上海潤風智能科技有限公司 劉新民

中國建筑設(shè)計研究院有限公司 潘云鋼

0 引言

表冷器是大型公共建筑(例如辦公樓、酒店、交通建筑等)集中空調(diào)冷水系統(tǒng)末端設(shè)備中最關(guān)鍵的換熱部件，其換熱特性對水系統(tǒng)的整體特性有直接影響。長期以來，人們對末端設(shè)備表冷器的換熱特性進行了不懈地研究，取得了許多研究成果[1-19]。風機盤管機組(FCU)[20]作為集中式空調(diào)系統(tǒng)的末端換熱設(shè)備在工程中得到廣泛應用，因其在換熱原理上與其他設(shè)備(例如空調(diào)機組)中的表冷器有一定的相似性，使得目前關(guān)于集中空調(diào)水系統(tǒng)特性的分析與研究[5-11,16,19]，大都以空調(diào)機組(包括新風機組)的表冷器的特性來替代所有末端表冷器的特性。但是，由于運行工況和控制方式的不同，F(xiàn)CU中表冷器的具體參數(shù)與空調(diào)機組的表冷器有顯著區(qū)別，這會對整個冷水系統(tǒng)的分析帶來不同的影響。如果直接用空調(diào)機組的表冷器特性來替代FCU的表冷器特性進行冷水系統(tǒng)分析，會出現(xiàn)較大的誤差。

因此，本文采用FCU的表冷器作為試驗研究的對象，分析其結(jié)構(gòu)特征、進口空氣狀態(tài)、冷水流動特性及析濕系數(shù)對FCU換熱特性的影響，探索FCU變流量特性，即：被測FCU樣機A穩(wěn)態(tài)條件下相對供冷量q(FCU在冷水流量G下的穩(wěn)定供冷量Q與機組在標準試驗工況下的額定供冷量[21]Qm之比)與相對流量g(FCU某時刻的穩(wěn)定冷水流量G與在標準試驗工況下機組的額定冷水流量Gm之比)之間的變化關(guān)系。其目的是完善集中空調(diào)水系統(tǒng)末端設(shè)備特性，為整個空調(diào)冷水系統(tǒng)的量化分析、空調(diào)系統(tǒng)調(diào)適優(yōu)化和節(jié)能控制技術(shù)的進一步研究提供參考。

1 風機盤管機組換熱特性的基礎(chǔ)理論分析

影響既有FCU熱工性能的因素很多，除了風機盤管本身的構(gòu)造特點外，進口空氣狀態(tài)、迎面風速、冷水供水溫度、冷水流量、傳熱系數(shù)、析濕系數(shù)及水流狀態(tài)等工程參數(shù)也會對其熱工性能產(chǎn)生較大的影響。即便是同一臺FCU，如果額定供冷量所定義的工況標準不同，測試獲得的換熱特性亦不相同。因此，規(guī)定試驗工況是討論和研究FCU換熱特性的前提條件。本文依據(jù)GB/T 19232—2003《風機盤管機組》[21]相關(guān)規(guī)定，在進風干球溫度27 ℃、濕球溫度19.5 ℃，供水溫度7 ℃(水溫差5 ℃)的標準試驗條件下，采用連續(xù)水量調(diào)節(jié)的方式對FCU樣機變流量試驗工況下的換熱特性進行測試。

在國家標準工況[21]規(guī)定的進水參數(shù)和進風參數(shù)條件下獲得的FCU輸出變量與輸入變量之間的換熱特性，用關(guān)系式q=f(g)來表示。在FCU換熱過程中，由于存在一定的時間延遲這種“非穩(wěn)態(tài)”狀態(tài)，因此筆者首先研究穩(wěn)態(tài)條件下的換熱特性，并將其定義為FCU換熱的“靜特性”。這樣一來，就將用到2個非常重要的定義：

