1 王鹏英.新编空气调节[M].上海：上海工程技术大学机械工程学院，20033 陈沛霖，岳孝.空调与制冷技术手册[M].上海：同济大学出版社，19904 郑爱平.空气调节工程[M].北京：科学出版社，2002
随着改革开放逐步深化、国民经济的快速发展、人民对生活品质要求的提高，空调在现代建设中被广泛的应用。下面是我为大家精心推荐的空调节能技术论文，希望能够对您有所帮助。
空调节能技术浅谈
摘要：随着近年来社会经济的不断发展，人们生活品质的逐步提高，对于物质生活和环境舒适性的需求也更加苛刻，空调系统显然已经成为现代建筑行业中一个不可忽视的部分。但是，近年来能源危机突出和环境破坏对人类的影响逐步加深，已经让人类清晰的认识环境保护和能源节约的重要，国家也制定了一系列的法律法规和行业标准。因此，能源的有效节约、提高能源有效利用的方法和技术的研究成为了当今一项重要课题。本研究从影响空调系统的能耗的关键因素出发，提出了几项空调节能的可行性方案，最后探讨了空调节能的未来发展趋势。
关键词：空调系统;节能技术;措施建议
中图分类号：TU831.3+5文献标识码： A
前言：
随着人们经济水平的不断提高，生活品质的提升，无论是生活环境还是工作环境，空调系统在现代建筑中的应用也越来越广泛。根据统计表明，在我国空调耗能占建筑物总能源消耗的60%～70%，因此，采取有效的节能措施，解决高层建筑节能问题符合我国经济的可持续发展的要求，对节能减排和建设环境友好型社会有着至关重要的意义。
空调能耗的现状以及节能的重要性
随着改革开放逐步深化、国民经济的快速发展、人民对生活品质要求的提高，空调在现代建设中被广泛的应用。而在建筑能耗里，空调能耗已经占到建筑能耗的60%~70%左右，而且比重还在逐年上升。因此空调节能技术的发展对提高能源利用率、环境可持续发展有重要影响。
在我国现阶段中央空调系统的应用中，通常认为空调系统的温湿度控制以及空气品质的控制是最为重要的，进而忽略了空调系统的能源消耗情况。在我国，影响中央空调系统能源不能得到有效利用的主要因素有三方面，首先，在设计过程中重视投资成本，而忽略了能耗指标计算，在整个系统方案中，缺乏节能引导中央空调系统的经济性分析。导致在工程建筑方案的运行过程中，使用投资低、耗能大、运行费用高的空调系统。其次，对于中央空调而言，整个的系统工程相对复杂，所以对于中央空调能源有效利用的评价，要从整个系统全面来看，而不能单纯地停留在对机器设备本身的评价上，真正意义上的节能是与各个系统设计理念、施工优劣情况以及运行管理水平和建筑物热特性等因素息息相关，而不是只看重设备本身。最后，还有一个主要的因素，就是缺乏高素质运行管理人员和节能监控，致使空调系统在运行和管理的过程中没有得到很好地控制和监管，合格的管理人才可以大大改善运行不合理的地方，有利于节能。
建筑节能技术
空调系统的节能技术首先可以从建筑物本身入手，结合建筑、结构等相关知识，使建筑物在形状、色彩、方位及材料等方面为空调节能创造最基础的条件。对于空调位置的安排要进行合理布局，合理设计相关比例与系数，选择保温隔热性能良好的材料作为墙体和屋面，并提高改善建筑围护结构的性能等，都是建筑节能的可行性措施。
2.1选择合理的室内设计参数
在整个建筑物中，主要的热损失来自于围护结构和门窗缝隙空气渗透。因此, 在建筑物进行建筑节能中，注重室内设计中加强围护结构，使用环保、节能型建筑材料, 可有效地减少通过围护结构的传热这一主要的空调负荷, 从而各主要设备的容量达到显著的节能效果。通过这种方法进行保温隔热，同时加强门窗的气密性。另外，在夏季空调供冷时，室内外侧玻璃受阳光照射，是空调冷负荷的主要部分，应采取必要的遮阳措施。而在冬季空调供热时，则要求改善窗户的保温效果，可以采用光热性能好的玻璃;为了减少窗的冷(热)桥传热，可以采用钢塑窗代替铝合金窗;同时还可以采用双层玻璃窗提高窗的保温性。在窗户的设计位置上要减小窗洞口与墙的面积比值减少空调房间两侧温差大的外墙面积及其薄弱环节窗的面积，利于空调建筑节能。
2.2合理设计建筑结构
合理的设计建筑结构也是进行空调节能的一个有效途径之一。可以通过改善建筑的保温隔热性能，使房间内冷热量的损失通过房间的墙壁和门窗传递出去，这样可以有效地减少建筑物的冷热负荷。建筑物的朝向对空调冷负荷有很大的影响，根据我国的地理位置来分析确定良好的建筑朝向，一般建筑物为南朝向是我国建筑节能的必要条件，可以通过保持合理的建筑间距以及建筑群的错落布局，使建筑物接受适当的太阳辐射，同时有利于获得自然通风气流。
空调设计方面节能
在面积较大的空调房内，在空调房内区的负荷与周边区的相比较差距较大，如果两个区域选择使用一个空调系统进行制冷，两个空调房区域的房间的将会产生较大的温差，尤其是在冬季及过渡季节，所以同时处于两个不同区域的工作人员对环境空间的温度反映冷热温差较大，，根据我国在2001年版的《采暖通风与空气调节设计规范》新增5.3.2条之规定,建筑物内负荷特性相差较大的内区与周边区,以及同一时间内必须分别进行加热与冷却的房间,宜分别设置空气调节系统.。内区系统主要处理室内负荷，与外区负荷相比，内区负荷则相对稳定，内区往往需要全年供冷，去除室内余热。外区系统主要处理外部得热，外区负荷波动大，外区新风来源一般是内区空调系统，与外区回风混合经风机盘管处理后达到送风点，外区冬季供暖，夏季供冷，从而满足舒适性要求。
空调系统中的节能技术
空调系统如何适应在低负荷下高效节能运行及在系统设计中对设备进行节能选配就成为空调节能的关键。
4. 1 加强中央空调的运行管理和控制设备的调节控制
提高空调能源的有效利用，需提高操控人员的职业素质，避免由于管理不善而引起的空调耗能。操控人员要做好设备运行记录，分析机组各种压力表、温度计、流量计的读数是否正常准确，并根据空调负荷的变化调节机组，确保机组运行在节能状态，而且定期保养检查，及时更换磨损的零件。
4. 2 设备及管道的保温及水质处理
要实现降低能量的过多耗费这一目标，就要做好设备及管道的保温。保温的目的是为了阻绝内外温度传递，如果室外的温度小于空调排水的温度加保温是为了防止空调水管结冰冻裂水管，如果环境温度大于空调排水温度加保温是为了防止有冷凝水造成漏水。空调设备和管道的保温，对于节省能量消耗、降低运行费用也是相当重要的。空调能耗高还有一个重要的原因，就是空调系统中水管中水质的污染。
5、建筑空调系统设备的节能运行技术
设备的节能运行技术在建筑空调系统综合节能技术中, 其也至关重要。主要技术包括: 蓄能空调技术、热回收技术、变频技术等。
5.1蓄能空调技术
蓄能系统就是储蓄在不需要的冷/热量或需要的冷/热量减少的时间的过程中,制冷/热设备将蓄冷/热介质中所移出的热量，并在空调处于用冷/热或工艺性的用能高峰时，启动此能量。这样既减少了能源的流失，又可以有效地利用能源，既有经济效益又有社会效益, 是一项双赢的节能举措。
5.2 热回收技术
热回收技术包括排风余热回收和制冷机组的冷凝热回收。排风余热回收充分利用排风的能量, 对其进行回收，从而对新风进行预冷或预热,减小新风负荷是暖通空调节能的重要途径。制冷机组的冷凝热回收系统既可以避免冷凝热排放到大气中造成热污染, 又可以节省为提供热水而设的锅炉及其附属设备, 避免了由于燃料的燃烧向大气排放的有害物, 应该说是一种效果明显, 又有环保作用的节能技术。
5.3变频技术
随着电力电子技术和计算机控制技术的不断发展，在空调控制系统中变频器也得到了广泛的应用，它的应用主要是针对空调控制系统的特点而进行控制。不同类型的冷水机组都有较完善的自动控制调节装置, 能随负荷变化自动调节运行状况, 保持高效率运行，从而实现了一种既能达到控制要求又能节约能源的方法。
5.4太阳能空调技术
太阳能是绿色能源中最重要的能源, 太阳能的热利用是目前建筑中利用太阳能的主要利用形式。它包括被动式和主动式两种形式。被动式太阳能房的结构相对简单、造价低、不需要任何辅助能源, 通过建筑方位合理布置和建筑构件的恰当处理, 以自然热交换方式来利用太阳能。主动式太阳房结构较为复杂,造价较高,需要用电作为辅助能源。采暖降温系统由太阳集热器、风机、泵、散热器及储热器等组成。在建筑外围护结构中还可采用太阳能集热墙, 利用太阳能采暖。
6、结束语
能源问题是我国实现经济发展的重点问题之一，建筑空调节能技术是节约能源、改善环境、促进经济可持续发展的有效措施。空调系统在高负荷下高效节能运行以及在系统设计中选配节能设备是建筑空调节能的关键因素， 这对于节约能源、降低运行费用、促进国民经济发展具有十分重要的意义。在未来的建筑物中，在空调系统设计方面，要在节约能源以及有效利用能源这两方面引起高度重视。只要各方共同努力，空调系统的节能降耗问题的解决指日可待。
参考文献：
[1] 农孙仁. 中央空调系统节能改造探析[J]. 企业科技与发展. 2012(18)
[2] 叶宁. 中央空调系统的节能运行[J]. 科技资讯. 2012(03)
[3] 李令言. 中央空调节能控制系统的研究与开发[D]. 中国科学技术大学 2011
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空调变频技术现状与未来展望论文。变频空调是在常规空调的结构上增加了一个变频器，变频空调的参考文献有空调变频技术现状与未来展望论文，压缩机是空调的心脏，其转速直接影响到空调的使用效率。
随着改革开放逐步深化、国民经济的快速发展、人民对生活品质要求的提高，空调在现代建设中被广泛的应用。下面是我为大家精心推荐的空调节能技术论文，希望能够对您有所帮助。
空调节能技术浅谈
摘要：随着近年来社会经济的不断发展，人们生活品质的逐步提高，对于物质生活和环境舒适性的需求也更加苛刻，空调系统显然已经成为现代建筑行业中一个不可忽视的部分。但是，近年来能源危机突出和环境破坏对人类的影响逐步加深，已经让人类清晰的认识环境保护和能源节约的重要，国家也制定了一系列的法律法规和行业标准。因此，能源的有效节约、提高能源有效利用的方法和技术的研究成为了当今一项重要课题。本研究从影响空调系统的能耗的关键因素出发，提出了几项空调节能的可行性方案，最后探讨了空调节能的未来发展趋势。
关键词：空调系统;节能技术;措施建议
中图分类号：TU831.3+5文献标识码： A
前言：
随着人们经济水平的不断提高，生活品质的提升，无论是生活环境还是工作环境，空调系统在现代建筑中的应用也越来越广泛。根据统计表明，在我国空调耗能占建筑物总能源消耗的60%～70%，因此，采取有效的节能措施，解决高层建筑节能问题符合我国经济的可持续发展的要求，对节能减排和建设环境友好型社会有着至关重要的意义。
空调能耗的现状以及节能的重要性
