中央空调冷水机组论文 篇1
目前, 能源问题已经成为制约我国经济和社会发展的重要因素。近年来, 我国建筑规模发展迅速, 其中存在着大量的高能耗建筑, 尤其是公共建筑, 单位面积用电量高, 且用电量的增长速度高于总建筑面积的增长速度。
一般公共建筑空调系统能耗占建筑能耗的50%~60%, 因此, 业界公认空调系统的能耗是公建能耗中的重要组成部分, 对空调系统开展节能工作对于公共建筑的整体节能工作来说意义重大。
1 冷凝压力理论优化分析
本文选择热力学准则, 优化给定制冷量时的空调系统运行参数。即在保证用户需冷量要求的同时, 使整个空调系统的能量消耗最小。
过渡季节是一个比较特殊的时段, 早晚温差大。在超市、商场及一些写字楼内会运行中央空调。一般地讲, 在制冷系统中, 冷凝压力升高, 压缩比增大, 压缩机的容积效率降低, 系统的相对耗电量增加。反之, 冷凝压力降低, 系统的相对耗电量减少。冷凝温度在25~40℃, 每升高1℃, 制冷机组增加耗电量3.2%左右。随着冷凝温度的升高, 冷凝压力也会升高, 若对于多个压缩机同时工作的大型制冷系统来说, 这部分电耗是很大的。因此, 制冷系统在较低的冷凝压力下运行, 往往被视为低耗节能的一种工况。
冷凝压力的大小对制冷机的性能系数有很大的影响, 在不同室外温度下, 某一个冷凝压力使机组能耗最小, 即此系统的最优冷凝压力。确定最优冷凝压力并控制系统始终保持在最优冷凝压力下运行, 对于提高制冷系统性能有重大意义。
2 最优冷凝压力的实验研究
2.1 实验目的
本实验主要研究在过渡季节不同负荷、不同室外温度下, 冷凝压力的变化以及对制冷机组的影响。验证在系统工况变化时, 存在最优冷凝压力, 使系统的能耗最小, 并且找出使系统维持在最优冷凝压力下工作的调节控制方法。测试内容如下:
1) 通过实验确定过渡季节室外温度变化对机组运行状况的影响:测试随着负荷和室外温度的变化冷凝压力如何变化;不同室外温度和负荷条件 (制冷量分别为30k W、24k W、18k W) 下冷凝压力和压缩机做功之间的关系。
2) 通过实际测量得出不同负荷、不同温度下, 冷凝压力为何值时空调系统冷却水泵和压缩机功耗和为最小, 即在此冷凝压力下系统最节能。在一定室外温度下, 逐渐减小冷凝压力设定值, 以10k Pa逐步减小并记录冷却水泵和压缩机做功之和, 观察变化趋势, 当冷凝压力减少到某一数值时冷却水泵和压缩机功耗者之和最小。这个冷凝压力就是该温度下最优冷凝压力。
2.2 实验系统
实验系统装置简图如图1所示。实验系统的整体结构如图2所示。制冷系统控制器如图3所示。实验台设备明细如表1所示。本实验的实验平台为活塞式制冷系统, 为制冷负荷可调的水冷型式制冷系统实验平台。系统由活塞压缩机、板式换热器、电子膨胀阀、外平衡式热力膨胀阀、气液热交换器、储液器等组成。实验系统采用1台变频半封闭活塞式压缩机, 可以连续调节制冷系统的制冷量。制冷剂管路的管材采用紫铜管, 保温材料为橡塑。冷冻水及冷却水系统管路采用镀锌钢管, 冷却塔放置在楼顶。为了保证测试的精度和测量的稳定性, 冷冻水及冷却水管路上设有旁通管路以稳定进入蒸发器和冷凝器的水温和水量。实验系统设有冷冻水出水低温保护和压缩机高低压、过载保护。实验系统各项参数均可大范围调节, 以方便对各种运行工况进行测试。
制冷系统在压缩机、蒸发器、冷凝器进出口处设有温度和压力变送器;在贮液器与气液热交换器连接管路上设有涡轮流量计。为了便于观察制冷剂的状态, 在蒸发器的入口管路上装有液视镜。冷凝器、蒸发器水管路出口设有温度传感器和电磁流量计;为了测试冷却塔的冷却能力与阻力, 在冷却水管路上设有温度传感器、压力变送器和电磁流量计。在压缩机、冷冻水泵、冷却水泵和电加热器上装有三项功率传感器。温度传感器采用Pt100热电阻, A级精度, 压力变送器和电磁流量计输出信号4~20m A, 仪表精度0.5%。控制系统除常规的控制回路空气开关等以外控制器采用美国KMC楼宇控制器KMD5831, 控制器输出0~10V控制信号, 分别控制压缩机转速、电子膨胀阀开度。
2.3 实验所测数据
由于在实际的压缩制冷系统中, 冷凝温度主要取决于当地夏季环境的干、湿球温度, 蒸发温度主要取决于系统的负荷情况, 并且蒸发压力和冷凝压力因工质而异。故实验中采用蒸发温度为5℃, 冷凝温度为40℃, 压缩机吸气温度为15℃, 冷凝器过冷温度为35℃作为系统的空调工况参数, 制冷剂采用R22。
系统采用功率可调的电加热器作为负载源, 并在制冷系统压缩机、蒸发器、冷凝器、电子膨胀阀等设备的出入口外加装高精度温度、压力变送器、流量计等设备, 在压缩机、水泵等设备上加装功率传感器, 以监测制冷系统变工况时参数变化情况, 并通过计算机控制编程实现对压缩机、水泵变频和电子膨胀阀开度调节, 满足制冷系统负荷变化的在线优化调节方法研究。
实验室的电子监测系统可以实时监测并且以每10s一次的频率记录38种系统工况数据。
2.4 实验数据分析
2.4.1 过渡季节室外温度变化时对机组运行状况的影响
1) 测试在室外温度变化时, 冷凝压力的变化, 在不同负荷的情况下分别进行实验 (下文数据中冷凝压力的单位为k Pa, 室外温度为℃, 功耗为k W) 。
不同压缩机频率下冷凝压力变化情况如图4~图6所示。
空调系统在大多数情况都不是满负荷运转, 通过实验可以看出:在不同负荷的情况下, 随着室外温度的升高, 冷凝压力也随着升高。
2) 在不同温度下, 冷凝压力变化时与压缩机做功的关系。
压缩机频率f=50Hz (冷负荷为30k W) 时不同室外温度下冷凝压力和压缩机做功的关系如图7所示。
压缩机频率f=40Hz (冷负荷为24k W) 时不同室外温度下冷凝压力和压缩机做功的关系如图8所示。
压缩机频率f=30Hz (冷负荷为18k W) 时不同室外温度下冷凝压力和压缩机做功的关系如图9所示。
通过实验测试可以看出:在不同室温下随着冷凝压力的增长, 压缩机做功是增长的。
2.4.2 冷凝压力的优化控制
在制冷系统中, 压缩机和水泵的能耗是主要的能耗来源。以压缩机做功和冷却水泵做功之和最小测试目标, 对冷凝压力进行优化并确定不同温度下何种冷凝压力下系统能耗最小, 以及COP的变化, 以达到节能的目的。
在一定室外温度下, 逐渐减小冷凝压力设定值, 以10k Pa逐步减小并记录冷却水泵和压缩机做功之和, 观察变化趋势, 当冷凝压力减少到某一数值时冷却水泵和压缩机功耗者之和最小。这个冷凝压力就是该温度下最优冷凝压力。