FCU標準靜特性——在國家標準工況[21]規(guī)定的進水參數(shù)和進風參數(shù)條件下，F(xiàn)CU的穩(wěn)態(tài)換熱特性。

FCU非標靜特性——在非國家標準工況規(guī)定的進水參數(shù)和進風參數(shù)條件下，F(xiàn)CU的穩(wěn)態(tài)換熱特性。

1.1 全負荷工況

需要明確的是：這里提到的全負荷工況，就是國家標準規(guī)定的標準工況，此時FCU的供冷能力即為額定供冷量(顯熱和潛熱量之和)[21]。除了額定供冷量之外，該標準[21]還規(guī)定了4個額定試驗工況參數(shù)：額定進口空氣狀態(tài)、額定供水溫度、額定供回水溫差和額定風機轉(zhuǎn)速。并且通過額定供回水溫差Δtm約束了額定供水流量Gm，通過額定電源電壓和額定風機轉(zhuǎn)速約束了額定風量Lm。以上這些約束性工況和參數(shù)的額定值，即是FCU標準靜特性曲線q=f(g)在g=100%和q=100%時的工況點。FCU全負荷工況額定供冷量對應的標準工況參數(shù)如表1所示[21]。

表1 額定試驗工況參數(shù)(供冷工況)[21]

1.2 變流量工況及熱平衡方程

在測試過程中，為了得到變流量工況下的FCU換熱特性，保持表1中進口空氣狀態(tài)、供水溫度和風機轉(zhuǎn)速(風量)不變進行試驗和實測。

為了避免計算爭議，此次測試依據(jù)國家標準GB/T 19232—2003[21]規(guī)定的FCU供冷量試驗與計算方法。

風側(cè)供冷量：

Qa=Lsρ(h1-h2)

(1)

風側(cè)顯熱供冷量：

Qse=Lsρcpa(ta1-ta2)

(2)

水側(cè)供冷量：

Qw=Gwcpw(tw2-tw1)-N

(3)

式(1)～(3)中Qa為風側(cè)供冷量，kW；Ls為標準狀態(tài)下濕工況的風量，m3/s；ρ為濕空氣的密度，kg/m3；h1、h2分別為被測FCU進、出口空氣的比焓，kJ/kg；Qse為風側(cè)顯熱供冷量，kW；cpa為空氣的比定壓熱容，kJ/(kg·℃)；ta1、ta2分別為被測FCU進、出口空氣的溫度，℃；Qw為被測FCU冷水側(cè)供冷量，kW；Gw為供水量，kg/s；cpw為冷水的比定壓熱容，kJ/(kg·℃)；tw1、tw2分別為被測FCU進、出口水溫，℃；N為被測FCU輸入功率，kW。

將式(3)中冷水流量的單位kg/s按表1規(guī)定換算為kg/h?？紤]到FCU是由風機與表冷器及其他附件組裝成的空調(diào)設(shè)備[20]，故須將風機能耗，即風機瞬時輸入功率N計算在內(nèi)。

1.3 現(xiàn)有文獻對表冷器換熱特性的數(shù)學表達式研究

文獻[6]基于換熱器的研究，針對新風空調(diào)機組配置的表冷器，推導得出換熱特性的數(shù)學表達式為

(4)

式中S為修正系數(shù)，當析濕系數(shù)ξ等于設(shè)計析濕系數(shù)ξm時可取S=1；e為表冷器的特征系數(shù)。

文獻[6]推導時以算術(shù)平均溫差近似替代對數(shù)平均溫差(見式(5))，且沒有引入式(3)中的風機輸入功率N。

Q=KsFΔt

(5)

