干工况风机盘管在酒店项目中适用性探讨

申剑 孙世川 邹立成

中国航空规划设计研究总院有限公司

0 引言

温湿度独立控制系统因其较高的节能性而被广泛采用，酒店建筑是常见的建筑类型，也适合采用此系统。同时因酒店标准的建筑布局，使干工况风机盘管作为空调末端更加适宜。但笔者在某酒店设计时遇到了一些问题，引发笔者对此类项目的一些思考，并提出一些解决方案，供设计师探讨。

1 干工况风机盘管在酒店类项目中的应用分析

现以一个标准间为例，进行系统分析，标准间布置如图1：

图1 标准间布置图

本酒店体形系数≤0.4，标准间一面外墙，三面内墙，外墙朝南，室内计算参数参考《旅馆建筑设计规范》（JGJ62）中三级标准，夏季室内温度取26 ℃，相对湿度取55%，围护结构以满足《公共建筑节能设计标准》（GB50189）为准，具体参数如下：

北京：外墙K=0.48 W/(m2·K)；外窗K=2.46 W/(m2·K)（SHGC=0.48）；屋面K=0.45 W/(m2·K)；内墙K=2.33 W/(m2·K)；楼板K=0.65 W/(m2·K)；内门K=3.35 W/(m2·K)。

上海：外墙K=0.60 W/(m2·K)；外窗K=2.56 W/(m2·K)（SHGC=0.40）；屋面K=0.40 W/(m2·K)；内墙K=2.33 W/(m2·K)；楼板K=0.65 W/(m2·K)；内门K=3.35 W/(m2·K)。

室外气象参数以北京、上海为例，室内人员数量按2 人计算，新风量取30 m3/(h·人)。因考虑酒店的特殊性，有客房空置的现象，存在户间传热的情况，故分别计算了包括户间传热和不包括两种情况的负荷，户间传热按式（1）计算：

式中：txp为夏季空调室外计算日平均温度，℃，北京为29.6 ℃，上海为30.8 ℃；⊿tls为临室温升，因本文针对的是客房，临室散热量小，故取0 ℃；tn为室内计算温度，℃。

根据以上条件，通过鸿业软件计算结果见表1：

表1 室内冷负荷

采用干盘管的空气处理过程如下（新风、回风均单独处理后混合送入房间，见图2）：

图2 干盘管空气处理过程

根据图2，负荷计算如下：

式中：Q全为全部负荷，W；QF为风机盘管承担的负荷（室内部分显热负荷），W；QXJ为新风机组承担的负荷，W；GF为风机盘管机组风量，kg/h；hn为室内状态点焓值，kJ/kg；hf为干盘管送风状态点焓值，kJ/kg；Qx为新风负荷，W；Gx×(hn-hL1)/3.6 为新风承担的室内负荷，包括室内部分显热负荷和室内潜热负荷，W；Gx为新风量，kg/h；hL1为新风送风状态点焓值，kJ/kg。

当由新风负担室内全部湿负荷时，根据式（1）～（4）可以得出新风承担的负荷及室内干盘管需要负担的负荷，见表2：

表2 新风与干盘管承担负荷统计

根据《干式风机盘管机组》（JB/T11524-2013）中提供的干式盘管供冷量见表3：

表3 干式盘管标准工况供冷量

供冷工况：室内干球温度为26 ℃，湿球温度18.7 ℃，供水温度16 ℃，水温差5 ℃。

根据以上数据可以看出，末端采用干工况风机盘管时，当不考虑户间传热时，室内风机盘管应选择FP-68、FP-85 型，当考虑户间传热时，室内风机盘管应选择FP-136 型。但根据图1 可以看出，风机盘管安装空间仅有1700 mm，FP-136 型安装不下，最大可安装型号为FP-102 型，如按不考虑户间传热进行设计，不存在任何问题，但如需要考虑，就存在安装空间不足的情况。

2 解决方案

针对上述问题，有以下几个解决方案可供选择：

1）减少室内显热负荷

采取加强围护结构保温性能，减少室内显热负荷，使FP-102 型干盘管能满足使用的要求，具体数值则见表4：

表4 需要减少室内显热负荷的量

根据表4 可以看出，北京地区需要减少室内显热负荷约为3.8%，上海地区需要减少室内显热负荷约为8.0%。以仅加强内墙保温、减小其传热系数为例，北京地区内墙K≤2.0 W/(m2·K)，上海地区内墙K≤1.8 W/(m2·K)可满足设计要求。

此方案涉及土建专业内容，可能会带来其它问题，如不考虑改变围护结构的方案，则只能采取其他措施。

2）利用新风承担更多的室内显热负荷

根据式（1）～（4）可以看出，室内的显热负荷是由干盘管和新风机组共同承担的，当干盘管提供的冷量不足时，多余的室内显热负荷可由新风系统来承担，根据式（1）～（4），要提高此部分供冷量，可以通过降低新风的送风状态点焓值hL1或加大新风量Gx两种方法实现。

