1蒸發器的優化設計
蒸發器設計水平的優劣對機房空調的制冷量、能效比、顯熱比等技術指標有著非常重要的影響。本章從蒸發器回路數量與回路長度的選取、回路的分布、進液端的分液設計、回氣端的集管設計4個方面詳細討論蒸發器的優化設計。
1.1蒸發器回路數量與回路長度的選取仍以JHF32機組的蒸發器為例,文獻[1]中已確定蒸發器的總體結構為40列4排管,銅管有效長度為1.1m。需進一步考慮的問題是:這160根銅管(或80根U形銅管)應分成多少回路?
首先應明確下列蒸發器設計原則:
1)銅管的長度不計彎頭及U形管末端彎曲部分長度。因為彎頭所處區域為氣流盲區,表面換熱狀態基本為自然對流形式;另外銅管彎曲部分表面無肋片強化換熱效果,換熱量所占比例較少。
2)每個回路長度應盡量相等。一般不宜用改變蒸發器各回路長度的方法來消除受蒸發器高度、表面氣流速度不同所引起的換熱不均問題,原因之一是目前國內對回路長度與流量分配均勻的關聯性相關問題研究較少,尚無確鑿的理論與試驗數據支持;二是改變回路長度而設計的蒸發器對變工況的適應能力較差。
換熱器中每個回路越長,回路數量就越少,單個回路的制冷劑流量越大,管內制冷劑流速越高,管內傳熱系數越大,從而蒸發器的換熱能力就越強;但管內制冷劑流速越高,阻力就越大,就會導致蒸發壓力下降,吸氣比體積增加,壓縮機壓縮比增加,*終導致機組的能效比降低。因此,一般限制因蒸發器管路阻力引起的蒸發壓力降低不大于0.05MPa(0.5kg/cm2)。
蒸發器每個回路長度越短,單回路換熱能力就越低。另外,如果制冷劑流程過短,蒸發不完全的液態制冷劑容易沖進壓縮機,可能對壓縮機的安全運行造成影響。因此,一般需將蒸發器出口制冷劑過熱度控制在3℃以上。
綜上,蒸發器的回路長度受其*大允許阻力降的限制,不能太長;受回氣過熱度的限制,不能太短。筆者參考文獻[2],通過仿真計算得出JHF32機組蒸發器*佳回路長度為7～12m,仿真過程從略。滿足該要求的JHF32機組蒸發器回路數可為16路或20路。JHF32機組蒸發器的設計策略是效率優先,即蒸發器管路阻力降盡量少,過熱度滿足壓縮機安全要求下限即可,因此單回路長度取下限,蒸發器回路數取20路,每個回路有8根銅管(或4根U形管),回路長度為8×1.1m=8.8m。
1.2蒸發器各回路的分布
受機房空調內部空間限制,蒸發器在其中只能傾斜放置,這樣使得回風氣流并不垂直于蒸發器迎風面,而是成一角度,該角度與蒸發器的傾斜角度和回風口、送風機的相對位置有關。氣流穿過蒸發器的大致路徑如圖1所示。據測試,如圖1布置的蒸發器迎風面*大風速位于距蒸發器下部2/5處,此處往上、往下,風速均依次減小,風速*小的地方是蒸發器*上部。
大多數產品均采用如圖1所示的蒸發器管路布置方式。這種布置方式的優點是各換熱盤管回路形狀大體一致,U形管與彎頭的排列規律比較清晰,手工操作時不用邊看圖紙邊插U形管、彎頭,有利于提高工作效率,并且回氣集管上支管間距均勻,易做成通用件,可降低采購與生產管理成本。
仔細觀察圖1可發現,氣流路徑與制冷劑流向形成交叉,容易導致表面溫度不均勻,影響蒸發器換熱效率。一般認為氣流流向與制冷劑流向平行時蒸發器換熱效率*高,此時蒸發器各回路換熱比較均勻,蒸發器表面溫度分布也比較均勻,如圖2所示。
