既有工业生产空调优化改造设计分析

许俊峰

（厦门圣鼎建设工程有限公司　厦门市　361000）

1　工程概况

吴江某电子厂坐落在吴江市中山北路，生产车间总建筑面积为：12621m2，主体为1层，建筑层高为7m，净化车间层高3.5m（实验室3m）。该厂为外资，生产一些电子元器件的产品，室内空调工程于2003年5月竣工。

根据工厂的平面构造我们大概可分为几块区域：原材料中转区，拆包区（30万级别），组装加工区（十万级），包装区（30万级），实验区（十万级）。

由于该项目用电量相对较大，跟厂区相关工程师沟通后，发现扣除原机器生产设备的用电量，其余的用电量还是偏大，而其余用电量暖通空调占主体，所以我们此次的主要问题点就集中的原空调系统方面。参考原设计的厂区温湿度要求表如表1。

表1　室内设计参数

2　冷负荷核算

原设计每个区域单独采用一组空调柜进行控制，即：拆包区（AHU-1），组装加工区（AHU-2-1，AHU-2-2），包装区（AHU-3），实验区（AHU-4）。

表2　

根据设计要求，我们对原设计的冷负荷进行重新核算，主要从以下几方面：

2.1　外墙和屋面传热引起的冷负荷计算

根据公式[3]

