送风方式范文
送风方式范文（精选6篇）
送风方式 第1篇
近几年,食品加工企业对食品冻结的要求越来越高,缩短食品冻结时间,可以有效控制食品内部冰晶的大小,减少解冻过程中细胞内水分外析;同时,可以抵制微生物的增长,大大提高冻品质量。以往的隧道式单冻机大都采用单一侧送风方式或垂直送风方式,烟台冰轮股份有限公司经过几年的理论研究和反复实验,研制开发了可实现变风速、效率高、适合不同冻品的新型送风方式热波动送风方式,并在隧道式单冻机中得以运用,达到了良好的效果,大幅度提高了冻结效率,降低了能耗[1,2]。
1 送风方式的比较与分析
1.1 侧向送风方式
图1所示为侧送风方式示意图。风机出口处风速最大,直接吹向链带上的被冻食品。该方式的主要缺点是气流速度很难控制,造成冻结装置内各处的风速不均匀;热交换不好,使食品冻结不均匀;冻结时间过长,造成冻品脱水损失大;出现小食品吹挤在一起的现象,影响冻品质量;单冻机占地面积大。
1.2垂直送风方式
图2所示为垂直送风方式示意图。该方式气流垂直吹在食品表面上,气流速度快、气流组织均匀、热交换率高,较侧送风有所改进。但还存在两方面的不足:一是气流不间断地垂直吹在食品表面上,会使冻品的脱水损失增大,冻品质量下降;二是脱水增大,导致食品内部热导率降低,食品内部热量在单位时间内向食品表面传递的热量减小,即冻结时间较长。
1.3 热波动送风方式
图3所示为热波动送风方式示意图。该方式是使食品在输送过程中受到垂直和涡流相互交替的吹风。垂直搁板可使风量均匀分布,局部风速增大,食品表面温度在数秒内降低,与芯部温差增大。冻品接着又经过涡流区,温差增加,热导率增大,食品内部热量在单位时间内向食品表面传递的速度加快,使得冻品在较短时间经过间歇性冷风使温差不断缩小,食品芯部温度快速降低。
该方式是将垂直送风和涡流送风相结合的一种最好的送风方式,既缩短了冻结时间,又减小了冻品的干耗,从而保证了冻品质量[3,4,5,6]。
2 食品冻结热传递分析[7,8,9]
食品的冻结过程是将热量从食品中传递到冷却介质中,使食品温度下降的过程。根据热力学定义,热量总是从高温物体传到低温物体,只要有温差存在,就会有热量传递的发生。将一块平板状食品放入温度为θr的冷却室内,刚放进去时,时间t=0,食品内部各处温度都是θo。如图4所示,把食品分成S,A,B,C,D及相对称于D面的S1,A1,B1,C1几个面来考虑,由于食品温度θo高于介质温度θr,既有Δ=θo-θr存在,热量就从食品表面传给冷却室空气,食品表面温度下降为θs。此时A面与表面S之间存在温差θo-θs,热量就从A面向表面S传递,A面的温度下降为θA。此时,B面与A面之间又存在温差θo-θA,热量从B面传向A面,B面温度下降为θB。依此类推,由于食品表面失去热量和食品内部热量的传递,经过时间t后,食品内部温度的分布变成为SABC。此时,食品表面与介质温度之间仍有温差θs-θr存在,上述热量传递过程继续进行。在t′时间时,食品内部的温度分布S′A′B′C′。就这样,只要有温差存在,食品的温度就继续下降。
2.1 食品表面失去的热量分析
从食品表面失去的热量是通过食品表面与冷却介质之间的对流换热传递的,单位时间内从食品表面传递给冷却介质的热流量ϕt(W)可用下式表示,即
ϕt=KA(θs-θr)
式中 K传热系数[W/(m2℃)];
A食品的冷却表面面积(m2);
θs食品的表面的温度(℃);
θr冷却介质的温度(℃)。
对于一定的食品来说,其A及θs为常数,θr的高低由制冷系统决定。传热系数K的值是随冷却介质的不同而不同的,一般来讲液体比气体大得多,但无论是液体还是气体,流速增大,则K值也显著增大。K值与表面换热系数α成正比,而表面换热系数α与介质流速成正比,即得K随流体速度的增大而增大。
2.2 食品内部热量的传递分析
食品内部热量的传递是以传导方式进行的,如图5所示。食品内部存在两个不同温度的截面,其温度各自为θ1和θ2。假定θ1>θ2,则热量就从温度为θ1的截面传递到温度为θ2的截面。单位时间内以热传导方式传递的热流量ϕc,可用下式表示
ϕc=λA(θ1-θ2)/L
式中 λ热导率[W/(m℃)];
A热传导的面积;
θ1,θ2两个截面的温度;
L两面之间的距离。
食品的热导率λ的值是随食品的种类而不同的。它主要与食品中的含水量和含脂量有关。一般来讲,食品的含水量高、含脂量低则λ值高,反之亦然。另外,冻结状态下的λ值要比未冻结时显著增加,因此食品表面快速冻结后,接着经过涡流低速冷风可使热导率λ迅速增大,即单位时间内食品向介质传递的热量增加。
