風機盤管機組作為半集中式空調安裝的末端裝置，其工程應用非常廣泛。從總體上看，目前國內的風機盤管在名義供冷量、噪音、電機輸入功率等項指標上，已接近于或優于國外產品，而風量則普遍低于國外同型號產品。但是，真正影響空調效果的，并不只是這些參數的絕對值大小，還取決于這些參數之間的配匹是否合理。因為我國的行業標準中，對供冷量、噪聲、輸入功率等都有嚴格規定，因而形成了國產風機盤管高冷、低噪、小風量的總體特點，而風量與冷量的搭配（焓差）則不合理，這給選型工作的合理性和經濟性帶來問題。

2 目前風機盤管選型中常見的問題

2.1 按冷負荷選型的弊端

按空調房間的最大冷負荷選用風機盤管是空調安裝設計中常見的做法，其目的是保證高峰負荷時的房間溫度。而實際上空調房間運行的絕大部分時間都不會處于高峰負荷，使供冷量過剩，而切換到中、低檔運行以降低冷量輸出，從而維持房間的熱平衡。可見機組實際輸出冷量取決于空調負荷的變化，與機組的名義供冷量關系不大。故供冷量只是實現空調的必要條件，但不能決定空調的使用效果。評價空調效果好壞，一是房間平均溫度與設定溫度的接近程度；二是室溫分布（梯度）和變化（波動）幅度。送風溫差越大，換氣次數越少，室溫梯度和波動幅度也越大，故送風溫差和換氣次數才是影響空調精度和舒適性的主要因素。文獻[2]中明確規定了不同精度空調房間的最大送風溫差和最低換氣次數。空調精度越高，要求送風溫差越小、換氣次數越多。可見按最大冷負荷選型，僅滿足高峰負荷時的房間溫度是不夠的，還需滿足適當的送風溫差和換氣次數，才能保證房間的舒適性要求。

2.2 不能保證足夠的送風量

因送風溫差、換氣次數是決定空調精度和舒適性的主要因素，故保證足夠的風量是實現預期空調效果的先決條件。這里所說的風量是指機組使用時的實際送風量，而不是產品樣本中的名義風量（GB/T 19232-2003 規定：名義風量須在盤管不通

水、空氣14—27℃，風機轉速為高檔，對低靜壓機組不帶風口和過濾器等出口靜壓為 12Pa 測得的風量值）。而實際使用中，暗裝機組因要加進、回風格柵、過濾器和短風管，加上盤管表面凝水、積塵、濾網堵塞等諸多因素影響，會導致風阻增大、風量下降，使得實際風量遠低于名義風量（筆者通過大量實驗證明：一般低15—25%）。由于風量的明顯減少，影響空調效果，主要帶來以下問題：1）換氣次數少；2）送風速度低，影響送風射流射程；3）送風溫度低，影響空調舒適度和可能造成送風格柵結露等。另一方面，對于風機盤管機組本身而言，風量的下降直接影響盤管的換熱效果，使盤管的制冷量下降，這樣就會形成機組的實際性能（風量、冷量）都要低于名義值的不合理現象。因此，產品樣本上的名義風量、冷量只能作為選型時的參考，而不能作為選型的依據。加大風量不僅能增加換氣次數、降低送風溫差、改善空調效果，而且由于冷量也會提高，可相應地縮小機組的體積。故提高風量是風機盤管的發展方向之一。當然，風量的提高也要受空調區域允許風速的制約。

另一方面，為控制送風溫差，冷量與風量之間應保持適當的匹配關系。全冷量與風量（質量流量）之比就是盤管進出口空氣的焓差，它決定了機組供冷能力和送風溫差的大小。從控制送風溫差角度，焓差過高不利，而國內的風機盤管的焓差和送風溫差普遍偏高。按GB/T 19232-2003 規定的名義參數計算，焓差為15.88kJ/kg，送風溫差約為12℃。若按風量下降20% 計算， 實際的焓差將超過19.85kJ/kg，實際的送風溫差會高達15℃，顯然已超出文獻中規定的允許送風溫差（6—10℃），也就無法保證空調精度和舒適性要求。

2.3 忽略風安裝的阻力計算

一般地風機盤管空調安裝的風安裝規模較小，構成簡單，阻力不大，約在15—50Pa 范圍內，但僅僅這一點阻力就足以對風機盤管安裝的實際送風量有至關重要的影響。風機盤管分為低靜壓機組和高靜壓機組兩類，在GB/T 19232-2003 中，對于低靜壓機組，帶風口和過濾器等出口靜壓為0Pa，不帶風口和過濾器等出口靜壓為12Pa，也就是說，風口及過濾器等構成的阻力為12Pa。而美國空調與制冷學會標準《房間風機盤管空調器》ARI 440—84 中明確規定：出廠時不帶送、回風格柵或過濾器的風機盤管，應在12.4Pa 機外靜壓下測試風量。這一規定正是為了保證實際風量與名義風量相符。而我國大氣含塵量較高，濾網易堵塞，理應機外靜壓比12.4Pa 高，相比之下，我國的行業標準中規定的測試條件合理性有待商榷。以客房中臥式暗裝、吊頂回風FCU 為例，附加阻力至少應包括回風格柵、回風濾網、送風短管及送風格柵阻力。若回風風速為1.0m/s，送風風速為1.5 m/s，經計算此時機外阻力為16Pa，若選用低靜壓機組肯定也會造成風量下降，此例在工程應用中應屬于附加阻力較小的一例，對風量影響尚且如此，可見FCU風安裝附加阻力不可忽視。再者，對于高靜壓機組，若不經過阻力計算，而是認為選用一個高靜壓機組就能滿足要求的做法也是不合理的。再舉一例，圖1 為某辦公樓安裝于吊頂內的臥式暗裝FCU 及相應的風安裝，FCU 的名義風量為750 m/h，散流器喉部風速為2.5 m/s，回風風速1.5 m/s，經計算知FCU 本體之外總阻力約為61Pa，其中散流器、回風口濾網阻力占總阻力的80%。此時即便采用機外靜壓30Pa 或50Pa的高靜壓型FCU，風量也會下降15%左右。因此，在具體工程中籠統地提出高靜壓要求和認為只要采用高靜壓機組就不必進行相關風安裝分析的做法是不可取的。