随着改革开放逐步深化、国民经济的快速发展、人民对生活品质要求的提高，空调在现代建设中被广泛的应用。而在建筑能耗里，空调能耗已经占到建筑能耗的60%~70%左右，而且比重还在逐年上升。因此空调节能技术的发展对提高能源利用率、环境可持续发展有重要影响。
在我国现阶段中央空调系统的应用中，通常认为空调系统的温湿度控制以及空气品质的控制是最为重要的，进而忽略了空调系统的能源消耗情况。在我国，影响中央空调系统能源不能得到有效利用的主要因素有三方面，首先，在设计过程中重视投资成本，而忽略了能耗指标计算，在整个系统方案中，缺乏节能引导中央空调系统的经济性分析。导致在工程建筑方案的运行过程中，使用投资低、耗能大、运行费用高的空调系统。其次，对于中央空调而言，整个的系统工程相对复杂，所以对于中央空调能源有效利用的评价，要从整个系统全面来看，而不能单纯地停留在对机器设备本身的评价上，真正意义上的节能是与各个系统设计理念、施工优劣情况以及运行管理水平和建筑物热特性等因素息息相关，而不是只看重设备本身。最后，还有一个主要的因素，就是缺乏高素质运行管理人员和节能监控，致使空调系统在运行和管理的过程中没有得到很好地控制和监管，合格的管理人才可以大大改善运行不合理的地方，有利于节能。
建筑节能技术
空调系统的节能技术首先可以从建筑物本身入手，结合建筑、结构等相关知识，使建筑物在形状、色彩、方位及材料等方面为空调节能创造最基础的条件。对于空调位置的安排要进行合理布局，合理设计相关比例与系数，选择保温隔热性能良好的材料作为墙体和屋面，并提高改善建筑围护结构的性能等，都是建筑节能的可行性措施。
2.1选择合理的室内设计参数
在整个建筑物中，主要的热损失来自于围护结构和门窗缝隙空气渗透。因此, 在建筑物进行建筑节能中，注重室内设计中加强围护结构，使用环保、节能型建筑材料, 可有效地减少通过围护结构的传热这一主要的空调负荷, 从而各主要设备的容量达到显著的节能效果。通过这种方法进行保温隔热，同时加强门窗的气密性。另外，在夏季空调供冷时，室内外侧玻璃受阳光照射，是空调冷负荷的主要部分，应采取必要的遮阳措施。而在冬季空调供热时，则要求改善窗户的保温效果，可以采用光热性能好的玻璃;为了减少窗的冷(热)桥传热，可以采用钢塑窗代替铝合金窗;同时还可以采用双层玻璃窗提高窗的保温性。在窗户的设计位置上要减小窗洞口与墙的面积比值减少空调房间两侧温差大的外墙面积及其薄弱环节窗的面积，利于空调建筑节能。
2.2合理设计建筑结构
合理的设计建筑结构也是进行空调节能的一个有效途径之一。可以通过改善建筑的保温隔热性能，使房间内冷热量的损失通过房间的墙壁和门窗传递出去，这样可以有效地减少建筑物的冷热负荷。建筑物的朝向对空调冷负荷有很大的影响，根据我国的地理位置来分析确定良好的建筑朝向，一般建筑物为南朝向是我国建筑节能的必要条件，可以通过保持合理的建筑间距以及建筑群的错落布局，使建筑物接受适当的太阳辐射，同时有利于获得自然通风气流。
空调设计方面节能
在面积较大的空调房内，在空调房内区的负荷与周边区的相比较差距较大，如果两个区域选择使用一个空调系统进行制冷，两个空调房区域的房间的将会产生较大的温差，尤其是在冬季及过渡季节，所以同时处于两个不同区域的工作人员对环境空间的温度反映冷热温差较大，，根据我国在2001年版的《采暖通风与空气调节设计规范》新增5.3.2条之规定,建筑物内负荷特性相差较大的内区与周边区,以及同一时间内必须分别进行加热与冷却的房间,宜分别设置空气调节系统.。内区系统主要处理室内负荷，与外区负荷相比，内区负荷则相对稳定，内区往往需要全年供冷，去除室内余热。外区系统主要处理外部得热，外区负荷波动大，外区新风来源一般是内区空调系统，与外区回风混合经风机盘管处理后达到送风点，外区冬季供暖，夏季供冷，从而满足舒适性要求。
空调系统中的节能技术
空调系统如何适应在低负荷下高效节能运行及在系统设计中对设备进行节能选配就成为空调节能的关键。
4. 1 加强中央空调的运行管理和控制设备的调节控制
提高空调能源的有效利用，需提高操控人员的职业素质，避免由于管理不善而引起的空调耗能。操控人员要做好设备运行记录，分析机组各种压力表、温度计、流量计的读数是否正常准确，并根据空调负荷的变化调节机组，确保机组运行在节能状态，而且定期保养检查，及时更换磨损的零件。
4. 2 设备及管道的保温及水质处理
要实现降低能量的过多耗费这一目标，就要做好设备及管道的保温。保温的目的是为了阻绝内外温度传递，如果室外的温度小于空调排水的温度加保温是为了防止空调水管结冰冻裂水管，如果环境温度大于空调排水温度加保温是为了防止有冷凝水造成漏水。空调设备和管道的保温，对于节省能量消耗、降低运行费用也是相当重要的。空调能耗高还有一个重要的原因，就是空调系统中水管中水质的污染。
5、建筑空调系统设备的节能运行技术
设备的节能运行技术在建筑空调系统综合节能技术中, 其也至关重要。主要技术包括: 蓄能空调技术、热回收技术、变频技术等。
5.1蓄能空调技术
蓄能系统就是储蓄在不需要的冷/热量或需要的冷/热量减少的时间的过程中,制冷/热设备将蓄冷/热介质中所移出的热量，并在空调处于用冷/热或工艺性的用能高峰时，启动此能量。这样既减少了能源的流失，又可以有效地利用能源，既有经济效益又有社会效益, 是一项双赢的节能举措。
5.2 热回收技术
热回收技术包括排风余热回收和制冷机组的冷凝热回收。排风余热回收充分利用排风的能量, 对其进行回收，从而对新风进行预冷或预热,减小新风负荷是暖通空调节能的重要途径。制冷机组的冷凝热回收系统既可以避免冷凝热排放到大气中造成热污染, 又可以节省为提供热水而设的锅炉及其附属设备, 避免了由于燃料的燃烧向大气排放的有害物, 应该说是一种效果明显, 又有环保作用的节能技术。
5.3变频技术
随着电力电子技术和计算机控制技术的不断发展，在空调控制系统中变频器也得到了广泛的应用，它的应用主要是针对空调控制系统的特点而进行控制。不同类型的冷水机组都有较完善的自动控制调节装置, 能随负荷变化自动调节运行状况, 保持高效率运行，从而实现了一种既能达到控制要求又能节约能源的方法。
5.4太阳能空调技术
太阳能是绿色能源中最重要的能源, 太阳能的热利用是目前建筑中利用太阳能的主要利用形式。它包括被动式和主动式两种形式。被动式太阳能房的结构相对简单、造价低、不需要任何辅助能源, 通过建筑方位合理布置和建筑构件的恰当处理, 以自然热交换方式来利用太阳能。主动式太阳房结构较为复杂,造价较高,需要用电作为辅助能源。采暖降温系统由太阳集热器、风机、泵、散热器及储热器等组成。在建筑外围护结构中还可采用太阳能集热墙, 利用太阳能采暖。
6、结束语
能源问题是我国实现经济发展的重点问题之一，建筑空调节能技术是节约能源、改善环境、促进经济可持续发展的有效措施。空调系统在高负荷下高效节能运行以及在系统设计中选配节能设备是建筑空调节能的关键因素， 这对于节约能源、降低运行费用、促进国民经济发展具有十分重要的意义。在未来的建筑物中，在空调系统设计方面，要在节约能源以及有效利用能源这两方面引起高度重视。只要各方共同努力，空调系统的节能降耗问题的解决指日可待。
参考文献：
[1] 农孙仁. 中央空调系统节能改造探析[J]. 企业科技与发展. 2012(18)
[2] 叶宁. 中央空调系统的节能运行[J]. 科技资讯. 2012(03)
[3] 李令言. 中央空调节能控制系统的研究与开发[D]. 中国科学技术大学 2011
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空调有利于热量从车内删除。其原理是，采用热传导和对流删除。这是冷的蒸发器吸收的是通过它，然后冷空气强行通过内部由鼓风机电动机车的通风口出空气中的热量。这是通过加压制冷剂（134a）用压缩机与制冷剂，然后释放里面的空调蒸发器（134a）用。汽车空调系统一些汽车都配备了自动气候控制系统来调节车内温度自动。气候控制模块是一台电脑的显示器并调整到用户设定的温度。温度由加热器控制，实现了理想的温度由冷空气从空调，热风组合。鼓风机电机速度控制的固态速度控制器。该控制器的电气控制风机电机的转速，并取代传统的电阻器鼓风机马达系统。典型的空调系统配置空调和供热单位提供了热感舒适，里面无论什么温度外面的乘客。内的空气可以被加热，冷却，消毒或通风。气候控制功能有助于保持理想的温度。该系统提供制冷，制热和气候控制的空调（供暖，通风，空调）系统而闻名。流体力学，热力学与传热的基本原理提供冷，热特定的系统。你的气候控制设置允许所有三到携手合作，实现良好的室内空气质量，热舒适性和最佳的压力。气候控制系统故障码可以存储问题时，在系统检测。你可以通过按控制面板上在同一时间两个或多个按钮的代码。要了解如何为您检索故障码车辆检查您的用户手册或请教维修手册。当代码检索系统启用了故障代码将出现在温度控制头。维修后已作出系统将需要重新启用，这是通过断开45秒重新连接电池和蓄电池进行。测试可以随时中止转动钥匙到关闭的位置。压缩机空调压缩机是空调系统的制冷剂泵。压缩机压缩制冷剂，并在系统内部循环到冷凝器，然后到蒸发器。蒸发器制冷剂在被释放的压力，造成了在寒冷的蒸发器造成的压力下降，低压制冷剂，然后返回到压缩机被重新加压。空调压缩机是由一个驱动器带，是由发动机和可从事电磁线圈和脱离对压缩机的前面。空调压缩机为了维持空调系统的压缩机驱动皮带应定期检查效率。如果磨损或退化，应更换。该系统的软管应恶化，气泡，裂纹和硬化或油质残留检查，所有可能泄漏的迹象。正确的制冷剂充应始终保持低系统制冷剂充是一个弱交流系统的共同事业。气味会发达的空调系统时，对真菌生长的蒸发器的核心。温暖潮湿的环境提供了真菌，它具有吸湿成长完美的温床。气雾消毒剂可用于纠正这种状况。虽然空调系统上运行的全高设置激活recirculation功能，喷雾消毒（来苏，Ozium）进入了交流系统入口（根据对乘客的侧划线），要知道无论你喷将出来上部通风口，所以你可能不希望在任何通风孔前你的脸时，做此过程。气味可以防止重复整个夏季，这个程序会定期返回。基本维护汽车充电套件可在任何汽车配件商店，在建议购买可与荧光染料制冷剂，可以帮助指出任何制冷剂泄漏的位置。该套件将指示添加制冷剂安全。防护眼镜时，应使用冷媒罐加压处理。有时错误，树叶和尘埃颗粒可以停留在冷凝器翅片。异物和污垢，可清洗花园的压缩空气软管帮助或强行通过散热器及冷凝器直至干净倒退。注：空调系统始终在压力之下，直至系统完全放电，没有维修或拆卸应该执行。保护眼睛应始终修理或维修时穿的空调系统。
