厂房空调系统节能设计问题探讨

概述：厂房空调系统因其风量大、新风负荷太、阻力高等特点，耗能非常高，是一般空调系统的10余倍，因此，电子洁净室空调系统的节能设计和运行有较强的必要性和潜力；

关键词：空调节能 气流组织 风量分开 二次回风 过滤器 新风量 自控手段

一、厂房空调系统节能建议

1、洁净风量与空调风量分开

洁净室进风的功能，一是空调（空气进行温、湿处理，满足洁净室的温、湿度要求）；二是净化（空气过滤满足洁净室的洁净度要求）。一般情况下净化风量大大超过空调风量。如果让空调进风同时起到空调和净化的作用，即空调风量和净化风量不分开，所有的回风都要经过空调箱集中处理。而如果把空调和净化两部分风量分开处理，净化风量就可进行过滤处理，可大大缩短净化风量输送管道长度；而对于空调风量，自于风量变小，可以节省空气冷热处理，并且同时可以减小输送断面和输送耗能。

2、减少空调系统风量

净化空调系统的送风量取决于换气次数和房间体积。因此，减少系统的送风量可从减少换气次数和减小洁净空间两方面入手。换气次数的多少取决于洁净级别和气流组织。

对洁净室内空气流动形态和分布进行合理的设计，称作气流流型。洁净室的气流流型主要分为三类：

非单向流

单向流洁净室的气流是从室内的送风一侧平稳地流向其相对应的回风一侧。目此，能选到较高的洁净度。但其要求的风量大，能耗也大。

单向流

非单向流的气流速度、方向在洁净室内不同地方不同，用经过高效过滤器处理的洁净空气将污染物冲淡稀释，从而保持室内所需的空气洁净度等级。

混合流

混合流洁净量是将非单向流型和单向流型在同一洁净室内组合使用，其特点是：在需要空气洁净度严格的部位采用单向流流型，其他则为非单向流流型，为此既满足了使用要求，也节省了设备投资和运行费用。

为了实现厂房空调系统的节能，应根据集成电子板厂房内不同地方对洁净度的不同要求，采用相应的气流组织方式。

3、减少新风量

在厂房空调系统中，新风量的计算与一般空调系统差别不大。即首先要保证洁净室内量作人员的卫生要求；其次，需要补充系统的排风风量；另外，考虑维持洁净室的洁净度免受临室或外界的影响，洁净室还要维持一点的区差值。对于一般的洁净室内，人员都不多，因此，此时系统新风量主要取决于系统排风量和维持正压风量。

维持正压风量与洁净室的控制压差和洁净室的密封性有关。压差主要由洁净室的性质和规范决定，因此，要减少维持正压风量，主要应增加系统的密封性。由于洁净系统比一般空调系统维持的正压要高，因而，对系统的严密性有更高要求。

二、集约型空调机组的节能分析

（一）大温差设计实现的节能

空调机组的供回水温差设计为10℃（7/17℃），与常规设计的温差5℃（7/12℃）相比，由于温差增加了1倍，对于同样的负荷，所需水流量将减少一半。很多学者认为应按照泵的相似理论计算，即：

N′/N=（W′/W）5/3 （1）

式中，W和N分别为常规时水泵的流量和功率；W′和N′分别为大温差时水泵的流量和功率。当W′/W=0.5时，计算得到ΔN=N-ND=（1-0.315）N=0.685N，即采用大温差的水系统在理论上水泵能耗可以减少68.5%。但是这种算法的前提是假设冷冻水管道是按标准温差设计的，只是在选用冷冻水泵时按照大温差选择，而泵的输送功率与冷水流量和管路阻力损失的关系如式（2）：

N=ΔPW/1 000ηt （2）

式中，ΔP为管路阻力，Pa；ηt为水泵的全压效率。

当水系统管道阻力发生变化时，式（1）将不再适用。实际上对于集约型空调机组而言，空调系统水管道的设计是采用假定比摩阻法，当管道系统冷冻水量减少时，其管道尺寸也重新进行了设计。水泵的功率应按下式计算：

