大輸液車間空調系統設計研究

呂未海

（中核第四研究設計工程有限公司，河北石家莊 050021）

1 引言

大輸液是指大容量（50 ml以上）注射劑，包括可最終滅菌的品種和非最終滅菌的品種（如：熱穩定性差的藥品），其中絕大多數是可最終滅菌的品種。大輸液包裝容器分瓶型和袋型兩種，是制藥行業的一個重要劑型。大輸液屬于無菌藥品，對空調系統有較高的要求，生產環境所需的潔凈區一般包括A級、C級、D級和B級（非最終滅菌的品種），另外，還有輔助區工藝性空調?？照{系統作為降低生產過程中氣載的污染和交叉污染的主要措施，是大輸液藥品質量保證體系的重要組成部分。在大輸液車間的各個子系統中，空調系統是僅次于工藝系統的“第二子系統”，要提高大輸液車間的整體設計水平，對空調系統設計進行研究是十分必要的。本文針對配制和（洗烘）灌封工序的空調負荷計算和系統設計進行分析研究。

2 工藝流程概述

大輸液工藝流程一般以原輔料處理過程為主線，內包材和制水系統處理過程為支線。各處理過程中的各步驟，合理的結合在一起，共同組成大輸液工藝流程。

配制至灌封的工藝流程一般為：原輔料經稱量后進入配制工序，通過兩步配制法或一步配制法，溶液配制完成，取樣檢測合格后，進行除菌過濾（粗濾、精濾），精濾后藥業再檢查合格后，進入灌裝工序，藥液在A級無菌環境下灌裝入包裝容器內。在接下來的密封工序中，根據包裝容器的類型和材質采取相應的密封措施。

進入灌封間后在灌裝藥液前，玻璃瓶用注射水精洗后進入灌裝工序（最終滅菌產品）；塑料瓶在A級環境下，經過帶負離子的潔凈壓縮空氣除靜電吹洗后，進入灌裝工序；復合膜軟袋在A級環境下進行制袋、熱合口管后進入灌裝工序。近年來塑料瓶吹灌封（BFS）三合一技術應用逐漸增多。

對于玻璃瓶裝的非最終滅菌產品，玻璃瓶進入灌封間前經過隧道滅菌烘箱除熱原處理后灌封。

3 配制區空調系統設計研究

3.1 概述

配制一般分為兩步配制法和一步配制法。兩步配制法包括濃配→過濾→稀配，濃配時需要加入活性炭吸附熱源和雜質，一步配制法直接稀配。濃配一般需要加熱，配制溫度多為90℃～100℃。稀配配制溫度多為60℃左右。雖然目前提倡采用一步配制法，但是原輔料的溶解度、理化性質、藥品的性質和檢驗指標等諸多因素決定采用何種配制法，不能一概而論。

3.2 空調負荷及風量計算

配制區室內設備發熱量較大，濃配間有時還有較大的產濕量，如果空調系統設計不當，很容易造成室內溫度較高、濕度較大。下面以濃配為例分析空調冷負荷、濕負荷及送排風量計算。

濃配間的空調冷負荷是由設備、照明、人員、圍護結構冷負荷構成，濕負荷是由設備和人員散濕量構成，本文主要分析占冷負荷比重最大的設備冷負荷和散濕量的算法。設備冷負荷包括藥液泵和濃配罐散熱形成的冷負荷。

藥液泵機械能轉化為熱能后被藥液吸收帶走，其散入房間的熱量只是電機的發熱量，形成冷負荷可按下式計算：

QJ-T— 藥液泵計算時刻冷負荷，W；

T — 設備開始運行時刻，h；

J — 計算時刻，h；

XJ-T— 計算時刻冷負荷系數（運行時間不易確定時，可用蓄熱系數n=0.5代替）；

QS— 電機發熱量，W。

電機發熱量可按下式計算：

QS= 1 000 n1n2n3N（1-η）/η[1]

n1— 安裝系數，取 0.8；

n2— 負荷系數，取 0.9；

n3— 同時使用系數，單臺取1.0，多臺視生產情況取0.5～1.0；

N — 設備安裝功率，kW；

η — 電機效率，0.82～0.85。

濃配罐散熱量包括對流和輻射兩部分，算法分別如下[1][3]：

（1）對流散熱量

罐體表面對流散熱，屬于空氣大空間自然對流散熱。

Qdl= Qdm+ Qcm+ Qbm

Qdm= 1.7FdmΔt1.33[2]

Qcm= 1.13FcmΔt1.33[2]

Qbm= 0.59FbmΔt1.25/d0.25[3]

