计算机房空调设计

目 录

1 现场概况………………………………………………………………………2 2 处理方案的确定………………………………………………………………3 2.1 空调系统的选择……………………………………………………………3 2.2 集中式空调系统和分散式空调系统的比较选择…………………………3 2.3 空调系统的型式确定………………………………………………………4 2.4 气流组织形式确定…………………………………………………………6 3 空调房间的冷负荷计算………………………………………………………7 3.1 窗的辐射热和传热的冷负荷………………………………………………7 3.2 外墙内墙及屋盖冷负荷……………………………………………………8

3.4 围护结构的总负荷…………………………………………………………11

4 风量计算………………………………………………………………………13

5.1 表冷器的选择………………………………………………………………15

5.3 制冷机组的选择……………………………………………………………18 5.4 冷却塔的选择………………………………………………………………18 5.5 水泵的确定…………………………………………………………………18 6 送风管路设计…………………………………………………………………19 6.1 房间气流分布的计算…………………………………………………………19 6.2 风管设计………………………………………………………………………21 6.3 选择风机………………………………………………………………………23 7 文摘……………………………………………………………………………24 参考文献……………………………………………………………………………31 致谢…………………………………………………………………………………32

筑龙网 w5.2 加热器的选择………………………………………………………………17

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ww.5 设备的选择……………………………………………………………………15

zhu3.5 校核冷负荷…………………………………………………………………12

lon3.3 设备、人体、照明等的符合计算…………………………………………10

g.com 计算机机房空调设计 第 2 页 共 2 页

1 现场概况

设计对象：计算机机房 两层，每层南北个3个房间

房间尺寸：长10m， 宽4m，高3.2m 每间房间设备：40台电脑，6盏日光灯

房间使用率：8:00～11:00；13:00～19:00基本满员（40人／每间） 设备功率：P电脑=160w；P日光灯=40w 平面图如下：

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图一 计算机机房平面图（一二层相同）

2 处理方案的确定

2.1 空调系统的选择

2.1.1 计算机机房空调系统设计的基本要求： ⑴． 运行可靠，保证不间断地长时间稳定工作。

⑵． 留有备用的空调负荷量，应留10％～15％的备有冷量，以适应设备的扩充或换型。

⑶． 合理选择气流组织。机房空调的气流组织必须使计算机设备获得较好的冷却效果，又能使机房工作人员感到舒适卫生。

⑷． 确保一定的新风，满足工作人员的健康要求，维持机房清洁度，保持正压。

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计算机机房空调设计 第 3 页 共 3 页 ⑸． 对空气进行过滤净化。

⑹． 合理选择空调系统和机房专用空调机。

⑺． 设置自控装置，空调系统要做到安全节能运行。 ⑻． 空调系统要做好防火、防水、防冻等安全措施。 ⑼． 设置必要的事故排风。

2.1.2 空调和局部空调比较，具有以下优点： ⑴ 空调效果好。

⑶ 运行管理灵活方便，运行费用低。 ⑷ 故障少，便于维修。 ⑸ 设备寿命长。 ⑹ 噪声小。

鉴于以上特点，结合机房空调系统设计要求，选用空调系统。

计算机机房的空调系统通常有两种类型：集中式及分散式空调系统。 ⑴ 中式空调系统的主要特点：

维护管理方便；空气处理质量高；使用寿命长；在选配较高风压的风机时，便于在空调装置内或风道管路中增设空气过滤器或消声器。但集中式空调装置在现场进行段体组装的周期长；需土建配合施工的工程量较多；必须单独设置空调机房；对于大风量的风道截面，需占有的建筑空间较大；多个房间合用时，各房间之间的空气会通过风道相互串通，不利于洁净度高的房间防尘以及房间的安全防火；风道过长时将导致空调能耗多。 ⑵ 散式空调系统的特点：

分散式空调是由一台或多台布置在机房内或机房邻近少室的柜式空调装置所组成的空调系统。

优点在于该系统中空调装置的空气处理功能齐全；安装占地面积小，布置灵活，使用方便，与土建施工及管道安装配合的工程量小。

缺点在于该系统中机组的余压普遍不高，不能适应有较长距离的送风管道；有些型号的柜式机组噪声及振动偏大；空调系统中如果要增设空气过滤器和消声装置，

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ww.2．2集中式空调系统和分散式空调系统的比较选择

zhu⑺ 易于装饰配合达到现代建设的高档，舒适和美观的目的。

long.com⑵ 可送新风，保证室内空气新鲜度。

计算机机房空调设计 第 4 页 共 4 页 则往往要另设增压风机。 ⑶ 统的选定

鉴于计算机机房工作环境要求较高，对空气质量要求高，选择集中式空调比较有利。此外，集中式空调便于增设过滤器和消声器，对于施工较方便。相对于分散式空调系统，由于需在机房内布置柜式机箱，占用有限地形，且不美观，噪声问题也不利于工作环境。考虑到机房房间数量适中，风道长度并不很长，对于空调能耗不会太大，故采用集中式空调系统多于分散式空调。

2.3 空调系统的型式确定

2.3．1计算机机房的空调系统通常有三种基本型式：

⑴． 全新风机组主要是补充机房的新风量，也称新风机组。

处理；冬季机房没有余热量的情况下，还要对机房进行补热。

⑶． 机房所需的一定量的新风与机房大部分回风，在进入表面式空气冷却器前进行混合的称一次回风系统，可节省空调冷热量。

⑷． 采用经过表面冷却器冷却的空气与从机房来的循环风再次进行混合的二次回风系统，可代替在热器，使二次混合后空气的温度升高，缩小送风温差，从而节省了能量。

出于节约能源角度决定采用一次或二次回风系统。 2.3.2 一次回风与二次回风的比较和选定 ⑴一次回风

由于机房空调系统主要工作季节在夏季，故以夏季为例。

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ww.zhu⑵． 全循环风机组在夏季要完成消除机房的得热量及达到机柜冷却所需空气参数的

lon全新风、全循环风（全回风）及一次回风或一、二次回风的空调系统。

g.com决定选用集中式空调系统。

计算机机房空调设计 第 5 页 共 5 页

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图二 夏季一次回风id图

需配置的制冷设备的冷却能力，就是这个设备夏季处理空气所需的冷量。 Ⅰ 风量为G，参数为0的空气到达室内后，吸收室内余热余湿，沿ε线变化到参数为N的空气后离开房间。这部分热量即“室内冷负荷”。

Ⅱ 从空气处理的流程看：新风Gw进入系统时的焓为iw，排出时为iN，这部分冷量称为“新风冷负荷”。

Ⅲ 除上述二者外，为了减少“送风温差”，有时需要把已在喷水室中处理过的空气再一次加热，这部分热量称为“再热量”。

对于送风温差无严格的空调系统。若用最大温差送风即有机器露点送风（如图中L＇点），则不需消耗再热量，因而制冷负荷也可降低，这点可在设计时考虑。 ⑵ 一次回风

一次回风系统用加热器来解决送风温差受的问题，这样做不符合节能原则。二次回风系统则采用在喷水室后与回风再混合一次的办法来代替再热器以节约能量与冷量。

筑龙网 w这个冷量由三个部分组成：

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ww.根据I—d图上的分析，为了把Gkg／s空气从C点降温减湿（减焓）到L点所

