针对溶液除湿技术应用中相关问题的讨论-上海联兵环保免费电话：400-600-5030

摘　要：针对溶液除湿方式的温湿度控制、空气处理过程、温湿度独立控制系统与传统空调系统之间的区别等问题提出个人观点并进行相关讨论。
    关键词：溶液除湿;传统空调系统;温湿度独立控制
    随着科学技术的飞速发展,暖通空调领域的新产品层出不穷,先进技术也日趋完善,从而为业内工程人员处理技术问题时提供了更多的解决方案和产品设备。其中江亿院士带领的“溶液除湿空调系统应用研究与示范”课题组从1998年开始了研究,10年来,该技术已被越来越多的工程项目所采用。笔者曾拜读过一些关于该技术应用的文章,对溶液除湿技术有了更新、更深的认识,对今后工作中应用设计技术手段解决问题有很大的帮助,但在学习的过程中也产生了一些困惑和疑点,特此提出与同行探讨。
    1：关于洁净空调
    1)洁净区分级问题
    在针对医药类洁净空调系统特点,“洁净区的设计必须符合相应的洁净度要求。无菌药品生产所需的洁净区分为百级、千级等多个级别……”,笔者根据相关资料和规范,我国GMP的规定以及国际组织的GMP要求中,医药类的洁净厂房内并没有“千级”这个级别,只有百级、万级、十万级和三十万级4个级别。 
    2)洁净区换气次数问题
    以某洁净厂房举例,其中:空调面积为350m2的十万级区域送风量约为30 260m3/h,新风量约为11 120m3/h。而根据规范[1]相关要求,十万级的换气次数为10~15次,房间吊顶高度按常规3m考虑实际换气次数也达到了30 260/(350×3)≈29次,相当于规范要求的2倍。百级区域空调面积120m2风量为19 460m3/h,其中百级层流区域为5m2,风量为2 000m3/h。通过计算,层流区域的平均风速只有2 000/(5×3 600)≈0.11m/s,而规范[1]中要求的层流平均风速为0.2~0.5m/s,即实际值只相当于要求值下限的一半。
    3)普通洁净空调系统弊端
    关于普通洁净空调系统弊端问题:有些研究人员认为一次回风再热系统对室内湿度控制比较困难,理由是大部分工程在高温季节冷冻水温度居高不下,难以保证7℃,从而导致室内相对湿度偏高。笔者认为,研究人员在叙述这一观点时,很多基础数据给的不够详细。例如,认为对室内湿度控制比较困难,是控制相对湿度基数困难还是控制精度困难?这里笔者以某案例进行说明。某洁净区(无菌环境)温度为20~24℃,相对湿度为45%~60%,该百级区域室内设计工况为22℃±2℃,55%±5%,按此工况计算空调机器露点为13.4℃,95% (由于该类厂房内一般人员较少,即湿负荷很小,且由于制药车间内有大量的生产设备,导致室内显热负荷较大。因此,此处热湿比按无穷大计算,热湿比线按近似垂直考虑)。那么,对于百级区域的全新风系统,即便冷冻水供水恒为7℃,表冷器也不易进行大焓差处理将空气拉到该露点状态。此时通常可以考虑设置双表冷器,即通过一级表冷先将室外空气处理到某一状态,例如室内等焓点,再通过二级表冷器处理到机器露点。关于湿度精度的控制,对于一次回风再热系统来讲,通常是通过温度传感器控制再热段加热量的大小以满足室内温度要求,相对湿度传感器控制表冷段流量以满足湿度要求,这种控制方式对于前面所假设的±5%精度要求是没问题的。但是对于如何精确控制送风含湿量,是通过控制再生热量、再生风量、溶液量,还是其他什么方式,以及精确控制可以精确到什么程度,±5%?±3%?甚至更高?笔者认为还有待进一步研究。
    对于设计负荷和冷源标况制冷能力的计算,根据笔者多年来参与项目的经验,通常设计负荷一般会大于实际负荷,而再根据设计负荷选择制冷机组时,又会考虑些富余量,尤其对于电子、医药这些工艺性空调系统,为了保证其生产正常进行,空调系统更会考虑些安全系数。
    4)普通洁净空调系统除湿问题
    有研究人员认为,普通洁净空调系统的另一个问题是空调机组内“空气冷冻除湿处理后,相对湿度>90%,送风相对湿度较高会造成过滤器上滤袋很快积水,湿阻急速增大,且过滤袋极易吹破,导致洁净房新风送风量和空气洁净度都无法满足要求”。
