1 引言     發電機房必須維持一定的溫濕度狀態，才能保證其中的發電機組能夠安全正常地運行。發電機組運行時的散熱量很大，因此需要確定合理的通風降溫方案，以保證機房內的余熱能夠及時排除以避免溫度超過允許值。對發電機房來說，如何控制室內的溫濕度在要求范圍內，從而保證機組安全高效地運行，同時盡可能降低能源消耗以節省運行費用，是一個值得仔細研究的問題。這個問題涉及到方案設計，設備選擇，運行管理等各個方面，本文以實際工程為例對發電機房的通風降溫方案進行研究。

2 工程概況 

    某發電機房處于地下，長34.5m，寬19.0m，采用大跨度弧形屋頂，凈高12.0m。根據1＃洞的戰術技術要求和供電使用要求，設置3000kW的柴油發電機組4臺。機房布局如圖1所示。

    平時供電使用時，只運行一臺機組即可滿足要求。消磁工況時，機組穩定負荷Q1=3500KW，脈沖負荷Q2=6400KW，計算負荷Q=Q1+(70%~80%)Q2=7980~8260KW，相當于三臺機組同時運行的情況。但在實際工作時，通常啟用四臺機組以適應脈沖負荷加速性的需求而作相應的功率儲備。每臺機組額定功率時散熱機房的總熱量，累計為354.1kW。這些散熱量并不包括排煙管的散熱量。

    工程設計中采用了直接通風和空調送風相結合的方式，以控制機房內溫濕度要求為最終目的，并從降低運行費用的角度出發確定合理的運行策略。優先考慮采用直接通風的方案，即如果直接通入室外新風便能夠帶走機房產熱，不啟用空調機房；直接引入室外新風量存在一定的上限，當采用最大室外新風量仍然無法及時排除室內余熱的時候，啟用空調系統，向機房內通入冷風，幫助帶走機組產熱。在實際運行時，允許向機房內進行一定的噴霧加濕，利用水在相變過程中的吸熱，輔助降溫。

    根據設計說明，機房內的空氣狀態要求控制在狀態點A：=34℃,=70%，；室外設計氣象參數狀態點W為：=31.3℃,，；空調送風狀態點S：=18℃,=95%，。機房設計最大通風量，冷風量上限為80000。

3 機組輸出功率和散熱量的關系分析    發電機組處在不同的運行工況下，其散熱量必然有所不同，而機組的散熱量直接決定了機房內的熱負荷，進而會對通風降溫的運行方式產生重大影響。通常，機組散熱量Q取決于其負荷狀態，也就是機組輸出功率P。機組的散熱量分為三個部分：柴油機輻射熱、柴油機對流熱以及發電機散熱。發電機散熱可以認為基本恒定，柴油機輻射熱和對流熱則都和機組表面溫度有關，根據傳熱學的相關理論，存在如下關系：

    輻射熱

    對流熱

    式中，—機組表面溫度,；

    —機房平均溫度，；

    —機房各壁面表面溫度，包括墻體和設備，；

    —機組對于各壁面的角系數；

    —機組的發射率；

    —機組外表渺幡巍懟啤笑桅痞兀，；

    —機組與周圍空氣的對流換熱系數，。

    其中，以及均為定值，假定各壁面與空氣換熱良好，即各壁面溫度。機組表面溫度可以認為正比于排氣溫度，即。測定機組不同輸出功率P時對應的排氣溫度，就可以得到相應的機組表面溫度。

    由此，便可以預測非額定工況下單臺機組向機房內的散熱量，包括柴油機輻射熱和柴油機對流熱，再加上固定不變的發電機散熱量，就能得到相應負荷條件下的機組向機房內的總散熱量，表1給出了單臺機組處于典型輸出功率時的散熱量。

表1 單臺機組處于典型輸出功率時的散熱量

輸出功率比（）

60%

70%

80%

90%

100%

實際輸出功率(kW)

1800

2100

2400

2700

3000

散熱量(kW)

322.65

334.51

345.14

351.8

354.10

4 機房通風降溫策略    現有的四臺柴油發電機組有兩種工作模式：通常用于普通供電，機組負荷較小；有時用于消磁供電，瞬時脈沖負荷很大，需要多臺機組聯合運行保證電力需求。