N=ρgWH/η （3）

式中，ρ为水的密度，kg/m3；g为重力加速度m/s2；η为水泵的效率；H为水泵压头，mH2O。

管道比摩阻取经济比摩阻，在系统形式一定的情况下，冷水管道的压力损失基本上相当，冷冻水泵功率仅与流量成正比。采用10℃温差，冷冻水泵功率是采用5℃温差时的50%，即水泵功率节约50%。实测该系统水泵动力消减为50%左右。此外，与常规设计进、出口温度相比，进水温度没有变，对于冷水机组而言，不需要提供低于常规的冷水出水温度，不会增加冷水机组的负荷。文献[1]研究发现，对冷水机组而言，当冷水机组的冷水初温不变时，将冷水温升加大1倍，电机功率变化很小，或者没有变化，甚至有所下降，压降则明显减小。

（二）采用椭圆管换热器实现的节能

1、椭圆管换热器的优点简介

椭圆管换热器与常规的圆管换热器相比，主要区别是用椭圆管代替了圆管。其主要优点如下：1）椭圆管有良好的气动特性，流体流向近似于流线型，空气可以从表面顺利流过，气流和管的分离点向后移，减小了管后的漩涡区，从而降低了空气阻力。2）由于椭圆管气流分离点后移，与相同截面的圆管相比，湿周加长了21%，表面积大了15%，管内热阻小了20%～30%。3）翅片椭圆管簇换热器放热系数比相应的翅片圆管簇换热器的放热系数要大25%～30%。4）椭圆管可实现紧凑的管簇结构，在相同换热能力下，可减少空冷器外形尺寸20%以上，节省占地空间。

2、空气阻力及空气输送动力分析

基于上述优点，该集约型空调机组换热器采用了椭圆管换热器，其空气阻力与圆管换热器相比减小了很多。以翅片间距2.5mm，基管为10mm的椭圆管换热器和翅片间距2mm，基管为9.52mm的圆管换热器为基准分别进行空气阻力测试。

以4列、迎面风速为2.5m/s的换热器和6列、迎面风速为3.0m/s的换热器为例，采用式（4）分别进行椭圆管换热器和圆管换热空气阻力计算分析（片距均为3.0mm）。可以看出，椭圆管换热器的空气阻力约为圆管换热器的50%。其它片距或列数的2种换热器空气阻力相比较也有同样的结果。

ΔPW=空气阻力×翅片距不同的空气修正系数 （4）

相同制冷能力（制热能力）、相同风量等同等条件下，空气输送动力只与空气阻力有关，从前面的分析可知，椭圆管换热器空气阻力是对应圆管换热器的50%左右，所以应用椭圆管换热器空调箱空气输送动力是对应圆管的50%左右，即节省电机能耗50%左右。

（三）结合全空气诱导辐射单元大温差系统实现的节能

一次送风量与诱导风量的比例大约为6∶4，其工作静压为17～30 Pa，空气经过整流后以0.2～0.8 m/s的初速送出。单纯从诱导器本身考虑，因为喷嘴的风阻比较大，为了实现空气从喷嘴高速射出，进而保证静压箱内有一定的负压来诱导吸入室内的空气，必须保证风机的送风压力较高，这个过程是需要消耗一定的能耗的。但是，将其放入系统中，使系统具有了通过室内空气的诱导混合夏季再热和冬季自然混合的效果，即可实现全空气式诱导辐射整流。通过诱导混合，冷却除湿后的空气进行显热处理，混合后空气以19℃整流吹出，不会出现室内结露、漏水、冷媒泄露等问题，解决了常规大温差低温送风中结露的问题，使节能的大温差低温送风技术真正地应用到了实际中，所实现的节能弥补了其本身的能耗。

三、结论

集约型空调机组集成了大温差空调技术和椭圆管换热器技术，在应用集约型空调机组的基础上，空调系统末端应用全空气诱导辐射单元，集成以上设备的大温差空调系统与常规空调系统相比，综合节能达52.1%，是一种值得推广的节能环保空调技术。

[参考文献]

[1]刘乃玲，邵东岳.椭圆管蒸发冷器冷却性能的影响因素分析[J].建筑热能通风空调，2008，27（6）：33～36.