100变配电机房通风空调节能方案选择计算和控制

1变配电机房通风空调节能方案选择、计算和控制北京市建筑设计研究院黄季宜孙敏生摘要对变配电机房消除室内余热常用通风空调方案进行了介绍。从节能角度提出采用空气处理机组对空气进行冷却降温时应限制冷却量，并总结了设备选择的设计计算方法。分析了优先使用机械通风、通风机变风量控制、冬季盘管的防冻控制等技术措施和控制策略，使变配电机房通风空调设计更合理和节能。关键词变配电机房通风空调方案设备选择计算盘管防冻控制0引言大中型公共建筑的变配电机房常设置在建筑物的地下，变压器发热量较大（一般为变压器功率的1.26%～1.52%）[1]，需设置机械通风消除室内余热。从节能角度变配电机房设计室温不宜太低，以充分利用室外新风作冷源，一般设定在电气设备能够正常工作的37～45℃。实际运行中，室外空气常低于室外设计温度（夏季通风室外计算温度），变压器满负荷运行时间也较少，大部分时间室温会低于设计温度，但人员长期停留的值班室等应考虑另设空调设备。夏季室外温度较高的地区，为保证变压器等电气设备正常工作允许的环境温度，消除室内余热所需通风量很大，有时土建条件不能满足风道尺寸和室外进排风口面积要求，常设置空气处理机组对空气进行冷却降温，以减少通风量。变配电机房通风机耗能量相当可观；即使为减少通风量，也不应无限制地增加人工冷却量，造成更大能耗。本文对变配电机房通风空调常用方案、采用空气处理机组时的冷却量限制和设备选择计算方法，以及节能控制策略等进行了研究总结。1变配电机房通风空调常用方案1.1方案1（简称“通风”）在夏季室外气温较低和土建条件允许设置大尺寸通风系统的场合，宜优先选用夏季新风不经过降温处理，设送、排风机通风的方案。1.2方案2（简称“空调机组”）当土建条件确实不能满足机械通风风量所需空间时，可以采用设置直流式空气处理机组对室外空气进行降温处理。当冬季有冻结危险时可设置回风，使冬季经过盘管的空气为温暖的（约5℃以上）新回风混合空气，可以有2种做法：方案2－1：空气处理机组设置送风机和回风机（兼做排风机）（简称“双风机空气处理机组”）方案2－2：空气处理机组设送风机，另设排风机（简称“单风机空气处理机组＋排风”）方案2比方案1减少了通风量，但增加供冷量。而且设置回风的系统控制较复杂：1)如变压器为满负荷工况，设计工况的最小新风量可通过温度和风量平衡关系式求得；但变压器负荷和发热量是变化的，因此室温和防冻新回风比也是变化的，无法计算确定；因此新回风比很难采用简单的2位调节方式。2)方案2－1可采用调节新、回、排风阀控制新回风比和排风量，但送风机和回风机负担的阻力分配和回风阀处零压点均需认真计算和调节。3)方案2－2的排风机很难适应新风比的改变。1.3方案3（简称“通风＋循环风空气处理机组”）当土建条件确实不能满足机械通风风量所需空间时，还可以采用设送、排风机通风和循环风空气处理机组冷却降温，夏季联合运行的方案。此方案与方案2比较特点如下：1）增加一套循环风空调系统；但新风不设水盘管无冻结危险，不需设回风。22）夏季满负荷时，两套系统同时开启时风机运行功率较大；但非夏季满负荷时仅开通风机，无冷却盘管的新风系统阻力较小风机功率也较小。3）按室温设定值启停循环风空气处理机组，控制较简单。2变配电机房通风空调设备选择计算本节设备选择计算式中：Qn：室内发热量(kW)；tn、tw、ts：分别为室内最高设计温度、夏季通风室外计算温度、设计送风温度（℃），其中tn建议取37℃～45℃；Iw、IS：分别为夏季通风室外计算焓值、表冷器出口空气状态点焓值（kJ/kg）；0.337：空气比热（1010J/kg.℃）和标准状态下密度（1.2kg/m3）的乘积，再除以3600s/h的换算系数。2.1方案1（通风）消除室内余热的通风机风量Vt按下式计算：Vt≈1000Qn/[0.337(tn–tw)]（m3/h）2.2方案2（空气处理机组）变配电机房采用机械通风消除室内余热时，室内含湿量没有变化。