计算机机房空调设计 第 6 页 共 6 页 同样以夏季处理过程为例，I—d图如下：

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图三 夏季二次回风id图

分析二次回风系统的冷量可以证明它同样是由室内冷负荷和新风冷负荷构成的。如果与相同条件下的一次回风系统比较，它节省的是再热器冷负荷。但另一方面从图可看出，它的机器露点一般比一次回风系统的低，这样制冷系统运转效率较差。此外，由于机器露点低，也可能使天然冷源的使用受到。 ⑶ 选择决定

由于机房空调系统主要工作在夏季，故通过以上一次回风系统和二次回风系统在夏季来设计工况下进行了分析，可以看出前者处理流程简单，操作管理方便，故对允许直接用机器露点送风的场合都应采用，而二次回风系统的处理流程较复杂，给运转管理带来了不便，且较一次回风耗材多。

鉴于计算机机房对送风温差无严格需求，且为了运转管理方便，故决定采用一次回风系统。 2. 4 气流组织形式确定

计算机机房通常采用上送下回或下送上回两种气流组织形式。现决定采用上送下回气流组织形式。

上送下回气流组织是通常采用的空调基本送回风方式，一般可分为机房顶送或紧靠机房顶下的上部侧送两种形式，下回常采用机房的下部侧回形式，送风经过顶棚上的空调风口向下送冷空气至室内，先与机房内的空气混合，通过设备自带的风

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ww.zhu 计算机机房空调设计 第 7 页 共 7 页 机再进入需送风冷却的设备。机房顶棚安装散流器或孔板风口送风，工作区的空气流速小且均匀，使人感觉舒适。但大多数计算机机柜的冷却进风口设在机柜的底下侧，排风口设在机柜的顶上。顶棚风口送下的冷空气与机柜顶上排出的热空气，两股气流逆向混合导致进入机柜的空气温度偏高，影响了对机柜的冷却效果，只有采用较低的空调送风温度（13～16℃）来维持机房较低的空调温度基数（20+2℃）设备才能获得良好的冷却效果，但其消耗量较大，而且对机房工作人员带来不舒适的偏冷感觉。

的小型计算机及微型计算机机房。

3 空调房间的冷负荷计算

窗的辐射热和窗的传热的冷负荷、屋盖的传热冷负荷、内外墙的传热负荷、人体和

3．1 窗的辐射热和传热的冷负荷 ⑴ 透过玻璃窗的日射得热冷负荷

Qc =FcXbXzJcmaxCcl （《空气调节设计手册》 式2—19）

Fc—包括窗框的窗的面积（m2） Xm—窗的有效面积系数 Xb—窗的玻璃修正系数

时间 参数 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 Ccl (南) 0.40 0.50 0. 0.76 0.81 0.80 0.72 Ccl (北) 0.59 0.68 0.77 0.83 0.85 0.86 0.83 Fc 6 Xm 0.85 Xb 0.93 Xz 0.65 Jcmax (南) 195 Jcmax (北) 145 Qc (南) Qc (北) 240.5 300.6 384.8 456.9 487.0 480.9 432.8 263.7 304.0 344.2 371.0 380.0 384.4 371.0

筑龙网 wQc—各小时的日射冷负荷（W）

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ww.zhu设备的冷负荷

lon空调房间的冷负荷包括：

g.com上送下回气流组织形式适用于机房面积小于100m2，得热量小于200w／（m2h）

计算机机房空调设计 第 8 页 共 8 页 Xz—窗的你内遮阳系数 Jcmax—窗日射得热最大值(W/m2) Ccl—冷负荷系数

时间 参数 15:00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 Ccl (南) 0.59 0.50 0.40 0.27 0.14 0.13 0.12 Ccl (北) 0.77 0.70 0.71 0.60 0.20 0.18 0.16 Fc 6 Xb 0.93 Xz 0.65 Jcmax (南) 195 Jcmax (北) 145 Qc (北) 344.2 312.9 317.4 268.2 .4 80.5 71.5 Qc (南) 3.7 300.6 240.5 162.3 84.2 78.2 72.1 Xm 0.85 ⑵玻璃窗传热冷负荷 Q2=XkKcFc(twp+△tk-tm) （《空气调节设计手册》式2—27） Q2—玻璃窗传热的冷负荷（W） Kc—窗玻璃的传热系数[W/(m2c)] △tk—夏季室外逐时温差 △tr—夏季室外计算平均温差 twp—夏季空气调节室外计算平均温差 Xk—玻璃窗传热系数的修正系数 Fc—包括窗框的面积 tn—室内计算温度 时间 参数 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 αw 18.6 Kc 5.94 △tr 7 △tk -0.8 0.2 1.1 2.0 2.8 3.4 3.6 twp 30.4 Xk 0.75 Fc 6 tn 23 Q2 176.4 203.1 227.2 251.2 272.6 288.7 294.0

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ww.zhulong.com 计算机机房空调设计 第 9 页 共 9 页

时间 参数 15：00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 Αw 18.6 Kc 5.94 △tr 7 △tk 3.6 3.0 2.7 2.0 1.0 0.0 -0.7 Twp 30.4 Xk 0.75 Fc 6 tn 23 Q2 294.0 278.0 270.0 251.2 224.5 197.8 179.1 3．2 外墙内墙及屋盖冷负荷 ⑴ 外墙得热冷负荷 Qw=KwFw(twp+△tfp+△tw-tn) （《空气调节设计手册》式2—29） Qw—屋盖（或外墙）“计算时间”的冷负荷(W) Kw—屋盖（或外墙）的传热系数[W/(m2c)] Fw—屋盖（或外墙）的面积(m2) twp—夏季空气调节室外计算日平均温度 △tfp—屋盖（或外墙）外表面辐射热平均温升 △tw—屋盖（或外墙）“作用时间”室外温度波动部分的综合负荷温差 外墙采用砖墙，内外侧粉饰，砖墙厚240mm，内外粉饰各20mm 时间 参数 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 -0.8 0.5 2.3 3.6 4.5 4.8 4.4 0.1 0.5 1.3 2.1 2.7 3.1 3.2 △tw(南) △tw(北) Kw 1.95 β 0.35 Fw 26 Twp 30.4 ρ 0.75 Αw 18.6 △tfp(南) 3.7 △tfp(北) 3.5 tn 23 Qw(南) Qw(北) 522.2 588.1 679.4 745.3 790.9 806.1 785.9 577.7 578 618.5 659.1 6.5 709.8 714.9

筑龙网 wtn——室内计算温度 上海应用技术学院毕业设计

ww.zhulong.com 计算机机房空调设计 第 10 页 共 10 页

时间 参数 △tw(南 △tw(北) 15：00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 3.5 2.5 1.9 0.9 -0.3 -0.8 -1.3 3.1 3.1 3.2 2.1 -0.1 -0.7 -1.2 Kw 1.95 β 0.35 Fw 26 Twp 30.4 ρ 0.75 ΑΑw 18.6 △tfp(北) 3.5 tn 23 Qw(南 Qw(北) 740.2 6.5 659.1 608.4 7.6 522.2 496.9 709.8 709.8 714.9 659 7.6 517.1 491.8 △tfp(南) 3.7 公式同外墙，屋盖采用加气混凝土保温屋盖，厚200mm △tw -2.5 0.9 3.5 5.5 6.7 7.1 6.6 β 0.31 Fw 40 ρ 18.6 △tfp 13.1 tn 23 Qw 时间 参数 △tw 568.8 676.2 758.2 821.6 859.5 872.2 856.4 15：00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 5.1 2.4 -0.4 -3.4 -5.5 -6.3 -6.9 Twp 30.4 Kw 0.79 β 0.31 Fw 40 Twp 30.4 ρ 18.6 △tfp 13.1 tn 23 Qw 809 723.6 635.2 0 474 448.7 429.8 ⑶ 内墙、楼板及地面的冷负荷计算