2.3 食品表面热量的传递分析
在冷却、冻结过程中:ϕt-ϕc,即
KA(θs-θr)=λAtanφ
tanφ=K(θs-θr)/λ
由此可见,表面S的温度梯度与温差(θs-θr)成正比关系,此关系可用图6表示。
2.4 食品内部温度的降低
图7所示是食品内部一个传热面积为S(m2)、厚度为X(m)的长方体,其温度分布曲线为MN。A面的温度梯度tanφA,B面的温度梯度tanφB,热量从A面传入,从B面流出,从A面进入的热量φA=λStanφA,从B面传出的热量ϕB=λStanφB,从温度分布曲线可以看出,tanφB >tanφA。
3 食品冻结速度与时间分析[10]
3.1 比热
食品的比热与食品中含水量、温度降低幅度(温度梯度)成正比,与含脂肪量成反比,食品温度高于其汁液冻结点时的比热容为
C1=4.186 8W+C′(1-W)
式中 C1食品温度高于其汁液冻结点的比热容[kJ/(kg℃)];
W食品中的含水量(kJ/kg);
C″干燥食品的比热容。
食品温度在其汁液冻结点以下时(即已冻结的食品)的比热容为
C2=2.093 4Wω+C′(1-W)+C″W(1-W)
式中 C2已冻结食品的比热容[kJ/(kg℃)];
Wω已冻结食品中的冻结水量;
C″食品中未经冻结汁液的比热容。
比热与含水量有关,垂直吹风和涡流相结合(即热波动吹风方式)会使比热数值增加。
3.2 热导率
在冻品和冷却介质一定时,热导率数值越大,食品的冷却、冻结加工时间越短。
经过冷却后食品的热导率(与含水量有关)为
λ=0.605W+0.256(1-W)
其中,0.605为水的热导率(W/m℃);0.256为干燥食品的热导率(W/m℃)。
经过冻结后,食品的热导率一般是水和冰热导率之和的平均值。食品表面的温度降低到冰点以下时,热导率增加,热波动送风方式会使食品表面温度迅速降低,从而使食品的热导率增加。
3.3 传热系数
传热系数K值与食品形状、食品导热率及食品表面换热系数有关。在食品形状及食品导热率一定时,K只与表面换热系数α有关。表面换热系数α主要与流体介质的流速有关,在一定情况下流速增加,表面换热系数也增大,热波动较普通送风方式的速度大,即表面换热系数比普通送风方式大。
3.4 食品冻结速度与时间
食品的冻结速度就是食品温度下降的速度,可用
其中,k=λ/cρ称为导温系数(m2/S)。
食品内部温度的分布是向上方凸的曲线,离表面越近,温度梯度越大,因此冷却速度也越大。图8表示平板状食品的表面温度θs、中心温度θc、表面与中心之间的温度差θm及平均温度
图5 中可以看出,表面温度θs下降的速度最快,中心温度θc下降的速度最慢,特别是冷却的开始阶段,食品中心部位的温度下降的特别缓慢。
食品冻结过程与食品冷却过程不同。在冻结过程中,食品的物理性质将发生较大的变化,其中比较明显的是比热容和热导率。食品经过一定时间后,每侧冻结层厚度均达到X(单位为m),如图9所示。由于对称关系,下面仅考虑一侧的冻结问题。
在dt时间内,冻结面推进距离dx,其放出的潜热量(单位为J)为
dQ=HρAdx,h=335103ω
式中 h1kg食品的冻结潜热,等于纯水的冻结潜热与食品含水率的乘积(J/kg);
ω食品含水率即水的质量分数,用百分数来表示;
ρ食品的密度(kg/m3);
A食品一侧的表面积(m2)。
该热量先通过xm厚的冻结层,再在表面处以对流换热的方式传给冷却介质,即
式中 α食品对流表面传热系数(W/m2K);
λ冻结层的热导率(W/mK);
Ti食品的初始冻结温度(℃);
T∞冷却介质的温度(℃)
合并以上两式,得出大平板状食品的冻结时间t为
对于直径为D的长圆柱状食品和球状食品,用类似的方法可分别获得冻结时间,其表达式分别为
对于长圆柱状
对于球状
4 结论
上述研究表明,对于相同材料的食品,相同冷却介质情况下,冻结时间主要与α和λ有关,而α是随λ的变化在不断地变化,λ增大时,α也增大,冻结时间缩短。在冻品一定的情况下,α主要与风速有关,同时也与λ成正比,对于热波动吹风方式(垂直和涡流交替进行),食品在出风口处表面的风速大,冻品表面的热导率增大,表面换热系数也增大。食品在涡流区时,内外温差大,热传导增加。因此,在垂直和涡流吹风方式交替进行下使冻结时间缩短。实验数据表明,热波动吹风方式与横吹风方式和垂直吹风方式相比较,热波动吹风方式的冻结时间最短,食品冻结质量最高。
参考文献
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送风方式 第2篇
体育场馆与其他场馆的空气调节方式存在着较大的差异。体育场馆的功能分区不同，参用的空气制冷和送风方式不同。本文结合上海东方体育中心空气调节系统的研究，对空气调节的方式进行优化，达到节能和舒适最佳化。�l�
一、游泳馆采暖空调设计以及室内参数的确定
(1)室内设计参数
(2)空调水系统
该项目设计为集中冷热源系统。
(1) 空调冷源系统
选用离心式冷水机组作为冷源，冷水机组考虑设置热回收装置。
(2) 冷却循环水系统
该项目采用开式冷却塔，冷却塔将结合建筑景观设于能源中心旁，冷却水供回水温度为32℃/37℃。
(3) 采暖热源系统
根据采暖负荷分析计算，该项目初步总采暖负荷为16795kW(其中空调热负荷9764k W，池水持续加热负荷4372k W，生活热水加热负荷2659k W)。热源采用燃气热水锅炉+湖水热泵，空调热源及生活热水热源由锅炉提供，湖水热泵主要用于池水加热。
(3)空调风系统
室内游泳馆为大空间区域，池区采用分层空调系统，在游泳馆两侧的中下部设置喷口，形成多股平行射流，将大空间在垂直方向下分为两个区域，送风口下部为空调区，上部为非空调区域，仅需设置排风，故可以达到节能的效果。
观众区采用座椅送风系统，保证观众区域的舒适性。
二、送风方式的选择研究
室内游泳馆送风方式是以整个室内游泳馆为空调对象的送风方式，设计初衷就是使整个室内游泳馆温、湿、风等条件达到要求，保证赛事的正常进行与观众的舒适观赏。对大空间区域送风一般可以采用以下两种方式:�
1、上送风侧回风方式
上送风侧回风是最传统的大型室内体育馆空调送风方式，由于成本低廉，安装方便，目前仍有很多旧体育馆使用。由于室内游泳馆内湿气较大，因此，座椅为适应空气而设计的并不是很舒适。该方式普遍采用条缝形送风口，回风直接p经"过侧l�墙的回风阀进入空调室示。条缝口布置在墙壁两侧以及上方，使气流可首先送至座椅区，然后流经比赛区，吸收比赛区的热量与灰尘然后排出。为了使气流直接送至座椅区，减少由于风道中流速影响而造成的气流飘射现象，故有时设置遮风板，又为了把送风气流扩散至整个场内，常设导流格栅。这种方式造价最为便宜，但侧回风容易造成气流在游泳馆内穿行，整个室内游泳馆的温湿度场并不均匀，属于较为粗略的空调方式。
2、上送风下回风方式
上送下回方式最大的变化是采用了地沟回风，回风口设置在座椅下方进行全面均匀吸风，这样室内游泳馆的水气和在热气被空气带入排风口，所以该方式对温度和湿度的控制非常有效。该方式使用条缝型风口在馆内上方送风，条缝型回风口设于座椅下方，回风进入统一的地沟后再经过回风调节阀进入空调室。可以看出这种做法风口对称，气流在整个空间较侧回方式更加均匀，也有利于直接排出湿气与余热。但是该方式在实际使用后也存在一定的问题。因室内游泳馆散热量和水气量较大，送回风量也较大，所以回风风速不可能很低，而回风速度过高又将带来能耗的增大，也会使人感到不舒适，所以也不宜过高。这使得地沟积尘现象严重，故障与事故易于发生。回风口设在地面，各种杂质垃圾均可能掉入增大管道阻力，甚至堵塞，故需定期进行清理。由于沟道小，灰尘多，环境比较恶劣，劳动强度大，清洁管理工作十分困难。
三、空气流动对舒适的影响
通过测试，我们可以发现受试人群在空调房间，仅是由于送风方式的不同，会产生不同的感觉评价。这主要是由于不同的送风方式造成了室内的不同气流组织形式，从而形成了不同的温度、速度场。对人的热感觉产生重要影响的人体活动区域，实验测得两种送风方式产生的温度、速度场是不同的。在受试者活动区域的空气温度、气流速度的不同直接造成受试者对所处环境感受评价的不同。实验测得上送风方式和侧送风方式下工作区平均速度分别为0.21m/s, 0.48m/s。在人体对周围空气流速可接受范围内，适当提高空气流动可以起到降低热感觉、提高热舒适的作用。适当的吹风感会增加人的舒适感，同时缓解温度过高或过低产生的不舒适感。
结果表明，受试者对两种送风方式的气流评价差距较大。上送风状态下，1.8%的受试者认为空气有点闷;而在侧送风状态下，有3.2%的受试者认为空气有点闷。可见上送风的气流速度与侧送风使人感觉差距并不大。而对于侧送风，大部分受试者都认为有微风感。
对于舒适范围，上送风方式下受试者满意的温度下限比侧送风方式下受试者满意的温度下限高1.57℃，上送风方式下受试者满意的温度上限比侧送风方式下受试者满意的温度上限高2.02℃，同样上送风方式下实验得出舒适区比侧送风方式下实验得出的舒适区宽度要大一些。
