摘要：目前恒溫恒濕空調系統設計大多采用節能自動空調機組，能滿足我國不同地區常年運行的設計要求，但盛夏期間控制目標參數出現偏差。 本文探討了偏差的常見原因，并提出了一些經過驗證的減少偏差時間的方法。

1 設備基本性能

1.1生產工藝空調所需參數，常年空調房：溫度t=22±2℃； φ=55±5%

1.2 單元選型配置及基本功能部分（圖1）

1.3智能自動化控制內容：

室內溫濕度監測與控制； 送風溫度監測； 回風溫濕度監測； 新風溫濕度監測； 露點溫度監測； 機組供暖閥門閥門開度控制； 機組冷水閥門閥門開度控制； 機組加濕閥閥位控制； 過濾器堵塞報警； 機組定時啟停控制； 新風閥和回風閥自動調節； 風扇高低速自動切換。 聯鎖保護功能：冷水閥、暖氣閥與風機聯鎖； 防凍裝置與風機聯鎖； 鼓風機與防火閥聯鎖。

控制參數：（根據設計院圖紙、工藝設計要求）

1.4機組基本參數：

2 機組運行狀態

2.1 項目運行記錄：

A、B、C機組空調機組在運行過程中均發現：若保證空調車間室內溫度在目標值范圍內，相對濕度會高于要求的相對濕度值； 如果相對濕度控制在規定范圍內，室內干球溫度應低于目標溫度值。

C機組某日運行記錄如下：

注：1. K-1 單元配備另一個旁路溫度計。 當閥門打開與水接觸時，顯示進水溫度為8℃。

2. 5 臺風扇均低速運轉。

3、K-1機組冷卻段出水電動水閥已安裝旁通管恒溫恒濕空調機組原理，閥門100%開啟。

4、K-2機組冷卻段電動水閥已拆除。 閥門 100% 打開。

5、現場觀察的其他條件：

機組輔助加熱器的下部很冷。

5臺機組的廢氣全部排放到空調機房內，機房墻壁上設有百葉窗與外界相通。

從空調機組內部的表冷段到送風段下部有積水。 。

空調房的地板上積滿了大量的水。

改天早上去現場查看溫濕度傳感器的顯示值：

2.2 現場觀察存在的問題：

我。 新線與舊線之間的通道 當自動門打開時，有很大的風從舊線涌向新線。

二. 車間的一間房間里，門開著，里面有一個很大的紙漿處理槽，產生大量的熱量，地上全是水。

三. 風管穿過地板的地方，大量空氣滲入空調車間，樓下是空調機房。

四. 工作室旁邊有一個休息室。 里面沒有空調設施，外窗大開，直通外面。

v. 室內溫濕度傳感器大部分放置在外墻上，只有兩個放置在工作區域的柱子上。

六. 各機組進水溫度較前一日偏高。

2.3 初步分析

2.3.1空調機組風機部分有積水。 天氣炎熱時，水分不斷蒸發，風扇周圍的相對濕度很高，相當于一個加濕器，增加了空氣的相對濕度。 空調機內部積水是表冷器冷凝水排水不暢造成的。

機組運行時，表冷段處于負壓狀態。 如果冷凝水儲盤排水口與水封反水彎之間的高度差小于該段負壓值，則冷凝水不能順利排出。并且當風機停止轉動時，冷凝水內部機組不再處于負壓狀態，制冷

冷凝水會從可能的縫隙中流出，導致機房地板積水。

2.3.2機組自動空調控制雖為非露點控制，但不必將空氣處理至機組露點后再升溫； 然而，空調機組的表冷器必須具有將空氣處理至機器露點的冷卻能力。因此，即使空調房間的濕度負荷

當熱濕比為零且熱濕比無窮大時，表冷器后面空氣的干球溫度必須小于12℃。

2.3.3 空調機組冷凍水由制冷站供給，機組供水溫度較高。 由于各種原因，冷凍水溫度無法降至通常的7℃。

2.3.4車間的工藝操作要求每班使用濕拖把拖地進行衛生，空調機組必須除去這種增加的水分。

2.3.5 雨季或所在地理位置環境空氣相對濕度較高，新風含水量較大，新風回風混合點會向右移動圖，濕度負荷大不利于除濕。

2.3.6 對于工藝空調，工作區域應是主要調節區域，以實現穩態熱環境。 但由于溫濕度傳感器的安裝位置不當以及溫濕度場內溫濕度的不均勻性，導致傳感器反映的溫濕度值并不是工作空間中的真實狀態。

為了減少控制精度的偏差，傳感器應放置在最佳位置。

2.4 驗證計算

2.4.1 以JDK-III-80機組表冷器計算為例

表冷器正面面積：8.162 m2

表冷器表面風速：νy = 4.862 m/s

表冷器水流速度取1.2 m/s

傳熱系數：K=74.55 W/m2℃

所需冷卻能力：Q = kJ/h (.333 W)