Qdl— 對流散熱量 W

Qdm、Qcm、Qbm— 頂面、側面、底面對流散熱量，W；

Fdm、Fcm、Fbm— 頂面、側面、底面面積，m2；

Δt — 罐體表面與室溫溫差，℃；

d — 濃配罐直徑，m；

（2）輻射散熱量

Qfs= FCf〔（273+tb）4－（273+ti）4〕×10-8[4]

Qfs— 輻射散熱量，W；

F — 罐體表面積（Fdm+Fcm+Fbm），m2；

Cf— 罐體輻射系數，取 0.3 W/m2K4；

tb— 罐體表面溫度，50℃～60℃；

ti— 室內溫度，22℃～ 24℃。

Qlfs= QfsXJ-T

Qlfs— 計算時刻輻射散熱形成冷負荷，W；

總空調冷負荷：

QL= Qdl＋Qlfs＋QJ-T+ Q0

Q0— 照明冷負荷、人員顯熱冷負荷、圍護結構冷負荷，W；

濃配罐的散濕量計算：

G = 101 325β（Pqb－ Pq）A /B’[4]

G — 液面散濕量，kg/h；

β — 水蒸氣擴散系數，kg/m2h Pa，取值見下表：

表 水蒸氣擴散系數表

Pqb— 濃配溫度下的飽和水蒸氣分壓力，Pa；

Pq— 室內點飽和水蒸氣分壓力，Pa；

A — 液面面積，m2；

B’ — 當地大氣壓力，Pa。

例如：葡萄糖大輸液濃配間面積50 m2，吊頂高度3.5 m，布置V=3 m3濃配罐2個，直徑1 600 mm，高度1 800 mm，藥液泵2臺，N=2.2 kW，兩臺濃配罐同時工作，煮沸加熱，頂面溫度90℃，保溫部分罐體溫度55℃，室內23℃，相對濕度55%，當地為標準大氣壓，計算設備生產1 h后的空調負荷。

單臺濃配罐的對流散熱量：

Qdl= Qdm+ Qcm+ Qbm= 2 018.1 W

單臺濃配罐的輻射散熱量：

Qfs= FCf〔（273+tb）4－（273+ti）4〕×10-8=187.2 W

單臺濃配罐的煮沸時散濕量：

查濕空氣物性表得Pqb=101 325 Pa；查焓濕圖得Pq=1 542 Pa

G100= 101 325β（Pqb－Pq）A /B’＝89.8 kg/h

依上述算法可得90℃和80℃時散濕量：

G90= 52.2 kg/h，G80=32.1 kg/h

濃配煮沸時間一般為15～20 min，小時綜合散濕量約60 kg/h。

單臺藥液泵的散熱量:

QS= 1 000 n1n2n3N（1-η）/η=279.5 W

圍護結構、照明、人員形成的空調負荷相對穩定，按25 W/m2計算。根據以上計算值匯總空調冷負荷QL和濕負荷G。對流散熱量和散濕量直接形成空調冷負荷和濕負荷。濃配罐的輻射散熱量和藥液泵的散熱量，由于圍護結構有蓄熱能力，其形成空調冷負荷有一定的延遲和衰減。濃配罐輻射散熱1 h后，取冷負荷系數XJ-T= 0.8，藥液泵不是連續工作，運行時間不確定，用蓄熱系數n=0.5代替冷負荷系數。

新版GMP規定，濃配間潔凈度應為D級[5]，如設計換氣次數20 h-1，送風量為3 500 m3/h。消除空調冷負荷需5℃的送風溫差，消除空調濕負荷則需28.6 g/kg干空氣的濕度差，不改變送風量，空氣處理過程不能實現，依靠送風來消除空調濕負荷需要巨大的送風量，并且空調機組制冷量隨之大幅增加，很顯然是不可取的。需要做局部排風將水蒸氣直接排出室外，避免室內高熱高濕的情況出現。那么，在設計局部排風系統時，是否應考慮將濃配罐對流散熱產生的上升氣流一起排出呢？

單個罐體上部H高度的對流散熱熱射流流量LH和直徑DH按下式計算：

LH= 144（Qdl/1 000）0.33（H+1.26d）1.5m3/h[6]

DH= 0.36H+d m

通過計算可得，在濃配罐上方1.2 m處排風，排風罩直徑為2.4 m，計算排風量為2 042 m3/h。兩個濃配罐的排風量就達到4 084 m3/h。對計算結果分析可得：排風罩過大，制造安裝困難，影響接管，并且不美觀；排風量過大，影響氣流組織；排風要由新風補充，新風處理的冷負荷遠大于排出的余熱。

