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空调机组范文10篇

时间：2023-03-19 16:24:17

空调机组

空调机组范文篇1

多联式空调机组由一台或多台室外机与多台室内机组成，依靠制冷剂流动进行能量转换与输送，所以，它是由制冷剂管路将制冷压缩机、室内外换热器、节流装置和其它辅助部件联接而成的闭式管网系统，而室内外换热器又可视为具有扩展表面的传热管，在管内进行着连续冷凝或蒸发过程；这样，多联式空调机组--严格说即变制冷剂流量空调系统，实质上是由制冷压缩机、电子膨胀阀、其它阀件(附件)以及一系列管路构成的环状管网系统。系统中的管路有以下3种类型：

①外肋片直管：具有扩展表面的传热管段，承担系统与室内外环境进行热量交换作用；

②光管直管：当其外覆保温层时，则视为复合直管，由于布置不同，有上升立管、下降立管和水平管之分；

③光管弯管：具有一定弯曲角度的光管。

根据上述剖析与归纳，石文星博士[1]率先提出以变容量制冷压缩机为核心的气液两相流体网络模型，从网络拓扑关系描述入手，通过增广关联矩阵，建立了变制冷剂流量空调系统的通用的分布参数模型，采用变步长求解。并以此为手段分析了多联式空调机组的运行特性，研究了系统的调节特性，从而为多元式变制冷剂流量空调系统难以进行分析研究提供了解决方法。

以变容量制冷压缩机为核心气液两相流体网络模型，与具有恒压点的单相不可压缩流体网络模型有明显的不同特点：

①

具有相变过程。制冷剂沿管路流动存在压力损失，且与外界环境发生热交换，会产生相变(冷凝或蒸发)；在稳定工况下，流入与流出节点的质量流量相等，而体积流量不等。

②

管段阻力特性系统S并非常数。微元管段阻力系数取决于制冷剂状态和流速变化，各管段的阻力特性系数并非管段结构的函数，即管段阻力特性系数不能作为常数处理。

③

网络系统无恒压点。网络中各点的压力取决于制冷压缩机、冷凝器、蒸发器和膨胀阀的匹配和调节关系，取决于环境温度和制冷剂流动状态；网络系统通过制冷剂充注量或补充相应的方程封闭求解。

④

制冷剂的动力特性和传热特性存在耦合关系。各管段制冷剂的温度不仅取决于与外界环境的换热状况，还与该管段的压力密切相关。

空调机组范文篇2

随着我国经济建设的发展，住宅建设迅猛增长，为了满足人们对室内外空气环境要求不断提高的需要，近年来出现了所谓"住宅空调"，水--空气系统、空气系统(管道机)和多联式空调机组分别适合不同需要，呈三足鼎立局面。但是，必须注意的是，住宅空调的特点是冷暖两用、调控优良、可靠性高、节约能源，具备上述四方面的空调设备才堪称"住宅空调"，才能在此领域立足壮大。而调控是水-空气系统、空气系统(管道机)当前的薄弱环节，应从速解决。至于多联式空调机组虽然比较完美，但是仍存在标准与难以掌握两大问题，本文将对此进行论述。

变制冷剂流量(VRF)空调系统根据室内机数量多少，可分为单元式和多元式两种类型，而多联式空调机组就是多元式变制冷剂流量空调系统，因此，名为机组实际是一套整体系统，必须用整体的系统的观点进行分析研究与试验，才能正确地掌握与评价。

1两相流体网络模拟分析空调系统

①外肋片直管：具有扩展表面的传热管段，承担系统与室内外环境进行热量交换作用；

②光管直管：当其外覆保温层时，则视为复合直管，由于布置不同，有上升立管、下降立管和水平管之分；

③光管弯管：具有一定弯曲角度的光管。

以变容量制冷压缩机为核心气液两相流体网络模型，与具有恒压点的单相不可压缩流体网络模型有明显的不同特点：

①

②

③

④

制冷剂的动力特性和传热特性存在耦合关系。各管段制冷剂的温度不仅取决于与外界环境的换热状况，还与该管段的压力密切相关。

2运行稳定性

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。

21关于多联式空调机组容量

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：多室外制冷压缩机的单一系统，可联接64台、128台甚至256台室内机，配管最长可达125m，室外机、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。

22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系。

根据上述分析，石文星博士[1]提出VRF空调系统的自治协调控制法，即：

①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室温稳定；

②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凝器风量控制制冷压缩机吸气压力和排气压力；

③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，致使系统不能稳定地运行。

3试验评价

以上反复强调多联式空调机组是多元变制冷剂流量空调系统，对于某给定多联式空调机组来说，在满载运行条件下，系统内在参数(蒸发温度、冷凝温度等)以及系统制冷(制热)特性，取决于外在参数，即室内外空气温湿度。因此，作为标准的评价试验采用分别进行室内机评价试验和室外机评价试验是不正确的，必须在相同要求条件下进行整体系统的试验，才能相对准确地评价与比较多联式空调机组。

31必须整体试验

首先，分析室内机与电子膨胀阀联合调节特性

由于对于给定室内机来说，换热器几何参数是定值，因此，影响蒸发器效果的因素主要有：室内环境温湿度、风量、电子膨胀阀开度以及蒸发温度和冷凝温度。但是，进行机组标定试验时，室内环境温湿度、风量和电子膨胀阀开度可均匀定值，这样，影响蒸发器效果的因素就只有蒸发温度、冷凝温度以及膨胀阀前制冷剂再冷度，而这些参数均为系统的内在参数，取决于多联式空调机组组成与匹配，难以人为给定，所以，单独进行室内机评价试验，实际是不可行的。

其次，分析室外机组联合调节特性。

多联式空调机组的室外机由变频制冷压缩机(组)和换热器及其风扇组成，其中换热器几何参数是定值，因此，影响室外机的制冷剂流量和制冷能力的因素主要有：室外环境温湿度、风量、制冷压缩机频率以及蒸发温度和冷凝温度。这样，与室内机相同，进行机组标定试验时，室外环境温湿度、风量和制冷压缩机频率可均为定值，而影响定外机性能的因素就只有取决于多联式空调机组组成与匹配、且难以人为给定的系统内在参数--蒸发温度、冷凝温度以及吸气过热度和冷凝器出口制冷剂再冷度。所以，单独进行室外机组的评价试验，实际也是不可行的。