式中Ks為表冷器的傳熱系數(shù)，W/(m2·℃)；F為表冷器的換熱面積，m2；Δt為風與水之間的平均換熱溫差，℃。

需要指出的是：

1) 式(4)的研究對象為新風空調(diào)機組，而絕大部分建筑內(nèi)的新風空調(diào)機組在使用過程中的運行控制方式都是控制表冷器出風溫度ta2不變。式(4)推導過程中產(chǎn)生的a、b和c3個系數(shù)均與處理新風的表冷器進風溫度ta1和供水溫度tw1相關(guān)聯(lián)，故式(4)中S和e仍與特定工況相關(guān)(參見文獻[6])。而FCU的運行控制方式多是控制進風參數(shù)不變——標準[21]所規(guī)定的額定試驗工況參數(shù)的約束條件是進口空氣狀態(tài)不變。因此，無論從定性還是定量上說，都不能直接用新風空調(diào)機組的特性參數(shù)來完全替代FCU的特性參數(shù)。式(4)設(shè)定了3個恒定條件：空氣流量Ls、出口空氣參數(shù)(ta2、h2)和供水溫度tw1不變，應用時必須注意。

2) 忽略了表冷器因空氣流動阻力所增加的熱量(對于風機盤管來說，可以認為與其風機的輸入功率N基本相等)，實際工況得到的具體參數(shù)會產(chǎn)生差異。

文獻[17]用表冷器的換熱效率系數(shù)φ直接取代式(4)中的e，并給出了φ的計算公式。

(6)

(7)

式中 Δtc為設(shè)計工況下冷水側(cè)的溫降，℃；Δtmax為充分換熱工況下冷水側(cè)的最大可能溫降，℃。

例如，對于設(shè)計供/回水溫度為7 ℃/12 ℃，室內(nèi)設(shè)計溫度為24 ℃的處理循環(huán)風用表冷器，其換熱效率系數(shù)φ=(12 ℃-7 ℃)÷(24 ℃-7 ℃)=0.294[17]。

式(4)是一個理論推導公式，從文獻[6]中可以看出，式(4)中的e不僅與供水溫度tw1相關(guān)，還與進風溫度ta1及表冷器的p、m、n、r、s等實驗系數(shù)密切相關(guān)(反映在文獻[6]得到的a、b、c值之中)。因此，文獻[17]在直接引用式(4)表達形式的同時，簡單地用φ來取代式(4)中的e，忽視了表冷器結(jié)構(gòu)帶來的影響。式(6)、(7)帶來的結(jié)果是：在相同的設(shè)計供/回水溫度和室內(nèi)設(shè)計溫度條件下，不同規(guī)格型號及不同結(jié)構(gòu)特征的表冷器的換熱特性曲線完全相同。這顯然與式(4)的理論分析結(jié)果不一致。

2 風機盤管樣機測試與靜特性

2.1 測試樣機A

試驗樣機A為SGCR1400E30型風機盤管，廠家提供的名義工況(表1的規(guī)定條件下)性能參數(shù)為：高擋風量2 380 m3/h，冷水流量2 340 kg/h，水壓損失40 kPa，顯熱供冷量10 735 W，全熱供冷量12 935 W。經(jīng)計算可得，名義工況下的析濕系數(shù)ξm=1.20。盤管結(jié)構(gòu)參數(shù)為：換熱面積F=18.686 6 m2；排數(shù)為每行3排，共8行；水通路數(shù)為6路(6進6出)；換熱管規(guī)格為?9.52 mm×0.35 mm；迎風面尺寸為1 886 mm×200 mm。風機輸入功率為250 W，單相220 V，1.14 A。產(chǎn)品編號為019378，生產(chǎn)日期為2019年4月。

2.2 測試工況

依據(jù)表1約束FCU額定供冷量Qm的試驗工況，在供回水溫差Δtm=5.0 ℃工況下實測得出額定供水量Gm，且將此測試點定義為相對流量g=100%。

標準工況的測試遵照國家標準[21]的要求：待風與水兩側(cè)實測熱平衡偏差≤5%后，按相等時間間隔記錄空氣和水的各參數(shù)，采集5組數(shù)據(jù)，連續(xù)測量時長≥15 min。取5組記錄數(shù)據(jù)的平均值作為測量值進行計算；依照式(1)和(3)分別計算出風側(cè)供冷量Qa和水側(cè)供冷量Qw，按式(8)取兩側(cè)有效算術(shù)平均值作為機組的實測供冷量QL。

