风机盘管机组不同工况下冷量计算方法
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1. 45 910 27. 00 19. 50 7. 00 0. 506 0. 498 1. 58 0. 612 0. 603 1. 47
注 : ts1为湿球温度。
计算值与实测值相比 ε, h 的相对误差在 5 %以
内 ε, s 的相对误差在 10 %以内 ,在工程上是允许
的[9] 。
表 1 表明 ,应用于各种工况下 ,εh 的最大相对 误差为 1. 98 % ε, s 的最大相对误差为 3. 96 % (除最 大相对误差外 ,其余都小于 1. 85 %) ,均小于 5 %和 10 %的误差范围要求 ,这说明εh 和εs 主要受风量 G 和水量 W 的影响 ,而受进风参数和进水温度的
(6)
式中 N T U 为传热单元数 , N T U = Kh F/ G; cr 为
热容量比 ,cr = Gcp / ( W cw ) , cp , cw 分别为空气和水
的比热容 。
可见 ,全冷量焓效率εh 实质上为换热器的传
热效能 ,也是表面式空气冷却器的换热效率 。
由实验可知 ,在风机盘管使用范围内 (进风状
By Ni Meiqin ★ , Liu Guangyuan and Shen Wei
A bs t r a ct Prese nts tw o calculati ng met hod of t ot al cooli ng cap acit y a nd se nsible cooli ng cap acit y by a t heoretical a nalysis , na mely t he efficie ncy met hod a nd t he conditi on t ra nsf or mation met h od. Comp a re d wit h t he measure d dat a , calculati ng value f r om t he tw o met hods p r oves t o be i n p er meable e r r or li mits .
m3 / h
×1. 2 kg/ m3 3 600 s/ h
×0. 602
9
×1. 01
×103
J / ( kg ·℃) ×(27. 0 ℃- 7. 1 ℃) = 3 662 W ,而实
测值 Qs
= Gcp ( t1
-
t2 )
= 910185
m3
/
h
×1. 3
2 kg/ m3 600 s/ h
×
① 开利空调有限公司产品样本 (风机盘管)
0 引言 风机盘管机组作为半集中式空调系统的末端
装置 ,其应用很广泛 。由风机盘管机组的变工况特 性[1 4] 可知 ,在不同的工况下 ,风机盘管的全冷量和 显冷量都是变化的 。目前 ,国外风机盘管机组的选 用说明书中都附有各种工况下的性能曲线或性能
表 ,而我国绝大多数生产厂家的产品说明书中仅提 供标准工况下[5 6] 的全冷量和显冷量 ,这给正确选 用风机盘管带来很大不便 ,机组的选用往往不合 理[7 8] ,不仅使室内温度过高或过低 ,影响人体的热 舒适 ,而且增大了初投资和运行费用 。要正确选 型 ,应提供各种工况下机组的全冷量和显冷量的性 能曲线或计算公式 。
Ke yw or ds f a n coil unit , t ot al cooli ng cap acit y , se nsible cooli ng cap acit y , calculation
★ Yangzhou University , Yangzhou , J iangs u Province , China
= 0. 094
8 v W - 0. 352 1 y
0. 262 6
=
0. 499 ,由 t1 = 27. 0 ℃, ts1 = 20. 0 ℃查 h d 图得
h1 = 57 560 J / kg ,由 tw1 = 7. 1 ℃查得相应的饱和
空气的比焓 hw = 23 020 J / kg ,则全冷量 Qt = Gεh ·
1. 44 1008 27. 00 19. 50 7. 10 0. 511 0. 512 0. 19 0. 613 0. 609 0. 65
1. 55 920 27. 00 19. 50 7. 00 0. 478 0. 486 1. 67 0. 600 0. 589 1. 78
1. 45 933 27. 00 19. 50 8. 00 0. 499 0. 501 0. 40 0. 615 0. 604 1. 78
