石俊龍,張寶剛,郭 陽,王紅梅

(1.沈陽建筑大學,沈陽110168;2.大連理工大學,大連116024)

當代社會的快速發(fā)展和人民生活水平的提高是以嚴重的能源消耗為代價的,然而過度的能源消耗使得當前國際社會面臨著嚴峻的 “能源危機”。冰蓄冷空調技術作為 “削峰填谷”的有效措施,已經(jīng)受到世界各國的重視并得到越來越廣泛的應用。由于冰蓄冷空調系統(tǒng)增加了蓄冷設備,使其初投資增加。而低溫送風系統(tǒng)與冰蓄冷系統(tǒng)相結合能夠充分利用冰蓄冷系統(tǒng)所產生的低溫冷凍水,使其能以13～20℃的大溫差送風,減小風管截面尺寸及設備容量,節(jié)省建筑空間,從而在一定程度上彌補了系統(tǒng)初投資及運行費用。但是,大溫差送風勢必會對室內氣流組織及熱舒適產生影響。本文主要探討由于較低的送風溫度對風系統(tǒng)的風管及保溫層的影響。

1 低溫風管及保溫

1.1 低溫風管

常用的風管一般分為矩形風管和圓形風管2種。圓形風管的強度大,消耗的材料少,沿程的阻力、壓降、漏風量小,且便于安裝。不過,圓形風管及它的局部設備占的有效空間大。大多數(shù)的工程中,用于安裝設備的吊頂空間是很局促的,因此在常規(guī)空調系統(tǒng)中常使用占空間小的矩形風管,而不是圓形風管[1],盡管前者在其他方面的性能不如后者,但在低溫送風系統(tǒng)中,送風量的減少導致了風管尺寸的降低,這就允許設計者選用性能較好的圓形風管,這對于提高整個送風系統(tǒng)的性能也是十分有利的。

1.2 低溫風管的得熱及溫升

風管得熱是指氣流在風管內流動時,通過風管壁面與外界氣流進行傳熱而得到的熱量。由此而引起的氣流溫度變化稱為風管溫升。風管得熱也是系統(tǒng)負荷的一部分。若不加考慮的話,它會影響送風溫度,最終會干擾室內參數(shù)。

由于低溫送風系統(tǒng)的送風溫度低 (一般認為6～8℃的低溫送風是最理想的方式),其風管內部空氣與周圍環(huán)境的溫差大于常規(guī)空調系統(tǒng) (送風溫度13℃),而溫差的大幅度增加意味著傳熱驅動力的增強,低溫風管溫升明顯;此外,由于低溫送風系統(tǒng)送風量的降低,相同溫升引起的送風溫度及室內參數(shù)的波動將大于常規(guī)空調系統(tǒng)。因此,要格外引起注意。

1.3 低溫風管的保溫

保溫是送風系統(tǒng)的重要組成部分。其形式有內壁保溫、外壁保溫、雙層風管保溫等形式。我們常應用的是外壁保溫。風管保溫有兩個作用:一是減小送風的冷量損失;二是防止風管表面結露。在低溫送風系統(tǒng)中,由于較低的送風溫度而提高了保溫要求,與周圍空氣的較高溫差增加了風管得熱的驅動力,同時風管壁面溫度的降低使結露的可能大大增加。因此,研究低溫送風風管的保溫有著切實的意義。

影響保溫效果的因素概括起來有以下3點:保溫材料的性能,保溫層的厚度,保溫層的施工質量。

在選定保溫材料及確保施工質量后,確定保溫層厚度的依據(jù)有3個:第一,保溫層外表面的溫度要高于周圍空氣的露點溫度;第二,風管的得熱小于預先設定值;第三,有關保溫的費用盡可能小。一般總是先滿足前兩個要求,然后再考慮最后一個要求。

2 低溫風管的得熱溫升計算與分析

2.1 風管溫升的計算方法

根據(jù)文獻3,風管的溫升計算公式:

圓形風管

矩形風管

式中,t1為某段風管出口處的風溫,℃;te為某段風管入口處的風溫,℃;ta為風管外的空氣溫度,℃;△t為風管溫升,℃;C1取常數(shù)2.01,W·m·s/(mm·kg);C2取常數(shù) 0.5,W·m·s/(mm·kg);A為風管橫截面積,m2;V為平均風速,m/s;D為風管直徑,m;ρ為保溫層密度,kg/m3;U為傳熱系數(shù),W/(m2·℃);P為風管周長,mm;L為風管長度,m。

其中U值可表示為:

式中,γsi為風管內氣流與管壁間的對流換熱熱阻,m2·℃/W,一般取 γsi=0.026;l為保溫層厚度,m,常規(guī)系統(tǒng)保溫層厚度為0.025～0.09m;k為保溫層導熱系數(shù),W/(m2·℃),它的取值范圍為0.03～0.07;γso為風管外氣流與保溫層間的對流換熱熱阻,m2·℃/W,γso一般取=0.1。

由式 (5)可知,風管的傳熱系數(shù)U取決于保冷材料的類型、密度與厚度。設計計算時,風管的總傳熱系數(shù)可以用保冷層熱阻加上風管內外表面的對流換熱熱阻來計算。

2.2 風管溫升的計算與分析

以單位長度圓形風管為例,對低溫風管的溫升進行計算分析。

為方便對比分析,將常規(guī)風管的計算參數(shù)下標記為 “c”,將低溫風管的計算參數(shù)下標記為“d”。

取 γsi=0.026,l=0.03,k=0.045, γso=0.1,根據(jù)公式 (5)計算出U=1.26W/(m2·℃),取ρ=1.165,計算得出y=465DV。

將y值代入式(2)得:

設定相同的風速Vc=Vd,

由以上參數(shù)可求得,△td=1.58△tc。由此可見,使用相同的保溫層厚度 (30mm)時,低溫送風系統(tǒng)的風管溫升是常規(guī)系統(tǒng)的1.58倍。繼續(xù)利用以上公式計算低溫送風保溫層為40mm、50mm、60mm、70mm,常規(guī)送風保溫層為30mm時的溫升比,由此可得出一條溫升比曲線,考慮最不利工況下,tad=tac=34℃,選取和以上計算相同的保溫層厚度,對其溫升比進行計算,也可得到一條溫升比曲線,見圖1。

由圖1可見,當?shù)蜏厮惋L系統(tǒng)與常規(guī)送風系統(tǒng)的保溫層厚度相同時,前者的溫升大于后者。由于低溫送風的送風溫度低,溫升對送風溫度的影響較常規(guī)空調大,因此需要格外注意,以免引起室溫偏離設計值。增加保溫厚度會減少兩者的溫升比。若保溫層繼續(xù)增厚,那么低溫送風系統(tǒng)的溫升會小于常規(guī)系統(tǒng),當保溫層厚度約為52mm時兩者的溫升就相同了。不過,這樣的厚度不一定是經(jīng)濟的。一般以上的厚度都能保證不結露,所以確定最佳保溫層的厚度是通過額外保溫費用與減少風管得熱和降低室內送風溫度之間的經(jīng)濟分析獲得的。

在相同的保溫層厚度 (30mm)條件下,為了探究不同環(huán)境溫度對空調系統(tǒng)溫升的影響,計算出了相同保冷條件下不同環(huán)境溫度 (27～37℃)下的低溫送風與常規(guī)送風的風管溫升比,計算結果見圖2。

由圖2可以看出,在相同的保溫層厚度下,溫升比始終大于1。當風管周圍環(huán)境溫度在27～37℃范圍內時,低溫送風的風管溫升約為常規(guī)送風風管溫升的1.3～1.6倍。溫升比與環(huán)境溫度呈反比,隨著環(huán)境溫度的上升,溫升比的降低速度 (斜率)愈來愈慢,當環(huán)境溫度與室內設計溫度相等時,溫升比達到最大值。

2.3 風管得熱的計算方法

從理論上講風管的得熱量計算公式[3]為:

式中,q為單位長度風管的得熱,W/m;te、ta為風管內外的空氣溫度,℃;a1、a2為管內外空氣與壁面間的對流傳熱系數(shù),W/(m2·℃);d1、dn+1為風管或保溫層的內外徑,m;Ki為風管或保冷層的導熱系數(shù),W/(m2·℃)。

可見風管得熱受到管材、保溫材料、保溫層與管壁厚度、管內外氣流的流動狀況、溫差及管長等眾多因素的影響。特別要注意的是,在其他條件變化不大時,送風溫差的大幅度增加就意味著傳熱的出力增大了,那么風管溫升和風管得熱就會隨之增加。為滿足同樣的冷量需求,在相等的保溫條件下,低溫送風系統(tǒng)的風管得熱與常規(guī)送風系統(tǒng)不同,實際計算時,風管的得熱可由下式[4]求得:

式中Q1為風管的得熱或失熱 (負值為失熱),W;C3為常數(shù)1000,mm/m。

2.4 風管得熱的計算與分析

將式 (7)整理得,

為方便對比分析,將常規(guī)風管的計算參數(shù)下標記為 “c”,將低溫風管的計算參數(shù)下標記為 “d”。低溫送風與常規(guī)送風風管的得熱比Q1d/Q1c可表示成:

根據(jù)式 (9),選取不同的環(huán)境溫度 (27℃～37℃),可計算出相同保溫條件下低溫送風與常規(guī)送風風管的得熱比,計算結果見圖3。

圖3 不同環(huán)境溫度下低溫送風與常規(guī)送風系統(tǒng)得熱比

由圖3可知,為滿足相同冷量需求,在相同條件下,低溫送風與常規(guī)送風風管的得熱比較接近,低溫送風風管得熱量較常規(guī)風管稍大。隨著風管周圍空氣溫度的不斷升高,其得熱比下降。當風管周圍空氣溫度為40～45℃時,其得熱量近似相等。

風管得熱取決于風管內空氣與周圍空氣之間的溫差、風管尺寸和傳熱系數(shù)U。在相同的保溫情況下,低溫送風系統(tǒng)的風管得熱量,可以按從大于常規(guī)設計5%～20%的范圍內變化。

3 低溫風管防結露保溫層厚度的計算與分析

低溫風管防結露保溫層厚度可由以下公式計算:

式中,TS1為風管表面的溫度,℃;TS2為保溫層表面的溫度,℃;TA為周圍環(huán)境溫度,℃;R1為保溫層熱阻,(m2·℃)/W;RT為總熱阻,RT=R1+RF,(m2·℃)/W;RF為空氣側熱阻,(m2·℃)/W;l為保溫層厚度,m;k為保溫層導熱系數(shù),W/(m2·℃)。

現(xiàn)取正常工況參數(shù),TA=27℃,相對濕度為55%,根據(jù)焓濕圖查得其露點溫度為17.3℃。當保溫層表面的溫度等于露點溫度時,是風管防結露保溫層厚度的臨界值。TS2=17.3℃,TS1=8℃,RF=0.126(m2·℃)/W(根據(jù)上文得到),求得R1=0.121(m2·℃)/W,根據(jù)式 (6),取k的較大值0.07W/(m2·℃),計算出防結露保溫層厚度l=8.47mm。常規(guī)空調系統(tǒng)的保溫層厚度可以滿足其不結露的要求。

用以上方法計算夏季最不利工況下的風管防結露保溫層厚度,計算參數(shù)TA=34℃,相對濕度為80%,根據(jù)焓濕圖查得其露點溫度為29.9℃,計算出保溫層厚度l=47.11mm。常規(guī)空調的保溫層厚度已不能滿足其不結露的要求。這就需要設計者在低溫送風系統(tǒng)設計中增加風管保溫層的厚度,以滿足其絕大部分時間保溫層表面不結露的要求。具體增加的厚度還要考慮其他兩個確定保溫層厚度的依據(jù)。表1為在不同的環(huán)境溫度和典型低溫送風溫度條件下,采用帶酚醛泡沫、鋁箔的離心玻璃棉、橡塑材料作為保溫材料時低溫送風風管所需的保溫層厚度。

表1 不同條件下低溫送風風管保溫層厚度(mm)

4 結論

(1)當?shù)蜏厮惋L系統(tǒng)與常規(guī)送風系統(tǒng)的保溫層厚度相同時,前者的溫升大于后者。由于低溫送風的送風溫度低,溫升對送風溫度的影響較常規(guī)空調大,因此需要格外注意,以免引起室溫偏離設計值。增加保溫厚度會減少兩者的溫升比。若保溫層繼續(xù)增厚,那么低溫送風系統(tǒng)的溫升會小于常規(guī)系統(tǒng),當保溫層厚度約為52mm時兩者的溫升就近似相同了。

(2)在相同的保溫層厚度下,溫升比始終大于1。當風管周圍環(huán)境溫度在27～37℃范圍內時,低溫送風的風管溫升約為常規(guī)送風風管溫升的1.3～1.6倍。

(3)在相同條件下,低溫送風與常規(guī)送風風管的得熱量比較接近,低溫送風風管得熱量較常規(guī)風管稍大。隨著風管周圍空氣溫度的不斷升高,其得熱比下降。當風管周圍空氣溫度為40～45℃時,其得熱量近似相等。

(4)當采用冰蓄冷低溫送風空調系統(tǒng)時,使用常規(guī)空調系統(tǒng)的風管保溫層厚度不能滿足其表面不結露的要求,需增加其保溫層厚度保證其絕大部分時間保溫層表面不結露。具體增加的厚度還要考慮其他兩個確定保溫層厚度的依據(jù)。

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