【正文】 機組與風機盤管的容量大小。一般來講，新風處理后的狀態(tài)點有四種情況。一種是新風處理到室內(nèi)的溫度；第二種是新風處理到室內(nèi)的焓值；第 三種是新風處理到室內(nèi)的含濕量；第四種是新風處理到低于室內(nèi)的含濕量。在工程實踐中，我們都希望能夠把新風處理到室內(nèi)的焓值，這樣新風機組完全承擔新風的冷負荷及部分新風的濕負荷，風機盤管機組只要承擔室內(nèi)的冷負荷、濕負荷及部分新風的濕負荷即可。這種組合方式新風機組可以和風機盤管機組共用水系統(tǒng)，又能充分發(fā)揮新風機組和風機盤管機組的處理能力。 3 設(shè)備的設(shè)計性選擇計算 設(shè)備的選擇計算方式一般可分為設(shè)計性與校核性計算兩種。很多參考書上給出的都是設(shè)計性計算方法。過 R 點做室內(nèi)的 ε 線取合適的送風溫差則可定送風狀態(tài)點 S，然后可 求得室內(nèi)送風量 Ms；過 R 點做等焓線與相對濕度 95%的交點即可得到新風處理后的狀態(tài)點 D；連接 DS 并延長再根據(jù)新風量 Mo 與送風量 Ms 的比值即可得風機盤管處理后的狀態(tài)點 F。由此可知風盤應該承擔的冷量 QF 為QF=MF(hRhF)=Qc=Ms(hRhS),新風機組應該承擔的冷量 Qo 為 Qo=Mo (hohD)。然后根據(jù)風盤及新風機組應該承擔的冷量，考慮適當?shù)姆糯笠蛩夭橄鄳臉颖具x取合適的設(shè)備。采取這種方式選取的機組我們只能保證設(shè)備的全熱冷量滿足要求，并不一定能保證滿足系統(tǒng)的除濕要求。而且圖中的 F 點與 D 點是我們希望設(shè)備能夠處理到的狀態(tài)點，實際運行工況的 F 點與 D 點肯定會有變化；同時我們設(shè)計出的設(shè)備的風量與所選設(shè)備的風量也有出入，因此所選設(shè)備是否合適還需做一個校核計算。筆者認為采用這種方法選擇設(shè)備費時費力，過程中存在著許多重復的計算，而且所選的設(shè)備也不能很好的滿足系統(tǒng)的要求，容易產(chǎn)生所選設(shè)備容量偏大或偏小的情況出現(xiàn)。 4 設(shè)備的校核性選擇計算 我們首先根據(jù)室內(nèi)的冷負荷 Qc 來確定風機盤管應該承擔的冷量Qt≥(1+β1+β2)Qc，其中 β1 積灰對風盤傳熱影響附加率，夏： 10%，夏冬： 20%，冬： 15%； β2 風盤間歇使用附加率，取 20%。然后查相應的風機盤管樣本，使風機盤管的高檔全熱冷量最接近 Qt 即可。在這里我們一定要注意風機盤管的冷量換算，即風機盤管的名義工況與設(shè)計工況之間的轉(zhuǎn)換。我們知道樣本上風機盤管的冷量都是在一定的工況下，也就是某一確定的風量、進風參數(shù)、入口水溫、水流量的前提下的冷量，如果其中某一參數(shù)發(fā)生變化，都會導致風機盤管的實際處理能力的變化。因此在選擇時一定要仔細的比對名義工況與設(shè)計工況有哪些參數(shù)不同，并查相應的修正系數(shù)求出風機盤管在設(shè)計工況下的全熱冷量 Qt 實與顯熱冷量 Qs 實。選好了風 機盤管后，根據(jù) 實 = MF(hRhF)； 實 = MF(hRhF)就可以確定風盤實際運行工況下的出口狀態(tài)點 F，其中 Qt 實、 Qs 實分別是風機盤管中檔風量運行時的全熱冷量與顯熱冷量，之所以冷量前要乘以 是考慮風盤運行一段時間后出力會下降。選擇新風機組時必須根據(jù)所設(shè)計的新風量來初選機組的型號，再根據(jù)機組必須承擔的冷量確定機組的表面式換熱器的排數(shù)。同樣的道理在選擇時一定要仔細的比對名義工況與設(shè)計工況有哪些參數(shù)不同，并查相應的修正系數(shù)求出機組在設(shè)計工況下的全熱冷量 Qt 實，然后就可以依 據(jù) 實 = MF(h0hd)和 φd=9095%確定新風處理后的狀態(tài)點 D。 