总之，企图简化试验手段，采取分别进行室内机评价试验和室外机评价试验，以达到评价多联式空调机组的方法是不可行的。

32多联式空调机组标定试验的设想

由于评价试验多联式空调机组必须整体进行，因此，提出如下设想。

①以标准额定制冷量计，当前被评价的多联式空调机组最在制冷能力取28kW为宜。

②标定试验在室外侧和室内侧分别为上下设置的房间热平衡量热计装置内进行。

③

以最大制冷能力为28kW的机组为例，试验机组系统的条件应为：室内机与室外机的高差不小于5m；配管最远长度不小于30m。

④按GB/T7725《房间空气调节器》规定的试验工况室内外参数进行。

⑤试验内容见表。

空调机组范文篇3

1两相流体网络模拟分析空调系统

①外肋片直管：具有扩展表面的传热管段，承担系统与室内外环境进行热量交换作用；

②光管直管：当其外覆保温层时，则视为复合直管，由于布置不同，有上升立管、下降立管和水平管之分；

③光管弯管：具有一定弯曲角度的光管。

以变容量制冷压缩机为核心气液两相流体网络模型，与具有恒压点的单相不可压缩流体网络模型有明显的不同特点：

①

②

③

④

制冷剂的动力特性和传热特性存在耦合关系。各管段制冷剂的温度不仅取决于与外界环境的换热状况，还与该管段的压力密切相关。

2运行稳定性

21关于多联式空调机组容量

kW为3.23，小于等于28

kW为好，而且，室外机就说可能分散布置。

22关于系统运行稳定性

根据上述分析，石文星博士[1]提出VRF空调系统的自治协调控制法，即：

①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室温稳定；

②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凝器风量控制制冷压缩机吸气压力和排气压力；

③在室外机处集中控制压缩机吸气过热度。

3试验评价

31必须整体试验

首先，分析室内机与电子膨胀阀联合调节特性

其次，分析室外机组联合调节特性。

总之，企图简化试验手段，采取分别进行室内机评价试验和室外机评价试验，以达到评价多联式空调机组的方法是不可行的。

32多联式空调机组标定试验的设想

由于评价试验多联式空调机组必须整体进行，因此，提出如下设想。

①以标准额定制冷量计，当前被评价的多联式空调机组最在制冷能力取28kW为宜。

②标定试验在室外侧和室内侧分别为上下设置的房间热平衡量热计装置内进行。

③

以最大制冷能力为28kW的机组为例，试验机组系统的条件应为：室内机与室外机的高差不小于5m；配管最远长度不小于30m。

④按GB/T7725《房间空气调节器》规定的试验工况室内外参数进行。

⑤试验内容见表。

空调机组范文篇4

关键词冷水大温差组合式空调机组表冷器

1引言

冷水和冷却水的输送耗电量通常占空调总耗电量的25%左右，因此水系统节能十分重要。常规空调系统的冷水温差为5℃，名义工况冷水供回水温度为7℃/12℃，而大温差系统的冷水温差为8～10℃。由于冷水温差的加大，因此冷水量、水管直径、水泵容量都减小，使初投资和运行费降低，初投资可以降低5%～10%，年运行费可以降低30%～50%。

我们在研究冷水大温差系统时进行了大量试验，通过对试验结果的分析，掌握了设计冷水大温差空调机组的技术参数，并在此基础上开发了大温差系列空调机组。我们将研究成果运用于某市地铁站台空调工程的全部组合式空调机组的设计中。产品经公司检测中心、同济大学供热通风与空气调节实验室和国家空调设备质量监督检测中心的检测，测试结果完全达到了设计要求。

冷水大温差组合式空调机组不仅采用了冷水大温差技术，而且采用了特殊的结构设计，消除了冷桥现象，独特的防漏风设计则使机组漏风率远远低于国家标准。此外，采用的均流措施使空调机组的断面风速均匀度等各项指标均优于国家标准。

2冷水大温差组合式空调机组的研制

对组合式空调机组而言，冷水大温差主要是通过表冷器来实现的，因此，为了保证表冷器的进/出水温差达到8～10℃，则必须对表冷器结构及其相关技术参数进行深入的研究。

我们研究的重点是：如何优化表冷器的结构参数（如排数、迎风面积、管程数等）以保证冷水和空气通过表冷顺能够得到更充分的热交换，从而达到冷水大温差（8～10℃）的要求。通过这些研究可以达到下列目的：a、当供回水为大温差时，空调机组能够满足设计工况下所需的冷量，并且空气阻力、水阻力等各项技术参数处在经济合理的范围值之内；b、减少空调系统投资与运行费用。由于大温差空调机组能够在相同的进水温度条件下，采用较小的水量，产生与常规系统相同的冷量，因此，采用冷水大温差空调系统的水管路及其附件、保温和水泵等初投资和系统运行费用比常规系统都要减少，而且空调系统越大，其优越性越明显。

3冷水大温差对空调机组性能的影响

对于冷水采用5℃温差的空调机组而言，由于：a、冷水机组的水量是按照5℃温升确定的；b、通常表冷器管内水流速偏低；c、系统安全系数较大，因此空调机组冷水大温差即使无法保证规定的5℃，对空调系统的影响也不是太明显。但是当冷水系统采用大温差后，冷水温差由5℃增在到8～10℃，由于：a、冷水机组的水量已按照水温8～10℃设计；b、为体现大温差的优越性，水系统的管径已按大温差设计；c、水泵已按照大温差进行选型。因此，如果此时仍然采用常规温差空调机组，其性能会发生很大的变化。通常情况下会出现下列几个问题：a、空调系统很可能因为空调机组冷水温升过小而冷量不够，若要保证空调系统的冷负荷要求，需要增加空调机组的数量，从而增加初投资和运行费；b、空调机组按照常规空调系统设计，为了保证空调机组的冷水温升，使其水流量减小而导致冷量不足，同样需要增加空调机组的数量，来保证空调系统的冷负荷要求；c、空调机组的去湿能力下降，导致室内相对湿度增加，使人员的舒适度降低。

试验结果（见表1）表明：冷水大温差对空调机组的影响较大。如果采用与常规空调机组相同的配置，空调机组的热工性能将明显降低，当冷水温差由5℃加大到10℃时，表冷器的产冷量下降，出风温度上升。因此，采用冷水大温差系统时，不能原封不动的使用原有空调机组，否则，将不满足大温差空调系统的要求。

不同温差对空调机组性能影响的试验表1

性能表冷器1表冷器2

Δt=5℃Δt=10℃Δt=5℃Δt=10℃

进水温度(℃）7676

进风干/湿球温度(℃）27.01/19.5426.86/19.3227.00/19.5526.83/19.61

出风干/湿球温度(℃）14.01/13.2417.21/15.5615.66/15.2318.62/18.20

水量（t/h）0.8570.2982.2440.816

水流速(m/s)1.110.3870.850.31

水阻力(kPa)28.425.4419.623.34

冷量(kW)4.9793.32513.09.5

风量(m3/h)798.14875.871425.61431.9

迎面风速（m/s）1.31.442.0792.088

冷风比（W/m3/h）6.243.809.1196.635

为了研制冷水大温差空调机组，确认设计空调机组时应采取哪些技术措施才能使空调机组满足冷水大温差空调系统的要求，我们做了大量的试验（见表2～5），由于篇幅限，下面我们只将排数、迎风面积、冷水初温、肋片材质等对空调机组性能影响的试验结果列出，并进行分析。

