恒温恒湿空调系统偏离的常见原因及缩短偏离时间的办法

摘要：目前恒温恒湿空调系统设计大多采用节能自动空调机组，能满足我国不同地区常年运行的设计要求，但盛夏期间控制目标参数出现偏差。 本文探讨了偏差的常见原因，并提出了一些经过验证的减少偏差时间的方法。

1 设备基本性能

1.1生产工艺空调所需参数，常年空调房：温度t=22±2℃； φ=55±5%

1.2 单元选型配置及基本功能部分（图1）

1.3智能自动化控制内容：

室内温湿度监测与控制； 送风温度监测； 回风温湿度监测； 新风温湿度监测； 露点温度监测； 机组供暖阀门阀门开度控制； 机组冷水阀门阀门开度控制； 机组加湿阀阀位控制； 过滤器堵塞报警； 机组定时启停控制； 新风阀和回风阀自动调节； 风扇高低速自动切换。 联锁保护功能：冷水阀、暖气阀与风机联锁； 防冻装置与风机联锁； 鼓风机与防火阀联锁。

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 机组运行状态

2.1 项目运行记录：

A、B、C机组空调机组在运行过程中均发现：若保证空调车间室内温度在目标值范围内，相对湿度会高于要求的相对湿度值； 如果相对湿度控制在规定范围内，室内干球温度应低于目标温度值。

C机组某日运行记录如下：

注：1. K-1 单元配备另一个旁路温度计。 当阀门打开与水接触时，显示进水温度为8℃。

2. 5 台风扇均低速运转。

3、K-1机组冷却段出水电动水阀已安装旁通管恒温恒湿空调机组原理，阀门100%开启。

4、K-2机组冷却段电动水阀已拆除。 阀门 100% 打开。

5、现场观察的其他条件：

机组辅助加热器的下部很冷。

5台机组的废气全部排放到空调机房内，机房墙壁上设有百叶窗与外界相通。

从空调机组内部的表冷段到送风段下部有积水。 。

空调房的地板上积满了大量的水。

改天早上去现场查看温湿度传感器的显示值：

2.2 现场观察存在的问题：

我。 新线与旧线之间的通道 当自动门打开时，有很大的风从旧线涌向新线。

二. 车间的一间房间里，门开着，里面有一个很大的纸浆处理槽，产生大量的热量，地上全是水。

三. 风管穿过地板的地方，大量空气渗入空调车间，楼下是空调机房。

四. 工作室旁边有一个休息室。 里面没有空调设施，外窗大开，直通外面。

v. 室内温湿度传感器大部分放置在外墙上，只有两个放置在工作区域的柱子上。

六. 各机组进水温度较前一日偏高。

2.3 初步分析

2.3.1空调机组风机部分有积水。 天气炎热时，水分不断蒸发，风扇周围的相对湿度很高，相当于一个加湿器，增加了空气的相对湿度。 空调机内部积水是表冷器冷凝水排水不畅造成的。

机组运行时，表冷段处于负压状态。 如果冷凝水储盘排水口与水封反水弯之间的高度差小于该段负压值，则冷凝水不能顺利排出。并且当风机停止转动时，冷凝水内部机组不再处于负压状态，制冷

冷凝水会从可能的缝隙中流出，导致机房地板积水。

2.3.2机组自动空调控制虽为非露点控制，但不必将空气处理至机组露点后再升温； 然而，空调机组的表冷器必须具有将空气处理至机器露点的冷却能力。因此，即使空调房间的湿度负荷

当热湿比为零且热湿比无穷大时，表冷器后面空气的干球温度必须小于12℃。

2.3.3 空调机组冷冻水由制冷站供给，机组供水温度较高。 由于各种原因，冷冻水温度无法降至通常的7℃。

2.3.4车间的工艺操作要求每班使用湿拖把拖地进行卫生，空调机组必须除去这种增加的水分。

2.3.5 雨季或所在地理位置环境空气相对湿度较高，新风含水量较大，新风回风混合点会向右移动图，湿度负荷大不利于除湿。

2.3.6 对于工艺空调，工作区域应是主要调节区域，以实现稳态热环境。 但由于温湿度传感器的安装位置不当以及温湿度场内温湿度的不均匀性，导致传感器反映的温湿度值并不是工作空间中的真实状态。

为了减少控制精度的偏差，传感器应放置在最佳位置。

2.4 验证计算

2.4.1 以JDK-III-80机组表冷器计算为例

表冷器正面面积：8.162 m2

表冷器表面风速：νy = 4.862 m/s

表冷器水流速度取1.2 m/s

传热系数：K=74.55 W/m2℃

所需冷却能力：Q = kJ/h (.333 W)

