净化空调中送风温差的确定

谢雨东 浙江省天正设计工程有限公司 杭州 310012

近年来，医药行业发展迅猛，对整个产业带来了空前的机遇和挑战，设计作为中上游产业，更是如此。净化空调是医药项目设计中非常重要的一部分，会直接影响产品的优劣成败，在项目设计中也越来越受到重视。

送风温差作为净化空调计算中最关键的参数之一，亦是净化空调系统方式选择的重要依据，在净化空调设计过程中起着举足轻重的作用。本文通过系统分析，深入探讨各种情况下的送风温差，以提高设计过程的准确性、便捷性，并可作为项目设计及校审的一个参考数据。需要特别注意的是，因设定参数及条件的不同，送风温差会存在一定的误差，本文的结论只可作为参考，实际项目设计中以焓湿图计算为准。

1 计算参数的确定

为方便计算分析，对洁净室的初始数据做以下规定 (国内长江下游地区)。

1.1 洁净室类型

洁净度A级 (2级):单向流，风速0.35m/s，温度为20～24℃，相对湿度为45～60%。

洁净度B级 (3级):非单向流，换气次数为60次/时，温度为 20～24℃，相对湿度为 45～60%。

洁净度C级 (4级):非单向流，换气次数为25次/时，温度为 20～24℃，相对湿度为 45～65%。

洁净度D级 (5级):非单向流，换气次数为20次/时，温度为 18～26℃，相对湿度为 45～65%。

以上温湿度夏季时取上限值，冬季时取下限值。

1.2 洁净室相关参数

大气压:105Pa;室外状态点W;室内状态点N;混合状态点C;露点L(95%);送风状态点O;单位人员散热量q1(81/93 W)［4］;单位人员散湿量w1(184/150 g/h)［4］;人员密度i(0.05人/m2)

夏季室外状态点W:干球温度35℃，湿球温度27.5℃;室内状态点N:干球温度24℃，相对湿度60%。

冬季室外状态点W:干球温度－2℃，湿球温度－3℃;室内状态点N:干球温度20℃，相对湿度45%。

房间参数:面积 S(m2)，吊顶高度 H(2.6m)，换气次数n(次/时)，围护结构夏季单位负荷 (含照明负荷)q夏季(60W/m2)，围护结构冬季单位负荷q冬季(35W/m2)，人员P(P=S·i)，设备散热量 Q设备散热(W)，设备散湿量W设备散湿(g/h)，送风量 Q送风量(m3/h)，显热负荷量Q显热(W)，潜热负荷量W总散湿(g/h)。

2 送风温差的确定

热湿比:

送风焓差:

式中，q为围护结构单位面积负荷，W/m2。

在净化空调计算中，一般只能通过焓湿图来确认热湿比、焓差及温差。为便于计算及分析，可通过焓湿图整理出热湿比ε、焓差Δh与温差Δt夏季、冬季的关系数据，见表1、表2。

表1 夏季工况下 (24℃ 60%)的Δt、Δh、ε间的关系

表2 冬季工况下 (20℃ 45%)的Δt、Δh、ε间的关系

以下通过各类型情况对送风温差进行分析。

(1)室内无人员、无设备散热散湿、无局部排风、热湿比为+∞或－∞，见图1。

图1 室内无人员、无设备散热散湿状态下的一次回风焓湿图

D级区夏季送风焓差:

热湿比为+∞，由表1查出，送风温差Δt=0.97Δh，则 Δt为 3.36℃。

D级区冬季送风焓差:

热湿比为－∞，由表2查出，送风温差Δt=0.98Δh，则 Δt为 －1.98℃。

同理可以算出C级区、B+A级区。

C级区夏季送风焓差Δh为2.77kJ/kg，送风温差Δt为2.69℃。

C级区冬季送风焓差Δh为－1.62kJ/kg，送风温差Δt为－1.58℃。

B+A级区夏季送风焓差Δh为1.15kJ/kg，送风温差Δt为1.12℃。

B+A级区冬季送风焓差Δh为－0.67kJ/kg，送风温差Δt为－0.66℃。

一般B级区为A级区服务。A级区通常采用FFU或独立空调系统，采用FFU时，FFU的散热量为B级区系统承担 (为了便于分析，本文不考虑此种情况，即忽略A级区对B级区的影响);采用独立空调系统时，A级区自己承担负荷。

以上结论都是基于初始数据 (国内长江下游地区)下的结论，在一般情况下 (无人员、无设备散热散湿的洁净室)，可以根据以下公式来计算净化空调的送风温差。

(2)室内仅有人员散热散湿，见图2

图2 室内仅有人员散热散湿状态下的一次回风焓湿图

夏季热湿比:

由表1查出，Δt=0.87Δh。

冬季热湿比:

由表2查出，Δt=1.1Δh。

D级区夏季送风焓差:

则送风温差Δt为3.34℃。

D级区冬季送风焓差:

