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北京直膨式空调机组设计选型与冷风比探讨

来源:http://beijing.dzchuanhe.com/news615483.html 发布时间:2021-5-21 14:03:00

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关键词:北京直膨式空调机组 风冷比设计 新风冷负荷




北京直膨式空调机组属于“一次冷媒”系统,制冷剂直接跟需要处理的空气完成换热,减少了二次换热损失,系统效率高;整个空调系统仅由室外机和室内机(组合式空调机组)两部分组成,无需水泵、冷却塔等配套,系统的流动介质只有制冷剂,组成形式简单;机组可自带控制装置,运行管理方便;空调房间内采用全空气系统,没有动力设备和空调水管,无噪声和漏水隐患,维修方便;室外机安装于屋顶或户外空地上,无需冷源机房﹐节省了建筑的有效空间及初投资。其缺点是受压缩机回油问题的影响,室内外机的距离及制冷剂管的有效长度受到一定限制。
在没有集中冷源的建筑中,如果部分房间属于层高较高的高大空间,或是某些房间的空气状态需要单独控制,北京直膨式空调机组可较好地满足要求。尤其适用于经济技术水平相对落后地区的援外工程,由于当地缺少专业的技术管理人员,空调系统的设计原则是在保证使用效果的前提下,力求系统形式简单,运行管理方便。非洲和东南亚地区的一些援外项目,由于当地平均气温较高,全年无供暖需求,大部分房间为常规办公室或普通病房,采用分体式空调器或多联机空调系统即可较好地满足使用要求;而少数房间为剧场、会堂、多功能厅等高大空间场所﹐或是需要独立控制室内参数的手术室,分体式空调器或多联机系统无法保证空调效果,采用直膨式空调机组是一个很好的选择。

二、直膨式空调机组的风冷比


2.1风冷比的参考范围
常规的水冷式组合空调机组,由于流经机组盘管的冷水为独立的循环水系统,其温度﹑流量调节灵活,而冷却水系统与空调机组不发生直接关联。因此根据设计要求的室内外设计参数。机组的风量和冷量,不同厂家均可通过调整各组件的结构配置选出与设计参数相匹配的空调机组。对于直膨式空调机组,由于没有中间的换热环节,机组的制冷量与制冷剂流量,蒸发冷凝温度以及蒸发冷凝压力等参数密切相关,制冷系统每个环节的运行状态都会对整个系统的运行造成影响,而各个参数之间又具有相互关联和制约的关系,因此机组选型受到一定条件的限制。

同时,由于直膨式空气冷却器的换热过程比较复杂,很难进行纯理论的分析计算,因此专业厂商一般也是根据热工性能实验数据进行匹配选型。风冷比是与设计计算直接相关的一个重要参数,即机组的送风量与制冷量之间的匹配关系,只有在合适的风冷比范围内,机组才能获得相对良好的运行状态。表1显示了不同厂商的直膨式空调机组的产品样本参数对比。


由表1可以看出:不同厂商、不同型号的产品、要求的风冷比不尽相同,但基本都在170~ 200m3/(kW●h)之间。因此在设计前期尚无专业厂商介入的情况下可以根据此数值预估机组风量,从而进一步预估机组的大小和机房面积。

2.2室内设计参数的校核
从上述可见,直膨式空调机组风冷比的最小值一般不小于170m3/(kW●h)。厂商进行机组选型,除了依据室内外空气的设计参数,同时要在保证制冷量和新风量的条件下对机组的送风量进行调整。对于直膨式空调机组应用较多的高密人群建筑,如报告厅、剧场等。受最小风冷比的限制,专业空调厂商根据设计人员提供的制冷量和新风量选出的直膨式空调机组室内机的送风量一般会大于设计送风量。表2显示了某厂家组合式空调机组盘管内为冷水和直膨式制冷剂时。在相同的额定风量条件下的制冷量对比。从表2可以看出:当风量一定时,冷水型机组制冷量大于直膨式空调机组。反之,当所需空调制冷量一定时,直膨式空调机组的送风量要大于常规的冷水型机组。


在民用建筑中,对于一次回风系统,为避免冷热量相互抵消,一般都采用最大温差即露点送风方式在空调房间的余热余湿量不变的情况下,如果机组的实际送风量大于设计送风量,则必然导致送风温差减小此时如果仍希望采用露点送风方式,即不采用二次加热等处理措施,在保证室内设计温度的前提下,则室内空气的相对湿度会增大,即在焓湿图中室内的空气状态点必将向右偏移。此时需要按照选型机组的实际送风量对室内空气的相对湿度进行校核。一次回风系统空气处理过程见图1。


如图1所示,工况1(设计工况)的空气处理过程如实线所示,当送风量变大后,由于室内的余热与湿量没变,热湿比ε不变,因此送风温差变小(?t1>?t2)。在保证室温tn不变的条件下,若仍采用露点送风方式,则工况2(实际工况)的空气处理过程如图1中的虚线所示。显然,室内空气相对湿度φ2>φ1。此时虽然空气的相对湿度φ偏离了设计值,但由于民用建筑舒适性空调的室内空气相对湿度允许范围相对较宽,只要φ2在设计允许的偏差范围之内,就可以不采用二次加热措施,以避免冷热抵消造成能量损失。


