茆海霞（上海新晃空调设备股份有限公司，上海 201601）

随着我国城市化进程的发展，公共建筑的规模和数量不断增加，建筑能耗不断上升。在各类建筑物中，中央空调系统是现代建筑技术的重要标志之一，是现代建筑创造舒适、高效的工作和生活环境不可缺少的重要设施。中央空调系统是建筑中能耗最大的设备，在给人们带来舒适的内部环境的同时，也造成了巨大的能源消耗，大大增加了建筑物的运营成本，也导致能源供需矛盾加剧，建筑节能的要求迫在眉睫。建筑节能是指在建筑物的设计、建造和使用过程中，执行建筑节能的标准和政策，使用节能型的建材、器具和产品，提高建筑物的保温隔热性能和气密性能，提高暖通、空调系统的运行效率，以减少能源消耗。

北京某项目采用玻璃幕墙外饰，沿玻璃幕墙外区空调为实现保持室内温度舒适、防幕墙内侧凝露、节能运行等功能，设计配置幕墙窗台式风机盘管（Fan-Coil Unit，FCU） ，四管制热交换器，根据朝向差别同时制冷或采暖。该散流装置热交换器介质是水，为系统节能考虑，制冷运行时供回水采用中温水系统，制冷运行进/出水 14.9 ℃/19.9 ℃，制热运行进/出水 55.0 ℃/45.0 ℃。室内空间温度控制在干球温度 24.0 ℃，相对湿度 50% 状态。

为配合建筑装饰要求，本项目定制 FCU 为窗台饰板框架、立式安装风机盘管一体机形式，饰板施工另由专业装饰单位承担。限制机组厚度 ≤ 200 mm，高度 ＜ 650 mm；下回风、顶出风。以满足玻璃幕墙室内侧装饰整体视觉美观。

根据项目要求，结合长期非标 FCU 定制经验，分析该项目技术交底相关设备资料和系统设计说明，找出与传统立式暗装 FCU 产品的差异难点，研制玻璃幕墙窗台式风机盘管一体机款式。在此过程中，先后在机组热交换器选型、风机规格、电机驱动及调节形式等方面进行了非标选型、研制、测试、调适实践。

1 项目的技术要求及设计难点

1.1 项目技术参数要求

项目技术参数要求如表 1 所示。

表1 项目要求技术参数表

1.2 项目设计要点及难点

1.2.1 较低的能耗设计要求产品中档风量 940 m3/h，类比 GB/T 19232—2003《风机盘管机组》第 5.1.5、5.1.2.c 条款，参照型号FP 136，国标基本功率限值 151 W。本项目要求机组能耗为108 W，以满足项目整体为节能建筑、机电设备为节能产品的评定标准，达到节能减排目的。

1.2.2 较高的换热量

由于本项目为提升冷源侧主机运行能效比（Coefficient Of Performance， COP ）值，经二次板交对幕墙窗台式 FCU提供中温冷冻供回水，设计进风 24.0 ℃/17.1 ℃，对应相对湿度为 50%，设计工况下最大热交换量为 1.822 kW，满足设计要求的 1.600 kW ，但是因为设计要求机组厚度限值 200 mm，3 排管标准机组厚度 230 mm，所以不适用。而较薄2 排管设计工况下最大热交换量仅为 1.502 kW，达不到设计要求，因此如何在厚度限制前提下，提高现有盘管的换热能力，是产品研制过程中有关热交换器面临的主要问题。

1.2.3 较小的外形尺寸

超薄紧凑的外形尺寸限制，不仅增加了框架部分的加工难度，并且设备厚度变小，意味着热交换器的宽度变小、风机涡壳规格变小，机组内气流组织和均匀度、盘管的有效换热面积都因之发生改变，势必会影响盘管的换热量。因此，在研发设计中须采取有效措施增大盘管的换热系数。

1.2.4 制热量

在制热工况下，水温条件较好，制冷如符合要求制热基本也符合要求，故此不赘述。

2 产品研制过程和方案

上述所提到的设计要点和难点中，对能耗限值问题设想通过优化驱动电机与控制方式来解决，并在直流电机的选择中作详述。热交换能力缺陷拟通过优化盘管形式、提高传热系数加以对应。在盘管热交换性能、电机适用优化基础上，兼顾盘管成型工艺、适配风机规格的调整，以达成机组整体构造紧凑超薄的目标。

2.1 选用定制的直流电机

本次研制高效节能窗台风机盘管的电机是专业定制的恒功率直流电机（C.T.电机），采用整体环形永磁转子＋无霍尔传感器＋矢量控制技术，提高工作效率。对比相同性能高品质单相交流电机，分级挡位平均节能 ＞30%。