1. 44 920 27. 00 20. 00 7. 10 0. 503 0. 499 0. 78 0. 603 0. 603 0. 00
1. 45 910 27. 00 19. 50 6. 10 0. 508 0. 498 1. 98 0. 603 0. 602 0. 16
1. 44 920 29. 00 19. 55 7. 10 0. 496 0. 499 0. 60 0. 630 0. 605 3. 96
εs = A 2 vy m2 W n2
(10)
式中 A2 , m2 , n2 为常数 。 1. 3 εh 和εs 的实验公式
通过在风机盘管机组性能测试装置上的测试 ,
笔者将风机盘管机组 (型号 TCR600B) 的实测数 据 ①拟合成两个实验公式如下 。
εh
=
0. 094
8 v W - 0. 352 1 0. 262 6 y
1. 01 ×103 J / ( kg ·℃) ×(27. 0 ℃- 15. 0 ℃) = 3 680 W ,两者的误差为 0. 49 % 。 2 用工况转换法计算全冷量和显冷量
目前国内各风机盘管生产厂家的样本上大多 数没有提供不同工况下的全冷量和显冷量性能曲 线或计算公式 ,此时可通过以下方法将名义工况下 的全冷量和显冷量转换为设计工况下的全冷量和 显冷量 。
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暖通空调 HV &A C 2006 年第 36 卷第 8 期 设计参考 ·69 ·
(11)
εs
=
0. 336
8 v W - 0. 344 7 0. 104 1 y
(12)
现将εh 和εs 的计算值与实测值进行比较 ,如
表 1 所示 。
表 1 εh 和εs 的计算值与实测值的比较
测试工况
vy/ W/ t1 / ts1 / (m/ s) (kg/ h) ℃ ℃
εh
εs
tw1/ 实测值 计算值 相对误 实测值 计算值 相对误
交换系数 ,kg/ ( m2 ·s) ; ha 为湿空气比焓 , kJ / kg ;
d F 为微元面积 ,m2 。
空气放出的热量和冷水得到的热量为
d Qa = Gd ha
(4)
d Qw = - W d hw
(5)
式 (4) , (5) 中 Qa 为空气放出的热量 , k W ; Qw 为
☆ 倪美琴 ,女 ,1968 年 1 月生 ,工学硕士 ,讲师 225009 扬州大学环境科学与工程学院建筑环境与设备工 程系
( h1
-
hw )
= 910. 85
m3 /
h
×1 . 3
2 kg/ m3 600 s/ h
×0. 499 ×
(57 560 J / kg - 23 020 J / kg) = 5 233 W ,而实测值
Q′t = G ( h1
-
h2 )
= 910. 85
m3 /
h
×1. 2 kg/ m3 3 600 s/ h
态和进水温度变化不大) ,εh 仅与 G 和 W 有关 ,与
进风状态和进水温度无关 。故对某一风机盘管来
说 ε, h 是 G 和 W 的函数 。这样可用简化的实验公
式代替式 (6) :
εh = A 1 vy m1 W n1
(7)
式中 vy 为流经盘管的空气迎面风速 , m/ s ; A1 ,
m1 , n1 为常数 。
Q s = Gcpεs ( t1 - tw1 )
(9)
由实验可知 ,湿冷工况下的εs 与流经盘管的
风量 、水量和析湿量有关 ,而析湿量与进风状态 (干
球温度和进风露点温度) 和进水温度有关 ,可以认
为析湿量对εs 的影响可以忽略 ,仅将εs 看作是风
量和水量的函数 ,则εs 可简化为实验公式 :
℃
差/ %
差/ %
1. 45 580 27. 00 19. 50 7. 10 0. 439 0. 442 0. 68 0. 575 0. 578 0. 52
1. 44 1075 27. 00 19. 45 7. 10 0. 517 0. 521 0. 76 0. 616 0. 613 0. 48
1. 18 920 27. 00 19. 50 7. 00 0. 531 0. 537 1. 12 0. 647 0. 635 1. 85
·68 · 设计参考 暖通空调 HV &A C 2006 年第 36 卷第 8 期
冷水得到的热量 ,kW ;W 为水流量 ,kg/ s 。
由式 (1) ～ (5) 可得出焓效率的理论计算公式
ε 11 ee h =
- - N TU (1 - cr) - cr - N TU (1 - cr )
kg ; hw 为与进水温度相同的盘管表面薄层饱和空 气的比焓 ,kJ / kg 。
故全冷量 Qt 为
Qt = Gεh ( h1 - hw )
(2)
式中 G 为空气流量 ,kg/ s 。