而采用空气处理机组对室外空气进行冷却降温，如同时进行去湿处理，即没有必要，还要消耗更多的冷机冷量；因此应对其最大冷却量和最小新风量进行限定：空气处理机组宜为干工况运行，原则上使冷却量全部用于室内降温，不对室外空气进行除湿。因变配电机房基本无散湿量，热湿比可认为无穷大。理想的空气变化过程如图1实线部分。图中：N：室内状态点；W：室外通风状态点，可根据当地夏季通风室外计算温度及夏季通风室外计算相对湿度确定（具体数值详文献[2]）；S：送风状态点，为室外通风状态点W的机器露点（W点等含湿量线与90％相对湿度线的交点）。图中各状态点参数为北京地区数值举例。冷器计算的理论分析计算证明，在空调冷水温度远低于空气露点温度的情况下，使紧贴表冷器外表面的边界层空气温度高于其露点温度的干工况处理过程是可以实现的。[3]已知表冷器进口空气参数及冷水进口水温时，影响表冷器出口空气参数的几个主要因素为：迎面风速、表冷器换热面积及冷冻水流量。对于常温送风空调系统，一般迎面风速控制在2.3～2.8m/s，表冷器排数一般为4～6排，单位长度翅片数为：0.32～0.55/mm；对于低温送风系统，迎面风速则控制在1.5～2.3m/s，表冷器排数一般为6～12排，单位长度翅片数约为0.55/mm[4]。变配电机房空调相对于常温送风属于高温送风，可通过选择较高的迎面风速、较少的表冷器排数及单位长度翅片数量，以减小表冷器的换热面积（此时高风速下表冷器阻力并不过大）；并通过减小冷冻水流量实现图1实线所示的干工况。由于目前空气处理机组配套的表冷器均是为常用的湿工况空气处理服务的，其规格有限，且选型计算对迎面风速有一定限制（一般不宜大于3.0m/s），因此在现有表冷器实际选型时，有可能无法保证空气出口温湿度与S点完全吻合。为保证室温满足设计要求，应首先保证空气出口温度为S点温度，且允许空气处理过程有少量除湿，实际过程如图1虚线所示，表冷器出口状态点为S’点，实际室内工况点为较为干燥的N’点。经过对国产JW型系列表冷器和特灵空气处理机组的选型试算得知，对于北京地区，S’点相对湿度一般在85%~90%之间，S’点的相对湿度越小，冷却量越大。在尚未进行表冷器选型计算前，可先假设S’点的相对湿度为85%，再通过风量与空气处理焓差计算获得空气处理机组的冷却量。设备选择基本计算公式如下：1）空气处理机组风量：Vj≈1000Qn/[0.337(tn–ts)]（m3/h）2）空气处理机组冷却量：QL2＝1.2Vj(IW-IS’)/3600(kW)2.3方案3（通风＋循环风空气处理机组）为最大限度利用机械通风消除室内余热，应限制通风机风量Vt3不得小于方案2的空气处理机组风量Vj。方案3的负荷分配见图1：相当于方案2的N—W段的热量由通风设备负担，W－S段热量由循环风空气处理机组负担；由于循环风空气处理机组的进风和出风温度分别为tn和ts，温差很大而负担热量不大，因此其送风量较小。设备选择基本计算公式如下：1）通风机夏季消除室内余热量：Qt3≈0.337Vt3（tw－tn）/1000(kW)2）循环风空气处理机组消除室内显热余热量：Qx3＝Qn－Qt3(kW)3）循环风空气处理机组风量：Vj3≈1000Qx3/[0.337(tn－ts)]（m3/h）4）循环风空气处理机组冷却量QL3：考虑到不能完全按干工况运行，机组进风为室内状态，比方3案2空气处理机组进风状态（室外空气）含湿量低，应可更接近干工况运行，冷却量应小于方案2，为安全取与方案2相同的冷却量。2.4北京地区计算结果举例我们根据以上计算公式编制了电算表格，可针对不同气象参数、变配电机房采用不同通风空调方案时的设备选择进行计算。表1为北京地区计算结果，从中可以看出：1）表中的室内相对湿度是假设送风含湿量与室外含湿量相等的数值，说明即使空气处理过程完全不除湿，室内环境仍很干燥，完全能够满足变配电机房工艺要求。