实现空调新风均质化 提高温度控制稳定性

王志文

摘 要：中央空调新风口大多根据机组的布置而安装在通道内。一方面：空调机组依靠自己产生的负压从通道内吸入室外新风，吸入新风量不能调节和控制；另一方面：通道跨度长且由于建筑原因一端封闭，只有一侧开有百叶窗，新风进入通道后自循环效果较差，通道南北新风温度相差10℃，处于通道内侧的空调机组吸入的新风起不到温湿度调节作用，造成在过渡季节控制区域两侧的平均温度相差3℃，温湿度控制十分困难，延长了制冷机组的运行时间。文章对如何实现空调新风的均质化等进行探讨和分析。

关键词：新风温度；风压；补偿

1 温湿度控制机组现状、缺陷及原因分析

1.1 温湿度控制机组现状、缺陷

蚌埠卷烟厂1#～4#空调机组的补偿新风是由南北通道跨度较长（85m）的新风管囊引入，新风管囊只有北侧开有百叶窗，在实际运行过程检测发现：北侧新风口的空调机组与管囊内侧的机组新风温度近7℃温差（如图1）。

图1 K1、K4机组（新风管囊南侧机组）新风温度对比

实际运行中在夏季及过渡季节车间南北两侧平均温度相差3℃，见图2。

图2 K1、K4机组空调温度对比

通过对现场的温度抽查结果显示：探测点温度最大极差为6℃，不能满足车间环境温湿度要求，影响产品质量的稳定性；并且由于补偿新风温度较实际室外温度高，增加了制冷机能耗，不利于节约能源。

1.2 温湿度控制机组缺陷的原因分析

1#～3#空调机组的设计送风量为100000m3/h，4#空调机组设计送风量为120000m3/h，总设计新风量为75000m3/h。新风夹道现有的新风百叶面积为17.71m2，当地夏季室外平均风速为2.5m/s，新风百叶净面积系数为0.7，考虑新风百叶局部阻力的影响取系数0.8，则通过新风百叶的风量平均为17.71×2.5×0.7×0.8×3600=89260m3/h，应该可以满足空调机组的需求，但由于新风管囊过长且末端密闭，空气对流效果不良，先端进入新风的温度符合使用要求，空调机组仅仅依靠自身负压自吸从通道内引入室外新风，吸入新风量不可调节和控制，新风通过管囊之后温度逐步升高，且补充量不足，待进入南（内）侧空调时，温度升高后的新风已经起不到温湿度控制的作用，造成位于管囊南北两侧机组控制的区域温度出现偏差。因此原新风补偿系统缺陷是造成新风温度存在差异及卷包车间温湿度偏差大的主要原因。

2 新风辅组送风系统的方案选型、优化设计、实施及验证

2.1 新风辅组送风系统方案选型

通过对温湿度控制机组缺陷的原因分析得出原新风系统缺陷是造成补偿新风温差及车间温湿度偏差大的主要原因，为此进行了补偿新风系统优化的方案选型（如表1）

通过对两种方案优缺点的对比可以看出，方案二可以使得送往机组的新风温度能够得到保证，同时对存在的问题可以通过合理的设计、增设降噪和减震的技术手段得到优化解决，且增设降噪和减震的投入不高，故确定为最终选择。

2.2 新风辅组送风系统优化方案的设计

2.2.1 新风辅助送风系统风量

考虑到1#空调机组距新风百叶较近，实测数据也符合技术标准要求，为了避免不必要的投资，对1#机组送风仍采用自然吸风；对2#～4#空调机组进行辅助送风。2#、3#空调机组总风量各为100000m3/h，4#空调机组总风量为120000m3/h，三台总风量320000m3/h；新风量为总风量的20%～30%，即64000m3/h～96000m3/h，由于受场地限制，并考虑到节约投资成本，项目采取新风总风量的下限设计即为64000m3/h。

2.2.2 压损的计算

绘制送风系统轴测图，并对各管段编号，标注长度及风量。

送风系统轴测图

2.2.3选定管段1-2-3-4-5为最不利环路，逐段计算摩擦阻力和局部阻力。

（1）管段1-2

风量64000m3/h，各段长L=48.2m，摩擦阻力部分：因场地限制，风管尺寸不能太大，初选风速为16m/s，风量为64000m3/h，，算得风道断面积为：F′=64000÷（3600×16）=1.111m2。将F′规格化为1400×800mm后F=1.12m2

这时64000÷（3600×X）=1.12m2得实际流速为X=15.87m/s；流速当量直径为DV=（2×1.4×0.8）÷（1.4+0.8）=1.018m；根据流速15.87m/s；流速当量直径1018mm，查通用管道单位长度摩擦阻力线介图，得到单位长度摩擦阻力Rm=2.0Pa/m。

管段1-2的摩擦阻力△Pm1-2=LRm=48.2×2.0=96.4 Pa

局部阻力：a：查单个消声器阻力为50Pa，2个消声器阻力为100 Pa

b：查局部阻力系数表：弯头阻力系数ξ=0.55则

局部阻力Z弯1-2=0.55×1.2（空气系数）×15.872÷2=83 Pa

c： 风机箱突缩节局部阻力系数ξ=0.55

风速V=64000÷（3600×12.4×1.2）=6.17m/s

则：Z突缩节=0.5×（1.2×6.172÷2）=11.4 Pa

（2）管段2-3

通过风阀调节，2#空调新风量20000m3/h，2-3段总风量为64000m3/h-20000m3/h=44000m3/h，

则风速为V=44000÷（3600×1.12）=10.9m/s，

流速当量直径为1.018m。查通用管道单位长度摩擦阻力线介图，得到单位长度摩擦阻力Rm=1.1Pa/m，2-3段长度为18m，则△Pm2-3=LRm=18×1.1=19.8 Pa

