空调冷水大温差对风机盘管性能的影响

64/64空调冷水大温差对风机盘管性能的影响保密★２年⑧申请同济大学工程硕士学位论文空调冷水大温差对风机盘管性能的影响培养单位:机械工程学院一级学科：动力工程二级学科：供热、供燃气、通风与空气调节研究生:丁兴凤指导教师:徐文华教授副指导教师:刘光远副教授二oo六年十二月保密,㈣0ｍｍｌ呲Y一…叭1。洲8㈨2AdｉｓsertationsubｍｉｔｔeｄｔｏTｏnｇｊｉＵｎｉverｓｉtyincｏｎforｍitｙｗｉtｈｔｈｅｒｅｑｕiremeｎｔｓforｔhｅdｅｇreｅｏfMａｓteｒｏfEnｇｉｎeeｒiｎｇ▲●■／’■◆InｆｌuenｃeofChｉｌleｄ．－watｅrｗｉｔｈＬaｒｇeＴeｍperatureDｉｆｆｅｒenｃｅ0１3ＰerfｏrｍａｎｃｅｏｆＦａn.ｃｏiＩＵnitＳchoｏｌ／Dｅｐａrｔment：ＳchoｏloｆＭｅcｈａnicalＥngineｅrｉnｇＤｉsciｐｌｉne:PｏｗeｒEnｇｉneeriｎgMaｊｏｒ：HVＡC＆ＧＡSEｎｇineeriｎｇCandｉｄate：Ｘｉｎｇ-ＦｅnｇＤｉnｇＳｕpｅrvｉsor:Ｐrｏｆ．Ｗｅｎ—ｈｕaXuSｕｂ—Ｓupeｒｖisｏr：Vｉｃｅ-ＰｒｏfGuａnｇ—ｙｕaｎLｉuDeｃｅｍｂer，20０6学位论文版权使用授权书本人完全了解同济大学关于收集、保存、使用学位论文的规定,同意如下各项内容：按照学校要求提交学位论文的印刷本和电子版本；学校有权保存学位论文的印刷本和电子版，并采用影印、缩印、扫描、数字化或其它手段保存论文；学校有权提供目录检索以及提供本学位论文全文或者部分的阅览服务；学校有权按有关规定向国家有关部门或者机构送交论文的复印件和电子版;在不以赢利为目的的前提下，学校可以适当复制论文的部分或全部内容用于学术活动。学位论文作者签名：丁豸反Ｕ砌占年ｆz月p日同济大学学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师指导下，进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外,本学位论文的研究成果不包含任何他人创作的、已公开发表或者没有公开发表的作品的内容.对本论文所涉及的研究工作做出贡献的其他个人和集体，均己在文中以明确方式标明。本学位论文原创性声明的法律责任由本人承担。学位论文作者签名:丁骂厅屯加６年I２月Iｏ日ＩＪ摘要摘要“常规空调冷水大温差系统”作为“空调大温差技术”之一，在实际工程中已有应用实例。采用冷水大温差技术能够有效地节约能源已是不争的事实。但加大冷水温差同样会影响空调末端装置的性能,至目前,很少有定量分析的研究成果，因此,无法从数值判断大温差对末端设备的影响究竟有多大。风机盘管机组是目前空调工程中应用最为广泛的末端装置，具有一定的代表性。本课题根据已有的典型样本数据整理得到的风机盘管特性回归方程,建立了大温差工况下风机盘管性能方程,定量地分析了采用常规冷水大温差时，风机盘管全冷量、显冷量、潜冷量、析湿系数及热湿比线的变化规律;同时，为了更好地适应冷水大温差,对现有的风机盘管水管路流程作了尝试性改造。对“房间空气焓值法”的风机盘管热工性能试验方法进行了研究，研制了试验装置，编写了风机盘管热工性能计算程序.为了将性能方程得到的变化规律推广应用到工程设计选型中去，对风机盘管在冷水大温差工况下的变化规律进行了实验验证，实验结果与理论计算结果具有很好的一致性，从而为工程设计人员的空调末端产品选型提供了方便和保证.分析了现有风机盘管性能评价指标的不足，引入了建立在热力学第二定律基础上的媚激率对风机盘管机组进行性能评价，综合考虑了风机盘管热量传递和流动阻力的影响，得出了冷水温差在6℃左右时,媚激率达到最大值的结论；且改进型盘管的好激率略高于相同冷水温差时的媚激率,为末端设备以风机盘管为主的空调系统，进行冷水温差的选择及风机盘管机组结构型式的优化设计和研究提供了理论依据和指导意义。关键词：冷水大温差，风机盘管机组，性能,媚盼析ＡｂｓｔrａctＡBSＴRAＣTＡｓｏnｅｏftｈｅlａrｇｅｔeｍｐeｒatuｒｅｄiffｅｒｅｎｃｅtｅchnｉqueｓｉnaｉｒcoｎditiｏnｉng，ｃｏmｍｏｎcｈilｌｅdｗatｅｒｓyｓtｅｍwｉｔｈlａｒgｅｔeｍｐeｒａtｕｒｅｄｉfｆerencｅhａsbeenａｐｐｌｉｅｄiｎ●acｔｕalprｏｊｅｃｔs．Ｉｔｇoｅｓwｉｔｈoｕtｓａyｉｎgｔhａtｔhｅapplｉcaｔｉｏｎofｃhｉｌｌedｗａtｅrsｙｓｔemwiｔhlaｒgeｔeｍperａturediffeｒｅnｃｅcansａｖeeｎｅrｇyeffｉcieｎtｌｙ.Hoｗｅvｅｒ，ｉnｃｒｅasingｔｈe■teｍｐeｒａtｕreｏｆcｈｉllｅdwaｔｅrｃaｌｌaｌsoiｎｆlueｎcｅtheperfｏrmａｎcｅｏftermｉｎａlｕｎits.Sｏｆaｒrｅｓｅａrcｈacｈieｖｅｍｅnｔwｉtｈquantiｔａｔｉｖｅanaｌyｓisｈaｓｂｅeｎｖｅryfew．Ａｓａreｓulｔ，tｈｅｅxｔenｔｏｆinｆlueｎceｏflａrgeｔempｅｒaｔｕreｄｉｆｆerｅnceｏnｔｅｒmｉｎaｌuniｔsCａnnｏtｂｅａｓｓｅsｓeｄｑｕaｎｔｉｔａｔｉｖelｙ．Ａtprｅsｅnt，fancｏｉlｕnｉtｓ（FCＵ），whicｈarｅｒｅprｅseｎｔaｔiｖｅ，aｒｅｗｉｄｅlｙｕsｅｄtｅｒmｉｎaluｎｉtｓｉnａｉｒｃｏnｄiｔiｏnｉｎgｓｙstｅｍｓ.Acｃｏｒｄｉｎgtｏｔhｅｄａｔａoｆtyｐicalsａmpｌｅsaｖaiｌａble,theｒeｇｒｅssioneｑｕaｔionｏｆＦCUｈａsｂｅｅnｇｏttｅn。ＴheｐｅrfｏｒmanceequatｉonｏｆＦＣUｕndeｒｌａｒｇｅtｅｍｐｅｒaｔurｅdｉｆfereｎｃehasbｅeｎfouｎd．Ｔhetraｎsformａtiｏｎｌawsofｔotａlcoｌdcａpａｃｉｔy，sensiｂｌeｃoｌｄcaｐａｃｉty,ｌａtｅntcｏｌdcａpacity,ｈumｉdｒeleａsecoｅffｉcｉｅｎtanｄｈeat？?ｔo－?ｈｕmidraｔｉoｌｉｎｅoｆFＣUｕｎdｅrcｏｎveｎtｉｏｎａｌｌａｒｇｅtｅmｐｅraｔｕredｉｆferｅｎｃｅhａｖeｂｅenａnalｙｚedｑｕａntｉtａtiｖeｌｙ。Ｉnｏｒｄｅｒｔoaｐｐlylarｇｅtempｅｒatｕｒeｄｉffeｒｅnｃｅsｙsｔｅｍbｅｔter，tｈｅwaｔｅrｆｌｏｗpatｈｏfpreseｎtFCUisａｌtｅｒedtｅntaｔiｖeｌy．ＴｈｅteｓtmethｏdfortheｒmｏｄｙｎaｍiccｈaｒａctｅristicofＦＣUuｓｉng‘‘rｏｏmａｉｒｅｎtｈalｐｙmetｈod"iｓｉnveｓｔｉgａｔeｄ，ａndｔeｓtｄｅｖｉｃｅｓａreｄｅvelopeｄ，andtｈeｃａlｃulａｔｉｏnｐｒｏｇｒamｆorｔｈｅｒmoｄyｎａｍicｃhａracｔerisｔiｃｏfFＣUisｃｏmpｉｌｅｄ.Iｎｏrderｔomａｋｅtｈeｔrａｎsformａtioｎｌａwｆroｍpｅｒｆｏrｍanceeｑｕaｔiｏｎaｐｐlｉｃaｂｌｅtｏtheｓｅleｃｔｉｏnｏｆprｏjｅctdesiｇｎ，tｈｅｌａｗiｓｖｅｒｉｆｉeｄｔｈｒoｕgｈｅｘpｅriｍeｎｔ,ａｎｄｒｅsｕltｓｂeｔwｅｅｎｅxｐeｒimｅｎｔａｎｄｔｈｅｏreｔｉcａlｃａｌｃuｌａtｉoｎａreｆｉtverｙｗｅlｌ。ＴｈｅｓｈｏｒtｃomiｎｇsoｆｐｒｅｓentaｓsessmｅnｔｃｒｉｔｅriａｆｏｒFＣUｐｅｒｆｏｒｍａｎcｅａreanaｌyｚeｄ，theｎtｈｅｅxeｒgｙefｆiciｅｎcｙａnａlｙsｉｓｕpｏｎ●,tｈesｅcｏｎdｌaｗｏftheｒmｏｄｙｎamiｃｓaｒeｅｖａlｕａｔｅｄｆorFCＵｐerfｏrｍaｎcｅ．Ｕponfｕll－cｏｎsｉｄｅｒaｔiｏｎofeffｅｃtonhｅａtｔrａnｓｆｅraｎdfｌoｗrｅｓiｓｔaｎcｅ,ｔheｍaxiｍumexｅrgy膏efｆｉcienｃyｉsarriｖｅdwｈｅnthetｅｍpｅｒaturｅdｉｆｆｅｒenｃeｉsabout6＂Ｃ。Iｎａｄｄitｉoｎ，ｔｈｅexerｇyeｆｆicｉeｎcｙoｆｉｍｐｒｏvｅdＦCＵisaｌiｔtleｂｉｇｇeｒthanｔhａtunｄｅｒｔhesａｍetｅｍｐeratｕｒｅdiｆｆｅｒｅｎcｅ，wｈｉｃhpｒoviｄｅｓthｅorｅｔｉcaｌｇｒｏunｄａnｄgｕidaｎceforselｅｃtiｏnofｔhetｅmpｅｒaｔurｅｄiｆfｅreｎceaｎdｏptimａlｄesignａｎｄrｅsｅａｒｃｈoｆｔhｅsｔrｕｃｔｕrｅｏｆFＣＵ.Ｋｅｙｗorｄ:lａrｇeｔemｐeｒatｕredｉfferｅｎcｅ,Faｎ—coｉｌunit，pｅｒfｏｒｍaｎｃe,eｘerｇyaｎaｌysiｓ目录目录第１章概述…………一：…．７.…。.：。？？Ｉ１.1课题背景……………．．，.。ｊ…．。。…：？？３１.2课题研究的目的和意义……………．j…。.３１。３课题的主要研究内容和研究方法…………．．41．3.１主要研究内容…………………一41。3。2研究方法……～………………．４第2章空调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的理论分析…．。62.１风机盘管表冷器处理空气特性……………．6２.１．１风机盘管表冷器处理空气特性…………………６２．1．２风机盘管表冷器的传热特性及水通路改造方案………………８２．２风机盘管表冷器特性回归方程……………１1２．２。1概述……………．１ｌ2。2.２风机盘管全冷量焓效率和显冷量效率………．12２。2．3风机盘管热工特性回归方程…………………。1４2.3大温差工况下风机盘管的性能方程……….。1６３．1ＦＣＵ热工性能试验方案研究……………..2２3。2试验装置研制………..2３３．3ＦＣＵ试验过程的空气状态变化过程分析……………I………27３．4ＦＣU热工性能试验流程……．…………．。28目录3．５ＦＣＵ的热工性能计算………………….．２８3．5.１原始试验数据………………….2８３。５.２湿空气有关参数的计算………。２９３。５．3湿工况下空气流量的计算……………………。３0３．５.４ＦＣＵ供冷量计算……………….．3ｌ3.6本章小结……………32第4章空调冷水大温差对风机盘管性能影响的实验验证……．．３４４。１实测数据……………３44.１．１试件ｌ热工性能的实测数据…………………．34４。1.２试件２热工性能的实测数据………………….3７４．１.３试件３热工性能的实测数据…………………。３９４。1.4试件4热工性能的实测数据………………….4２4。1．5试件5热工性能的实测数据…………………。44４．L6试件6热工性能的实测数据…………………。4６4。２实验结果与理论研究对比分析……………４84．2。1实验数据整理…………………．4８4．２．２实验结果与理论分析的对比验证……………。4８4。２.3水管路流程改造对风机盘管性能的影响分析……５２4．３本章小结……………54第5章空调冷水大温差对风机盘管性能影响的综合评价……..５65。1现有的风机盘管机组性能评价指标………。.５６５．1.１单位风机功率供冷量1１………5６５．1．２能效比EＥＲ（或CＯＰ）…………575。１．3能量利川系数…………………．５85.１．4净冷系数（……………………．５85。１。５热效率ｒ１H．。…………………….５9５。２风机盘管机组的好激率评价方法………….６０ＩV目录5．2.1娴概念………………．60５。２．２风机盘管机组的她扮析………．6２５．２．３空调冷水大温差对风机箍管机组媚效率影响分析………….．６４５．３本章小结……………6５第６章本文总结与展望………………6７６.1本文总结……………6７６．２展望……………….6８致谢……………７0参考文献………………。。7１个人简历在读期间发表的学术论文与研究成果….74V第1章绪论第１章绪论1。1课题背景随着境外设计事务所业务的渗入，带来了一些新技术，从２０世纪９0年代中期,空调大温差技术开始在国内的空调工程中运用,这引起了国内空调界的关注n～3Ｊ。所谓“空调大温差”是指:①常规空调系统的送风大温差系统，送风温差不是常规的10℃以下和高大空间的１5℃，而是１4～１８℃；②冷却水大温差系统，冷却水温差不是常规的5。C，而是8.Ｃ左右;⑨常规空调的冷水大温差系统，冷水温差不是常规的５℃，而是６～10℃;④与冰蓄冷相结合的低温送风大温差和冷水大温差系统，送风温差为１7＂－－2３℃,冷水温差为10～１5℃；⑤与冰蓄冷相结合的低温送风乙二醇大温差系统,溶液温差达到8～1０℃ｎ“1。空调大温差技术,在国际上尚属新技术范畴,虽然已进入实用化阶段，但仍然有很多问题需要进一步深入研究和解决。例如在日本,虽然经济分析表明加大空调冷冻水系统、冷却水系统和风系统的供回温差可减少系统流量，节约介质输送动力消耗，降低系统的初投资，但是公共的技术研究报告很少哺一１。美国有关空调大温差的研究主要集中在低温送风系统中，但也是经济分析多、指南多、具体设计方法少明１。“常规空调冷水大温差系统”作为“空调大温差技术”之一，在境外设计单位设计的国内空调工程中已有应用实例.如万国金融大厦冷水温度参数６.７℃／14．4。C；中国保险大厦冷冻水温度参数６。7℃／15．6ｏｃ；上海浦东国际金融大厦冷冻水温度参数５.６oc／1５。６＂c,冷冻水温差均大于5ｏcⅢ。在同样冷量下,加大冷冻水温差可以节约冷冻水泵的能耗，这已是不争的事实，将常规设计的５.C冷水温差改变为１0℃大温差时，冷冻水泵的能耗可降低6８.５%¨一1。因此，对常规空调系统,当采用冷水大温差系统时，既能有效地减低工程建设的初投资和设备的运行费用，还可以节约空间,方便设计口’５一训。风机盘管空调系统在国内外早已广泛用于旅馆、公寓、医院和办公楼等高层建筑中,同时也用于小型多层住宅建筑的集中空调的场合,我国近二、三十年来在高层宾馆、办公楼和医院病房，以及空间不大、负荷密度高的场合,如：计算机中心、电台等等，也越来越广泛地采用了空气一水风机盘管空调系统.第１章绪论风机盘管机组是空气一水半集中式空调系统中不可缺少的重要装置，其工作原理是机组内不断地再循环所在房间的空气,通过供冷水或热水的盘管,空气被冷却或加热,以保持房间的空气参数。机组内有空气过滤器，不仅改善了房间的卫生条件,同时也为了保护盘管不被尘埃堵塞。