1蒸发器的优化设计
蒸发器设计水平的优劣对机房空调的制冷量、能效比、显热比等技术指标有着非常重要的影响。本章从蒸发器回路数量与回路长度的选取、回路的分布、进液端的分液设计、回气端的集管设计4个方面详细讨论蒸发器的优化设计。
1.1蒸发器回路数量与回路长度的选取仍以JHF32机组的蒸发器为例,文献[1]中已确定蒸发器的总体结构为40列4排管,铜管有效长度为1.1m。需进一步考虑的问题是:这160根铜管(或80根U形铜管)应分成多少回路?
首先应明确下列蒸发器设计原则:
1)铜管的长度不计弯头及U形管末端弯曲部分长度。因为弯头所处区域为气流盲区,表面换热状态基本为自然对流形式;另外铜管弯曲部分表面无肋片强化换热效果,换热量所占比例较少。
2)每个回路长度应尽量相等。一般不宜用改变蒸发器各回路长度的方法来消除受蒸发器高度、表面气流速度不同所引起的换热不均问题,原因之一是目前国内对回路长度与流量分配均匀的关联性相关问题研究较少,尚无确凿的理论与试验数据支持;二是改变回路长度而设计的蒸发器对变工况的适应能力较差。
换热器中每个回路越长,回路数量就越少,单个回路的制冷剂流量越大,管内制冷剂流速越高,管内传热系数越大,从而蒸发器的换热能力就越强;但管内制冷剂流速越高,阻力就越大,就会导致蒸发压力下降,吸气比体积增加,压缩机压缩比增加,最终导致机组的能效比降低。因此,一般限制因蒸发器管路阻力引起的蒸发压力降低不大于0.05MPa(0.5kg/cm2)。
蒸发器每个回路长度越短,单回路换热能力就越低。另外,如果制冷剂流程过短,蒸发不完全的液态制冷剂容易冲进压缩机,可能对压缩机的安全运行造成影响。因此,一般需将蒸发器出口制冷剂过热度控制在3℃以上。
综上,蒸发器的回路长度受其最大允许阻力降的限制,不能太长;受回气过热度的限制,不能太短。笔者参考文献[2],通过仿真计算得出JHF32机组蒸发器最佳回路长度为7～12m,仿真过程从略。满足该要求的JHF32机组蒸发器回路数可为16路或20路。JHF32机组蒸发器的设计策略是效率优先,即蒸发器管路阻力降尽量少,过热度满足压缩机安全要求下限即可,因此单回路长度取下限,蒸发器回路数取20路,每个回路有8根铜管(或4根U形管),回路长度为8×1.1m=8.8m。
1.2蒸发器各回路的分布
受机房空调内部空间限制,蒸发器在其中只能倾斜放置,这样使得回风气流并不垂直于蒸发器迎风面,而是成一角度,该角度与蒸发器的倾斜角度和回风口、送风机的相对位置有关。气流穿过蒸发器的大致路径如图1所示。据测试,如图1布置的蒸发器迎风面最大风速位于距蒸发器下部2/5处,此处往上、往下,风速均依次减小,风速最小的地方是蒸发器最上部。
大多数产品均采用如图1所示的蒸发器管路布置方式。这种布置方式的优点是各换热盘管回路形状大体一致,U形管与弯头的排列规律比较清晰,手工操作时不用边看图纸边插U形管、弯头,有利于提高工作效率,并且回气集管上支管间距均匀,易做成通用件,可降低采购与生产管理成本。
仔细观察图1可发现,气流路径与制冷剂流向形成交叉,容易导致表面温度不均匀,影响蒸发器换热效率。一般认为气流流向与制冷剂流向平行时蒸发器换热效率最高,此时蒸发器各回路换热比较均匀,蒸发器表面温度分布也比较均匀,如图2所示。
由图2可见,虽然由于结构的限制,在蒸发器靠上部和下部的小部分回路不能完全与气流路径平行,但大部分回路的制冷剂流向与空气流向基本平行,蒸发器表面温度分布均匀,有助于提高机房空调能效比与显热比。
1.3进液端的分液设计