① 内墙、内窗和楼板等其领室为空调房间时，其室温基数差小于3℃时，不计算冷负荷。

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ww.Kw 0.79 zhu时间 参数 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 lon⑵ 屋盖冷负荷计算 g.com 计算机机房空调设计 第 11 页 共 11 页 ② 走廊的冷负荷计算

Q4=KF(tls-tn) （《空气调节设计手册》式2—38）

△tls取1.5℃，内墙选用粉煤灰砌块阁墙 （120+20+20）mm，K=1.88W/m2k Q4=1.88×3.2×10×1.5=90.24W ③ 东西墙（内墙）冷负荷

Q4’=1.88×3.2×4×1.5=36.15W （公式同上）

④ 地面的冷负荷，舒适性空调房间夏季地面冷负荷可不必计算。

⑴ 设备冷负荷

Qτ=QsXτ-T （《空气调节设计手册》式2—51）

时间 参数 Qτ 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 1129 1536.6 1818.9 2007 2163.8 2320.6 2414.7 时间 参数 Qτ 15：00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 Xτ-T 0.80 0.82 0.85 0.87 0.88 0. 0.51 2508.8 2571.5 2665.6 2728.3 2759.7 2007.0 1599.4 ⑵照明冷负荷 公式同上Qs=1000n3n6n7N=1000×0.5×1×0.6×40×10-3 ×6=72W 时间 参数 Xτ-T Qτ 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 0.6 0.87 0.9 0.91 0.91 0.93 0.93 43.2 62.4 .8 65.4 65.4 67.2 67.2 时间 参数 Xτ-T Qτ 15：00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 0.94 0.94 0.95 0.95 0.96 0.96 0.97 67.8 68.9 68.4 68.4 69.0 69.0 69.6 ⑶人体的冷负荷

Q= Qτ+Qq= Qτ+nΦqq （《空气调节设计手册》式2—66）

Qτ——人体显热冷负荷 Qτ=Qs Xτ-T Qq——人体潜热冷负荷

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ww.zhuXτ-T 0.36 0.49 0.58 0. 0.69 0.74 0.77 lonQs=1000 n1n2n3N=1000×0.7×0.7×1×160×10-3 ×40=3136W

g.com3.3 设备、人体、照明等的符合计算

计算机机房空调设计 第 12 页 共 12 页

时间 参数 Xτ-T 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 0 0.55 0. 0.7 0.75 0.79 0.81 n 40 Φ 0.96 qx 75 qq 59 Qs 2880 Qτ Q 0 1584 1843.2 2016 2160 2275.2 2332.8 Qq 2265.6 时间 参数 Xτ-T 15：00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 0.84 0.86 0.88 0. 0.91 0.92 0.45 n 40 Φ 0.96 qx 75 qq 59 Qs 2880 Qτ Q 2419.2 2476.8 2534.4 2563.2 2620.8 29.6 1296 4684.8 4742.4 4800 4828.8 4886.4 4915.2 3561.6 Qq 2265.6 时间 参数 Qc(南) Qc(北) Q2 Qw(南) Qw(北) Qw(盖) 8：00 9：00 10：00 11：00 12：00 13：00 14：00 240.5 300.6 384.8 456.9 487 480.9 432.8 263.7 304 344.2 371.0 380 384.4 371 176.4 203.1 227.2 251.2 272.6 288.7 294.0 522.2 588.1 679.4 745.3 790.9 806.1 785.9 557.7 578 618.5 659.1 6.5 709.8 714.9 568.8 676.2 758.2 821.6 859.5 872.2 856.4 Q4 90.2 Q4’ 36.1 Q设备 1129 1536.6 1818.9 2007 2163.8 2320.6 2414.7 Q照明 43.2 62.4 .8 65.4 65.4 67.2 67.2 Q人体 一层北 一层南 二层北 二层南 总负荷 2265.6 3849.6 4108.8 4281.6 4425.6 40.4 4598.4 4561.9 6660 7308.7 7761.6 8123.2 8437.8 8586.5 4503.2 6656.6 7410.2 7933.7 8331.6 8630.6 8719.3 5130.7 7336.2 8066.9 8583.2 82.7 9310 9442.9 5072 7332.8 8168.4 8755.3 9191.1 9502.8 9575.7 57803 83957 92867 99101 103886 1073.6 1073

筑龙网 w3.4 围护结构的总负荷 上海应用技术学院毕业设计

ww.zhulong.com2265.6 3849.6 4108.8 4281.6 4425.6 40.8 4598.4 计算机机房空调设计 第 13 页 共 13 页

时间 参数 15：00 16：00 17：00 18：00 19：00 20：00 21：00 Qc(南) 3.7 300.6 240.5 162.3 84.2 78.2 72.1 Qc(北) 344.2 312.9 317.4 268.2 .4 80.5 71.5 Q2 294.0 278.0 270 251.2 224.5 197.8 179.1 Qw(南) 740.2 6.5 659.1 608.4 7.6 522.2 496.9 Qw(北) 709.8 709.8 714.9 659 7.6 517.1 491.8 Qw(盖) 809 723.6 635.2 0 474 448.7 429.8 Q4 90.2 Q4’ 36.1 Q照明 67.8 67.8 68.4 68.4 69 69 69.6 Q人体 4684.8 4742.4 4800 4828.8 4886.4 4915.2 3561.6 一层北 8735.7 8808.7 62.6 30.2 8703.9 7912.9 6099.3 一层南 8776.6 8776.1 8761.5 8773.7 8697.7 7996.2 6105 二层南 9585.6 9499.7 9396.7 9313.7 9171.7 8444.9 6534.8 总负荷 109928 109850 110156 109463 107248 98147 75805 二层北 94.7 9532.3 9597.8 9470.2 9176.9 8361.6 6529.1 Q设备 2508.8 2571.5 2665.6 2728.3 2759.7 2007 1599.4 已求得该计算机中心房间最大冷负荷为9597.8W，已知房间面积为10×4=40m2,

查《空调工程应用》得知，国内计算机房单位冷负荷在170~360W之间，故所求的冷负

⑴ 确定房间的湿负荷

房间内人体湿负荷：Wr=nΦw=40v×0.96×158=6067.2g/h=1.69g/s ⑵求热湿比

Σ=Q/W=9597.8/1.69=5679

室内空气状态23℃，相对湿度 55%

在i—d 图上确定室内空气状态点，送风温差取8℃

筑龙网 w荷符合要求。

4 风量计算

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ww.因此，单位房间冷负荷为：9597.8/40=240W

zhu3.5 校核冷负荷

long.com 计算机机房空调设计 第 14 页 共 14 页

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图四 夏季一次回风id图

得 io=32.7kj/kg iN=47.5kj/kg iL=27.5kj/kg do=7g/kg dN=9.6g/kg dL=9.6g/kg ⑶ 计算送风量

按消除余热： G=Q/( iN - io)=9597.8/(47.5-32.7)=0.65kg/s 按消除余湿： G=W/( dN - do)=1.69/(9.6-7)=0.65kg/s 按消除余热和余湿所得送风量相同说明计算无误。 ⑷ 新风混合点确定 新风量定位15%

