既有工業生產空調優化改造設計分析

許俊峰

（廈門圣鼎建設工程有限公司　廈門市　361000）

1　工程概況

吳江某電子廠坐落在吳江市中山北路，生產車間總建筑面積為：12621m2，主體為1層，建筑層高為7m，凈化車間層高3.5m（實驗室3m）。該廠為外資，生產一些電子元器件的產品，室內空調工程于2003年5月竣工。

根據工廠的平面構造我們大概可分為幾塊區域：原材料中轉區，拆包區（30萬級別），組裝加工區（十萬級），包裝區（30萬級），實驗區（十萬級）。

由于該項目用電量相對較大，跟廠區相關工程師溝通后，發現扣除原機器生產設備的用電量，其余的用電量還是偏大，而其余用電量暖通空調占主體，所以我們此次的主要問題點就集中的原空調系統方面。參考原設計的廠區溫濕度要求表如表1。

表1　室內設計參數

2　冷負荷核算

原設計每個區域單獨采用一組空調柜進行控制，即：拆包區（AHU-1），組裝加工區（AHU-2-1，AHU-2-2），包裝區（AHU-3），實驗區（AHU-4）。

表2　

根據設計要求，我們對原設計的冷負荷進行重新核算，主要從以下幾方面：

2.1　外墻和屋面傳熱引起的冷負荷計算

根據公式[3]