ASHRAE55-92舒适标准中夏季的舒适区为to=22.6━26.0℃。通过对比可以发现，本次实验所得到夏季侧送风方式下舒适区的上限值比ASHRAE55-92中的上限值高1.9℃，下限值高2.67℃，两者宽度相差0.77℃，侧送风方式下的舒适区宽度要小一些;上送风方式下舒适区的上限值比ASHRAE55-92中的上限值高4℃，下限值高4.16℃，两者宽度相差0.16℃，两者的舒适区宽度基本相同。
四、空气调节系统的送风方式
空调房间气流组织通过气流速度场和温度场对人体热舒适产生影响。不同气流组织方式形成不同速度场和温度场，使人体产生不同的热舒适感觉。介于实验与实际相结合的结果，室内游泳馆最后决定采用以下方式：综合体育馆竞赛区设置空调风系统，上送下回，观众区采用座椅送风;游泳馆采用分层空调系统，观众区采用座椅送风;室外游泳池空调区域采用一拖多的VRV空调方式。
相对的空调系统的设置将符合下列要求：
送风方式 第3篇
1 试验设计
1.1 试验场地
测试空间为长13.8m、宽4.6m、高7m的两层复式房间,体积约443m3。空间为小中庭模式,二楼只有南北两侧有连廊,其平面图、侧面图,内部空间图见图1所示。M为门,C为窗户,数字代表门或窗的编号。
1.2 主要仪器设备
试验所用主要测量仪器、设备如表1所示。
1.3 送风排烟机设置及工况设定
1.3.1 送风机仰角设置
为了操作方便,并使风机送风面能够完全覆盖送风口,此试验将风机设置为可调的最大仰角,即15°。
1.3.2 排烟机组合方式
根据试验目的和灭火作战对排烟的要求,试验选用的排烟机组合方式,有单台排烟机布置、双排烟机串联、双排烟机并联和双排烟机V型布置,见图2所示。
1.3.3 风机布置工况设置
(1)冷态测试。每种工况下,移动排烟机均设置在室外,正对送风口M1送风。根据火场排烟要求,排烟口开启分别选择正对送风口的门(M3)、与送风口对角的远端门(M4)、远端一层窗口(C2)和远端二层窗口(C3)共4种工况,具体设置如表2所示。
(2)热烟测试。模拟真实火场发烟情况,以400 mL甲醇为燃料,6 块发烟饼进行发烟。风机V型布置距送风口2m,自然排烟和开启两层排烟窗和单层排烟窗,3种排烟工况。
工况5:关闭送风口及所有排烟口,观察烟气在空间中自由填充情况,3min后发现烟气基本沉降到一层门洞处,然后开启所有门窗自然排烟;
工况6:根据工况5的试验情况,确定在点火发烟3min,开排烟口C3进行正压送风;
工况7:点火发烟3min后,开排烟口C2、C3,开启正压送风进行排烟。
1.4 测试方法
(1)风速测定。利用风速仪对门、窗洞口风速进行测试。将测试门、窗洞口平均分为9格,对各格中心点进行风速测试,利用式(1)得出排烟量,判断排烟效果。其中,送风口门的尺寸为2.00m×0.75m,排烟口门的尺寸为2.00m×1.10m,排烟口窗的尺寸为2.00m×0.65m。
风量大小可用式(1)表示:
式中:Q为通过门、窗的风量,m3/s;vi为第i点的风速,m/s;i为测试点,取1~9;S为测试门或窗的面积,m2。
(2)光强度测定。通过照度计实时采集热烟试验时的空间照度变化,进而判断分析烟气沉降情况和排烟效果。照度计设置位置选取为二层C3窗口内侧,并通过射灯提高光强。
2 冷态试验的结果与分析
2.1 送风机设置及排烟口形式的影响
2.1.1 单风机设置距离及排烟口开启形式
单台送风机,在距送风口不同距离和开启不同排烟口4种工况下,所得试验数据见表3所示。
由表3可看出,工况1时由于形成短路,大部分风直接从排烟口排出,排烟量较大;其余工况下由于排烟口较远,在风流动过程中形成一定损耗,空间还会有一定升压,排烟量偏小。从排烟机与送风口的距离看,整体上设置距离1.5m时较1.0m时排烟量稍大,从实战角度考虑,各组数值比较接近。即推测单台排烟机距送风口1.0~2.5m时的正压送风排烟效果相差不大,实战中单台排烟机在该距离范围内都可达到正压送风排烟目的。
根据国外现有理论,单台排烟机距离送风口位置为2.0~2.5m时正压排烟效果最佳,但国外所使用的排烟机与国内消防基层中队所配备排烟机不同。公安部上海消防研究所试验得出最远距离仅为1.5 m,推荐设置距离应为1.0~1.5m。另外,灭火战斗时选择灭火进攻路线应利于所使用的消防器材装备迅速展开,并保证灭火战斗行动的顺利进行。通常正压送风排烟占据送风口外场地,如将送风口作为进攻入口时,排烟机过近则易在进攻路线上形成阻碍,故推荐使用单台排烟机距排烟口距离为1.5~2.5m。