工艺条件要求供水温度保持不变, 大约在7℃, 蒸发压力基本保持不变, 但冷凝压力随室外温度变化较大, 对机组运行稳定性及能效产生很重要的影响。因此只针对制冷机组对象的最小能耗运行开展研究, 所以没有考虑冷冻水泵的能耗。
压缩机频率f=50Hz (冷负荷为30k W) 时不同室外温度下冷凝压力和冷却水泵与压缩机做功的关系如图10所示。
压缩机频率f=40Hz (冷负荷为24k W) 时不同室外温度下冷凝压力和冷却水泵与压缩机做功的关系如图11所示。
压缩机频率f=30Hz (冷负荷为18k W) 时不同室外温度下冷凝压力和冷却水泵与压缩机做功的关系如图12所示。
冷凝压力优化控制情况如表2所示。
注:功耗和=冷却水泵做功×2+压缩机做功×4。
在蒸发压力保持基本不变的情况下, 从压缩机做功和冷却水泵做功之和与冷凝压力的关系曲线图中可见, 曲线关系表现为为一个凸函数的形式, 并且随着温度的升高最优冷凝压力是逐渐升高的。
3 结论
通过上述实验, 验证出最优冷凝压力的存在, 只有使得系统维持在这个最优状态才能达到节能的目的。
1) 在本实验研究中, 是研究过渡季节的冷凝压力对制冷机组的影响。
过渡季节气温偏低, 会出现冷凝压力偏低, 甚至会导致供液压力不足, 系统无法正常工作。维持合适的冷凝压力其实就是维持一个适当的冷凝器热交换量, 过渡季节环境温度较低时, 就要采取措施使得冷凝器换热量不致过大。
2) 调节冷却剂流量。
在水冷式冷凝器中, 常采用水流量调节阀调节冷凝压力。压力控制型水流量调节阀以冷凝压力为信号对冷却水的流量进行比例调节。温度控制型水流量调节阀, 它以感温包检测冷却水出口的温度变化, 将温度信号转变成感温包内的压力信号, 调节冷却水的流量。
对于风冷式冷凝器, 改变风量的调节方法有:采用变转速风扇电机;调节冷凝风扇的运转台数;在冷凝器进风口或出风口设置风量调节阀。这些调节方法均可采用冷凝压力或环境温度为信号进行风量调节。
3) 调节冷凝器传热面积。
具有多组冷凝器时, 可以利用串联在各组冷凝器通道上的电磁阀的开/闭状态, 开启或截断冷凝器通路, 以改变冷凝器的传热面积。
4) 对于风冷机组, 冷凝风机变频调速的冷凝压力调节方法是一种有效的节能方法。通过变频器对冷凝风机转速的控制, 既实现了对冷凝压力有效合理的调节, 又达到了明显的节能效果。
5) 安装冷凝压力检测器。将冷凝压力监控器应用于制冷系统, 除了可以指令自动型空气分离器对空气进行自动分离排除外, 对其他原因造成的冷凝压力偏高, 如冷凝器传热壁面有油垢或水垢造成的传热不良、冷却水量减少, 低压部分有空气渗入点等不同的表现症状。真正实现了自控状态, 也减少了人力资源的浪费。
参考文献
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中央空调冷水机组论文 篇2
北京首都国际机场、上海虹桥国际机场和广州白云国际机场作为我国三大机场, 响应国家节能减排政策, 已经率先使用桥载设备。2011年, 三大机场全年节省航油7.3万吨, 减少二氧化碳排放23万吨[2]。
为了深入推动我国机场桥载设备替代飞机本体APU的工作, 2012年, 我国完成西安、重庆、长沙、南京、武汉等17个年旅客吞吐量超过500万人次以上机场桥载设备安装立项报告评估和批复工作[3], 飞机专用桥载设备的应用已经越来越普遍。
这种安装在登机廊桥下替代飞机APU的桥载设备, 称为飞机地面空调机组。
1二级冷凝器2安全阀3高压压力开关4二级压缩机5低压压力开关6膨胀阀7一级冷凝器8安全阀9膨胀阀1 0高压压力开关1 1一级压缩机1 2低压压力开关1 3过滤器1 4一级加热器1 5一级蒸发器1 6送风机1 7二级蒸发器1 8三级蒸发器1 9低压压力开关2 0三级压缩机2 1膨胀阀2 2安全阀2 3高压压力开关2 4三级冷凝器2 5二级加热器
1飞机地面空调机组的工作原理和结构型式
1.1工作原理
飞机地面空调机组是置于民航飞机以外, 利用较长的送风管道和飞机专用接头, 通过飞机机身下部的外接空调接口和机身内部复杂的送风管道向机舱内送风的一种全新风特种空调机。飞机地面空调机组采用全电力驱动、直接蒸发式制冷循环技术, 可向飞机进行通风、冷却、除湿和制热, 并具有空气过滤功能, 为乘客和机组人员在飞机待飞过程中和飞机在停机坪过夜以及地面维护保养时提供舒适的空调环境。
1.1.1制冷系统
采用多级直接蒸发制冷方式有利于实现机组大焓差, 低温度送风的要求。在环境温度出现大幅度变化时, 多级制冷系统才能保证低送风温度要求。飞机地面空调机组的制冷系统原理如图1所示。
1.1.2送风系统。
(1) 制冷送风。
环境空气经过过滤器之后, 进入一级蒸发器预冷却, 然后进入送风机。经过送风机后进入二级蒸发器和三级蒸发器, 被进一步冷却。空气冷却处理后, 以较高的压力和较低的温度送入飞机机舱内。
(2) 制热送风。
环境空气经过过滤器之后, 进入一级加热器加热, 然后进入送风机。经过送风机后进入二级加热器, 被进一步加热。空气加热处理后, 以较高的压力和较高的温度送入飞机机舱内。
(3) 控制系统。
针对波音公司和空中客车公司生产的各型号民航客机的不同需求, 飞机地面空调机组的控制系统必须满足变风量、变风压的要求;必须满足环境温度变化时, 选择制冷、送风或制热不同运行模式的使用要求。因此, 飞机地面空调机组的电气控制系统必须采用高可靠性的可编程PLC控制系统, 以确保机组自动、高效、可靠、经济运行。
1.2结构型式
按安装方式分类, 飞机地面空调机组可以分为桥挂式, 落地式和移动式, 目前应用最广泛的是桥挂式。桥挂式飞机地面空调机组采用风冷冷凝器, 机组的结构型式共有两种, 如图2和图3所示。
向后排风型飞机地面空调机组由于冷凝器排风方向与机坪方向平行, 能防止机坪热风回流, 提高冷凝器换热效率, 但由于散热风扇距离冷凝器末端较远, 冷凝器末端的风速低而近端风速高, 冷凝器风速不均匀造成了温度场的不均匀, 从而导致换热效率的降低[4]。
向下排风型飞机地面空调机组由于冷凝器排风方向与机坪方向垂直, 接波音737系列飞机时, 由于飞机机舱门低导致飞机地面空调机组距离停机坪很近, 热风容易回流, 影响冷凝器换热效果, 但由于飞机地面空调机组高度低, 散热风扇与冷凝器末端距离近, 冷凝器迎面风速比较均匀, 冷凝器的换热效率较高。
