中央空调设计有什么问题？问题总汇是？.doc

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中央空调设计问题汇总

一、冷热源

关于冷源，《采暖通风与空气调节设计规范》GBJ1987第六章“制冷”中有“台数不宜过多”、“应与空气调节负荷变化情况及运行调节要求相适应”、“台数不宜少于两台”等规定。

我们在考虑冷水机组配置时，应注意避免下列四种情况。

关于客房排气的热回收系统

1　热回收系统节能的重要性

1.1　热回收系统的节能

    在中高档标准客房中,新风量取值应在30～50m3/（人·h）之间,新风负荷占空调总负荷的1/4～1/3。

一般来说,当新风量与排风量之比小于1∶1.05时,才能满足文献[1]要求的“客房内卫生间应保持负压”,这样既能排走因被人的呼吸、体臭、烟尘、湿汽等污染了的空气,又能送入经过处理的室外新鲜空气,改善室内空气品质。

但这要消耗空调能量的30%以上。

    就多数宾馆来说,客房卫生间的排气比较集中,聚集的废气量相对较大,其排气量在一定长的时间内较稳定,它潜藏着大量的冷热能,有相当大的利用价值。

文献[2]已明确提出:

“当客房设置有独立的新风、排风系统时,宜选用全热或显热热回收装置”,以回收空调客房排气中的热量或冷量,用来预热预冷新风。

若选用转轮式全热交换器,其全热回收率可达70%～85%,大大地节省了新风处理的能量,也相应地节约了10%～20%的空调总负荷,进而可减小空调主机及配套设备的装机容量。

可见,新风与排气组成的热回收系统,是废气利用、节约能源的有效措施。

1.2　热回收系统设计实例

长沙市某座大厦,曾设计过客房排气的热回收系统。

大厦在24～37层中,有448套客房,均按二类宾馆双人标准间设置。

每套房间取新风量为80m3/h,总风量为3.6×104m3/h;每个卫生间的排气量取90m3/h,得出所有客房的总排气量为4×104m3/h。

从而,确定客房区的新风量与排风量之比为1∶1.11。

这部分建筑还有办公、会议等辅助间及内封闭式走廊,均需送新风,计算出总新风量约为5×104m3/h。

根据系统的新风量与排风量之比为1.25∶1,参考产品样本,选择转轮组密度12孔/cm2、厚度200mm、最大转速10r/min的转轮式全热交换器。

以额定风量5×104m3/h,转轮直径为ª3800mm等参数,查设备特性曲线得出:

热湿交换率η=0.72。

    以长沙地区的夏季为例,室外干球温度tw=35.8℃,湿球温度ts=27.7℃,相对湿度φw=55%,相应焓值hw=90kJ/kg;客房参数确定为:

室内温度tn=26℃,相对湿度φn=60%,相应焓值hn=59kJ/kg。

根据文献[3]中的计算式（9-103）,可求得从排气中回收的全热量:

QT=G（hw-hn）η

    式中QT为全热量,kJ/h;G为处理的新风量,kg/h;η为热湿交换效率。

    经计算得出,全热回收量约为134×104kJ/h。

    本大厦采用进口离心式冷水机组。

据文献[4]提供:

此类设计的综合功耗指标（即每h为制造和输送1kW冷量所配备的空调设备安装容量,kW）一般为0.30～0.34kW/kW。

就是说,在1h内,经过热回收系统回收的空调冷负荷,可以减少所有制冷工艺设备的总装机容量112kW。

若按系统全天24h运行考虑,仅空调制冷设备,每天就可节电2688kWh。

很明显,对以电为主的耗能大户,热回收系统回收能量、减少电耗,应力争得到实施。

2　热回收装置的分析

2.1　热回收装置概况

除了转轮式换热器,还有多种热回收装置。

针对客房排气热回收性质而言,中间热媒式换热器,具有新风与排风不会产生交叉污染、布置方便灵活的优点。

但需配置循环水泵,消耗动力以输送中间热媒、传递冷热量,并有水系统处理等问题。

另外,其温差损失大,热效率仅有40%～50%,且不能回收潜热;板式换热器,虽然没有传动设备,但也只能回收显热;热管式换热器,需要借助另一种介质的相变进行传递,亦不能回收潜热;空气—空气热回收热泵,节能效率高,可回收大量潜热。