4表冷器排数对空调机组性能影响的试验

表冷器排数对空调机组性能影响的试验表2

性能排数

468

管程数101010101010

进水温度(℃）777777

水温差(℃）510510510

进风干/湿球温度(℃）27/19.527/19.527/19.527/19.527/19.527/19.5

出风干/湿球温度(℃）15.57/13.9716.90/15.3013.36/12.1414.97/13.7512.16/11.0613.91/12.81

冷量(kW)16.3512.6521.1416.9323.8119.40

水量(t/h)2.811.093.641.464.091.67

水流速(m/s)1.050.410.900.360.760.31

水阻力(kPa)16.258.3817.359.2212.462.10

空气阻力(Pa)99.4099.28135.88135.78164.11162.38

迎面风速（m/s）2.302.302.302.302.302.30

从表2中的数据看出：相同规格的表冷器，当冷水温升由5℃增加到10℃时，表冷器冷量下降的幅度与表冷器排数有关，下降比例分别为：22.6%（4排）、19.9%(6排)、18.5%（8排）。表中数据同时也表明：当冷水温升由5℃增加到10℃时，表冷器增加两排后，其产冷量与原有表冷器的产冷量相近，但空气阻力增大了。

显然，当采取增加表冷器的排数来保证表冷器的出风温度和冷量时，表冷器的水阻力、水量减小。由于水流速较低，因此，对表冷器的热交换性能产生了很大的影响，并导致表冷器产冷量下降。

5表冷器迎风面积对空调机组性能影响的试验

表冷器迎风面积对空调机组性能影响的试验表3

性能表冷器排数

468

管程数101010101010

迎风面积（m3）0.361590.480060.361590.49530.361590.50292

进水温度(℃）777777

水温差(℃）510510510

进风干/湿球温度(℃）27/19.527/19.527/19.527/19.527/19.527/19.5

出风干/湿球温度(℃）15.57/13.9715.47/13.9713.36/12.1413.21/12.1012.16/11.0612.03/11.06

冷量(kW)16.3516.3521.1421.2223.8123.82

水量(t/h)2.811.413.641.824.092.05

水流速(m/s)1.050.520.900.450.760.38

水阻力(kPa)16.2510.0217.3510.7812.463.16

空气阻力(Pa)99.4064.62135.8875.33164.1198.76

迎面风速（m/s）2.301.712.301.652.301.62

从表3中的数据，我们可以看出，采用增加表冷器的迎风面积来保持表冷器出风温度和冷量不变的方法时，表冷器的水量、水阻力、空气阻力、迎面风速均减少。同样由于水流速太低，对表冷器的产冷量产生了很大的影响。

6冷冻水初温对空调机组性能影响的试验

冷冻水初温对空调机组性能影响的试验表4性能表冷器排数

468

管程数101010101010

进水温度(℃）74.5574.5574.55

水温差(℃）510510510

进风干/湿球温度(℃）27/19.527/19.527/19.527/19.527/19.527/19.5

出风干/湿球温度(℃）15.57/13.9715.58/13.9813.36/12.1413.33/12.1112.16/11.0612.15/11.05

冷量(kW)16.3516.3221.1421.2223.8123.83

水量(t/h)2.811.403.641.824.092.05

水流速(m/s)1.050.520.900.450.760.38

水阻力(kPa)16.2510.0117.3510.7712.463.16

空气阻力(Pa)99.4099.40135.88135.88164.11164.12

迎面风速（m/s）2.302.302.302.302.302.30

表4中的数据表明：当表冷器的时水初温为7℃（温升5℃时），其产冷量与进水初温为4.5℃左右（温升10℃）时的产冷量基本相同。表中数据同时还表明：在10℃温升的条件下，降低表冷器的进水温度，其空气阻力基本不变，但水量、水阻力明显降低，水流速也变小。显然，由于水流速低，对表冷器的产冷量产生了一定的影响。文献4认为，当冷水机组出水温度为6℃，冷水温差为8℃时，冷水大温差的节能效果最佳，冷水流量减少37.5%，冷水泵能耗减少54%，冷水机组单位质量制冷量能耗与名义工况下能耗相当，效率降低较小。当冷水机组出水温度为5℃、进出口温差为10℃时，冷水机组的单位质量制冷量能耗和单位质量有效能损失均过大。因此只有在冷水机组能耗增加小于冷水泵能耗减少的情况下，才能取得真正的节能有效果。文献5认为，表冷器冷水进出口温差为7℃/17℃时，空调系统实投资不降反增，由于冷水机组处于极限状态，有的生产厂供应不了此类产品。

7表冷器肋片材质对空调机组性能影响的试验

表冷器肋片材质对空调机组性能影响的试验表5

性能冷水温差

Δt=5℃Δt=10℃

铝箔材质普通亲水普通亲水

进水温度(℃）7766

风量(m3/h)833836875839

冷量(W)5639589039714471

水量（kg/h）9931015350395

水阻力(kPa)11.512.417.723.5

冷风比(W/m3/h)6.76957.04554.53835.329

比率(%)100104.08100117.42

从表5的数据我们可以看出：表冷器肋片材质的变化，对表冷器产冷能力将有一定程度的影响，涂亲水膜的表冷器翅片可以强化换热效果，增大产冷量。

8表冷器选型设计与检测结果的对比

根据试验结果所编制的冷水大温差表冷器设计软件，对表冷器进行选型设计，然后经过权威检测机构的检测，结果对比见表6。

表冷器选型设计与检测结果的对比表6

性能设计检测

风量(m3/h)75007398.4

排数(排）66

表面管数(根)1414

管程数1212

迎风面积(m2)0.8280.828

迎风风速(m/s)2.5172.483

进水温度(℃）8.008.00

进出水温差(℃）9.009.00

进风干/湿球温度(℃）28.964/23.63829.00/23.50

出风干/湿球温度(℃）17.83/17.5016.55/16.25

水流速(m/s)1.121.187

水量（kg/h）51865498

水阻力(kPa)32.45634.27

冷量(W)5430058735

冷风比(W/m3/h)7.247.939

冷风比比率(%)100109.65

从表6中的冷风比比率值上可以看出：选型设计有接近10%的设计富余量，这一点是非常必要的。我们知道：随着空调系统运行时间的增加，将会出现表冷器翅片表面沈积灰尘，铜管内壁腐蚀结垢等现象，因此，表冷器传热性能将有一定程度的下降。如果表冷器设计时没有适当的富余量将导致空调机组产冷能力下降，并影响空调系统的运行质量。显然，适当的设计富余量对确保空调系统的正常运行是十分必要和有利的。