(8)

兩側(cè)供冷量平衡誤差依據(jù)式(9)計算：

(9)

2.3 測試說明

測試中，如果實測數(shù)據(jù)與廠家技術(shù)參數(shù)矛盾，則以實測數(shù)據(jù)為準。同時，在原則上遵守國家標準[21]規(guī)定的基礎(chǔ)上，對下列3種試驗工況作特別的處理：

1) 變流量調(diào)節(jié)時，記錄被測樣機A的供、回水溫度(tw1、tw2)，求得供回水溫差Δtw，取5組Δtw的平均值作為測量值。

2) 實測發(fā)現(xiàn)，隨著冷水流量的減小，被測樣機A風與水之間熱平衡所需時間越來越長。在相對流量g=7.61%時，冷水側(cè)回水溫度tw2出現(xiàn)長時間不能穩(wěn)定的現(xiàn)象，且持續(xù)時間>2 h。由于風與水兩側(cè)熱平衡計算誤差超出標準規(guī)定偏差(≤5%)，因此，以實測數(shù)據(jù)的算術(shù)平均值作為測量值。

3) 調(diào)節(jié)閥關(guān)斷后實測流量Gw=0，依據(jù)式(3)計算其結(jié)果為Qw=-N，且實測值QL不能再按式(8)計算。故在Gw=0時，依照式(1)計算風側(cè)供冷量Qa，作為機組的供冷量(QL=Qa)。

為方便討論，本文定義相對流量g>100%為大流量，g<100%為小流量，將Δtw>Δtm(5 ℃)視為大溫差，反之為小溫差。

2.4 測試數(shù)據(jù)

試驗樣機A在額定試驗工況下的測試數(shù)據(jù)(節(jié)錄)如表2所示。

表2 試驗樣機A測試數(shù)據(jù)(節(jié)錄)

2.5 標準工況下的靜特性曲線

依據(jù)表2測試數(shù)據(jù)得出試驗樣機A的標準靜特性曲線，如圖1所示。

注：相對顯熱量和相對潛熱量都是與國家標準試驗工況下的總除熱量Qm的比值。

依據(jù)表2測試數(shù)據(jù)，采用三次多項式擬合，可以得出試驗樣機A的標準靜特性q=f(g)表達式，如式(10)所示，擬合曲線如圖2所示，與實測值最大擬合偏差約為-4.18%。

q=0.000 05g3-0.017 5g2+2.135g+10.584

(10)

圖2 試驗樣機A換熱特性q=f(g)擬合曲線

盡管式(10)對于目前的測試數(shù)據(jù)點有比較精確的表達，但從數(shù)學原理來分析，當一階導數(shù)等于0時，三次多項式出現(xiàn)極值點；二階導數(shù)等于0時出現(xiàn)“拐點”，即：在圖2中，隨著相對流量的增大，在拐點處曲線會發(fā)生掉頭向下的情況——流量進一步加大時，制冷量不但不增加，反而降低，這顯然不符合傳熱學的基本原理。因此，采用三次多項式擬合表冷器換熱特性的數(shù)學建模思維值得商榷。但式(4)所表征的曲線，從定性上看與傳熱學基本原理是相似的。因此本文以下的分析仍以式(4)為基礎(chǔ)。