    4.1普通工作模式的通風降溫策略

    機組用作普通供電時，機房內只有一臺3000kW的機組處于工作狀態，可能工作在額定狀態，也可能以部分負荷運行。機房內其它設備和人員產熱很小，基本可以忽略，因此機房的熱負荷全部來自于發電機組。功率P從60%增加到100%額定出力時所對應的機房熱負荷Q見表1。此時，可以啟用空調系統，向機房內送入冷風以有效降溫，也可以直接引入室外新風，利用室內外空氣的焓差帶走機組產熱。從節能和降低運行費用的角度出發，希望盡可能多地利用室外新風，在能保證機房溫濕度要求的前提下，減少空調機房的啟用時間和空調送風量。

    因此，首先需要校核自然降溫方式所能帶走的最大熱負荷。假定直接引入室外新風，不啟用空調設備，由于設計機房的最大通風換氣量為，因此新風量最大可以取，在這種通風量條件下，所能帶走的室內余熱為512KW。

    一臺機組的額定散熱量，顯然。也就是說，只需通入室外新風，同時配合室內噴霧加濕，利用水的汽化潛熱，就足以帶走機房余熱。這時存在著兩套可供選擇的通風降溫方案：Ⅰ 通風換氣量隨負荷而變，Ⅱ 在變化的負荷條件下，機房的通風換氣量不變，取最大設計風量。新風進入機房后的狀態變化過程見圖2。

方案Ⅰ

方案Ⅱ

圖2 直接通風模式下新風狀態變化圖

    方案Ⅰ：新風通入機房后，吸收室內余熱，由于室內沒有濕源，因此空氣溫度升高，但含濕量不變，達到中間狀態點B。此時，空氣溫度，含濕量，。隨后，機房內送入34℃的飽和水進行噴霧處理，空氣隨之經歷等溫加濕過程，從狀態點B變化到室內狀態點A。計算得到不同負荷下所需通入的新風量和噴霧量見表2。

表2 普通供電時的通風降溫模式（方案Ⅰ）

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Gw（萬m3/h）

15.12

15.69

16.18

16.49

17.05

Mw（kg/h）

254.1

263.43

271.80

277.04

286.38

    方案Ⅱ：與方案Ⅰ相比，由于增加了通風量，因此室內噴霧加濕量必然相應減少。因此，一般來說，此時A’點的相對濕度會小于設計值70%。表3列出了機組運行在不同輸出功率時，實際的室內狀態點A’的焓值以及相對含濕量，可見隨著機組運行狀態的改變室內狀態點A的偏移很小，基本上能夠滿足設計要求。計算機房內的噴霧加濕量，得到方案Ⅱ對應的通風降溫運行模式（見表4）。

表3 不同輸出功率下的實際室內狀態點A’（方案Ⅱ）

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

（）

91.4

91.9

92.5

92.9

93.2

（）

22.4

22.5

22.7

22.9

23.0

66.3%

66.8%

67.4%

67.9%

68.2%

表4 普通供電時的通風降溫模式（方案Ⅱ）

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Gw（萬m3/h）

24.0

24.0

24.0

24.0

24.0

Mw（kg/h）

57.6

86.4

144.0

201.6

230.4

    對比兩種通風降溫方案，不難發現方案Ⅰ的通風量減小，但是噴霧量相對較大，而方案Ⅱ則正好相反。

    4.2 消磁工作模式的通風降溫策略

    進行消磁供電時，負荷較大，為了適應脈沖負荷加速性的需求，機房內四臺3000kW的機組均投入運行以進行功率儲備。考慮到機組散熱遠遠大于其它設備、照明以及人員產熱，因此可以忽略其它熱源，認為機房的熱負荷全部來自于發電機組。表5列出了功率P從60%增加到100%額定出力時所對應的機房熱負荷Q。

表5 消磁工作模式下的機房熱負荷Q

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Q (kW)

1290.6

1338.0

1380.6

1407.2

1416.4

    這時必須啟用空調設備以帶走額外的熱負荷，從而保證機房內的溫濕度要求，使得發電機組得以安全穩定地運行。假定冷風量達到上限值8萬m3/h，同時機房處于最大的通風換氣量條件下，即引入室外新風16萬m3/h，則此時所能帶走的最大室內負荷為1560KW，大于四臺機組最大出力時候的機房散熱量。因此，實際運行時，可以適當增大室外新風在總通風量中的比重，以減小空調機房的負擔，盡可能地減少能耗和降低運行費用。圖3表示的是送入機房內的空氣的狀態變化過程。