2.1.1 永磁转子

电机转子以永磁体为材料，相比励磁交流异步电机有以下优点。

（1）C.T. 电机采用整体环形永磁转子，即励磁来源于永磁体，不像交流异步电机那样需要从电网吸取励磁电流，所以大大降低了电磁噪声。

（2）由于转子中无交变磁通，转子上既无铜耗又无铁耗，所以效率比同容量交流异步电动机高（一般来说，永磁转子电机的力能指数即ηcosθ比同容量三相交流异步电机高12%～20%）。能耗降低的同时也降低了运行噪声。

（3）没有励磁电流来产生磁场而导致的励磁损耗（铜耗）。

（4）无刷结构配置，去除了电刷与集电环之间的接触损耗，包括接触部分的电损耗和机械损耗。

2.1.2 无霍尔传感器

常规电机配置的霍尔传感器不能耐高温，怕静电，接错线会损坏，且霍尔元件安装工艺复杂，一旦损坏后电机就不能继续使用。恒功率直流电机（C.T. 电机）因采用磁场导向控制（Field-oriented Control，FOC），替代霍尔传感器并同时消除了电机运行中的一大隐患。

2.1.3 矢量控制技术

此次采用直流电机应用技术中的磁场导向控制（FOC）。由于处理时将三相输出电流及电压以矢量来表示，因此又称为矢量控制（Vector Control）。

FOC 矢量控制是一种利用变频器（Variable-frequency Drive，VFD）技术和微电子技术控制的三相交流电机（A.C.电机）的方法。

C.T. 电机运行时，测量电流，然后将其转换到与电机的转子一起旋转的坐标系内。为了完成这种转换，必须直接测量（通过实际的速度传感器）转速和通过无传感器法检测转子位置。更好的动态响应（例如加载速度控制方面的变化）、更准确的机械扭矩调节和更安静的操作，都也是通过矢量控制，使得电机能够达到恒功率输出、智能风量补偿、保持制冷制热状态下充分的风量输出，并持续稳定盘管的传热能力。

2.2 逆流式盘管选型分析

FCU 热交换器（等同称谓：FCU 盘管）水侧径流一般由进水分流器、与翅片涨接的主管、出水汇流器组成。顺气流水平面铜管支数称为排数(或列数)，垂直面铜管支数称为行数(或孔数)，同样排数和行数的热交换器由于分流器和汇流器的形式不同，同等主管数量的盘管，其主管内可以形成不同的流速、水阻力，从而影响到盘管的热交换性能。这类分流器和汇流器的接驳形式，称为 FCU 盘管的流程（或者叫“回路”）。当盘管的冷冻水进出方向与气流方向一致时，称之为顺流盘管；当盘管的冷冻水进出方向与气流方向相反时，称之为逆流盘管。为提高 FCU 盘管热交换性能，首先对盘管的顺流、逆流状态进行理论分析，如图 1 所示。

图1 冷、热流体温度变化曲线

本项产品研制热交换目标参数为：制冷量 1.6 kW，由式（1）和式（2）计算结果可知，如须达到目标制冷量，出风温度必须低于 18.94 ℃。按设计工况—制冷运行进/出水 14.9 ℃/19.9 ℃、进风 24 ℃/17.1 ℃，计算出风工况点应为 18.9 ℃/15.3 ℃，即出风干球温度低于出水水温，即图 3（a）中ta2应在tw2之下，显然采用顺流盘管无法达成研制目的。

由图 3（b）可知，逆流状态下，具备ta2低于tw2的运行趋势，本项研制应选取逆流式热交换器流程。从传热学基本原理来说，对流传热为工程目的求解导热与对流传热问题的实质都是要获得物体中的温度场，图 3（b）中 Δt＂的增大正是逆流热交换温度场优化的结果。

2.3 盘管的尺寸和冷热水流程

经风机盘管选型软件选型，风量 940 m3/h，盘管高度210 mm 前提下，合理面风速配置，定盘管的有效宽度EL为 1 686 mm。 盘管尺寸和冷热水流程图如图 2 所示。

图2 盘管尺寸和冷热水流程图

2.4 主管规格的优化配置

本次研制过程中，为提高盘管的传热系数，并有效缩减构件外形，对铜质光滑主管规格进行了优化选择。业内普遍认为管槽内强制对流强化传热技术可以通过改变光滑管的几何结构来实现；对于光滑管，减小管子的直径本身也是一种有效的强化手段；无论层流还是湍流，对流传热系数都与管子直径呈某种反比例关系。由此，在额定制冷量对应冷冻水流量前提下，对比外径 9.52 mm、7.92 mm、6.52 mm 3 个规格产品的计算流速、流态 Re 值、水阻，在设计限制水阻≤20 kPa 的条件下，主管规格定型为 7.92 mm(≈φ7)。通过铜管与翅片紧箍圈的“等圆周”计算，确保铜管铝箔间有效导热。结合薄型尺寸，调配盘管厚度、高度和翅片密度，使翅片与空气的有效对流换热面积与选型模型同质换热相等或略增大，由此来确保盘管整体热交换性能的实现。