如上所述，與文獻[6]所討論的新風空調(diào)機組的表冷器不同的是：對于FCU這類循環(huán)風冷卻用表冷器，其實際使用方式是進風參數(shù)保持不變(例如：控制室溫不變)，出風參數(shù)由標準工況下的最大供冷能力決定。這一特點說明：FCU的最大析濕系數(shù)ξm也是恒定的。因此，在q、g均為100%時，ξ=ξm。根據(jù)文獻[6]的推導過程可以看出，對于特定標準工況下的FCU，當其換熱特性采用式(4)的形式表示時，其S=1而不是變量(文獻[6]中對處理循環(huán)風用表冷器的特性曲線的描述值得商榷)。對表2數(shù)據(jù)按照式(4)的表達形式進行計算后，得出特征系數(shù)e=0.276 161(S=1)。由此得到，實測FCU的特性關(guān)系見式(11)，換熱特性q=f(g)計算曲線如圖3所示。式(11)計算值與實測數(shù)值各點之間的最大相對偏差為10.64%。

(11)

圖3 試驗樣機A換熱特性q=f(g)計算曲線

2.6 對“非標”工況分析

上述試驗和理論分析所得到的FCU的靜特性，都是以標準工況為基礎(chǔ)得出的。對于其他試驗工況條件下獲得的FCU換熱特性，例如具體工程中以設(shè)計工況條件為最大需求的FCU性能參數(shù)(設(shè)計供冷量Qs、設(shè)計供水量Gs)，可將其稱為工程設(shè)計參數(shù)。顯然，工程設(shè)計參數(shù)與標準工況[21]所定義的Qm和Gm，在物理概念上存在一定的差別。究其原因是由FCU風側(cè)與水側(cè)換熱溫差推動力大小不同所引起的，故本文采用了不同的下標加以區(qū)分。

無論從實測還是理論上都可以證明：如果表1中前3個工況參數(shù)中的任何一個發(fā)生變化，都將導致式(11)的特征參數(shù)發(fā)生變化。例如，假定采用工程設(shè)計中常用的室內(nèi)設(shè)計參數(shù)(干球溫度26 ℃、濕球溫度18.5 ℃、冷水供水溫度7 ℃、供回水溫差5 ℃)作為FCU冷量選擇的“100%負荷工況”，那么其靜特性q=f(g)將與樣機A的測試結(jié)果及圖3有明顯的差異。

文獻[5]給出了某表冷器在供水溫度tw1=7.2 ℃，供回水溫差Δtw=5.6 ℃，進風干球溫度27 ℃、濕球溫度19 ℃工況下的換熱特性曲線(見圖4a)，并認為：當相對流量g超過設(shè)計值(100%)后，表冷器吸收的潛熱量繼續(xù)增加，吸收的顯熱量將趨于不變。進而得出：在供/回水溫度為7 ℃/12 ℃的系統(tǒng)中，當g=50%、q=75%時，回水溫度tw2=14.5 ℃；在室內(nèi)溫度23 ℃、相對濕度60%時，露點溫度約為16.8 ℃；由于表冷器換熱溫差的減小，其除濕能力約降低14%。由于文獻[5]是針對2種不同的工況(前者為供/回水溫度7.2 ℃/12.8 ℃，進風干/濕球溫度27 ℃/19 ℃；后者為供/回水溫度7 ℃/12 ℃，室內(nèi)溫度23 ℃、相對濕度60%)進行的討論，而其結(jié)論則是通過同一條換熱特性曲線分析得到的。顯然最后所得到的數(shù)據(jù)，忽視了不同工況對換熱特性q=f(g)的影響。將圖4a直接用于不同“100%負荷工況”的分析，存在較大的誤差。

圖4 文獻研究表冷器換熱特性曲線

文獻[8]給出了某表冷器在進風溫度ta1=24 ℃，供水溫度tw1=6 ℃，回水溫度tw2=12～24 ℃，出風溫度ta2=16～24 ℃條件下的換熱特性曲線(見圖4b)。比較圖1和圖4b，可以看出2條曲線在數(shù)值上的差異，試驗并未出現(xiàn)tw2=ta2(24 ℃)的現(xiàn)象，也證明了本文前面提到的不同“100%負荷工況”下的靜特性q=f(g)存在差異的分析結(jié)論。