由圖2可見,雖然由于結構的限制,在蒸發器靠上部和下部的小部分回路不能完全與氣流路徑平行,但大部分回路的制冷劑流向與空氣流向基本平行,蒸發器表面溫度分布均勻,有助于提高機房空調能效比與顯熱比。
1.3進液端的分液設計
蒸發器進口為干度較小(干度x<0.2)的兩相制冷劑,出口為過熱氣體,密度相差較大,因此位置越高的蒸發器回路內制冷劑流量越小;再者,由于蒸發器迎面風速不均勻,也會使蒸發器各回路因換熱不均而引起制冷劑流量分配不均。為盡量減少蒸發器的分液不均,一般需要用到分液器和分液毛細管。圖3為機房空調蒸發器主要部件示意圖。
筆者認為解決回氣集管底部積油問題的較好方案是將回氣總管的位置由集管中部移至集管下部,如圖5所示。
也許有人會問:將回氣總管移至蒸發器下部是否會導致蒸發器分液不均勻?持這種疑問的人可能忽略了分液頭、分液毛細管對蒸發器分液均勻的重要作用。實際上,只要回氣集管管徑不是特別小,制冷劑回氣在集管中流動所產生的阻力基本可以忽略。因此,將回氣總管移至集管下部一般不會影響蒸發器的均勻分液,卻可很方便地解決回氣集管積油的問題。JHF32機組即采取此方案。
2冷凝器的優化設計
冷凝器優化設計的重要內容同樣是換熱盤管回路的數量與長度的選取。其優化設計方法與第1章所述類似,但細節處理又不盡相同。在蒸發器中,制冷劑的加速阻力和摩擦阻力方向相同,兩者同時使壓降增加;而對于冷凝器來說,由于加速阻力和摩擦阻力方向相反,也就是說加速阻力能在一定程度上抵消摩擦阻力,使得制冷劑流經冷凝器的壓降不會很大,一般取冷凝器壓降不超過0104MPa(0.4kg/cm2),冷凝器的回路長度可以比蒸發器長一些。但是冷凝器的換熱量并不像蒸發器那樣一直隨換熱盤管回路長度的增大而增大,而是存在一個使冷凝器換熱量達到*大的臨界回路長度,對R22制冷劑該臨界長度約為20m,因此,冷凝器每個回路長度的上限以不超過30m為宜。
冷凝器單回路長度的下限自然受到過冷度的限制。機房空調的過冷度一般不應小于5℃。經計算,滿足此過冷度要求的回路長度應不小于12m。需要特別說明的是,冷凝器中空氣的流向必須與制冷劑流向相反,如圖6所示。不然已冷卻的制冷劑液體會被流經過熱區的高溫氣流重新加熱,導致過冷度減小。
JHF32機組的冷凝器為40排4列,每根銅管的有效長度為1.44m,因此滿足要求的冷凝器回路數為10路或16路。JHF32機組冷凝器的設計原則同樣為效率優先,冷凝器管路阻力降應盡量減小,冷凝器出液過冷度不小于5℃即可適應大多數安裝環境,有特殊要求的可非標設計,因此回路長度取下限,回路數取16路,每個回路有10根銅管(或5根U形管),長度為10×1.44m=14.4m。
在豎直放置的冷凝器中,位置越高的回路制冷劑流量越大。這同樣可從冷凝器的進口過熱氣體與出口過冷液體密度的不同而導致各回路受重力影響的不同得到解釋,由于在冷凝器中氣液制冷劑密度差較蒸發器中更大,使得在冷凝器中由于各回路重力差而引起制冷劑流量分配的不均勻度約為蒸發器的2倍[3]。
由于絕大多數機房空調冷凝器的進氣、出液均采取集管形式,如圖7所示。若冷凝器豎直放置,則由于重力影響而導致的各換熱盤管回路的制冷劑流量不均勻性將得不到任何改善。因此,推薦冷凝器水平放置(即室外機下進風、上出風)。