蒸发器进口为干度较小(干度x<0.2)的两相制冷剂,出口为过热气体,密度相差较大,因此位置越高的蒸发器回路内制冷剂流量越小;再者,由于蒸发器迎面风速不均匀,也会使蒸发器各回路因换热不均而引起制冷剂流量分配不均。为尽量减少蒸发器的分液不均,一般需要用到分液器和分液毛细管。图3为机房空调蒸发器主要部件示意图。
笔者认为解决回气集管底部积油问题的较好方案是将回气总管的位置由集管中部移至集管下部,如图5所示。
也许有人会问:将回气总管移至蒸发器下部是否会导致蒸发器分液不均匀?持这种疑问的人可能忽略了分液头、分液毛细管对蒸发器分液均匀的重要作用。实际上,只要回气集管管径不是特别小,制冷剂回气在集管中流动所产生的阻力基本可以忽略。因此,将回气总管移至集管下部一般不会影响蒸发器的均匀分液,却可很方便地解决回气集管积油的问题。JHF32机组即采取此方案。
2冷凝器的优化设计
冷凝器优化设计的重要内容同样是换热盘管回路的数量与长度的选取。其优化设计方法与第1章所述类似,但细节处理又不尽相同。在蒸发器中,制冷剂的加速阻力和摩擦阻力方向相同,两者同时使压降增加;而对于冷凝器来说,由于加速阻力和摩擦阻力方向相反,也就是说加速阻力能在一定程度上抵消摩擦阻力,使得制冷剂流经冷凝器的压降不会很大,一般取冷凝器压降不超过0104MPa(0.4kg/cm2),冷凝器的回路长度可以比蒸发器长一些。但是冷凝器的换热量并不像蒸发器那样一直随换热盘管回路长度的增大而增大,而是存在一个使冷凝器换热量达到最大的临界回路长度,对R22制冷剂该临界长度约为20m,因此,冷凝器每个回路长度的上限以不超过30m为宜。
冷凝器单回路长度的下限自然受到过冷度的限制。机房空调的过冷度一般不应小于5℃。经计算,满足此过冷度要求的回路长度应不小于12m。需要特别说明的是,冷凝器中空气的流向必须与制冷剂流向相反,如图6所示。不然已冷却的制冷剂液体会被流经过热区的高温气流重新加热,导致过冷度减小。
JHF32机组的冷凝器为40排4列,每根铜管的有效长度为1.44m,因此满足要求的冷凝器回路数为10路或16路。JHF32机组冷凝器的设计原则同样为效率优先,冷凝器管路阻力降应尽量减小,冷凝器出液过冷度不小于5℃即可适应大多数安装环境,有特殊要求的可非标设计,因此回路长度取下限,回路数取16路,每个回路有10根铜管(或5根U形管),长度为10×1.44m=14.4m。
在竖直放置的冷凝器中,位置越高的回路制冷剂流量越大。这同样可从冷凝器的进口过热气体与出口过冷液体密度的不同而导致各回路受重力影响的不同得到解释,由于在冷凝器中气液制冷剂密度差较蒸发器中更大,使得在冷凝器中由于各回路重力差而引起制冷剂流量分配的不均匀度约为蒸发器的2倍[3]。
由于绝大多数机房空调冷凝器的进气、出液均采取集管形式,如图7所示。若冷凝器竖直放置,则由于重力影响而导致的各换热盘管回路的制冷剂流量不均匀性将得不到任何改善。因此,推荐冷凝器水平放置(即室外机下进风、上出风)。
机房空调冷凝器之所以如此设计,有方便加工安装和控制生产成本的考虑,另外,也考虑到出液如果加分液头的话,在改善制冷剂流量分配均匀度的同时,也增大了冷凝器出液端的压降,这样将使膨胀阀的可用压头进一步减小,又使膨胀阀调节负荷的能力受到限制。
笔者认为解决回气集管底部积油问题的较好方案是将回气总管的位置由集管中部移至集管下部,如图5所示。
也许有人会问:将回气总管移至蒸发器下部是否会导致蒸发器分液不均匀?持这种疑问的人可能忽略了分液头、分液毛细管对蒸发器分液均匀的重要作用。实际上,只要回气集管管径不是特别小,制冷剂回气在集管中流动所产生的阻力基本可以忽略。因此,将回气总管移至集管下部一般不会影响蒸发器的均匀分液,却可很方便地解决回气集管积油的问题。JHF32机组即采取此方案。
2冷凝器的优化设计
