室外機安裝平臺對房間空調器性能的影響（二）
——對空調器實際運行能耗的影響

楊子旭 于洋 石文星

清華大學建筑技術科學系 北京 100084

1 引言

房間空調器作為一種直接膨脹式空氣-空氣熱泵，具有用電計量方便、價格便宜、質量可靠、安裝使用方便且用戶完全可自主控制、具有行為節能條件等優點，已成為住宅建筑的主要供暖空調方式[1]。我國是全球最大的房間空調器生產和使用國家[2]，然而，空調器的大量使用使能耗也逐年攀升，目前能耗占比已超過居住建筑居民用電量的40.8%[3]。因此，提升空調器的實際運行能效，是貫徹實施綠色高效制冷行動方案，實現節能減排并推動行業高質量發展的重要途徑。

在本文的上一篇（《室外機安裝平臺對房間空調器性能的影響（一）——對室外機進風參數的影響》）中，分析了安裝平臺因平臺的開口率、百葉的疏密度或安裝角度設計不合理引起室外機風量降低以及排風回流，確定了影響房間空調器運行性能的兩個因素：風量衰減以及排風回流，并分別定義了風量衰減系數β以及排風回流系數α。現有研究雖注意到這兩方面的影響[4-8]，但尚未給出二者對空調器性能綜合影響的定量描述方法。

另一方面，由于空調器的實際運行能效測量技術尚未大量推廣[9]，因此，空調器在建筑中的實際運行性能則多采用模擬方法進行分析，且通常將實驗室確定的空調器性能模型直接代入建筑負荷模型中，以計算空調器的運行能效或能耗[10][11]，而未考慮安裝平臺對室外機風量衰減和排風回流的影響，導致其模擬得出的能效比偏高、能耗偏小。

圖1 不同風量及室外溫度對應的機組性能曲線轉換圖

基于以上背景，本文將分析安裝平臺導致空調器性能衰減的根本原因，以此建立實際使用中的空調器性能模型；在此基礎上，以定速空調器為例，定量分析三角支架平臺、常規和優化百葉窗平臺對空調器全年運行能耗的影響程度。

2 原因分析

當給定室內工況和室內、外機風機轉速時，定頻空調器的制冷量、制冷能效比EER、制熱量、制熱性能系數COP等性能參數可以簡化為室外機進風溫度（制熱時還包含進風濕球溫度）和風量的函數。下面，以空調器制冷能效比EER為例，結合圖1說明安裝平臺引起的風量衰減和排風回流分別對空調器性能的影響關系。

圖1給出了一臺定速空調器在室內工況確定，空調器在有無安裝平臺時EER隨室外機進風溫度的影響曲線。其中，曲線1為無安裝平臺時的空調器性能曲線，曲線2為考慮風量衰減并以室外機進風溫度tin為基準的空調器性能曲線，曲線3為內置于安裝平臺且以室外溫度為ta、有效換熱風量為G2的空調器性能曲線。

（1）當沒有安裝平臺時

室外機的進風溫度tin為室外溫度ta，風量為無平臺遮擋時的設計風量G0，空調器的EER為圖中A點，空調器的性能曲線對應圖1的曲線1。即：

（2）當采用安裝平臺時

①根據本文上篇的分析，由于安裝平臺導致流過室外換熱器的風量減小為G（風量衰減系數β），此時空調器的EER減小至圖中的B點。在實驗室內按照風量為G對空調器進行性能測試，則可獲得此風量下空調器EER隨進風溫度tin的變化曲線則為圖中的曲線2。

如果此時的風量還按照設計風量G0考慮，則可以從曲線1上找到相同EER的D點，相當于空調器在設計風量G0、進風溫度tin=ta+Δt2下的性能。也就是說，因風量減小導致的性能衰減（B點）與風量不變、室外溫度增加Δt2時（D點）的性能等價。故：

