幕墻窗臺式風機盤管研制要點

茆海霞（上海新晃空調設備股份有限公司，上海 201601）

隨著我國城市化進程的發展，公共建筑的規模和數量不斷增加，建筑能耗不斷上升。在各類建筑物中，中央空調系統是現代建筑技術的重要標志之一，是現代建筑創造舒適、高效的工作和生活環境不可缺少的重要設施。中央空調系統是建筑中能耗最大的設備，在給人們帶來舒適的內部環境的同時，也造成了巨大的能源消耗，大大增加了建筑物的運營成本，也導致能源供需矛盾加劇，建筑節能的要求迫在眉睫。建筑節能是指在建筑物的設計、建造和使用過程中，執行建筑節能的標準和政策，使用節能型的建材、器具和產品，提高建筑物的保溫隔熱性能和氣密性能，提高暖通、空調系統的運行效率，以減少能源消耗。

北京某項目采用玻璃幕墻外飾，沿玻璃幕墻外區空調為實現保持室內溫度舒適、防幕墻內側凝露、節能運行等功能，設計配置幕墻窗臺式風機盤管（Fan-Coil Unit，FCU） ，四管制熱交換器，根據朝向差別同時制冷或采暖。該散流裝置熱交換器介質是水，為系統節能考慮，制冷運行時供回水采用中溫水系統，制冷運行進/出水 14.9 ℃/19.9 ℃，制熱運行進/出水 55.0 ℃/45.0 ℃。室內空間溫度控制在干球溫度 24.0 ℃，相對濕度 50% 狀態。

為配合建筑裝飾要求，本項目定制 FCU 為窗臺飾板框架、立式安裝風機盤管一體機形式，飾板施工另由專業裝飾單位承擔。限制機組厚度 ≤ 200 mm，高度 ＜ 650 mm；下回風、頂出風。以滿足玻璃幕墻室內側裝飾整體視覺美觀。

根據項目要求，結合長期非標 FCU 定制經驗，分析該項目技術交底相關設備資料和系統設計說明，找出與傳統立式暗裝 FCU 產品的差異難點，研制玻璃幕墻窗臺式風機盤管一體機款式。在此過程中，先后在機組熱交換器選型、風機規格、電機驅動及調節形式等方面進行了非標選型、研制、測試、調適實踐。

1 項目的技術要求及設計難點

1.1 項目技術參數要求

項目技術參數要求如表 1 所示。

表1 項目要求技術參數表

1.2 項目設計要點及難點

1.2.1 較低的能耗設計要求產品中檔風量 940 m3/h，類比 GB/T 19232—2003《風機盤管機組》第 5.1.5、5.1.2.c 條款，參照型號FP 136，國標基本功率限值 151 W。本項目要求機組能耗為108 W，以滿足項目整體為節能建筑、機電設備為節能產品的評定標準，達到節能減排目的。

1.2.2 較高的換熱量

由于本項目為提升冷源側主機運行能效比（Coefficient Of Performance， COP ）值，經二次板交對幕墻窗臺式 FCU提供中溫冷凍供回水，設計進風 24.0 ℃/17.1 ℃，對應相對濕度為 50%，設計工況下最大熱交換量為 1.822 kW，滿足設計要求的 1.600 kW ，但是因為設計要求機組厚度限值 200 mm，3 排管標準機組厚度 230 mm，所以不適用。而較薄2 排管設計工況下最大熱交換量僅為 1.502 kW，達不到設計要求，因此如何在厚度限制前提下，提高現有盤管的換熱能力，是產品研制過程中有關熱交換器面臨的主要問題。

1.2.3 較小的外形尺寸

超薄緊湊的外形尺寸限制，不僅增加了框架部分的加工難度，并且設備厚度變小，意味著熱交換器的寬度變小、風機渦殼規格變小，機組內氣流組織和均勻度、盤管的有效換熱面積都因之發生改變，勢必會影響盤管的換熱量。因此，在研發設計中須采取有效措施增大盤管的換熱系數。

1.2.4 制熱量

在制熱工況下，水溫條件較好，制冷如符合要求制熱基本也符合要求，故此不贅述。

2 產品研制過程和方案

上述所提到的設計要點和難點中，對能耗限值問題設想通過優化驅動電機與控制方式來解決，并在直流電機的選擇中作詳述。熱交換能力缺陷擬通過優化盤管形式、提高傳熱系數加以對應。在盤管熱交換性能、電機適用優化基礎上，兼顧盤管成型工藝、適配風機規格的調整，以達成機組整體構造緊湊超薄的目標。

2.1 選用定制的直流電機

本次研制高效節能窗臺風機盤管的電機是專業定制的恒功率直流電機（C.T.電機），采用整體環形永磁轉子＋無霍爾傳感器＋矢量控制技術，提高工作效率。對比相同性能高品質單相交流電機，分級擋位平均節能 ＞30%。