testing of an air-cycle refrigeration system for road transportAbstractThe environmental attractions of air-cycle refrigeration are considerable. Following a thermodynamic design analysis, an air-cycle demonstrator plant was constructed within the restricted physical envelope of an existing Thermo King SL200 trailer refrigeration unit. This unique plant operated satisfactorily, delivering sustainable cooling for refrigerated trailers using a completely natural and safe working fluid. The full load capacity of the air-cycle unit at −20 °C was 7,8 kW, 8% greater than the equivalent vapour-cycle unit, but the fuel consumption of the air-cycle plant was excessively high. However, at part load operation the disparity in fuel consumption dropped from approximately 200% to around 80%. The components used in the air-cycle demonstrator were not optimised and considerable potential exists for efficiency improvements, possibly to the point where the air-cycle system could rival the efficiency of the standard vapour-cycle system at part-load operation, which represents the biggest proportion of operating time for most units.Keywords: Air conditioner; Refrigerated transport; Thermodynamic cycle; Air; Centrifuge compressor; Turbine expander COP, NomenclaturePRCompressor or turbine pressure ratioTAHeat exchanger side A temperature (K)TBHeat exchanger side B temperature (K)TinletInlet temperature (K)ToutletOutlet temperature (K)ηcompCompressor isentropic efficiencyηturbTurbine isentropic efficiencyηheat exchangerHeat exchanger effectiveness1. IntroductionThe current legislative pressure on conventional refrigerants is well known. The reason why vapour-cycle refrigeration is preferred over air-cycle refrigeration is simply that in the great majority of cases vapour-cycle is the most energy efficient option. Consequently, as soon as alternative systems, such as non-HFC refrigerants or air-cycle systems are considered, the issue of increased energy consumption arises immediately.Concerns over legislation affecting HFC refrigerants and the desire to improve long-term system reliability led to the examination of the feasibility of an air-cycle system for refrigerated transport. With the support of Enterprise Ireland and Thermo King (Ireland), the authors undertook the design and construction of an air-cycle refrigeration demonstrator plant at LYIT and QUB. This was not the first time in recent years that air-cycle systems had been employed in transport. NormalAir Garrett developed and commercialised an air-cycle air conditioning pack that was fitted to high speed trains in Germany in the 90s. As part of an European funded programme, a range of applications for air-cycle refrigeration were investigated and several demonstrator plants were constructed. However, the authors are unaware of any other case where a self-contained air-cycle unit has been developed for the challenging application of trailer refrigeration.Thermo King decided that the demonstrator should be a trailer refrigeration unit, since those were the units with the largest refrigeration capacity but presented the greatest challenges with regard to physical packaging. Consequently, the main objective was to demonstrate that an air-cycle system could fit within the existing physical envelop and develop an equivalent level of cooling power to the existing vapour-cycle unit, but using only air as the working fluid. The salient performance specifications for the existing Thermo King SL200 vapour-cycle trailer refrigeration unit are listed .It was not the objective of the exercise to complete the design and development of a new refrigeration product that would be ready for manufacture. To limit the level of resources necessary, existing hardware was to be used where possible with the recognition that the efficiencies achieved would not be optimal. In practical terms, this meant using the chassis and panels for an existing SL200 unit along with the standard diesel engine and circulation fans. The turbomachinery used for compression and expansion was adapted from commercial turbochargers.2. Thermodynamic modelling and design of the demonstrator plantThe thermodynamics of the air-cycle (or the reverse ‘Joule cycle’) are adequately presented in most thermodynamic textbooks and will not be repeated here. For anything other than the smallest flow rates, the most efficient machines available for the necessary compression and expansion processes are turbomachines. Considerations for the selection of turbomachinery for air-cycle refrigeration systems have been presented and discussed by Spence et al. [3]. a typical configuration of an air-cycle system, which