向后排风型和向下排风型飞机地面空调机组的结构设计各有利弊, 选择哪一种结构型式必须根据机场实际情况, 以提高机组换热效率, 安全、可靠、经济运行为最终设计目标。
3结语
中国民航未来在年旅客吞吐量300万人次以上的机场全面实施地面空调和电源替代飞机APU的工作正在积极推进[5], 飞机地面空调机组作为机场的地面支持设备, 已经成为桥载的必备产品之一。由于只有取得中国民用航空总局审定并颁发的“民用机场专用设备使用许可证”的飞机地面空调机组, 才能在我国民用机场内使用, 因此, 国内飞机地面空调机组的制造商屈指可数。为了更好地掌握、使用飞机地面空调机组, 本文详细介绍了飞机地面空调机组的工作原理, 并提供了目前国内外常用的两种桥挂式飞机地面空调机组的结构型式, 供业界参考, 希望可以借此推动我国飞机地面空调机组事业的发展。
摘要：本文详细介绍了飞机地面空调机组的工作原理, 提供了目前国内外常用的两种飞机地面空调机组的结构型式, 供业界参考, 希望可以借此推动飞机地面空调机组事业的发展。
关键词：飞机地面空调机组,节能减排,多级制冷,桥挂式
参考文献
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中央空调冷水机组论文 篇3
关键词：医院建筑；废热；冷水机组；节能
引言
国民经济十二五规划纲要在2011年颁布实施，其中第六篇提到，绿色发展、建设资源节约型、环境友好型社会，其中对于节约能源提出了新的要求。建筑能耗占到全国总能耗20%以上，而采暖、空调和通风能耗又占有建筑能耗20%~40%，这一比例随着人民生活水平的提高还会不断增长。因此采取必要有效的措施来控制能源损耗，实现能源二次利用就显得尤为重要。
《公共建筑节能设计标准》（GB 50189-2005）对于节能各个环节设计提出了强制性标准，医院建筑由于其特殊性，洁净空调、VRV、风冷热泵等大规模长时间的使用使得其空调能耗比一般办公建筑高出1.6~2倍。在现大型三甲医院建设过程中，都加入了节能专篇，以规范节能标准的实施。
下面就空调系统冷水机组热回收对于医院建筑的可行型展开分析讨论。
1.空调系统冷水机组热回收概况
空调系统冷水机组的形式多种多样，主要包括有压缩式制冷及吸收式制冷两大类，这其中压缩式制冷因为其制冷效率突出、节省能耗，在工民建筑中使用更为普遍。压缩式制冷机在大型建筑冷水机组中的应用较多的是螺杆机、离心机。
水—水电制冷空调系统是利用逆卡诺式循环原理，经过压缩和膨胀两个传热过程，实现制冷剂循环，达到制冷效果。制冷剂通过压缩机将制冷剂压缩成液态后送至蒸发器中与冷冻水进行热交换，将冷冻水制冷，通过冷冻水泵将冷冻水送到各风机风口的冷却盘管中，由风机吹送达到降温目的。经蒸发后的制冷剂在冷凝器中释放出热量成气态，冷却水泵将冷却水送到冷却塔上由水塔风机对其进行喷淋冷却，与大气之间进行热交换，将热量散发到大气中。
冷水机组热回收装置则利用从压缩机排出的高温、高压的制冷剂气体，优先通过热回收冷凝器，将热量传递给被预热的生活热水，作用将生活热水预热，减少热水机组热消耗。这其中一般分为部分热回收、全热回收两大类：
（1）部分热回收
部分热回收采用热回收器与冷凝器串联方式，热回收量一般按冷凝器吸收总热量的30%设计，热水温度传感器热水储桶内，热水温度达到要求的上限时热水循环泵停止运转。但是热回收要求基于冷水温度未到达冷水设定温度下限、机组仍在制冷条件下而运行的。如果达到冷水设定温度下限，机组执行卸载以至停机，此时将无法再回收热量，热水温度不再上升。热回收在不使用空调制冷时无法单独制取热水。
（2）全部热回收
全部热回收原理图
全部热回收采用热回收器与冷凝器并联方式，该装置设定为回收热水时，可实现在制冷的同时制取热水，运转中，热水温度达到热水设定温度上限时热水循环泵停止转动，电磁阀SV1打开SV2关闭，系统按正常制冷模式运转；当热水温度低于热水设定下限时，热水循环泵又启动运转，SV2打开SV1关闭，开始热回收蓄热。热回收的效率不随着冷凝器的吸收的热量而变化，可实现随时切换，提高热回收的效率。
参考文献
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中央空调冷水机组操作程序 篇4
4、开启冷却、冷冻水泵前要确认所开的水泵前后进出水阀在开启位置，不使用的水泵如果有反转现象须关闭进水阀门。
5、凡空气开关处关停位置的冷水机组、水泵、冷却塔，要投入使用的，必须先询问维修人员是否可以投入使用，否则禁止合闸。
6、运行中注意事项：
A：开机程序操作完成，要等压缩全部起动运行正常后方可离开。
B：水泵空开跳闸，有异响可关闭后换开其他水泵。
C：冷水机组有异响或空开跳闸，要及时通知维修人员，开关闭该机组，换开其他机组。D：运行中要观察水压，机组高压、低压是否异常，有异常情况要及时通知维修人员。E：经常巡视冷却塔水位，风机是否正常，有异常情况要及时通知维修人员。
F：冷水机组和水泵之间安装有保护装置，水泵不开，冷水机组不能起动，水泵跳闸或水压不足会引起冷水机组停机。
7、8、开机台数及机号请询问空调方面人员。开机时间：
风机：开门营业前半小时开启商场风机，关门停业前10分钟关风机。
冷水机组：夏季（5月-10月）先开冷水机组再开楼层风机。春秋季，先开风机，再开冷水机组，具体时间根据天气变化而定。关门前半小时关闭冷水机组、冷却塔、冷却水泵，冷冻水泵在关门前15分钟停机。
9、风机滤网清洗：每天冲洗2层楼，4天完成一个循环，租用九菱公司2-4层风机房滤网要在开门营业后半小时内清洗完毕，以免影响其销售，清洗完毕一定要关好水阀，并检查地漏排水是否畅通。
中央空调冷水机组论文 篇5
1 系统组成和工作原理
新风机组工作原理如图1所示。在溶液循环子系统中,上层溶液和湿热的回风接触进行热质交换,浓度较稀,温度较高;下层溶液和干冷的新风接触进行热质交换,浓度较大,温度较低。下层溶液通过泵5输送到上层溶液槽中,与除湿后稀溶液混合后,进入板式换热器降温,通过泵4、泵3喷淋至填料D,C,吸收回风热湿量。上层溶液槽有一个溢流口,流量由泵5控制。上层溶液溢流回下层溶液槽,混合后通过泵1、泵2进入板式换热器,通过板换被加热后,在填料A,B中向新风传递能量和水蒸气。这样以溶液为媒介,使得能量和水蒸气从湿热的回风侧转移到干冷的新风侧,完成对回风的全热回收。