冷凝器优化设计的重要内容同样是换热盘管回路的数量与长度的选取。其优化设计方法与第1章所述类似,但细节处理又不尽相同。在蒸发器中,制冷剂的加速阻力和摩擦阻力方向相同,两者同时使压降增加;而对于冷凝器来说,由于加速阻力和摩擦阻力方向相反,也就是说加速阻力能在一定程度上抵消摩擦阻力,使得制冷剂流经冷凝器的压降不会很大,一般取冷凝器压降不超过0104MPa(0.4kg/cm2),冷凝器的回路长度可以比蒸发器长一些。但是冷凝器的换热量并不像蒸发器那样一直随换热盘管回路长度的增大而增大,而是存在一个使冷凝器换热量达到最大的临界回路长度,对R22制冷剂该临界长度约为20m,因此,冷凝器每个回路长度的上限以不超过30m为宜。
冷凝器单回路长度的下限自然受到过冷度的限制。机房空调的过冷度一般不应小于5℃。经计算,满足此过冷度要求的回路长度应不小于12m。需要特别说明的是,冷凝器中空气的流向必须与制冷剂流向相反,如图6所示。不然已冷却的制冷剂液体会被流经过热区的高温气流重新加热,导致过冷度减小。
3储液器与气液分离器的配置原则
3.1储液器的配置
机房空调行业内有一种说法:单冷空调机组中只有四大关键部件是必需的,其他部件都可以不用,因此可不必配高压储液器。关于高压储液器的配置问题,笔者认为不能一概而论。关键是要清楚储液器在不同制冷系统中的具体作用,权衡利弊后再作取舍。
原则上制冷系统除四大部件是必需的以外,其余部件是为了达到机组的特殊功能要求而增加的。空调机组内部的空间很宝贵,储液器的体积不小,在一个狭小的空间内要布置各种制冷剂管路、带有三通或两通调节阀的水路(水冷机组),还要留出维修(如拧扳手、换压缩机、平时的维护检查等)的空间,对设计师来讲,在如此狭小的空间布置这么多的部件,有一定难度。而且配置储液器至少要增加百元左右的材料成本,并至少增加两个故障点。因此,高压储液器只能用在必须应用的场合。比如带有制冷剂侧冷凝压力调节装置的机房空调,其工作原理是在寒冷季节使得液态制冷剂占据部分冷凝器盘管,通过减少冷凝器的有效冷凝面积来维持足够的冷凝压力,这样就必须配置储液器来储存温暖季节时多余的制冷剂,而且储液器容积不能太小。如果用板式换热器作冷凝器,一般的做法是在板式换热器后面配储液器,其主要作用就是避免压缩机启动时板式换热器中一些来不及排出的液体占据有效换热面积而造成排气压力过高。但有些厂家还是试图通过变通方法解决启动排气压力高的问题,而尽量避免使用储液器。一个办法是用电磁阀将压缩机排气短时间旁通一下。虽然电磁阀也有一定成本,但比起储液器,几乎不占空间,没有复杂的管路,这种方法是可以选择的。另一个办法是先启动一下压缩机,几秒后停止,然后再启动一次,如此短暂启动2～3次,以排出板式换热器中积存的液态制冷剂,避免排气压力过高。
这种方法不增加成本,仅仅是完善控制程序,也是一种比较不错的取代储液器的软件解决方案。对于水冷机房空调,如果是用壳管式或套管式冷凝器,由于冷凝器容积相对较大,本身就具备一定的储液能力,储液器不是必需的。对于风冷机房空调,储液器并不是必须配置的部件。但是,风冷机房空调中如果不配置储液器,对于不同的机房空调安装环境中制冷剂充注量准确性的要求就比较高,而且此时机组对于制冷剂泄漏会比较敏感。权衡利弊之后,JHF32机组需一只小容量储液器作为标配(容积不超过5L),以保证JHF32机组能在各种工况下稳定运行。
3.2气液分离器的配置
气液分离器的作用是容纳偶尔可能出现的蒸发器回气带液,以防止液态制冷剂对压缩机涡盘的冲击。另外,使用气液分离器后,机组的过热度可以设定得稍低一些,有利于提高蒸发器的换热效率,进而提高整机能效比。