在夏季，室内空气经风机盘管机组内的冷却盘管(表面式空气冷却器）实现减湿冷却空气处理过程,以维持室内的温湿度。在冷却去湿工况下，盘管表面的凝结水滴入水盘内，并不断地被排出。风机盘管机组包括风机、电动机、盘管、空气过滤器、室温调节装置和箱体等。其中最核心的设备是盘管和风机，盘管一般采用铜管串波纹或切口铝片制作而成。一般铜管的外径１0咖，管壁厚Ｏ．３５~O．５咖，铝片厚O．12～0。２mm,片距2~２。3咖。在工艺上均采用涨管工艺,保证铝管与肋片之间紧密接触,提高导热性能，盘管的排数多为２排和３排，国产盘管绝大多数为３排管,且水管路不论长短，都采用相同的三进三出的布置方式，风机一般为离心多翼双进风风机。对于空调工程中出现的相当数量的“大温差系统”,对与之相配套的空调末端设备提出了新的要求，这方面的问题尚未引起国内空调企业界足够的重视.在各类空调末端设备中，风机盘管占有十分重要的地位,在工程中的应用十分广泛.有关风机盘管的性能研究,其核心内容之一是风机盘管中的冷却盘管（表面式冷却器）在进行空气热湿处理时规律的研究.强化传热一直是国内外研究表冷器课题的主要方向。但绝大多数研究者都是从如何改变表冷器结构，提高空气侧的对流换热系数，从而提高肋片管表冷器的传热系数K值进行强化传热方面的研究nL１2—3叫引。而对表冷器水管路的走向及通路对其换热性能的影响研究甚少。常规的集中式空调箱中所用的表冷器为4、６、８排,在表冷器排数大于等于4排时，空气与水的热质交换过程可近似为纯逆流模型。而风机盘管表冷器的排数普遍不到4排，一般为２~３排.因此，风机盘管表冷器的传热特性与普遍集中式空调箱中表冷器的传热特性又有不同，再加上管排数少，水路复杂多变的特性，因此,水侧换热特性对表冷器热工性能的影响不容忽视,尤其在采用冷水大温差条件下，水流量的减少就等于减低了水流速，同时会降低水侧的换热系数,这对表冷器的换热性能产生了不利的影响¨h埔一“。我国的风机盘管机组经过多年的发展，生产技术已经取得了很大的进步，但同时也存在很多问题。相关文献指出ｎ2,１6,１８~2０］尽管国内风机盘管在标准制定、产品的研发、结构设计、性能改造和加工工艺流程等方面都进行了一些改进，采用了一些先进技术，取得了一些明显的效果,但与国外的先进产品相比仍存第１章绪论在不小的差距。由于我国多数生产风机盘管的厂家，一般都缺乏试验设备和检测手段，对风机盘管非标准工况下的性能（使用工况)不能进行测定，因而绝大多数生产厂家的产品样本只提供标准工况下(tｌ＝27℃,ｔ，bｌ=１９．5＂0，ｔ。。＝７℃，△ｔ。=５℃）风机盘管机组的热工性能参数，没有风机盘管在各种使用工况下的性能参数，只有少数厂家有比较详细的性能数据.就风机盘管机组而言，同一型号的风机盘管机组,在不同风机转速、不同的进送风参数、不同的冷水初温和不同的水流量下，风机盘管的热工性能是不同的.因此,当风机盘管应用于常规冷水大温差空调系统时，即冷水温差不是常规的５℃，而是6～10℃时,风机盘管的性能(供冷量、除湿能力及水阻力等)与标准工况是不同的。很显然，其供冷量及除湿能力会随水温差的加大而下降,水侧阻力也会下降。但绝大多数文章只是作了定性分析,很少有定量的研究成果,更没有实测数据进行对比验证。而且目前风机盘管机组性能评价方法,主要还建立在热力学第一定律的基础上，这类方法笼统地将能量“平等看待”，使得这类方法存在显著缺陷。因此，将建立在热力学第二定律基础上的她激率应用于风机盘管机组性能的评价，即如何就热传导、流体阻力的影响综合评价对风机盘管机组，对风机盘管的优化设计和研究具有更为重要的指导意义.同时，在实际工程设计中，常规空调系统的冷水设计温差为何历来都采用５℃,很少有人去研究.本人为此查阅了大量文献资料，未见权威性的论证，仅在文献［2１]中有过简单的阐述。正是基于这样的背景,开展了本课题的研究工作。１．2课题研究的目的和意义本课题研究的目的是在现有的风机盘管机组已应用于冷水大温差空调系统基础上，通过理论和实验的方法对应用于常规冷水大温差空调系统中的风机盘管机组性能进行研究和优化,并用媚激率对其进行综合评价，为风机盘管合理应用于大温差空调系统指明方向。空调冷水大温差设计是一个有特色的节能系统ｎ捌，而如何使风机盘管机组与冷水大温差系统相匹配是体现该系统特色的一个重要环节。本课题的意义就在于通过理论分析得出风机盘管热工性能随冷水温差不同的变化规律，经相应产品的实测数据进行验证；在此基础上建立更为合理的风机盘管机组性能评价方法，寻找最佳的常规冷水温差，分析空调末端设备性能变化带来的影响并提供相应的对策。为工程设计人员提供详实可靠的实用数据；为风机盘管制造商生产适合冷水大温差系统的末端产品,提供指导性建议。第1章绪论１.３课题的主要研究内容和研究方法1.３.１主要研究内容本课题的主要研究内容有以下几个方面：１、依据空气与水的热质交换理论、换热器传热理论,分析风机盘管表冷器热工性能的影响因素，调查分析相关厂家的风机盘管机组产品，应用于实际工程的情况等，对现有风机盘管水管路流程做尝试性改造，并生产样机。2、根据己知的风机盘管性能参数进行整理和分析,运用多元回归的数学方法得出的风机盘管性能回归方程的基础上，导出大温差工况下风机盘管性能方程,分析使用冷水大温差时，风机盘管机组全冷量、潜冷量、析湿系数和水阻力随冷水温差不同的变化规律。３、按现行国家关于风机盘管热工性能测试标准（ＧＢ／Ｔ1９2３2—2０0３)，研制风机盘管热工性能测试装置，分析测试系统中空气的热湿处理过程，拟合出相关图标数据的关系式,编制风机盘管机组热工性能计算辅助程序，为快捷准确的进行实验数据的收集、整理及产品性能分析提供计算工具.４、对相关厂家的现行产品和改进产品进行性能测试，将实测数据与大温差条件下性能方程得到的变化规律进行对比验证，为工程设计人员的产品选型提供方便和保证。5、引入建立在热力学第二定律基础上的媚激率法综合评价风机盘管性能，比较标准型产品和改进型产品的她激率，为末端设备以风机盘管为主的空调系统,进行空调冷水最佳温差的选择及制造商对风机盘管结构形式的优化提供有效的建议.1.3。２研究方法本课题拟采用理论与实践相结合的研究方法.l、通过查阅国内外相关文献,参考生产企业的相关产品说明书，实地调查相关厂家的风机盘管产品，重点研究风机盘管表冷器水管路流程结构,并在此基础上对水管路流程做尝试性改造，委托相关厂家生产改进型盘管。2、依据传热传质理论,重点研究风机盘管热工性能的影响因素,建立风机盘管表冷器在大温差条件下的性能方程。3、研制符合现行国家标准的热工性能测试装置,进行相关风机盘管产品的４第1章绪论性能试验，并将实验结果与理论计算值进行对比分析。4、提出新的风机盘管性能评价方法并进行相关产品的性能评价。●第２章空调冷水大温差对风机盘管热1=性能影响的理论分析第2章空调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的理论分析2．１风机盘管表冷器处理空气特性２。１．1风机盘管表冷器处理空气特性表冷器属于表面式空气处理设备.这类设备的特点是：与空气进行热质交换的介质不与空气直接接触，两者之间的热质交换是通过表冷器管道的金属壁面来进行的。对于空气调节系统中常用的水冷式表冷器，空气与水的流动方式主要为逆交叉流.当盘管排数大于等于4排时，可近似为纯逆流.