②另一方面，室外機排風還會因安裝平臺的遮擋導致排風回流（排風回流系數α）。此時，空調器相當于在B點（風量衰減后）的基礎上，使其進風溫度tin比室外溫度ta升高了Δt1′，此時，空調器的性能曲線仍為曲線2，但是進風溫度變為ta+Δt1′，其實際工作點從B點沿曲線2變化為C點。同時，C點的EER也是制冷劑與溫度為ta的室外空氣進行有效換熱風量G2條件下的EER，即對應實際性能曲線3上的F點。

值得注意的是，曲線2上C點的EER還可以表示在曲線1上，即處于設計風量G0下的E點，這就相當于只有有效換熱風量G2時，空調器的EER相當于在設計風量G0時進風溫度在室外溫度ta基礎上增加了一個附加溫差Δt（即E與F之間的溫差），該Δt中包含了因安裝平臺導致的風量衰減附加溫差Δt2和排風回流附加溫差Δt1：

由于空調器的EER隨進風溫度和風量的影響是單調的，當其影響程度不是很大時，可以認為圖中1、2、3三條性能曲線近似平行，根據全等三角形（ΔBCF≌ΔDEH）的性質可知，可以認為Δt1≈Δt1′，即Δt1可以認為近似等于排風回流導致的溫差Δt1′。

基于上述分析可知，安裝平臺導致風量衰減后的空調器性能，可以簡化為在設計風量G0條件下，在室外溫度ta基礎上再增加兩個附加溫差（即風量衰減附加溫差Δt1和回流附加溫差Δt2）后的性能，其中，Δt2和Δt1分別取決于與風量衰減系數β和排風回流系數α的大小。

3 性能模型

3.1 模型建立

鑒于安裝平臺的幾何結構多樣，不可能在實驗室內測量所有容量和能效的空調器在各種安裝平臺內的性能，為了更為準確地預測空調器在實際安裝平臺中的性能，應建立其在實際使用過程中的性能模型。

（1）無安裝平臺時的空調器性能模型

房間空調器生產廠家通常會在實驗室內測量有限工況的性能，進而擬合給出其變工況運行性能。以定頻空調器為例，空調器的制冷EER、制熱COP等性能參數都可以擬合成關于室外溫度ta（℃）的函數（對應圖1中的曲線1），如：

式中：a1，a2，b1，b2，c1，c2——與空調器有關的擬合系數。

當測試工況點有限時，還可以按照產品標準規定的實驗室測試工況和變工況性能計算方法獲得其性能模型。在我國空調器產品標準GB/T 7725-2004中，定頻空調器僅對額定點進行測試[12]，則可基于產品標準中關于季節能效評價的變工況性能模型和效率降低系數CD獲得空調器在不同室外溫度下的制冷EER和制熱COP性能模型。例如，制冷EER可用公式（6）和（7）獲得：

式中：Qful——空調器的制冷量，W；

Pful——空調器的輸入功率，W；

ti——任意時刻的室外溫度ta，℃。

（2）有安裝平臺時的空調器性能模型

空調器在進行性能測試時，通常僅會測量室外機在額定風量、不同進風溫度（實際上是室外空氣溫度ta）時的性能。為了獲得安裝平臺對空調器性能的定量影響關系，基于上文分析，將安裝平臺導致的附加溫差引入性能模型，本文將之稱為“附加溫差法”。

當室外機設置在安裝平臺內部時，空調器的性能模型需考慮風量衰減和排風回流導致的附加溫差的影響。

（1）風量衰減的影響

研究表明，空調器的EER將隨室外機風量的減小至而降低，當風量降至一定程度后，其EER將迅速降低，其影響關系根據文獻[13]的研究結果，可以總結成（8）式的函數關系：

因此，通過空調器性能方程、風量衰減系數β及公式（8），即可得到風量衰減附加溫差Δt2。換言之，當已知β和空調器性能曲線1，就可以利用圖1中的曲線1獲得因風量衰減后的等效工作點D點的EER (G0, ta+Δt2)。

（2）排風回流的影響

由于排風回流是在風量衰減為G之后的排風短路，故可以通過排風回流系數α以及能量平衡方程確定回流附加溫差Δt1，即可在圖1中的曲線1上得到等效工作點E點的EER (G0, ta+Δt1+Δt2)。