機房空調冷凝器之所以如此設計,有方便加工安裝和控制生產成本的考慮,另外,也考慮到出液如果加分液頭的話,在改善制冷劑流量分配均勻度的同時,也增大了冷凝器出液端的壓降,這樣將使膨脹閥的可用壓頭進一步減小,又使膨脹閥調節負荷的能力受到限制。
筆者認為解決回氣集管底部積油問題的較好方案是將回氣總管的位置由集管中部移至集管下部,如圖5所示。
也許有人會問:將回氣總管移至蒸發器下部是否會導致蒸發器分液不均勻?持這種疑問的人可能忽略了分液頭、分液毛細管對蒸發器分液均勻的重要作用。實際上,只要回氣集管管徑不是特別小,制冷劑回氣在集管中流動所產生的阻力基本可以忽略。因此,將回氣總管移至集管下部一般不會影響蒸發器的均勻分液,卻可很方便地解決回氣集管積油的問題。JHF32機組即采取此方案。
2冷凝器的優化設計
冷凝器優化設計的重要內容同樣是換熱盤管回路的數量與長度的選取。其優化設計方法與第1章所述類似,但細節處理又不盡相同。在蒸發器中,制冷劑的加速阻力和摩擦阻力方向相同,兩者同時使壓降增加;而對于冷凝器來說,由于加速阻力和摩擦阻力方向相反,也就是說加速阻力能在一定程度上抵消摩擦阻力,使得制冷劑流經冷凝器的壓降不會很大,一般取冷凝器壓降不超過0104MPa(0.4kg/cm2),冷凝器的回路長度可以比蒸發器長一些。但是冷凝器的換熱量并不像蒸發器那樣一直隨換熱盤管回路長度的增大而增大,而是存在一個使冷凝器換熱量達到*大的臨界回路長度,對R22制冷劑該臨界長度約為20m,因此,冷凝器每個回路長度的上限以不超過30m為宜。
冷凝器單回路長度的下限自然受到過冷度的限制。機房空調的過冷度一般不應小于5℃。經計算,滿足此過冷度要求的回路長度應不小于12m。需要特別說明的是,冷凝器中空氣的流向必須與制冷劑流向相反,如圖6所示。不然已冷卻的制冷劑液體會被流經過熱區的高溫氣流重新加熱,導致過冷度減小。
3儲液器與氣液分離器的配置原則
3.1儲液器的配置
機房空調行業內有一種說法:單冷空調機組中只有四大關鍵部件是必需的,其他部件都可以不用,因此可不必配高壓儲液器。關于高壓儲液器的配置問題,筆者認為不能一概而論。關鍵是要清楚儲液器在不同制冷系統中的具體作用,權衡利弊后再作取舍。
原則上制冷系統除四大部件是必需的以外,其余部件是為了達到機組的特殊功能要求而增加的。空調機組內部的空間很寶貴,儲液器的體積不小,在一個狹小的空間內要布置各種制冷劑管路、帶有三通或兩通調節閥的水路(水冷機組),還要留出維修(如擰扳手、換壓縮機、平時的維護檢查等)的空間,對設計師來講,在如此狹小的空間布置這么多的部件,有一定難度。而且配置儲液器至少要增加百元左右的材料成本,并至少增加兩個故障點。因此,高壓儲液器只能用在必須應用的場合。比如帶有制冷劑側冷凝壓力調節裝置的機房空調,其工作原理是在寒冷季節使得液態制冷劑占據部分冷凝器盤管,通過減少冷凝器的有效冷凝面積來維持足夠的冷凝壓力,這樣就必須配置儲液器來儲存溫暖季節時多余的制冷劑,而且儲液器容積不能太小。如果用板式換熱器作冷凝器,一般的做法是在板式換熱器后面配儲液器,其主要作用就是避免壓縮機啟動時板式換熱器中一些來不及排出的液體占據有效換熱面積而造成排氣壓力過高。但有些廠家還是試圖通過變通方法解決啟動排氣壓力高的問題,而盡量避免使用儲液器。一個辦法是用電磁閥將壓縮機排氣短時間旁通一下。雖然電磁閥也有一定成本,但比起儲液器,幾乎不占空間,沒有復雜的管路,這種方法是可以選擇的。另一個辦法是先啟動一下壓縮機,幾秒后停止,然后再啟動一次,如此短暫啟動2～3次,以排出板式換熱器中積存的液態制冷劑,避免排氣壓力過高。