机房空调作为单冷型空调,并且热力膨胀阀过热度控制在5～8℃,高于安全过热度(3℃左右),一般不会出现液击危险。而且绝大多数机房空调配置的是ZR系列压缩机,ZR压缩机是柔性涡旋的,对偶尔液击的耐受能力比较强,所以绝大多数机房空调都不配置气液分离器。
但JHF32机组需配置一个小容积(容积不大于5L,对所有型号机组均如此)的气液分离器,因为在JHF32机组中取消了被绝大多数机房空调作为标配的液管电磁阀。具体分析详见第4章液管电磁阀的配置原则。
3.3换热式储液器/气液分离器的配置
之所以将高压储液器和气液分离器的配置放到同一章,主要是因为JHF32机组所配置的其实是一个将高压储液器和气液分离器合二为一的一个部件———换热式储液器/气液分离器,如图8所示。
该换热式储液器/气液分离器优点如下:
1)高温制冷剂液体与低温回气间可进行一定的换热。换热量取决于液体制冷剂与气态制冷剂间的温差和外层储液器中积存的液态制冷剂高度。在夏季高温工况时,该装置可使制冷剂回液过冷4℃、回气过热6℃左右。这样虽对于提高能效比并无直接帮助,但增加过冷可防止膨胀阀前出现闪发气体,使得室外机的液态制冷剂上行距离可进一步增加;回气过热则可进一步减小膨胀阀过热度的设定值而不用担心回气带液的问题。
2)占据空间较小。该装置不但体积小,而且由于外层容器是容纳高于室温制冷剂液体的储液器,不像气液分离器那样需包裹厚10mm以上的保温棉。因此,该装置所占空间仅为同体积的储液器和气液分离器总和的60%左右。该装置的缺点是目前成本相对较高。JHF32机组所用的JRAH-411型换热式储液器/气液分离器的成本大约400元,比储液器和气液分离器的价格总和还高1倍。但相对于机房空调几万元的材料成本来说,只要能发挥应有的作用,增加这些成本还是值得的。
4液管电磁阀的配置原则
液管电磁阀是多数机房空调的标准配件。个别小型机房空调厂家为了降低成本省去液管电磁阀时,总有些忐忑,生怕保修期内发生压缩机液击故障而招致更大的损失。笔者认为,不管实际是否需要,一律配置液管电磁阀的做法是设计者懒惰的表现。电磁阀的线圈和阀芯都是易损部件,电磁阀不管是螺纹连接还是焊接的,都相当于增加了2个制冷剂泄漏故障点,1只电磁阀的价格虽然只有几百元,但如果用在制冷系统中却不能发挥作用,只能说是既增加成本又增加机组故障率的失败设计。
笔者设计的风冷机房空调除极特殊情况外均不配置液管电磁阀。下面将说明无液管电磁阀的机房空调避免压缩机液击的系统设计方案。图9是JHF机组制冷系统各主要部件示意图。
图中室内机中与管路走向有关的一个防止液击的关键设计是:蒸发器回气管并不是直接进气液分离器,而是向上行至超过蒸发器最高点后再向下进入气液分离器。这样的设计可使蒸发器在停机时成为一个可储存尽量多液态制冷剂的储液器。
另外,曲轴箱加热带对防止液击也有积极作用。压缩机停机时,曲轴箱加热带投入使用,使得压缩机曲轴箱内部温度比空调环境温度高4℃以上,而蒸发器盘管内部温度不会高于空调环境温度,这样气态制冷剂将在蒸发器中而不是在压缩机曲轴箱内部凝结。
也许有人会问:如果停机时蒸发器充满制冷剂液体,再次开机时制冷剂是否会来不及蒸发而进入气液分离器,然后冲进压缩机导致液击?只需简单地作一下计算,就可知道发生上述情况的可能性很小。
对于JHF32机组,可算得蒸发器盘管内容积为11.2L,冷凝器盘管内容积为28.6L,储液器容积为8L,气液分离器容积为8L。机组充液量为16kg,若全部为液态,则制冷剂体积约13L。压缩机停机后,因蒸发器回气管处制冷剂立即变为饱和状态,过热度为0,膨胀阀立即关闭,虽然膨胀阀的关闭不如电磁阀严密,可能有微量制冷剂从冷凝器侧流向蒸发器侧,但这足以将制冷系统分隔为两个压力不同的区域。自压缩机排气管至膨胀阀前的制冷系统内压力近似等于室外温度下的制冷剂饱和压力;膨胀阀后至蒸发器、气液分离器、压缩机曲轴箱之间的压力近似等于空调室内温度下的制冷剂饱和压力。下面分析一下16kg制冷剂在JHF32机组各部件内的分布情况。