（3）“附加溫差法”性能模型

當已知室外機在設計風量G0下的性能曲線1（室內工況為干/濕球溫度=27/19℃，室外干球溫度變化時的EER性能曲線），并通過上篇給出的不同平臺風量衰減系數β及排風回流系數α計算方法，在實驗室內測試或通過計算流體力學模型得到兩個系數，則可按照圖2的流程，計算出附加溫差Δt1和Δt2，進而確定在任意外溫ta、給定室內需求制冷量Q0時的空調器制冷EER。

圖中：Q0(ta), Q0’(ta)——分別為計算制冷量的初值與終值，W；

Qc(ta)——環境溫度為ta時刻冷凝器的排熱量，Qc(ta)= Q0(ta)+P(ta)；

P(ta)——環境溫度為ta時刻空調器的輸入功率，W；

cp——空氣的比容，kJ/(kg·K)。

3.2 模型驗證

圖2 室外機設置在安裝平臺中的空調器性能模型

表1 模型驗證用安裝平臺的特征尺寸設定值

圖3 百葉窗平臺特征尺寸定義

圖4 百葉窗安裝平臺的模型實物圖

圖5 不同L1間距下測試結果的比較

表2 房間空調器運行設置

在焓差實驗室內搭建不同幾何結構的安裝平臺，并對平臺內的空調器進行性能測試，以此驗證“附加溫差法”性能模型的正確性。

實驗時，選用一臺額定制冷量為2300 W的定頻空調器（室外機尺寸L×W×H=800 mm×300 mm×600 mm），利用空氣焓差法測試其在無遮擋情況下的性能曲線（對應圖1中的曲線1），以及采用百葉窗平臺在不同遮擋情況下的性能變化。表1給出了百葉窗室外機平臺的特征尺寸，圖3給出了百葉窗平臺特征尺寸定義，圖4給出了實驗采用的百葉窗模型實物圖。

按照圖2所示計算框圖，確定排風回流附加溫差Δt1和風量衰減附加溫差Δt2。圖5給出了在表1給定的平臺結構參數時空調器的EER測試結果與“附加溫差法”性能模型計算結果的對比圖，二者誤差在5%以內。

4 案例分析

4.1 能耗計算方法

下面將針對一典型戶型中三個臥室在長江流域4個典型城市（上海、武漢、重慶、成都）分別采用三種安裝平臺方式時，分析定速空調器的全年運行能耗。

利用DeST計算的建筑逐時負荷，結合圖2所述的空調器“附加溫差法”性能模型，計算全年運行能耗（不考慮除霜帶來的能效降低及除霜能耗）?？紤]定頻空調器在運行過程中存在啟停損失，其能耗計算公式為：

式中：PLF——部分負荷率，PLF=1-CD(1-Lci/Q(ti))；

CD——效率降低系數，根據GB/T 7725-2004，取CD=0.25；

Ec, Eh——分別表示制冷與制熱季節的耗電量，kW·h；

Lci, Lhi——分別為制冷與制熱季節i時刻的房間逐時冷負荷，kW；

Lci——對應室外干球溫度下ta=ti時刻的房間負荷，kW；

Q(ti)——對應室外干球溫度ta=ti時刻的空調器制冷（熱）量，kW。

4.2 案例設置

（1）房間的負荷特點

表2給出了一典型戶型住宅建筑的房間參數及空調作息，圖6為其建筑平面圖。為方便起見，下面僅以臥室1為例進行介紹，并給出臥室2、3的計算結果。臥室1位于建筑物北側，面積約為12 m2。

采用DeST計算各個臥室的逐時負荷，圖7給出了臥室1位于四地時的累計冷、熱負荷。由于重慶、武漢的夏季日平均室外溫度高于上海和成都，因而其累計冷負荷量最大；成都的夏季日平均室外溫度最低（很少出現超過30℃的情況），因而房間的累計冷負荷顯著低于其他地區；在制熱季，武漢的氣溫最低，累計熱負荷最大，而重慶冬季的平均溫度最高，因此其累計熱負荷最小。