9结论

9．1对于冷水大温差系统，采用常规空调机组是难于满足要求的，必须采用冷水大温差专用空调机组。对于同一规格的表冷器，当冷水温差由5℃提高到10℃时，表冷器产冷量下降，出风温度上升。本文只适用于全空气系统的组合式空调机组，不宜用于其它空调机组。

9．2为了使空调机组能够满足冷水大温差空调系统的要求，可以采取增加表冷器排数、增加表冷器传热面积、降低冷水实温、改变表冷器管程数、改变表冷器的肋片材质等方法。当然，最终采取何种方法应根据工程项目的要求，进行具体的技术经济比较分析后才能确定。其关键在于如何确定最佳的表冷器设计方案。

9．3表冷器加大换热面积可以增大产冷量，比增加排数的效果更好。其中缩小表冷器翅片片距来增大换热面积，可以不加大机组外形尺寸，但会啬表冷器造价，增大空气阻力，清洗困难，容易脏堵。采用增加表冷器迎风面积来保持表冷器出风温度和产冷量不变的方法时，表冷器的空气阻力、迎面风速均会减小。但会加大空调机组的外形尺寸，增加造价，增大机房面积，显然业主是不欢迎的。但当场地允许时，可以优先考虑采用增大迎风面积的方法。

9．4增加表冷器排数是为了补偿采用大温差后导致的冷量下降和出风温度升增加排数可以不影响空调机组宽与高的尺寸，但空调机组的长度会加大。同时会增加表冷器造价，增大空气阻力，相应增大空调机组电耗，而水量和水阻力却减小。表冷器排数一般在8排以内比较合适，10排以上就显得排数过多，换热效果增加不多，但空气阻力增大，造价也增加较多。

9．5降低表冷器进水温度，可以加大产冷量。表冷器进水初温为7℃（温升为5℃）时，其中冷量与进水温度为4.5℃左右（温升为10℃）时的产冷量基本相同。在10℃温升时，空气阻力不变，水量、水流速和水阻力明显降低。在大温差条件下，降低冷水机组的出水温度，冷水机组的性能是允许的。由于蒸发温度下降，将使制冷量下降，同时由于水流速减小，也会使制冷量减小。因此决定表冷器进水温度时，不能单纯从表冷器提高产冷量考虑，同时也要综合考虑冷水机组降低制冷量的不利因素。不能按样本选用冷水机组，必须请制造厂根据软件计算选型。

9．6加大管程数，提高水流速，明显加大表冷器产冷量，就尽量考虑。但如水速过高时，会使水阻力过大。另外由于表冷器结构限制，也只能在有限范围内调整管程数。

9.7表冷器翅片涂亲水膜，促使冷凝水迅速流走，使产冷量加大。

参考文献

1精亚集团，冷水大温差组合式空调机组试验研究报告，2001

2殷平，空调大温差研究（4）：空调冷水大温差系统经济分析，暖通空调，2001，31（1）

3殷平，空调大温差研究（5）：空调冷水大温差系统设计方法，暖通空调，2001，31（2）

4许新明等，空调系统冷水大温差运行特性分析，制冷，2001，3

空调机组范文篇5

①外肋片直管：具有扩展表面的传热管段，承担系统与室内外环境进行热量交换作用；

②光管直管：当其外覆保温层时，则视为复合直管，由于布置不同，有上升立管、下降立管和水平管之分；

③光管弯管：具有一定弯曲角度的光管。

以变容量制冷压缩机为核心气液两相流体网络模型，与具有恒压点的单相不可压缩流体网络模型有明显的不同特点：

①

②

③

④

制冷剂的动力特性和传热特性存在耦合关系。各管段制冷剂的温度不仅取决于与外界环境的换热状况，还与该管段的压力密切相关。

空调机组范文篇6

随着国民经济的发展，人民生活水平的不断提高，以及地球气候日益恶化，空调已成为人们改善室内环境的必要设备，越来越成为保护身体健康的必需品。目前电空调虽然占据了深圳大部分的空调市场，但是随着城市建设发展及人们对环保的认识不断提高，以燃气作为能源的绿色环保空调——燃气空调也正在得到重视和发展，但也有一些急待解决的问题摆在我们面前。

目前由于地价较高，房地产开发商都想向高度要空间，而一般的高层建筑都建有地下室或半地下室。为了节省地上可用面积，业主通常将大厦中央空调的机组设在此处，而深圳市目前只有LPG单一气源，这就与现行的国家标准形成了矛盾。在现行的《城镇燃气设计规范》（1998年版）7.2.29条中明确指出"液化石油气管道不应敷设在地下室、半地下室或设备层内"，而规范中"不应"的意思是：表示严格，在正常情况下均这样措词。

虽然深圳市目前使用的是LPG，但是2005年我市即将引入LNG，现在使用的LPG只是属于一个过渡性燃料。《深圳市液化天然气利用工程预可行性研究报告》中期报告中指出，到2005年深圳市燃气空调预计的供气量（天然气）为6422万m3，占总用气量的16%左右。由于深圳市需与上游公司签定LNG用气量的"照付不议"会同，所以从长远考虑，从现在起大力发展燃气空调是解决我市未来天然气市场的一项重要保障措施。但是由于受到现行国家规范限制，在现阶段LPG不能引入地下室、半地下室已成为我市燃气空调推广的瓶颈，从而进一步影响到我市未来燃气事业的发展。在此我们共同探讨LPG供地下室、半地下室的问题。

目前，深圳市已有友谊城为食欢乐城和东门鸿展广场美食世界等几处受条件限制的地下室供应了LPG，根据反馈的信息，运行情况比较好。当时给地下室、半地下室供气的原则是：地下室、半地下室内的供气条件达到甚至超过地上建筑的供气条件。我们认为可从以下两个方面加强管理，从而保证向地下室、半地下室内的燃气空调供气的安全性和可靠性。

一方面，燃气空调接管比较简单，在地下室、半地下室内的管道较短，接头少，因此减少了漏气点，而且在工程设计施工中，可采取以下的工艺措施来保证供气的安全性：

（1）采用地上调压，低压引入地下室、半地下室的工艺。燃气空调所需供应的燃气压力约为5kPa，已属于低压，由于在地上已将燃气压力由中压调至低压，再引入地下室、半地下室，这样减少了泄漏的可能性。

（2）在工程施工时，要求地下室、半地下室内的管道均设置套管保护，并且管道焊缝需100%进行X光探伤。

（3）在地下室、半地下室内设置燃气泄漏报警探头，报警主机设置在消防值班室，并有专人24小时监控。

（5）设置与燃气泄漏报警联动的强制排风系统，此系统可保证在出现燃气泄漏情况时，迅速将泄漏的燃气排出地下室、半地下室。

（6）地下室、半地下室内的换气次数应达到要求，这是确保供气安全的重要措施。建于地下或者是密封的燃气空调机房内的换气量问题，由于换气的目的未明确，因此对换气量（换气次数）长期以来未能取得一致意见。这点可参考上海市的做法，上海市在讨论DBJ08-74-98技术规程中明确了以下三个观点：