is sometimes called the ‘boot-strap’ configuration. For mechanical convenience the compression process is divided into two stages, meaning that the turbine is not constrained to operate at the same speed as the primary compressor. Instead, the work recovered by the turbine during expansion is utilised in the secondary compressor. The two-stage compression also permits intercooling, which enhances the overall efficiency of the compression process. An ‘open system’ where the cold air is ejected directly into the cold space, removing the need for a heat exchanger in the cold space. In the interests of efficiency, the return air from the cold space is used to pre-cool the compressed air entering the turbine by means of a heat exchanger known as the ‘regenerator’ or the ‘recuperato ’. To support the design of the air-cycle demonstrator plant, and the selection of suitable components, a simple thermodynamic model of the air-cycle configuration shown in was developed. The compression and expansion processes were modelled using appropriate values of isentropic efficiency, as defined in Eqs.The heat exchange processes were modelled using values of heat exchanger effectiveness as defined in The model also made allowance for heat exchanger pressure drop. The system COP was determined from the ratio of the cooling power delivered to the power input to the primary compressor, as defined in illustrate air-cycle performance characteristics as determined from the thermodynamic model:illustrates the variation in air-cycle COP and expander outlet temperature over a range of cycle pressure ratios for a plant operating between −20 °C and +30 °C. The cycle pressure ratio is defined as the ratio of the maximum cycle pressure at secondary compressor outlet to the pressure at turbine outlet. For the ideal air-cycle, with no losses, the cycle COP increases with decreasing cycle pressure ratio and tends to infinity as the pressure ratio approaches unity. However, the introduction of real component efficiencies means that there is a definite peak value of COP that occurs at a certain pressure ratio for a particular cycle. However,illustrates, there is a broad range of pressure ratio and duty over which the system can be operated with only moderate variation of COP.The class of turbomachinery suitable for the demonstrator plant required speeds of around 50 000 rev/min. To simplify the mechanical arrangement and avoid the need for a high-speed electric motor, the two-stage compression system shown was adopted. The existing Thermo King SL200 chassis incorporated a substantial system of belts and pulleys to power circulation fans, which severely restricted the useful space available for mounting heat exchangers. A simple thermodynamic model was used to assess the influence of heat exchanger performance on the efficiency of the plant so that the best compromise could be developed show the impact of intercooler and aftercooler effectiveness and pressure loss on the COP of the proposed plant.The two-stage system in incorporated an intercooler between the two compression stages. By dispensing with the intercooler and its associated duct work a larger aftercooler could be accommodated with improved effectiveness and reduced pressure loss. Analysis suggested that the improved performance from a larger aftercooler could compensate for the loss of the intercooler.shows the impact of the recuperator effectiveness on the COP of the plant, which is clearly more significant than that of the other heat exchangers. As well as boosting cycle efficiency, increased recuperator effectiveness also moves the peak COP to a lower overall system pressure ratio. The impact of pressure loss in the recuperator is the same as for the intercooler and aftercooler shown in. The model did not distinguish between pressure losses in different locations; it was only the sum of the pressure losses that was significant. Any pressure loss in connecting duct work and headers was also lumped together with the heat exchanger pressure loss and analysed as a block pressure loss.The specific cooling capacity of the air-cycle increases with system pressure ratio. Consequently, if a higher system pressure ratio was used the required cooling duty could be achieved with a smaller flow rate of air. shows the mass flow rate of air required to deliver 7,5 kW of cooling power for varying system pressure ratios.Since the demonstrator system was to be based on commercially available turbomachinery, it became important to choose a pressure