可以得出結論，對濃配罐的對流散熱是完全沒有必要排風的，正確的設計方法是要將濃配罐人孔處排出的水蒸氣直接排出室外，同時，也將隨水蒸氣逸出的糖類和碳粒排出，以免影響空調系統。

濃配罐人孔直徑一般為Φ450 mm，水蒸氣上升擴張角約20°,固定排風罩安裝高度高出人孔800 mm不會影響生產操作。根據這些數據，計算得排風罩直徑750 mm。設計中可取排風罩直徑800 mm，罩面風速0.5 m/s，排風量900 m3/h。并且應在罩口加寬度200～300 mm的法蘭邊，減少周圍氣流的影響，得到更好地排風效果。同時，盡量減小橫向氣流對排風氣流組織的干擾。濃配生產結束后就不再需要排風，對于沒有房間正壓自動控制功能的空調系統可采用如圖1所示方法解決。排風機出口的排風電動閥和回風電動閥互鎖，濃配結束不需排風后，開啟回風電動閥，關閉排風電動閥，系統轉為回風狀態。為不影響其它房間正壓穩定，將濃配罐排風管道接至AHU新風管道，并通過自控系統保持新風管道壓力穩定，以維持由新風管道進入系統的風量穩定。轉入回風狀態后，新風管壓力控制器控制新風機組風機自動減速運行，減少新風吸入量適應系統狀態變化。

稀配間主要發熱設備是稀配罐，沒有散濕量，算法與濃配罐相同，不再重復敘述。稀配罐雖然外表面積大，但是其表面溫度較低，總散熱量不大，稀配間潔凈級別為C級，換氣次數較高，綜上原因，稀配間不需做排風，只要正常的送回風即可。

3.3 冬夏季節切換控制

圖1 濃配間回、排風切換系統示意圖

配制間等生產性房間設備發熱量較大，其它散熱量穩定，沒有外圍護結構，通常只有吊頂和樓板有傳熱，造成一定的冷熱負荷，但由于溫差較小，單位面積的冷熱負荷較小，尤其吊頂傳熱基本可忽略。因此，此類生產性房間需要全年供冷。冬季冷源一般可采用閉式冷卻塔提供冷水方式和調節新風比直接供冷方式。

閉式冷卻塔提供冷水方式，只須將夏季冷凍水供回水管切換至閉式冷卻塔系統即可。制冷系統冷凍水與室外空氣不直接接觸，冷凍水水質好，不會對組合式空調機組的表冷盤管造成額外不利影響。在嚴寒地區也不會造成塔體和風機葉片掛冰，免去了北方地區冬季人工維護冷卻塔的繁瑣工作。但是由于多一套冬季制冷系統，設備初投資和冬季運行成本較高，并且要有冬季冷凍水系統的防凍措施，比如：采用開式系統、水泵停止運行后室外管道自動排空等。采用閉式冷卻塔供冷方式，空調風系統全年維持固定運行狀態，示意性流程如圖2。

調節新風比直接供冷方式系統流程圖如圖1。冬季將新風預熱到5℃，關閉旁通風閥DM4，手動調節新、回、排風電動風閥DM1、DM2、DM3的開度，使新回風混合溫度達到冬季送風溫度，維持冬季固定新風比，新風處理機組配合DM1開度調節手動變頻控制。如果空調系統自控水平較高，有各房間的正壓自動控制系統，也可采用新、回、排風電動風閥開度根據室內溫度自動調節新風比的控制方式，以適應潔凈室內由于設備開啟或停止造成的空調冷負荷變化。

冬季可根據工程具體情況，選擇合理的供冷方式。

4 （洗烘）灌封空調系統設計研究

4.1 概述

灌封是將經過除菌過濾后檢驗合格的藥液，灌裝入包裝容器內并密封的工序。根據新版GMP的要求，大輸液屬于“高污染風險產品”[5]，必須在A級環境下灌裝，可最終滅菌的大輸液品種灌封間潔凈級別為C+A級，非最終滅菌的大輸液品種灌封間潔凈級別為B+A級。