①机房内燃气泄漏是不能允许的，采取合理的提高管道材质防腐措施、施工管理和质量检验等方法，确保燃气管道的气密性和牢固性。同时强调燃烧器的必要性能。

②如果发生意外的突发事故造成燃气泄漏，依靠燃气泄漏警报系统和紧急切断阀在几秒钟以内切断燃气的供应，消除燃气泄漏大量连续的可能。

③机房送排风的目的是：a）为燃气提供足够的助燃空气，使燃气在炉膛内得到完全燃烧。b）转移从炉体及烟道表面散发的热量（设备的热损失）防止室温上升。c）为操作人员提供保持人体卫生所需要的新鲜空气。可根据上述的内容计算出所需的换气次数。

另一方面，在工程建成投入使用后，需要业主明确思想：技术只是保证，管理才是根本。我们认为如果加强平时的运行管理，克服麻痹大意的思想，指派专人负责管理，而且有了一定的技术做支持，地下室、半地下室供气应该有了比较可靠的保障，深圳市几处供LPG的地下室的用户已经通过实践证明了这点。

如果从现在起，LPG可以引入地下室、半地下室，我市的燃气空调将有较大的发展，而且对深圳市燃气事业的发展也将有很好的促进，同时可明确未来天然气用气量，为"深圳市液化天然气利用工程"与上游公司签定"照付不议"合同提供了重要的参考数据。

参考文献

空调机组范文篇7

关键词：大中型商场空调系统过渡季节全新风运行

1引言

近年来，随着我国国民经济的发展，人民生活水平的提高，老百姓购买力增强，新建了不少大中型商业建筑，特别是繁华地区商场比较拥挤。为了给顾客营造一个舒适的购物环境，在大中型商场内普遍配置了中央空调设施。但是很多空调系统不能满足要求，有些商场为了使室内环境舒适需要付出很大的能耗代价。目前对于大中型商场普遍认为使用吊顶式空调机系统或组合式空调机组的全空气系统，大连现有大中型商场二十余家，其中八家采用吊顶式空调机系统，十多家采用组合式空调机组的全空气系统。本文通过对某采用组合式空调机组的全空气系统的商场进行调查研究，分析大中型商场采用何种空调系统形式更加合理。

2商场负荷特点

商场空调属于舒适性空调，设置的目的是为顾客创造一个舒适的购物环境，为营业员提供良好的工作环境并有利于商品的储存。商场负荷的主要特点是：大中型商场有较大的内区，人员多，人员结构复杂，人员负荷和新风负荷占冷负荷的大部分，而建筑围护结构负荷所占比例很小。为保证商场的采光和广告效应，商场使用的各种照明设备较多且发热值高(如投射灯、卤素灯等)，导致照明负荷很大。冬季外区由于围护结构负荷的存在导致热负荷较大，而内区由于受建筑围护结构的影响较小，而人员负荷和照明负荷不变使其热负荷很小，甚至有可能是冷负荷。过渡季节室外温度低于室内温度，这个时期不存在围护结构冷负荷，送新风可以降低商场内的温度。

3商场空调方式的选择

商业建筑空调系统的选择与其规模大小，建筑的平面结构和功能分区有关，小型商场一般采用分体式空调机组，通常大中型商场有三种空调方式：风机盘管加新风系统；吊顶式空调机系统；组合式空调机组的全空气系统。

3.1风机盘管加新风系统

风机盘管加新风系统节省使用面积，但是新风量有限，对于大中型商场，很难利用室外新风进行通风换气，不利于过渡季节的节能。回风是由悬挂在吊顶内的风机盘管回风箱处的过滤器过滤，过滤器极易堵塞，清洗工作量既大又很麻烦，特别是在夏季，如果过滤网清洗不及时，将导致回风量减少，凝结水增加，排水不畅，滴水盘处溢水，这种潮湿的条件是病菌滋生的最好环境，也有可能造成其它的病菌和病毒的聚集和滋长，给管理带来麻烦和不必要的损失。受安装空间限制，风机盘管的维修和保养不便。不适合用于大型商场。

3.2吊顶式空调机系统

吊顶式空调机系统是近几年发展起来的一种空调系统，可以省去机房面积，降低建筑层高，节约风管。吊顶式空调机组安装在使用空间吊顶内，机组噪声不仅通过风口传出，而且直接辐射出来，所以噪声问题是吊顶式空调机组的一大问题。其次，供回水管多，并且水管安装在吊顶内，增加了漏滴水。新风量有限也是吊顶式空调机组的一大缺点，由于梁下风管、水管等各种管道很多，限制了新风管道，所以吊顶式空调机系统只在外区有有限的新风。

3.3组合式空调机组的全空气系统

组合式空调机组的全空气系统具有处理热湿负荷能力较大；过渡季节可实现全新风运行；水管少，减少漏滴水现象；冬季可通过新回风比例的调节来调节送风温度，解决冬季内区温度过高的问题；能达到较高的洁净度；运行管理及维修方便的优点。这些优点使其适合于大中型商场。但由于其机房占地面积过大，风道断面尺寸大，所占空间大，导致一些开发商不愿意采用这种系统形式。

综合考虑三种系统形式的优缺点，对于有较大内区的大中型商场，采用组合式空调机组的全空气系统比较好。既可以解决内区冬季过热的问题，又可以在过渡季节大量利用新风，不但改善了室内环境，还可以降低大中型商场空调运行费用。

4实例分析

五一假期是商场客流量较大的一个时期，又是过渡季节春季，笔者在这期间针对大连市某商场做了实测调查研究，来说明大连地区大中型商场适宜采用组合式空调机组的全空气系统，在过渡季节可实现全新风运行。

4.1工程概况

该商场位于大连市的黄金地段二七广场，于2004年建成，建筑面积达5万平方米。共有地下三层，地上五层，层高5.1米。地下三层作为冷冻机房；地下二层一部分作为车库，其余部分作为商场；地下一层及地上五层均为商场。

空调系统总的冷负荷120W/㎡，总的热负荷100W/㎡。采用组合式空调机组的全空气系统，每层有4个空调机房。空调系统冷热源：夏季采用2台3000kW离心式冷水机组，冬季采用2台2500kW汽水换热器。设计新风量15m3/（h.人）。