式中：

A——外墻和屋面的面積，m2；

K——外墻和屋面的傳熱系數，W/m2·℃；tR——室內計算溫度，℃；

tc（τ）——外墻和屋面冷負荷計算溫度的逐時值，℃。

t′c（τ）=tc（t）+td

t′c（τ）——經過修正的本地外墻或屋面計算溫度逐時值，℃。

td——地點（上海市）修正值（td=1.2℃）由《暖通空調》附錄2-6查得。

ka——外表面放熱系數修正值，由教材《暖通空調》表2-8計算查得。

kρ——吸收系數修正，由教材《暖通空調》表2-9查得。

2.2　從巖棉彩鋼板傳熱引起的冷負荷計算

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

A——內圍護結構的面積，m2；

Ki——內圍護結構的傳熱系數，W/m2·℃；

to，m——夏季空調室外計算日平均溫度，℃；

△ta——附加溫升，℃。

查《暖通空調》，△ta=3℃。

2.3　設備散熱形成的冷負荷計算

根據業主的提供的機器資料，設備及其電動機都放在室內。

式中：N——電動設備的安裝功率，kW；

Ki——內圍護結構的傳熱系數，W/m2·℃；

η——電動機效率；

n1——利用系數，是電動機最大實效功率與安裝功率之比，一般可取0.7～0.9，可用于反映安裝功率的利用程度；

n2——電動機負荷系數，定義為電動機每小時平均實耗功率與機器設計最大實耗功率之比，對精密機床可取0.15～0.40，對普通機床可取0.5左右。

2.4　照明散熱形成的冷負荷計算

根據設計要求區內的照度不得小于1500lox。據電工知識可以確定燈具的盞數，根據《暖通空調》燈具之獲得熱公式：

Q·c（τ）=1000n1n2NCLQ

式中：Q·c（τ）——燈具散熱形成的冷負荷，W；N——照明燈具所需功率，kW；

n1——鎮流器消耗功率系數，當明裝熒光燈的鎮流器裝在空

調房間內時，取n1=1.2；當暗裝熒光燈鎮流器裝高在頂棚時，可取n1=1.0；

n2——燈罩隔熱系數，當熒光燈罩上部穿有小孔（下部為玻璃板），可利用自然通風散熱于頂棚內時，取n2=0.5～0.6；而熒光燈罩無通風孔者 n2=0.6～0.8；

QLQ——照明散熱冷負荷系數。

n1取1.2，n2取0.8；查《暖通空調》附錄2-22取QLQ=0.37。

n3——同時使用系數，定義為室內電動機同時使用的安裝功率與總安裝功率之比，一般取0.5～0.8。

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

2.5　人體散熱形成的冷負荷計算

由公式：Q·c（τ）=qsnφCLQ

式中：Q·c（τ）——人體顯熱散熱形成的冷負荷，W；

qs——不同室溫和勞動性質成年男子顯熱散熱量，W；

n——室內全部人數；

φ——群集系數；

QLQ——人體顯熱散熱冷負荷系數。

由公式：Q·c=qnφ

式中：Q·c——人體潛熱散熱形成的冷負荷，W；

q——不同室溫和勞動性質成年男子潛熱散熱量，W。

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

2.6　新風冷負荷計算

根據蘇州夏季空調室外計算干球溫度34℃，濕球溫度28.2℃，由濕空氣焓濕圖查得室外空氣焓值ho=91.2kJ/kg。

當tR=25℃，φ=55%時，室內空氣焓值hR=52.5kJ/kg；

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

qo——新風冷負荷W；

Q——新風量m3/h。

查詢相關的數值代入以上6方面的負荷公式，及業主提供的資料，核算出原本各個車間的冷負荷值分別如下：拆包區235W/m2，加工組裝區450W/m2，包裝區230W/m2，實驗室575W/m2（具體詳細計算過程就不一一帶入以上公式列出來）跟之前設計的結果并無明顯出入，也印證了之前負荷設計符合設計要求的，但通過負荷核算完我們可以準備的發現兩個車間的冷負荷指標相對偏高，即加工組裝區和實驗室區域。通過深入了解兩個區域冷負荷指標高的原因都是因為引入大量的新風引起的，顧下面我們就主要對新風比例及新風量進行詳細核算。

3　送風量及新風量校核

式中：V——潔凈室體積，m3；

L冷——空調系統送風量m3/h。

以拆包區為例，送風量L冷為：105000m3/h，體積：V=2200×3.5=7700m3，帶入公式中n冷為13.6次，其余帶幾個房間帶入公式分別為加工組裝區17次，包裝區為15次，實驗室為17次，根據《實用供熱空調設計手冊》可知道，30萬級的潔凈室廠房的換氣次數要求n＞=10次/h，10萬級的潔凈室廠房的換氣次數要求n＞=15次/h，所以之前設計的送風量符合要求，風量設計準確。

當不能確切知道人員數或漏泄情況時，或者在初步方案時以及估算校核用，可采用新風應占總風量一定比例的方法來確定新風量，用換氣次數的經驗值估算無塵室的壓差值。對于無塵室的壓差值計算方法通常也有縫隙法，但由于縫隙法數值及計算過于復雜，對于門縫數量，長度等調查取證會耗費大量時間及容易產生漏算的情況，近年來基本采用相對容易計算的經驗值估算法。

系統新風量按《潔凈廠房設計規范》規定，對于亂流潔凈室，新風量不應小于總風量的10～30%，對于單向流無塵室，新風量應不小于總送風量的2～4%。原則是：無塵室高度越低新風比越大。當然，對于全部用循環風的場合，或者工藝需要或允許時，新風比可不按以上比例取。換氣次數根據經驗值估算，即當無塵室的壓差值為5Pa時，壓差風量即新風量相應的換氣次數為1～2次，當無塵室的壓差值為10Pa時，壓差風量相應的換氣次數為2～4次。因為無塵室壓差風量的大小是根據無塵室維護結構的氣密性及維持的壓差有關，所以在選取換氣次數時，對于氣密性差的房間可以取上限，對于氣密性好的房間可以取下限。本次房間隔墻經過檢查后發下膠水及密封均良好，固按照氣密性好的房間進行計算。把本

由空調冷負荷要求的其換氣次數為：次的四個房間代入換氣次數公式：n次/h后得出新風換氣次數，參照上述《潔凈廠房設計規范》規定，我們可以發現，新風換氣次數拆包和包裝兩個車間在規范要求內，組裝加工車間為4.28次/h，實驗室為15次，均超出規定的上限要求。

針對上面新風的計算結果我們詳細深入了解，為何組裝加工車間和實驗室為何新風量會超過規范要求。經過原始圖紙及現場的考察，發現組裝加工車間的4條線線上，每條線上有一個注塑和焊接的部位，占地面積約：4m（長）×3m（寬），次地方由于有加熱及注塑發熱，注塑發熱散發氣味，固設備上方有一個大的排氣管道連接設備排氣口，設備從周邊吸風排走，查詢排風機參數：每條線的排風量為：10000m3/h；而實驗室新風量大的原因因為采用了全送全排風的系統，在和廠務溝通中我們得知實驗室在進行試驗的時候會用到有刺激性氣味，對人體會造成影響，所以實驗室早期設計為負壓房，空調系統為全送全排系統。因此針對以上調查我們把兩個問題點分別拆開解決。

