風機盤管變流量工況換熱特性測試與分析*

上海潤風智能科技有限公司 劉新民

中國建筑設計研究院有限公司 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)集中空調冷水系統末端設備中最關鍵的換熱部件，其換熱特性對水系統的整體特性有直接影響。長期以來，人們對末端設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]作為集中式空調系統的末端換熱設備在工程中得到廣泛應用，因其在換熱原理上與其他設備(例如空調機組)中的表冷器有一定的相似性，使得目前關于集中空調水系統特性的分析與研究[5-11,16,19]，大都以空調機組(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，FCU中表冷器的具體參數與空調機組的表冷器有顯著區別，這會對整個冷水系統的分析帶來不同的影響。如果直接用空調機組的表冷器特性來替代FCU的表冷器特性進行冷水系統分析，會出現較大的誤差。

因此，本文采用FCU的表冷器作為試驗研究的對象，分析其結構特征、進口空氣狀態、冷水流動特性及析濕系數對FCU換熱特性的影響，探索FCU變流量特性，即：被測FCU樣機A穩態條件下相對供冷量q(FCU在冷水流量G下的穩定供冷量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)之間的變化關系。其目的是完善集中空調水系統末端設備特性，為整個空調冷水系統的量化分析、空調系統調適優化和節能控制技術的進一步研究提供參考。

1 風機盤管機組換熱特性的基礎理論分析

影響既有FCU熱工性能的因素很多，除了風機盤管本身的構造特點外，進口空氣狀態、迎面風速、冷水供水溫度、冷水流量、傳熱系數、析濕系數及水流狀態等工程參數也會對其熱工性能產生較大的影響。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GB/T 19232—2003《風機盤管機組》[21]相關規定，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，采用連續水量調節的方式對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]規定的進水參數和進風參數條件下獲得的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“非穩態”狀態，因此筆者首先研究穩態條件下的換熱特性，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]規定的進水參數和進風參數條件下，FCU的穩態換熱特性。

FCU非標靜特性——在非國家標準工況規定的進水參數和進風參數條件下，FCU的穩態換熱特性。

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]還規定了4個額定試驗工況參數：額定進口空氣狀態、額定供水溫度、額定供回水溫差和額定風機轉速。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速約束了額定風量Lm。以上這些約束性工況和參數的額定值，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如表1所示[21]。

表1 額定試驗工況參數(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、供水溫度和風機轉速(風量)不變進行試驗和實測。

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

風側供冷量：

Qa=Lsρ(h1-h2)

(1)

風側顯熱供冷量：

Qse=Lsρcpa(ta1-ta2)

(2)

水側供冷量：

Qw=Gwcpw(tw2-tw1)-N

(3)

式(1)～(3)中Qa為風側供冷量，kW；Ls為標準狀態下濕工況的風量，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規定換算為kg/h。考慮到FCU是由風機與表冷器及其他附件組裝成的空調設備[20]，故須將風機能耗，即風機瞬時輸入功率N計算在內。

1.3 現有文獻對表冷器換熱特性的數學表達式研究

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

(4)

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

文獻[6]推導時以算術平均溫差近似替代對數平均溫差(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，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機組，而絕大部分建筑內的新風空調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)推導過程中產生的a、b和c3個系數均與處理新風的表冷器進風溫度ta1和供水溫度tw1相關聯，故式(4)中S和e仍與特定工況相關(參見文獻[6])。而FCU的運行控制方式多是控制進風參數不變——標準[21]所規定的額定試驗工況參數的約束條件是進口空氣狀態不變。因此，無論從定性還是定量上說，都不能直接用新風空調機組的特性參數來完全替代FCU的特性參數。式(4)設定了3個恒定條件：空氣流量Ls、出口空氣參數(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會產生差異。

文獻[17]用表冷器的換熱效率系數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為設計工況下冷水側的溫降，℃；Δtmax為充分換熱工況下冷水側的最大可能溫降，℃。

例如，對于設計供/回水溫度為7 ℃/12 ℃，室內設計溫度為24 ℃的處理循環風用表冷器，其換熱效率系數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，還與進風溫度ta1及表冷器的p、m、n、r、s等實驗系數密切相關(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，忽視了表冷器結構帶來的影響。式(6)、(7)帶來的結果是：在相同的設計供/回水溫度和室內設計溫度條件下，不同規格型號及不同結構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的規定條件下)性能參數為：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。經計算可得，名義工況下的析濕系數ξm=1.20。盤管結構參數為：換熱面積F=18.686 6 m2；排數為每行3排，共8行；水通路數為6路(6進6出)；換熱管規格為?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。產品編號為019378，生產日期為2019年4月。

2.2 測試工況

依據表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，采集5組數據，連續測量時長≥15 min。取5組記錄數據的平均值作為測量值進行計算；依照式(1)和(3)分別計算出風側供冷量Qa和水側供冷量Qw，按式(8)取兩側有效算術平均值作為機組的實測供冷量QL。

(8)

兩側供冷量平衡誤差依據式(9)計算：

(9)

2.3 測試說明

測試中，如果實測數據與廠家技術參數矛盾，則以實測數據為準。同時，在原則上遵守國家標準[21]規定的基礎上，對下列3種試驗工況作特別的處理：

1) 變流量調節時，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) 實測發現，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，冷水側回水溫度tw2出現長時間不能穩定的現象，且持續時間>2 h。由于風與水兩側熱平衡計算誤差超出標準規定偏差(≤5%)，因此，以實測數據的算術平均值作為測量值。

3) 調節閥關斷后實測流量Gw=0，依據式(3)計算其結果為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 測試數據