4.2测试方法

选取5月2日和5月3日两天进行测试，两天均为晴天，5月2日室外气温19.8℃，5月3日室外气温20℃，并且商场客流量比较恒定。4F层5月2日11：30开全部的4台空调机组，5月3日10：30开全部的4台空调机组，11：30关闭。5F层两日均在11：30开餐饮区的两台空调机组。均未开冷水机组，全新风运行。（商场内有2部自动扶梯，由于热压作用热空气上升，加之考虑节省运行费用，商场只开了最上面两层的空调机组，由于商场运行条件的限制，5F层的空调机组不能关闭，否则商场温度会过高，使商场无法正常营业）。

测试共分温度测试和二氧化碳浓度测试两部分。选取商场温度最高的4F层和顶层5F层进行测试，每层取该层温度相对较高的5个测温点，测距地面1.5米左右的温度。采用清华同方研发中心电子产品基地生产的型号为RHLOG-T-H的智能温湿度自记仪，每隔5分钟记录两天10：00到15：30两层的温度。另外每层在内区取5个测试点分别在11：00、13：30和15：00测试二氧化碳浓度。使用的仪器是德国TESTO公司生产的型号为Testo445的多功能测量仪。

通过测试说明全空气系统在过渡季节不开冷水机组全新风运行可以满足负荷要求，使商场内的温度达到要求。并且全新风运行时商场内的空气品质比仅满足规范规定的新风量运行时好，可以很好的改善商场内的空气品质。

4.3测试结果

4.3.1温度测试结果

每半个小时的温度求一个平均值作为该层该时段内的温度，两天10：00到15：30的温度情况如图1、图2所示。

图14F层温度对比图图25F层温度对比图

由图1看出10：00到10：30这个时段里两日的温度几乎相同，因为10：30以前两天均未开空调机组。在5月2日11：30之前4F层温度呈上升趋势，11：30温度开始下降，并且以后保持下降的趋势。5月3日11：30之前4F层温度呈下降趋势，11：30以后温度逐渐上升。两天11：30以后温度的下降与上升是因为分别在当天的11：30分打开和关闭了4F层的4台空调机组所致。10：30到12：00这期间5月3日的温度低于5月2日的温度，因为在5月3日10：30至11：30开了该层的空调机组，而5月2日没有开。12：00以后5月2日的4F层温度低于5月3日4F层温度，并且温差逐渐增大。开空调机组时商场温度控制在26℃上下，而不开空调机组时商场温度达到28.6℃，最大温差为2.1℃。

由图2可得5月2日和3日两天5F层的空调机组均开了所以两天的温度趋势差不多，但是由于5F层只开了两台空调机组，不能满足负荷的要求，所以温度有上升的趋势。

4.3.2二氧化碳浓度测试结果

分别取11：00、13：30和15：00三个时刻每层每个时刻5个测试点的平均值作为该层该时刻的CO2浓度，如图3、图4所示。

图34F层CO2浓度对比图图45F层CO2浓度对比图

由图3看出5月2日开始二氧化碳浓度很高，但打开空调机组后浓度下降，并且比较恒定，而5月3日开始时二氧化碳浓度较低，空调机组关闭后浓度上升。5月1日15：30开4F和5F层的空调机组，16：40关闭；5月2日11：30开4F和5F层的空调机，17：05关闭，5月3日10：30开4F层的空调机，11：30关闭4F层的空调机组。5月2日比5月1日的通风换气时间长，并且在3日早上10：30开了4F层的空调机组，所以3日11点4F层的二氧化碳浓度小于2日的二氧化碳浓度。

5F层两天均开了两台空调机组，由图3和图4对比看出5F层二氧化碳浓度变化趋势与4F层相仿，这是因为5F层受到了4F层的影响。

4.3.3空调系统费用

整个商场在春季（4--5月份）正常运行时全新风运行，不开冷水机组。每天运行18台每台功率为18.5kW的组合式空调机组2小时，6台功率为25kW的排风机4小时，按电价0.87元/小时（以下的费用计算均按此值计算）计算，春季运行费用为66,085元。秋季（9--10月份）也是全新风运行。每天运行6台每台功率为15kW的空调机组2小时，6台每台功率25kW排风机4小时，秋季运行费用为：40,716元。商场采用全空气系统在过渡季节总的运行费用为106,801元。

如果在春秋季节不是全新风运行就要加开冷水机组，根据该商场的设计需要加开1台功率为530kW的离心式制冷机，在春季运行55%左右，秋季运行70%左右，每天运行2小时，与其配套的有1台功率为75kW的冷却水泵，1台功率为75kW的冷冻水泵，1台功率为1.5kW的系统补水泵，并且冷却水塔配有6个功率为7.5kW的风机。商场在过渡季节不采用全新风运行的运行费用为216,839元。

表1运行费用对比表过渡季节全新风运行的运行费用（元）过渡季节不采用全新风运行的运行费用（元）两种运行费用差值（元）

106,801216,839110,038

4.4结果分析

大连地区春季室外温度在20℃左右时，全空气系统送新风可以降低室内温度。春季顾客的衣着量要比夏季厚一些，所以此时的温度应比夏季的设计温度低一些，4F层不开空调机组时的28.6℃已超过了夏季的设计温度，远远偏离了人体舒适区范围。5F层两天均开了空调机组但由于只开了部分空调机组，5F层的温度还是上升，并没有像4F层有效的控制了温度。开空调机组时刚好使商场内环境控制在舒适区边缘，既可以给顾客创造一个较好的购物环境，又可以达到节能的目的。

不开空调机组商场内区存在严重的新风不足问题。吊顶式空调机系统和风机盘管加新风系统由于梁下风管、水管等各种管道很多，限制了新风管道，所以只在外区有有限的新风，其内区的空气品质与全空气系统不送新风时的情况相似。从二氧化碳浓度对比图看出，空调机组全新风运行时商场内的二氧化碳浓度明显下降，商场的空气品质明显好转。全新风运行的5月2日在开空调机组后二氧化碳浓度维持在600ppm—700ppm之间，并没有因为营业了一个时段，商场内客流量增加，二氧化碳浓度随之增加，反而比刚刚开业时的851ppm低。可见对于提高商场的空气品质采用全空气系统比采用吊顶式空调机系统要好很多。该商场只开了4F层和5F层的部分空调机组，如果商场每层的空调机组都开，商场的温度可以控制的更低一些，空气品质还会有所提高。这一结论同样适用于和春季气候相似的秋季

全空气系统在过渡季节全新风运行，由空调机组送入商场内的均是室外的新鲜空气，高效率的稀释商场内污浊的空气。其总的送风量和吊顶式空调机系统一样，不会增加空调机组这部分的运行费用。

