装置一般在空调系统能量卸载和停机等情况下，舱室相对湿度大于60%时开启，低于40%时停机，为间歇性启动。按照潜艇空调系统全天开启间歇性运行特点，除湿装置全天开启的时间可按0.2取值，因此，总能耗为0.8 kW。

5）系统总能耗

采用大温差空调系统后，系统额定总能耗为29.7 kW，较常规定风量设计降低了约30%。不同设计方案的系统不同运行工况能耗比较如表1所示。

表1 各类型设计方案能耗对比表Tab.1 Power consumption of different projects

5.2 降噪效果

对空调风机的噪声效果以公式Lw=Lwc+10 lg(qvp2)-19.8 进行计算［10］。由计算可知，定风量系统风机额定工况下的噪声为83 dB，而大温差变风量系统风机额定工况下的噪声为78 dB，降低了5 dB，降噪效果明显。

5.3 总体布置效果

大温差变风量系统可减少42%的送风量，风机外形尺寸减少了约20%～30%，风管尺寸减少30%以上，冷媒水泵流量减少50%，外形尺寸可减少约30%。此外，由于管路系统管径减小，系统整体重量明显减少，对总体布置和排水量控制将更有利。

6 结 论

本文针对潜艇各舱室功能不一、热负荷有别、空调系统能耗高、调节能力弱等特点，采用大温差低温送风、变风量控制与温、湿度独立控制等相结合的方式，利用双涡旋全封闭压缩机、诱导型末端变风量调节装置和变风量等技术，克服了大温差低温送风系统存在的送风下坠、射流冷风感等问题，形成了合理可行的低能耗舒适型潜艇空调系统方案，实现了舱室温、湿度监测、系统自动变量调节及舱室温、湿度独立控制。通过与常规定风量系统比较发现，该方案可使额定能耗降低30%，使空调风机噪声降低5 dB，并使设备外形尺寸减少约20%～30%，管系尺寸减少30%以上，系统整体重量明显降低，将对潜艇噪声控制、总体布置和排水量控制更有利。

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