冷凍水量：W=12.96 kg/s（46656 kg/h）

冷水最終溫度：tw2 = 18.17 ℃

與現場測試結果吻合較好。 產品樣本和國家標準均表明水溫差應為5℃。 （水溫差太大，說明機組運行配置不合理）

2.4.2 條件同前，按新水流量2.5 m/s重新計算

計算結果：

水速為2.5 m/s時的結冰水量：W'= 27.01 kg/s = 97.23 t/h

重新計算出水溫度：tw2'= 12.36 ℃

求對數平均溫差：Δtm =8.97 ℃

根據新的水流量重新計算傳熱系數：K= 88.306 W/m2 °C

表面冷卻器傳熱所需的外表面積： F = 849.12 m2

單位表冷器實際傳熱外表面積：=1033.652 m2 >。 也就是說6排表冷器的傳熱面積大于實際需要的表冷器面積。

2.4.3

已知：大氣壓為

從處理前的空氣參數來看：t1=27℃，ts1=19.5℃：i1=55.5 kJ/kg

表冷器后空氣參數：t2=11℃，tS2=10.6℃，φ2=95% 得到：i2=30.7 kJ/kg

計算所需接觸系數ε2=0.947

與其他類型類似結構的表冷器技術數據進行比較恒溫恒濕空調機組原理，決定采用8排。

總正面面積為：Fy = 8.162 m2

表冷器實際有效流通面積：Ff=4.465 m2

表冷器正面風速：νy:=4.862 m/s

表冷器總表面傳熱面積：F0=1460.459 m2

表冷器銅管實際通水面積：f0=10803.37 mm2

濕度分析系數： xi= 1.535

傳熱系數：K=75.03 W/m2?℃（假設水流速度1.2m/s）；

求結冰水量：W =12.96 kg/s (=46656 kg/h =46.656 t/h)

求表冷器所能達到的換熱效率系數：ε1=0.788

求水的初始溫度：tw1 = 6.49 °C

空氣散發的熱量：Q = 661.42 kW

表冷器出口水溫tw2=18.67℃

與6排表冷器計算水溫18.17℃非常接近

2.5 結論：

即使冷凍水進水溫度比標準溫度低7℃恒濕恒濕機，冷凍水進出水溫差過大，說明表冷器水流量太小。 應增加水量。

將8排表冷器水路改為雙回路，并進行復核計算

計算結果：

表冷器銅管實際通水面積：f0=21606.74 mm2

求結冰水量：W = 25.92 kg/s (=93312 kg/h =93.312 t/h)

計算空調機組中表冷器所能達到的熱交換效率系數：ε1=0.871

空氣處理工藝所需的熱交換效率系數ε1'=0.94（按現場實際水溫10℃計算）

可見，空氣處理過程所需的熱交換效率系數ε1'大于空調機組水路采用雙回路8排表冷器時所能達到的ε1值； 即空調機組表冷器進水溫度為10℃，即使增加表冷器排水深度

可使處理后的空氣達到設定的期望值。

當表冷器進水溫度降至標準溫度7℃時

空氣處理工藝所需的熱交換效率系數：ε1”=0.80：

可見，空氣處理工藝所需的換熱效率系數ε1”小于表冷器排深為8排時所能達到的ε1值

求水的初始溫度：tw1 = 8.6 ℃

表明，采用雙回路8列表冷器時，冷凍水溫度略高于標準水溫7℃，機組也能滿足實際運行要求。

2.6 采取的措施

2.6.1 采用雙回路表冷器，在不增加冷凍水流量的情況下增加機組水量。

2.6.2 在每臺空調機組的送風管道上增加SRZ蒸汽精密加熱器（因工藝要求恒溫恒濕空調機，工廠四季都有蒸汽熱源）。空調機組蒸汽加熱器的規格型號為根據冬季工況熱負荷選擇。 由于夏季二次供暖

很小，通風時間短，機組響應波動大，不穩定。 送風管道上加設的小型蒸汽加熱器，反應靈活，慣性小，易于控制。

（圖3）

2.7 改進和結果

河北B機組在送風風道內增設SRZ非標規格蒸汽加熱器（圖3），并將原空調機組二次加熱器電動執行器和蒸汽閥移至風道加熱器進汽管，然后控制軟件程序沒有修改，空調系統可以滿足

設計要求。

3條建議：

3.1.1增大水封高差

水封尺寸可按下式計算。

P——本段設備負壓絕對值（Pa）

3.1.2現場也可用橡膠軟管將玻璃U型管壓差表連接至空調機組表冷段水箱出水口。 空調機組穩定運行時，水柱實際高度差h'并考慮空調機組過濾器阻力變化的原因

元素加上20mm的余量，就是水封高度h（圖5）。

水封高度h≥h'+20(mm)

3.2夏季空調機組盡量不要采用二次回風。

空調房間內空氣的絕對含水量大于露點風。 露點風與二次回風混合后，混合風的絕對含濕量增加了Δd'（圖6），不利于空調除濕。 工廠常年供應蒸汽，采用二次回風供暖并不經濟。

3.3 室內空氣的相對濕度只要能滿足基本工藝要求即可選擇。 室內空氣的相對濕度值較低，會大大增加空調機組的除濕能力，增加空調機組的能耗以及設備的尺寸和規格。

3.4檢查并更換有故障的疏水閥，使疏水閥正常有效地工作。

3.5加強調整后機房的管理，使其滿足工藝空調機運行的基本要求。

3.6做好冷水機的維護保養工作，盡量提供設計所需的冷凍水，以利于整個系統的節能運行。

3.7制定空調系統（自控及空調）的日常維護制度，使設備能運行在最佳狀態。

注：1、K-4系統覆蓋兩層，并配備兩個溫濕度傳感器

2、空調中控室上位機電腦顯示倉庫內溫度、濕度基本穩定，所以沒有進入倉庫觀察。

將五臺空調的風扇全部設置為高速運轉恒溫恒濕機/a>，半小時后實測數據如下：