恒温恒湿空调机组
摘要：恒温恒湿空调系统的设计目前绝大多数均选用节能全自动空调机组，在我国不同的地区范围全年运行中除盛夏一段时间内控制目标参数有所偏离外，均能保障设计要求。本文探讨出现偏离的常见原因，并提出一些行之有效的缩短偏离时间的办法。
1设备的基本性能
1.1生产工艺性空调要求参数，全年空调房间：温度t=22±2°C；φ=55±5%
1.2机组选型配置及基本功能段（图1）
1.3智能自动化控制内容：
室内温、湿度监测与控制；送风空气温度监测；回风空气温度、湿度监测；新风空气温度、湿度监测；露点温度监测；机组加热阀的阀位开度控制；机组冷水阀的阀位开度控制；机组加湿阀的阀位开度控制；过滤器堵塞报警；机组的定时启/停控制；新、回风风阀自动调节；风机高、低速自动转换。联锁保护功能：冷水阀、加热阀与风机连锁；防冻装置与风机连锁；；送风机与防火阀连锁。
控制参数：(根据设计院图纸，工艺设计要求)
1.4机组基本参数：
2机组运行实况
2.1工程的运行记录：
A、B和C单位的空调机组在运行中均发现：如果使空调车间室内温度保证在目标值范围内，则相对湿度就要比要求的相对湿度值高；如果控制相对湿度在规定的范围内，则室内干球温度又要较目标温度值偏低。
C单位某日运行的记录如下：
注：1.机组K-1设有另一旁通温度表，打开阀门与水接触时，显示进水温度为8°C
2.五台机组风机全部在低速状态下运行。
3.机组K-1表冷段出水电动水阀处已另加旁通管道，阀门100%打开。
4.机组K-2表冷段出水电动水阀已被取下。阀门100%打开。
5.现场观察存在的其他情况：
机组二次加热器的下部均是冷的。
5台机组的排风全部排在空调机房中，机房墙壁上有百叶窗与室外相通。
空调机组内部表冷段以后至送风段下部均有积水。.
空调机房地面大量积水。
另一日上午到现场，查看温湿度传感器显示值：
2.2现场观察存在的问题：
i.新线和旧线之间的通道当自动门打开时，有大量的风从旧线向新线涌入。
ii.在车间的一个跨间，大门洞开，里面有一个纸浆加工大罐，发热量很大，地面全部积水。
iii.风管道穿越楼板处，有大量空气向空调车间渗入，楼下即为空调机房。
iv.车间旁有一个休息室，里面没有空调设施，而且外窗大开，直接通向室外。
v.室内温湿度传感器大多数均放在外墙上，只有两只放在工作区的柱子上。
vi.各机组进水温度均比前日偏高。
2.3初步分析
2.3.1空调机组风机段内存水，天气炎热时水分不断蒸发，风机周围相对湿度很大，相当于加湿器，使空气相对湿度增加。空调机组内部积水是由于表冷器冷凝水排水不畅造成的。当空调机
组运行时表冷段处于负压状态，如果冷凝水积水盘排水口与水封反水弯之间的高度差小于该段的负压值，则冷凝水就不能顺畅排除。而当送风机一停止转动，机组内部就不再是负压状态，冷
凝水就会从可能的缝隙向外流出，造成机房地面积水。
2.3.2虽然机组空调自动控制是非露点控制，不必将空气处理到机器露点然后再加热升温；但是，空调机组表冷器必须具有将空气处理到机器露点的冷却能力。因此，即使空调房间的湿负荷
为零，热湿比为无限大时，表冷器后面空气的干球温度必须小于12°C。
2.3.3空调机组冷冻水是由冷冻站供给，送达机组处的供水温度偏高，由于多种原因冷冻水水温不能再降低到通常的7°C。
2.3.4车间工艺操作要求每班次做卫生清洁均要使用湿拖把拖地，空调机组必须将这部分增加的水分除去。
2.3.5梅雨季节或所处地理位置环境空气相对湿度较大，新风中含水量大，新回风混合点在i-d图上就会向右移动，湿负荷大对去湿不利。
2.3.6工艺性空调，要达到稳态的热环境应以工作区为主要调节区，但由于温湿度传感器安装位置不当及温湿度场内温湿度的不均匀性，传感器所反映的温湿度值并非工作区内的真实状态。
为了减小控制精度的偏差，应将传感器放置在最佳位置。
2.4核实计算
2.4.1以JDK-III-80机组表冷器计算为例
表冷器迎风面积：8.162m2
表冷器迎面风速:νy=4.862m/s
表冷器水流速取1.2m/s
传热系数：K=74.55W/m2·°C
所需要冷量：Q=kJ/h（.333W）
冷冻水量：W=12.96kg/s（kg/h）
冷水终温：tw2=18.17oC
与现场测试结果极为吻合。产品样本及国家标准均标明水温差应为5oC。（水温差太大说明机组运行配置不合理）
2.4.2条件同前，按新水流速2.5m/s重新计算
计算结果：
水流速为2.5m/s时的冷冻水量：W’=27.01kg/s=97.23t/h
重新计算出水温度：tw2’=12.36oC
求对数平均温差：Δtm=8.97oC
按新水流速重新计算传热系数：K=88.306W/m2·°C
所需表冷器传热外表面面积：F所需=849.12m2