根据热质交换介质状态的不同,壁面的空气侧可产生水膜（湿工况)，也可能不产生水膜(干工况）。当表冷器盘管表面温度ｔ低于被处理空气的干球温度，但尚高于其露点温度时，则空气与盘管表面没有质交换,仅有显热交换，空气只被冷却,并不产生凝结水，这种过程称为等湿冷却过程或干冷过程(干工况），空气状态变化过程可用图２。1中的直线1—2表示；当表冷器盘管表面温度t低于被处理空气的露点温度时，则空气不但被冷却,而且其中所含水蒸气也被部分凝结出来,并在表冷器肋片的表面上形成一层流动缓慢的水膜,这种过程称为减(去）湿冷却过程或湿冷过程(湿工况）。空气状态变化过程可用图２一ｌ中的直线卜3表示.在这个过程中,在水膜周围将形成一个饱和空气边界层,被处理空气与表冷器之间不但发生显热交换,而且也发生湿交换，并由此引起潜热的交换。在减湿冷却过程中,紧靠冷却器表面形成的水膜处为湿空气的边界层。根据薄膜理论,可以认为与水膜相邻的饱和空气层的温度与冷却器表面上的水膜温度近似相等。因此，空气主体部分与冷却器表面的热交换是由于空气主体与凝结水膜之间的温差而产生；质交换是由于空气主体与凝结水膜相邻的饱和空气层中的水蒸气分压力差（即含湿量差）引起的。第2章宅调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的理论分析＝９０%巾＝１0０％图２．1供冷.Ｌ况风机盘管空气处理过程国内外大量的研冗资料表明，在空气调节中应用的表冷器,其热质交换规律符合Ｌｅwiｓ关系式：o：善i—ｏ2oｐ，d(２—1)ＬZ—i）式中:6——按含湿量差计算的湿交换系数,ｋ∥，，ｍ‘？sa——对流热交换系数,哆二::℃ｑ,.—-空气定压比热,夕名．℃Ｌｅｗｉｓ关系式表明对流热交换系数Ｑ与对流质交换系数。之比是常数，其值等于空气的定压比热Ｃ舢。当Ｌｅｗｉs关系式成立时，则有以下方程坦=G积一hb)．ｄＦ(２—２）式中：dQ—-主体湿空气与水膜周围饱和空气层的热交换量，ｗ矗—-主体湿空气的焓值，１%ghｂ——水膜周围饱和空气层的焓值，％g第２章空调冷水火温差对风机盘管热工性能影响的理论分析护——与空气接触的真’其水表面积，１１１２式(2—２）就是著名的Mｅrｋｅｌ方程。推出Merkeｌ方程的基本依据是Lｅwｉｓ关系式,Ｍerkeｌ方程根据LｅｗｉＳ关系式的热值交换相似关系,把同时存在热值交换的复杂过程，统一用焓差来计算，它表明在热质交换同时进行时，如果Ｌｅｗｉｓ关系式成立，则推动总热交换的动力是焓差，即湿空气在表冷器盘管外表面进行的冷却去湿过程中,主体湿空气和水膜周围饱和空气层的焓差（或湿球温度差)是热质交换的推动力。风机盘管机组中的换热器（盘管)在进行空气的冷却处理时,属于上述表冷器形式中的一种，具有上述表冷器冷却处理空气的一切特征。与集中式空调箱中表冷器所不同的是管排数较少,常用2－３排，管径较小，常用外径为巾１０ｍｍ的铜管。２.１．２风机盘管表冷器的传热特性及水通路改造方案影响表冷器处理至气效果的凼素很多.但当表冷器的传热囱积和燹换介质问的温差一定时,其热交换能力可归结于传热系数的大小。根据文献［１３,２2］可知，肋管式表面式是空气冷却器的总传热系数K的理论表达式为:K=Fal７7．＋掣A+手IanＩc％:．℃,（２－３）７儿l。Ｌ/式中：以、ａｗ——内、外表面换热系数,、%z．℃77-—肋表面全效率万——管壁厚度，IllＡ—-管壁导热系数，Ｗ//ｍ?Ｌ／们∥-—肋化系数若引入换热扩大系数芎来表示由于存在湿交换而增大的换热量。亏的定义式是：善=罢＝褊C∽４，’ｄQｘｐk—b）t式中：Ｊｌz、f——通过表冷器的空气的焓和温度，％ｇ、℃第2章空调冷水大温差对风机盘管热。Ｔ性能影响的理论分析％、乙——表冷器表面饱和空气层的焓和温度，ｔ6也等于冷却器表面温度，％ｇ、℃毛又称为析湿系数，其值得大小直接反映了表冷器上凝结水析出的多少.很显然，干工况的亏＝１。而当表冷器上出现凝结水时，可以认为其外表面的换热系数比干工况时增大了毛倍。此时表冷器的传热系数的表达式Ｋ，可写成：耻ｌ赤＋譬+毒lc％z∥》5,分析上式中的各项，对己定结构的风机盘管机组表冷器,Tl、6、入、Ｂ已定,则影响其传热系数的主要因素为内外表面的对流换热系数和空气处理过程的析湿系数.表冷器外表面的对流换热系数与空气的迎面风速Ｖｙ(或质量流速印）有关;当以水为冷却介质时，内表面的对流换热系数与水的流速∞有关：而析湿系数与被处理空气的初状态和管内水温有关。因此，在实际工作中,表冷器的传热系数常通过实验测定,则风机盘管机组表冷器的总传热系数可整理成以下经验公式‘22瑚１:弘l南+嘉lｃ％z∥（2_６）式中：A、Ｂ、m、P、n—-实验系数和指数至目前的许多关于表冷器强化传热的研究文献中，~般对水侧热阻的大小取值并不重视。因为通常认为空气侧热阻占总热阻的主要部分,所以空气侧的换热情况才是表冷器性能的主导因素ｎ３叫5’2卜2６1.对于大多数情况，这种假设是可行的，然而当表冷器的管内水流速较低时,水侧热阻应该引起足够的重视.Ｄ.R。Mｉrtｈ等人的研究表明，在水侧雷诺数为230０时，水侧的热阻最大可占到总热阻的5０％限¨Ｊ”.第2章空调冷水大温差对风机盘管热丁性能影响的理论分析性能，应避免水侧出现层流流态。根据流体力学原理,盘管过流断面面积Ａ：A＝竺ｄ２．ｎ(肌2）（2—7)4则盘管内水流速W为:Ｗ:一旦一＝一L”／J８（形)-２(~J）三d２。以邶４式中：n——并联的铜管水路数ｄ——铜管内径，mw——流经盘管的水的体积流量,ｍ/可见，盘管内水流速不仅与管径有关，还与管程数有关。关于盘管的水路行程，国内绝大多数产品目前都为三排管,水管路多为三进三出，每排八根管。而这些盘管基本是按５。Ｃ水温差进行设计的流量值。为了适应冷水大温差，势必要降低管内水流量,减小流速来满足大温差的要求，致使盘管内侧放热系数降低，表冷器传热性能下降,机组的供冷量下降。为了配合冷水大温差工况，可以通过减小管径或增大水管路行程的办法使水流速增大，由于资金的限制，笔者对表冷器的水侧回路经过仔细的分析研究曲矧，结合风机盘管的实际情况，对盘管的水管路流程作了尝试性改造（保持水管管径不变），即将两台FＰ一6８型的三进三出八通程(如图2.2）改为二进二出的十二通程(如图2．3).以弥补因水侧温差的增大引起流速降低造成传热系数Ks下降的影响.有实验表明，当管内水流速小于１．５ｍ/ｓ时，传热系数Ｋ随水流速w的增加而增大。当水流速由０．５m/s提高到０.7５ｍ/s时，传热系数ｋ增加到１０0%n引。然而，通过上述方案改造,使得盘管水侧阻力增大了.盘管水侧阻力损失以可由下式计算：峨升专?譬=筹c心，浯9，式中：卜一水行程长度，m九——沿程阻力系数很显然，由于水管流程,长度的增大，水侧阻力必然增大。但目前多数风机盘管机组的水阻力低于标准允许值较多。再者，对国家标准规定水侧阻力限值本身就有许多值得商榷的地方心刖。第2章空调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的理论分析(a)接水管端板（b)盲板端（另一端）(a)接水管端板（b）盲板端(另‘端)图2．2标准型盘管水路通程图2．３改进型盘管水路通程２.2风机盘管表冷器特性回归方程概述2。2。1不同型号的风机盘管,在不同的风量档次运转时,对于不同的室内温湿度条件，在不同的水温条件下，风机盘管的热工性能是不同的。