（2）空調器選型

根據臥室面積和冷熱負荷的尖峰值大小，選用了KFR-23GW（俗稱1 hp）定頻空調器，其銘牌參數參見表3。

（3）安裝平臺結構

表4給出了三種安裝平臺的特征尺寸，并與本文上篇的安裝平臺類型特征尺寸保持一致。其中，三角支架安裝平臺可以視為理想的室外機運行工況（即無任何遮擋），常規百葉安裝平臺是安裝位置狹小、容易造成遮擋和回流情況；優化平臺也是一種百葉窗安裝平臺，這種平臺加大了結構尺寸，因此其遮擋和回流情況有所緩解。根據實驗室測試結果，兩種安裝平臺的特征尺寸所決定的風量降低系數β和排風回流系數α兩個特征參數的數值也一同在表4中給出。

4.3 結果分析

圖8給出了不同形式安裝平臺對臥室1空調器的實際運行能耗的影響結果。從圖中可以看到，由于三角支架對空調器的風量影響最小、排風回流最小，故其全年耗電量最低；與三角支架安裝方式相比，常規百葉平臺的內部空間小、開口率小、百葉角度導致風量衰減和排風回流大，故導致空調器制冷季、制熱季的性能均下降，其全年能耗增加約6%～10%之間，特別是在夏季表現更為明顯；而優化后的百葉窗平臺其全年能耗僅增大1%～4%，這也印證了上篇提到的優化百葉窗平臺可以有效避免其幾何結構不合理導致空調器實際運行能效嚴重衰減問題。

對于臥室2和臥室3，考慮其服務面積及尖峰負荷，分別選用1.5 hp（室外機尺寸L×W×H=780 mm×324 mm×550 mm）和2 hp（室外機尺寸L×W×H=795 mm×378 mm×595 mm）的空調器提供其全年的制冷（熱）量，其室外機安裝平臺成相似比例擴大，因而其特征參數β和α近似不變。其全年運行能耗的計算結果如表5所示。

綜合表5中的數據可以看出：①隨著空調器容量的增加，無論采用哪種室外機安裝平臺，各地空調器的全年運行能耗均會顯著增加；②采用常規百葉窗平臺時，不同容量的空調器的全年耗電量比采用三角支架平臺增加6%～10%；③優化百葉窗平臺，即適當增大空調器外側與平臺內壁之間的距離和開口率，適當調整百葉角度，可緩解百葉窗對空調器性能的影響，其全年運行能耗僅比三架支架平臺增加2%～5%，還能改善安裝維護的安全性和建筑美觀性。

圖6 建筑平面圖

圖7 不同地區全年累計冷熱負荷

表3 房間空調器的銘牌參數

表4 安裝平臺的特征尺寸設定值

表5 安裝平臺對空調器全年運行能耗的影響程度

圖8 不同地區不同結構安裝平臺對耗電量的影響（臥室1面積：12m2）

5 結論

安裝平臺直接影響房間空調器的實際運行性能，為探明安裝平臺結構對室外機性能的影響程度，本文主要進行了以下工作：

（1）根據室外機安裝平臺導致的室外機風量衰減和排風回流，分別采用在室外空氣溫度的基礎上分別采用排風回流附加溫差Δt1和風量衰減附加溫差Δt2來描述，在此基礎上提出了反映實際使用狀態的空調器“附加溫差法”性能模型，實驗驗證表明該模型具有良好的計算精度。

（2）通過多個計算案例，分析長江流域典型城市的住宅房間分別采用三角支架平臺、常規及優化百葉窗平臺時的空調器全年能耗。結果表明，相比于傳統三角架式，采用常規百葉窗安裝平臺將導致空調器的全年能耗升高6～10%；而優化后的百葉窗平臺，僅導致全年能耗升高2%～5%。因此，優化百葉窗平臺幾何結構是提高空調器安裝維護安全性、改善建筑美學、緩解空調器能耗上升的有效途徑。