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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 2017-2-14 16:02:51 | 显示全部楼层

186.PNG
发表于 2017-2-14 16:33:03 | 显示全部楼层
主机和末端的平衡图是个很好的工具。
以往只是说主机和末端互相影响相辅相成,但都是大小高低之类的定性而已,没有量化。
通过把主机和末端曲线结合在一起,得到不同条件下的实际工况点,尤其在室外高温高湿的恶劣工况,能够做到算之有据,而不再需要通过拍脑袋放余量来保障
发表于 2017-2-14 16:48:51 | 显示全部楼层

我以西安太平万花山庄为例讲一下7-15机组的成本和节能。
该工程选用8台40RT和6台20RT部分热回收模块机,选用空气处理机组15台,风机盘管298台,水泵两用一备。其中模块机组为常规机,非高效节能型。
该工程总造价182万,比7-12总投资没有增加。
该工程水泵选择对比如下。
7-12系统:Q=70m3/h,H=32m,P=11KW,1台。Q=200m3/h,H=32m,P=30KW,2台。
7-15系统:Q=50m3/h,H=32m,P=7.5KW,1台。Q=140m3/h,H=32m,P=22KW,2台。
大水泵为一备一用。
所以水泵节能30+11-22-7.5=11.5 KW。系统总功率为470KW,水泵节能2.5%。
夏天机器在运行过程中,模块出水8.7度,进水15度,与7-12机组相比提升1度左右的水温,冷凝温度为50.7度,提高了0.7度的冷凝温度,所以机组节能在2%左右。
整个工程造价没有增加,节能在4.5%左右。
      
发表于 2017-2-14 17:12:07 | 显示全部楼层
zhuangzhou 发表于 2017-2-14 15:57
供水温度10.1℃,室外W*点干球33.2℃,湿球31.69℃,则新风表冷输出冷量=15.86kW,送风点K#干球=20.66℃, ...

供水温度10.4℃,室外W*点干球33.2℃,湿球31.69℃,则新风表冷输出冷量=15.73kW,送风点K##干球=20.78℃,湿球=20.69℃。一次混风室内N#点干球温度24.55℃,湿球=17.57 ℃,一次混风点C1##干球=23.05℃, 湿球=18.85℃, 相对湿度=67.8%。二级表冷冷量=11.89kW。末端总冷量=15.73+11.89=27.67kW,送风点L##干球=14.15℃,湿球=13.99℃。
二次混风点C2##干球=22.42℃, 湿球=16.8℃, 相对湿度=57.2%。加电机升温1.4℃,得O##点干球= 23.82℃,湿球=17.28 ℃。加热湿负荷焓差 Δi =1.726kJ/kg, Δd =0.175g/kg,N##点i=50.34kJ/kg, d=9.706g/kg,,干球= 25.06℃,湿球=17.83℃,相对湿度=49.7%。
N##点i=50.34kJ/kg比N点大50.34-49.5=0.84kJ/kg,所以水温会继续往上漂移!无论如何温度已超出设计范围而水温漂移尚未有收敛的趋势。
发表于 2017-2-14 17:29:14 | 显示全部楼层
两年前我计算这个案例时,算到水温漂移到9.8℃,而且处理过的含湿量,比较大,所以就草率地认为二次回风性能很恶劣。现在循环计算后,发觉处理过的焓值并不比设计要求的焓值高太多。因此把主机再选大使得水温漂移减小,平衡室内焓值下降,则常规二次回风设计是可行的。计算和揣测有出入,这是我这几年经常碰到的情况,这是一个例子。
不过,我尝试匹配28.5kW主机,即比末端大(28.5/25.4)-1=12.2%,平衡室内焓值仍然增加0.86kj/kg,降速缓慢。这也就是说,还要匹配大得多的主机。无论如何,因为二次回风的设计总冷量只有一次回风设计的25/60=42%,所以选大主机还是可行的,不过要事先计算好。
发表于 2017-2-14 17:33:09 | 显示全部楼层
若把主机选大,比如匹配28.5kW的10冷吨风冷主机,则在高湿工况水温漂移到8.4℃。这时运行情况如下:
当室外高湿工况点W*干球温度33.2℃,湿球31.69℃,相对湿度90%,室内N点干球温度24℃,相对湿度50%,供水温度=8.4℃,水流量=0.61l/s,则送风点K*干球温度=19.65℃,湿球温度=19.56oC,冷量=16.97kW。
二级表冷:输入新风量1000m3/h,一次混风量=2521m3/h,新风K*点干球温度=19.65℃,湿球温度=19.56oC,回风N点干球温度=24oC,湿球温度17.02oC,则焓湿图选型软件输出混风点C1*干球温度=22.27oC,湿球温度=18.05oC。
输入二级表冷供水温度8.4℃,表冷水流量=0.59l/s,风量=2521m3/h,进风C1*干球温度=22.27oC,湿球温度=18.05oC,则末端选型软件输出,出风点L*干球温度=12.59oC,湿球温度=12.42oC,冷量=13.27kW。末端总冷量=16.97+13.27kW=30.24kW。
输入新风量=2521m3/h,二次混风量=11120m3/h,新风L*干球温度=12.59oC,湿球温度=12.42oC,回风点N干球温度=24oC,湿球温度17.02oC,则二次混风点C2*干球温度=21.41oC,湿球温度=16.05oC,相对湿度=58%,焓值=44.95。
加电机升温1.4℃,得O*点干球= 22.81℃,湿球=16.54 ℃。加热湿负荷焓差 Δi =1.726kJ/kg, Δd =0.175g/kg,N+点i=48.69 kJ/kg, d=9.496g/kg,,干球= 24.28℃,湿球=17.3 ℃,相对湿度=50.3%。N+点焓值比N点大48.69 -47.83=0.86kJ/kg。
发表于 2017-2-14 17:37:18 | 显示全部楼层