最不利的情况是在室外温度极高(如50℃)的时候。此时室外机可能容纳的制冷剂量最少,室内机容纳的制冷剂量最多。即使室外侧全部为制冷剂饱和气体,冷凝器也可容纳2kg以上制冷剂饱和气体(计算过程从略),储液器表面温度为室内温度,内部压力则等于冷凝器压力,故高压侧制冷剂会在其中凝结一部分,容积为8L的储液器至少可容纳2kg左右的气液混合制冷剂,则剩余12kg制冷剂中约有1kg左右会以饱和态存在于气液分离器和以轻微过热态存在于压缩机曲轴箱内,剩余11kg左右液态制冷剂将以气液混合态占据蒸发器80%左右的空间。
当压缩机再次启动时,吸气压力降低,低于蒸发器内制冷剂饱和压力,蒸发器内制冷剂将气化放热实现制冷,但由于蒸发器大部分被液态制冷剂占据,而液态制冷剂开始进入蒸发器,在压缩机刚启动的几十秒内,进入蒸发器的液体量大于由于制冷剂蒸发而减少的液体量,蒸发器内存液量可能会继续增大,当制冷剂液体充满蒸发器后将流入气液分离器。而气液分离器的容积为8L,足够容纳9kg左右液态制冷剂。在气液分离器中液态制冷剂质量不断增加时,室外机存液量也不断增加,蒸发器内液态制冷剂量也在不断减少,待蒸发器内液态制冷剂所占容积为总容积的40%～50%左右时,膨胀阀即可根据过热度正常控制制冷剂流量,有一定过热度的气态制冷剂将取代液态制冷剂从蒸发器回气总管进入气液分离器,此时气液分离器中最多会积存5kg左右液态制冷剂,液态制冷剂所占容积不会超过气液分离器容积的一半,并不会影响压缩机的安全运行。
由上述最不利工况下液态制冷剂在制冷系统各部件中的含量的粗略定量分析结果可知,即使在最不利环境工况下,按图9设计的JHF机组也不会产生液击的危险。而如果室外机在室内机下部,液态制冷剂在冷凝器及储液器内积存的比例更大;在室外温度低于室内温度的时候,液态制冷剂主要积存在冷凝器与储液器内,那样机组将更无液击的危险。
需要说明的是,不少机房空调即使配置了液管电磁阀也不能保证机组在运行过程中一定不发生液击。因此,在风冷机房空调中取消液管电磁阀并采取上述系统设计方案,是一种主动而非被动的防液击策略。实践证明,采用该方案的JHF系列机房空调在常见各种工况下均可稳定可靠运行。
5机房空调的快速除湿方法
机房空调要实现对湿度的精确控制,就需要保证在室内湿负荷过大时能迅速除湿。当然,机房空调的快速除湿主要还是用在我国南方等室内环境热湿比较小的地区,至于西北等室内热湿比较大的地区,完全可以按常规制冷方式进行除湿。机房空调快速除湿主要有减小送风量、减小蒸发器面积这两类方法。另外,近年来还出现一种利用电子膨胀阀进行快速除湿的方法。
5.1减小送风量的快速除湿方法
送风机风量减小后,空气流经蒸发器肋片表面的速度降低,肋片上流过的空气分子团靠氢键作用所吸附的水分子与肋片所产生的分子聚合力大于气体流动的推动力,使得肋片上已经吸附的气态水分子数量远大于从肋片上蒸发的液态水分子数量,也就使液态水分子能快速聚集成肉眼可见的水珠,最后变成凝结水排出机外,达到快速除湿的目的。减小送风机风量一般有两种方法:
1)使用双速或三速风机。正常运行时用高速或中速,在需要快速除湿时,风机转速自动降一挡,即可实现有级风量调整,且成本增加不多。
2)使用无级调速风机,并配置调速模块,需要除湿时可将风机转速调整到需要值。风机风量无级调节的一个好处是可根据过滤器积尘的情况自动增大风机转速,可在机组内部流道阻力增加时保证送风量不减少。但这种快速除湿方式的弊端也是显而易见的。首先大功率的调压调速模块成本不菲,比如1只适用负荷4kW的三相调速模块的价格为4000元左右;其次,交流电压离心风机在低电压下的效率将比满负荷时大大降低。EC(电子换向)直流风机在部分负荷时效率较高,但EC风机加整流模块的造价是一般交流风机的数倍。