目前，仅有少数国外品牌的风机盘管机组选用说明书中附有各种工况下的性能曲线或性能表.我国绝大多数生产厂家仅提供标准工况下的供冷量（全冷量)额定值，即风机盘管机组产品样本上所标柱的风量，供冷量是名义风量和名义供冷量，也就是在特定工况下而测得的全冷量值（风机盘管机组国家测试标准规定名义供冷工况为:进风干球温度2７。Ｏ'C,进风湿球温度１9．５℃,进口水温７．O＇Ｃ，进出口水温差５．０℃，高档转速：名义风量（额定风量）是在盘管不通水时测得的数据，换算成标准工况下的风量值)。这对在工程设计中正确选用风机盘管带来了很大不便船９￣川.从实质上讲，风机盘管选型的关键是如何实现对其要求的热湿处理过程。但目前大多数工程设计人员只是根据所需要的冷负荷大小参考标准工况下的数据来进行机组选型，而并未顾及是否真正满足室内空气处理过程的要求.虽然有关手册教科书、期刊文献有很多风机盘管空调系统的各种处理过程分析,但均较少考虑到风机盘管的热湿处理能力，而且设计时,可操作性差,因而也很难真正应用到设计中进行必要的计算。只要使用工况与标准工况(名义供冷第2章宅调冷水大温差对风机盘管热T性能影响的理论分析工况）不同，则其供冷量（全热冷量）就不是样本上的数值.有时,即使设计人员为保险起见,将需要的冷负荷的余量放得足够大来选型，这样做不仅会使室温过低,也会偏离室内需要的空气处理过程而影响人体的热舒适,更重要的是浪费了投资和运行费用口２删。因此，要正确选用盘管,仅有某一工况下的全冷量（供冷量)数值是不够的，同时必须有显冷量的数据。也就是为适应各种不同的使用工况，应有各种工况下机组能提供的全冷量、显冷量数据或计算公式；再或者能提供风机盘管机组变工况时的全冷量、显冷量换算关系式。这样才能真正满足设计计算的需要.2．2.2风机盘管的全冷量焓效率和显冷量效率心3?321(１）坌冷重熠双翠全冷量焓效率￡。的定义为:湿冷工况下流经风机盘管的风量和水量为某一确定值时,盘管前后空气的实际焓差与理想的最大可能焓差之比，即：毛２商占。:生生（2—1０）心１ｗ式中：办ｔ、五ｚ——流经盘管前后的空气焓值,哆磊五.—-与进水温度相同的盘管表面饱和空气薄层的焓值，哆名经理论推导可得：铲嵩筹Ｆ刀巳２ＫF∽Ⅲ。矿儿’式中：∥——传热单元数，p＝竺争ｙ一水当量‰y＝瓦aｃｐ．ａ上两式中:％-—按焓差计算的全热交换系数,七哆么，，--？ｍ‘Ｇ-—流经盘管的空气流量，’％12第２章空调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的理论分析∥——流经盘管的水流量，哆‘，-—盘管的换热面积，朋２ｑ∥q.。一空气和水的定压比热，眵名.Ｋ可见,全冷量焓效率￡。实质上就是表面式空气冷却器进行热工计算时用到的全热交换效率；也是传热学中关于换热器计算时用到的传热效能。由实验知：在风机盘管使用范围内（进风状态和进水温度变化不大），巧仅与G和ｗ有关，而与迸风状态和进水温度无关.故对某一盘管来说，岛是G和w的函数。这样也可用简化的实验公式代替上述理论公式。毛=彳■４∥4(2一１2）式中：¨——流经盘管的空气迎面风速,%矿—-水流量，A、m、ｎ—-为某一型号风机盘管的实验系数和指数(2)显冷量效率显冷量效率的定义：湿冷工况流经盘管的风量和水量为某一确定值时，盘管前后空气的实际干球温度与理想的最大可能干球温度之比。铲蔫（２－１3）ｔ。、ｆ２——空气流经盘管的前后干球温度,℃f。，-—进水温度，℃由实验知：湿冷工况下的ｅ。与流经盘管的风量、水量和析湿量有关。而析湿量又是风量、水量和温度准则耳（耳:≥≠量)的函数,与进风状态(进风干球ｆl—fw1温度ｔ.,进风空气露点温度ｆ，.）和进水温度有关。但风机盘管实际应用范围内耳变化不大，可以认为析湿量对￡,的影响可以忽略,仅看作是风量和水量的函数.第2章空调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的王坐论分析则￡。可简化成实验公式:ｓ式中:Ｂ、P、卜某一型号风机盘管的实验系数和指数ｓ=By？WQ（2－1４)由上可知，只要知道风机盘管全冷量焓效率￡。和显冷量效率￡，，用以下公式就可以计算出不同工况下的风机盘管全冷量Ｑ和显冷量Ｑ。Ｑｔ=G毛（办。一^。,)(２-15）Ｑ=ＧＣp．a占，(tt—f训）（2-１6、用￡。和￡,计算全冷量Ｑf和显冷量Ｑ的前提条件是,生产厂家必须提供各种型号的风机盘管全冷量焓效率￡.和显冷量效率￡，的实验计算式。这是目前许多生产厂家不能做到的。2。2．3风机盘管热工特性回归方程口４￣3旬如果不知道某种型号风机盘管的￡。和￡，,如何利用标准工况下的样本值,推知各种使用工况下的全冷量和显冷量。通过对上海通惠-—开利空调设备有限公司生产的４２Ｃ/Ｖ系列风机盘管性能参数(四种型号、六种水初温、四种水流量、十一种温湿度条件组合成的几千个数据)进行整理和分析，运用多元回归的数学方法得出了风机盘管性能回归方程n引."幺.一１wｂI－—ｔwl仨）¨１７例‘36７∽忉Q,＝Q,ｏｔl－zｕｔｗｂｌ一．L（,t9ｓ_I．5/１一.7？（去）.t４９５.（老）。？２。5c２一，8，式中:Q『、Ｑ——使用工况下风机盘管的全冷量、显冷量，形Ｑ,。、Ｑ.。-—标准工况下风机盘管的全冷量、显冷量,W14第２章窄调冷水大温差对风机盘管热丁性能影响的理论分析tl、t们，——风机盘管在使用工况下空气进口的干、湿球温度，℃￡=——￡ＦＣ:—2５0—OQ，，，、1９)ｔｚ-铲面哥苛矿矿Q－２0）第２章空调冷水人温差对风机盘管热－［性能影响的理论分析基础上得到的风机盘管性能回归方程能否真正推广应用到工程设计的选型计算中，还必须通过相关产品的实验数据进行对比分析，以验证其Ｊ下确性或进行适当的修正.？２．3大温差工况下风机盘管的性能方程空调大温差技术,在国际上尚属新技术范畴，尽管工程设计己进入实用化阶段，但仍有许多问题需进一步研究和探讨。随着境外设计单位设计的冷水大温差系统在上海等地的成功运行，国内外文献也发表了相关研究文章nｑ'91。主要探讨的内容是采用空调冷水大温差技术能够有效地节约能源和设备投资。至于加大冷水温差对空调系统末端设备性能的影响，绝大多数文章只是定性的进行了分析，很少有定量的研究成果。因此，无法从数值上判断大温差对末端设备造成的影响究竟有多大.风机盘管机组是目前空调工程中使用最为广泛的一种末端装置，定量地分析与研究采用冷水大温差技术对其性能产生的影响,是保证大温差工程设计和设备选用可靠性的基础。本节将根据风机盘管性能回归方程,分析采用常规冷水大温差时，风机盘管全冷量、显冷量、潜冷量、析湿系数和热湿比的变化规律。２。３.１大温差工况下风机盘管性能方程为了研究冷水大温差对风机盘管性能的影响，引入如下关系式：Qf2ｐc。。WAｔ。（2-21）则:Ｗ＝~=——∥Qｆ（２－２2)pAｐＣp，．，ＡAt式中:Ｑ，——风机盘管的全冷量,Wｃ”——水的定压比热，乡名。oCp——冷水密度，哆‘，∥—-流经盘管的冷水流量，ｍ么第2章空调冷水大温差对风机盘管热.T性能影响的理论分析出.——流经盘管的冷水进出口温差，℃彳——水管截面积，聊‘w--流经盘管的水流速,嘭将式（2－2２)关系式代入风机盘管性能回归方程(２-１7）、（２—１8）并假定风机盘管的风量都在额定风量下运行，则可得到大温差工况下，风机盘管全冷量、显冷量方程。