ratio and flow rate that could be accommodated efficiently by some existing compressor and turbine rotors. and were based on efficiencies of 81 and 85% for compression and expansion, respectively. While such efficiencies are attainable with optimised designs, they would not be realised using compromised turbocharger components. For the design of the demonstrator plant efficiencies of 78 and 80% were assumed to be realistically attainable for compression and expansion.Lower turbomachinery efficiencies corresponded to higher cycle pressure ratios and flow rates in order to achieve the target cooling duty. The cycle design point was also compromised to help heat exchanger performance. The pressure losses in duct work and heat exchangers increased in proportion with the square of flow velocity. Selecting a higher cycle pressure ratio corresponded to a lower mass flow rate and also increased density at inlet to the aftercooler heat exchanger. The combined effect was a decrease in the mean velocity in the heat exchanger, a decrease in the expected pressure losses in the heat exchanger and duct work, and an increase in the effectiveness of the heat exchanger. Consequently, a system pressure ratio higher than the value corresponding to peak COP was chosen in order to achieve acceptable heat exchanger performance within the available physical space. The below optimum performance of turbomachinery and heat exchanger components, coupled with excessive bearing losses, meant that the predicted COP of the overall system dropped to around 0,41. The system pressure ratio at the design point was 2,14 and the corresponding mass flow rate of air was 0,278 kg/s.By moving the design point beyond the pressure ratio for peak COP, it was anticipated that the demonstrator plant would yield good part-load performance since the COP would not fall as the pressure ratio was reduced. Also, operating at part-load corresponded to lower flow velocities and anticipated improvements in heat exchanger performance. Part-load operation was achieved by reducing the speed of the primary compressor, resulting in a decrease in both pressure and mass flow rate throughout the cycle.3. Prime mover and primary compressorThe existing diesel engine was judged adequate to power the demonstrator plant. The standard engine was a four cylinder, water cooled diesel engine fitted with a centrifugal clutch and all necessary ancillaries and was controlled by a microprocessor controller.From the thermodynamic model, the pressure ratio for the primary compressor was 1,70. The centrifugal compressor required a shaft speed of around 55 000 rev/min. Other alternatives were evaluated for primary compression with the aim of obtaining a suitable device that operated at a lower speed. Other commercially available devices such as Roots blowers and rotary piston blowers were all excluded on the basis of poor efficiency.A one-off gearbox was designed and manufactured as part of the project to step-up the engine shaft speed to around 55 000 rev/min. The gearbox was a two stage, three shaft unit which mounted directly on the end of the diesel engine and was driven through the existing centrifugal clutch.4. Cold air unitThe secondary compressor and the expansion turbine were mounted on the same shaft in a free rotating unit. The combination of the secondary compressor and the turbine was designated as the ‘Cold Air Unit’ (CAU). While the CAU was mechanically equivalent to a turbocharger, a standard turbocharger would not satisfy the aerodynamic requirements efficiently since the pressure ratios and inlet densities for both the compressor and the turbine were significantly different from any turbocharger installation. Consequently, both the secondary compressor and the turbine stage were specially chosen and developed to deliver suitable performance.Most turbochargers use plain oil fed journal bearings, which are low-cost, reliable and provide effective damping of shaft vibrations. However, plain bearings dissipate a substantial amount of shaft power through viscous losses in the oil films. A plain bearing arrangement for the CAU was expected to absorb 2–3 kW of mechanical power, which represented around 25% of the anticipated turbine power. Also, the clearances in plain bearings require larger blade tip clearances for both the compressor and the turbine with a consequential efficiency penalty. Given the pressurised inlet to the secondary compressor, the limited thrust capacity of the plain bearing arrangement was also a concern. A