商场空调系统在过渡季节全新风运行时使商场的温度和空气品质均控制在一个良好的范围内，但是为了达到这一舒适的环境并没有付出能源浪费的代价。通过计算得出，春秋两季全空气系统全新风运行比非全新风运行一年节省运行费用11万元多。如果采用吊顶式空调机系统其在过渡季节的运行费用和全空气系统在过渡季节不采用全新风运行时差不多。在冬季全空系统可以内外区送风参数不同，各楼层送风参数不同，内区送风温度可以比外区送风温度低一些，顶层送风温度可以比底层送风温度低一些，送到内区和顶层的空气新风比例可以加大，这样既解决了商场大内区和顶层冬季温度过高的问题，又降低了热负荷，节省运行费用。所以虽然全空气系统占用建筑面积，但其运行费用比吊顶式空调机系统节约很多。

5结论

5.1在过渡季节可实现全新风运行控制室内的温度和空气品质。

5.2组合式空调机组的全空气系统新风和回风的比例调节比较灵活，可以随时根据要求调解新风量，来满足商场舒适性的要求，提高商场空气品质，对于解决目前一些客流量较大的大中型商场空气品质较差的问题是一个较好的办法。

5.3在冬季可以分层，分区送风，通过送风参数的不同来调节商场的温度，减小商场内的温差，使顾客在商场不会出现冷热不均的感觉。

综上所述，大连地区大中型商场采用组合式空调机组的全空气系统比较合理。目前，能源短缺，对于空调系统这一能源消耗大户节约能源是至关重要的。全空气系统在合理的运行情况之下，商场环境好，节省运行费用，同时还节约了能源。经过调查研究笔者推荐大中型商场在条件允许的情况下应尽量采用组合式空调机组的全空气空调系统，外区和门市房等部位可以考虑采用风机盘管系统或吊顶式空调机系统。

参考文献：

[1]张新华浅谈有关商场的空调设计煤矿设计1999年第3期

[2]姚杨王芳大中型商场空调系统最佳运行工况的确定哈尔滨建筑大学学报1998（8）

空调机组范文篇8

【关键词】空调机；节能；健康；通风系统；清洗

随着生活水平的提高，空调机越来越广泛的应用于家庭、公共场所。对于正在制冷的空调机，业主看着飞快转动的电表，想到即将支出的高额电费，就会企盼如何减少用电量，把电费降下来；而另一方面，因长期使用空调机，患空调病的人数不断增加。真是费钱买罪受！怎么办，如何解决这问题？

一、空调机耗电增大的原因

（一）家用空调机耗电增大的原因

大家都知道，我们生活的空间，充满了灰尘及细菌。当空调机运转的时候，室内、室外机组都要流进常温空气，而室内机流出冷空气；室外机组要流出热空气。所以空气中的灰尘与细菌，伴随着空气行走，必然沾染在空调机的室内、室外机组里的气流通道上。对于室内机组来说，灰尘与细菌主要沾染在过滤网上和蒸发器上；对于室外机组来说，灰尘与细菌主要沾染在冷凝器上；这些灰尘与细菌，天长日久，会在过滤网、蒸发器、冷凝器上，结成一层污垢和屏障，导致换热器的换热效率下降。这样不但使空调机的气流受阻，降低了制冷效率，增大了使用的电能，而且这些沾染在气流通道上的污垢，引发了病菌的产生。而产生的病菌，又跟随室内机组吹出的冷风，进入室内循环，会影响业主的身体健康、成为传染疾病的通道。

（二）中央空调耗电增大的原因。

中央空调的水系统分为三部分，即冷媒水系统，冷却水系统，冷凝水排放系统。能引起耗电增大的主要是冷却水系统、和冷媒水系统的结垢。它们在使用过一段时间后，常会发生冷凝器结垢，水系统滋生藻类产生粘泥。

中央空调循环冷却水是一个特殊的生态环境。制冷期间水的温度(25—40℃)和pH值(6.5—8)恰好是最适宜多种微生物生长的环境。再加上冷却塔、凉水池配置在室外，日照充足，在喷淋过程中使水的含氧量达到饱和。同时，微生物生长所需的营养源如有机物、碳酸盐、硫酸盐等均因循环浓缩而增加，尤其是磷酸盐更是微生物很好的营养盐，这些都给微生物生长提供了良好的条件。因此，由补充水与空气中的灰尘，带进的各种微生物在循环冷却水中能很快繁殖起来，这些微生物群体及其排泄物与化学污染物、灰尘等形成生物粘泥。冷却水在冷却冷凝器时，生物粘泥就会沉积在冷凝器上，使冷凝器的传热效率迅速降低，冷凝器内的热量很难传递给冷却水，使空调机的耗电量增大。

冷媒水系统是密闭循环系统，水量几乎没有损失，由于它的水温比循环冷却水温低，所以结垢不如冷凝器严重。它存在的主要问题是铁锈、滋生藻类、产生粘泥影响传热等。同样会使耗电量增大。

二、导致空调病的原因

空调病是空调给人们带来舒爽的同时，也带来的一种“疾病”。长时间在空调环境下工作学习的人，因空气不流通，环境得不到改善，会出现鼻塞、头昏、打喷嚏、耳鸣、乏力、记忆力减退等症状，以及一些皮肤过敏的症状，如皮肤发紧发干、易过敏、皮肤变差等等。这类现象在现代医学上称之为“空调综合症”或“空调病”。

引发空调病的原因，无非是以下3点；

1、过冷的刺激，使人体皮肤温度出现差别，即四肢的温度低于躯干的温度，手足降温，人体调节温度的能力对此无能为力；从温度较高的室外进入有空调设备的室内，温差较大且温度骤变，人体的植物神经系统难以适应，就会出现空调病的症状。

2、由于空调房间通常是封闭的，负离子数量很少。空气负离子是带负电荷的空气分子，可使人精神振奋，提高人体机能，被人们称之为空气“维生素”。若缺乏负离子可使人感到空气“不新鲜”，感到胸闷、心慌、头晕、无力、工作效率和健康状况明显下降。据测定，普通居室内每平方厘米负离子数为五十个，而使用空调装置后可减少至十个以下。

随着空调的普及，为此医学专家紧急呼吁：空调已成为传染疾病的传播渠道。据国内统计证明，每年夏季患空调病及由空调渠道所传播的传染性疾病的人数越来越多，严重危及了人们的健康。所以，为了我们的健康，必须把用久了的空调彻底清洗干净，尤其是空调内部的灰尘和细菌是我们意识不到的地方。如果我们把这些地方清洗干净了，就会有利于身体健康。

三、空调机的清洗

据国外权威空调技术部门多年技术研究，以及大量的事实证明，空调的清洗还可节约能耗和运行费用超过12%。上海市节能办公室也在2004-2006年通过两年的实际对比，证明空调清洗可平均节约能耗和运行费用超过14%。空调清洗不但节约了用电，而且还有有利于身体健康。空调如不及时清洗可能会造成疾病的传播（如军团菌），特别是发生在2003年的极具传染性的“非典型性肺炎”的肆虐，2007年国家体育训练中心等事件，使全社会深刻意识到空调清洗的重要性。2003年，国家质量监督检验检疫总局颁布实施了GB19210-2003《空调通风系统清洗规范》，规定了空调通风系统的清洗范围和清洗方式。