2）采用空气处理机组降温的方案2、3，通风量约为仅采用机械通风的方案1的50～70％，设计室温取值越低、机械通风量越大，减少的风量越多，可较大地缩小通风道尺寸。3）方案3的循环风空气处理机组风量很小，占方案1（通风）通风量的25％左右，且仅在夏季满负荷的短时间内使用，耗能不多。90%S100%Nε=∞37℃22.6℃W30℃S'85%58%N'图1变配电机房夏季直流式空调通风空气变化过程表1北京地区变配电机房单位发热量所需风量和供冷量计算结果室外通风计算温度（℃）/相对湿度（%）30/58采用空气处理机组送风温度ts（℃）22.6室内设计温度（℃）373839404142434445室内相对湿度Ψn（%）39.237.135.233.431.630.028.527.025.7室内外通风量（m3/h·kW）方案1Vt424371330297270248228212198方案2Vj、方案3Vt3206192181170161153145139132方案3循环风空气处理机组风量Vj3（m3/h·kW）1069382736558534844方案2、方案3机组冷却量QL2、QL3（kW/kW）0.6820.6370.5990.5640.5340.5060.4810.4590.4393变配电机房通风空调系统节能措施和控制3.1通风机变风量分析由于变配电机房设计热负荷很大，致使通风量和风机功率较大；因此可以考虑在设计热负荷减小或室外空气温度较低时减少送风量。可将送、排（回）风机设置为双速风机（不包括方案3风量较小的循环风空气处理机组的风机），根据室温控制风机全速、半速或间断运行；作为温度控制精度要求不高的机房，一般2位控制即可，不考虑采用投资较高、控制复杂的风机变频控制。当采用自动控制时，风机档位切换临界温度可通过以下风量、热量、温差的基本关系式分析确定：4tQttQVnwnnt337.0式中tV——通风机风量（m3/h）；nQ——通风机负担消除的室内发热量（W）；nt——室内温度（℃），最高设计温度表示为jnt；wt——室外新风送风温度（℃），最高设计温度表示为jwt；t——室内外温差，最不利情况的设计温差表示为jt。实际运行中，室温降低、消除余热所需风量tV由100％变为50％的情况有3种：①wt不变，nQ减少50％，此时如tV不变，实际室温1nt＝jnt－1/2jt（1），即室温下降了0.5倍设计温差值；②nQ不变，wt下降、与设计室温jnt的差值增大一倍，此时如tV不变，实际室内外温差也不会变化，实际室温会随之下降1倍设计温差值，即1nt＝jnt－jt（2）。③tV和wt同时下降，nt也下降。由于上述公式(2)的1nt数值低于公式（1），因此3种情况中，实际室温1nt最低的最不利假设情况为第②种情况，此时按公式（2）计算得出的室温1nt可定为风机为低速半风量运行的“档位切换临界温度”。为更安全，我们把此临界温度采用的室温取值比设计室温jnt降低2度，并称为“转换控制采用的最高设计室温”，表示为0nt(＝jnt－2)，则风机档位切换临界温度由公式（2）式改为1nt＝0nt－jt（3）。公式（3）中设计送风温差jt的室外温度取值：方案1为夏季室外通风设计温度；方案2和方案3－1为室内负荷为设计工况下，不需空调供冷情况时室外空气温度。从公式（3）还可以看出，当最高设计室温jnt和0nt提高时，由于送风量可以减少，设计送风温差jt也相应增大，因此临界温度1nt并不随之变化。按公式（3）计算得出北京地区风机档位转换临界温度，方案1：1nt＝28℃，方案2、3：1nt＝24℃。以北京地区采用方案1、设计室温jnt为37℃（转换控制采用的最高设计室温0nt为35℃）为例：假设室内发热量nQ不变，达到1nt时的室外气温wt＝1nt－jt＝28－（37－30）＝21℃。根据全年室外气温统计，小于21℃的小时数为6234，占全年总小时数的71％。实际室内发热量经常小于设计最高值，则风机半风量或停止运行的时数比例会更大，因此变配电机房根据室温采用风量控制的节能潜力还是很大的。风机档位切