然而,需配压缩机、冷凝器、蒸发器等一系列设施,其本身的能耗、设备投资及维修管理工作量均大于其它。

2.2　转轮式换热器

转轮式换热器具有全热交换性质。

在换热器旋转体内,设有两侧分隔板,使新风与排风反向逆流。

转轮以8～10r/min的速度缓慢旋转,把排风中的冷热量收集在覆盖吸湿性涂层的抗腐蚀的铝合金箔蓄热体里,然后传递给新风。

空气以2.5～3.5m/s的流速通过蓄热体,靠新风与排风的温差和蒸汽分压差来进行热湿交换。

所以,它既能回收显热,又能回收潜热。

    转轮式换热器具有自净和净化功能。

蓄热体是由平直形和波纹形相间的两种箔片构成,其相互平行轴向通道,使内部气流形成不偏斜的层流,避免了随气流带进粉尘微粒堵塞通道的现象。

光滑的转轮表面及交替改变气流方向的层流,确保了蓄热体本身良好的自净作用。

轮体外壳上连接了一个净化扇形器,当转轮从排气侧移向新风侧时,强迫少量新风经过扇形器,将暂时残留在蓄热体中的污物又冲入排气侧,防止了臭味、细菌向新风转移,对转轮体起了净化作用。

为了保护又薄又软的铝箔芯片不受磨损,必须在设备入口端设置空气过滤器。

转轮式换热器具有自控能力。

转轮体附带的自动控制装置可以适应外界环境的变化,随时改变转速比,保证进入新风处理机前空气温湿度的设定值,使换热器能够全年经济运行。

综上所述,转轮式全热交换器是客房排气热回收装置的最佳选择。

但是,它同样有着不可忽视的弱点,也是在设计系统配置时,应注意解决的问题:

①由于送风与排风之间存在压差,无法完全避免气体的交叉污染,有少量气体互相渗漏。

对排风中0.1～1μm的尘粒以及放射性示踪气体的示踪试验表明,在自净扇形器部分工作时,排风泄漏到新风中的比率为0.013%。

②因受旋转芯体密集结构及旋转变化通道的影响,气流压降较大,一般为125Pa左右。

③为了保证蓄热体高效率的性能,充分发挥热湿交换的回收作用,限制了转轮迎风面的流速不能过大。

所以,导致单位负荷的转轮断面相对较大,使整体装置占用建筑空间过多。

④转轮式换热器将送风和排风的接管位置固定限死,使系统难以灵活布置。

3热回收系统配置的合理性

对于热回收系统,除了前述的“集中、量大、稳定”3个可利用的内在因素外,其外界条件是,把新风和排风集合到同一处。

这就要求必须对系统划分、风道布置、送回风机、热回收和新风处理等设备的位置统筹考虑。

同时,还要保持本身具有的送新风、排废气环保特性,使得系统配置更趋合理与完善。

3.1　排气应垂直向上集合

    客房卫生间在热浴时,有气流上浮现象。

一旦停电,竖井应能保证热气自排畅通,避免顶部窝集废气,蔓延到其它房间,造成二次污染。

新风处理机和热回收器一定要设在客房顶部的设备层内,并要考虑排气系统顶部的总水平干管应有静压箱作用。

3.2　系统规模要适中

一般情况下,高层建筑的中间设备层层高小于4.5m,除梁外,室内净高只有3.6m左右。

仅风系统管道就占去大半空间。

文献[2]规定,“最大系统的风量不超过4×104m3/h”,而风量3×104m3/h的转轮式换热器外廓就有3100mm×3100mm。

很显然,配置热回收系统有相当大的困难。

所以,对于大负荷的热回收系统,当风量大于1.5×104m3/h时,应组成两个以上的小系统,并有利于各系统支管风量的均匀分布和风压的平衡调节。

3.3　送风压入、排气吸出

为了发挥自净扇形器的作用,必须使送、排风两侧间压差为200Pa。

所以,当系统为送风压入、排风吸出布置时,

就能保证送风侧压力大于排风侧压力,而不存在排气漏入新风中去的问题。

这对于空气品质要求较高的空调系统来说,无疑是一种有效的、安全的方式。

见图1。

4统一建筑、空调节能措施

实施客房排气热回收系统的关键问题是,建筑专业与空调专业对节能措施要统一。

空调专业应及早地提出空调节能措施及可行的布置方案,以便建筑专业有准备地规划建筑设施、合理地配置设备用地、系统竖井,各专业密切配合。

真正做到在宾馆中,使客房排气热回收系统技术有的放矢。

客房排气热回收是一项长远的节能措施,也是建筑和空调专业一个需要加强研究的技术领域。

但由于设备投资和系统布置困难等问题,目前在我国运用甚少。

所以,本文愿为客房排气系统的热回收

一要避免机组台数过少，台数过少存在的问题有：

（1）负荷可靠性下降，一旦负荷高峰时机组出现故障，影响的比例就大；

（2）负荷适应性差。

因为综合性建筑中往往配置有娱乐场所等，其面积不大、冷负荷也不大，而娱乐场所又往往有提前和延长制冷要求，机组台数少，意味着单台制冷负荷大，一旦开启，负荷就不适应，对离心式机组，往往易发生喘振现象，所以选择离心机组，要满足20%～40%负荷时能适应最小冷负荷的需要。

（3）机组台数过少，机组低负荷运行的概率高，由于机组在低负荷下运行的COP低，因而能耗会增高。

二要避免机组台数过多。

机组台数过多有如下缺点：

（1）单机容量下降，机组COP下降，能耗高； 

（2）机组台数多，配置的循环水泵也多，水泵并联多，并联损失高；

（3）机组台数多，配置的循环水泵多，占用机房面积就大。

还有一种情况就是设计者有时会将高区低区的冷水机组截然分开，其实这是没有必要的，因为高区可采用通过换热的办法，使高低区的冷水机组合为一个系统，这样就可减少机组台数。

（4）机组台数过多，也意味着绝对故障点增多。

三要避免不恰当的使用多机头机组（包括多机头风冷热泵或模块化风冷热泵、模块化冷水机组）。

如3台30HT—280有24个机头，3台LSRF829M有36个机头，8台CXAH250，总冷量仅1224kW，却有32个机头，绝对故障点太多。

四要避免一味地采用等容量机组。

采用等容量机组，机房布置也许会划一整齐，备品备件会少，但工程中往往有小负荷的不同使用功能的场所，如采用等容量机组，就容易造成负荷适应性差的缺点。

其实《采暖通风与空气调节设计规范》中有“大型制冷机房，当选用制冷量大于或等于1160kW（100×104大卡／时）的一台或多台离心式制冷机时，宜同时设置一台或两台制冷量较小的离心式、活塞式或螺杆式等压缩式制冷机”大小容量搭配的规定。

二、循环水泵与风机

载冷（热）体的输送离不开水泵和风机，水泵和风机的选用和配置是不可缺少的一环，对工程设计的成败是十分重要的。

关于水泵，经常发生的有以下一些问题。

1、水泵扬程偏大。

有些仅需28～32m水柱的，选了40～50m水柱的水泵。

多余扬程，一是靠阀门来消耗，其消耗的能量占的比例，个别工程甚至达70%；二是转变成流量，如某工程，由于流量增加，流速增加，锅炉设备入口的口径配置本来就偏小（原按25℃温差流量配置），引起了锅炉设备的振动。

选择水泵扬程大些就安全了吗?

其实不然。

如果未安装有限流阀、电气专业也未设计过电流保护，就有可能烧毁电机；如果电气专业设计了过电流保护，则会发生水泵电机发热、电流增大，重则不能正常启动的情况。

导致水泵扬程选得偏大的原因是显而易见的，没有进行必要的水力计算和心中无数怕是主要原因，笔者建议，还是要老老实实地进行水力计算，做到心中有数，积累经验。

2、冷热循环水泵不分设。

工程中常见到冷热循环水泵不分设的情况，有的是因为迁就了机房面积偏小，有的则是考虑不周所致。

众人周知，供回水温差制冷时一般为5℃，制热时一般为10℃，而且对一般冬冷夏热地区，冬季制热负荷比夏季制冷负荷小，对南京地区，一般前者为后者的60～80%。

即冬季循环水量为夏季循环水量的0.3～0.4倍，水力损失仅为供冷工况的9～16%，输送功耗仅为供冷工况时