减小风量虽然能得到较好的快速除湿效果,但机房环境内空气循环量的大幅波动会影响到室内已形成的稳定的温湿度场,并且在发热设备比较集中且机房空调送风距离比较远的场合,送风量的减少会导致远端发热设备得不到充分冷却,使得机房局部温度超高。
所以,在机房环境中,减小送风量除湿不是理想的首选方案,但可采取变通方法。比如在蒸发器旁边安装一个旁通气流调节阀。在正常制冷状态下此阀门是关闭的,所有气流均需流经蒸发器表面。当需要进行除湿操作时,此旁通阀便打开,使1/3的回风不经过蒸发器直接旁通至送风口,另外2/3的回风均匀地通过蒸发器表面。这样可达到与减小风量同样的除湿效果,并可保持送风量不变。
5.2减小蒸发器面积的快速除湿法
蒸发器换热面积减小,蒸发温度降低,肋片温度降低,同样可使肋片上已吸附的气态水分子数量大于从肋片上蒸发的液态水分子数量,达到快速除湿目的。减小蒸发器面积一般用切断蒸发器上部1/3回路的方法,具体做法有3种:膨胀阀后分液法、膨胀阀前分液法、回气总管分液法,见图10～12。
由图10～12可看出,回气总管分液法与膨胀阀前分液法都比膨胀阀后分液法更易于实现制冷剂的均匀分配,但膨胀阀前分液法需要增加1只小膨胀阀,回气总管分液法需要配置1只大口径的气管电磁阀,都会增加一定成本。减小蒸发器面积除湿法由于除湿效果好,且不对室内温、湿度场的分布造成不良影响,在机房空调中得到了越来越多的应用。JHF32选配膨胀阀后分液的减小蒸发器面积的快速除湿法。但JHF32机组与一般机房空调的处理方法稍有不同,由于JHF32机组配置的蒸发器面积较一般机房空调大20%以上,所以采取JHF32机组切断1/2而不是1/3蒸发器回路的方法来实现快速除湿。
快速除湿如果设计不当,会导致肋片温度低于0℃,肋片表面易结冰,因此少数机房空调设置肋片表面温度传感器,以保证在除湿导致蒸发温度过低时能提前结束快速除湿过程,防止蒸发器结冰。
另外,采用减小蒸发器面积法进行快速除湿的下送风机房空调蒸发器的倾斜角度需保证不小于65°,以防止送风带露。
5.3应用电子膨胀阀的快速除湿方法
应用电子膨胀阀的快速除湿法是随着电子膨胀阀在机房空调中的应用而出现的一种比较新颖的除湿方法。采用这种快速除湿法的机房空调无需在制冷系统和送风机上作任何调整,只在程序中稍作处理即可。当控制系统发出除湿开始指令后,电子膨胀阀自动将过热度设定值调高。例如,原先过热度设定值为3℃左右,需要快速除湿时可把目标过热度设定值提高至15℃。这样电子膨胀阀开度将变小,蒸发温度将降低,肋片表面温度降低,除湿效果增强。
由电子膨胀阀快速除湿的工作原理可知,机组在进行除湿时,蒸发器回气过热度会比较高。在比较低的蒸发压力和比较高的回气过热度的共同作用下,压缩机排气温度会较高,这样可能会对压缩机排气口的塑料连接件造成影响,还可能导致润滑油炭化等问题;另外,由于制冷剂流量减少,对采用吸气冷却的全封闭涡旋压缩机来说,会影响压缩机电动机的散热,导致电动机温度升高,影响压缩机电动机的寿命。
采用电子膨胀阀的机房空调整机成本至少要提高2000元左右,而且电子膨胀阀作为一个动作频繁的机电一体部件,故障率也要比热力膨胀阀高得多。这些都是采用此方案的设计师们所需要面对的实际问题。
6排气再热
6.1排气再热方法产生的背景