室外空气参tw=34℃ dw=数： 67% iw=93.3kj/kg 确定混合点C：iC=.4kj/kg ⑸ 空调系统所需冷量

Qo=G(iC-iL)=0.65(.4-27.5)=17.5kW ⑹ 冷量分析 Q1=9.6kW

Q2=GW(iw-iN)=0.65×0.15(93.3-47.5)=4.47kW Q3=G(io-iL)=0.65×(32.7-27.5)=3.38kW

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ww.zhu 计算机机房空调设计 第 15 页 共 15 页 Qo=Q1+Q2+Q3=9.6+4.47+3.38=17.5kW 与前述计算一致。

5 设备的选择

5．1 表冷器的选择 5．1．1 表冷器的优缺点

冷水式表面冷却器与喷水式相比，处理空气能力相近，优缺点如下： 优点：

① 于可采用封闭式水系统，可省去冷水箱和回水箱，管路也简单。 ② 设备体积小，所需房间面积小，安装简便。 ③ 输水系统电能消耗低。 ④ 冷冻水漏损少。 ⑤ 水和空气互不污染 缺点：

① 金属消耗量大，要消耗较多有色金属。

③ 处理过程仅为湿式冷却（降焓、降湿）、干式冷却（等湿降温）和加热。需加湿

④ 无除尘、去味作用。 5．1．2 表冷器热工计算

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时要另增设备。

ww.② 表冷器均为工厂产品，不能现场加工。

zhulong.com 计算机机房空调设计 第 16 页 共 16 页

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图五 冷水式表面冷却器空气与水热交换过程

①干球温度效率Eg： aEg=(t1-t2)/(t1-tj)

③析湿系数ξ： ξ=(h1-h2)/cp(t1-t2)

⑤水当量比D： D=ξcpG/csW 式中：

a——考虑内部结垢、外部积灰的安全系数 t1、t2——空气初干球温度和终干球温度（℃）

tj——冷水进水温度（℃）

ts1、ts2——空气初湿球温度和终湿球温度（℃）

ts——直线12与饱和线相交处的温度，可以认为是冷却器管外表面平均温度 h1、h2——空气的初焓值和终焓值（kJ/kg）

cp——空气定压比热容[kJ/（kg℃）]

K——表冷器作冷却用时之传热系数[W/(m2℃)] F——表冷器的散热面积（m2） G——通过表冷器的风量(kg/h)

筑龙网 w④传热单位数B： B=ξcpG/3.6KF

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ww.②接触系数Eo： Eo=1-(t2-ts2)/(t1-ts1) 或Eo =(t1-t2)/(t1-t3)

zhu⑴ 几个参数定义 （《空气调节设计手册》）

计算机机房空调设计 第 17 页 共 17 页 Cs——冷水比热容[kJ/（kg℃）] W——通过表冷器的冷水量(kg/h) ⑵ 选型计算

已知：t1=24.8℃ t2=10℃ tl1=16.5℃ tl2=8.8℃ ts1=18.8℃ h1=.4kf/kg 采用3℃冷却水 风量 G=28080kg/h ① h2=27.5kj/kg cp取1.01kJ/(kg℃)

ξ=（h1-h2）/1.01(t1-t2)=(.5-27.5)/1.01(24.8-10)=1.8

Fy=G/3600ρvy=28080/3600×1.2×（2~3）=3.25~2.17m2 查表取 YG3 表冷器 Fy=2.85m2

③ 取a=0.94

④ 查表（《空气调节设计手册》表6-10至6-21） 选用六排，流速 w=1.0m/s Eo=0.4 选用四排，流速 w=2.0m/s Eo=0.8 ⑤ 校核ts2

根据公式 ts2=t2-(1-Eo)(t1-t2)

四排时： ts2=10-(1-0.8)(24.8-18.8)=9.334 ψ2=92%

六排时： ts2=10-(1-0.4)(24.8-18.8)=9.3 ψ2=92%

二者与原假定ψ2=95%仅差3%，可选用，决定选用六排。 ⑤ 求水量

W=3600ρswf=3600×1000×1×88.4×10-4=31824kg/h ⑥ 求冷量

Q=G(h2-h1)/3.6=28080(.4-27.5)/3.6=209820W ⑦ 求回水温度

th=tj+3.6Q/csw=3+3.6×209820/4.19×31824=8.66℃ ⑧ 校核ξ

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ww.zhuEg=(t1-t2)/a(t1-tj)=(24.8-10)/0.94(24.8-3)=0.72

lonvy=G/3600ρFy=28080/3600×1.2×2.85=2.2m/s

g.com② 按迎风面风速 vy=2~3m/s选表冷器型号

计算机机房空调设计 第 18 页 共 18 页 按公式

Tp=(t1-t2)/(t1-tj)=(24.8-16.5)/(24.8-3)=0.38 Egξ=1 查表取得 0.862 Eo=0.4 a=2.72 故ξ=2 （根据《空气调节设计手册》式6-22）

大于近似取的ξ，相差不大，不必重算，最终选取YG3 6排表冷器。 ⑶ 冷水式表冷器空气阻力和水阻力计算 ① 空气阻力计算

式中 vy——表冷器迎风面风速 A’、m’、n——实验常数

=210.2Pa ② 水阻力计算

△ h=25.7w1.7 =25.7×1=25.7Pa

5.2 加热器的选择

已知被加热空气量7.8kg/s t1=10℃ t2=15℃ 5．2．1 初选加热器型号 试选用SRZ型加热器

假定(vρ)’=20kg/(m2s)

有效截面机为 f’=G/(vρ)’=7.8/20=0.39m2

查表选用一台SRZ10×6X型的加热器，有效面积为0.393，加热面积为15.42m2 根据实际有效面积得vρ=G/f=7.8/0.393=19.85kg/(m2s) 5.2.2 求加热器的传热系数

查表得 SRZ 10型加热器传热系数经验公式为：

K=14.5 (vρ)0.532

K=14.5(919.85) 0.532 =71.1W/(m2℃)

5.2.3 计算加热面积和台数

加热量 Q=Gcp(t2-t1)=7.8×1.01×(15-10)=39.39kW

需要的加热面积：F=Q/K△tp △tp=tq-(t1+t2)/2=143-(10+15)/2=130.5 故 F=39.39×103 /71.1×130.5=4.25m2

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ww.zhulon查表取得YG 型6排空气阻力△Hs=56.563vy1.35ξ0.339 =56.563×2.281.351×1.80.339

g.com湿式冷却： △Hs=A’vym’(Pa)或△Hs= A’vym’ξn

计算机机房空调设计 第 19 页 共 19 页 所以只需一台，加热面积15.42m2 5.2.4 检查安全系数

面积富裕量为：（15.42-4.25）/4.25=2.6 安全系数足够，故选用SRZ10×6X型 5.3 制冷机组的选择

活塞式压缩机是问世最早的一种机型，它具有热效率高、高速、多缸，能量可

调，适用多种制冷剂，制造容易，价格较低，易于操作管理等优点，适用于单机容

已知总冷负荷为 17.5×12=210kW 故选用 LSG-230型（节能型）制冷机组

℃，冷却水循环量65t/h，水头损失35kPa，进出口通径DN100。

已知制冷机冷却循环水量为65t/h，即65m2 /h,冷却水进口温度（20~30℃） 查《制冷设备空调手册》P1284 表得上海日均湿球温度 28.6℃，干球温度32.4℃，风速1.58m/s，大气压753mmHg。

