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楼主: nanjingpingri

中央空调水系统为何设计7℃-12℃供回水温度?都是洋首是瞻的谬误

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发表于 2017-2-12 15:43:58 | 显示全部楼层

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发表于 2017-2-12 15:58:00 | 显示全部楼层
新风加二级表冷的冷量=12.74+47.55=60.29kW,与设计冷量60.1kW吻合。新风和二级表冷的送风点都偏

左和偏下是因为设计师加了10%的保险系数,所以除湿和降温能力比设计的稍强。
这个设计明显的不足是把再热量设计到34.9kW,比新风加室内热负荷都大得多!更要命的是这个设计还

存在另一个更严重的问题,那就是在室外工况恶劣(干球33.2,相对湿度90%)时,机组不能满足除湿要

求……如何计算呢?当然这对设计师来说是无所谓的,因为“50小时不符合设计规范”保证,以室外工

况干球33.2度,湿球26.4度设计,每年最多只有50小时可能会不满足设计要求,何况设计师已经考虑了

10%的保险系数呢?
发表于 2017-2-13 10:23:59 | 显示全部楼层
平常说的理论计算存在两个概念,一个是根据现存的局部计算公式,计算出实际运行的情况;另一种是从一个崭新的角度对某个领域提出比较全面的理论和计算方法。我们日常听到的理论计算属于前者。

比如,如何计算上述设计是否能满足要求呢?上述第一种计算是无法计算出来的。为什么呢?因为它牵涉到水温漂移的问题。在计算之前我必须声明前面搜说这个设计不能满足设计要求是不一定正确的,因为这个问题是我在两年前计算的,记忆中计算的是集中新风一次回风设计,发表了上述命题后,找了半天旧资料,才发觉原来我在两年前所计算的是集中新风二次回风设计。至于集中新风一次回风设计是否能满足要求我现在也不得而知,必须等到计算过后才有答案。回复论坛态度不够严谨,尚请见谅!

一次回风设计二级表冷冷量比新风表冷大得多,所以当室外工况恶化,虽然大幅提升了新风表冷的性能在整个系统的冷量,但是对这个系统而言,增幅还不算离谱。水温漂移是由于末端和主机的冷量不平衡而产生的,漂移的目的正是要平衡两者的冷量。

注意,前面所选新风表冷和二级表冷的水流量分别是0.61l/s和2.45l/s。水泵选定了水流量不变,除非用变频水泵,这里我们假设用定速水泵。净化系统工程不大,有和舒适性空调公用水系统的,也有单独水系统的,我们所接触到的是后者居多。如果是后者,末端总冷量60.1kW,常规的做法是匹配一个65(20冷吨)的模块机组。我们尝试建立这个空调系统是稳态数学模型。

当室外干球33.2度,湿球26.4度标准设计工况和室内干球24度,相对湿度50%,当供水温度=7度,前面已计算末端总冷量=60.29kW;同法,可算得当供水温度=9度,末端总冷量=11.63+41.74=53.37。

当室外为高湿恶劣工况W*干球33.2度,相对湿度90%,湿球=31.69度,室内干球24度,相对湿度50%,当供水温度=7度,把新风表冷水流量固定在0.61l/s,出水温度= 13.92度,送风点K*为干球18.9度,湿球18.82度。新回风混风点 C*为干球23.54度,湿球17.19度,含湿量=9.659g/kg。电机升温1.4度后,C*'点含湿量=9.659g/kg,干球24.94度,湿球17.65度。输入二级表冷得送风点L*干球=13.74度,湿球=12.83度,末端总冷量=17.75+52.95=70.7kW。
当供水温度=9度,末端总冷量=16.58+44.88=61.46kW。

当室外干球33.2度,湿球31.69度,当室内焓值=50.83kJ/kg,当供水温度=7度,末端总冷量=17.75+57.57=75.32kW。当供水温度=9度,末端总冷量=16.58+49.68=66.26kW。

当室外干球33.2度,湿球31.69度,当室内焓值=53.83kJ/kg,当供水温度=7度,末端总冷量=17.75+62.35=80.1kW。当供水温度=9度,末端总冷量=16.58+53.88=70.46kW。
发表于 2017-2-13 10:28:10 | 显示全部楼层

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发表于 2017-2-13 10:29:16 | 显示全部楼层

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发表于 2017-2-13 11:00:34 | 显示全部楼层
建立了上述净化空调系统的稳态数学模型就可以开始计算水温漂移和机组在水温漂移后的性能变化。

在实际操作中,许多应该是这样的经常是并非如此!以选主机为例,末端冷量只有60.1kW,所以选择一台65kW的模块机应该是不会有问题的,至少供7度冷冻水不成问题吧?事实上,市场就像是在雨季,水分大得很呢?自从我1991年入行,管工厂的就一直面对一个困惑。对手都把额定冷量标得比你高,销售人员老是抱怨额定冷量标低了,产品卖不出去。举20冷冻模块机为例,这里头有多重水分的问题。首先上场上的一个冷吨比书本上的冷吨小得多!你算算吧,20冷吨是65kW,所以1冷吨=65/2=32.5kW……这和书本上的值一样吗?

然后是65kW都做不到,其实只要打开压缩机选型软件就一目了然了,更荒唐的是有用10匹压缩机,甚至四个五匹压缩机做65模块机的。我是始终认为搞制造,性能和质量是第一位,价格是第二位,所以我们的20冷吨模块机组冷量是比较足的,蒸发温度做到2.3度,冷凝温度49.5度。但是惭愧得很,冷量多少大家应该可以从上述平衡图看出来。

无论如何,上述选型的两个末端系统匹配65模块机的结果如下图,进水温度是7.3℃,不是7℃,明眼人当然心中有数,因为末端的冷量比主机大……

不过这暂时不碍事,因为在设计工况机组性能是不会有问题的,假如有问题,那就是绝对的偷工减料了。问题是在恶劣工况,水温往上漂移得更多的时候,机组的性能如何?还能满足设计要求吗?
发表于 2017-2-13 11:01:49 | 显示全部楼层

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发表于 2017-2-13 11:54:10 | 显示全部楼层
当室外处于稍长时间下雨天的高湿状态,取干球33.2℃,相对湿度90%,这时末端的冷量更大了而主机冷量改变不大,所以水温升高使得末端冷量减小而主机冷量增大直到两者相等为平衡点。下图显示在这个平衡点上公水温度=9℃。
发表于 2017-2-13 11:55:13 | 显示全部楼层

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发表于 2017-2-13 12:25:27 | 显示全部楼层
当室外高湿,室内24℃/50%,供水温度9℃时,新风表冷送风点K*点的干湿球为20℃/19.92℃,新回风混风点C* 是干湿球23.64℃/17.29℃,电机升温后,C*’ 是干湿球25.04℃/17.76℃。二级表冷送风点L*为干湿球14.24℃/13.4℃,再热Δi=9.415kJ/kg后,得O*点干湿球。加室内热湿负荷得初步平衡点N*干湿球24.66℃/48.7℃。初步平衡点暂时在设计要求的范围内,回顾设计要求是24±1℃,50±5%。为啥又是初步又是暂时呢?
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