热泵子系统工作时,将四通阀70切换至冬季工况,电子膨胀阀4全开,电子膨胀阀5正常工作。制冷剂流程如图2所示,低温低压制冷剂蒸气①进入压缩机1后,被压缩成高温高压制冷剂过热蒸气②,经过四通阀70的通道74后进入新风换热器3,在其中通过间接热交换放出热量,将新风加热至送风状态点0后,制冷剂变成高温高压液体③,再经过电子膨胀阀4,单向阀80的通道83进入室外第一换热器2,在其中与室外空气和室内回风的混合物进行间接热交换,放出热量后被过冷,过冷后的制冷剂液体④被电子膨胀阀5节流,制冷剂变成低温低压气液两相混合物⑤,进入室外第二换热器6,在其中通过间接热交换吸收室外回风的热量,变成低温低压制冷剂蒸气①,再经过单向阀80的通道81、四通阀70的通道72进入压缩机1被压缩。
2 计算模型及性能指标
新风机组中溶液与空气的接触方式为叉流式,故本文在除湿器和加热加湿器传热传质过程计算中,采用文献[3]中提出的计算模型。通过对传热传质控制方程及边界条件进行有限差分离散化后,利用MATLAB语言进行编程模拟计算和分析。本文在计算和分析新风机组性能系数COP,TCOP和COPh值时,与文献[2]取相同的性能指标。
3 性能分析
室外典型工况采用西安地区冬季空调室外计算参数,温度为-8 ℃,含湿量为1.3 g/kg;送风温度为26 ℃,含湿量为5 g/kg;室内回风温度为20 ℃,含湿量为5.8 g/kg。空气源热泵循环过程中,冷凝温度为30 ℃。机组新风量为1 680 m3/h,排风量为新风量的80%,内、外循环溶液流量均为进入两级除湿器溶液流量之和的8%,板式换热器效率为80%。在上述参数条件下,对本文提出的新风机组的性能进行理论计算和分析,结果见图3,图4。
图3,图4为加热加湿器入口空气干球温度为-8 ℃,含湿量由0.8 g/kg升高至1.8 g/kg时,性能系数COP,TCOP和COPh的值。由图可知,三个性能系数值均随空气含湿量增加而减小,减小幅度分别为26%,24%和10%。
图5,图6为除湿器入口空气含湿量为1.3 g/kg,空气干球温度由-12 ℃升至-4 ℃时,系统的性能系数COP,TCOP和COPh的值。 由图可知,三个性能系数均随加热加湿器进口空气温度升高而增大,增幅度分别为43%,46%和8%
由以上分析可知,新风机组性能系数受室外新风温度变化的影响较大,而T受湿度变化的影响较小。这主要因为冬季室外新风干燥,空气中含湿量变化较小,故对新风机组性能的影响亦较小。另一方面,本文所提新风机组运行性能较高,这是因为在排风道中布置了蒸发器和过冷器,通过蒸发器进一步回收室内排风热量,通过引入室外寒冷新风使得流经过冷器的制冷剂获得较大的过冷度,降低了制冷循环节流损失,从而优化了系统性能。
4结语
1)本文所提出的利用溶液进行全热回收的新风机组和空气源热泵的组合系统,能多级回收利用室内排风热量,降低新风处理能耗,所采用的空气源热泵装置在冬季循环过程中,可实现制冷剂过冷,从而优化系统性能;2)以西安地区冬季空调室外计算参数为依据,通过模拟计算和分析可得,新风机组性能系数COP,TCOP和COPh分别为0.5,0.65和5.1;3)关于夏季工况新风机组性能的分析还有待进一步研究和探讨。
摘要：提出了一种由溶液除湿新风机组和空气源热泵装置组合的新系统,利用MATLAB语言对该系统进行数值模拟计算和分析,结果表明:在西安地区冬季空调室外计算参数下,新风机组性能系数COP,TCOP和COPh分别为0.5,0.65和5.1。
关键词：全热回收,溶液除湿,空气源热泵,新风机组
参考文献
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中央空调冷水机组论文 篇6
因此, 设计合理的净化空调系统在保障生产环境的控制、保障药品质量方面具有十分重要的意义。本文以奥赛康制药厂一冻干粉针生产厂房内的实际应用为依据, 探讨在制药厂生产环境中净化空调系统的设计与应用。
1 药厂洁净厂房设计标准
医药工业洁净厂房指制剂、原料药、药用辅料和药用包装材料等生产中有空气洁净度要求的厂房。而不同的产品、工艺、工序对厂房的空气洁净度要求也不同, 各国有各国的洁净厂房洁净度标准。我国洁净厂房设计规范 (GB 73—84) 有洁净室等级规定, 如表1所示。洁净厂房的洁净度级别分为100级、10 000级、100 000级3个等级。
制药厂房作为生产药品的场所, 为了防止因污染或交叉污染等任何危及药品质量的情况发生, 就必须在洁净环境中生产, 其中的主要关键设备—组合式净化空调机组, 其性能的优劣就显得尤为重要, 它的功能能否很好发挥作用将直接影响药品的生产环境 (各洁净室的温度、湿度、风量、和洁净度等) 性能要求。
2 净化空调控制系统要求
按GMP的相应规范此生产车间的环境有如下要求:
2.1 温湿度
夏季: (22±1) ℃, 55±5%;冬季: (20±1) ℃, 50±5%。
2.2 压差
(1) 不同等级洁净室之间压差≮5 Pa, 洁净区与非洁净区之间压差≮10 Pa。
(2) 初、中、高效过滤网压差报警设定值分别为100 Pa、200 Pa、500 Pa。
2.3 风量
(1) 确保各空调机组总送风量不低于设计要求, 以满足GMP对各洁净等级功能间的空气循环次数要求。
(2) 生产结束后, 关闭排风系统, 保持送风系统低风量运行。
2.4 设备控制
(1) 系统控制软件应根据事先确定的工作及节假日作息时间表, 定时启、停送风机组, 并自动记录机组的运行时间, 提示按时维修。
(2) 根据风量要求进行控制, 输出模拟量运行状态及数字量报警信号。
(3) 阀门应能承受0.4 MPa的工作压力, DN50以下阀门为螺纹连接, DN50以上阀门为法兰连接。与阀门配套的电动执行器阀芯推力≮1 800 N, 承受介质温度≮1 500℃, 并具有手动功能, 输入、输出信号为0～10 V或4～20 mA。
(4) 温度传感器的精度±0.5℃, 湿度传感器精度±3%, 室内微压差传感器应具现场显示功能, 滤网压差只需报警功能。
3 净化空调系统技术方案