    笔者认为,虽然空气经表冷器降温除湿后相对湿度确实很高,通常在90%~95%左右,但并不会“造成过滤器上滤袋很快积水”。因为除湿同加湿不同,当机组内加湿时,由于加湿通常需要一定的吸收距离,尤其是等焓加湿方式,水分是以小液滴的状态与空气接触,吸热蒸发成水蒸气后同空气混合,当吸收距离不够时,很可能小水滴还没有同空气完全混合就接触到下游的过滤器,从而弄湿过滤器。而除湿后的空气虽然相对湿度很大,但此时水分是以气态形式存在的,除非下游过滤器的温度更低,它才会冷凝。但过滤器的温度是不会低于表冷器的,也就是说过滤器是没有“除湿”功能的。对于“……很快积水,湿阻急速增大,且过滤袋极易吹破……”[1]这种叙述,也许个别案例中由于设计或安装的原因会有此情况发生,但其绝不是空调机组的共性,毕竟目前绝大多数空调系统末端还是采取表冷器冷冻除湿的方式。至于最后导致的“洁净房空气送风量和空气洁净度都无法满足要求”,从专业角度也是讲不通的,因为机组内的袋式过滤器即便被吹破(通常此处的袋式过滤器为中效过滤器),造成风系统阻力降低,风机压头减小从而风量增大才对,怎么会送风量无法满足要求呢?而且此处过滤器破损,也只是失去对末端高效过滤器的保护作用,从而造成高效寿命的降低,并不会直接导致“空气洁净度都无法满足要求”。
    2　关于溶液除湿空调
    1)有关现有热湿联合处理空调方式所存在的问题有人认为:①“为排除足够的余热余湿、同时又不使送风温度过低,就要求有较大的循环通风量……这就往往造成室内很大的空气流动,使居住者产生不适的吹风感”;②“在冬季,为了避免吹风感,即使安装了空调系统,也往往不使用热风,而通过另外的暖气系统通过散热器供热”。
    笔者认为,室内负荷、热湿比是不会因空调系统形式不同而有所差异的,采用传统的一次回风再热系统和一次回风溶液除湿系统,其送风量和送风状态点是不会因此而改变的。例如,“每平方米建筑如果有100W显热需要排除,房间设定温度为25℃,当送风温度为15℃时,要求循环风量为24m3/(h·m2)”,这里关键要弄清为什么送风温度为15℃,原因无外乎2点:防止送风温度过低导致室内结露或者末端热湿处理设备在常规7℃/12℃供/回水情况下所能达到的最低机器露点,至于送风温差对室内温度精度的影响,此处已不做考虑,因为10℃的送风温差已基本保证不了什么精度了。既然原因只是这2点,那么,当采用溶液除湿空调系统时,送风温度仍然也只是15℃,不会再低了。从而,相同的送风温差在消除同样的显热负荷时所需风量也是相同的。因此“造成室内很大的空气流动,使居住者产生不适的吹风感”只能是室内气流组织设计的不合理,而不是“热湿联合处理的空调方式”的问题。至于第②个观点,笔者认为在实际工程中很少有这种情况,不能说冬季为了避免吹风感就再上一套供暖系统,相信没有业主会为了这个原因而增加投资,冬季有吹风感难道夏季就没有么?对于冬、夏采取不同的暖通空调方式,在实际案例中往往是因为冬季热源热水的温度不适用于空调末端,例如冬季有95℃/70℃热水,而空调末端(例如风机盘管)的铜管铝翅片盘管通常只适用于60℃以下的热水,或者空调末端干脆就是VRV类的制冷剂系统,因此才会再上一套散热器的采暖系统。
    2)这里以某案例对传统冷冻除湿模式(简称方式一)和溶液独立除湿模式(简称方式二)进行比较。某建筑面积为2 500m2的工业厂房,总送风量为50 000m3/h,新风比为30%,室外夏季空调干/湿球计算工况为35℃/28.3℃,室内设计工况为23℃/55%。笔者将这些基础参数做一些延伸,以便讨论。室外夏季状态点焓值为92kJ/kg,室内设计工况点焓值为48kJ/kg,热湿比线按近似垂直状态,此时机器露点为14.2℃13.7℃,39kJ/kg。