（3）管段3-4

通过风阀调节，3#空调新风量20000m3/h，3-4段总风量为44000m3/h-20000m3/h=24000m3/h，则风速为V=24000÷（3600×1.12）=5.95m/s，流速当量直径为1.018m。查通用管道单位长度摩擦阻力线介图，得到单位长度摩擦阻力Rm=0.3Pa/m，3-4段长度为10m，则△Pm3-4=LRm=10×0.3=3Pa

局部阻力：查矩形弯头阻力系数ξ=1.7则Z3-4=1.7×1.2（空气系数）×5.952÷2=36 Pa

（4）管段4-5

总风量为24000m3/h，则风速为V=24000÷（3600×0.8）=8.33m/s，查通用管道单位长度摩擦阻力线介图，得到单位长度摩擦阻力Rm=0.8Pa/m，4-5段长度为1.2m，则△Pm4-5=LRm=1.2×0.8=1Pa。弯头：查矩形弯头阻力系数ξ=1.7

Z弯头=1.7×1.2（空气系数）×8.332÷2=70.8 Pa

单节送风弯头

经过计算：

1-2段阻力：96.4+100+83+11.4=290.8 Pa

2-3段阻力：19.8 Pa

3-4段阻力：3+36=39 Pa

4-5段阻力：1+70.8=71.8 Pa

最不利环路阻力为：290.8+19.8+39+71.8=421.4 Pa；

出口动压=（ρ×v2）÷2=（1.2×8.332）÷2=41.6 Pa

全压=421.4+41.6=463Pa

2.2.4风机参数的确定

通过风量及压损的计算，确定离心式风机相关参数为：风量66000m3/h、600Pa

2.2.5 控制系统选择设计

考虑到为了不影响机组的现有阻力平衡，送风送到各机组新风入口附近，每个送风支管设风量调节阀。新风辅助送风机采用低噪声柜式离心风机箱（风量66000m3/h，全压600Pa，转速600rpm，功率22kW），落地式安装，下设橡胶减震器；为了尽可能的减少启动冲击电流，控制系统采用星-三角启动的方式。

送风机箱控制原理

3 新风辅助送风系统实施及验证

3.1 测绘出系统风管、消音节、风机箱的图纸并逐个加工，安装。

3.2 安装调试（如图3、4、5）

图3 三新风口机组 图4 管囊内送风管道

3.3 优化后新风辅组送风系统效果验证

3.3.1现场测试情况

完成安装调试后，进行了现场连续运行测试，测试显示：靠近新风百叶窗的K1空调新风温度平均在17℃，而安装在管囊里侧的K4空调新风温度在未采用新设计的新风补偿系统时，基本保持在近30℃；在10：00至17：00启用新风补偿系统后，K4空调的新风温度呈下降趋势，基本保持在20℃运行，降温幅度达到近10℃，此时的新风温度起到了温湿度调节的作用（如图6、图7）。

图6 K1空调实测新风温度 图7 K4空调实测新风温度

3.3.2 投入使用情况

在新设备投入使用过程中，由于新增的新风辅助送风系统前期始终在运行，管囊内侧的温度下降到理想的区间，可以看出，两部空调的新风温度基本保持在20℃，温差在2℃以内，取得了良好的效果（如图8、9）。

图8 K1空调实测新风温度 图9 K4空调实测新风温度

3.3.3 温湿度控制情况

由于空调补偿新风温差的大幅度减低，车间空调温湿度稳定性得到提高，最大平均温差为小于1℃（如图10、11），温度抽查显示探测点温度最大极差为2.8℃，满足了工艺标准的要求。

图10 K1空调平均温度 图11 K4空调平均温度

4 取得的效果、项目意义及推广价值

4.1 项目的意义

通过对原有的新风供给方式优化改进，设计实施的“新风补偿及气流控制系统”运行效果显著，取得了很好的效果，有以下几个创新点：（1）4台机组新风温度基本保持在2℃以内，且送往各机组的新风量实现人为调节和干预，过渡季节此系统的运行，可以满足环境温湿度的控制要求。（2）车间南北平均温度差值降为0.8～1℃，实现了南北两侧新风温度和新风量的精确控制，实现了进入各机组新风的均质化，消除了卷接包车间南北温差，提高了车间温湿度的控制精度，保证了产品质量的统一性、稳定性。（3）机组新风补充量的增加，提高了作业环境的空气置换效率，进一步改善了生产环境的空气品质。（4）缩短了制冷机组的运行时间，年节电40余万元。

4.2 推广价值

通过项目的成功实施，保证了车间温湿度合格率，保证了产品质量的稳定性；同时通过项目的方案选择、理论计算、设计安装，提高了技术人员的理论水平、实践能力和创新的信心。

5 经济效益测算

制冷机组通常要运行至11月上旬，通过此项技术措施，制冷机组只要运行到10月中旬即可进入间歇运行，提高了设备使用寿命。按照机组停运20天计算：2台制冷机组共计574KW×2=1148kw，20天节约运行费用=（1148kwh-22kw）×24小时×20天×0.75元/kwh=405360元，节能效果显著。

参考文献

[1]李庆宜.通风机[M].西安：西安交通大学出版社，2005.

[2]乐志成.通风机[M].北京：机械工业出版社，1994.

[3]GB50019-2003采暖通风及空气调节设计规范[S].

[4]电子工业部第十研究所.空气调节设计手册[M].北京：中国工业出版社，1996.