2.1.2 两台风机V型布置时的设置距离
两台排烟机V型布置在距送风口1.5、2.0、2.5m,左右相距0.6m对M1进行送风,均在工况3的情况下进行试验。试验数据见表4所示。
根据表4中试验数据所示,在两台排烟机V型布置距送风口2.0、2.5m时,排烟口C2处的风量大小相近,明显比距送风口1.5m时排烟口C2处的风量大。可推测,两台排烟机V型布置时,距送风口2.0~2.5m处时的正压排烟效果较好。结合单台风机布置数据,正压送风排烟时,单台排烟机宜近距离设置,双排烟机时,宜距离稍远。
2.2 排烟机组合方式对排烟效果的影响
为测试排烟机的不同组合方式对正压排烟效果的影响,依据前期试验经验,选取工况3下进行测试。组合方式为单台排烟机布置、双排烟机串联、双排烟机并联、双排烟机V型布置,送风机距送风口设置距离为2m,其中串联时两台风机相距1m,并联时无间距,V型布置时平行间距为0.6m。试验数据见表5所示。
由表5可知,相同工况下,双排烟机布置排烟量接近于单台风机排烟量的3倍。双排烟机不同组合方式下的正压送风排烟效果,并联时试验结果最佳,串联时排烟量较并联时稍小,V型布置时试验结果较差,但三者的数值相差不大。可推测,多台排烟机的排烟效果明显强于单台排烟机,双排烟机的3 种组合方式无明显优劣之分。其选择应根据灭火救援的现场环境,考虑其对灭火进攻路线与阵地布置的影响,如送风口较宽时,可采用并联布置,排烟口较高时可采用风机仰角错落的V型布置,如果需要增加风压,则可考虑风机串联。
3 热烟试验的结果与分析
利用甲醇燃烧驱动热烟在空间内形成顶棚射流,沿四周蔓延沉降,逐渐充满整个空间,约3 min时开窗排烟。自然排烟时,烟气弥散排出较慢,见图3所示。3种工况下测试的光强变化见图4所示。
根据图3试验观察和图4中的曲线变化,3次测试中光强度在70s时,烟气沿墙壁下降到C3窗口处,使光强迅速下降;接着有回升段,推断原因是由于测点位于房间二层连廊,受前期顶棚射流的浓烟和稍后卷吸入空气的稀薄烟气影响而出现的特殊现象;随着时间蔓延,能见度整体降低,到120s左右时,光强变为原来的1/3。180s左右时开启排烟口,工况5自然排烟由于内压不强,排烟量有限,照度变化不大。而工况6与工况7,利用正压送风排烟,排烟口C3打开时,使聚集在排烟口C3处烟气在送风作用下瞬间外排光强升高,而后至300s光强度回升到原来的80%,室内可见度明显增大。
通过试验观察和光强测试,在室内压力不太大情况下,单纯靠自然排烟,效率低下,而送风排烟能够快速排出室内烟气,提高能见度,使消防员能快速进入火场,提高灭火救援效率。
4 结论
(1)单排烟机距送风口1.0~2.5m时的正压送风排烟效果相差不大,实战中单台排烟机在该距离范围内都可达到正压送风排烟目的,但考虑消防员在灭火战斗中的战术安排与进攻路线等,推荐使用单排烟机距排烟口距离为1.5~2.5m。
(2)双排烟机V型布置时,距送风2.0~2.5m处时的正压排烟效果较为理想。建议风机数量少时,宜近距离送风,风机数量多时,可适当远置。
(3)排烟机数量对正压排烟效果有较大影响,多台排烟机的排烟效果明显强于单台排烟机,排烟机串联、并联、V型布置无明显优劣之分,其选择应视灭火战斗现场环境而定。
(4)送风排烟效率明显优于自然排烟,风机开启2min时,可使能见度恢复80%。因此,建议灭火作战时,根据现场环境,尽可能适时进行送风排烟。
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送风方式 第4篇
关键词：排烟方式,正压送风排烟,通风因子,排烟口
国内外大量火灾实例证明,火灾产生的大量烟气和有毒气体,严重危害受困人员生命安全,阻碍消防队员灭火救援活动的展开。因此,灭火战斗原则要求,必须第一时间进行排烟降毒。火场排烟方法主要有自然排烟、机械排烟或借助移动排烟装备排烟。自然排烟效果有限,固定排烟设施仅能在火灾初期发挥有限作用,而借助移动排烟设备的排烟方式具有相对较强的灵活性和适应性。常规应用的移动排烟方式主要有负压排烟和正压送风排烟。负压排烟受吸气管道影响往往风损较大,且设备的耐高温性能有限。正压送风排烟通常利用移动排烟装备,向着火房间或着火区域鼓风增压,可迅速排除烟气,移除热量,其协同灭火作战,有助于火源定位和火灾控制,已得到广泛应用。为在火场中正确应用正压送风排烟,必须遵循一定的战术方法,其中排烟口与送风口的尺寸关系是关键影响因素之一。正压送风排烟实施时,常以建筑的某一进出的门作为送风口,因此送风口的尺寸多数情况是已知的,而如何根据送风口尺寸决定排烟口尺寸从而达到最佳排烟效果,则是现场指挥员需要抉择的问题。目前国外虽然在这方面开展了相关研究,但与国内实际情况还有一定差距,而国内还未有相关的研究。因此,为了解决这一关键问题,笔者借鉴国外经验,结合国内实际情况,通过理论分析和试验验证两方面来对其进行研究。