這種方法不增加成本,僅僅是**控制程序,也是一種比較不錯的取代儲液器的軟件解決方案。對于水冷機房空調,如果是用殼管式或套管式冷凝器,由于冷凝器容積相對較大,本身就具備一定的儲液能力,儲液器不是必需的。對于風冷機房空調,儲液器并不是必須配置的部件。但是,風冷機房空調中如果不配置儲液器,對于不同的機房空調安裝環境中制冷劑充注量準確性的要求就比較高,而且此時機組對于制冷劑泄漏會比較敏感。權衡利弊之后,JHF32機組需一只小容量儲液器作為標配(容積不超過5L),以保證JHF32機組能在各種工況下穩定運行。
3.2氣液分離器的配置
氣液分離器的作用是容納偶爾可能出現的蒸發器回氣帶液,以防止液態制冷劑對壓縮機渦盤的沖擊。另外,使用氣液分離器后,機組的過熱度可以設定得稍低一些,有利于提高蒸發器的換熱效率,進而提高整機能效比。
機房空調作為單冷型空調,并且熱力膨脹閥過熱度控制在5～8℃,高于安全過熱度(3℃左右),一般不會出現液擊危險。而且絕大多數機房空調配置的是ZR系列壓縮機,ZR壓縮機是柔性渦旋的,對偶爾液擊的耐受能力比較強,所以絕大多數機房空調都不配置氣液分離器。
但JHF32機組需配置一個小容積(容積不大于5L,對所有型號機組均如此)的氣液分離器,因為在JHF32機組中取消了被絕大多數機房空調作為標配的液管電磁閥。具體分析詳見第4章液管電磁閥的配置原則。
3.3換熱式儲液器/氣液分離器的配置
之所以將高壓儲液器和氣液分離器的配置放到同一章,主要是因為JHF32機組所配置的其實是一個將高壓儲液器和氣液分離器合二為一的一個部件———換熱式儲液器/氣液分離器,如圖8所示。
該換熱式儲液器/氣液分離器優點如下:
1)高溫制冷劑液體與低溫回氣間可進行一定的換熱。換熱量取決于液體制冷劑與氣態制冷劑間的溫差和外層儲液器中積存的液態制冷劑高度。在夏季高溫工況時,該裝置可使制冷劑回液過冷4℃、回氣過熱6℃左右。這樣雖對于提高能效比并無直接幫助,但增加過冷可防止膨脹閥前出現閃發氣體,使得室外機的液態制冷劑上行距離可進一步增加;回氣過熱則可進一步減小膨脹閥過熱度的設定值而不用擔心回氣帶液的問題。
2)占據空間較小。該裝置不但體積小,而且由于外層容器是容納高于室溫制冷劑液體的儲液器,不像氣液分離器那樣需包裹厚10mm以上的保溫棉。因此,該裝置所占空間僅為同體積的儲液器和氣液分離器總和的60%左右。該裝置的缺點是目前成本相對較高。JHF32機組所用的JRAH-411型換熱式儲液器/氣液分離器的成本大約400元,比儲液器和氣液分離器的價格總和還高1倍。但相對于機房空調幾萬元的材料成本來說,只要能發揮應有的作用,增加這些成本還是值得的。
4液管電磁閥的配置原則