机组表冷器实际传热外表面面积：F实际=1033.652m2F实际>F所需。即表冷器选6排传热面积已大于实际需要的表冷器面积。
2.4.3
已知：大气压力为Pa
由处理前空气参数：t1=27°C,ts1=19.5°C得：i1=55.5kJ/kg
表冷器后空气参数：t2=11°C,tS2=10.6°C，φ2=95%得：i2=30.7kJ/kg
计算出需要的接触系数ε2=0.947
类比构造相似的其他型号表冷器的技术资料，决定选用8排。
总迎风面积为：Fy=8.162m2
表冷器实际有效流通面积：Ff=4.465m2
表冷器迎面风速：νy：=4.862m/s
表冷器外表传热总面积：F0=1460.459m2
实际的表冷器铜管水路通水面积：f0=.37mm2
析湿系数：ξ=1.535
传热系数：K=75.03W/m2°C（假定水流速1.2m/s）;
求冷冻水量：W=12.96kg/s（=kg/h=46.656t/h）
求表面冷却器能达到的热交换效率系数：ε1=0.788
求水初温：tw1=6.49°C
空气放出的热量：Q=661.42kW
得表冷器出水温度tw2=18.67°C
与6排表冷器的计算出水温度18.17°C极为接近
2.5结论：
即使在冷冻水进口水温低于标准温度7℃时，冷冻水进出口水温温差太大，说明表冷器水流量太小。应加大水量。
将8排表冷器水路改成双回路，进行复核计算
计算结果：
实际的表冷器铜管水路通水面积：f0=.74mm2
求冷冻水量：W=25.92kg/s（=kg/h=93.312t/h）
计算空调机组中表面冷却器所能达到的热交换效率系数：ε1=0.871
处理空气过程需要的热交换效率系数ε1‘=0.94（按现场实际水温为10°C计算）
可以看出：空气处理过程所需要的热交换效率系数ε1'值大于当空调机组水路采用双回路8排表冷器时所能达到的ε1值；即在空调机组表冷器的进水温度为10oC时即使增加表冷器的排深也不
能使处理的空气达到设定期望的值。
当将表冷器进水温度降至标准温度7oC时
处理空气过程需要的热交换效率系数：ε1”=0.80：
可以看出：空气处理过程所需要的热交换效率系数ε1”值小于表冷器排深为8排时所能达到的ε1值
求水初温：tw1=8.6oC
说明使用双回路8排表冷器时，冷冻水温度比标准水温7oC稍微高些，机组也能满足实际运行要求。
2.6采取的措施
2.6.1采用双回路表冷器，在不增加冷冻水流速的情况下增加机组水量。
2.6.2在每台空调机组的送风管道上增加SRZ蒸汽精加热器（因工艺需要，工厂四季均有蒸汽热源）。空调机组的蒸汽加热器规格型式是按照冬季工况的热负荷选配的，由于夏季二次加热量
很小，通气时间较短，机组反应波动较大不稳定。而在送风管道上增加的小型蒸汽加热器反应灵活，惰性小，便于控制。
（图3）
2.7改进和结果
河北B单位在送风道内增加SRZ非标准规格蒸汽加热器（图3），并将原空调机组二次加热器的电动执行器和蒸汽阀移至风道加热器的进汽管上后，控制软件程序未做修改，空调系统能够满足
设计要求。
3建议：
3.1.1将水封高度差加大
水封尺寸可按下列公式计算。
P—设备内该段负压绝对值（Pa）
3.1.2在现场也可以使用橡胶软管将一只玻璃U型管压差计与空调机组表冷段积水箱的排水口连接，当空调机组稳定运行时，测出水柱高度实际差值h’，并考虑空调机组过滤器阻力变动的因
素，再加上20mm的裕量，即为水封高度h(图5)。
水封高度h≥h’+20(mm)
3.2夏季空调机组尽量不使用二次回风。
空调室内空气的绝对含湿量大于露点风的绝对含湿量。露点风与二次回风混合后混合风的绝对含湿量增大Δd’（图6），不利于空调除湿。工厂全年均有蒸汽供应，用二次回风加热不经济。
3.3室内空气相对湿度的取值只要能满足基本工艺要求即可，较低的室内空气相对湿度取值将大量增加空调机组的除湿量，增加空调机组的能量消耗和设备的尺寸规格。
3.4检查并更换有问题的疏水器，使疏水器正常有效地工作。
3.5加强被调房间的管理，使之符合工艺空调运行的基本要求。
3.6搞好冷水机组的维护，尽量提供设计所需的冷冻水，以利于整个系统的节能运行。
3.7制定空调系统（自控及空调器）的日常检修制度，使设备在最佳状态下运行。
注：1.K-4系统管两层楼。并设有两个温湿度传感器
2.空调中央控制室上位机电脑显示，库房温湿度基本稳定，故没进入库房观察。
将5台空调机组风机全部设成高速运转，半小时后测得的数据如下：
3.8充分与设计者勾通，加强与甲方有关人员联系。提供实用、简单、经济、合理的方案，为今后的低成本运行打下良好基础。
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