CAU utilising high-speed ball bearings, or air bearings, was identified as a preferable arrangement to plain bearings. Benefits would include greatly reduced bearing power losses, reduced turbomachinery tip clearance losses and increased thrust load capacity. However, adequate resources were not available to design a special one-off high speed ball bearing system. Consequently, a standard turbocharger plain bearing system was used.The secondary compressor stage was a standard turbocharger compressor selected for a pressure ratio of 1,264. Secondary compressor and turbine selection were linked because of the requirement to balance power and match the speed. Since most commercial turbines are sized for high temperature (and consequently low density) air at inlet, a special turbine stage was developed for the application. Cost considerations precluded the manufacture of a custom turbine rotor, so a commercially available rotor was used. The standard turbine rotor blade profile was substantially modified and vaned nozzles for turbine inlet were designed to match the modified rotor, in line with previous turbine investigations at QUB (Spence and Artt,). An exhaust diffuser was also incorporated into the turbine stage in order to improve turbine efficiency and to moderate the exhaust noise levels through reduced air velocity. The exhaust diffuser exited into a specially designed exhaust silencer.The performance of the turbine stage was measured before the unit was incorporated into the complete demonstrator plant. The peak efficiency of the turbine was established at 81%.5. Heat exchangersDue to packaging constraints, the heat exchangers had to be specially designed with careful consideration being given to heat exchanger position and header geometry in an attempt to achieve the best performance from the heat exchangers. Tube and fin aluminium heat exchangers, similar to those used in automotive intercooler applications, were chosen primarily because they could be produced on a ‘one-off’ basis at a reasonable cost. There were other heat exchanger technologies available that would have yielded better performance from the available volume, but high one-off production costs precluded their use in the demonstrator plant.Several different tube and fin heat exchangers were tested and used to validate a computational model. Once validated, the model was used to assess a wide range of possible heat exchanger configurations that could fit within the Thermo King SL200 chassis. Fitting the proposed heat exchangers within the existing chassis and around the mechanical drive system for the circulation fans, but while still achieving the necessary heat exchanger performance was very challenging. It was clear that potential heat exchanger performance was being sacrificed through the choice of tube and fin construction and by the constraints of the layout of the existing SL200 chassis. The final selection comprised two separate aftercooler units, while the single recuperator was a large, triple pass unit. Based on laboratory tests and the heat exchanger model, the anticipated effectiveness of both the recuperator and aftercooler units was 80%.6. InstrumentationA range of conventional pressure and temperature instrumentation was installed on the air-cycle demonstrator plant. Air temperature and pressure was logged at inlet and outlet from each heat exchanger, compressor and the turbine. The speed of the primary compressor was determined from the speed measurement on the diesel engine control unit, while the cold air unit was equipped with a magnetic speed counter. No air flow measurement was included on the demonstrator plant. Instead, the air flow rate was deduced from the previously obtained turbine performance map using the measurements of turbine pressure ratio and rotational speed.7. System testingDuring some preliminary tests a heat load was applied and the functionality of the demonstrator plant was established. Having assessed that it was capable of delivering approximately the required performance, the plant was transported to a Thermo King calorimeter test facility specifically for measuring the performance of transport refrigeration units. The calorimeter was ideally suited for accurately measuring the refrigeration capacity of the air-cycle demonstrator plant. The calorimeter was operated according to standard ARI 1100-2001; the absolute accuracy was better than 200W and all auxiliary instrumentation was calibrated against appropriate standards.The performance