液管電磁閥是多數機房空調的標準配件。個別小型機房空調廠家為了降低成本省去液管電磁閥時,總有些忐忑,生怕保修期內發生壓縮機液擊故障而招致更大的損失。筆者認為,不管實際是否需要,一律配置液管電磁閥的做法是設計者懶惰的表現。電磁閥的線圈和閥芯都是易損部件,電磁閥不管是螺紋連接還是焊接的,都相當于增加了2個制冷劑泄漏故障點,1只電磁閥的價格雖然只有幾百元,但如果用在制冷系統中卻不能發揮作用,只能說是既增加成本又增加機組故障率的失敗設計。
筆者設計的風冷機房空調除極特殊情況外均不配置液管電磁閥。下面將說明無液管電磁閥的機房空調避免壓縮機液擊的系統設計方案。圖9是JHF機組制冷系統各主要部件示意圖。
圖中室內機中與管路走向有關的一個防止液擊的關鍵設計是:蒸發器回氣管并不是直接進氣液分離器,而是向上行至超過蒸發器*高點后再向下進入氣液分離器。這樣的設計可使蒸發器在停機時成為一個可儲存盡量多液態制冷劑的儲液器。
另外,曲軸箱加熱帶對防止液擊也有積極作用。壓縮機停機時,曲軸箱加熱帶投入使用,使得壓縮機曲軸箱內部溫度比空調環境溫度高4℃以上,而蒸發器盤管內部溫度不會高于空調環境溫度,這樣氣態制冷劑將在蒸發器中而不是在壓縮機曲軸箱內部凝結。
也許有人會問:如果停機時蒸發器充滿制冷劑液體,再次開機時制冷劑是否會來不及蒸發而進入氣液分離器,然后沖進壓縮機導致液擊?只需簡單地作一下計算,就可知道發生上述情況的可能性很小。
對于JHF32機組,可算得蒸發器盤管內容積為11.2L,冷凝器盤管內容積為28.6L,儲液器容積為8L,氣液分離器容積為8L。機組充液量為16kg,若全部為液態,則制冷劑體積約13L。壓縮機停機后,因蒸發器回氣管處制冷劑立即變為飽和狀態,過熱度為0,膨脹閥立即關閉,雖然膨脹閥的關閉不如電磁閥嚴密,可能有微量制冷劑從冷凝器側流向蒸發器側,但這足以將制冷系統分隔為兩個壓力不同的區域。自壓縮機排氣管至膨脹閥前的制冷系統內壓力近似等于室外溫度下的制冷劑飽和壓力;膨脹閥后至蒸發器、氣液分離器、壓縮機曲軸箱之間的壓力近似等于空調室內溫度下的制冷劑飽和壓力。下面分析一下16kg制冷劑在JHF32機組各部件內的分布情況。
*不利的情況是在室外溫度極高(如50℃)的時候。此時室外機可能容納的制冷劑量*少,室內機容納的制冷劑量*多。即使室外側全部為制冷劑飽和氣體,冷凝器也可容納2kg以上制冷劑飽和氣體(計算過程從略),儲液器表面溫度為室內溫度,內部壓力則等于冷凝器壓力,故高壓側制冷劑會在其中凝結一部分,容積為8L的儲液器至少可容納2kg左右的氣液混合制冷劑,則剩余12kg制冷劑中約有1kg左右會以飽和態存在于氣液分離器和以輕微過熱態存在于壓縮機曲軸箱內,剩余11kg左右液態制冷劑將以氣液混合態占據蒸發器80%左右的空間。
當壓縮機再次啟動時,吸氣壓力降低,低于蒸發器內制冷劑飽和壓力,蒸發器內制冷劑將氣化放熱實現制冷,但由于蒸發器大部分被液態制冷劑占據,而液態制冷劑開始進入蒸發器,在壓縮機剛啟動的幾十秒內,進入蒸發器的液體量大于由于制冷劑蒸發而減少的液體量,蒸發器內存液量可能會繼續增大,當制冷劑液體充滿蒸發器后將流入氣液分離器。而氣液分離器的容積為8L,足夠容納9kg左右液態制冷劑。在氣液分離器中液態制冷劑質量不斷增加時,室外機存液量也不斷增加,蒸發器內液態制冷劑量也在不斷減少,待蒸發器內液態制冷劑所占容積為總容積的40%～50%左右時,膨脹閥即可根據過熱度正常控制制冷劑流量,有一定過熱度的氣態制冷劑將取代液態制冷劑從蒸發器回氣總管進入氣液分離器,此時氣液分離器中*多會積存5kg左右液態制冷劑,液態制冷劑所占容積不會超過氣液分離器容積的一半,并不會影響壓縮機的安全運行。