1 理论分析
排烟口与送风口面积比对排烟效率的影响可通过理论进行推导。推导过程中,不考虑实际火场各项因素的影响,并忽略室外风的影响。
如图1所示,假设一着火房间,对其进行正压送风排烟。将排烟机置于室外,选取一侧较低部位的开口作为送风口,另一侧较高部位的开口作为排烟口,并假设排烟机吹出的锥形气流能将送风口完全覆盖。
根据动量守恒定律,可得式(1)。
式中:VT为送风口处风速,m/s;DT为锥形气流高度或直径;V0为排烟机风速,m/s;D0为排烟机直径,m。
排烟机所产生的锥形气流到达送风口处的动压,如式(2)所示。
式中:Pdyn为排烟机锥形气流在送风口处的动压,Pa;ρ0为排烟机锥形气流的密度,kg/m3。
排烟机所产生的风量,如式(3)所示。
式中:Q0为排烟机风量,m3/s;A0为排烟机面积,m2。
在排烟口处的风量,如式(4)所示。
式中:QF为排烟口的排烟量,m3/s;Cd为排烟口流量系数,由排烟口形状决定,通常选定在0.5~0.7;AF为排烟口面积,m2。
如图1所示,分别取0、1、2三个位置,点0、1与点2的高度差为h。在整个房间中,可假设送入建筑房间内气体体积流量与排出房间气体体积流量相等。同时,由于点1处靠近地面,此处气体流动速度可近似为0,而点2处于室外大气环境,气体流动速度也可近似为0。根据伯努利方程,可推导出排烟口排烟速度,如式(5)所示。
式中:VF为排烟口排烟速度,m/s;ξ为送风口、排烟口的压力损失系数;AT为送风口面积,m2。
将式(1)代入式(2)并引入式(3),可得送风口处动压,如式(6)所示。
式中:H为送风口高度,m;D0为排烟机直径。
将(5)和(6)代入式(4),且AT=H2,整理可得排烟口的排烟量,如式(7)所示。
在式(7)中,中括号内表达式称为正压送风排烟时的通风因子,在整个排烟过程中影响排烟口处排烟量,而这一因素由排烟口和送风口面积比决定。排烟口与送风口面积比大小对通风因子的影响,如图2所示。
从图2可以看出,随着排烟口的增大,正压送风排烟效率提高,当排烟口远大于送风口时,通风因子趋近于1,排烟效果最理想。因此,根据理论分析,消防员为配合灭火战斗,实施正压送风排烟时,应尽量扩大排烟口面积,理论推测排烟口至少应与送风口面积相同,可达到排烟效率70%,最好能够使排烟口为送风口面积2倍,此时通风因子约90%,可达到较好的排烟效果。
2正压送风排烟试验设计
2.1试验场地
试验空间平面图见图3所示。
测试空间长16.25m,宽13.90m,高3.50m,房间西北角的门M1为送风口,面积为1.5m2,西南侧门M2始终关闭;窗户南北对称,共有6扇窗,标记为C1~C6,每扇窗的可开启面积为0.75m2,试验空间实景见图4所示。
2.2 测试方法
风速和风量测定:利用型号为KA23的风速仪对门、窗洞口风速进行测试。将测试窗口面积平均分为9格,对各格中心点进行风速测试,排烟口尺寸及测点位置,如图5所示。利用公式(8)平均值法得出排烟量,判断排烟效果。试验中为降低室外风影响,通过纸条判断风向,在不受室外风影响时再进行测试。
风量大小可用式(8)表示。
式中:Q为通过门、窗的风量,m3/s;vi为第i点的风速,m/s;i为测试点,取1~9;S为测试门或窗的面积,m2。
2.3送风排烟机设置及工况设定
2.3.1送风机设置
根据试验目的和灭火作战对排烟的要求,使风机送风面能够完全覆盖送风口,选用2台消防部队常用的风量为9 000m3/h送风机V型布置,间距0.6m,距送风口1.5m,风机仰角约15°。
2.3.2 风机布置工况
调整排烟口开启数量1、2、4和6来调节排烟口与送风口面积比为0.5∶1、1∶1、2∶1和3∶1,具体设置如表1所示。每种工况下,移动排烟机均设置在室外,正对送风口M1送风。
为了研究排烟口与送风口面积比对正压送风情况的实际影响,设置了试验工况1、2、3和4。通过调整作为排烟口的外窗数量来实现排烟口与送风口不同的面积比,获得的试验数据如表2所示。