当盘管在标准工况下（础。＝５℃)运行时，％=歹罢曼j当盘管在大温差设计工况下运行时，∥=老将ｍｏ、Ｗ代入式（2-－1７)：岳＝(警）．（岳厂７。（击厂7㈤ｎ6３３＝（警）例36７则：Ｑ珊（警）１’５８倒’58代入式(2—１８）：浯２3,式(２－23）为大温差工况时风机盘管全冷量方程,同样将%、矽及式（2-２3）岳O=盟2０．（急19厂.（岳厂5．（豪Ａt厂5如Ｌ.５／＼Q。／I。／Ｊ岳：百tＩ－ｔｗｌ.Ｉ∽ｔｗb纠I１-０．７.『(警厂倒‘５8ｒ５例１２０517第2章空调冷水人温差对风机盘管热工性能影响的理论分析Qs：Qｓ．ｏ＂ｔl犷－—twl.1赫tｊV。７．（警)n３２4倒'3２４防２４，引入空气处理过程的析湿系数毛：毛=曼，并将式(2—２3）（2—２4）代入上汪创．(臀]．（甜.(警）ｎ２５6倒‘2５６∽25，风机盘管潜冷量Q可通过下式计算:Ｑ咄,(若层防２6，＼ｃ；ｏ—ｌ／I敛．ｏ风机盘管处理过程的热、湿比线￡,c：Ｃ：—2５—0０21ＦＥ）７２—2（Ｌ么一1一二号一忑陌商麓驴酽@锄)毛、毛。——风机盘管在大温差工况、标准工况下，处理空气过程的析湿系数Ｑ、Qｏ——风机盘管在大温差工况、标准工况下的潜冷量，形第２章空调冷水人温差对风机盘管热工性能影响的理论分析Qｔ=K，Qf。Qｓ＝ＫsQ∞幼２Kｆ蜴.ｏ则有：弘（警）１‘５８例'５８弘（等)。(对7.(警)n３2４。㈢n3２４铲（嚣卜数.∽29，∽3。，∽3？，Kt、K，、K,——分别为风机盘管全冷量、显冷量、潜冷量的温度工况换算系当保持标准工况其他参数条件不变,仅将冷水温差在５～IＯ＇C范围内变化时,由式（2—２９）~(２－３1）可算出各种温差下的工况换算系数,列于表2．1中；用式(2-２５)及（2-2８）计算出各温差下的毛和￡值,同样也被列入表2．1表２．1冷水初温t.lｆ、(℃)1．0０0６常规冷水大温差对风机盘管性能的影响换算系数Ｋ及5冷水温差Ａｔ。（℃)６７８９lＯKtｏ．９００o。82３O．76１O．７１ｌ0．６６９Ｋl１。００００。９４30．89７0。8５9０．８２７０。79９７KI1。0０00．７9２０．６３8O．５1８0．42２0.344毒占１。４0０1。33６1．28４1。2４11．204１．172８７５0９９３７11２89１２８６ｌ1４７3０1７０0４19第２章空调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的理论分析Kt１。１２91。0１６0.９２９０。８6００。80３０.７５5Ｋｓ６１．0７71。０１５0．9６60.92４０．8９00．860Ｋｔ1。2６31．０２１０。8４００．7０0０．５880.49５孝￡１.４６９78301．４0２１.3４８1。3０2１。2６4１１9７0１．23０1３37０８7１９１．137９6８４１0７78Ｋｔ1．２6４１．０４00．９６30．8９９0．８46Kｓ５1。１５41。０8８1．035Ｏ．９910．９540。92２K,１。5４０１.２６ｌ1.０５30．８９１0．76２０.６５５毒占1．534１。４６41.4０７86４３１．３６０１.３191．２84718６789３９4５0１033011297备注：表中数据计算条件tl＝27．Ｏ。C，t，ｂｔ＝1９．５。Ｃ从表2．1中可以看到,冷水初温和冷水温差不同时，风机盘管性能呈现如下变化规律：（1)保持冷水初温不变，随着冷水温差的增大，风机盘管全冷量、显冷量、潜冷量都有不同程度的下降，冷水温差越大,下降的程度越大；但冷水大温差对各工况换算系数的影响程度不同，对潜冷量影响最大，对显冷量影响最小，对全冷量的影响介于两者之间。当冷水温差由５。Ｃ增大到６。Ｃ时，潜冷量下降了２1％,即去湿能力下降2１％；当温差增３ｎN７℃时，潜冷量下降了36％。由此可见,随着冷水温差的增大，风机盘管的去湿能力降低明显。（2）随着冷水进水温度的降低，冷水大温差对风机盘管各性能的影响程度减小.对比5℃、６℃、７℃冷水进水温度，在同一水温差时,全冷量、显冷量、潜冷量随进水温度的下降而增大，尤其是潜冷量增加幅度明显,因而，适当降低冷水初温,可部分地抵消增大冷水温差对风机盘管带来的负面影响.（３）随着冷水温差的加大,风机盘管的析湿系数也随之下降,其空气处理过程的热湿比也随之增大。当保持冷水初温（7ｏc）不变,水温差由5℃上升到９ｏｃ时,析湿系数三由1．40０下降到1。204，仍大于１.2，热湿比线仍小于１５００0；2０第2章空调冷水大温差对风机盘管热工性能影响的理论分析当冷水初温降至6℃时，冷水温差增大到1０℃时，其芎仍大于1．２,热湿比线小于14０00。对办公楼、旅馆客房等散湿较小的房间,如新风处理的终状态在室内等焓线上，与相对湿度90％＂-—’95％的交点上,此时风机盘管负担的室内冷湿负荷热湿比通常为１00００～1５０00kJ／ｋg,相应的析湿系数为１．４"－—１.２口引。因此，即使冷水温差增大至９,--。１0。Ｃ时，选型合适的盘管仍能较好地满足要求。2．4本章小结ｌ、通过对风机盘管表冷器处理空气特性及传热特性的分析与研究以及对相关厂家标准型风机盘管的结构进行的调查分析，提出了为改善风机盘管因水侧温差的增大而产生的换热性能下降,对标准型风机盘管的水管路流程进行了尝试性改造的方案，并委托相关厂家试制了样机。２、在已有的风机盘管典型产品各种不同工况下的性能参数，利用多元回归的数学方法得到的风机盘管特性方程的基础上,导出了空调冷水大温差的风机盘管性能方程，定量的分析了采用大温差冷水系统时,风机盘管表冷器的全冷量、显冷量、潜冷量、析湿系数及热湿比线的变化规律，得到了风机盘管机组全冷量、显冷量及潜冷量随冷水温差加大而减少的结论，求出了相应的工况换算系数。3、尽管风机盘管全冷量、显冷量及潜冷量随着冷水温差的增大而下降，但冷水温差对各工况换算系数的影响程度不同，对显冷量影响最小,对潜冷量影响最大，对全冷量影响在两者之间，因而风机盘管去湿能力随冷水温差的增加,下降最为明显。但降低冷水进水温度,可部分地抵消冷水温差加大对风机盘管性能下降的影响,尤其是风机盘管去湿能力的改善最为明显。2１第３章风机盘管（FCU)热＿丁性能试验装置的研制第3章风机盘管(ＦＣU)热工性能试验装置的研制为了对空调冷水大温差风机盘管性能的影响进行实验研究，获得可靠的实验数据,必须具备正确试验方法和符合国家标准的试验装置。本章主要对风机盘管热工性能试验方法进行研究，研制房间空气焓值法试验装置,编制风机盘管热工性能计算程序，为风机盘管机组热工性能试验及性能评价提供有效保证。３．１ＦＯＵ热工性能试验方案研究在ＳHＲAＥ７９－１98４（RA９１):“房间风机盘管空调器性能试验方法”中推荐了“风洞式空气焓值试验方法”、“环路式空气焓值试验方法”、“量热式空气焓值试验方法”[３钆4０】。我国国家标准GB/Ｔ１９2３２-2003《风机盘管机组》中：FCU的性能试验以空气焓差法作为试验方法，并规定用“房间空气焓值法"、“风洞式空气焓值试验方法”、“环路式空气焓值试验方法”中任何一种方法进行测试Ｈ¨。其中，房间空气焓值试验方法的特点是:（1)实验机组安装在实验室内并带有冷热源(2）空气流量测量装置必须与机组的出风口连接,进入流量测量段前必须安装静压室、空气混合器等装置(3）必须安装空气取样式干湿球温度计来采取机组进出口处的空气，必须保证取样处空气的温度、湿度、速度分布均匀。