    在对比中,电加热一项中,方式一为139.9kW,方式二为0。由此可见,该项电加热应该是方式一用于夏季露点再热的,因为如果是作为冬季热源方式二应该也要用到。根据式(1)可知,50 000m3/h的送风量如果经过139.9kW电加热的话,温升可以达到8.4℃,那么在14.2℃机器露点的基础上温升8.4℃后就达到22.6℃,此时送风状态点的温度几乎与室内状态点相同,而且这是在不考虑风机管道温升的前提下,可见这个“139.9kW”的电加热量并不准确。
    Qh=GρcΔt/3 600(1)
    式中:Qh为加热量(kW);G为送风量(m3/h);ρ为空气密度,按1.2kg/m3计;c为空气定压比热容,取1kJ/(kg·℃);Δt为再热温升(℃)。 
    Qc=GρΔi/3 600(2)
    式中:Qc为冷量(kW);Δi为焓差(kJ/kg)。
    对于冷冻侧中方式一的冷量为608.5kW,耗电量234kW,冷冻供/回水温度7℃/12℃,蒸发温度2℃;方式二的冷量为292.6kW,耗电量96.3kW,冷冻供/回水温度12℃/15℃,蒸发温度7℃。
    经过推算,方式一中制冷系统COP=608.5/234=2.6。同样方式二中的制冷系统COP=292.6/96.3=3,对于一个蒸发温度7℃的制冷系统,根据卡诺循环原理可知COP=T1/(T2-T1),冷凝温度按40℃考虑,则理论COP=8.5,即便考虑一系列机械损失及不利因素,3和8.5之间也相差甚远。
    再看一下“冷量608.5kW”,根据前面给出的基础参数及式(2)计算:
    
    即空调系统冷量为370kW。那么冷源侧多出来的608.5-370=238.5kW冷量用于何处呢?最后,关于上述2种方式的总能耗:方式一总耗电量为396·1kW,这里除了空调机组中139.9kW的电加热以及234kW的冷冻机以外,应该还包括风机、水泵的能耗;而方式二中,总耗电量根据溶液再生热量的不同,分别给出了电加热256.5kW,工业余热136.5kW,太阳能130.5kW,并最终得出结论———3种溶液再生方式的节能率分别为电加热35.5%,工业余热65.5%,太阳能67.1%。通过前面的分析不难看出,方式一中的总耗电量396.1kW是在高再热量及低能效比的情况下给出,因此笔者认为数据并不准确,随后相比较得出的各种节能率也是值得推敲的。另外,虽然对比中采用太阳能再生的方式节能率最高,但是在实际应用中太阳能热水受地理位置及天气变化影响较大,通常都要配以其他热源的备用系统,例如南方某些地区在梅雨季节连续多日的阴雨天。因此其出水温度并不易长期稳定地达到“再生热源温度(65~85℃)的要求”。
    3)关于“全工况空气处理机组采用无蜗壳风机是最佳的选择,无蜗壳风机出风方向可任意调节,且为圆形单进风结构,电机在轴心连接。对于洁净场合采用电机直联,无皮带产尘危害”的观点,笔者认为,对于无蜗壳风机的出风方向可任意调节,是因为其自身就没有固定的出风方向,在机组送风段上任意一处开口都可以作为出风口。其实有蜗壳风机同样可以,用左/右90°可以实现顶出风,用左/右180°可以实现前出风,或者在机组风机段前加一个送风段,也同样可以实现出风方向任意可调。而对于洁净场合采用电机直联,无皮带产尘危害,这点确实是直联方式的优势,但有蜗壳风机也可以采用直联方式。相比较无蜗壳风机和有蜗壳风机,前者的主要优势是震动更小出风更均匀,且风机段的尺寸更小,节省机房空间。但缺点是价格更贵一些,工作效率也普遍不如后者。通常多用于净化空调机组,并不能说对所有空气处理机组都是最佳的选择。
    3　结论
    笔者通过上述分析发现,对于溶液除湿技术的认识和理解还是存在一些差异,主要表现在以下2个方面:
    1)溶液再生温度;
    2)溶液调湿段的处理。
    参考文献

上海联兵环保科技有限公司
地址：上海市松江区工业区茸北分区茸阳路69号
总机：021-51691929
传真：021-57784244
免费电话：400-600-5030
技术支持：13641659499
E-mail：zhanglianbing@126.com
http://www.shlbhb.com