    混合通風降溫模式下，空調機房的通風換氣量一部分來自室外新風，一部分來自于空調機組送風。理論計算時，可以認為兩股空氣送入機房后，先充分混合達到狀態點C，然后吸收機組產熱溫度升高，達到中間狀態點B，最后經過等溫加濕達到室內狀態點A。

    根據發電機組的實際輸出功率P，確定機房熱負荷Q，確定最優的通風降溫模降溫方案，包括直接通風量，空調送風量以及機房內的噴霧量。機組在不同出力情況下所需的機房通風量以及加濕量計算結果見表6。

表6 消磁工況時的通風降溫模式

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

冷風量GAUH（萬m3/h）

5.94

6.31

6.63

6.83

7.20

室外引風Gw（萬m3/h）

18.06

17.69

17.37

17.17

16.80

機房噴霧量Mw（kg/h）

1116.4

1159.9

1198.8

1223.2

1266.7

    4.3 其它工作模式下的通風降溫策略

    除了開啟一臺機組用于供電的情況，還需要考慮某些特殊情形下兩臺或者三臺機組同時開啟的工況。

    4.3.1 開啟兩臺機組

    兩臺機組運行在不同輸出功率P時，機房內的熱負荷見表7。

表7 兩臺機組運行在不同工況時的機房熱負荷

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Q (kW)

645.30

669.02

690.28

703.60

708.20

    假設在不啟用空調設備的情況下，單純依靠通入室外新風給機房降溫所能帶走的室內余熱上限值為512KW。表7顯示，即使機組以最低功率運行(60%額定輸出值)，其散熱量仍然大于直接通風方式對應的室內最大允許熱負荷。因此，當開啟的發電機組臺數超過一臺時，必須啟用空調設備以帶走額外的熱負荷，從而保證機房內的溫濕度要求，使得發電機組得以安全穩定地運行。

    實際運行時，以節能為出發點確定最優的通風降溫方案。根據以上分析，在不得不啟用空調機房的情況下，應當適當增大室外新風在總通風量中的比重，以減小空調送風量，降低空調機房的負擔，盡可能地減少能耗和運行費用。確定最優的通風降溫方案，包括直接通風量，空調送風量以及機房內的噴霧量。計算結果如表8所示。

表8 開啟兩臺機組時的通風降溫模式

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

冷風量GAUH（萬m3/h）

1.02

1.20

1.36

1.51

1.64

室外引風Gw（萬m3/h）

22.98

22.80

22.64

22.49

22.36

機房噴霧量Mw（kg/h）

525.3

547.0

566.5

584.2

600.4

    4.3.2 開啟三臺機組

    用同樣的思路，可以確定開啟三臺機組時的機房負荷和最優通風降溫模式，見表9。

表9 開啟三臺機組時的通風降溫模式

P/P額定

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

冷風量GAUH（萬m3/h）

3.48

3.75

3.99

4.22

4.42

室外引風Gw（萬m3/h）

20.52

20.25

20.01

19.78

19.58

機房噴霧量Mw（kg/h）

820.9

853.5

882.7

909.2

933.6

5 結論    對比機組選擇不同的運行臺數時，空調送風量，機房直接通風量以及機房內的噴霧量，可以發現其隨著機組實際輸出功率而變化的規律：

    ①當機組運行臺數超過一臺，如果給定機組運行臺數，則空調送風量隨著機組輸出功率的增加基本呈現線性增長的趨勢，但增加的幅度不大。但是如果在運行過程中突然增加開啟的機組臺數，則空調送風量會有明顯的增加。

    ②只開啟一臺機組時，由于沒有開啟空調機房，完全依靠室外新風降溫，因此，隨著機組輸出功率的增加，機房的熱負荷變大，從而所要求的通風量隨之增大。當開啟的機組超過一臺，通風量隨著機組輸出功率的增加反而減少。

    ③給定機組運行臺數，則機房內的噴霧加濕量隨著機組輸出功率的增加呈現線性增長的趨勢，但增長比較緩慢。

    另外，需要指出的是本文是在當室外氣象參數=31.3℃,，時，對機組不同開啟臺數時的通風降溫方案得到的結論。然而，室外氣象條件不是一成不變的，而是每時每刻都在發生著變化，這就導致引入機房的新風的溫濕度參數會有相應的波動，從而影響降溫能力，對于室外氣象臨界狀態點的探討本文沒有進行。