因此，需要再次強調(diào)：100%負荷所定義的工況不同時，測試獲得的換熱特性曲線也不同。將不同工況下得到的供冷量，都稱為“非滿負荷或部分負荷”，并與“標準工況”混用得到FCU靜特性曲線，是不科學，也不合理的。

3 辨析與討論

3.1 表冷器與加熱器換熱特性的區(qū)別

ASHRAE手冊2016年版第13章第2.7節(jié)指出，可供設(shè)計師選擇的表冷器供水溫度的自由度較小，因為能夠同時滿足表冷器足夠的除濕量和避免凍結(jié)的供水溫度范圍有限[22]。盤管供冷工況下的換熱特性與供熱工況(例如水-空氣加熱盤管)下的換熱特性盡管在定性表達方式上相類似，但在本質(zhì)上存在明顯的區(qū)別——表冷器的特征表現(xiàn)為總供冷量=顯熱量+潛熱量，而加熱器僅僅為顯熱換熱。文獻[22]展示了熱水加熱盤管和表冷器換熱特性曲線之間的區(qū)別，如圖5、6所示。

圖5 典型熱水換熱器換熱特性

圖6 一般表冷器換熱特性

國家標準對表冷器額定供冷量的定義為機組在規(guī)定的試驗工況下的總除熱量，即顯熱量和潛熱量之和；額定供熱量則是機組在規(guī)定的試驗工況下供給的總顯熱量[21,23]。2020年7月開始實施的GB/T 19232—2019《風機盤管機組》對額定供冷量的定義為：在標準規(guī)定的試驗工況下，機組測得的總供冷量，即顯熱量和潛熱量之和[24]。從圖1試驗樣機A的換熱特性曲線可以看出，小流量工況下(g≤20.90%)的潛熱量趨于平坦，其非線性特征并沒有顯熱量或總除熱量那么明顯。其換熱特性曲線與圖4和圖6描述的表冷器換熱特性之間存在顯著差異。

3.2 結(jié)構(gòu)特征對換熱特性的影響

FCU的結(jié)構(gòu)特征，例如換熱管的管材、管徑和壁厚，肋片的材質(zhì)、片型、長度和高度，盤管的排數(shù)、排距、孔數(shù)和孔距，迎風斷面尺寸，換熱面積及加工工藝等，都會導致FCU熱工特性的差異。在標準試驗工況下，對于不同的FCU(甚至同系列的不同規(guī)格)，所得到的換熱特性q=f(g)曲線均存在一定的差異。

文獻[14]給出了依據(jù)GB/T 14294—1993《組合式空調(diào)機組》得到的空調(diào)機組試驗樣機B(換熱面積67.54 m2)的測試數(shù)據(jù)，如表3所示。

依據(jù)表3測試數(shù)據(jù)，擬合得出試驗樣機B的特征系數(shù)e=0.450 345 3，其靜特性表達式如式(12)所示，特性曲線如圖7中虛線所示。為了對比，將式(11)的特性曲線也同時表達在圖7中(實線所示)。

表3 空調(diào)機組試驗樣機B的測試數(shù)據(jù)(節(jié)錄)[14]

(12)

圖7 試驗樣機A、B的計算特性曲線對比

由此可以看出，不同空調(diào)設(shè)備的靜特性也是不同的，無法用一條曲線描述一個實際系統(tǒng)中所采用的所有空調(diào)設(shè)備的換熱特性。