空调机组风冷比的影响因素分析


3.1室内空气设计参数
根据空调设计规范,舒适性空调供冷工况的室内设计参数为:I级热舒适度tn=24~26°C,φ=40%~ 60%;II 级热舒适度tn= 26~28°C,φ≤70%。下面通过一个计算案例来分析在夏季制冷工况下,不同的室内空气设计参数对直膨式空调机组运行效果的影响。

某建筑中的一个高大空间报告厅,设计人数1000人,新风量标准20 m3*/(人●h),采用一次回风全空气系统,以北京夏季室外的气象参数进行计算。表3给出了不同室内空气设计参数下房间的热湿负荷及空调机组选型参数结果的对比。


由表3可知:1)在相同的室内设计温度下,空调房间的相对湿度越高,空调机组的风冷比越大。这是因为在室内设计温度tn和热湿比一定的条件下,相对湿度φ越大,机器露点温度越高,室内状态点与送风状态点的比焓差越小(见图1)机组送风量越大。同时,室内设计相对湿度φ增大,新风负荷减小,机组制冷量减小,从而导致风冷比增大。

由于常规情况下,设计所需的空调机组风冷比是小于170 m3/(kW●h)的,因此在直膨式空调机组允许的风冷比范围内,室内设计相对湿度φ越大,直膨式空调机组运行效果与设计参数的偏差越小。

2)在相同的相对湿度条件下,室内温度升高,空调机组的风冷比有所减小,但差别不大。这是因为tn升高,ε减小,室内状态点与送风状态点的比焓差增大,同时室内空调负荷减小,因此导致送风量减少;而tn升高使新风负荷减小,机组的制冷量也减小。送风量和制冷量同时减小的综合结果为风冷比变化不大。

3.2室外气象参数
围护结构、使用功能相同的建筑,当室外气象参数不同时,其所选择的直膨式空调机组的运行效果也会出现明显不同。

仍以3.1节中的1000人报告厅为例,以西安、武汉两个城市的夏季室外气象参数分别进行计算,当室内设计参数均为tn= 25℃,φ= 60%时可以得到如表4所示的计算结果。可以看出:由于武汉和西安的室外干球温度相差不大,因此空调房间的冷负荷(围护结构+内扰)差别很小,冷负荷差百分率仅为1%;空调机组的送风量差百分率为3.4%,差别也不大;但两个机组的风冷比差别很大。武汉和西安虽然空调室外计算干球温度tg相差不大,但由于西安的空调室外计算湿球温度ts低,因此新风负荷明显小于武汉,从而导致机组的风冷比远大于武汉。且在西安的室外气象条件下,该报告厅所需的空调机组风冷比恰好在直膨式空调机组选型的适用范围内,因此完全可以按照设计要求的送风量和制冷量选出合适的直膨式空调机组;而在武汉的气象条件下,设计所需的空调机组风冷比明显小于直膨式空调机组的适用范围下限,即使按直膨式空调机组最小的风冷比选型,室内空气的相对湿度亦超出了设计值。


3.3空调房间负荷特性
从表4可以看出,在武汉的气象条件下,该报告厅的直膨式空调机组若仍采用露点送风方式,则室内空气的相对湿度高于设计值。计算案例房间属于人员密集场所,房间的新风负荷和湿负荷均较大。而该房间的使用功能若为接待大堂,其余条件包括围护结构、灯光设备的散热,以及室内设计参数(tn=25 °C,φ=60%)均不变,以室内人数200人、人均新风量20 m3/h考虑,则房间的空调负荷和机组的选型参数如表5所示。

可见,当房间为大堂时,虽然空调房间冷负荷小于报告厅,但由于房间的热湿比增大导致送风比焓差减小,因此送风量的减小幅度小于冷负荷的减小幅度。而新风负荷的大幅减小使得所需空调机组的风冷比明显增大。此时即使按照直膨式空调机组的最大风冷比进行选型,室内空气的相对湿度也明显小于设计值。当然,对于武汉夏季室外空气高温高湿的地区,室内空气相对湿度低一些并不会增加室内人员的不适感。但如果是室内湿度要求严格的场所,直膨式空调机组室内机则需要增加再热和加湿措施。

3.4风冷比影响因素分析
不同的室外气象参数和空调房间的负荷特性,虽然对空调机组的送风量和制冷量都会造成影响,但对机组制冷量的影响远远大于对送风量的影响,其根本原因是设计条件的改变使得新风负荷变化很大,直接导致了所需机组风冷比的差异,进而对直膨式空调机组的运行效果造成了截然不同的影响。



四、结束语


①直膨式空调机组的制冷量和室内机的送风量需满足一定的匹配关系,风冷比的适宜范围为170~200 m3/(kW●h)。当实际选型机组的送风量与设计值不一致时, 应对室内空气的状态参数进行校核。

②室内空气设计参数、室外气象计算参数以及空调房间的负荷特性都会直接影响组合式空调机组的风冷比大小,进而影响直膨式空调机组的运行效果。

③对于一次回风全空气空调系统而言,在常规舒适性空调的室内温湿度范围内,室内相对湿度对设计机组风冷比的影响比温度更为明显。室内相对湿度越高,机组的风冷比越大。而室外气象计算参数和空调房间的负荷特性对机组风冷比的影响更多地体现在新风负荷上,新风负荷是影响机组风冷比的关键因素,也是影响直膨式空调机组运行效果与设计参数偏差大小的关键因素。

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