4.2 空調負荷計算

灌封間的空調冷負荷是由設備、藥品散熱、照明、人員、圍護結構冷負荷構成，濕負荷是由人員散濕量構成。主要分析占冷負荷比重最大的設備冷負荷，以及藥品散熱冷負荷的算法。

設備冷負荷包括工藝設備冷負荷和自循環冷負荷。

工藝設備冷負荷按下式計算：

QJ-T= QS1XJ-T+ QS2XJ-T

QJ-T— 計算時刻冷負荷，W；

T — 設備開始運行時刻，h；

J — 計算時刻，h；

XJ-T— 計算時刻各設備冷負荷系數（灌封連續生產時間較長，統一取0.95）；

QS— 設備散熱量，W；

在灌封間內的產熱工藝設備可分為兩類，一類是運動設備，另一類是電熱設備。運動設備都屬于電機和工藝設備均在空調房間內的情況，設備散熱量QS1按下式計算[2]：

QS1= 1 000 n1n2n3N/η

n1— 安裝系數，取 0.8；

n2— 負荷系數，取 0.7；

n3— 同時使用系數，取1.0；

N — 設備安裝功率，kW；

η — 電機效率，0.82～0.85。

電熱設備散熱量QS2按下式計算[2]：

QS2= 1 000 n1n3N

式中各符號含義和取值同上。

自循環冷負荷Qzl是由于風機對空氣傳遞的機械能最終全部轉化為熱能，導致空氣溫升。

Qzl= 1 000 n1n2N/η

式中其它各符號含義同上，n2取0.9，其它取值同上。

藥品散熱量很小，在本文中只是提出其算法，實際工程設計中酌情可以忽略不計。計算散熱量時換熱系數取綜合系數，按照對流散熱部分形式計算：

Qdl=αFnΔt

Qdl— 藥品散熱量，W；

α — 換熱系數 取 11.63 W/m2·℃；

F — 包裝容器表面積（與輸送帶接觸的面積不算），m2；

n — 灌裝后同時在灌封間內的包裝容器數量；

Δt — 包裝容器表面與室溫溫差，℃；

Qldl= QdlXJ-T

Qldl— 計算時刻藥品散熱形成冷負荷，W；

QL= Qldl＋QJ-T＋ Q0＋Qzl≈QJ-T+ Q0＋Qzl

QL— 總冷負荷，W；

Q0— 照明冷負荷、人員顯熱冷負荷、圍護結構冷負荷，W。

由于篇幅所限，上述算法不再舉例計算。

4.3 空調系統形式

灌封間潔凈級別為C+A級或B+A級?！夺t藥工業潔凈廠房設計規范（GB50457-2008）》規定 ：“局部單向流區溫度不應超過室內設計溫度2℃，且不應超過24℃[7]。為保證局部單向流流型不被干擾和破壞，且不影響操作的情況下，宜設置圍簾，高度應低于操作面，且不宜高于0.5 m?！标P鍵生產區和背景環境宜采用不同的空調系統負擔，空調系統形式有AHU+FFU、AHU+FMU和AHU+AHU三種，分別分析研究。

AHU+FFU的系統形式見圖3。

此系統形式，灌封間室內的冷負荷、加濕、去濕、新風需求、正壓控制全部由背景環境的AHU負擔，AHU送風溫度較低，并有可能為負擔室內冷負荷而增大送風量。另外，FFU自循環系統由于FFU風機壓頭較低，不能采用接風管的下回風方式，只能采用靜壓箱上部回風。室內氣流組織在A級區是“上送下回”，而在背景區，A級自循環工作時， “上送下回”、“下送上回”和 “下送下回”同時存在，不過由于自循環風量較大，背景區動態潔凈度只要求ISO7級，此氣流組織一般不會對背景區動態潔凈度造成影響。在靜態時，A級區FFU機組停止工作，房間恢復“上送下回”氣流組織，以保證靜態潔凈度。

AHU+FMU的系統形式見圖4。

此系統形式，灌封間室內的冷負荷由背景環境的AHU和FMU系統干表冷盤管共同負擔，新風需求、加濕、正壓控制由背景環境的AHU負擔，AHU不必設計較低送風溫度，也不必為負擔室內冷負荷而增大送風量。

AHU+AHU的系統形式見圖5。

此系統形式，也俗稱“A級大循環”，在空調冷負荷、新風需求、加濕、正壓控制的負擔方面與AHU+FMU系統形式相同。

圖3 灌封間AHU+FFU系統示意圖

圖4 灌封間AHU+FMU系統示意圖

圖5 灌封間AHU+AHU系統示意圖

比較上述三種空調系統形式：從設備初投資和運行成本方面比較，AHU+FFU形式最低，AHU+AHU形式最高。從控制噪音和微振方面比較，AHU+FFU形式較差，AHU+AHU形式最好。從對灌封間室內溫濕度控制方面比較，AHU+FFU形式較差，AHU+AHU形式最好。從灌封間室內的美觀程度方面比較，AHU+FFU形式不美觀，AHU+FMU和AHU+AHU形式美觀。從設備檢修和更換高效過濾器方面比較，AHU+FFU形式不方便，AHU+AHU形式最方便。從管路布置方面比較，AHU+FFU形式無管路，AHU+AHU形式布置困難。通過上述比較，筆者認為，一般情況灌封間A級區面積較大，在條件允許的情況下，宜首選AHU+FMU形式。