試驗樣機A在額定試驗工況下的測試數據(節錄)如表2所示。

表2 試驗樣機A測試數據(節錄)

2.5 標準工況下的靜特性曲線

依據表2測試數據得出試驗樣機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。

依據表2測試數據，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)對于目前的測試數據點有比較精確的表達，但從數學原理來分析，當一階導數等于0時，三次多項式出現極值點；二階導數等于0時出現“拐點”，即：在圖2中，隨著相對流量的增大，在拐點處曲線會發生掉頭向下的情況——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。

如上所述，與文獻[6]所討論的新風空調機組的表冷器不同的是：對于FCU這類循環風冷卻用表冷器，其實際使用方式是進風參數保持不變(例如：控制室溫不變)，出風參數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ξm也是恒定的。因此，在q、g均為100%時，ξ=ξm。根據文獻[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]中對處理循環風用表冷器的特性曲線的描述值得商榷)。對表2數據按照式(4)的表達形式進行計算后，得出特征系數e=0.276 161(S=1)。由此得到，實測FCU的特性關系見式(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計工況條件為最大需求的FCU性能參數(設計供冷量Qs、設計供水量Gs)，可將其稱為工程設計參數。顯然，工程設計參數與標準工況[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風側與水側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個工況參數中的任何一個發生變化，都將導致式(11)的特征參數發生變化。例如，假定采用工程設計中常用的室內設計參數(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超過設計值(100%)后，表冷器吸收的潛熱量繼續增加，吸收的顯熱量將趨于不變。進而得出：在供/回水溫度為7 ℃/12 ℃的系統中，當g=50%、q=75%時，回水溫度tw2=14.5 ℃；在室內溫度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 ℃，室內溫度23 ℃、相對濕度60%)進行的討論，而其結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據，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條曲線在數值上的差異，試驗并未出現tw2=ta2(24 ℃)的現象，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)存在差異的分析結論。

因此，需要再次強調：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別

ASHRAE手冊2016年版第13章第2.7節指出，可供設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，但在本質上存在明顯的區別——表冷器的特征表現為總供冷量=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 結構特征對換熱特性的影響

FCU的結構特征，例如換熱管的管材、管徑和壁厚，肋片的材質、片型、長度和高度，盤管的排數、排距、孔數和孔距，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GB/T 14294—1993《組合式空調機組》得到的空調機組試驗樣機B(換熱面積67.54 m2)的測試數據，如表3所示。

依據表3測試數據，擬合得出試驗樣機B的特征系數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 空調機組試驗樣機B的測試數據(節錄)[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，不同空調設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中所采用的所有空調設備的換熱特性。

3.3 進口空氣狀態對換熱特性的影響

如圖1所示，在小流量(g<100%)條件下，FCU實際冷水溫差Δtw均大于設計工況的溫差Δtm(5 ℃)，這說明：在FCU采用連續變水量(室內恒溫)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，不會出現小溫差(Δtw<Δtm)現象。但是，末端小溫差運行現象在實際項目中又確實時有發生。為什么理論研究結論與工程實踐現象相悖呢？究其原因，是因為式(4)中的特征系數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，由于進口空氣狀態不同(即所控制的室溫不同)，使得風側與水側換熱溫差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工況下，風側與水側換熱溫差推動力的差異是造成表冷器不同換熱特性參數的根本原因。

以回風控制的FCU為例，GB 50736—2012《民用建筑供暖通風與空氣調節設計規范》[25]第3.0.2條對Ⅰ級空調房間參數的規定為：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，因實際傳熱溫差Δt減小，FCU樣機A也無法實現QL=14 367 W(q=100%)的出力。由于吸收熱量的不足，小溫差現象也就難以避免了。

同理，處理新風的標準進口空氣狀態(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]規定了FCU標準工況的進口空氣狀態，在變流量測試中，無論流量如何變化，進口空氣狀態和供水溫度始終保持標準工況，在非標準進口空氣狀態工況下，FCU供冷量與流量之間的關系不能再用標準工況下的特定性能曲線描述。因此，標準進口空氣狀態和供水溫度并不是設計師確定FCU 100%負荷時的選型依據。當實際工程的設計工況不同于國家標準[24]規定的標準工況時，若仍然依據標準[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計中選擇FCU和分析其換熱特性的唯一依據。

3.4 管內水流速對換熱特性的影響

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

圖8 Ks與ω的關系曲線[14]

然而，根據傳熱學基本原理，由于傳熱系數Ks隨冷水流速ω增大而增大，因此AHU的全熱供冷量應隨ω的增大而單調遞增。文獻[15]的試驗結果顯示，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Ks并不會出現圖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，在這種狀態下幾乎沒有傳熱現象發生，則流出換熱設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tw2=tw1的現象。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，換熱管內流速小于0.55 m/s，雷諾數趨近3 200，冷水流態視為進入過渡狀態；當g<20.90%(q=49.61%)時，換熱管內流速小于0.41 m/s，雷諾數趨近2 320，冷水流態進入層流狀態，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，管內冷水流態的變化對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 結論

1) FCU換熱特性q=f(g)是在確定的進風工況參數條件下獲得的既有FCU相對輸出變量q與輸入變量g之間的函數關系，同一臺FCU在不同試驗工況下表現出來的靜特性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，由于結構參數的不同，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) 不同進口空氣狀態條件下，因風與水兩側換熱溫差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，尚有待后續試驗數據的支持和研究。

5) 測試之前，由于對FCU風與水兩側熱傳遞惰性的認識不足，未將變流量條件下風與水兩側滿足熱平衡條件(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的分析研究留下遺憾，可作為前車之鑒。

5 致謝

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