根据已知参数，选用LRCM-H65型冷却塔，踏体扬程3.7m，采用DN40水管连接。 5.5 水泵的确定

已确定循环水量为65t/h，DN40水管摩阻360Pa/m，冷却塔塔体扬程3.7m，制冷机

水头损失35kPa,即35×10/101.3=3.5m,冷却塔配水管与水泵吸水高度差为10m。 局部阻力：4×0.5=2m

水管沿程阻力：360×103 ×10×（10+2）/101.3=0.4m 总阻力： 0.4+10+2+3.5+3.7=19.6m

查《制冷设备空调手册》，选取100RK80-20型水泵一台。

6.1 房间气流分布的计算

已确定采用上送下回孔板送风。

气流分布计算的任务在于选择气流分布的形式，确定送风口的型式，数目和尺寸，

使工作区的风速和温差满足设计要求。

筑龙网 w6 送风管路设计

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ww.zhu5.4 冷却塔的选择

lon该机组采用G2006制冷，制冷量232kW,电机功率55kW,冷却水进口温度范围20~32

g.com量较小的制冷机组，故选用活塞式制冷机组。

计算机机房空调设计 第 20 页 共 20 页 选用孔板下侧送风：

⑴ 房间尺寸： 10×4×3.2 ；设每块孔板面积：3.8×1 ，共5块。

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图六 孔板送风布置图

因此 f1/F=3.8×1×5/40=47.5%<50% 满足局部孔板送风的条件。 ⑵ 设定送风温差为8℃，已知送风量为0.65kg/s，即1950m3 /h 故每块孔板送风量为 487.5m2 /h

⑶ 在工作区高度 h=2m 时，判断计算断面所在射流段。 因为 x1=4b 所以 x1=4×1=4m

则计算断面处于起始段，则其中心速度的衰减可按下式计算：

ux1/uo=k1k2k3(k/u)1/2

式中：

ux1——起始段内的中心速度 uo——空口出流速度

k1、k2、k3——分别为考虑射流受限、重叠及不等温的修正系数

k——开孔率 u——孔口流量系数

温度衰减相应的用下式计算：

△tx1/△to=k2(k/u)1/2 /k1k3

式中：

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ww.zhu 计算机机房空调设计 第 21 页 共 21 页

△tx1——起始段中心温度与周围空气温度之差 △to——孔口送风温度与周围空气温度之差

⑷ 求 k1、k2、k3

k1——靠路射流受限的修正系数 按 b/B1=1/2=0.5 x/b1=2/2=1.0

查表 选取k1=0.48

射流间距L=2m 射程x=1.2m L/x=1.67 查图 选取 k2=1.0

k3——考虑非等温影响的修正系数 计算A值：

设开孔率为 K=1% fo=0.01×3.8×1=0.038m2

uo=487.5/0.038×3600=3.6m/s<4m/s 符合噪声要求。 根据公式 A=0.73 查图确定 k3=1.4

⑸ 求到达工作区的中心气流速度 采用静压室局部孔板， μ=0.75 则 ux1/uo= k1k2k3 (k/u)1/2

=0.48×1×1.4×(0.01/0.75)1/2 =0.078

所以 ux1=0.078×uo =0.078×3.6=0.28m/s 符合要求范围。

⑹ 求到达工作区时空气的中心温差衰减

△tx1/△to=k2(k/u)1/2 /k1k3

△tx1/△to =1×(0.01/0.75)1/2 /(1.4×0.48)

= 0.172

△tx1=0.172×△to =0.172×8=1.37℃

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ww.zhuA=0.01△to(x3 /bk)1/2 /uo2 k13

long.comk2——考虑射流重合的修正系数

计算机机房空调设计 第 22 页 共 22 页 满足房间恒温要求。 ⑺ 确定静压室高度

按u/uo≤0.25的要求，uo =3.6m/s

故静压室内气流横向流速u≤0.25×3.6=0.9m/s 所以 单侧送风的静压室最小高度应为： hj=487.5/(0.9×1×3600)=0.15m ⑻ 回风口的确定

6.2 风管设计

管路布置如下图：

筑龙网 www.zhulong.com布置在房间下部，回风速度3~4m/s，采用单层百叶风口。

图七 一层平面风管布置图（其他层相同）

6.2.1 风管的材料和形状

⑴ 风管采用镀锌薄钢板

⑵ 风管形状采用矩形，由于矩形管占有效空间较小，易于布置，明装较美观。 6.2.2 风管尺寸确定

已知总风量为 28080kg/h 即23400m3 /h

主管风速取7m/s，支管风速取3m/s，新风入口风速取3.5m/s L=3600abv

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计算机机房空调设计 第 23 页 共 23 页 总风量/(a×b)=23400/(3600×7)=0.93m2 故主管1选取1000×1000的矩形风管 主管1风速为 23400/（3600×1）=6.5m/s 主管2选取 800×630的矩形管， 风速为 6.45m/s， 风量为 11700m3 /h 支管：a×b=1950/(3×3600)=0.18m2 故选取 500×400矩形管

6.2.3 风管阻力计算 ⑴ 计算风管当量直径

主管2 D2=800×630×2/(800+630)=704.9mm

⑵ 单位长度摩擦阻力

主管1 Rm1=0.38Pa/m 主管2 Rm2=0.6Pa/m

支管 Rm3=0.12Pa/m ⑶ 局部阻力

弯头1 a=1000 b=1000 a/b=1 r/b取1.0 ξ取 0.21

R1=ξv2ρ/2=0.21×(6.5)2×1.204/2=5Pa

弯头2 a=800 b=630 a/b=1.27 r/b取1.0 ξ取 0.2

R2=ξv2ρ/2=0.2×(6.45)2×1.204/2=5Pa 弯头3 a=500 b=400 a/b=1.25 r/b取1.0 ξ取 0.2

R3=ξv2ρ/2=0.2×(2.71)2×1.204/2=1Pa ⑷ 风管压力损失

沿程压力损失 △Pm=△Pm1l1+△Pm2l2+△Pm3l3

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ww. 通过通风管道单位长度摩擦阻力线算图，查找比摩阻Rm

zhu支管 D3=500×400×2/(500+400)=444.4mm

lon主管1 D1=2ab/(a+b)=2×1000×1000/(1000+1000)=1000mm

g.com支管风速 1950/（3600×0.2）=2.71m/s

计算机机房空调设计 第 24 页 共 24 页 =(1+3)×0.38+(2+25+2)×2×0.6+(0.8+9)×6×2×0.23 =63.4Pa

局部压力损失 △Pj=5×1+5×4+1×2×6×2 =49Pa

所以 总压力损失： 49+63.4=112.4Pa 6.3 选择风机

已知总送风量 23400m3/h,选取 WXBF-24型风机箱。

型，电机采用 Y1602-6型，功率为11kW

7 文摘

目前，HFC类制冷还有许多问题尚待进一步解决，如所有问题已解决的话，也就不

适用于HFC制冷剂的脂类油（POE），价格昂贵，润滑性较差，特别吸水性和水解

剂更的溶剂，因此必须小心选择所使用的材料、加工过程用的切屑油和清洗液等流体，

是进一步开发高稳定性的POE油；PVE油由于有优良的润滑性和弱的水解性，也有待开发。

改进设备设计，提高能效是必然趋势。通过能效的提高，可减轻或抵消由于HFC排放引起的温室效应。例如冰箱，美国从1972年到1993年，能耗已降低了60%，如2001年达到美国制定的能耗标准，则将进一步降低30%。按照这个标准，570升冰箱的能耗，相当于60W灯泡的耗电。单元式空调，从1975年到1995年，季节能效比SEER已由7.0提高到10.8,即节能35%,期望2006年,能耗还将还进一步下降20%.离心式冰水机组,从1978年到1998年,能耗由0.8kW/ton 降到0.6(平均数),好的设备由0.7降到0.48。通过采用多级和直接驱动等措施和优化设计，期望2005年可以从0.48进一步降到0.45kW/ton。