D 點和 F 點確定后就可以確定送風狀態(tài)點 S，再依據(jù)室內(nèi)的熱濕負荷，我們就可以判斷室內(nèi)的狀態(tài)點是否在允許范圍內(nèi)。從而完成整個系統(tǒng)設(shè)備的選型過程。 5 風機盤管水系統(tǒng)形式的確定 風機盤管水系統(tǒng)形式從不同的分類角度來分，有很多種形式。在這里筆者將重點討論同程與異程系統(tǒng)的選擇確定。一直以來我們都認為當水系統(tǒng)較小、管路阻力與設(shè)備阻力的比值小于 1/3 時適用異程系統(tǒng)，否則則適用同程系統(tǒng)?，F(xiàn)在空調(diào)建筑的規(guī)模越來越大，如果不具體情況具體分析 都采用同程系統(tǒng)的話，不僅會增大空調(diào)系統(tǒng)的初投資及冷熱損失，也會使建筑的有效使用空間變少。當建筑的使用功能多元化，負荷特性不一的前提下，就不適用同程系統(tǒng)。因為我們采用同程系統(tǒng)的目的就是為了保證水力平衡、保證各個末端的風機盤管水量相同。而負荷特性不一的系統(tǒng)，它的各個末端的水量分配是很不均衡的，這種情況下采用同程系統(tǒng)根本無法發(fā)揮同程系統(tǒng)的優(yōu)點。而且現(xiàn)在自動控制技術(shù)及閥門的調(diào)節(jié)性能越來越好，我們只要在各個水路分支的回水管上安裝靜態(tài)調(diào)節(jié)閥、末端風機盤管回水管上安裝電磁閥即可，其中靜態(tài)調(diào)節(jié)閥的用屬于一次性調(diào)節(jié)閥，可以對 各個水路分支進行水量的初調(diào)節(jié)。我們也可以采用在末端風機盤管回水管上安裝電磁閥，供水管上安裝動態(tài)調(diào)節(jié)閥的方式來保證系統(tǒng)的水量分配，其中動態(tài)調(diào)節(jié)閥的作用就是保證電磁閥的閥前壓力一定，且電磁閥門全開時風機盤管流量一定。 相同溫度下， R134a 的蒸發(fā)壓力比 R12 偏低，不但使得吸入的制冷劑重量減輕，而且也使得壓縮機的輸氣系數(shù)降低，對于機組制冷量有雙重負面影響。 36℃的環(huán)境下， R134a 的冷凝溫度比 R12 高出 ～ 1kg/cm2，將增大壓縮機的功耗，降低機組的效率。在 36℃ 的環(huán)境下，不同蒸發(fā)溫度的制冷量，都比 R12 系統(tǒng)低，約為 R12 系統(tǒng)的 85%左右，和我們原來的計算結(jié)果符合得很好。由于 R134a 的冷凝壓力較 R12 高，壓縮機消耗的功率也比 R12 系統(tǒng)高。當蒸發(fā)溫度很低時，二者趨于一致，應該是由于低蒸發(fā)壓力下， R134a 的吸入量不斷減少所致。 R134a 做冷藏冷凍設(shè)備的制冷工質(zhì)，制冷系數(shù)比 R12 系統(tǒng)要降低不少。圖 6 標示的是壓縮機的制冷系數(shù)，即制冷量和壓縮機功耗的比值。沒有將輔助設(shè)備的功耗計算進去。如冷凝風扇和蒸發(fā)風扇兩個電機的功耗。 6 結(jié)論 在 冷藏車上采用 R134a 替代 R12，在技術(shù)上是可行的。替代后，機組的各項運行參數(shù)和 R12 系統(tǒng)比較接近，但是，制冷量將有小幅下降，在標準制冷工況附近，制冷量比同工況下 R12 系統(tǒng)減少 15%，制冷系數(shù)也比 R12 系統(tǒng)略低。對于安全性要求高和易泄露的場合， R134a 是替代 R12 的最佳替代物。但是，在相對于安全性要求低，泄露性小的場合，可以選用制冷效果更好的混和工質(zhì)。