根据试验数据,绘制各面积比下排烟量柱状图,如图6所示。
在工况1至工况3情况下,随着排烟口面积的增大,排烟口与送风口的面积比从0.5∶1到2∶1,虽然每个排烟口所测的平均风速和风量都有明显减小,但排烟口数量多使得总风量明显增大,从2.95 m3/s增长到5.23m3/s,接近2倍,趋势符合排烟口面积越大排烟量越大的规律。在工况4情况下,总风量却与之前相比有明显减小。推断主要原因是由于风速仪能测量到的精度有限,某些测点虽然有一定风速但无法测出而使总风量实测值偏低;排烟口开启数量增多,其距离送风机距离不一,窗户C6离送风口较近,排烟量相对很大,使整个空间风压上升有限,致使其余排烟口风速较小。结合理论分析,排烟口与送风口面积比在2∶1时就可达到较理想的效果,再增大排烟口面积作用有限。因此,在协同灭火战斗时,实施正压送风排烟,在一定程度上应尽量多开启排烟口,最好能实现排烟口与送风口面积比为2∶1。
3 结论
正压送风排烟能够提供比火场内部更大的压力,应在第一时间配合灭火作战进行。正压送风排烟中,排烟口与送风口的尺寸关系对排烟效果有最直接的影响。通过理论分析,影响排烟效率的因素即通风因子,是由排烟口和送风口的面积比决定的,理论上该比值越大排烟效果越好,至少二者面积应相同,排烟效率可达到70%,当二者比达到2∶1时,排烟效率约90%,可起到较好的排烟效果,二者比值再增大排烟效果增加有限。通过试验验证,二者比值为2∶1时,排烟量最大,实际当中受风压等因素影响,二者比值增加排烟效果很难再有提高。因此,实战中为更好地运用正压送风排烟协同灭火作战,在送风口确定后,应尽量开启排烟窗或通过破拆使排烟口面积为送风口面积的2倍。
参考文献
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Panasonic送风机 第5篇
迷你型送风机静音型送风机多孔静音风机耐湿型送风机大风量静音型送风机薄型送风机
适用范围
用于住宅、酒店客房和办公室等场所通风换气。
特点迷你型
>采用高效、长寿命电机及高性能扇叶, 风量大, 噪声低。
>立方体构造, 多种安装方向可供选择。
静音型
>机身装有吸声材料, 降低噪声, 最小噪声仅为16dB (A) (风量80m3/h) 。>双向吸入型千叶涡轮风扇设计, 效率高、风量大、能耗低。
>多种安装方向可供选择, 体积小巧, 施工简单。
薄型送风机
>高静压、大风量设计, 可有效提升末端出风量
>薄型化设计, 最薄可达120mm (FV-02NU1C)
>改进扇叶和蜗牛壳形状, 减低马达转速实现大风量、低噪音
设计选用及安装要点
>根据产品样本的静压风量特性曲线, 选用符合工况的产品。
>注意送风机的安装方向、方法和风管接口方向、尺寸符合所在场所的条件。
地板下送风技术概述 第6篇
（一）与传统送风空调系统的区别
地板下送风与传统的天花吊顶上送风空调系统的主要区别在于：地板下送风空调系统利用地板下部空间作为送风的通道，送风的温度较高，工作区的本地化空调气体分配(配备独立空调控制设备或不配备)，地板上部至天花吊顶间的气流组织以及气流分布。
（二）基本类型的设计方案
1. 空气处理机组输送空调气体至地板下部空间，形成正压送风区，通过地板上栅格、散流器、混合箱后，送至办公工作区。
2. 空气处理机组输送空气至地板下部空间，形成零相对压力区，通过地板上本地化带风机末端送风口送至办公工作区。
3. 地板下部风管送风至末端设备和地板送风口，再送至工作区。结合许多成功的设计案例可以看出，虽然设计方案1中正压区域气体会向工作区渗透，但是设计方案1作为地板下送风空调系统的主要设计方案，被广泛采用。带风机设备经常使用在系统符合频繁变动的场合，同时，采用高效围护结构始终是解决周边区域负荷的首选方法。
以往商务楼的空调系统是将处理后的空调气体通过延伸至工作区顶部的风管，送至各处的送风散流器，再送至工作区。被处理的冷空气是在天花吊顶上部送风管内输送的，为了安装风管，天花吊顶空间高度较高;而回风通常不通过风管，直接通过天花吊顶内回流的。以往商务楼的空调系统设计理念是基于工作区空气混合作用，属于混合式分配方式。因此，要保证整个工作区空间内的气体到达设计温湿度，需要气体整体分配。这种设计策略不能满足工作区个体的热舒适度，不能提供满意的工作区通风效果。例如：在开放式的办公区内，天花吊顶上送风空调系统不能提供人员单独工作环境的控制和调节。