4　針對問題點提出相應解決方案

大家都知道，新風的處理量直接影響了空調的冷負荷量，冷負荷直接會影響到耗電量，處理新風的耗電量是比較高的，在保持工業工藝性的生產要求下如果能減少新風的送風量或者降低工藝排風量，對于可回收的新風冷負荷，回收完再排放都可以取到節能減排的作用。

針對組裝車間的特點，根據與現場管理生產人員的溝通，此排風主要為了排出熱氣及異味，對于潔凈度有要求而對送風溫濕度并無嚴格要求，而機器本身為整體的流水線，所以無法肢解，流水線中后段對潔凈度和溫濕度有要求，因此針對此特點，我們大膽的提出直送直排系統：即增加一臺全新風送風過濾系統，四條流水線排風量由新增的新風過濾機組承擔，新風送風機組由初中效段+風機段+高效段組成，并相應降低原本組合風柜的新風送風量，對于排氣設備四周用密閉的隔墻板封閉，只留下進行材料傳送的傳送帶，改造示意圖參考圖1。

圖1　改造后設備排風示意圖

原流水線設備排風量10000m3/h每臺，共計4條，總排風量為：40000m3/h。

對于新增的新風送風系統，我們希望其送風不對擴散到周邊的環境，固我們要把新做的設備隔墻區域做成負壓區，相比比周邊的環境壓差略低，同樣采用《潔凈廠房設計規范》規定的經驗值估算法我們把該小區域的負壓換氣次數設定為4次，該區域體積為：5m×3.5m×3.5高61.25m3，總負壓風量為：61.25×4=245m3/h。因此4條線的總送風量為：4×（10000-245）=39020m3/h。

針對實驗室的特點，提出另外一個方案：對排風的冷負荷進行回收，目前對于此系統冷負荷的回收方案，近幾年有非常適合的產品——全熱交換器。全熱交換器是一種高效節能的熱回收裝置，通過回收排氣中的余熱對引入空調系統的新風進行預熱或預冷，在新風進入室內或空調機組的表冷器進行熱濕處理之前，降低（增加）新風焓值。有效降低空調系統負荷，節省空調系統能耗和運行費用，有效地解決了提高室內空氣品質與空調節能之間的矛盾，在空調系統節能領域中具有不可替代的作用。全熱交換器可實現室內外雙向換氣，新風和污風等量置換，新風和排風完全隔開，徹底避免交叉感染發生。因此此設備非常適用這次的實驗室排風改造。查看原設計實驗室排風風量為30600m3/h，而實驗室的新風送風量為27000m3/h，處于負壓狀態，本次選型取送回風小的的風量為依據，選擇處理風量為27000m3/h的全熱交換器，改造后示意圖參考圖2。

5　投資回報比概算

根據上面列出的新風冷負荷計算方法和數據，在夏季工況情況下，室內外焓差為38.7kJ/kg，組裝加工車間的新增的新風送風系統新風量39020m3/h，代入：qo=0.33×Q（ho-hR）可求得新風冷負荷：qo=498324.42，W=498.324kW。

圖2　實驗室排風改造示意圖

實驗室方面，根據某品牌的全熱交換器提供的參數，在全熱交換器在運行中高溫新風的熱量除大部分通過紙芯傳給低溫排風外，尚有少量熱量通過交換器殼體傳給大氣，因此用熱平衡來做焓濕圖存在一定的困難。用濕平衡來做圖比較方便準確，即新風的水蒸汽傳給排風，并無其它損失，收支平衡。參考廠家提供的實驗焓濕圖。

圖3　焓濕圖

全熱換熱效率計算公式：

x1、x2、x3、——分別代表新風進口、新風出風、排風進口的焓（溫度、濕度）值；

Ms——代表送風質量流量；

Mmin——代表送風和排風中質量流量較小的一個。在不考慮質量流量差異（也就是新風量和排風量相同的情況下）可以簡化成下面的表達式：

顯熱交換效率ηt=（t1-t2）/（t1-t3）×100%；濕交換效率ηd=（d1-d2）/（d1-d3）×100%；全熱交換效率ηi=（i1-i2）/（i1-i3）×100%。