机房空调除湿的过程附带了产生显冷量的过程,如果机房内湿负荷比较大,热负荷相对较小,且除湿过程如果不加任何温度补偿措施,势必会导致室内温度的过度下降。由于机房空调一般都采用温度优先的控制策略,若室内温度达到机房所允许的下限,则无论室内湿度是否降到设定值,都需机房空调立即停止除湿。这样,常常会导致室内湿度超标。所以一般机房空调都具备除湿再热功能。常用的再热方式有电加热、蒸汽加热、热水加热3种。这3种再热方式的共同特点是必须消耗能源才能使已降温的空气再升温,提高室内温湿度控制精度的同时也暴露了其能耗较高的缺点。而利用压缩机的排气热量作为除湿后送风温度补偿的技术则可弥补这种缺憾。虽然各大主流机房空调均将排气再热作为机组的选配设计,而在我国市场上很少见到配置排气再热的机房空调。可见,排气再热方法对于机房空调来说,适用范围并不是很广,但在我国南方或东南亚气候比较潮湿的地区有一定的应用前景。
6.2排气再热关键设计技术
再热盘管的设计是排气再热系统设计的重要内容。常用的方案是使一部分排气进入蒸发器后面的再热盘管,放热后再与另外一部分排气混合后排至室外冷凝器。这种方法虽然增加了一个盘管,但管路布置、控制逻辑都很简单。而且再热盘管既可用于除湿时的温度补偿,也可用于部分负荷下的制冷量削减(即卸载),使压缩机连续运行,以达到精确控制温度的目的。排气流量的准确控制是排气再热方式的难点。常规的控制方法是在排气口设置1只比例式三通调节阀,根据送风温度控制该阀的流量分配,进而控制再热量的大小,达到精确控制温度的目的。这种方法还是容易出现调节滞后、流量控制准确度低等问题。
6.3一种新型排气再热设计方案
下面简要介绍一个笔者自行开发的排气再热优化设计方案。图13是该设计方案的系统示意图。在正常制冷状态,三通阀A,B的管路223之间连通;快速除湿时,三通阀A,B的管路123之间连通。此时,从压缩机排气口出来的部分排气通过电磁阀进入蒸发器部分盘管内,放出热量、温度降低后出蒸发器与压缩机其余排气混合后进入冷凝器。这种排气再热流程设计的独特之处是:通过2个三通阀的切换,巧妙地利用除湿后被切断的部分蒸发器回路作为排气再热的换热器,从而不必单独配置再热盘管。
7针对不同气候条件的机房空调系统设计
机房的广泛分布及其机房高密度发热量的特点决定了机房空调需在不同地点、不同季节可靠稳定运行。本章就应用在严寒、高温、高湿等恶劣气候条件下的机房空调设计方法进行探讨。
7.1严寒地区
在黑龙江省的海拉尔地区,冬季最低温度可达-40℃,此时机房空调仍需间断制冷运行,以维持机房内的正常温度。机房空调要保证在如此低的室外温度下可靠地制冷运行,除了需配置冷凝压力调节装置以保证工作时冷凝压力适合之外,还必须保证压缩机能在低温下顺利启动。
机房空调低压保护设定值一般为表压0.2MPa(2kg/cm2)),虽然因为压缩机对于偶尔的吸气压力过低有一定的承受力而设置了低压报警延时,但报警延时一般不宜超过2min,即吸气压力低于0.2MPa的时间不宜超过2min。而机房空调在-40℃的环境温度下停机一段时间后,由于室内外温差悬殊,绝大部分制冷剂将迁移至室外机中,机房空调制冷系统内部压力已达到表压0左右(R22在-40℃下的饱和压力)。压缩机启动后,由于此时的压缩机吸气比体积是常规工况的5倍左右,因此吸气质量非常低,即使冷凝风机停转,也难以在几分钟内建立起足够高的冷凝压力,膨胀阀也因阀前后压差不足而无法向蒸发器供液,压缩机又在不断地吸气,导致蒸发压力进一步降低,形成恶性循环,吸气压力不可能在2min内恢复到0.2MPa(2kg/cm2)以上,机组将因低压报警而停机。
也就是说,常规配置的机房空调只能应用于夏热冬暖地区,为使应用于寒冷地区的机房空调能够顺利启动,应如图14所示,采取下列技术措施:在储液罐前配置止回阀,在储液罐后增加液管电磁阀,并且储液罐内要保证一定存液量。