2.1.1 永磁轉子

電機轉子以永磁體為材料，相比勵磁交流異步電機有以下優點。

（1）C.T. 電機采用整體環形永磁轉子，即勵磁來源于永磁體，不像交流異步電機那樣需要從電網吸取勵磁電流，所以大大降低了電磁噪聲。

（2）由于轉子中無交變磁通，轉子上既無銅耗又無鐵耗，所以效率比同容量交流異步電動機高（一般來說，永磁轉子電機的力能指數即ηcosθ比同容量三相交流異步電機高12%～20%）。能耗降低的同時也降低了運行噪聲。

（3）沒有勵磁電流來產生磁場而導致的勵磁損耗（銅耗）。

（4）無刷結構配置，去除了電刷與集電環之間的接觸損耗，包括接觸部分的電損耗和機械損耗。

2.1.2 無霍爾傳感器

常規電機配置的霍爾傳感器不能耐高溫，怕靜電，接錯線會損壞，且霍爾元件安裝工藝復雜，一旦損壞后電機就不能繼續使用。恒功率直流電機（C.T. 電機）因采用磁場導向控制（Field-oriented Control，FOC），替代霍爾傳感器并同時消除了電機運行中的一大隱患。

2.1.3 矢量控制技術

此次采用直流電機應用技術中的磁場導向控制（FOC）。由于處理時將三相輸出電流及電壓以矢量來表示，因此又稱為矢量控制（Vector Control）。

FOC 矢量控制是一種利用變頻器（Variable-frequency Drive，VFD）技術和微電子技術控制的三相交流電機（A.C.電機）的方法。

C.T. 電機運行時，測量電流，然后將其轉換到與電機的轉子一起旋轉的坐標系內。為了完成這種轉換，必須直接測量（通過實際的速度傳感器）轉速和通過無傳感器法檢測轉子位置。更好的動態響應（例如加載速度控制方面的變化）、更準確的機械扭矩調節和更安靜的操作，都也是通過矢量控制，使得電機能夠達到恒功率輸出、智能風量補償、保持制冷制熱狀態下充分的風量輸出，并持續穩定盤管的傳熱能力。

2.2 逆流式盤管選型分析

FCU 熱交換器（等同稱謂：FCU 盤管）水側徑流一般由進水分流器、與翅片漲接的主管、出水匯流器組成。順氣流水平面銅管支數稱為排數(或列數)，垂直面銅管支數稱為行數(或孔數)，同樣排數和行數的熱交換器由于分流器和匯流器的形式不同，同等主管數量的盤管，其主管內可以形成不同的流速、水阻力，從而影響到盤管的熱交換性能。這類分流器和匯流器的接駁形式，稱為 FCU 盤管的流程（或者叫“回路”）。當盤管的冷凍水進出方向與氣流方向一致時，稱之為順流盤管；當盤管的冷凍水進出方向與氣流方向相反時，稱之為逆流盤管。為提高 FCU 盤管熱交換性能，首先對盤管的順流、逆流狀態進行理論分析，如圖 1 所示。

圖1 冷、熱流體溫度變化曲線

本項產品研制熱交換目標參數為：制冷量 1.6 kW，由式（1）和式（2）計算結果可知，如須達到目標制冷量，出風溫度必須低于 18.94 ℃。按設計工況—制冷運行進/出水 14.9 ℃/19.9 ℃、進風 24 ℃/17.1 ℃，計算出風工況點應為 18.9 ℃/15.3 ℃，即出風干球溫度低于出水水溫，即圖 3（a）中ta2應在tw2之下，顯然采用順流盤管無法達成研制目的。

由圖 3（b）可知，逆流狀態下，具備ta2低于tw2的運行趨勢，本項研制應選取逆流式熱交換器流程。從傳熱學基本原理來說，對流傳熱為工程目的求解導熱與對流傳熱問題的實質都是要獲得物體中的溫度場，圖 3（b）中 Δt＂的增大正是逆流熱交換溫度場優化的結果。

2.3 盤管的尺寸和冷熱水流程

經風機盤管選型軟件選型，風量 940 m3/h，盤管高度210 mm 前提下，合理面風速配置，定盤管的有效寬度EL為 1 686 mm。 盤管尺寸和冷熱水流程圖如圖 2 所示。

圖2 盤管尺寸和冷熱水流程圖

2.4 主管規格的優化配置

本次研制過程中，為提高盤管的傳熱系數，并有效縮減構件外形，對銅質光滑主管規格進行了優化選擇。業內普遍認為管槽內強制對流強化傳熱技術可以通過改變光滑管的幾何結構來實現；對于光滑管，減小管子的直徑本身也是一種有效的強化手段；無論層流還是湍流，對流傳熱系數都與管子直徑呈某種反比例關系。由此，在額定制冷量對應冷凍水流量前提下，對比外徑 9.52 mm、7.92 mm、6.52 mm 3 個規格產品的計算流速、流態 Re 值、水阻，在設計限制水阻≤20 kPa 的條件下，主管規格定型為 7.92 mm(≈φ7)。通過銅管與翅片緊箍圈的“等圓周”計算，確保銅管鋁箔間有效導熱。結合薄型尺寸，調配盤管厚度、高度和翅片密度，使翅片與空氣的有效對流換熱面積與選型模型同質換熱相等或略增大，由此來確保盤管整體熱交換性能的實現。