3.3 進口空氣狀態(tài)對換熱特性的影響

如圖1所示，在小流量(g<100%)條件下，F(xiàn)CU實際冷水溫差Δtw均大于設(shè)計工況的溫差Δtm(5 ℃)，這說明：在FCU采用連續(xù)變水量(室內(nèi)恒溫)控制方式的條件下，部分負荷時FCU應始終運行在小流量大溫差工況，不會出現(xiàn)小溫差(Δtw<Δtm)現(xiàn)象。但是，末端小溫差運行現(xiàn)象在實際項目中又確實時有發(fā)生。為什么理論研究結(jié)論與工程實踐現(xiàn)象相悖呢？究其原因，是因為式(4)中的特征系數(shù)e只是某個具體的表冷器在某一確定工況的值。即使是在供水溫度tw1相同的條件下，由于進口空氣狀態(tài)不同(即所控制的室溫不同)，使得風側(cè)與水側(cè)換熱溫差Δt不同，相同冷水流量實際所吸取的熱量并不相等。因此，實際工程中不同進口空氣狀態(tài)工況下，風側(cè)與水側(cè)換熱溫差推動力的差異是造成表冷器不同換熱特性參數(shù)的根本原因。

以回風控制的FCU為例，GB 50736—2012《民用建筑供暖通風與空氣調(diào)節(jié)設(shè)計規(guī)范》[25]第3.0.2條對Ⅰ級空調(diào)房間參數(shù)的規(guī)定為：溫度24～26 ℃、相對濕度40%～60%、風速≤0.25 m/s。只要FCU進口空氣狀態(tài)不同，就會有不同的q=f(g)曲線，并非一條特定的q=f(g)曲線——24 ℃與26 ℃的不同進風工況，q=f(g)曲線不同。例如，若進口空氣干球溫度由27 ℃降低為25 ℃，那么，即便是維持Gm=2 564 kg/h(g=100%)、tw1=7 ℃不變，因?qū)嶋H傳熱溫差Δt減小，F(xiàn)CU樣機A也無法實現(xiàn)QL=14 367 W(q=100%)的出力。由于吸收熱量的不足，小溫差現(xiàn)象也就難以避免了。

同理，處理新風的標準進口空氣狀態(tài)(干球溫度35 ℃、濕球溫度28 ℃)[23]與處理回風(干球溫度27 ℃、濕球溫度19.5 ℃)[21]不同，在相同的tw1=7 ℃條件下，分別具有不同的換熱特性曲線q=f(g)。

由于國家標準[21]規(guī)定了FCU標準工況的進口空氣狀態(tài)，在變流量測試中，無論流量如何變化，進口空氣狀態(tài)和供水溫度始終保持標準工況，在非標準進口空氣狀態(tài)工況下，F(xiàn)CU供冷量與流量之間的關(guān)系不能再用標準工況下的特定性能曲線描述。因此，標準進口空氣狀態(tài)和供水溫度并不是設(shè)計師確定FCU 100%負荷時的選型依據(jù)。當實際工程的設(shè)計工況不同于國家標準[24]規(guī)定的標準工況時，若仍然依據(jù)標準[21,24]來選擇FCU的供冷量和進行換熱特性分析，顯然是不合理的。例如，若將試驗樣機A應用到實際使用要求溫度為25 ℃的房間，由于風與水兩側(cè)換熱溫差Δt減小，即便供水溫度保持7 ℃，以25 ℃為100%負荷的計算基準時，其q=f(g)曲線將低于圖3中的曲線——同樣的相對流量g，不可能達到與圖3相同的相對供冷量q。顯然，國家標準工況并不能作為具體工程設(shè)計中選擇FCU和分析其換熱特性的唯一依據(jù)。

3.4 管內(nèi)水流速對換熱特性的影響

文獻[14]通過測試數(shù)據(jù)(表3)和擬合三次多項式得到了AHU傳熱系數(shù)Ks與水流速ω的關(guān)系曲線，如圖8所示。

圖8 Ks與ω的關(guān)系曲線[14]