集中式净化空调系统是我国目前在医药洁净厂房中应用最为广泛的系统。它在机房内集中将空气进行处理并通过送风管道分别送入各洁净室。有3种形式: (1) 全部采用新风; (2) 全部自循环, 一般不采用新风; (3) 部分采用新风, 部分使用循环风。在医药工业洁净厂房中使用最多的是第三种形式, 新风和循环风的比例由生产工艺决定, 可通过阀门调节。本设计采用了第三种形式, 在循环风的回收利用过程中能够减少能量消耗而实现节能。
集中式净化空调系统如图1所示, 一般由新风口、排风口、送风口、回风口、风道、风机、管件与阀门及空气处理室组成。
新风口是系统的最始端, 新风口设置的好坏, 直接影响到系统负荷大小及过滤器寿命。排风口是为保证系统新风量需要排掉一部分空气而设置的。送风口是系统向洁净室送入洁净空气的。回风口是为洁净室内空气返回系统而设置的。风道是空气输送管路, 在集中式净化空调系统成本中占很大比例, 风道必须能够有效和经济地输送空气。风机是使空气在净化空调系统中流动的动力装置 (其主要性能参数是风量、风压、功率、效率和转速) 。管件和阀门是为合理布置管路、系统按预想正确运行而采用的。空气处理室通常称为空调箱或空调器, 可以是卧式, 也可以是立式, 是对空气进行初级净化和热处理的主要设备。
4 净化空调送风机组的设计
以冻干粉针生产厂房为例, 根据洁净级别及换气次数的要求, 拟选用2台30 k W送风机、1台18 kW回风机控制厂房空气环境。现对1台30 kW净化空调送风机组进行设计, 表2为30 kW净化空调送风机组参数。净化空调送风机组如图2所示。
4.1系统的热回收装置
系统采用热回收装置, 回收循环的旧风, 同时也通入少量的新风。合理确定最小新风量, 能大大降低处理新风的能耗。一般新风量由下面3项比较后取最大值:
(1) 洁净区内人员卫生要求每人不少于40 m3/h; (2) 维持洁净区正压条件下漏风量与排风量之和; (3) 各种不同等级洁净的最小新风比:100 000级为30%, 10 000级为20%, 100级为2%～4%。新风负荷是净化空调系统能耗的主要组成部分, 故在组合空调机组加装热交换器回收排风中的有效热能, 能提高热能利用价值, 节省新风负荷。注意:在系统不工作时新风阀也应关闭, 以防止新风由回风管倒流入空气循环系统, 引起污染。
4.2 空气过滤
A处为粗效过滤, I处为中效过滤, 高效过滤在净化系统的末端, 在向洁净室通入气流时作最后的过滤以保证空气洁净度。中效过滤段置于送风机出口, 保证其后空调机组内为正压, 防止灰尘、不洁净空气等污染送风系统, 影响净化系统末端高效过滤器的使用寿命。粗效过滤段过滤新风与回风大的固体颗粒。
由于净化空调比一般空调过滤级数多, 过滤阻力大, 风量又大几倍甚至几十倍, 风压高出500～700 Pa, 大约占系统压力的1/2左右, 故风机运行负荷比一般空调高达3～30倍。在此系统中粗、中、高效过滤网压差报警设定值分别为100 Pa、200 Pa、500 Pa, 以防止系统因压力过大而消耗过多能量甚至发生危险。
4.3 空气温湿度调节
由洗瓶、灭菌间温度传感器监控的信号同时传递给热水和冷水控制阀。加热段和表冷挡水段都由供水和回水两个管道组成。一般情况下冬季仅使用热水管道, 而夏季仅使用冷水管道, 当需要精确调节时应同时调控两个管道。加湿阀的控制同样由洗瓶灭菌间的湿度传感器监控并通过信息的传递来控制加湿阀的开度。这样由洗瓶、灭菌间的温度湿度信息来直接控制空调的加热加湿系统就非常可靠地保证了需求。
4.4 组合风机及其均流、降噪系统
此组合风机为整个空调系统提供动力是空调的核心部分, 其转速受环境及其生产过程影响由变频器控制, 均流段为了保障由风机排出的气流保持均衡减少乱流, 在均流的过程中也产生了很大的噪声因此接着安装了降噪系统, 降低了对周围环境的影响。
摘要：介绍了洁净厂房空气洁净度级别, 对生产环境的要求进行分析, 对采用集中式净化空调系统进行了论证, 并以一台30kW净化空调送风机组设计为例进行了阐述。
关键词：GMP,净化空调,送风机组
参考文献
[1]GB73-84洁净厂房设计规范
[2]JGJ71-90洁净室施工及验收规范
[3]GB/T14294-2008组合式空调机组
[4]初春玲, 刘琳.医药工业洁净厂房的净化空调系统设计问题探讨[J].洁净与空调技术, 2004 (4)
[5]司光喜.浅谈药厂净化空调机组设计安装运行中存在的问题[J].医药工程设计, 2000, 21 (2)
中央空调冷水机组论文 篇7
目前城轨列车客室内静态工况的噪声一般要求为67~69 d B (A) , 深入分析影响室内的噪声来源及其特性是列车减振降噪设计的前提[1]。列车处于静态工况时, 空调机组是地铁车辆噪声的主要来源。空调机组的噪声主要由四个部分产生压缩机、冷凝风机、送风机和空气动力噪声。从某空调机组裸机噪声特性来看 (图1) , 主要出现了两个峰值, 即125 Hz和1 250 Hz, 相对新风口和回风口, 出风口的噪声最大。
但空调机组对乘客舒适性的影响, 是在机组装车后对城轨列车客室内噪声的实际贡献量。某地铁列车空调机组的回风口设置在空调安装底板的正下方, 通过多孔内饰板与客室内的空气相通。本文通过对该列车空调机组装车后的振动与噪声测试, 深入分析了空调机组各组成部分对客室内噪声的影响。对客室的减振降噪设计具有十分重要的意义。
2 空调机组振动与噪声测试
为深入分析空调机组各组成部分对客室内噪声的影响, 本文采用了单机分步运行和切断回风口等方法, 对机组的振动和噪声进行了多个测试。
2.1 试验设置及测点布置
采用LMS比利时国际公司提供的振动噪声采集系统, 该系统包含Scadas Mobile采集前端、数据采集处理软件以及振动和声学传感器。振动测点布置参考标准IEC 61373:2010[2], 声传感器布置参考标准ISO 3381:2005[3]。并在空调上选取3个测点对空调运行的振动进行测试, 测点1位于送风机, 测点2位于压缩机, 测点3位于冷凝风机。在客室内选取3个测点测量客室内部噪声, 测点1位于回风口正下方, 测点2位于列车中线中间, 测点3位于分配箱处出风栅格下方。
2.2 不同工况时客室内噪声数据分析
通过控制空调机组各设备的运行, 容易得到机组正常运行时总的声压级Lp T和单独运行送风机时的单机运行声压级Lp1, 如果将冷凝风机和压缩机运行噪声作为一个声源分量Lp2, 则可根据总声压级的叠加公式[4]
得到