4.4 冬夏季節切換控制

灌封區空調系統和配制區空調系統一樣，也存在冬季如何提供冷源和冬夏季節切換控制的問題，解決方案可參見配制區空調系統設計研究中相關的論述，此處不再重復。

4.5 洗烘瓶間正壓控制

非最終滅菌的大輸液產品灌裝前，玻璃瓶除熱原用的連續隧道滅菌烘箱的工作狀況卻與空調系統的風量風壓平衡有緊密的聯系，在設計中應特別注意，引起足夠的重視。

連續隧道滅菌烘箱，安裝在D級潔凈區，包括進瓶段（預熱段）、高溫滅菌段和冷卻出瓶段，各段之間有可供瓶子通過的隔板分隔，進瓶段開口與洗瓶機相連，與本房間D級環境相通，出瓶段開口與灌封間A級環境相通。整條隧道內的壓力分布由瓶出口向瓶進口依次降低，出瓶段壓力低于灌封間壓力，瓶子運動方向與氣流方向相反。從進瓶段到出瓶段全部設有單向流保護，在進瓶段和出瓶段還設有排潮汽和排熱風風機，將預熱和冷卻產生的熱濕氣直接排出室外。隧道滅菌烘箱內部的空氣循環和氣流流向以及正壓分布見圖6。

隧道滅菌烘箱對空調系統的主要影響在于其是動態運行的工藝設備。隧道滅菌烘箱工作狀態包括：工作、空載、休眠等，不同的工作狀態，從房間的吸排風量不同，即使同一工作狀態，從房間的吸排風量也會因為隧道內溫度變化和工作階段的不同而動態變化。設計洗烘瓶間空調系統時，如果不能處理好這些動態變化的影響，就有可能造成滅菌段300℃以上的高溫空氣外泄量增大，使洗烘瓶間溫度上升并可能損壞預熱段的常溫電氣設備，或不同潔凈級別間氣流反向，使無菌區受到污染。

圖6 隧道滅菌烘箱內部構造示意圖

雖然隧道滅菌烘箱工作狀態復雜，吸排風量動態變化，但是設備自控程度較高，不會主動造成隧道內部氣流流向錯誤。只要保證無論隧道滅菌烘箱吸排風量如何變化，洗烘瓶間和灌封間正壓值始終維持穩定，就能使隧道滅菌烘箱內的氣流流向和流量穩定，不會對空調系統產生不利影響。對房間正壓有影響的因素，一是房間送、排風量差值發生變化，二是對不同正壓值的相鄰房間開門。要達到洗烘瓶間和灌封間正壓值始終維持穩定，房間正壓自動控制系統是必須設置的。一般作法是在房間回風管上設電動調節閥，根據房間正壓自動調節開度，維持正壓穩定，并且閥門的執行器和控制器必須是快速反應型的，以適應設備吸排風量突變和房門開啟的變化，使房間正壓穩定。另外，洗烘瓶間和灌封間設置正壓值與該房間相等的氣鎖，房門互鎖控制，也是非常有效的措施，可使房門開啟不會對房間正壓產生影響。

5 結束語

大輸液車間的配制區是主要產熱濕崗位，灌封是工藝生產的核心區，二者都是空調系統設計中較容易出問題的部位。筆者希望配制區和灌封間空調系統的設計研究，能對設計工作起到一定的參考和借鑒作用。

[1] 電子工業部第十設計研究院. 空氣調節設計手冊[M]（第二版）.北京：中國建筑工業出版社，1995，122～126.

[2] 天津大學，等. 傳熱學[M]. 北京：中國建筑工業出版社，1980，273-275.

[3] ASHRAE Fundamentals Handbook. （SI） 1997, 3.11.

[4] 孫一堅. 簡明通風設計手冊[M]. 北京：中國建筑工業出版社,1997，37-45.

[5] 藥品生產質量管理規范（2010年修訂）[S]. 附錄1無菌藥品.

[6] 王炎生. 熱過程傘形排氣罩性能研究[J]. 通風除塵，1982(2):23-26.

[7] GB50457-2008. 醫藥工業潔凈廠房設計規范[S].