中央空调设计问题汇总.docx

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中央空调设计问题汇总

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》GBJ1987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。

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LSRF829M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（100×104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的2.7～6.4%。

所以，若冷热循环水泵不分设，将导致冬季能耗浪费，形成大流量小温差运行。

3、一机一泵配置问题

一机一泵，①可避免运行一台或2台机组时，未关掉相应阀门造成水流量旁通，使机组COP降低，也使水泵运行工况点偏离额定工况点，电耗增加；②电气控制设计方便；③可避免运行人员频繁人工开或关主机或冷却塔入口阀门，适应部分负荷时的运行。

如设联动电动阀，则投资高，阀易坏，系统不可靠。

另外，多台水泵并联，选择时要按照泵的特性曲线作并联分析，使工况点满足不同台数运行时的需要。

关于风机，经常发生的有以下一些问题。

1风机压头选用偏大，造成的后果除同水泵扬程选得偏大产生的后果外，如果风机是回风机，还会引起新回风混合箱内为正压，新风进不来，新风口成为排风口，新风量不能保证的后果。

2离心风机出风口方向应该顺气流方向，这一点常常未引起设计人员或订货时的注意。

离心风机出风口应有足够长的直管长度，否则应顺气流方向，风机入口设计也应注意使入口气流均匀进入风机；对双进风风机，风机入口离箱壁距离也应≥125D，D为风机进口直径。

3离心风机采用皮带轮传动时，现在一般也不作选择计算了，直接选择厂家设备，但应注意检查皮带是否是下紧上松，时有发生上紧下松的情况，最好还要再核算一下包角是否符合要求。

4目前普遍采用所谓BFP变风量空调器，风量较大时采用2台以上风机并联，其出口风速较高，有时甚至达24m/s，设计人往往通过静压箱（实为接管箱）直接连接，造成风噪声大，阻力损失大（突扩、突缩局部阻力系数大，接管风速又高），应该加设渐扩管后进静压箱，最好应作袂衩形处理。

5排风系统中，常常会遇到多台小排风机排入竖井，末端还有一台较大排风机接力后排出，实际形成多台风机并联后再串联较大风机，此时应考虑小排风机的同时使用系数问题。

三、洁净室、洁净手术部设计

目前医药工业、洁净手术部工程方兴未艾。

医药、包括口服液、针剂和保健品如冻干粉等生产需要洁净技术来保证，必须符合《药品生产质量管理规范》的规定；洁净手术部也需要通过洁净技术来达到防止细菌、灰尘污染手术部和防止外部环境污染手术部的目的。

总而言之，都是洁净设计问题。

笔者认为，医药工业、洁净手术部洁净设计需注意的问题，也就是经常被忽视的问题有：

1、正压风系统

洁净手术部宜有一个集中的正压风系统，因为手术室是间歇工作的，在非手术期间，如手术室相对低级别的相邻洁净手术室有一定的正压值，即可防止污染空气进入，从而可缩短洁净手术室投入使用前的自净时间，达到洁净手术部的整体控制。

2、新风口、排风口前应有初中效过滤。

这一点往往被忽视，设计者也忽略了系统是间歇工作的问题。

在间歇工作期间，污染空气会通过新风口（或排风口）、新风管（或排风管）、回风管、回风口与室内相通，或通过排风口、排风管与室内相通，室内洁净度会很快遭到污染。

设置初中效过滤器（对洁净手术部最好还应有亚高效过滤器）对保护末端高效过滤器、延长使用寿命也很有好处。

3、洁净手术室回风口的设置。

洁净手术室在大于手术区面积（指手术台四侧按手术室级别不同，外推一定尺寸所包的面积）的顶棚范围内满布高效过滤器送风口，均匀送风已能保证。

所以回风口的设置对保证手术室合理的气流分布是决定因素。

在手术室四角设置回风口是不对的，在两角设置回风口则更加不好，应在手术台长度方向的两侧或一侧（只有当手术室宽度＜3m时才允许）设置回风口，且回风口上边高度不超过地面以上05m（即低于手术台高度）、回风口下边离地面不小于01m、回风口风速＜2m/s。

同时，回风口应为竖向百页，减少积灰，且回风口内必须设置过滤层（阻尼层）和中效过滤器。

4、对洁净手术室，加湿器加湿水应达到饮用水要求，直接用干蒸汽加湿器或用自来水加湿是不合要求的，这一点是普遍被忽视了。

四、其他

1、  游泳池通风

关于游泳池的通风，笔者认为需要再提。

目前小型供休闲、健身的游泳、戏水池工程较多，通风空调设计是解决“闷热、结露、霉变”问题的关键，“闷热、结露、霉变”产生的主要原因是池水及潮湿池边的大量散湿，解决的办法除了加强围护结构隔热处理或采取其他措施，如向围护结构表面吹干燥热风、设加热排管等，使围护结构表面温度高于室内露点外就是通风，利用游泳池室内外的湿度差，将高湿含量的室内空气排出室外，将低湿含量的室外空气送入室内，来消除室内的大量散湿。