2.5 研制定型的理论计算复核

上述研制选型和优化调配，根据表 1 中规定的制冷工况进出水温度为 14.9 ℃/19.9 ℃，进风干/湿球温度 24.0℃/17.1 ℃，按目标制冷量进行的出风干球温度、水流量、对数平均温差、制冷量的理论复核计算如下所述。

2.5.1 理论的出风干球温度

风侧换热量公式表示如式（1）所示。

式中：qs—全热换热量，此处等于显热换热量， kW；

qse—显热换热量，项目设计制冷冷量为 1.6 kW；

Cpa—空气的定压比热，1.005 kJ/(kg·K)；

ρa—湿空气空气密度，1.205 kg/m³；

Qa—风量，940 m³/h；

ta1—盘管进风温度，ta1=24.0 ℃；

ta2—盘管出风温度。

ta2可由式（1）推导出，如式（2）所示。

理论出风干球温度ta2=18.94 ℃。

2.5.2 理论水流量

水侧换热量公式表示为式（3）所示。

式中：qw—水侧换热量，1.6 kW；

Qw—水流量，m³/h；

ρw—水密度，1000 kg/m³；

Cpw—水的定压比热，4.185 kJ/(kg·k)；

tw1、tw2—被试机进、出水温度，tw1=14.9 ℃、tw2=19.9 ℃；

N—被试机输入功率，0.055 kW。

由式（3）推导出式（4）。

经计算，理论水流量Qw=0.285 m³/h

2.5.3 逆流程对数平均温度

图 3 中，ta1为进风干球温度，ta2为出风干球温度，tw1进水温度，tw2出水温度。

由已知条件可知：Δt'=ta1－tw2=24－19.9=4.10 ℃，Δt"=ta2－tw1=18.94－14.9=4.04 ℃

由上可知 Δt'和 Δt"中较大的为 Δtmax=Δt'=4.10 ℃，其中较小的为 Δtmin=Δt"=4.07 ℃

对数平均温度计算公式如式（5）所示。

经计算得，Δtm=4.07 ℃，即窗台一体机的理论对数平均温度为 4.07 ℃。

2.5.4 理论制冷量

在热交换器外形尺寸相同的情况下，通过主管管径的调配，对比传统 8 行 3 排的φ9.52 的铜管和优化选用的 10 行3 排φ7 铜管的理论制冷量。计算结果如表 2 所示。

表2 理论制冷量计算结果

由表 2 可知，盘管尺寸和翅片尺寸相同情况下的两种盘管，φ7 铜管比φ9.52 铜管的换热系数更大，制冷量也更大。φ7 盘管的理论制冷量为 1 675 W，项目要求的制冷量为 1 600 W，可以满足项目要求。φ7 的盘管的理论制热量为 5 079 W，项目要求的制冷量为 4 200 W，也可以满足项目要求。

3 新产品测试

3.1 风 量

基于工程实际运行冷冻水进出水温的变化可能性，将进出水温度适当降低为 12.5℃/17.5 ℃，进行干湿工况条件下实际运行风量测定，测定结果如表 3 所示。由表 3 可以看出，无论是干工况还是湿工况，在直流电机输入功率减小至54 W 的情况下，运行风量为 1 005.9 m3/h 和 996.2 m3/h，都达到了项目要求的风量 940 m3/h。

表3 幕墙窗台式风机盘管风量测试数据

3.2 制冷量

幕墙窗台式风机盘管制冷量测试数据如表 4 所示。由表4 可以看出，在设计制冷工况下，研制样机换热量为 1 617 W，比理论换热量稍低，但是满足项目要求的制冷量 1 600 W。

表4 幕墙窗台式风机盘管制冷量测试数据

由表 2 可知，制热工况下的换热系数极高，而且理论计算换热量的时候热量超出了项目要求的 21%，只要冷量能够达到要求，热量也一定能达到要求。

4 结 语

本机组具有节能高效、美观、低噪、舒适、健康等优点。

（1）节能高效。① 直流电机相较于交流电机更加节能。② 幕墙窗台式风机盘管的电机控制采用矢量控制，让风量可以智能调节，保证风机的输出风量，更加高效。③ 逆流式热交换器配置，可相对节约盘管空间，用较小的外形获得相对大的热交换量。④ 优化φ7 铜管，铜管的金属用量减小，但适配前提下盘管的传热系数和换热量却增加了。当然过分缩小管径也会导致水阻的急剧增大，应注意避免。

（2）美观、低噪、舒适、健康。① 研制产品暗装装配，与室内装饰无缝融合，彰显内饰品质。② 机组低噪声运行，实测噪声 ＜40 dB(A)，舒适安静。③ 出风温度 19 ℃，既有利于全系统高能效运行，服务区域的热舒适度也更好。④ 无潜热，不产生凝结水，减少细菌等隐患，有利于室内环境卫生、人员健康。