capacity of transport refrigeration units is generally rated at two operating conditions; 0 and −20 °C, and both at an ambient temperature of +30 °C. Along with the specified operating conditions of 0 and −20 °C, a further part-load condition at −20 °C was assessed. Considering that the air-cycle plant was only intended to demonstrate a concept and that there were concerns about the reliability of the gearbox and the cold air unit thrust bearing, it was decided to operate the plant only as long as was necessary to obtain stabilised measurements at each operating point. The demonstrator plant operated satisfactorily, allowing sufficient measurements to be obtained at each of the three operating conditions. The recorded performance is summarised .In total, the unit operated for approximately 3 h during the course of the various tests. While the demonstrator plant operated adequately to allow measurements, some smoke from the oil system breather suggested that the thrust bearing of the CAU was heavily overloaded and would fail, as had been anticipated at the design stage. Testing was concluded in case the bearing failed completely causing the destruction of the entire CAU. There was no evidence of any gearbox deterioration during testing.8. Discussion of measured performanceFrom the calorimeter performance measurements, the primary objective of the project had been achieved. A unique air-cycle refrigeration system had been developed within the same physical envelope as the existing Thermo King SL200 refrigeration unit, w
蒸发冷却空调应用中存在问题及解决设想论文
摘要：
目前,集中式蒸发冷却式空调系统在我国西部地区得到了越来越广泛的应用, 但其缺点即风道大、使用灵活性差，而且不能实现多个房间分别进行调节控制。针对集中式系统的缺点本文提出采用有别于传统风机盘管加新风系统的半集中式蒸发冷却空调系统，并从理论上进行了可行性分析。
关键词：
蒸发冷却 半集中式 空调系统 环保 节能
1. 蒸发冷却技术现状
蒸发冷却过程是以水作为制冷剂的，由于不使用CFCs，因而对大气环境无污染，而且可直接采用全新风，极大地改善了室内空气品质。同通常的机械制冷的原理一样，由制冷剂的蒸发而提供冷量。但是对蒸发冷却来说，是利用水的蒸发取得能量，它不是将蒸发后的水蒸汽再进行压缩、冷凝回到液态水后再进行蒸发。一般可以直接补充水分来维持蒸发过程的进行。
据有关文献对蒸发冷却空调在乌鲁木齐、西安、哈尔滨、北京的应用分析可知：其运行能耗约为常规空调设备的1/5（机械制冷系统装机功率50w/m2左右，蒸发冷却系统装机功率10 w/m2，节电80%）；从初投资方面看，约为常规空调设备的1/2（机械制冷方式造价400元/ m2左右，蒸发冷却系统造价250元/ m2左右，节省投资30~50%），且具有加湿功能；从室内空气品质方面看，蒸发冷却系统由于按100%新风运行，因此明显优于常规空调系统，而且它以水为制冷剂，不使用CFCS，对大气环境无污染。
该技术在八十年代中期传入我国，在我国西部干旱地区（尤其是新疆地区）得到研究和应用，因为我国西北地区昼夜温差大，空气干燥，夏季室外空调计算4湿球温度较低（一般低于22度）；昼夜温差大，每日早晚与中午气温（干球温度）相差较大；冬季室外干球温度较低，多为干冷气候（若只对室内供热，室内空气相对湿度一般低于20%）。这些独特的气象条件为蒸发冷却技术提供了天然的应用场所，因为蒸发冷却是一种适宜在干燥地区使用的供冷技术，它利用水分蒸发吸热来降低送风温度，从而降低房间温度。正是由于西部的特殊气候条件使得蒸发冷却空调系统替代常规空调系统成为可能。目前蒸发冷却空调系统在新疆地区的宾馆、办公楼、餐饮、娱乐、体育馆、影剧院等公共与民用建筑以及一些工业建筑中已广泛应用，仅乌鲁木齐绿色使者中央空调有限责任公司在新疆地区完工的工程项目超过70余个[1]。
2. 蒸发冷却空调存在的问题
当前我国西部地区的许多高楼大厦、公共建筑内，仍广泛使用机械制冷空调系统。尽管这些系统提供了舒适的工作生活环境，但和蒸发冷却空调机组相比较其一次性投资巨大、运行费用昂贵、维修与养护复杂，而且会引发“病态建筑综合症”和造成环境污染。尤其是SARS疫情爆发后空调系统的安全性问题更加引起暖通界人士和卫生部的关注。室内空气品质越来越得到关注，而蒸发冷却系统由于按100%新风运行，不使用CFCS，对大气环境无污染，因此明显优于常规空调系统。目前在我国西部地区多采用集中式蒸发冷却系统, 其优点是使用时间长，便于维护，整个系统在需进行空气调节的场所仅有风道敷设而没有水路布置，故其设计简单成本低，因不需在吊顶中设置水管从而彻底消除了凝结水渗漏的问题。另外，该系统多采用全新风，大大改善室内空气品质，同时，在过渡季节采用全新风可节约能耗。
集中式蒸发冷却系统也有一些缺陷：首先，应用单元式直接蒸发冷却空调机会导致室内湿度较高（通过对乌鲁木齐已完工系统现场测试，室内湿度约75%）。其次，由于是采用冷空气对室内进行冷却而空气的比热较小，所以该系统风量较大，结果导致系统风道比一般半集中式空调系统风道占用空间大，导致其使用灵活性差。第三点，考虑到成本问题，目前尚没有物美价廉的末端产品来实现多个房间分别控制调节。但从设计和经济的角度考虑对温湿度控制精度要求不高的舒适性空调仍具有可行性，尤其对大型娱乐场所、餐饮、商场、体育场馆、会议中心、各种活动中心等公共场所具有很大优势。这也是集中式蒸发冷却空调系统在新疆地区近年来应用广泛的一个重要原因[2]。
3. 半集中式蒸发冷却空调系统的提出
由于集中式系统的缺点即风道大、使用灵活性差，而且不能实现多个房间分别进行调节控制。因此在某些场合限制了集中式空调系统的应用。因为传统的半集中式空调系统该系统能单独调节各个房间温度，适合风管不易布置和层高较低的场所,如宾馆客房和写字间等。故针对集中式系统的缺点本文提出了有别于传统风机盘管加新风系统的半集中式蒸发冷却空调系统，并从理论上进行了可行性分析。
3.1 半集中式蒸发冷却式空调系统
此系统和传统的风机盘管加新风系统略有不同，传统风机盘管加新风系统所用冷媒是冷水机组提供的冷水，故冷水机组是核心。而半集中式蒸发冷却系统的.核心是蒸发冷却段，是利用水的蒸发取得能量，它不是将蒸发后的水蒸汽再进行压缩、冷凝回到液态水后再进行蒸发,而是直接补充水分来维持蒸发过程的进行，系统中新风由蒸发冷却新风机组处理，根据室外设计参数和负荷特点可选用单级或多级蒸发冷却。具体图示见图3-1。
传统半集中系统 蒸发冷却半集中系统
图3-1 传统系统与蒸发冷却系统的比较
直接蒸发冷却处理过程中，新风被等焓加湿，循环水温近似等于进口空气湿球温度。例如在乌鲁木齐夏季室外空调计算湿球温度约18℃，当空气被直接蒸发冷却处理后，理论上循环水温亦能达到18℃。若使用间接-直接蒸发冷却过程，则新风首先经等湿冷却，然后等焓加湿，这样处理后循环水温可进一步降低达到13～16℃，虽然经上述两种方式处理后的水温均高于冷水机组的冷冻水温7～12℃，但只要加大水量，通入冷却盘管后仍然可以承担部分负荷。故半集中式蒸发冷却系统与传统系统的主要区别是它的所有负荷均由蒸发冷却过程承担，而不需要冷水机组和冷却水系统，其初投入大大降低，一次投资综合造价仅为传统制冷空调方式的40%～80%。
3.2 可行性分析
为了探讨半集中式蒸发冷却空调系统在西北地区使用的可行性,以乌鲁木齐气候为例，进行设计方案的探讨和比较。乌鲁木齐室内外状态点及参数见图3-2。
图3-2 室内外状态点
地点：乌鲁木齐夏季
季节：夏季
tgw：室外干球温度 34.1℃
tsw：室外湿球温度 18℃
tgn：室内设计温度 27℃
相对湿度 60%
大气压力 906.7 mbar
3.2.1 传统风机盘管+新风系统
从图3-2中可看出，夏季室外空气的含湿量dw小于室内空气的含湿量dn,即室外空气需要加湿处理，为实现这一目的，在传统的风机盘管加新风系统中一般是在送风机前安装蒸汽加湿系统对被处理空气进行等温加湿。见图3-3。
空气处理过程(W 室外空气状态点，N室内空气状态点，KL新风机温升)
图3-3 传统风机盘管加新风系统空气状态变化图
3.2.2 半集中式蒸发冷却系统[风机盘管+直接蒸发冷却新风机组] [3]
风机盘管+直接蒸发冷却新风机组的半集中式系统，则其空气变化过程如图3-4所示。
图3-4 风机盘管+直接蒸发冷却新风机组
直接蒸发冷却新风机组，直接蒸发冷却效率ηDEC最高可达90%，按ηDEC=90%计算：
（3-1）
注：tws 室外空气湿球温度
使用循环水处理的直接蒸发冷却是一等焓加湿过程，因此可确定L点的状态。循环水温最终被固定在机器露点L接近室外湿球温度。由式（3-1）可知:
tsh=tL=tw-(tw-tws)×90%
=34.1-(34.1-18)×90%=19.6℃
注：tsh 直接蒸发冷却循环水水温
将循环水通入风机盘管，由于循环水水温略高于室内空气露点温度18.4℃，所以只能对室内回风进行等湿冷却。
3.2.3 半集中式蒸发冷却系统[风机盘管+（间接+直接）蒸发冷却新风机组]
风机盘管+（间接+直接）蒸发冷却新风机组的半集中式系统，空气变化过程见图3-5。
图3-5 风机盘管+（间接+直接）蒸发冷却新风机组
间接+直接蒸发冷却新风机组。绿色使者中央空调有限公司生产的板翅式间接蒸发冷却器其效率ηIEC最高可达60～75%，如果按ηIEC=60%计算：
（3-2）
注：tws 室外空气湿球温度
间接蒸发冷却是一等湿降温过程，根据式（3-2）可确定P点的状态。
tP=tw-(tw-tws)×60%
=34.1-(34.1-18)×60%
=24.4℃
由tp=24.4℃可知其湿球温度tps=14.8℃并且直接蒸发冷却入口温度就是24.4℃。再根据式（3-1） 得： tsh=tL=tp-(tp-tps)×90%
=24.4-(24.4-14.8)×90%
=15.76℃
注：tsh 直接蒸发冷却循环水水温
将循环水通入风机盘管，由于循环水水温低于室内空气露点温度18.4℃，所以可对室内回风进行除湿冷却。
3.2.4 半集中式蒸发冷却系统[风机盘管+（间接1+间接2+直接）蒸发冷却新风机组]
风机盘管+（间接1+间接2+直接）蒸发冷却新风机组，空气变化过程如图3-6所示。
图3-6 间接1+间接2+直接蒸发冷却半集中式系统
采用带有表冷却段（冷却塔供冷的第一级间接蒸发冷却段）的三级蒸发冷却新风机组，其表冷段利用冷却塔的冷却水对新风进行冷却。这种将冷却水通入表冷器的冷却塔供冷方式同间接蒸发冷却一样实现了对空气的等湿降温处理。因此，这种带有冷却塔供冷的间接+直接蒸发冷却机组又被称为三级蒸发冷却机组（两级间接蒸发冷却+直接蒸发冷却）。如利用冷却塔的冷却水，冷却效率可达η冷却塔= 40～50%左右，空气终状态温度≈空气初状态湿球温度w+6～8℃. 按η冷却塔=50%计算有：
（3-3）
首先根据式（3-3）可确定P点的状态。
tP=tw-(tw-tws)×50%
=34.1-(34.1-18)×50%
=26℃
则间接蒸发冷却的入口干球温度就是26℃，根据焓湿图可知此时湿球温度tps为15.3℃。根据式（3-2）可确定Q点的状态
tQ=tp-(tP-tPs)×60%
=26-(26-15.3)×60%
=19.6℃
则直接蒸发冷却的入口干球温度就是19.6℃，根据焓湿图可知此时湿球温度tQS为13.5℃。再根据式（3-1）可确定L点的状态
tL=tQ-(tQ-tQS)×90%
=19.6-(19.6-13.5)×90%
=14.1℃
将循环水通入风机盘管，由于循环水水温低于室内空气露点温度18.4℃，所以可对室内回风进行除湿冷却。
4. 结束语
半集中式蒸发冷却系统用水作为制冷剂, 无冷水机组, 其中直接系统和(间接+直接)系统均无冷却水系统, 故它们的初投资均比传统半集中式系统低, 而且运行费用少。
由于半集中式蒸发冷却系统的供水温度较高，故供水量较大。其中直接蒸发冷却段的冷却水量的多少将直接影响到机组的制冷量，而负荷需要的冷却水量较大时又需要考虑补水和补水量等等，这些都需要进一步的探讨。
参考文献
1． 翔，武俊梅等，中国西北地区蒸发冷却技术应用状况的研究，第11届全国暖通空调技术信息网大会论文集 419~423
2． 刘鸣，蒸发冷却空调技术的工程应用问题，西北五省暖通空调制冷热能动力2002联合学术年会 84~87
3． 陈沛霖，蒸发冷却在空调中的应用，西安制冷，1999，1：1~7
你是学建筑环境也设备工程的不
洁净技术在空调系统中的应用和维护论文
摘 要：目前洁净技术在很多领域中都得到了应用，比如在电子厂房、食品行业、医疗卫生、实验室等对洁净度要求比较严格的环境中都有其身影。文章主要探讨洁净技术在空调系统中的应用情况，要确保其良好的运行还要加强日常的维护管理，希望通过文章的论述为相关工作人员提供参考。
关键词：洁净技术；空调系统；施工
当前，随着我国科学技术的飞速发展，也对我国的医疗、科研、精密仪器以及实验室等专业领域提出了更高的要求。而洁净空调作为通风空调工程施工中较为特殊的一类施工，在这些专业领域中获得了非常广泛的应用。和普通的空调项目相比，洁净空调项目对风管、机组设备等对洁净程度以及密封性都有很高的要求。因此，需要保证安装施工过程中的每一个环节的施工质量。文章正是基于这一背景，对洁净空调安装项目的关键施工技术及维护措施进行探讨。
1 洁净空调的安装施工
1.1 洁净空调设备及材料的选配
对于洁净空调安装项目来说，对设备及相关的材料进行选配是一步，而且是非常重要的一步。选用的所有设备及材料务必是满足相关的规范和要求。最好要有相关的出厂合格证或者质量相关的鉴定证明，必要时，可以在施工之前对设备及材料的质量进行二次检验。在洁净空调中，风管是其非常重要的设备，在选配风管时，要求其表面一定要耐腐蚀，且不生锈、不产尘、不积尘。对其选材不能选择表面容易腐蚀的热轧钢板，其一旦遭受腐蚀之后，表面就会变得坑洼不平，而且锈迹难以清除。根据工程实践，优质的镀锌钢板是最佳的选择，选择镀锌钢板时，要保证其表面镀锌均匀，没有明显的氧化层，无针孔、麻点、起皮、起泡和镀锌层脱落的现象。
1.2 洁净空调安装项目的关键安装工序
在进行洁净空调安装项目的安装施工之前，应该制定具体的安装进度计划，进度计划要突出与其他专业的协调，安装过程中严格遵守计划进行。总体来说，洁净空调安装项目的施工过程主要为：清理卫生后安装；先上部吊顶后中间安装；先隔断后吊顶；先大设备进场后隔断封闭；先净化安装后工艺安装；内装修先上后下，先内后外；洁净室完成后进行地面处理；先调整后检测。下文笔者结合工作经验，例举一些重要部件的安装要点：
1.2.1 风管安装要点。在风管的安装过程中，也存在着很多和普通风管系统施工方法和措施不同的地方。具体来说，在风管施工之前，要首先根据设计图纸的意图进行放线，并把大部分的支吊架孔打好。在风管安装人员到位之前，其相应的修扩目标也应该提前完成；之后，结合采用的不同风管连接方式，采用不同的处理措施，可以参考《通风管道技术规程》进行。在安装风管之前，要采用相关措施保证风管的洁净程度，对于施工过程中产生的垃圾或者污染源要及时进行清除。
1.2.2 空调机组、风机要点。和风管安装之前类似，对于空调机组和风机的安装之前，也要采取内部清洁擦拭措施，对其中的尘土、杂物等污染源进行去除。安装之后运行12小时过后才进行中效过滤器的安装。当空调机组安装完成之后，可以采取漏风量的检测工作，如果发现漏点，要采用密封胶进行密封的处理。
1.2.3 高效过滤器要点。高效过滤器安装前，必须对洁净室进行全面清扫，多次吹风除尘后，要进入系统测试时才安装，高效过滤器拆包时注意轻拿轻放，安装时注意滤纸保护，如果采用FFU时，注意fan和filter同时安装，避免滤纸损坏。
1.3 洁净空调的有序试车以及调试
在洁净空调安装之后，进行有序试车以及调试同样非常重要。在洁净空调安装完成之后，一方面做好空调机房、过滤系统的清洁工作，另一方面对洁净空调系统的电气、供电、自动化进行充分检查之后，便开始洁净空调的试车。在试车之前，可以制定周密的试车计划，安排专门的试车人员在统一组织下进行，以保证系统在稳定之后可以通过各项指标的测试。而对于洁净空调的调试来说，可以重点对系统的风量以及压差做重点调试。例如，对于现场风量的.调试可以采用流量等比分配法。从系统最不利环路开始对末端高效送风口的风量进行调整。调整时应注意如果同一支管上的高效送风口风量整体都偏大，应优先调小该支管阀门，这样可以避免因调节末端高效送风口阀门时可能产生的较大啸声。
2 洁净空调系统的运行和维护
空气过滤器作为空气净化的基本单元，过滤器是洁净工程的核心，要想保证空调系统的正常运行，需要合理的选择过滤器，过滤器的质量关乎过滤器的使用寿命，通过对过滤器的日常维护也可以延长过滤系统的使用寿命，如果不及时更新过滤器，会导致过滤器的风阻加大，影响设备的正常运行。
这里不得不谈一下空气净化的基本原理，其主要是通过对空气进行多级过滤，在新风机组中设置中效过滤器，再经过亚高效过滤器后送到静压箱，高效过滤器是净化空气的最后一道屏障，能够保障空气得到很好的处理，洁净空调系统中的空气过滤器在使用一段时间后，要定期对系统的送风量进行检测，其容尘量和空气阻力都会达到其允许的最大值，需要对洁净空调系统中过滤器进行更换，通常中效过滤器每季度更换一次，亚高效过滤器半年更换一次，高效过滤器每年更换一次。如果不及时更换，会导致洁净空调系统送风量减小，无法正常的运行。
洁净空调系统的运行过程中，相关的企业应该记录好系统的运行时间，及时的对相关部件进行更换，不然的话会造成系统的故障，例如在广东的一家菌菇企业，因为没有严格的根据规定时间进行过滤器的更换，导致在接种的成功率方面大大降低，最终只有在接种室内同时采取臭氧消毒。
除此以外，对于洁净空调系统中过滤器的使用，还需要注意以下几方面的内容：（1）在打开空气过滤器设备以后要经过初效、中效、高效过滤自净半小时，这样的话空气的洁净度才能达到百级；（2）有分支风道时，总进风口经初效、中效过滤后，到各分支风道时应该再经高效过滤后方可达到百级；（3）由于空调机在工作时有1/3空气是来自室外的，所以在进入室内的暖气或者是冷气应该需要经过净化过滤；（4）地板应有回风风道。
基于以上所述，应做好以下几点：首先，建立空调系统详细的操作和维护保养规程，并严格的进行执行；其次，结合实际的运行情况，规定做各种保养工作的时间、责任人并有相应的记录，以保证其可操作性；最后，建立奖罚制度，对能提高系统运行水平、减少运行成本、提高系统可靠性的人员进行奖励，而对不严格执行各项规程，不能及时进行维修保养的人员进行相应的处罚，从而提高工作人员的责任心和工作的积极性。
3 结语
综上所述，洁净空调项目和普通的空调系统相比，对洁净度与密封性有着更为严格的要求，而且在施工过程的细节更加繁琐，因此，除了要掌握洁净空调项目安装过程中的关键工序施工要点之外，还要对安装细节进行严格管理，提高安装人员的洁净意识，从而进一步提高整个洁净空调安装项目的施工质量。
参考文献
[1] 陈绍军.洁净空调系统维护与节能措施研究[J].城市建筑，2015（06）： 339.
[2] 秦玉峰.净化空调系统与节能措施[J].城市建设理论研究，2015，05 （12）：34-35.
1 王鹏英.新编空气调节[M].上海：上海工程技术大学机械工程学院，20033 陈沛霖，岳孝.空调与制冷技术手册[M].上海：同济大学出版社，19904 郑爱平.空气调节工程[M].北京：科学出版社，2002