由上述*不利工況下液態制冷劑在制冷系統各部件中的含量的粗略定量分析結果可知,即使在*不利環境工況下,按圖9設計的JHF機組也不會產生液擊的危險。而如果室外機在室內機下部,液態制冷劑在冷凝器及儲液器內積存的比例更大;在室外溫度低于室內溫度的時候,液態制冷劑主要積存在冷凝器與儲液器內,那樣機組將更無液擊的危險。
需要說明的是,不少機房空調即使配置了液管電磁閥也不能保證機組在運行過程中一定不發生液擊。因此,在風冷機房空調中取消液管電磁閥并采取上述系統設計方案,是一種主動而非被動的防液擊策略。實踐證明,采用該方案的JHF系列機房空調在常見各種工況下均可穩定可靠運行。
5機房空調的快速除濕方法
機房空調要實現對濕度的精確控制,就需要保證在室內濕負荷過大時能迅速除濕。當然,機房空調的快速除濕主要還是用在我國南方等室內環境熱濕比較小的地區,至于西北等室內熱濕比較大的地區,完全可以按常規制冷方式進行除濕。機房空調快速除濕主要有減小送風量、減小蒸發器面積這兩類方法。另外,近年來還出現一種利用電子膨脹閥進行快速除濕的方法。
5.1減小送風量的快速除濕方法
送風機風量減小后,空氣流經蒸發器肋片表面的速度降低,肋片上流過的空氣分子團靠氫鍵作用所吸附的水分子與肋片所產生的分子聚合力大于氣體流動的推動力,使得肋片上已經吸附的氣態水分子數量遠大于從肋片上蒸發的液態水分子數量,也就使液態水分子能快速聚集成肉眼可見的水珠,*后變成凝結水排出機外,達到快速除濕的目的。減小送風機風量一般有兩種方法:
1)使用雙速或三速風機。正常運行時用高速或中速,在需要快速除濕時,風機轉速自動降一擋,即可實現有級風量調整,且成本增加不多。
2)使用無級調速風機,并配置調速模塊,需要除濕時可將風機轉速調整到需要值。風機風量無級調節的一個好處是可根據過濾器積塵的情況自動增大風機轉速,可在機組內部流道阻力增加時保證送風量不減少。但這種快速除濕方式的弊端也是顯而易見的。首先大功率的調壓調速模塊成本不菲,比如1只適用負荷4kW的三相調速模塊的價格為4000元左右;其次,交流電壓離心風機在低電壓下的效率將比滿負荷時大大降低。EC(電子換向)直流風機在部分負荷時效率較高,但EC風機加整流模塊的造價是一般交流風機的數倍。
減小風量雖然能得到較好的快速除濕效果,但機房環境內空氣循環量的大幅波動會影響到室內已形成的穩定的溫濕度場,并且在發熱設備比較集中且機房空調送風距離比較遠的場合,送風量的減少會導致遠端發熱設備得不到充分冷卻,使得機房局部溫度超高。
所以,在機房環境中,減小送風量除濕不是理想的首選方案,但可采取變通方法。比如在蒸發器旁邊安裝一個旁通氣流調節閥。在正常制冷狀態下此閥門是關閉的,所有氣流均需流經蒸發器表面。當需要進行除濕操作時,此旁通閥便打開,使1/3的回風不經過蒸發器直接旁通至送風口,另外2/3的回風均勻地通過蒸發器表面。這樣可達到與減小風量同樣的除濕效果,并可保持送風量不變。