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发表于 2017-2-14 18:04:00 | 显示全部楼层
本帖最后由 zhangjf8403 于 2017-2-14 18:05 编辑
清风_n11Ht 发表于 2017-2-14 16:48
我以西安太平万花山庄为例讲一下7-15机组的成本和节能。
该工程选用8台40RT和6台20RT部分热回收模块机 ...


提高冷凝温度主机并不节能,你所谓的冷凝温度是50.7是怎么得来的?应该指出此时的室外工况。冷凝温度升高,表示压缩机排气压力升高,高压时压缩机做功吃力,消耗冷媒冷量,所以不加大冷凝器的散热能力,在夏季恶劣工况时许多在冷凝器上”动手脚“的机组吃不消
发表于 2017-2-14 18:26:56 | 显示全部楼层
zhuangzhou 发表于 2017-2-13 19:37
道可道非常道,我对老子道德经开章明义的第一句话的理解是:可以道得出来的道理并非恒常的道理。所有的知识 ...

恒温恒湿做1次回风系统再热量是一个相当大的能耗,再热的方式有:热水盘管、电加热、蒸汽盘管或者导热油盘管;2次回风系统是为了利用房间里的余热把经过第2道表冷盘管处理的(新风和1次回风)升温,这样可以减少过多配置再生热。1次回风与2次回风比例多少比较合适?
发表于 2017-2-14 19:55:43 | 显示全部楼层
我认为比较理想的设计方法是多工况设计,在考虑机组在设计工况正常运行的同时,考虑和保证机组在恶劣工况运行的性能。在我发表多工况设计之前,我再提一个对传统设计的意见,我相信这回可能会引起一番争论,因为这是一个几乎是公认的比较好的自控设计方案。是啥呢?就是含湿量或露点温度控制。
恒温恒湿控制,有控相对湿度的,有控露点温度的,也有控含湿量的。后两者其实是一样的,因为露点温度和含湿量是1-1对应的。曾有一段时期,我认定含湿量或露点温度控制是最好的,我给的理由是含湿量和干球温度是两个独立的参数(independent variables),就是没有关联的,一个参数变化不会影响另一个,所以控制了含湿量再控制干球温度,可以按部就班地完成。不像相对湿度,它是随着干球温度变化的,所以控不住。然而发现了等相对湿度定律后,我改变了看法。

我的下一个命题是“含湿量或露点温度控制是杀鸡用牛刀,而且极可能是杀得鸡飞狗走”。

有点无理吧?很是武断吧?

让我们先看看上述集中新风一次回风的案例。190楼当室外高湿,室内24℃/50%,供水温度9℃时,平衡点N*干湿球24.66℃/48.7℃。当供水温度是9.1℃,回风状态是N*干湿球24.66℃/48.7℃,室内平衡状态点N+干球温度和相对湿度为24.88℃/48.7%。当水温漂移到9.2℃,室内平衡状态点N#干球温度和相对湿度为25.01℃/48.6%。

上述不论是N*、N+或N#平衡相对湿度都是48.7%左右。在设计工况,平衡点相对湿度也与48.7%比较接近,是50.3%。这说明什么呢?我认为这说明平衡相对湿度可设计到接近设计要求的中间值,这样只要控制好干球温度就行了。最后可用再热做微调。假如我的说法是正确的,那么控制焓湿量是多余的,而且把焓湿量控制到设计要求的中间值那么精准有啥用?

为啥没用呢?因为恒温恒湿净化系统的基本问题就是当室外工况恶劣时,水温控不住,于是造成干球温度和焓湿量都往上漂移,也就是室内平衡状态的在焓湿图上网右上方漂移,经常是不但超过设计要求的中间点,而且是超过上限点!201楼展示的集中新风一次回风案例就是如此。焓湿量控制在9.25g/kg,但是当室外工况恶劣化,水温漂移使得室内平衡状态点也沿着红色实线往右上方漂移,而且超出了设计范围。含湿量或露点温度这把牛刀用是用了,结果却又控不住,这不但是杀鸡用牛刀,而且还杀不死小鸡呢?
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