则送风温差Δt为－1.79℃。

同理可以算出C级区、B+A级区。

C级区夏季送风焓差Δh为3.07kJ/kg，送风温差Δt为2.67℃。

C级区冬季送风焓差Δh为－1.31kJ/kg，送风温差Δt为－1.44℃。

B+A级区夏季送风焓差Δh为1.28kJ/kg，送风温差Δt为1.12℃。

B+A级区冬季送风焓差Δh为－0.54kJ/kg，送风温差Δt为－0.60℃。

根据以上结果可看出，国内长江下游地区一般洁净室 (无设备散热散湿且层高为2.6m)室内有无人员对送风温差影响甚微，因此可以忽视人员的影响;一次回风与二次回风的区别，仅是二次回风可以省去夏季系统的回热量，而对整个系统的送风温差无任何影响;新风量的大小仅对系统制冷量及制热量的影响，对送风温差也无影响;房间的换气次数不变，房间的送风温差也应该为一定值。

根据以上结论，汇总结果见表3。

表3的数据都是基于初始数据 (国内长江下游地区无设备散热散湿且层高为2.6m的洁净室)下的结论。在一般情况下 (无设备散热散湿的洁净室)，可以根据以下公式估算净化空调的送风温差。a的取值见表1、表2。

表3 国内长江下游地区一般洁净室 (无设备散热散湿且层高为2.6m)的送风温差

(3)室内有设备散热散湿，见图3。

此类情况比较复杂，房间的散热散湿不仅直接影响该房间的送风温差，而且还影响该房间的制冷制热方式、新风比及换气次数。需要特别注意的是本文只是针对单个房间，通常情况下，一个系统存在多种类型房间，各房间会相互影响、相互制约，这样就只能通过实际情况对系统和房间综合分析，因此本文分析的结果只能作为房间的初步分析。

一般情况下，热湿比、Δt及Δh的数值关系可以按表1及表2取值。夏季时净化空调只会存在制冷状态，且一次或二次回风以及新风比对送风温差均无影响，根据图2、图3，可以得到夏季工况下设备散热量不同形式下与系统形式、Δt、Δh、n间的关系结果见表4。

图3 室内有设备散热散湿状态下的一次回风焓湿图

表4 夏季工况下设备散热量Q设备散热量大小与系统形式、Δt、Δh、n间的关系

表4中，2、3状态下都采用最大温差送风，即送风温差为最大温差 (Δt=ΔtMAX);1状态下的送风温差:

式中a的取值见表1。

冬季时的情况比夏季复杂，主要原因:①散热量大到一定程度时，系统需由制热状态转成制冷状态，此时需增加新风比甚至于采用冷冻水来制冷;②当房间设备散热量与房间热负荷相差不大时，此时房间的热湿比比较小，焓差变化率与温差变化率相差较大;③ 散热量较大时，新风比的大小对制冷制热方式、回风方式、送风温差等都有一定的影响。

鉴于以上原因，在此只分析Q散热量≤Q热负荷时的情况，因为当Q散热量＞Q热负荷，送风温差为正值，即tN＞tO，新风比、散热量、散湿量、空调系统等等都是相互制约、相互影响、相互联系的，此时必须考虑各种制约因素后再绘制焓湿图来计算送风温差。

根据图3同样可以得到冬季工况下设备散热量不同形式下与系统形式、Δt、Δh、n间的关系数据见表5。

表5 冬季工况下设备散热量Q设备散热量大小与系统形式、Δt、Δh、n间的关系

表5中，1状态下的送风温差:

式中a的取值见表2。

当房间散湿量较大时，热湿比的绝对值较小。此时焓差变化率与温差变化率相差较大，即a值的变化率较大，表1及表2仅可作为初步计算的依据，精确计算时最好还是通过焓湿图来确定送风温差。

3 结语

以上结论都有一定的局限性及误差，特别是第三种类型。笔者认为在第一及第二种类型下，可以采用表3来确定送风温差，而第三种类型，表4及表5的结论需在优先考虑各类系统限制条件后，再通过公式结合表1、表2来计算。

在实际项目中，一般一套净化空调内有多种类型的房间，此时一般采用一套净化空调系统多种送风方式的设计理念。因为采用的是一套系统，各类型房间之间必然会存在一定的制约，此时就必须优先考虑这些制约条件，再进行后面的工作。同时，还需考虑系统排风、风机热、风管耗损等对送风温差的影响，只有这样综合考虑各种因素后，才能得到比较精确的送风温差。

洁净室无论在何种情况下都可以采用焓湿图来精确计算送风温差，但对于很多个洁净室的系统而言工作量是相当巨大的，本文可以在一般洁净室直接初定送风温差，从而减少工作量。

1 GB 50457－2008，医药工业洁净厂房设计规范 ［S］.北京:中国计划出版社，2009.

2 GB 50073－2013，洁净厂房设计规范［S］.北京:中国计划出版社，2013.

3 陆耀庆.实用供热空调设计手册 (第2版)［M］.北京:中国建筑工业出版社，2009:955，2062－2113.

4 陆耀庆.实用供热空调设计手册 (第2版)［M］.北京:中国建筑工业出版社，2009:1548.