NH3是一种传统工质，其优点是ODP＝0，GWP＝0，价格廉，能效高，传热性能好，且易检漏，含水量余地大，管径小，但其毒性需认真对待，而一百年多年使用的历

筑龙网 w否则由于与制冷剂/油的化学反应，会形成腊状物质，造成膨胀装置的堵塞。今后的展望

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ww.性强，凡POE油含水量大500－1000ppm的，多半要失败。由于POE油是一种比制冷

zhu会在发达国家中出现CFC－12和R502的黑市了。

lon21世纪绿色环保制冷剂的展望

g.com该风机箱采用铝制过滤网，结构坚固，可反复清洗，采用的一台风机型号为QDF560

计算机机房空调设计 第 25 页 共 25 页 史表明，NH3的安全性记录是好的，今后必须找到更好的安全办法，如减少充灌量，采用螺杆式压缩机，引入板式换热器等等。然而，其油溶性、与某些材料不容性、高的排气温度等问题也需合理解决。看来，NH3会有更大的空调市场份额。

另一种传统天然工质是CO2，现已引起注意，其优点也是ODP＝0，GWP值为1。主要问题是其临界温度低（31），因此能效低，而且它是一种高压制冷剂，系统的压力较现有的制冷剂高很多。CO2制冷剂可能应用的领域有以下三个方面。第一是CO2超临界循环的汽车空调。由于其压比低，使压缩机效率高，高效换热器（如冲压唯槽管）的

的排气温度可以非常接近（仅相差几度），这样，可以减少高压侧不可逆传热引起了损失。为了减轻重量和缩小尺寸，换热器头部的优化设计也已开发。此外CO2系统在热泵

已有商用的CO2空调系统的公共汽车投入公交运输，空调器尺寸与HFC－134a相当。

的放热过程，适合用于热水的加热。1998年和1999年有报道，试验结果比采用电能或天然气燃烧加热，可节能75%，水温可从8升高60。第三者是在复叠式制冷系统中，CO2用作低压级制冷剂，高压级用NH3或HFC－134a作制冷剂。目前欧洲已有20台安

再次引入，在现代化技术条件下，似乎被认为是制冷空调行业发展中许多有意义的领域之一。

为了寻求新的高效、绿色环保制冷剂，从热力这角度说，它必须具有高的临界温度和低的液相摩尔热容，例如为了替代HCFC－22，新的替代物其临温度必须高于100目前已经有人关注R161和R1311，它们的临界温度分别为102.2和120。它们均溶于矿物油，ODP为零，GWP值很低,前者为10，后者小于1。但它们均有一定的急性毒性，R161还有一定的可燃性，R1311的稳定性也不够理想。对于这两种化合物，还需要进行长期的理化试验和研究开发工作。

HFC－245ca被认为是替代CFC－11和HCFC－123和一种具有前景的替代物，它具有与CFC－11相近的饱和压力，呈现出好的稳定性及低的毒性，并且对漆包线的侵蚀液比HCFC－123有所减轻，但有一定的可燃性。目前还尚需进行深入研究，确认机组效率和着火的风险性。HFC－245ca/338m混合物也正在研究中。

总之，为了适应环保的要求，21世纪制冷空调行业的发展方向是：绿色环保，高效

筑龙网 w装于超市中，运行性况表明技术上是可行的。这种系统还适用于低温冷冻干燥。CO2的

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ww.zhu第二是CO2热泵热水加热器，由于CO2在高压侧具有较大温度变化（约80－100）

lon方面的特殊优超性，可以解决现代汽车冬天不能向车厢提供足够热量的缺陷。目前德国

g.com采用也对提高其能效作出贡献。由于高压侧CO2大的温度变化，使进口空气温度与CO2

计算机机房空调设计 第 26 页 共 26 页 节能，减少排放，加强回收，注重培训研究开发。

--摘自《21世纪制冷空调行业绿色环保制冷剂的趋势与展望》 朱明善

从能效角度看空调发展趋势

随着我国经济的稳步发展，人民的生活水平日益提高，生活方式与５年前相比发生了翻天覆地的变化。人们对环境的要求越来越高，尤其是对居室环境的要求更是与日俱增。对室内舒适温度的要求比行业标准提高很多，要求夏季室内温度在２４－２６，冬季室内温度在２０－２４，这就给空调技术的发展提出更高的要求。

中国是一个空调需求大国，这是令世界空调制造商瞩目的现象。但从我国的能源状况分析开来，就不免让人担忧。我国虽然是储煤大国，煤炭储量占能源总储量的７０％，但采储比不足百年。目前，我国对原油的进口需求占能源需求总量的７０％，对天然气

是北京、天津、上海等大城市水资源紧缺状况更为突出。大气、环境的污染势必要使得

行业每年消耗掉的能源占总耗能的４０％左右，这样高能耗的产业在日益紧缺的能源状

能、环保的要求，用经济实用的理念带动新型技术的推广，从而形成一个良性循环的环

从环保的角度分析，空调工质的替代问题就是一大难点。弗里昂对环境的污染已成为不争的事实。据有关专家推测，我国不会强令禁用弗里昂的，完全要靠市场经济来实现转化。由于我国大量正在运行当中的设备、产品中使用弗里昂，并有新设备也在使用，所以我们如果匆忙寻找替代工质，势必会给国家的经济带来一定的损失。工质替代虽然是摆在制冷厂家和从业人员面前的一个重要问题，但究竟使用什么工质，还得有一个慎重思考的过程。清华同方人工环境有限公司的总经理范新认为：从我国制冷、采暖行业的现状来看，我们不是一步就能进入完全的环保工质阶段，而是要注重现存的能源结构和设备能效比的提高。

提高能效比是采暖、制冷行业的发展方向，积极拓展一些新的技术领域就成为关键。采暖的模式由燃煤锅炉到燃油锅炉。随着技术的进一步提高，出现了以电锅炉、电热膜为基础技术的电采暖蓄能系统。以北京为例：直接用电采暖费用高达５０元／平方米，燃煤采暖费用在１８元－２０元／平方米，电采暖蓄能系统根据室外温度变化和室内温

筑龙网 w保产业链。

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ww.况下很难发展。要想走可持续发展的道路就必须开拓、创新，用先进新型的技术适应节

zhu人们在改善环境上下大工夫、作大文章。为了满足人们生活的舒适与健康，采暖、制冷

lon的进口需求占５０％，１０年以后我国能源储备将表现出严重不足。水资源缺乏，尤其

g.com 计算机机房空调设计 第 27 页 共 27 页 度需求制定出运行方式，可以把费用控制在２４元－２６元／平方米。但这种方式也存在着很大的问题，电采暖蓄能系统占据很大的建筑空间，更主要的是需要增加电网的供电负荷，从而使得这项技术的推广受到一定的。