t1、d1、i1－新風的初溫度℃、初濕度 g/kg、初焓值 kJ/kg；

t2、d2、i2－新風的終溫度℃、終濕度 g/kg、終焓值 kJ/kg；

t3、d3、i3－排風的初溫度℃、初濕度 g/kg、初焓值 kJ/kg。

參考上方數據，室外新風干球溫度t1=34℃，空氣焓值：i3=91.2kJ/kg。

排風初溫度t3=25℃，室內空氣焓值：i3=52.5kJ/kg；機器設備的全熱交換效率，銘牌上顯示70%，把以上數據帶入第三個分公式得出：i2=64.11kJ/kg。再把處理后的回風代入：qo=0.33×Q（ho-hR），得出節省的新風冷負荷為：qo=0.33×27000×（91.2-64.11）=241371.9，W=241.3719kW；綜上改造后可節省的新風冷負荷：q總=241.3719+498.324=739.6959kW。查詢原工廠主機的樣冊，在7度供水的情況下，制冷效率為：η=5.28，即我們新風冷負荷：q總/制冷效率η=設備耗電量N（設備節約電量kW），將數據帶入公式得出：739.6959/5.28=140kW，即每小時可節約用電140kW，為了便于計算，本次計算我們只考慮主機能能耗，至于水泵減少的流量帶來的節能以及新增風機的功率這里就不再詳細推算。

根據蘇州冬季空調室外計算溫度-2.5℃，冬季工況如下，冬季空調室外計算相對濕度77%，由濕空氣焓濕圖查得室外空氣焓值：ho=3.35kJ/kg，代入：qo=0.33×Q（ho-hR）可求得加工組裝車間節省的新風熱負荷：qo=632884.89，W=632.88489kW，代入全熱交換效率：ηi=（i1-i2）/（i1-i3）×100%，得出：i2=37.775kJ/kg，再代入：qo=0.33×Q（ho-hR），可求得實驗室車間節省的新風熱負荷：306726.75w=306.72675kW，總的節省的新風熱負荷為：306.72675+632.88489=939.61164kW，由于原廠的加熱方式采用的是天然氣鍋爐加熱的方式，鍋爐熱效率為η=90%。在這我們為了簡化計算，不考慮管道熱損失及全熱交換器的耗電量，天然氣熱值為：Q氣=8600Kcal/m3，新風熱負荷換算成熱量單位為：Q=857.41×939.61164=805632.416252Kcal，Q/（Q氣·η）=天然氣用量V，代入公式得出天然氣用量V=104m3。

根據蘇州的夏季工況時間為每年5月～11月，冬季工況為每年的12月～3月，工廠每天運轉24小時3班輪流，以穩態的計算法，每月按照平均30天算，夏季工況可節省平均耗電量為：24×30×7×140=705600kW，因為空調主機的運轉效率耗電量參數推算全年平均值約為80%，因此節電方面我按照80%最終計算，即：705600×0.8=564480kW，蘇州工業用電為1元/度，因此改造后每年夏季工況可節省564480元。冬季工況方面，參考夏季工況節省費用的計算方法，蘇州非民用用氣為3.25元/m3，即每年冬季工況可節省的成本為：3.25×24×30×4×104×0.8=778752 元，總計全年節省費用為：778752+564480=1343232元。

某品牌新增送風機組投資約80000元，管道費用及其他雜費約為60000元，裝修費約為20000元，某品全熱交換器的投資費用110000元，其他雜費約為12000元，總投資為：8+6+2+11+1.2=28.2萬元，投資回報率（ROI）=年利潤或年均利潤或每年節省費用/投資總額×100%=134.3232萬/28.2×100%=476%，顯然意見投資不到三個月便可回收成本。經過以上的方案計算，此次的節能改造顯得非常有必要，狹義方面可以為業主減少開支，迅速回收成本，廣義方面可以響應國家提倡的節能減排的號召，為國家的節約型社會貢獻自己的力量。

6　結語

過去我國依靠高消耗資源，工業化進程得到了迅速的發展。現如今，為了更好的建設全面小康社會，貫徹可持續發展戰略，我國致力于建設節約型社會。對于原有的暖通空調的節能優化改造工作則降低了能耗，緩解了資源緊張的局面，進一步加強了節約型社會的建設。隨著我國科學技術的不斷發展，針對早期暖通空調的節能優化改造也將得到更好的完善。

[1]《采暖通風與空氣調節設計規范》（GBJ50019－2003）.北京：中國計劃出版社，2004.

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[6]全國民用建筑工程設計技術措施-暖通空調·動力.北京：中國建筑標準設計研究所，2003.

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[8]中元國際工程設計研究院暖通空調設計50例.北京：機械工業出版社，2004.

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