5.2減小蒸發器面積的快速除濕法
蒸發器換熱面積減小,蒸發溫度降低,肋片溫度降低,同樣可使肋片上已吸附的氣態水分子數量大于從肋片上蒸發的液態水分子數量,達到快速除濕目的。減小蒸發器面積一般用切斷蒸發器上部1/3回路的方法,具體做法有3種:膨脹閥后分液法、膨脹閥前分液法、回氣總管分液法,見圖10～12。
由圖10～12可看出,回氣總管分液法與膨脹閥前分液法都比膨脹閥后分液法更易于實現制冷劑的均勻分配,但膨脹閥前分液法需要增加1只小膨脹閥,回氣總管分液法需要配置1只大口徑的氣管電磁閥,都會增加一定成本。減小蒸發器面積除濕法由于除濕效果好,且不對室內溫、濕度場的分布造成不良影響,在機房空調中得到了越來越多的應用。JHF32選配膨脹閥后分液的減小蒸發器面積的快速除濕法。但JHF32機組與一般機房空調的處理方法稍有不同,由于JHF32機組配置的蒸發器面積較一般機房空調大20%以上,所以采取JHF32機組切斷1/2而不是1/3蒸發器回路的方法來實現快速除濕。
快速除濕如果設計不當,會導致肋片溫度低于0℃,肋片表面易結冰,因此少數機房空調設置肋片表面溫度傳感器,以保證在除濕導致蒸發溫度過低時能提前結束快速除濕過程,防止蒸發器結冰。
另外,采用減小蒸發器面積法進行快速除濕的下送風機房空調蒸發器的傾斜角度需保證不小于65°,以防止送風帶露。
5.3應用電子膨脹閥的快速除濕方法
應用電子膨脹閥的快速除濕法是隨著電子膨脹閥在機房空調中的應用而出現的一種比較新穎的除濕方法。采用這種快速除濕法的機房空調無需在制冷系統和送風機上作任何調整,只在程序中稍作處理即可。當控制系統發出除濕開始指令后,電子膨脹閥自動將過熱度設定值調高。例如,原先過熱度設定值為3℃左右,需要快速除濕時可把目標過熱度設定值提高至15℃。這樣電子膨脹閥開度將變小,蒸發溫度將降低,肋片表面溫度降低,除濕效果增強。
由電子膨脹閥快速除濕的工作原理可知,機組在進行除濕時,蒸發器回氣過熱度會比較高。在比較低的蒸發壓力和比較高的回氣過熱度的共同作用下,壓縮機排氣溫度會較高,這樣可能會對壓縮機排氣口的塑料連接件造成影響,還可能導致潤滑油炭化等問題;另外,由于制冷劑流量減少,對采用吸氣冷卻的全封閉渦旋壓縮機來說,會影響壓縮機電動機的散熱,導致電動機溫度升高,影響壓縮機電動機的壽命。
采用電子膨脹閥的機房空調整機成本至少要提高2000元左右,而且電子膨脹閥作為一個動作頻繁的機電一體部件,故障率也要比熱力膨脹閥高得多。這些都是采用此方案的設計師們所需要面對的實際問題。
6排氣再熱
6.1排氣再熱方法產生的背景
機房空調除濕的過程附帶了產生顯冷量的過程,如果機房內濕負荷比較大,熱負荷相對較小,且除濕過程如果不加任何溫度補償措施,勢必會導致室內溫度的過度下降。由于機房空調一般都采用溫度優先的控制策略,若室內溫度達到機房所允許的下限,則無論室內濕度是否降到設定值,都需機房空調立即停止除濕。這樣,常常會導致室內濕度超標。所以一般機房空調都具備除濕再熱功能。常用的再熱方式有電加熱、蒸汽加熱、熱水加熱3種。這3種再熱方式的共同特點是必須消耗能源才能使已降溫的空氣再升溫,提高室內溫濕度控制精度的同時也暴露了其能耗較高的缺點。而利用壓縮機的排氣熱量作為除濕后送風溫度補償的技術則可彌補這種缺憾。雖然各大主流機房空調均將排氣再熱作為機組的選配設計,而在我國市場上很少見到配置排氣再熱的機房空調。可見,排氣再熱方法對于機房空調來說,適用范圍并不是很廣,但在我國南方或東南亞氣候比較潮濕的地區有一定的應用前景。