式中：

A——外墙和屋面的面积，m2；

K——外墙和屋面的传热系数，W/m2·℃；tR——室内计算温度，℃；

tc（τ）——外墙和屋面冷负荷计算温度的逐时值，℃。

t′c（τ）=tc（t）+td

t′c（τ）——经过修正的本地外墙或屋面计算温度逐时值，℃。

td——地点（上海市）修正值（td=1.2℃）由《暖通空调》附录2-6查得。

ka——外表面放热系数修正值，由教材《暖通空调》表2-8计算查得。

kρ——吸收系数修正，由教材《暖通空调》表2-9查得。

2.2　从岩棉彩钢板传热引起的冷负荷计算

根据查《暖通空调》得公式：Q·c（τ）=AiKi（to，m+△ta-tR）式中：

A——内围护结构的面积，m2；

Ki——内围护结构的传热系数，W/m2·℃；

to，m——夏季空调室外计算日平均温度，℃；

△ta——附加温升，℃。

查《暖通空调》，△ta=3℃。

2.3　设备散热形成的冷负荷计算

根据业主的提供的机器资料，设备及其电动机都放在室内。

式中：N——电动设备的安装功率，kW；

Ki——内围护结构的传热系数，W/m2·℃；

η——电动机效率；

n1——利用系数，是电动机最大实效功率与安装功率之比，一般可取0.7～0.9，可用于反映安装功率的利用程度；

n2——电动机负荷系数，定义为电动机每小时平均实耗功率与机器设计最大实耗功率之比，对精密机床可取0.15～0.40，对普通机床可取0.5左右。

2.4　照明散热形成的冷负荷计算

根据设计要求区内的照度不得小于1500lox。据电工知识可以确定灯具的盏数，根据《暖通空调》灯具之获得热公式：

Q·c（τ）=1000n1n2NCLQ

式中：Q·c（τ）——灯具散热形成的冷负荷，W；N——照明灯具所需功率，kW；

n1——镇流器消耗功率系数，当明装荧光灯的镇流器装在空

调房间内时，取n1=1.2；当暗装荧光灯镇流器装高在顶棚时，可取n1=1.0；

n2——灯罩隔热系数，当荧光灯罩上部穿有小孔（下部为玻璃板），可利用自然通风散热于顶棚内时，取n2=0.5～0.6；而荧光灯罩无通风孔者 n2=0.6～0.8；

QLQ——照明散热冷负荷系数。

n1取1.2，n2取0.8；查《暖通空调》附录2-22取QLQ=0.37。

n3——同时使用系数，定义为室内电动机同时使用的安装功率与总安装功率之比，一般取0.5～0.8。

n1取 0.9，n2取 0.4，n3取 0.8，η 查《暖通空调》表 2-11取值。

2.5　人体散热形成的冷负荷计算

由公式：Q·c（τ）=qsnφCLQ

式中：Q·c（τ）——人体显热散热形成的冷负荷，W；

qs——不同室温和劳动性质成年男子显热散热量，W；

n——室内全部人数；

φ——群集系数；

QLQ——人体显热散热冷负荷系数。

由公式：Q·c=qnφ

式中：Q·c——人体潜热散热形成的冷负荷，W；

q——不同室温和劳动性质成年男子潜热散热量，W。

查《暖通空调》表 2-12、表 2-13和附录2-23，qs取 83，φ 取 0.90，QLQ取 0.84，q 取 152。

2.6　新风冷负荷计算

根据苏州夏季空调室外计算干球温度34℃，湿球温度28.2℃，由湿空气焓湿图查得室外空气焓值ho=91.2kJ/kg。

当tR=25℃，φ=55%时，室内空气焓值hR=52.5kJ/kg；

ho-hR=91.2-52.5=38.7 代入：qo=0.33×Q（ho-hR）可求得。

qo——新风冷负荷W；

Q——新风量m3/h。

查询相关的数值代入以上6方面的负荷公式，及业主提供的资料，核算出原本各个车间的冷负荷值分别如下：拆包区235W/m2，加工组装区450W/m2，包装区230W/m2，实验室575W/m2（具体详细计算过程就不一一带入以上公式列出来）跟之前设计的结果并无明显出入，也印证了之前负荷设计符合设计要求的，但通过负荷核算完我们可以准备的发现两个车间的冷负荷指标相对偏高，即加工组装区和实验室区域。通过深入了解两个区域冷负荷指标高的原因都是因为引入大量的新风引起的，顾下面我们就主要对新风比例及新风量进行详细核算。

3　送风量及新风量校核

式中：V——洁净室体积，m3；

L冷——空调系统送风量m3/h。

以拆包区为例，送风量L冷为：105000m3/h，体积：V=2200×3.5=7700m3，带入公式中n冷为13.6次，其余带几个房间带入公式分别为加工组装区17次，包装区为15次，实验室为17次，根据《实用供热空调设计手册》可知道，30万级的洁净室厂房的换气次数要求n＞=10次/h，10万级的洁净室厂房的换气次数要求n＞=15次/h，所以之前设计的送风量符合要求，风量设计准确。

当不能确切知道人员数或漏泄情况时，或者在初步方案时以及估算校核用，可采用新风应占总风量一定比例的方法来确定新风量，用换气次数的经验值估算无尘室的压差值。对于无尘室的压差值计算方法通常也有缝隙法，但由于缝隙法数值及计算过于复杂，对于门缝数量，长度等调查取证会耗费大量时间及容易产生漏算的情况，近年来基本采用相对容易计算的经验值估算法。

系统新风量按《洁净厂房设计规范》规定，对于乱流洁净室，新风量不应小于总风量的10～30%，对于单向流无尘室，新风量应不小于总送风量的2～4%。原则是：无尘室高度越低新风比越大。当然，对于全部用循环风的场合，或者工艺需要或允许时，新风比可不按以上比例取。换气次数根据经验值估算，即当无尘室的压差值为5Pa时，压差风量即新风量相应的换气次数为1～2次，当无尘室的压差值为10Pa时，压差风量相应的换气次数为2～4次。因为无尘室压差风量的大小是根据无尘室维护结构的气密性及维持的压差有关，所以在选取换气次数时，对于气密性差的房间可以取上限，对于气密性好的房间可以取下限。本次房间隔墙经过检查后发下胶水及密封均良好，固按照气密性好的房间进行计算。把本

由空调冷负荷要求的其换气次数为：次的四个房间代入换气次数公式：n次/h后得出新风换气次数，参照上述《洁净厂房设计规范》规定，我们可以发现，新风换气次数拆包和包装两个车间在规范要求内，组装加工车间为4.28次/h，实验室为15次，均超出规定的上限要求。

针对上面新风的计算结果我们详细深入了解，为何组装加工车间和实验室为何新风量会超过规范要求。经过原始图纸及现场的考察，发现组装加工车间的4条线线上，每条线上有一个注塑和焊接的部位，占地面积约：4m（长）×3m（宽），次地方由于有加热及注塑发热，注塑发热散发气味，固设备上方有一个大的排气管道连接设备排气口，设备从周边吸风排走，查询排风机参数：每条线的排风量为：10000m3/h；而实验室新风量大的原因因为采用了全送全排风的系统，在和厂务沟通中我们得知实验室在进行试验的时候会用到有刺激性气味，对人体会造成影响，所以实验室早期设计为负压房，空调系统为全送全排系统。因此针对以上调查我们把两个问题点分别拆开解决。

