實現空調新風均質化 提高溫度控制穩定性

王志文

摘 要：中央空調新風口大多根據機組的布置而安裝在通道內。一方面：空調機組依靠自己產生的負壓從通道內吸入室外新風，吸入新風量不能調節和控制；另一方面：通道跨度長且由于建筑原因一端封閉，只有一側開有百葉窗，新風進入通道后自循環效果較差，通道南北新風溫度相差10℃，處于通道內側的空調機組吸入的新風起不到溫濕度調節作用，造成在過渡季節控制區域兩側的平均溫度相差3℃，溫濕度控制十分困難，延長了制冷機組的運行時間。文章對如何實現空調新風的均質化等進行探討和分析。

關鍵詞：新風溫度；風壓；補償

1 溫濕度控制機組現狀、缺陷及原因分析

1.1 溫濕度控制機組現狀、缺陷

蚌埠卷煙廠1#～4#空調機組的補償新風是由南北通道跨度較長（85m）的新風管囊引入，新風管囊只有北側開有百葉窗，在實際運行過程檢測發現：北側新風口的空調機組與管囊內側的機組新風溫度近7℃溫差（如圖1）。

圖1 K1、K4機組（新風管囊南側機組）新風溫度對比

實際運行中在夏季及過渡季節車間南北兩側平均溫度相差3℃，見圖2。

圖2 K1、K4機組空調溫度對比

通過對現場的溫度抽查結果顯示：探測點溫度最大極差為6℃，不能滿足車間環境溫濕度要求，影響產品質量的穩定性；并且由于補償新風溫度較實際室外溫度高，增加了制冷機能耗，不利于節約能源。

1.2 溫濕度控制機組缺陷的原因分析

1#～3#空調機組的設計送風量為100000m3/h，4#空調機組設計送風量為120000m3/h，總設計新風量為75000m3/h。新風夾道現有的新風百葉面積為17.71m2，當地夏季室外平均風速為2.5m/s，新風百葉凈面積系數為0.7，考慮新風百葉局部阻力的影響取系數0.8，則通過新風百葉的風量平均為17.71×2.5×0.7×0.8×3600=89260m3/h，應該可以滿足空調機組的需求，但由于新風管囊過長且末端密閉，空氣對流效果不良，先端進入新風的溫度符合使用要求，空調機組僅僅依靠自身負壓自吸從通道內引入室外新風，吸入新風量不可調節和控制，新風通過管囊之后溫度逐步升高，且補充量不足，待進入南（內）側空調時，溫度升高后的新風已經起不到溫濕度控制的作用，造成位于管囊南北兩側機組控制的區域溫度出現偏差。因此原新風補償系統缺陷是造成新風溫度存在差異及卷包車間溫濕度偏差大的主要原因。

2 新風輔組送風系統的方案選型、優化設計、實施及驗證

2.1 新風輔組送風系統方案選型

通過對溫濕度控制機組缺陷的原因分析得出原新風系統缺陷是造成補償新風溫差及車間溫濕度偏差大的主要原因，為此進行了補償新風系統優化的方案選型（如表1）

通過對兩種方案優缺點的對比可以看出，方案二可以使得送往機組的新風溫度能夠得到保證，同時對存在的問題可以通過合理的設計、增設降噪和減震的技術手段得到優化解決，且增設降噪和減震的投入不高，故確定為最終選擇。

2.2 新風輔組送風系統優化方案的設計

2.2.1 新風輔助送風系統風量

考慮到1#空調機組距新風百葉較近，實測數據也符合技術標準要求，為了避免不必要的投資，對1#機組送風仍采用自然吸風；對2#～4#空調機組進行輔助送風。2#、3#空調機組總風量各為100000m3/h，4#空調機組總風量為120000m3/h，三臺總風量320000m3/h；新風量為總風量的20%～30%，即64000m3/h～96000m3/h，由于受場地限制，并考慮到節約投資成本，項目采取新風總風量的下限設計即為64000m3/h。

2.2.2 壓損的計算

繪制送風系統軸測圖，并對各管段編號，標注長度及風量。

送風系統軸測圖

2.2.3選定管段1-2-3-4-5為最不利環路，逐段計算摩擦阻力和局部阻力。

（1）管段1-2

風量64000m3/h，各段長L=48.2m，摩擦阻力部分：因場地限制，風管尺寸不能太大，初選風速為16m/s，風量為64000m3/h，，算得風道斷面積為：F′=64000÷（3600×16）=1.111m2。將F′規格化為1400×800mm后F=1.12m2

這時64000÷（3600×X）=1.12m2得實際流速為X=15.87m/s；流速當量直徑為DV=（2×1.4×0.8）÷（1.4+0.8）=1.018m；根據流速15.87m/s；流速當量直徑1018mm，查通用管道單位長度摩擦阻力線介圖，得到單位長度摩擦阻力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：查單個消聲器阻力為50Pa，2個消聲器阻力為100 Pa

b：查局部阻力系數表：彎頭阻力系數ξ=0.55則

局部阻力Z彎1-2=0.55×1.2（空氣系數）×15.872÷2=83 Pa

c： 風機箱突縮節局部阻力系數ξ=0.55

風速V=64000÷（3600×12.4×1.2）=6.17m/s

則：Z突縮節=0.5×（1.2×6.172÷2）=11.4 Pa

（2）管段2-3

通過風閥調節，2#空調新風量20000m3/h，2-3段總風量為64000m3/h-20000m3/h=44000m3/h，

則風速為V=44000÷（3600×1.12）=10.9m/s，

流速當量直徑為1.018m。查通用管道單位長度摩擦阻力線介圖，得到單位長度摩擦阻力Rm=1.1Pa/m，2-3段長度為18m，則△Pm2-3=LRm=18×1.1=19.8 Pa