6.2排氣再熱關鍵設計技術
再熱盤管的設計是排氣再熱系統設計的重要內容。常用的方案是使一部分排氣進入蒸發器后面的再熱盤管,放熱后再與另外一部分排氣混合后排至室外冷凝器。這種方法雖然增加了一個盤管,但管路布置、控制邏輯都很簡單。而且再熱盤管既可用于除濕時的溫度補償,也可用于部分負荷下的制冷量削減(即卸載),使壓縮機連續運行,以達到精確控制溫度的目的。排氣流量的準確控制是排氣再熱方式的難點。常規的控制方法是在排氣口設置1只比例式三通調節閥,根據送風溫度控制該閥的流量分配,進而控制再熱量的大小,達到精確控制溫度的目的。這種方法還是容易出現調節滯后、流量控制準確度低等問題。
6.3一種新型排氣再熱設計方案
下面簡要介紹一個筆者自行開發的排氣再熱優化設計方案。圖13是該設計方案的系統示意圖。在正常制冷狀態,三通閥A,B的管路223之間連通;快速除濕時,三通閥A,B的管路123之間連通。此時,從壓縮機排氣口出來的部分排氣通過電磁閥進入蒸發器部分盤管內,放出熱量、溫度降低后出蒸發器與壓縮機其余排氣混合后進入冷凝器。這種排氣再熱流程設計的獨特之處是:通過2個三通閥的切換,巧妙地利用除濕后被切斷的部分蒸發器回路作為排氣再熱的換熱器,從而不必單獨配置再熱盤管。
7針對不同氣候條件的機房空調系統設計
機房的廣泛分布及其機房高密度發熱量的特點決定了機房空調需在不同地點、不同季節可靠穩定運行。本章就應用在嚴寒、高溫、高濕等惡劣氣候條件下的機房空調設計方法進行探討。
7.1嚴寒地區
在黑龍江省的海拉爾地區,冬季*低溫度可達-40℃,此時機房空調仍需間斷制冷運行,以維持機房內的正常溫度。機房空調要保證在如此低的室外溫度下可靠地制冷運行,除了需配置冷凝壓力調節裝置以保證工作時冷凝壓力適合之外,還必須保證壓縮機能在低溫下順利啟動。
機房空調低壓保護設定值一般為表壓0.2MPa(2kg/cm2)),雖然因為壓縮機對于偶爾的吸氣壓力過低有一定的承受力而設置了低壓報警延時,但報警延時一般不宜超過2min,即吸氣壓力低于0.2MPa的時間不宜超過2min。而機房空調在-40℃的環境溫度下停機一段時間后,由于室內外溫差懸殊,絕大部分制冷劑將遷移至室外機中,機房空調制冷系統內部壓力已達到表壓0左右(R22在-40℃下的飽和壓力)。壓縮機啟動后,由于此時的壓縮機吸氣比體積是常規工況的5倍左右,因此吸氣質量非常低,即使冷凝風機停轉,也難以在幾分鐘內建立起足夠高的冷凝壓力,膨脹閥也因閥前后壓差不足而無法向蒸發器供液,壓縮機又在不斷地吸氣,導致蒸發壓力進一步降低,形成惡性循環,吸氣壓力不可能在2min內恢復到0.2MPa(2kg/cm2)以上,機組將因低壓報警而停機。
也就是說,常規配置的機房空調只能應用于夏熱冬暖地區,為使應用于寒冷地區的機房空調能夠順利啟動,應如圖14所示,采取下列技術措施:在儲液罐前配置止回閥,在儲液罐后增加液管電磁閥,并且儲液罐內要保證一定存液量。