地板下送风空调系统利用地板下部空间，整合架空地板、通信电缆、输配电缆等，输送气体直接至工作区;为了防止送风的冷感，一般送风温度为17℃～18℃;相对于天花吊顶上送风空调系统的大型散流器，地板下送风空调系统通常布置许多小型送风口，更接近工作区人员。地板下送风空调系统送风口可以是地板散流器，TAC(工作区域环境控制)，可独立控制的桌面或区域条封口等。典型的送封口是可以调节的，以便工作区人员自行调整。回风充分利用热流浮力作用上升至天花吊顶附近或者工作区可允许最大高度，通过回风口流至空气处理机组。这种地板-天花吊顶气流模型，可以有效带走热源的热量和污染物，特别使用于需要制冷的工况。例如：在许多办公楼内区常年需要制冷，采用地板下送风空调系统，可以在工作区人员头部以上形成上升的温度和污染物的气流，保证工作区良好的空气品质。
（三）地板下空调送风技术的优点
1. 施工安装便利，建设成本减少。
地板下送风空调系统可以适应房间用途的改变，如办公室布置、装修的变化;当办公自动化机器增设、移动时排热处理无困难。同时由于下送风方式大多不考虑设置风管，省去了大量管道制作的工程量(地板与风口结合成一体)，并且与其他管线无空间上的矛盾，安装速度快，便于推广工业化施工，据日本经验，劳动力可节约32%。另一个很重要的原因则是当代商务楼层面设施经常变动。采用地板下送风空调系统可以有效节省建筑内部设施重新布置增加的成本。通过整合空调设备和电源通讯布线系统在同一个地板下部空间，地板散流器，电源插座，通信集线器等均可安装在任何架空地板上。在相当低的成本下，室内维护人员使用简单的模块化设备，可以完成设施的调整布置。
2. 经济性。
从装置方面来看，由于没有管路，静压箱压力不大，送风口风速较低，阻力较小，故空气输送能耗较低。此外，夏季送风温度比常规方式有所提高，则制冷机蒸发温度高，制冷效率较高。同时因送风温度高，过度季节能利用的新风供冷的时间也较常规系统长，故制冷机运行时间可较短。
3. 舒适性改善。
主要表现在：(1)室内发生的热量、尘粒(如香烟尘)可通过热对流作用自然向上有效地排出房间;(2)向工作区扩散的热量仅一部分，热负荷的增减对工作区的变动影响较小;(3)由于地板温度受送风温度的影响，地板表面温度与常规空调比，夏季低，冬季高，可利用辐射影响提高工作人员的舒适性;(4)送风口设在地面上，人手可及，能随个人的要求调节出风方向和风量，满足个人的舒适性要求。
4. 健康度提升。
研究数据表明，利用独立环境控制手段，通过室内空气品质改善(热舒适，声响，通风，照明)，热暖满意度和生产率均得到提升。最新的分析结果说明，本地化环境温度控制范围±3℃，能够提高团队工作效率3%～7%。如果热舒适性和照明环境改善后，人员生产率提高0.5%～5%。地板下送风空调系统提倡的通风环境和热舒适控制，能够有效减少室内其他影响健康负面作用。
（四）下送风空调系统的应用实例
下送风空调在日本目前大多应用在中小型办公建筑，在大型多层办公楼中则部分层面使用。如1994年，在横滨MM21地区建成的三菱重工横滨大楼的中层标准层内区(6～22层)采用单风道顶棚下送风方式，而高层标准层内区(23～32层)则应用下送风方式。因此提供了两种空调方式全面对比的条件(热环境、空气品质、能耗等)，为进一步应用打好了基础。另一个规模大而全面采用下送风的工程是松下电器产业公司信息中心 (大楼地上9层，地下一层，总建筑面积43926m2，建筑造型特殊) ，建筑构造与设备设计配合默契，工程经运转测定后作了详尽的总结，空调设备设计获日本空调卫生工学学会的技术奖。另一个大规模应用的实例是江户东京博物馆，1992年建成的8500m2大面积展厅中用了1800个地面送风口(130m3/h)，也获得了成功。
地板下送风技术作为一项空调设计的创新技术，具有节约能耗、降低成本、提高舒适性、健康度和生产率等优点。地板下送风技术的基础性研究，设计指导与设计工具的开发和已建项目运行性能数据整理对空调系统与建筑设施整合方案的开发都十分关键。掌握地板下送风技术和天花吊顶上送风技术的区别，才能推动地板下送风技术的发展。
参考文献
[1]Sodec F, Craig R.The underfloor air supply system-the European experience.ASHRAETrans, 1990.
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