近几年来，悄然兴起了一种新的采暖、制冷方式，而且发展势头凶猛，这就是热泵技术。取暖方式通常是通过燃烧来获得能量，例如烧煤、烧油、烧电。热泵技术是通过能量搬运进行转化。空气中有取之不尽的能源，水中和地下都是很大的蓄能载体，因此产生了空气源热泵、水源热泵、土壤源热泵。这些技术在国内将成为行业内的主流技术，

左右应用风冷热泵空调可正常运行，改进技术后近而推广至黄河流域，使得空气源热泵在环境温度为－８到－１０之间运行良好，但能效比偏低。经过５年的潜心研

行。有了这样的技术和设备，就可以把空气源热泵推广到华北、西北等区域。在热泵技

供了一种全新的模式。

随着国内空调产业从“大而不强”的状况向自主技术创新的发展，清华同方人工环境有限公司现在推出的低温热泵空调将引导传统空调产业向节能、环保、数字化方向拓展。为室内空气品质的调节提供优质的服务保障。

--摘自《经济参考报》2003/6

随着生活水平的提高，人们对居住环境的要求越来越高，以前传统的大型空调机组应用于比较高档的写字楼、宾馆、酒店，而传统的房间空调器（如窗机、分体机、柜机）则多用于家庭住宅和档次不高的办公楼等，两者互不牵连。现在随着房地产业的发展，人们的居住面积和档次不断提高，家用小型空调系统发展迅猛。笔者就工作中所接触到的工程谈谈自己的一些理解。

现在市场上家用小型空调的制冷量要求控制在7~80Kw，所采用的技术类型主要有三种：风系统、氟系统、水系统。

风系统是以美国为技术代表，室外机组与室内机组通过氟立昂管连接，室内机通过风管把处理过的空气送到各房间内，以达到降温的目的。常见的品牌有约克、雷诺士、天普、路德，机组系列型号主要有1.5RT、2RT、2.5RT、3RT、4RT、5RT几种；室内机的处理

筑龙网 w对户式小型空调的一些理解

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ww.zhu术领域中把空气源热泵拓展到更大的空间，并得到发展和使用，这给北方地区的取暖提

lon究清华同方推出低温风冷螺杆机组，可在环境温度－１５到４５的范围内高效率运

g.com尤其是空气源热泵。清华同方人工环境有限公司最早在长江流域以南，在环境温度０

计算机机房空调设计 第 28 页 共 28 页 风量在1360m3/h到3100m3/h，室内机组的处理焓差约为3.8Kcal/Kg左右，小于风盘的4~5Kcal/Kg，所以这种风管式的系统对人体来说是比较舒适的。而且可以方便的引入新风、室内不存在漏水等问题；各房间内没有风机，噪音也较小；室内机的噪音一般在50dB(A)左右。有些厂家在室内机上增加了过滤和湿膜加湿的功能，大大提供了该系统的舒适性。但是该系统要求有较高的安装空间，这就要求增加房屋的层高，相应的楼与楼之间的采光间距也要相应增加；另外尤其是国内的建筑外围护结构的保温性能很差，这样系统的风量会更大。另外各房间的风量也不便调节，这样住户的行为节能能力就很

一三层的Townhouse工程，由于建筑的布局很紧凑，一层层高为3.0米，二、三层只有2.9米，所以风管很难布置，最后无奈只设计了送风管，未设回风管，只能靠各房间的

调机房里的问题。风管多是采用复合材料的风管。目前北京地区应用这种风系统的工程

氟系统是以日本的VRV变冷媒系统为代表，这也是与日本的国情相关。常见的品牌有大金、三菱、东芝，国内品牌有美的的MDV智能便频空调、海尔的MRV超级变频一拖多等，但是该系统的一些核心技术均掌握在国外厂商手中。该系统其实早就存在，只是近两三年更多的与户式空调联系在一起。该系统的最大长处我认为是在它的控制系统，包括对室内机的单台控制和室外机组的变频调节等，但是价格较贵。随着市场的竞争，国产设备该系统的造价大约能做到350元/m2左右，进口设备大约在500元/m2左右。如果要求设置新风系统的话，需另设专门的新风机，造价会更高。

就中国的情况，我们走的是水路系统，实际上就是小型的风冷冷水机组加风机盘管系统，国内厂商以清华同方为代表，国外的厂商有开利、麦克维尔等。该系统的室外机已包含了循环水泵和膨胀水箱，安装相对还是比较简单的。房间内安装的是风机盘管，走的是水管系统，便于同建筑配合安装。各房间内的风盘可的控制调节，现在有的厂家专门研制的户式超薄风机盘管高度仅为190mm，比常规风盘的250mm小了许多，更大增加了设备安装的灵活性。但该系统要求处理好冷凝水的排放问题，以免给日后的运行使用留下隐患。

空调“小型化”技术的突破和一些新产品的推出，具备了一个新兴产业出现的前提，但是还有更多的东西需要完善。相对于各厂家在传统的房间空调器市场上的拼杀，在户式小型空调的产品和用户之间还有技术、销售、服务等更多内容需要解决。目

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ww.zhu项目增长的势头很快。

lon门下缝隙回风，效果不是太理想。而且还有楼上层冬季时送的热风很难回到设在一层空

g.com小，造成浪费。在系统的设计上要求处理好送回风管同建筑的配合问题。笔者所做的某

计算机机房空调设计 第 29 页 共 29 页 前国内市场上真正形成销售能力的从事户式空调生产的厂家，一类是以前从事家用空调的领军羊，如美的、海尔等，另一类就是大型空调领域的领导者，如约克、大金等。但是，这两类企业都碰上了相对应的技术和服务方面的问题。

面对户式小型空调的巨大商机，传统的家用空调厂家和大型空调厂家应根据自身的情况采取不同的策略，不应盲目的跟风而上，以避免导致重演家用空调无序的价格大战。对新兴的经济热点，我们都有责任从多方面保证它的正常有序发展。国内厂家应从技术和服务多方面的努力，才能应对国外空调巨头的冲击。

(2)

多联式空调机组运行稳定性

正具备上述三项优越性呢？实际并不一定，而与其容量大小和系统运行稳定性相关。

为了宣传多联式空调机组的优越与万能，常用以下几点表达，即：多室外制冷压缩

室内机之间的高差可为50m，室内机之间的高差可达30m。且不论为了实现这种大系统

闪发和回油困难等问题，需要增加一些辅助回路与附件，致使系统复杂，更重要的是将造成过多能量消耗，以及系统难以稳定运行。

为什么能耗增加？一方面由于机组容量增加，实现系统各部件的最优化匹配有难度，致使能耗增加。例如，日本为了实现1997年12月京都会议决议，规定多联式空调机组的制冷能效比（EER）为：制冷量小于等于4kW为4.12，小于等于7 kW为3.23，小于等于28 kW为3.07，可以说明问题。另一方面，由于管路过长，阻力损失大大增加，也将造成制冷压缩机能耗大为增加，各厂家对此均有说明，故不多述。总之，多联式空调机组容量不宜太大，额定制冷量以不大于56 kW为好，而且，室外机就说可能分散布置。