空调机组范文篇9

【关键词】空调机；节能；健康；通风系统；清洗

一、空调机耗电增大的原因

（一）家用空调机耗电增大的原因

（二）中央空调耗电增大的原因。

二、导致空调病的原因

引发空调病的原因，无非是以下3点；

3、长期不清洗空调机引发产生室内的病菌。我们生活空间充满了灰尘及细菌。当空调机运转的时候，空气中的灰尘与细菌，随着空气行走，必然沾染在空调机的室内机组里的气流通道上。对于家用空调的室内机组来说，灰尘与细菌主要沾染在过滤网上和蒸发器上；对于中央空调来说，灰尘与细菌主要沾染在风管、新风管、中央空调风柜、送排风口、空气处理机组、风机盘管上。.由于空调房间通常是封闭的，空调系统的灰尘和细菌会对室内造成污染。特别是空调室内机组制冷时产生的冷凝水，形成潮湿的小环境。水与灰尘、细菌接触后，会生成微生物和病菌，而这些微生物和病菌，又跟随室内机组吹出的冷风，进入室内循环，成为传染疾病的通道，容易在空调房内寄宿、生长繁殖，这些都是致病的原因。影响业主的身体健康。随着空调的普及，为此医学专家紧急呼吁：空调已成为传染疾病的传播渠道。据国内统计证明，每年夏季患空调病及由空调渠道所传播的传染性疾病的人数越来越多，严重危及了人们的健康。所以，为了我们的健康，必须把用久了的空调彻底清洗干净，尤其是空调内部的灰尘和细菌是我们意识不到的地方。如果我们把这些地方清洗干净了，就会有利于身体健康。

三、空调机的清洗

空调机组范文篇10

关键词:空调系统;节能;舒适性

电客车客室空调机组是用以调节车内环境，处理车内空气的温度、湿度和洁净度，给旅客及司乘人员提供一个健康舒适的乘车环境。厦门地铁某线路电客车空调机组的结构型式为车顶单元式，各空调机组均设有两套独立的制冷系统，以增加空调机组的可靠性。空调机组采用谷轮全封闭卧式涡旋压缩机，制冷剂为R407C，以热力膨胀阀作节流元件。每台压缩机均配有独立的变频器，可根据车内负荷大小进行控制压缩机运转频率，实现能量调节。空调机组配用独立的电气控制柜，可实现本地控制和集中控制。

1基于列车载荷的客室目标温度控制优化研究

厦门地铁某线路电客车每辆车空调系统设一个PLC控制单元，其制冷控制方式分为“自动制冷”和“手动制冷”两种模式。在自动制冷模式下，空调系统目标温度的设置根据国际标准UIC553温度控制曲线，空调系统目标温度按外部环境温度进行自动调节控制。在手动制冷模式下，空调系统目标温度的设置有列车司机手动设置，通常设定温度范围为22℃-28℃。由于地铁车辆在实际运营时，高低峰时期的乘客量变化剧烈，会引起列车客室热负荷的剧烈变化，若将载荷变化这一因素加入到空调目标温度控制中，对车厢空调目标温度根据载荷变化进行微调，当载客量少的时刻适当增大空调设置温度，载客量大的时刻减小空调设置温度，加快空调制冷效率，迅速将车厢温度调整至舒适的环境，从而提高乘客乘车舒适性。综上对厦门地铁某线路电客车空调控制系统进行优化，当列车载客率小于1/4定员载荷时，列车TCMS将载客率小于1/4定员载荷的信号发送至空调系统，空调控制器自动将原设置的目标温度上升1℃(例如:空调目标温度设置为25℃时，当列车小于1/4定员载荷工况，目标温度修正为26℃;当列车大于1/4定员载荷工况，目标温度维持不变即为25℃)。

2空调系统变频压缩机控制逻辑优化研究

厦门地铁某线路空调机组采用的是谷轮全封闭卧式涡旋变频压缩机，由日立变频器为压缩机提供频率可调的AC380V电源。在不同频率下，压缩机制冷效率将不同。频率越高，制冷效果越好。当车厢内温度高，需要增加变频器频率;当室内温度低，则需要减少变频器频率。通过优化压缩机的控制逻辑，可以实现对客室内的温度更精确的控制，避免客室内太冷所造成的制冷浪费现象，从而提高空调的节能性。优化前空调机组压缩机的控制逻辑如下:(1)车厢内温度上升阶段(-0．5℃～1．0℃):当内客室内的温度每升高0．5℃时，压缩机运行频率依次在45Hz、50Hz、55Hz、60Hz间变化。(2)车厢内温度下降阶段(1．0℃～-0．5℃):当内客室内的温度每降低0．5℃时，压缩机运行频率依次在60Hz、55Hz、50Hz、45Hz间变化。综上为进一步提高车厢温度控制的精确性，对空调压缩机控制逻辑进行优化，优化后空调机组压缩机的控制逻辑如下:(1)车厢内温度上升阶段(-1．0℃～1．0℃):在原控制基础上，当客室内的温度低于目标温度1℃时，增加压缩机运行频率为40Hz的工作工况。(2)车厢内温度下降阶段(1．0℃～-1．0℃):在原控制基础上，当客室内的温度下降至低于目标温度1℃时，增加压缩机运行频率为40Hz的工作工况。

3优化后实施效果说明

自2018年下半年开始，厦门地铁该线路电客车空调系统的控制软件已完成批量优化升级。优化前后空调系统的舒适性、节能性的对比如下:3．1舒适性改善通过上述实测数据可发现优化后的车厢内回风口处温度优化前后温度波动值由±1．3℃改善为±1．0℃，车厢内1．7米处温度优化前后温度波动值由±1．6℃改善为±1．3℃，车厢内1．2米处温度优化前后温度波动值由±1．8℃改善为±1．4℃。说明个车厢内温度波动更均匀，温度波动基本控制在±1．5℃内。避免了忽冷忽热的现象，从而提高相应的舒适性。3．2节能性改善从表2可看出，对比2018年10月、11月车公里能耗与2018年4月、5月的车公里能耗都有所下降，从而到达节能的目的。

4总结

本文从电客车空调系统控制原理入手，将列车载荷运用于空调系统温度设定中，并优化空调系统压缩机的控制逻辑。试验表明，优化前后列车车厢内温度的波动、列车牵引电耗等方面都有所改善。

参考文献:

［1］林晓伟，王侠．地铁通风空调系统的优化控制［J］．城市轨道交通研究，2012(11):100-103．

［2］徐杰旺．变频空调节能技术的分析与应用［J］．华东科技:学术版，2013(5):477．