游泳池通风空调设计中常被忽视或没有注意到的是室外空气含湿量是随室外气候而变化的这一客观规律，所以用来消除室内散湿量的新风量也应该是变的，最大新风量，也就是系统的送风量应该是临界状态时消除室内散湿量的新风量（笔者推荐：

室外空气温度等于室内空气露点温度为临界状态）。

为适应这一要求，通风空调系统要设计成双风机系统，回风、新排风量可调，原理系统图如图6所示，有条件时，可设计热回收装置，节约能耗。

2、消声

消声处理往往带有随意性和可有可无性，噪声处理计算除有特殊要求外，一般被忽略，因此往往出现不理想的情况。

常见的问题有：

1根据布置的可能性设置消声设备，设置了送风消声设备却忽略了回风消声设备；没有条件设置消声设备时，在所谓静压箱（实际上只能算是接管箱）内贴保温吸音材料算是考虑了，既增加了阻力损失，消声效果也不够，如果出现保温吸声材料贴得不紧密，壁板又嫌薄且无加强措施，还会增加附加振动噪声。

集中回风口的噪声超标常困挠着用户，消声设备布置在空调机房内，二次再生噪声影响和风管辐射噪声也应引起重视，这点还应学习境外施工单位施工图深化设计者的认真态度。

②风噪声也是不能忽视的。

风噪声常发生在空调送风的始端风口处。

由于风管始端往往按设备出口尺寸配置，或由于空间紧张，设计风管尺寸偏小，风速较大，风口处啸叫的风噪声很大，由于风口导流未考虑好，风口处送不出风来，有时甚至是吸风也时有发生。

风口风量调节欠周，个别风口风速太大也会引起风噪声。

2、  隔震

风机、水泵、空调器等空调设备，风管、水管的隔震处理应引起足够重视，境外施工单位施工图深化设计均提供各种详图，在图纸中表示也很详尽，这是值得我们学习的。

某水泵厂样本中有一种基础做法泵体、减震垫和基础用地脚螺栓直接固定，虽设了减震垫却起不到减震作用，按此图施工的某工程水泵间下是会议室，造成振动噪声很大，会议室无法正常使用。

设备基础做法，设备和加重混凝土块相固定，加重混凝土块下垫减震垫（不相固定），才能达到真正的减震目的。

加重混凝土块重量宜大于设备重量1.5倍以上为佳。

减震设计计算也是不可忽视的。

送风口型式

因为不同类型的送风口有不同的送风气流流形，所以送风口的型式要考虑不同的使用场合，不能盲目采用。

如某工程在客房的床头顶部使用了一般的百页风口，平顶高度又不高，造成吹冷风感，后来更换了贴附射流型的散流器，才获得较好的效果。

又如某电影院楼座下的送风口，直流型气流直吹观众，观众冷得逃离，后来在风口下加了装饰档板才获得改善。

5、水过滤器

板式热交换器的传热效率高，可在很小的温差（0.5～1.0℃以上）下进行热交换，　所以在空调系统中应用较多。

但有个值得注意的问题是板交前必须设置水过滤器，且水过滤器的滤网要满足必要的细度，宜大于60目／ 。

不少工程因水过滤达不到要求，板交受堵，加上水流量偏大，使水阻增大，如某工程板交前水过滤器滤网较粗，致使板交前水压0.35MPa、板交后只有007MPa了，阻力损失高达0.28MPa，板交后仅0.07MPa，如何能完成系统的正常循环呢

?

板式热交换器受堵与水系统冲洗是否得当也有关，系统冲洗必须隔断空调设备（包括板交）进行，在供回水干管间增加临时旁通管，在反复冲洗供回水干管后，才能结合空调设备再进行冲洗。

什么是速度型的压缩机呢。

简单的讲，压缩机的功能是将低温低压的制冷剂气体变成高温高压的制冷剂气体。

对于速度型机组，是靠给制冷剂加速来完成这一任务的。

离心压缩机由叶轮，括压管这两个关键的部件组成（其他部件与本题无关，就不多说了），当低温低压的制冷剂进入到叶轮中会随着叶轮告速旋转，速度增加后动能增加，然后在括压管中减速。

由于在瞬间无法进行热量交换，速度能转换成压力能，这样都使得制冷剂变成高温高压的气体了。

既然是速度的机器，根据速度三角形原理，离心压缩机的速度可分为径向和轴向。

径向速度是由叶轮转速决定的，只要叶轮转速不变，则该速度不变。

而轴向速度是由制冷剂的流量决定了。

试想制冷剂的气体通过的压缩机的面积是一定的，流量越大，速度就越大嘛。

当压缩机在100%负荷运行时速度最大，但随着压缩机载荷的减少，压缩机的流量减少轴向速度也减少。

这时速度三角形的总速度与径向速度的夹角越来越小，当小到一定程度时制冷剂气体已经无法再被排出了，这时就发生了部分负荷喘振。

满负荷喘振是指压缩机运行在设计工况以外了，不过很少发生。

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技术扩大应用抛砖引玉。

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