为了便于计算分析，新风系统冷媒按常规7～12 ℃冷水考虑。

如采取增加新风量Gx的方法，且要求保持室内设计工况点不变，那么送风状态点焓值hL1需要增大，以保证新风除湿量不变，经计算，北京地区新风量取50 m3/(h·人)时，新风负担的室内显热负荷约为375 W，顶层风机盘管需要承担的负荷约为1986 W，FP-102 型干盘管满足使用要求。上海地区新风量需要增加到约65 m3/(h·人)，此时新风负担的室内显热负荷约为467 W，风机盘管需要承担的负荷约为2017 W，FP-102 型干盘管满足使用要求。但因为增加了新风量，同时导致新风负荷增加，具体数值见表5：

表5 增加新风量带来总负荷的增量

根据表5 可以看出，此方案会大大增加系统总负荷，会造成比较严重的能源浪费。

如在保证室内温度的情况下，允许湿度适当变化，可采取尽量降低新风送风温度、同时加大新风量的方法，考虑盘管结垢、水管路温升等情况，选取新风机组露点温度为12 ℃，经计算，北京地区新风量需要增加到约35 m3/(h·人)时，新风负担的室内显热负荷约为337 W，顶层风机盘管需要承担的负荷约为2024 W，FP-102 型干盘管满足使用要求。上海地区新风量需要增加到约50 m3/(h·人)时，新风负担的室内显热负荷约为484 W，顶层风机盘管需要承担的负荷约为2000 W，FP-102 型干盘管满足使用要求，具体数值见表6：

表6 在降低新风送风温度前提下增加新风量带来总负荷的增量

根据表6 可以看出，此方案会较大增加系统总负荷，造成一定的能源浪费，且导致室内湿度降低。

3）加大干工况盘管换热器，提高其供冷能力

因仅计算干工况，且风机盘管为逆流换热方式，故可根据平均温度差法计算换热面积：

式中：A 为换热面积，m2；Q 为换热量，W；μ 为传热系数，W/(m2·℃)；ΔT 为平均温差，℃；Tc1为进水温度，℃；Tc2为出水温度，℃；Th1为进风温度，℃；Th2为出风温度，℃。

因无风机盘管设备表冷器的相关参数，盘管的传热系数无法确定，所以计算仅用于对比非标工况下与标准干工况下表冷器换热面积的比例关系。

FP-102 型风机盘管风量L=1020 m3/h，空气密度取ρ=1.15 kg/m3，空气比热容C=1.01 kJ/(kg·K)，根据《干式风机盘管机组》（JB/T11524-2013）的标定工况为室内干球温度26 ℃，湿球温度18.7 ℃，供水温度16 ℃，水温差5 ℃，制冷量2040 W，计算得出送风温度为19.82 ℃。文中北京地区风机盘管需要处理的负荷为2120 W，因室内露点温度为16.3 ℃，故供水温度取16.5 ℃，水温差取5 ℃，计算得出送风温度为19.58 ℃。文中上海地区风机盘管需要处理的负荷为2217 W，因室内露点温度为16.3 ℃，故供水温度取16.5 ℃，水温差取5 ℃，计算得出送风温度为19.28 ℃。根据以上参数及式（5）～（6），得出北京地区风机盘管换热面积约为标准工况下盘管换热面积的1.22倍，上海地区风机盘管换热面积约为标准工况下盘管换热面积的1.34 倍。

4）降低高温冷水供水温度，提高盘管供冷量

根据计算式（5）和（6），并与标准工况参数进行比对、试算，北京地区室内显热负荷为2120 W 时，反算出冷水进水温度为15.65 ℃，上海地区室内显热负荷为2217 W 时，反算出冷水进水温度为15.3 ℃。根据一些文献的研究，供水温度低于室内空气露点温度2.5～6.5 ℃，也不会出现冷凝[2]，故此方案也是可行的，但文献中也明确“干盘管机器露点的确切相对湿度需要厂家根据实验结果提供，并应注意设计工况与实验工况应尽可能一致”。

3 总结

酒店建筑因其独特的建筑布局特点，当空调末端采用风机盘管时，也限定了它的布置位置，而有限的安装空间，又为干工况风机盘管的选择带来困难。希望空调生产商能针对干工况风机盘管进行研发，提高它在高温水工况下的供冷能力，扩大其使用范围，而设计者也应综合考虑室内设计工况点、室内显热负荷、供水温度、新风承担部分室内显热负荷等因素对干工况风机盘管选择的影响，并根据具体情况分析后，耦合以上各项参数，优化空调方案。