根据式 (2) 则可计算得到的声压级分量Lp2, 测试及计算结果见表1, 其中:Lp1和Lp T是3个测点测得的声压级, 表中的L'PT则表示将回风口切断后, 在相应的3个测点测得的声压级, 以便对比分析有、无回风口时, 测点噪声声压级的变化情况。从表中可以看出: (1) 空调的主要噪声来源为送风机的启动。 (2) 当切断回风口后, 客室内回风口处噪声降低了5~6 d B (A) , 远离空调列车中线正中噪声降了4.2 d B (A) , 送风栅格下方噪声也降了3.5 d B (A) , 由此可知客室内的静态噪声大部分能量是从空调回风口传入客室内。
图2为空调正常运行时, 相应3个测点的噪声频谱特性, 图3~图5分别列出了封回风口和未封回风口时, 回风口处、列车中线中间处和分配箱下方送风栅格处3个测点的频谱的对比图。从各个测点的噪声频谱特性可以看出: (1) 空调正常运行时, 3个测点噪声频谱中最大峰值均出现地507Hz。 (2) 相比正常工况, 封回风口后客室所测三点在200Hz以上都有所衰减, 特别是在回风口下方507Hz峰值噪声得到了大幅衰减。 (3) 在分配箱下方送风栅格测点位置在507Hz (峰值点) 衰减不是很明显, 说明有部分送风机叶片运转形成的脉动气流噪声通过送风道传入客室内。
2.3 空调正常运行时的振动特性分析
图6为空调正常启动时, 冷凝风机的振动频谱图, 从图中可以看出其振动峰值频率主要是24 Hz、120 Hz、240 Hz, 这与冷凝风机 (转速为1 440 rpm, 叶片数为5片) 的转频1 440/60=24 Hz、基频为1 440×5/60=120 Hz正好吻合, 说明冷凝风机的转动是其振动的主要来源。图7表示空调正常启动时, 送风机的振动频谱图, 从图中可以看出其振动频率主要集中在500 Hz~610 Hz, 峰值点在507 Hz。
2.4 结果与讨论
从上述空调机组在各种不同工况的噪声特性及振动特性可以看出, 列车处于静态工况时: (1) 回风口下方是地铁车辆客室内噪声最大的地方。 (2) 客室内各测点的噪声, 峰值主要出现在507 Hz频率附近, 该峰值主要来源于回风口。 (3) 通过进一步分析可知, 引起该峰值噪声的根本原因是由于送风机运转振动, 以及叶片在转动时形成的气流脉动, 再通过回风口传入客室。 (4) 送风机的振动及叶片运转形成的脉动气流噪声是影响客室内噪声的又一来源。
3 结论及建议
从测试结果看, 空调回风口是列车处于静态工况时客室内噪声的直接来源, 而引起回风口噪声偏大的原因则是送风机的振动以及送风机叶片转动形成的气流脉动噪声。因而, 在空调机组振动与控制设计过程中, 可以考虑从以下几个方面对空调机组的设计和安装进行改进。
1) 综合考虑回风通道的流场特性及通风要求, 对回风口进行合理设计, 改善气流通道, 增加吸声结构等[5]。
2) 将空调回风口设置在侧墙处, 从而增大空调机组到回风口的距离, 使得空调噪声传至回风口处时已经降低。或者在空调设计时, 为了达到降噪目的, 可以去掉回风口, 只由新风口为空调提供风量。
3) 在空调安装座处加隔振垫, 减小空调机组对车体的振动传递。
摘要：静态工况时空调机组噪声是地铁列车客室内噪声的最主要来源。对某地铁列车空调机组的振动与噪声进行了装车测试, 通过分部件运行及切断回风口等不同工况的对比测试, 发现回风口上方是客室内噪声最大的位置;回风口噪声同时也是室内其他位置噪声的最主要来源;送风机的振动及叶片运转形成的脉动气流噪声是影响客室内噪声的又一来源。合理设计回风通道对于减小地铁车辆客室内空调噪声具有十分重要的意义。
关键词：地铁车辆,空调机组,客室,噪声
参考文献
[1]刘晓波, 刘剑, Le Vanquynh.轨道列车振动与噪声研究现状与发展[J].电力机车与城轨车辆, 2013, 36 (6) :12-18.
[2]IEC 61373.Railway applications-Rolling stock equipment-Shock and vibration tests[S].2010.
[3]ISO3381.Railway applications-Acoustics-Measurement of noise inside rail bound vehicles[S].Published in Switzerland.2005.
[4]黄其柏.工程噪声控制学[M].武汉:华中科技大学出版社, 1999.
空调机组冷凝水滴漏问题 篇8
上海四方空调净化工程公司 陈心良 王鲁平
上海美维电子有限公司 成丕亮
[摘要]文对空调机组的排放、U形弯设置的原理作了详细的说明、以及在工程实践中由于U形弯设置不当和凝结水管
管径过小和排水坡度不足而引起空调机组凝结水排水不畅的工程实例。
[主题词]空调机组、凝结水、U形弯、排放
1.概述
空气通过空调机组表冷器进行冷却降温去湿，会使表冷器表面产生大量冷凝水，此冷凝水必须有效地收集和排除。冷凝水是被收集在设置于表冷器下的集水盘，再由集水盘接管排向一个开式排水系统。通常卧式组装式空调机组，立式空调机组，变风量空调机组的表冷器均设于机组的吸入段(见图-1)，在机组运行中，表冷器冷凝水的排放点处于负压，为保证冷凝水的有效排放，要在排水管线上设置一定高度的U形弯，以使排出冷凝水在U形弯中能形成排放冷凝水所必须的高差原动力，且不致使室外空气被抽入机组，而严重影响冷凝水的正常排放。这是一个极其简单及明白的道理。但是在实际工程中往往由于部分设计人员和安装施工人员对于空调机组冷凝水的排放原理缺乏深入的了解，致使工程实践中出现大量冷凝水排水管线配置不合理，所设U形弯高差不够，而导致未能形成必须的水柱高差;再有排水管线坡度不够,有时还有反坡和抬高情况，均会使集水盘中的冷凝水溢至空调机组而导致冷凝水排水不畅，这样在空调机组运行时，冷凝水会从箱体四周滴出，而当机组停止运行后，大量贮存于空调机组箱体中的冷凝水便会倾刻从箱体缝隙排出，造成机房内地面大量积水。而对装于吊顶上的机组，冷凝水滴漏问题则更为严重，倾刻间会有大量冷凝水通过吊顶落入室内，会导致吊顶损坏，室内机器设备、办公用具受湿，引起财产损失，而业主则埋怨不已。
2.抽吸式空调机组中表冷器冷凝水排放原理
抽吸式空调机组是指表冷器设于负压段的机组。表冷器冷凝水的排放是在负压状态下向大气排放。U形弯设计和安置是否正确合理是保证冷凝水正常排放的关键。工程中常见的U形弯设置叙述有如下几种形式：