冷冻水量：W=12.96 kg/s（46656 kg/h）

冷水最终温度：tw2 = 18.17 ℃

与现场测试结果吻合较好。 产品样本和国家标准均表明水温差应为5℃。 （水温差太大，说明机组运行配置不合理）

2.4.2 条件同前，按新水流量2.5 m/s重新计算

计算结果：

水速为2.5 m/s时的结冰水量：W'= 27.01 kg/s = 97.23 t/h

重新计算出水温度：tw2'= 12.36 ℃

求对数平均温差：Δtm =8.97 ℃

根据新的水流量重新计算传热系数：K= 88.306 W/m2 °C

表面冷却器传热所需的外表面积： F = 849.12 m2

单位表冷器实际传热外表面积：=1033.652 m2 >。 也就是说6排表冷器的传热面积大于实际需要的表冷器面积。

2.4.3

已知：大气压为

从处理前的空气参数来看：t1=27℃，ts1=19.5℃：i1=55.5 kJ/kg

表冷器后空气参数：t2=11℃，tS2=10.6℃，φ2=95% 得到：i2=30.7 kJ/kg

计算所需接触系数ε2=0.947

与其他类型类似结构的表冷器技术数据进行比较恒温恒湿空调机组原理，决定采用8排。

总正面面积为：Fy = 8.162 m2

表冷器实际有效流通面积：Ff=4.465 m2

表冷器正面风速：νy:=4.862 m/s

表冷器总表面传热面积：F0=1460.459 m2

表冷器铜管实际通水面积：f0=10803.37 mm2

湿度分析系数： xi= 1.535

传热系数：K=75.03 W/m2?℃（假设水流速度1.2m/s）；

求结冰水量：W =12.96 kg/s (=46656 kg/h =46.656 t/h)

求表冷器所能达到的换热效率系数：ε1=0.788

求水的初始温度：tw1 = 6.49 °C

空气散发的热量：Q = 661.42 kW

表冷器出口水温tw2=18.67℃

与6排表冷器计算水温18.17℃非常接近

2.5 结论：

即使冷冻水进水温度比标准温度低7℃恒湿恒湿机，冷冻水进出水温差过大，说明表冷器水流量太小。 应增加水量。

将8排表冷器水路改为双回路，并进行复核计算

计算结果：

表冷器铜管实际通水面积：f0=21606.74 mm2

求结冰水量：W = 25.92 kg/s (=93312 kg/h =93.312 t/h)

计算空调机组中表冷器所能达到的热交换效率系数：ε1=0.871

空气处理工艺所需的热交换效率系数ε1'=0.94（按现场实际水温10℃计算）

可见，空气处理过程所需的热交换效率系数ε1'大于空调机组水路采用双回路8排表冷器时所能达到的ε1值； 即空调机组表冷器进水温度为10℃，即使增加表冷器排水深度

可使处理后的空气达到设定的期望值。

当表冷器进水温度降至标准温度7℃时

空气处理工艺所需的热交换效率系数：ε1”=0.80：

可见，空气处理工艺所需的换热效率系数ε1”小于表冷器排深为8排时所能达到的ε1值

求水的初始温度：tw1 = 8.6 ℃

表明，采用双回路8列表冷器时，冷冻水温度略高于标准水温7℃，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，在不增加冷冻水流量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蒸汽精密加热器（因工艺要求恒温恒湿空调机，工厂四季都有蒸汽热源）。空调机组蒸汽加热器的规格型号为根据冬季工况热负荷选择。 由于夏季二次供暖

很小，通风时间短，机组响应波动大，不稳定。 送风管道上加设的小型蒸汽加热器，反应灵活，惯性小，易于控制。

（图3）

2.7 改进和结果

河北B机组在送风风道内增设SRZ非标规格蒸汽加热器（图3），并将原空调机组二次加热器电动执行器和蒸汽阀移至风道加热器进汽管，然后控制软件程序没有修改，空调系统可以满足

设计要求。

3条建议：

3.1.1增大水封高差

水封尺寸可按下式计算。

P——本段设备负压绝对值（Pa）

3.1.2现场也可用橡胶软管将玻璃U型管压差表连接至空调机组表冷段水箱出水口。 空调机组稳定运行时，水柱实际高度差h'并考虑空调机组过滤器阻力变化的原因

元素加上20mm的余量，就是水封高度h（图5）。

水封高度h≥h'+20(mm)

3.2夏季空调机组尽量不要采用二次回风。

空调房间内空气的绝对含水量大于露点风。 露点风与二次回风混合后，混合风的绝对含湿量增加了Δd'（图6），不利于空调除湿。 工厂常年供应蒸汽，采用二次回风供暖并不经济。

3.3 室内空气的相对湿度只要能满足基本工艺要求即可选择。 室内空气的相对湿度值较低，会大大增加空调机组的除湿能力，增加空调机组的能耗以及设备的尺寸和规格。

3.4检查并更换有故障的疏水阀，使疏水阀正常有效地工作。

3.5加强调整后机房的管理，使其满足工艺空调机运行的基本要求。

3.6做好冷水机的维护保养工作，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）的日常维护制度，使设备能运行在最佳状态。

注：1、K-4系统覆盖两层，并配备两个温湿度传感器

2、空调中控室上位机电脑显示仓库内温度、湿度基本稳定，所以没有进入仓库观察。

将五台空调的风扇全部设置为高速运转恒温恒湿机/a>，半小时后实测数据如下：