4　针对问题点提出相应解决方案

大家都知道，新风的处理量直接影响了空调的冷负荷量，冷负荷直接会影响到耗电量，处理新风的耗电量是比较高的，在保持工业工艺性的生产要求下如果能减少新风的送风量或者降低工艺排风量，对于可回收的新风冷负荷，回收完再排放都可以取到节能减排的作用。

针对组装车间的特点，根据与现场管理生产人员的沟通，此排风主要为了排出热气及异味，对于洁净度有要求而对送风温湿度并无严格要求，而机器本身为整体的流水线，所以无法肢解，流水线中后段对洁净度和温湿度有要求，因此针对此特点，我们大胆的提出直送直排系统：即增加一台全新风送风过滤系统，四条流水线排风量由新增的新风过滤机组承担，新风送风机组由初中效段+风机段+高效段组成，并相应降低原本组合风柜的新风送风量，对于排气设备四周用密闭的隔墙板封闭，只留下进行材料传送的传送带，改造示意图参考图1。

图1　改造后设备排风示意图

原流水线设备排风量10000m3/h每台，共计4条，总排风量为：40000m3/h。

对于新增的新风送风系统，我们希望其送风不对扩散到周边的环境，固我们要把新做的设备隔墙区域做成负压区，相比比周边的环境压差略低，同样采用《洁净厂房设计规范》规定的经验值估算法我们把该小区域的负压换气次数设定为4次，该区域体积为：5m×3.5m×3.5高61.25m3，总负压风量为：61.25×4=245m3/h。因此4条线的总送风量为：4×（10000-245）=39020m3/h。

针对实验室的特点，提出另外一个方案：对排风的冷负荷进行回收，目前对于此系统冷负荷的回收方案，近几年有非常适合的产品——全热交换器。全热交换器是一种高效节能的热回收装置，通过回收排气中的余热对引入空调系统的新风进行预热或预冷，在新风进入室内或空调机组的表冷器进行热湿处理之前，降低（增加）新风焓值。有效降低空调系统负荷，节省空调系统能耗和运行费用，有效地解决了提高室内空气品质与空调节能之间的矛盾，在空调系统节能领域中具有不可替代的作用。全热交换器可实现室内外双向换气，新风和污风等量置换，新风和排风完全隔开，彻底避免交叉感染发生。因此此设备非常适用这次的实验室排风改造。查看原设计实验室排风风量为30600m3/h，而实验室的新风送风量为27000m3/h，处于负压状态，本次选型取送回风小的的风量为依据，选择处理风量为27000m3/h的全热交换器，改造后示意图参考图2。

5　投资回报比概算

根据上面列出的新风冷负荷计算方法和数据，在夏季工况情况下，室内外焓差为38.7kJ/kg，组装加工车间的新增的新风送风系统新风量39020m3/h，代入：qo=0.33×Q（ho-hR）可求得新风冷负荷：qo=498324.42，W=498.324kW。

图2　实验室排风改造示意图

实验室方面，根据某品牌的全热交换器提供的参数，在全热交换器在运行中高温新风的热量除大部分通过纸芯传给低温排风外，尚有少量热量通过交换器壳体传给大气，因此用热平衡来做焓湿图存在一定的困难。用湿平衡来做图比较方便准确，即新风的水蒸汽传给排风，并无其它损失，收支平衡。参考厂家提供的实验焓湿图。

图3　焓湿图

全热换热效率计算公式：

x1、x2、x3、——分别代表新风进口、新风出风、排风进口的焓（温度、湿度）值；

Ms——代表送风质量流量；

Mmin——代表送风和排风中质量流量较小的一个。在不考虑质量流量差异（也就是新风量和排风量相同的情况下）可以简化成下面的表达式：

显热交换效率ηt=（t1-t2）/（t1-t3）×100%；湿交换效率ηd=（d1-d2）/（d1-d3）×100%；全热交换效率ηi=（i1-i2）/（i1-i3）×100%。