（3）管段3-4

通過風閥調節，3#空調新風量20000m3/h，3-4段總風量為44000m3/h-20000m3/h=24000m3/h，則風速為V=24000÷（3600×1.12）=5.95m/s，流速當量直徑為1.018m。查通用管道單位長度摩擦阻力線介圖，得到單位長度摩擦阻力Rm=0.3Pa/m，3-4段長度為10m，則△Pm3-4=LRm=10×0.3=3Pa

局部阻力：查矩形彎頭阻力系數ξ=1.7則Z3-4=1.7×1.2（空氣系數）×5.952÷2=36 Pa

（4）管段4-5

總風量為24000m3/h，則風速為V=24000÷（3600×0.8）=8.33m/s，查通用管道單位長度摩擦阻力線介圖，得到單位長度摩擦阻力Rm=0.8Pa/m，4-5段長度為1.2m，則△Pm4-5=LRm=1.2×0.8=1Pa。彎頭：查矩形彎頭阻力系數ξ=1.7

Z彎頭=1.7×1.2（空氣系數）×8.332÷2=70.8 Pa

單節送風彎頭

經過計算：

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

最不利環路阻力為：290.8+19.8+39+71.8=421.4 Pa；

出口動壓=（ρ×v2）÷2=（1.2×8.332）÷2=41.6 Pa

全壓=421.4+41.6=463Pa

2.2.4風機參數的確定

通過風量及壓損的計算，確定離心式風機相關參數為：風量66000m3/h、600Pa

2.2.5 控制系統選擇設計

考慮到為了不影響機組的現有阻力平衡，送風送到各機組新風入口附近，每個送風支管設風量調節閥。新風輔助送風機采用低噪聲柜式離心風機箱（風量66000m3/h，全壓600Pa，轉速600rpm，功率22kW），落地式安裝，下設橡膠減震器；為了盡可能的減少啟動沖擊電流，控制系統采用星-三角啟動的方式。

送風機箱控制原理

3 新風輔助送風系統實施及驗證

3.1 測繪出系統風管、消音節、風機箱的圖紙并逐個加工，安裝。

3.2 安裝調試（如圖3、4、5）

圖3 三新風口機組 圖4 管囊內送風管道

3.3 優化后新風輔組送風系統效果驗證

3.3.1現場測試情況

完成安裝調試后，進行了現場連續運行測試，測試顯示：靠近新風百葉窗的K1空調新風溫度平均在17℃，而安裝在管囊里側的K4空調新風溫度在未采用新設計的新風補償系統時，基本保持在近30℃；在10：00至17：00啟用新風補償系統后，K4空調的新風溫度呈下降趨勢，基本保持在20℃運行，降溫幅度達到近10℃，此時的新風溫度起到了溫濕度調節的作用（如圖6、圖7）。

圖6 K1空調實測新風溫度 圖7 K4空調實測新風溫度

3.3.2 投入使用情況

在新設備投入使用過程中，由于新增的新風輔助送風系統前期始終在運行，管囊內側的溫度下降到理想的區間，可以看出，兩部空調的新風溫度基本保持在20℃，溫差在2℃以內，取得了良好的效果（如圖8、9）。

圖8 K1空調實測新風溫度 圖9 K4空調實測新風溫度

3.3.3 溫濕度控制情況

由于空調補償新風溫差的大幅度減低，車間空調溫濕度穩定性得到提高，最大平均溫差為小于1℃（如圖10、11），溫度抽查顯示探測點溫度最大極差為2.8℃，滿足了工藝標準的要求。

圖10 K1空調平均溫度 圖11 K4空調平均溫度

4 取得的效果、項目意義及推廣價值

4.1 項目的意義

通過對原有的新風供給方式優化改進，設計實施的“新風補償及氣流控制系統”運行效果顯著，取得了很好的效果，有以下幾個創新點：（1）4臺機組新風溫度基本保持在2℃以內，且送往各機組的新風量實現人為調節和干預，過渡季節此系統的運行，可以滿足環境溫濕度的控制要求。（2）車間南北平均溫度差值降為0.8～1℃，實現了南北兩側新風溫度和新風量的精確控制，實現了進入各機組新風的均質化，消除了卷接包車間南北溫差，提高了車間溫濕度的控制精度，保證了產品質量的統一性、穩定性。（3）機組新風補充量的增加，提高了作業環境的空氣置換效率，進一步改善了生產環境的空氣品質。（4）縮短了制冷機組的運行時間，年節電40余萬元。

4.2 推廣價值

通過項目的成功實施，保證了車間溫濕度合格率，保證了產品質量的穩定性；同時通過項目的方案選擇、理論計算、設計安裝，提高了技術人員的理論水平、實踐能力和創新的信心。

5 經濟效益測算

制冷機組通常要運行至11月上旬，通過此項技術措施，制冷機組只要運行到10月中旬即可進入間歇運行，提高了設備使用壽命。按照機組停運20天計算：2臺制冷機組共計574KW×2=1148kw，20天節約運行費用=（1148kwh-22kw）×24小時×20天×0.75元/kwh=405360元，節能效果顯著。

參考文獻

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