2.1.冷凝水排水不设U形弯(见图-2)
在抽吸式空调机组中，当风机启动后，表冷器冷凝水排放处处于负压，负压值的大小和表冷器前所设置的初效、中效过滤器以及和表冷器的空气阻力有关，当凝水排水管上不设U形弯时，则由于空调机组内负压的存在，冷凝水不能正常排出，随着冷凝水的增多，集水盘中液面会一直增至高H，等于机组该处的负压值，当超过了集水盘的高度时。冷凝水便从集水盘溢出至空调箱。在机组运行时，由于空调机组保持负压，此时会有水滴从空调箱中滴出。但到机组停止运行时，则机组内负压消失，贮存于机组内的冷凝水在重力的作用下，会瞬间从空调箱箱体四周缝隙处泄出，泄出的水量依空调机组的大小，及机组内的负压值大小而定，该冷凝水量有时达到惊人的程度。
冷凝水排水管不设U形弯，在机组启动时，室外空气还会通过排水管反抽入机组，通过集水盘液面还会产生鼓泡现象。
2.2.不正确的U形弯配置
在工程实际中还常会看到如图-3所示的不正确的U形弯设置。
图3a和图3b中，示出了常见的不正确的U形弯设置，U形弯进出水口两端高度相同，当风机投入运行以后，空调机组内处于负压，集水盘中的冷凝水位会逐渐增高，同样会形成和机组内负压值相同的液位高度H，在形成H高水位过程中，水会从集水盘中溢出至空调机组内，当风机停止运行以后，贮存于空调箱内的冷凝水就会倾刻从空调箱四周缝隙排出，造成和不设U形弯相同的后果。
2.3.正确的U形弯配置
图4a、4b、4c，示出了在抽吸式空调机组中正确的U形弯设置，图中示出了在风机停止、启动和运行过程中U形弯中水柱高度的演变情况
2.3.1.风机停止工况
当风机停止运行时，U形弯中两边水柱高度相同为A，其中B=2A。之所以B要等于2A，是为了避免风机启动时，机组内产生负压，而抽空U形管中的液柱，破坏U形管中的水封.2.3.2.风机启动工况
风机启动运行以后，U形弯中的两边水柱会立即形成高差，高差大小随空调机组内负压值而定。随着冷凝水的增多，U形管开始排水，U形弯中水封高度就演变成图4C所示形式，两边水柱高差为C，C值的大小为空调机组中冷凝水排放点的负压值
2.3.3.风机正常运行工况
图4C示出了抽吸式机组正确配置U形管的冷凝水排放工况，图中所示的从集水盘排水表面到U形管排水表面的距离D大于U形弯中水柱高度C（C水柱高度等于机组内之负压值）所以集水盘中的冷凝水不会聚积，冷凝下来的冷凝水将不断排除，杜绝了冷凝水从集水盘溢出至空调箱的可能性，保证了冷凝水排放顺利通畅。
U形管中水柱高差C值应为空调机组内的设计负压值，D值应为机组可能达到的最不利的负压值，通常取D=2C，这是考虑空调机组内初效、中效过滤器会随着使用时间增长而阻力增加，也考虑当空调系统实际阻力小于设计阻力时，会使通过空调机的风量大于设计风量，则冷凝水排水点的负压值会超过设计负压值，故U形弯正确设计应为A=D，B=2A=4C。
对于适舒性大型卧式空调机组，机内负压值建议C取600Pa，推荐水封高度B≥240mm。对于净化新风空调机组，由于表冷器前设置初、中效过滤器，表冷器排数较多，阻 力较大，机内负压值建议C取1000Pa，推荐B≥400mm。
3.冷凝水管排水坡度
冷凝水的正常排放除U形弯设置要正确外，凝结水管的排放坡度是至关重要的。凝结水管的坡度应大于0.5%,且决不允许在凝结水管中形成反坡和下塌，防止产生第2个U形弯，凝结水排放总管应大于DN32.4.工程实例
实例1：上海某大型电子厂房，二楼办公室，食堂部分，空调系统采用新风加风机盘管系统，新风机组为法国CIAT产品，风量6000m3/h,机组吊于吊顶内，冷冻水供水温度为7℃，回水温度为12℃，空调机组表冷器冷凝水排放处设U形弯。
新风机组正式投入运行为7月上旬，恰好为上海出霉，高温潮湿天气，室外气温为36℃，已超过设计参数。新风机组从上午9时开机运行，4小时以后，中午停机，此时突然从空调机组下的吊顶处倾泻出30～40Kg的冷凝水，其当时景象，如突然倾盆暴雨，致使吊顶损坏，室内物品受损。笔者恰好亲临现场，当即查看冷凝水U形弯做法，发现是U形弯安装不正确而出了问题（见图-5）。
U形弯高度B是400mm，但是两端高差仅为35mm，如此U形弯安装必然导致集水盘冷凝水外溢至空调机组，引起停机后的凝水排泄事故，后立即将U形弯改装，改装后使B=2A.再开机运行，冷凝水排放通畅正常。
按此事故教训，对该工程30台装于吊顶内的新风机组和变风量机组的排水U形弯进行检查，发现有将近1/3的U形弯做法不符合要求。存在不同程度的冷凝水外溢情况。
实例2：某大型电厂，送风空调机组为全新风直流式机组，风量80000m3/h，风机压力1800Pa，表冷器为10排，表冷器前设有初、中效过滤器，冷冻水供水温度7℃，回水温度12℃，空调机组基础为200mm砖基础，设计已在冷凝水排放处设U形弯(见图-6)。
系统在夏季7月份投入运行后，发现整个空调箱内积水高度达到80～100mm，在机组运行时，空调箱四周冷凝水外滴，而当机组停止以后，箱体内冷凝水瞬间从四周缝隙排出，造成机房内大面积积水，经检查发现初、中效过滤器在试运转期间也已变脏，实际阻力已大大超过设计阻力，在表冷器前所测机内负压达1000Pa，说明U形弯水封高度不足以将冷凝水正常排出，而从集水盘溢至空调机内。后将楼板打洞，U形管改放于楼板之下，U形弯高差改装为》400mm，排水立即畅通。实例3：东北某药厂净化车间，空调机组采用立式双风机空调机组，空调机采用上海某空调机厂产品，表冷器为六排，冷凝水排放由该厂自带所谓冷凝水排水器，如图-7，外形为一方盒，此排水器实为U形弯的做法变形，冷凝水排水器进出口高差仅为35mm。
立式空调器投产运行以后，冷凝水不能正常排水，空调机内出现积水现象，停机后冷凝水外溢，后将所谓排水器拆除，改装成高度H=150mmU形弯，冷凝水排放立即通畅。实例4: 上海某工程，吊顶内设有三台变风量机组，每台风量为4000m3/h,机组凝结水出水管径DN20,U形弯设置正确(见图-8).机组运行后产生凝结水滴漏，经检查发现三台机组的凝结水总管仅为DN20,且排水总管无坡度。后将总管改为DN32,坡度加大到大于1%，凝结水排放立即正常。
5.结论
中央空调冷水机组论文 篇9