t1、d1、i1－新风的初温度℃、初湿度 g/kg、初焓值 kJ/kg；

t2、d2、i2－新风的终温度℃、终湿度 g/kg、终焓值 kJ/kg；

t3、d3、i3－排风的初温度℃、初湿度 g/kg、初焓值 kJ/kg。

参考上方数据，室外新风干球温度t1=34℃，空气焓值：i3=91.2kJ/kg。

排风初温度t3=25℃，室内空气焓值：i3=52.5kJ/kg；机器设备的全热交换效率，铭牌上显示70%，把以上数据带入第三个分公式得出：i2=64.11kJ/kg。再把处理后的回风代入：qo=0.33×Q（ho-hR），得出节省的新风冷负荷为：qo=0.33×27000×（91.2-64.11）=241371.9，W=241.3719kW；综上改造后可节省的新风冷负荷：q总=241.3719+498.324=739.6959kW。查询原工厂主机的样册，在7度供水的情况下，制冷效率为：η=5.28，即我们新风冷负荷：q总/制冷效率η=设备耗电量N（设备节约电量kW），将数据带入公式得出：739.6959/5.28=140kW，即每小时可节约用电140kW，为了便于计算，本次计算我们只考虑主机能能耗，至于水泵减少的流量带来的节能以及新增风机的功率这里就不再详细推算。

根据苏州冬季空调室外计算温度-2.5℃，冬季工况如下，冬季空调室外计算相对湿度77%，由湿空气焓湿图查得室外空气焓值：ho=3.35kJ/kg，代入：qo=0.33×Q（ho-hR）可求得加工组装车间节省的新风热负荷：qo=632884.89，W=632.88489kW，代入全热交换效率：ηi=（i1-i2）/（i1-i3）×100%，得出：i2=37.775kJ/kg，再代入：qo=0.33×Q（ho-hR），可求得实验室车间节省的新风热负荷：306726.75w=306.72675kW，总的节省的新风热负荷为：306.72675+632.88489=939.61164kW，由于原厂的加热方式采用的是天然气锅炉加热的方式，锅炉热效率为η=90%。在这我们为了简化计算，不考虑管道热损失及全热交换器的耗电量，天然气热值为：Q气=8600Kcal/m3，新风热负荷换算成热量单位为：Q=857.41×939.61164=805632.416252Kcal，Q/（Q气·η）=天然气用量V，代入公式得出天然气用量V=104m3。

根据苏州的夏季工况时间为每年5月～11月，冬季工况为每年的12月～3月，工厂每天运转24小时3班轮流，以稳态的计算法，每月按照平均30天算，夏季工况可节省平均耗电量为：24×30×7×140=705600kW，因为空调主机的运转效率耗电量参数推算全年平均值约为80%，因此节电方面我按照80%最终计算，即：705600×0.8=564480kW，苏州工业用电为1元/度，因此改造后每年夏季工况可节省564480元。冬季工况方面，参考夏季工况节省费用的计算方法，苏州非民用用气为3.25元/m3，即每年冬季工况可节省的成本为：3.25×24×30×4×104×0.8=778752 元，总计全年节省费用为：778752+564480=1343232元。

某品牌新增送风机组投资约80000元，管道费用及其他杂费约为60000元，装修费约为20000元，某品全热交换器的投资费用110000元，其他杂费约为12000元，总投资为：8+6+2+11+1.2=28.2万元，投资回报率（ROI）=年利润或年均利润或每年节省费用/投资总额×100%=134.3232万/28.2×100%=476%，显然意见投资不到三个月便可回收成本。经过以上的方案计算，此次的节能改造显得非常有必要，狭义方面可以为业主减少开支，迅速回收成本，广义方面可以响应国家提倡的节能减排的号召，为国家的节约型社会贡献自己的力量。

6　结语

过去我国依靠高消耗资源，工业化进程得到了迅速的发展。现如今，为了更好的建设全面小康社会，贯彻可持续发展战略，我国致力于建设节约型社会。对于原有的暖通空调的节能优化改造工作则降低了能耗，缓解了资源紧张的局面，进一步加强了节约型社会的建设。随着我国科学技术的不断发展，针对早期暖通空调的节能优化改造也将得到更好的完善。

[1]《采暖通风与空气调节设计规范》（GBJ50019－2003）.北京：中国计划出版社，2004.

[2]赵荣义，等.简明空调设计手册.北京：中国建筑工业出版社，1998.

[3]陆亚俊，马最良，邹平华，等.暖通空调.北京：中国建筑工业出版社，2002.

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[6]全国民用建筑工程设计技术措施-暖通空调·动力.北京：中国建筑标准设计研究所，2003.

[7]北京市建筑设计研究院建筑设备专业设计技术措施.北京：中国建筑工业出版社，1998.

[8]中元国际工程设计研究院暖通空调设计50例.北京：机械工业出版社，2004.

[9]宋孝春.民用建筑制冷空调设计资料集.北京：中国建筑工业出版社，2003.