经过对比分析,房间空气焓值试验法结构简单，便于测试操作，因此选定房间空气焓值法作为FCU热工性能试验方案。其试验原理如图３.1所示。试验装置示意如图3.２所示。图3．1风机盘管热Ｔ性能试验原理图3。2风机盘管热工性能试验装置示意第3章风机盘管(ＦCＵ）热工性能试验装置的研制３．２试验装置研制根据３．１的试验方案，研制出如图３.３所示的试验装置(注:该装置流程兼具了表冷器、喷淋室热工性能测试功能）。该实验测试装置系统主要实现在2５0０m3／h以下的风机盘管、４00０ｍ3/h以下的柜式空调机组的风量、冷量、热量、出口余压、水阻力等性能的试验。各项试验指标如表3．1所示。第３章风机盘管（FCＵ）热工性能试验装置的研制表3．1容量范围及试验允许偏差单次读数与试验工况读数平均值与规定试项目容量范围允许最大偏差(℃)验工况的偏差(℃）空气干球温度（℃）20～35±O．５±0．３空气湿球温度(℃）１４一－—2７±O。３±Ｏ。2冷水温度(℃）５～16±O。２±Ｏ.1热水温度（℃）30~70±ｌ±０.5风量（m３m）２５0~25００冷量(w）Ｏ～１3３０0标准工况下的实测值３９５%名义值热量(Ｗ)Ｏ～１９９5０水量（ｋｇ／h）0～２３００按温差得到出口余压(Pａ）O~10０水阻力（kＰａ)O～5０实测值≤规定值的11０％(标准工况）输入功率（w）实测值≤规定值的１１０％风机盘管性能试验装置有测试小室、风路系统、水路系统、电气控制系统、计算机数据采集系统５部分组成。（１）测试小室：用来安装被测风机盘管(见图３.４)。测试室壁面采用５0raｍ厚保温彩钢板，结构尺寸为３8０0ｍｍ×３800mｍ×４2００ｍｍ，其中布风板高度为2８００mｍ，采用铝制扩散孔板顶送风,整个空气分布系统应使被测机组在０.９１ｒｎｍ范围内不超过２．５m/s，测试小室内空气参数应满足测试工况要求，如:额定供冷工况为：小室内干球温度为27±0。３”C,湿球温度为1９。5±0．2＂Ｃ。图３．4测试小室图３。５空气处理设备第3章风机盘管(Ｆcu）热Ｔ性能试验装置的研制图３．６水路系统(2)风路系统由多功能组合式空调处理设备、静压室、整流段、空气流量测量装置、静压环、空气干湿球取样装置、调节风阀及辅助风机等组成。多功能组合式空气处理设备主要由表冷器、电加热器、电加湿器及风机等组成,可实现空气的加热、冷却、去湿和加湿处理（见图３．5)。为了确保测试小室内被测试机组入口空气状态参数的要求，多功能组合式空气处理设备配备了足够大的容量。表冷器也设置为并联的方式，以适应较大的测试范围需要。由多功能空气处理设备处理后的空气由风机送入小室上部静压室,再通过孔板送入小室.为保证小室的空气参数满足测试要求,空气处理设备中电加热器和电加湿器均采用ＰＩＤ控制。空气流量测量装置按照国家标准ＧBｌ０２２３-３8要求制作，其隔板上装有巾70、中８０、巾１５０的标准喷嘴各2个，可测量２00~４00０m３／ｈ的空气流量。测试时根据机组的风量大小来选择喷嘴的个数,使喷嘴喉部风速控制在１5一－—3５ｍ/s范围内。测量仪表采用0.5级ＹYＴ一2０00型斜管式微压计。辅助风机安装在空气流量测量段下游的组合式空调机组内,利用变频器可对其风量进行连续调节,以控制被测机组的出口余压。在辅助风机的出风管路２５第3章风机盘管(FCＵ）热工性能试验装置的研制上设置了排风调节阀门，通过调节系统排风量大小控制小室内外空气压差。小室内及风机盘管出风管路上设置了空气温湿度取样装置，该装置主要由取样架、取样盒、取样风机、补水小瓶及干湿球温度计等组成。测量湿球温度时，应保证通过湿球温度计的空气流速在3.５～ｌＯｍ／ｓ之间。测量仪器采用２等标准水银温度计，最小分度值为Ｏ．１℃。（3)水路系统:主要由冷水机组、冷却塔、冷水箱、ＰID加热桶、水泵、水管阀门、水温水流量及水阻力测量装置等组成。冷水机组制取的冷水送入冷水箱（见图3．６）供测试时使用。供冷工况测试时冷水箱中的冷水依靠风机盘管机组循环泵加压经过涡轮流量变送器组及PＩD加热桶后,送至被测盘管，与小室内空气进行热湿交换后，再流回到冷水箱中.涡轮流量变送器(0.5级）产生的脉冲信号输送至数字积算仪，从而测出水流量。为了校正涡轮流量计，系统中还放置了称量筒和电子台秤。被测机组的进出口水管路上设有温度测量装置和测压环，以测量进出口水温和水阻力。被测机组进水温度采用二级控制，初级控温在冷热水箱中通过ＰＩD控制使风机盘管测试出口水温波动在0.5℃以内,再用管路末端PID加热桶进行水温微调,控制ＦＣＵ进出口水温波动在±O。1℃以内。测量水温时，应将标准水银温度计（最小分度值0。1℃）沿着与水流平行，并逆着水流方向直接插入水中；测量盘管水阻力时,用橡胶管将测压环与压差变送器连通，再由数显表直接显示压差值（最小分度值0.1ＫPa）。（４）电气及控制系统:为了测试风机盘管电机的电气及安全性能，装置中设有：交流电压表、交流毫安表、低功率因数瓦特表、泄漏电流测试仪、接地电阻测试仪、耐压试验及绝缘电阻测试仪等。电器测量仪表均为0．５级。整个测量装置被测参数要求:漏风量小于１%被测FCU风量、漏热量小于２％被测FＣＵ供冷量。空气干湿球温度及水温的测量要求准确度为±Ｏ．１℃.被测机组进出口水温差工况依靠改变流经盘管的水流量，使其满足测试工况要求。（5)计算机数据采集及数据处理系统：在整个测试平台配备了计算机数据采集系统和风机盘管机组供冷量计算的数据处理系统，使整个试验过程准确、高效。２６第３章风机盘管(FCＵ)热T性能试验装置的研制３．３ＦCＵ在供冷工况时的空气状态变化风机盘管在供冷工况条件下工作，对被测空气进行供冷时,风机盘管机组进行的是对空气的冷却去湿处理过程，那么，理论上多功能组合式空气处理设备应对测试小室内的空气进行加热加湿处理，以抵消被测机组的供冷量和去湿量。因此,为了保证ＦCＵ进口空气的干湿球温度达到测试条件。如标准测试工况：ｔ1=２7℃,ｔ，ｂｚ＝19。５＂Ｃ，则测试系统中空气状态变化过程在h－ｄ图上分析如图３.7所示。由=90%由＝100％图３．７FCU供冷工况下测试系统中空气状态变化过程测试系统对风机盘管的热湿处理过程为：！!堕塑垫６1１1丝塑堡１为保证FCＵ进风干球温度波动在±0。3”Ｃ,湿球温度波动在±０．1℃以内，必须用5－６－１过程对加热加湿进行微调。27第３常风机盘管（FCＵ）热工性能试验装置的研制３．４FＣU热工性能试验流程FCＵ热工性能试验包括风系统测试和水系统测试两个试验环节ｎ引。可将试验装置3．３简化成图３.８、３.９所示的测试流程。为了进行热工计算和风机盘管机组性能评价，还应对机组输入功率、当地大气压力、空气温度等进行测量.图３．8风系统测试流程图３．９水系统测试流程3.5FCＵ热工性能计算3。5．1原始测试数据大气压力B,(只)空气温度t.,（℃）机组出口静压，（只)喷嘴两侧压差肿，（只）喷嘴使用个数（个）巾7０（九.）、巾sｏ（n:）机组进风干球温度f。，(℃)机组进风取样管压差只，，(只)机组进风湿球温度t们，，(℃）机组出风干球温度ｆ：,(℃）机组出风取样管压差已：，（只）机组出风湿球温度ｔw6:，（℃）供水量∥,（’％）进水温度t州,(℃）机组输入功率Ｎ，（形）出水温度ｔ。