⒉ 关于系统运行稳定性

以制冷工况为例，蒸发温度和冷凝温度是表征系统运行状态的参数。但是，对于室内机来说却不能作为调节参数，为了保证系统稳定运行，需要控制蒸发器制冷剂出口的

筑龙网 w的可靠运行，特别是针对由于环境温度过低与管路过长带来的液体回流、液态制冷剂再

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ww.机的单一系统，可联接台、128台甚至256台室内机，配管最长可达125m，室外机、

zhu⒈关于多联式空调机组容量

lon 多联式空调机组以节约能源、智能化调节和精确的温度控制著称，但是，是否能真

g.com--彦启森等 . 家用小型空调的行业现状分析及与展望 . 中国建筑信息. 2002

计算机机房空调设计 第 30 页 共 30 页 过热度，以防止回液，因此，室内机的被控参数是室温和蒸发器制冷剂出口的过热度，而调节参数只有室内机的风量和电子膨胀阀的开度。

对于室外机来说，其中变频制冷压缩机是VRF气液两相流体网络的动力源，其吸气压力和排气压力的变化是系统稳定运行的关键；但是，尽管制冷压缩机吸气压力和排气压力一定，室外环境温度、压缩机频率和冷凝器风量变化，都直接影响冷凝器制冷剂出口的再冷度，而此再冷度又是系统稳定可靠运行的一个重要参数，因此，制冷压缩机吸气压力、排气压力以及冷凝器风量是调节参数，而这些参数之间又存在充分的耦合关

根据上述分析，石文星博士[1]提出VRF空调系统的自治协制法，即： ⑴ 在保证室内机蒸发器制冷剂出口具有一定过热度的条件下，应用电子膨胀阀控制

⑵ 在保证室外机冷凝器制冷剂出口具有一定再冷度的条件下，调节压缩机频率和冷

⑶ 在室外机处集中控制压缩机吸气过热度。

尽管如此，在众多室内机的运行台数和调节模式组合多变条件下，可以保证系统稳定可靠运行，但是，压缩机吸气压力、排气压力、吸气过热度与冷凝器再冷度会在一定范围内变化，如果系统容量过大，不但各室内机电膨胀阀前的制冷剂供液压力和蒸发器回气压力将有较大的变化，而且，吸气过热度与冷凝器再冷度可能超出期望范围，致使系统不能稳定

--摘自《论多联式空调机组》2002/11，清华大学 彦启森

COMBINED ELECTRICITY AND HEAT PRODUCTION WITH ENVIRONMENT-FRIENDLY AND ECONOMICAL DIESEL

AND DUAL-FUEL ENGINES

INTRODUCTION

The generation of electric energy and heat by means of means of internal combustion engines is based on the principle of converting the latent chemical energy of fossil fuels during combustion. Each combustion process, taking place under admission of air, inevitably leads to the formation of noxious substances and their emission. Due to the rising energy demand of our civilized society, problems in connection with environmental protection increase and the secured reserves in fossil fuels are being used up. Because of the limited energy reserves and

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ww.zhu凝器风量控制制冷压缩机吸气压力和排气压力

lon室温稳定；

g.com系。

计算机机房空调设计 第 31 页 共 31 页 the need to retain and improve respectively the environmental conditions for future generations, it is necessary to work towards highest efficiencies, best possible utilization of the primary energy used and lowest possible emission of noxious substances. When comparing the efficiencies that can be reached when converting the latent chemical energy of liquid and gaseous fuels into mechanical energy and hence converting the latent chemical energy, it can be noted that up to a mechanical shaft output of 50 MW per unit no other thermal engine reaches higher efficiencies than Diesel and gas engines. Only above approx.

processes, for which, however, there are restrictions in the fuel qualities that can be used. Figure 1 shows a corresponding comparison of the efficiencies under rated output conditions

above 40% can be reached related to the generated electric energy when using Diesel and gas

The combination of generating electricity and utilizing waste-heat is of increasing

energy is too valuable to be dissipated into the environment as a waste product. The decentralized generation of electricity and heat is an advantageous process for saving primary energy, observing the ecological aspects, and simultaneously attaining an economic mode of operation. The waste heat utilization clearly increases the economy reached when using Diesel engines as well as dual-fuel and spark ignition engines for electricity generation. With gas and dual-fuel engines, there is the possibility to realize lowest emission values of noxious substances that are nowadays required for stationary plants in continuous operation, without additional exhaust gas after-treatment.

--Edited by Kangmin Chen ENERGY and ENVIRONMENT

译文：

把电、热生产、环境保护、节能的柴油机

和双燃料发动机相结合

介绍

借助于内燃机的电和热的工具基于在燃烧期间转换化学燃料所蕴藏的化学能的原则。每个燃烧过程，在空气进入下面发生，不可避免地导致有害的物质和构成它们的排出物，

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ww.significance, when aiming at the highest possible utilization of the primary energy, Heat

zhuengines.

lonfor various thermal engines. Even in the load range of 1-2 MW only, efficiencies clearly

g.com50 Mw unit output, even better results are achieved with combined gas and steam turbine

计算机机房空调设计 第 32 页 共 32 页 由于我们的文明社会进步的能源要求，化石燃料消耗增加，环境保护相关的固定相关储备正在被耗尽。因为有限的能源储备并且需要保留为将来各地改进环境， 向最高的效率工作是必需的， 主要的精力最好在于减少所使用的有害的物质的排出物。这是可以达到的当改变液体和气态的燃料的隐藏的化学能成机器的精力时并且因此转换隐藏的化学能效率的提高。能被注意到的是，柴油机和气体引擎每单位到50 MW的机器的轴产量比没有另外的热量的引擎到达更高的效率，这仅仅是大约的。 50 Mw单位产量，甚至更好的结果被联合的气体和蒸气汽机完成，然而， 在那能被使用的燃料质量有限

电能。产生电并且利用浪费热是有意义的，当瞄准主要的能源最高的可能使用时， 热能太贵重，不能作为一件废物产品被消散进环境。电和热的分散是为保证主要的能量的

燃料和火花点火引擎一样为电代柴油机引擎使用时清楚地增加了经济效果。气体和双重

气体再处理。

1．，连之伟，哈文 编著. 空调工程应用. 第二版，北京：科学出版社. 2001

版社. 2003

3．电子工业部第十设计研究院 主编. 空气调节设计手册. 第二版，北京：中国建筑工业出版社. 2003

4．《制冷空调产品设备手册》编写组 编. 制冷空调产品设备手册. 第一版，北京：国

防工业出版社. 2003

5．Edited by Kangmin Chen G.Sarlos T.W.Tong. ENERGY and ENVIRONMENT. Shanghai, China, May 1998

经过了两个多月的时间，终于完成了毕业论文。它不仅仅是我一个人的劳动 成果，同时还凝聚着许许多多帮助、鼓励、指导过我的老师们的心血。在此期间，导师--苑安民老师在工作中严谨的工作态度、踏实的工作作风时刻影响并激励着我。他不仅认真负责地给予我论文内各方面的指导，更教会了我很多做人的道理。除此之外，我们专业的

筑龙网 w2．赵荣义，范存养，薛殿华，钱以明 编. 空气调节. 第三版，北京：中国建筑工业出

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ww.参考文献：

致 谢

zhu燃料引擎，在如今有可能实现有害物质最低排放，如果采取必要的措施，没有附加耗尽

lon一个有利的过程，观察生态方面，并且同时地达到军事行动的一个经济的模式。当双重

g.com制。效率清楚地在40%上面是能被达到的，当使用柴油机和气体引擎时联系了到产生的

计算机机房空调设计 第 33 页 共 33 页 吴兆春、郑跃伟等各位老师也都给了我莫大的帮助。在此，我向所有给予我帮助、鼓励、指导的老师和院方的各位老师们，以及帮助过我的同学们致以最真诚的谢意！

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