然而，根據(jù)傳熱學基本原理，由于傳熱系數(shù)Ks隨冷水流速ω增大而增大，因此AHU的全熱供冷量應隨ω的增大而單調(diào)遞增。文獻[15]的試驗結(jié)果顯示，冷水流速的提高使得表冷器表面平均溫度降低，潛熱供冷量增加速度大于顯熱供冷量增加速度，從而使得顯熱與全熱供冷量的比值隨流速ω的增大而減小。因此，與對圖2的分析一樣，圖8中采用三次多項式擬合表冷器靜特性時存在機理性謬誤。因為隨著冷水流速ω的持續(xù)增大，換熱量的增速逐漸降低，增量減少且趨向于零，傳熱系數(shù)Ks并不會出現(xiàn)圖8所示的拐點。

文獻[26]認為，“由于層流過程中各流層之間沒有混合地同向流動，在這種狀態(tài)下幾乎沒有傳熱現(xiàn)象發(fā)生，則流出換熱設(shè)備的水溫與流入的水溫完全相同”。但是，本文介紹的測試過程中，只要FCU供冷，就始終未出現(xiàn)tw2=tw1的現(xiàn)象。在標準工況條件下，當試驗樣機A的相對流量g<28.28%(q=59.50%)時，換熱管內(nèi)流速小于0.55 m/s，雷諾數(shù)趨近3 200，冷水流態(tài)視為進入過渡狀態(tài)；當g<20.90%(q=49.61%)時，換熱管內(nèi)流速小于0.41 m/s，雷諾數(shù)趨近2 320，冷水流態(tài)進入層流狀態(tài)，但回水溫度tw2依然伴隨流量的降低而升高。從圖1可以看出，管內(nèi)冷水流態(tài)的變化對FCU換熱特性q=f(g)和供回水溫差Δtw的影響，依然是顯而易見的，低流量(相對流量g值較小)時更為明顯。

4 結(jié)論

1) FCU換熱特性q=f(g)是在確定的進風工況參數(shù)條件下獲得的既有FCU相對輸出變量q與輸入變量g之間的函數(shù)關(guān)系，同一臺FCU在不同試驗工況下表現(xiàn)出來的靜特性q=f(g)并不相同。本文按照國家標準工況條件下獲得的FCU靜特性q=f(g)可定義為其標準靜特性；在其他非標工況(例如設(shè)計工況)下試驗得到的FCU靜特性q=f(g)均可視為該FCU的非標準靜特性，其描述的是FCU在特定的非標工況條件下的熱工性能。

2) 不同的FCU，由于結(jié)構(gòu)參數(shù)的不同，在相同的進風工況和供水溫度下具有不同的q=f(g)換熱特性。

3) 由于實際工程的使用和控制方式不同，不能用新風空調(diào)機組表冷器靜特性的研究成果直接替代FCU的靜特性。在研究表冷器換熱特性時，也不能簡單地直接套用從加熱器研究中獲得的成果和結(jié)論，更不能直接套用其熱工況下的計算公式。

4) 不同進口空氣狀態(tài)條件下，因風與水兩側(cè)換熱溫差Δt的變化對FCU樣機q=f(g)換熱特性和回水溫度tw2的影響分析，尚有待后續(xù)試驗數(shù)據(jù)的支持和研究。

5) 測試之前，由于對FCU風與水兩側(cè)熱傳遞惰性的認識不足，未將變流量條件下風與水兩側(cè)滿足熱平衡條件(偏差≤5%)所需要的時間列入測試觀察與記錄項目，為FCU樣機換熱特性和流動特性的測試及后續(xù)的分析研究留下遺憾，可作為前車之鑒。

5 致謝

《暖通空調(diào)》雜志社劉承軍社長為FCU樣機A的試驗做了許多工作，清華大學建筑節(jié)能研究中心魏慶芃老師為本文提供了測試數(shù)據(jù)，江西科技師范大學董哲生老師幫助完成了測試數(shù)據(jù)的擬合和熱工性能計算分析，博力謀自控設(shè)備(上海)有限公司王枬先生和上海新晃空調(diào)設(shè)備股份有限公司許駿先生提供了試驗樣機和技術(shù)服務，在此一并表示感謝。