２，（℃）盘管水侧阻力厶昂，（ＫＰo）第3章风机盘管(FＣＵ）热工性能试验装置的研制３.5．2湿空气有关参数的计算湿空气是干空气与水蒸气的混合物，在进行风机盘管机组热工性能计算时，需要用到湿空气的有关参数。（１)湿空气中饱和水蒸气压力名。乜引:ｌｎ乞户争＋ａ2＋ａ３丁坞丁＋a5丁3+ａ61n丁(3—1)式（３—１）的适用范围为０℃～20０"Ｃ，式中的常数见表3．2：表3.２式（３—１）中的常数数值口１a2口３ａ4口５口65800．２2０６1．３9１４９９4．0．0４860２3９０．417６47６8×１0。４—0．１445２09３×10—７6。５45９６７3式中:丁——空气的绝对温度(Ｋ）T＝２７3。15＋ｔ（２）湿空气中水蒸汽分压力乞乞=乞6一彳?Ｐ？ｐ—f们）式中：乞——湿空气中水蒸汽分压力，只只.。——同温度下饱和空气的水蒸汽分压力，只ｆ--湿空气的干球温度，℃t岫-—湿空气的湿球温度,℃Ｐ——湿空气的绝对压力，只（３—２）Ａ—-系数，取决于湿球表面风速大小，一般可取Ａ=0．００0６６7（3）湿空气的含湿量ｄＰｄ=０。６22.-二旦一Ｐ-P、(３-3)式中:d——湿空气的含湿量，哆乞干空气(４）湿空气的焓２9第３章风机盘管（FCU）热-Ｔ性能试验装置的研制Ｊi２=1．0０5t＋（25００+１．８4ｆ）?d(3—4)式中:Jjｚ——湿空气的焓，哆名干空气（5）空气的运动粘度丫根据丫一ｆ图表的数据进行回归分析，以多项式形式可拟合出以下关系式ｍ１：丫:（o．００0０7t2＋０.08８8ｔ+13.３０1)×10’６（3-５)式中:丫——空气运动粘度，聊么ｔ——空气的干球温度,℃3．５．３湿工况下空气流量的计算Ｈ”（1）喷嘴喉部速度ｙV＝浮(3-６）其中:p=蔫嬲净７,（２）湿工况下的风量Ｌ：及标准空气状态下湿工况的风量三,铲脚诎庠(3-8）小等(３－９）上述各式中：三：--湿工况风量,三，——标准状态下湿工况下风量,,形ｙ—-喷嘴喉部速度,％ｐ——湿空气的密度,%,3０第３章风机盘管(ＦCU)热工性能试验装置的研制只--喷嘴进口处空气的全压,只舻——喷嘴前后的静压差活喷嘴喉部处动压值，只么。--喷嘴面积，Ｂ--大气压,￡●z——被测机组出１21空气绝对温度，Ｋ，Ｔ＝２76＋ｔ2d——喷嘴处湿空气得含湿量，哆饵空气Ｃ——喷嘴流量系数,可由表３。３的数据可拟合出以下多项式形式的Ｃ~Rｅ关系式…’：C-－-3×10—３４Ｒe６＋5×１０-２8Rｅ5—３x1０—２2Re４+8×10—17Ｒe３（3-1０）空气流经喷嘴时的雷诺数，Ｒｅ：一ｖD丫上式中：D——喷嘴直径，表3.３喷嘴流量系数雷诺数Rｅ流量系数C雷诺数Rｅ流量系数Ｃ400０００。９7315０００0０.9８850００0０．９７7２00000Ｏ.９９16０００00.97９2500０00.９9３70００００．９８１3００００００。99４８000００.９８３３5０0０0０．９９4１００0００0．98５３．５．4风机盘管供冷量计算Ｈ¨●(1)风侧供冷量Ｑ口和显冷量Ｑ,Qｏ=１００0L:．ｐ。（晟。一ｈ:）（3－1１）Ｑ，=１00０L：．P?Ｃ~？Ｏ。一t：）（3—1２）3l第３章风机盘管（FCU)热工性能试验装置的研制（２）水侧供冷量Ｑ。Q。＝１000Ｗ。ＣP。？O。２一ｆ。1）一Ⅳ(３）买测供冷量Ｑ（3—１3）Q＝妻．（Qｏ＋Ｑ。）（４）两侧供冷量热平衡偏差o（3—１4）Ｉ学卜%鳓(3－1５)上述各式中：Q-—被测机组实测供冷量,矿Q—-风侧供冷量，形Q一一风侧显冷量，∥Ｑ。——水侧供冷量，形Ⅳ--风机输入功率，∥Cｅ．.——空气定压比热，彩名．℃∥-—流经盘管的水流量，％啊、五ｚ——被侧机组进、出口空气焓值,哆名．干空气ｔ，、ｔ：——被侧机组进、出口空气的温度,℃将以上各计算公式编制了风机盘管热工性能计算辅助程序，为快捷、准确地进行风机盘管的热工测试计算提供了计算工具。3．6本章小结１、选用了“房间空气焓值法"作为FＣU试验方案，研制了相应的试验装置，其符合国家标准ＧB/Ｔ１９2３２—２0０３《风机盘管机组Ｆａｎ～coｉlｕnit））,为大温差冷冻水对风机盘管性能影响的试验验证提供了可靠的保证。第3章风机盘管（FＣＵ）热工性能试验装置的研制2、分析了ＦＣＵ在供冷工况下，测试系统的热湿处理过程的特点，提供了FCＵ风、水系统两个测试环节的测试流程.3、提供了ＦCＵ热工性能实验原理及其计算方法，编制了ＦCU热工性能计算的辅助程序，为快捷准确地进行大温差冷冻水对风机盘管热工性能影响的试验验证及风机盘管性能的综合分析与评价提供了计算分析工具。第4章空调冷水大温差对风机盘管性能影响的实验验证第4章空调冷水大温差对风机盘管性能影响的实验验证由第二章得出的风机盘管性能随温差加大而变化的规律是否可以直接推广到工程设计中去应用呢?即由表2。１提供的工况换算系数是否可以直接应用于其它各厂家产品的选型设计呢?仅有理论分析是不够的，必须通过相关产品实测的性能数据验证其正确性.本章主要通过实验研究常规冷水大温差对风机盘管性能的影响。４．1实测数据本课题采用江苏双良集团空调设备有限公司生产的ＦP-68ＷA型（以下简称试件１)、靖江春意空调制冷设备有限公司生产的ＦP-６８WA型(以下简称试件２)、江阴精亚集团空调工程有限公司生产的ＦP一８５ｗＡ型（以下简称试件３）和南京天加空调设备有限公司生产的ＦＰ－102WA－Ｇ30型（以下简称试件４）产品作测试试件，以验证方程（２—2３～2—26）结论的正确性。同时，对试件1和试件2按图２．５提供的水管路流程改造方案生产改进型产品（分别称为试件５和试件6)，并对其进行对比性能试验，研究水侧流速对风机盘管性能的影响,为大温差工况下风机盘管性能的优化提供基本依据。因本课题主要研究冷水大温差对风机盘管性能的影响，故对各试件的测试过程均保持风测进风参数不变（t，＝２７℃、ｔ，bｌ＝１9.５"Ｃ),风量不变（保持机组高档风量）,仅改变冷水温差,研究其性能变化规律。采用第三章提供的测试装置和测试方法进行实验.4。1。1试件1热工性能的实测数据试件1基本结构参数及相关性能参数见表4．１试件1基本测试数据见表4．２根据表４．２的测试数据，经辅助计算程序对其进行热工性能计算,其计算第４室空调冷水大温差对风机盘管性能影响的实验验证结果见表４.3。表4。１试件１（5）基本结构参数及相关性能参数试件名称风机盘管FP．６8.WA高档（ｍ３/h)６８０5５０4１0额定风量中档（m３／ｈ）低档(ｍ３/h)型式材料肋片特征波纹开窗二次翻边型12０0５７X20０X０．1２肋片尺寸（片宽x片高ｘ片厚)(nｌｎｌ)肋片间距（ｍｍ）材料2。２Ｔ2铜管特征外径（mm）中9.52由8。８26．1１×１０'５内径(ｎ珈）（或壁厚）内截面积(ｍ２)排列型式排数管簇特征管间距（mｍ)表面管数通水管数迎风面积A，(m２）排间距（ｍm）等腰三角形3192５８3（试件５为2）Ｏ.13５0．０7６８有效通风净面积A丽。（ｍ2)(迎面积风面积一肋管所占的截面积)换热器外总表面积A协。（ｍ２）铜管内总表面积A。（m２）水通路面积ｆ(m2）肋化系数ｔ3＝Ａｔｏt/Ａw６．３４６６0。４４918．３３×１０.５（试件５为1２.22X１0。5）14．１４１5．67计算参数肋通系数Q＝Ａ沁ｔ/(ＡｙN）净面比ｍ＝Aｍi./Ay0．5６9１6６2风机功率有效功率(W）输入功率（Ｗ）备注：(）内为试件５