2.5 研制定型的理論計算復核

上述研制選型和優化調配，根據表 1 中規定的制冷工況進出水溫度為 14.9 ℃/19.9 ℃，進風干/濕球溫度 24.0℃/17.1 ℃，按目標制冷量進行的出風干球溫度、水流量、對數平均溫差、制冷量的理論復核計算如下所述。

2.5.1 理論的出風干球溫度

風側換熱量公式表示如式（1）所示。

式中：qs—全熱換熱量，此處等于顯熱換熱量， kW；

qse—顯熱換熱量，項目設計制冷冷量為 1.6 kW；

Cpa—空氣的定壓比熱，1.005 kJ/(kg·K)；

ρa—濕空氣空氣密度，1.205 kg/m3；

Qa—風量，940 m3/h；

ta1—盤管進風溫度，ta1=24.0 ℃；

ta2—盤管出風溫度。

ta2可由式（1）推導出，如式（2）所示。

理論出風干球溫度ta2=18.94 ℃。

2.5.2 理論水流量

水側換熱量公式表示為式（3）所示。

式中：qw—水側換熱量，1.6 kW；

Qw—水流量，m3/h；

ρw—水密度，1000 kg/m3；

Cpw—水的定壓比熱，4.185 kJ/(kg·k)；

tw1、tw2—被試機進、出水溫度，tw1=14.9 ℃、tw2=19.9 ℃；

N—被試機輸入功率，0.055 kW。

由式（3）推導出式（4）。

經計算，理論水流量Qw=0.285 m3/h

2.5.3 逆流程對數平均溫度

圖 3 中，ta1為進風干球溫度，ta2為出風干球溫度，tw1進水溫度，tw2出水溫度。

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

由上可知 Δt'和 Δt"中較大的為 Δtmax=Δt'=4.10 ℃，其中較小的為 Δtmin=Δt"=4.07 ℃

對數平均溫度計算公式如式（5）所示。

經計算得，Δtm=4.07 ℃，即窗臺一體機的理論對數平均溫度為 4.07 ℃。

2.5.4 理論制冷量

在熱交換器外形尺寸相同的情況下，通過主管管徑的調配，對比傳統 8 行 3 排的φ9.52 的銅管和優化選用的 10 行3 排φ7 銅管的理論制冷量。計算結果如表 2 所示。

表2 理論制冷量計算結果

由表 2 可知，盤管尺寸和翅片尺寸相同情況下的兩種盤管，φ7 銅管比φ9.52 銅管的換熱系數更大，制冷量也更大。φ7 盤管的理論制冷量為 1 675 W，項目要求的制冷量為 1 600 W，可以滿足項目要求。φ7 的盤管的理論制熱量為 5 079 W，項目要求的制冷量為 4 200 W，也可以滿足項目要求。

3 新產品測試

3.1 風 量

基于工程實際運行冷凍水進出水溫的變化可能性，將進出水溫度適當降低為 12.5℃/17.5 ℃，進行干濕工況條件下實際運行風量測定，測定結果如表 3 所示。由表 3 可以看出，無論是干工況還是濕工況，在直流電機輸入功率減小至54 W 的情況下，運行風量為 1 005.9 m3/h 和 996.2 m3/h，都達到了項目要求的風量 940 m3/h。

表3 幕墻窗臺式風機盤管風量測試數據

3.2 制冷量

幕墻窗臺式風機盤管制冷量測試數據如表 4 所示。由表4 可以看出，在設計制冷工況下，研制樣機換熱量為 1 617 W，比理論換熱量稍低，但是滿足項目要求的制冷量 1 600 W。

表4 幕墻窗臺式風機盤管制冷量測試數據

由表 2 可知，制熱工況下的換熱系數極高，而且理論計算換熱量的時候熱量超出了項目要求的 21%，只要冷量能夠達到要求，熱量也一定能達到要求。

4 結 語

本機組具有節能高效、美觀、低噪、舒適、健康等優點。

（1）節能高效。① 直流電機相較于交流電機更加節能。② 幕墻窗臺式風機盤管的電機控制采用矢量控制，讓風量可以智能調節，保證風機的輸出風量，更加高效。③ 逆流式熱交換器配置，可相對節約盤管空間，用較小的外形獲得相對大的熱交換量。④ 優化φ7 銅管，銅管的金屬用量減小，但適配前提下盤管的傳熱系數和換熱量卻增加了。當然過分縮小管徑也會導致水阻的急劇增大，應注意避免。

（2）美觀、低噪、舒適、健康。① 研制產品暗裝裝配，與室內裝飾無縫融合，彰顯內飾品質。② 機組低噪聲運行，實測噪聲 ＜40 dB(A)，舒適安靜。③ 出風溫度 19 ℃，既有利于全系統高能效運行，服務區域的熱舒適度也更好。④ 無潛熱，不產生凝結水，減少細菌等隱患，有利于室內環境衛生、人員健康。