蒸发冷却是一种节能、环保、高效的制冷技术,利用水的蒸发吸热来冷却空气,可以在干燥地区取代常规制冷剂CFC,广泛应用的有直接蒸发冷却,间接蒸发冷却和直接 - 间接蒸发冷却等多种方式,关于直接蒸发冷却器和间接蒸发冷却器结构型式的研究已经比较完善[1]。蒸发冷却的过程非常复杂,同时存在着流动、传热和传质等多个传递过程,其相互耦合并相互影响,虽然构成传热传质模型的能量方程、动量方程和质量守恒方程可以建立,但由于过程的复杂性,要想得到微分方程的解并不容易。
文中通过建立BP( Back Propagation) 神经网络模型,结合蒸发冷却空调机组的输入输出实验数据,以实现对机组的运行性能预测。
1 BP 人工神经网络模型
1. 1 BP 神经网络算法介绍
BP神经网络是采用反向传播学习算法进行训练的人工神经网络,由输入样本的正向传播以及误差的反向传播这2个过程组成。其结构分为输入层、隐含层和输出层。当BP网络的结构确定后,就可以通过实验测定的输入及输出样本集对网络进行训练,完成网络阈值和权值的学习和修正,目的是找到神经网络的输入和输出之间的映射关系。
BP神经网络的学习及训练过程分为以下2个阶段:
1) 根据输入的学习样本数据,通过设置的网络结构和前一次迭代的权值和阈值,计算出各神经元的输出;
2) 比较输出和期望输出,当输出误差不符合要求时,则进入误差反向传播阶段,从最后一层向前计算出各层权值和阈值对误差的影响情况,并对各层的权值和阈值进行修改。这2个阶段反复交替,直至收敛[2]。BP神经网络结构如图1所示。
标准的反向传播是梯度下降算法,也就是Widrow-Hoff学习规则或最小均方差算法 ( LMS) ,在误差的反向传播过程中沿着误差函数的负梯度方向不断调整权值和阈值的赋值,从而使误差函数达到预先设定的要求。误差函数的定义式可由式( 1) 计算[3]:
式中: Oj—输出层第j个计算节点的实际输出;
tj—对应于该计算节点的期望输出;
T—数据样本集的容量;
L—输出节点数。
1. 2 数据样本的采集装置
蒸发冷却空调机组的性能预测具有复杂的输入与输出之间非线性的隐性关系,需要通过大量的学习和训练样本才能得到良好的预测效果。文中所采用的机组实验台位如图2所示。
实验用空调机组可以进行3种工况的测试:1) 工况I。单独运行管式间接蒸发冷却段; 2) 工况II。单独运行直接段; 3) 工况III。混合运行管式间接段和直接段。文中实验数据采用工况III的运行结果。
机组管式间接段的断面尺寸 为1180mm×690mm,换热管束为椭圆铝箔管,椭圆管与圆管相比,在周长相同的情况下,椭圆管的断面尺寸较小,流速提高,传热效果增强,换热管束共有780根,长轴尺寸25mm,短轴尺寸20mm,管长1500mm,叉排布置,并在换热管内插有螺旋形内插物以增强传热。直接蒸发冷却段采用金属铝箔作为淋水填料,其断面尺寸 为800mm×1200mm,铝箔厚度 为300mm,挡水板采用铝合金,厚度为300mm[4]。当机组的结构确定后,管式间接段的热湿交换效率主要与一、二次风的风量比有关[5],根据相关资料显示[6,7],二次风与一次风的风量比为0. 63 ~ 0. 75时,冷却的效果较佳。实验中,二次风与一次风风量比设为0. 7,一次风的运行风量为10000m3/ h,二次风的运行风量为7000m3/ h,并全部采用室外新风。
1. 3 输入 / 输出样本设计
蒸发冷却效率的影响因素很多,包括设备结构,二次风与一次风风量比,直接段和间接段循环水泵的流量等,主要考虑空气进口干湿、湿球温度及水温对换热效率的影响。共选取75组实验数据作为神经网络的训练样本。
根据式( 2) 计算复合机组的效率[8]:
式中: t1—间接蒸发段进风干球温度;
t2—直接段送风干球温度;
t2s—直接段送风湿球温度。
为了更有效地进行网络训练,需要对训练样本数据进行预处理,即进行归一化处理,将数据统一到[0,1]区间,并且针对网络的输出数据也需要进行反归一化处理。
1. 4 神经网络的结构设计
输入层包括间接蒸发段进风干球温度、间接蒸发段进风相对湿度、直接段水温、间接段水温4个参数( 根据不同的测试工况分别选取) ,输出层有2个参数: 分别为送风干球温度和送风湿球温度。其中复合式机组的热湿交换效率可以通过干湿球温度的实测及预测结果计算得到。
网络采用一个隐含层,隐含层的神经元个数按Mr. Kawashima提出的方法选择,即神经元个数为2×4 + 2 = 10,共取10个神经元。
1. 5 网络传递及训练函数
隐含层神经元的传递函数采用对数S型正切函数tansig,输出层神经元采用对数S型传输函数logsig,训练函数采用traingdm,学习函数learngdm,设置训练次 数为10000次,训练目标 误差为0. 001,其他参数使用默认值如表1所示。
2 网络训练及结果分析
2. 1 训练误差曲线
网络训练的误差曲线如图3所示。从图3可以看出,训练的收敛速度比较快,当训练次数达到1633次的时候,送风的干球温度和湿球温度的实际出口值与预测值的标准方差已经满足设定的要求。
2. 2 预测结果及对比分析
采用75组实验数据作为BP神经网络的训练样本,对复合式空调机组送风干球温度和湿球温度的结果进行预测,其部分数据如表2所示。
从表2中可以看出,直接蒸发冷却段的出口送风干球温度和湿球温度的预测值和实验值比较接近,但对于第11个样本数据的效率预测值和实验值偏差比较大,相对误差达到6. 90% ,产生的原因有可能是这组实验数据的测试结果不一定很准确,但对于大多数的实验数据的预测效果比较良好,所以,采用BP神经网络方法来预测机组的出口干、湿球温度来替代实验工况的测试数据是可行的,这样可以缩短机组设计的研发周期。
3 结论
1) 文中的实验数据是在兰州地区测得的,具有代表性,从实验数据上看,送风的参数完全能满足室内送风点的要求,说明该地区应用蒸发冷却空调机组是完全能保证室内空气调节要求的。并且还可以看出入口的干、湿球温度对机组的效率影响不大,但对出口送风干、湿球温度起决定性的影响。
2) 对送风干球温度实验值和预测值的相对误差取绝对值后计算得平均相对误差为1. 86% ,对送风湿球温度实验值和预测值的相对误差取绝对值后计算得平均相对误差为2. 52% ,对机组效率实验值和预测值的相对误差取绝对值后计算得平均相对误差为1. 47% ,说明应用BP神经网络方法对空调机组的性能进行预测是可行的。
参考文献
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