3 風機盤管機組改進設計的途徑

3.1 保證風量的“名”“實”相符

造成機組風量“名”“實”不符的根本原因就在于：1）濕工況下翅片管表面的水膜和水滴大大地增加了空氣的流動阻力[7]，這是主要原因；2）名義測試工況與實際使用工況不同。因此，解決風量的“名”“實”不符問題，設計時可從以下幾方面入手：

（1）盤管排數的選擇

目前國內風機盤管多采用9.53mm管徑的三排盤管，這種結構型式的盤管空氣阻力較大。根據大量的盤管試驗結果表明：相同結構參數的表冷器排數由三排減至二排，空氣阻力約降低30%，這樣在機組輸入功率不變的條件下增加風量，以此來解決機組名義風量與實際風量相差太大的問題，而且又保證達到標準規定的供冷量要求。其理論依據是：雖然盤管由三排減至二排，傳熱面積減少，但盤管的空氣阻力下降，風量明顯增加使盤管傳熱性能增強的原理。并且2排管風機盤管省料、節能，多數場合使用效果要優于3 排管機組，經濟效益顯著。

（2）翅片間距的確定

翅片間距的大小是影響風機盤管傳熱性能和空氣阻力的主要因素之一。由理論分析和實驗結論可知，翅片間距對風機盤管傳熱性能的影響是很復雜的。一般說來，換熱系數會隨著間距的增大而增大，而阻力則會隨著間距的增加而減小。但是，當翅片間距變小時，單位體積的換熱面積增加。因此，雖然換熱系數變小了，但換熱量卻有可能是增加的。因此，合理確定翅片間距的大小使得換熱量相同時空氣的阻力最小，即單位阻力換熱量最大應是優化的翅片間距。實驗研究結果表明：對于水冷式盤管，在常用的翅片間距范圍內，3.3mm 左右較好。

（3）翅片形狀和表面親水處理

盤管在供冷工況時，對空氣的處理是一個降焓析濕過程，在盤管翅片的表面會不斷形成水珠，大部分水珠在重力作用下，沿著翅片由上往下流淌至凝結水盤，也有一部分掛貼在翅片表面，這部分水珠使得盤管的阻力增大，從而減少了出風量。對于相同規格的盤管來說，翅片的析水速度與翅片的形狀有關，同時也與翅片表面是否做親水處理有關。有實驗數據表明：相同情況下，濕/干工況風量比由條縫型翅片的75%提高到無縫型翅片的90%；由翅片表面未做親水處理的88%提高到親水處理的99%，可見，翅片的形狀和表面親水處理對機組的出風量有重要影響。

3.2 保證機外靜壓和風量

因盤管（特別是暗裝機組）在使用中風量會有大幅度衰減，因此為克服送風阻力必須具備一定的機外靜壓，以保證所需的風量。為滿足用戶的不同使用要求，國外廠家提供有低噪聲、標準型、高靜壓三種機型供用戶選擇。低噪聲機組的機外靜壓一般低于10Pa；標準型機組為15—25Pa；高靜壓機組高達30—50Pa。一般空調場合宜使用標準型機組，高精度及大面積房間則應考慮選用高靜壓機組，低噪聲機組一般僅用于對噪聲水平要求嚴格的場合，如高星級飯店中的豪華客房。因此，在選用國產暗裝風機盤管時，建議選擇機外靜壓不低于20Pa 的產品，當采用散流器送風且回風帶濾網時，FCU 的機外余壓不宜小于50Pa，方可取得較好的使用效果，當然，生產廠家最好在產品樣本上附上機組的風量—機外靜壓曲線，以方便于機組選型時參考；并且應生產高低不同的機外靜壓機型以供不同的使用場合選用。

3.3 提供多樣化焓差的機組

按照我國行業標準，對于某一型號的機組只能提供單一焓差（因供冷量和風量一定），并且焓差偏高，使得機組送風溫差偏大，用在高精度、要求嚴格的空調場合還必須采取一定的補救措施，比如可采用改變新風參數來進行調節。而國外的風機盤管具有多種焓差，一般會提供2 排管和3 排管兩種不同冷量的盤管，分別配上低噪聲、標準型或高靜壓三種不同風量的風機，形成名義風量相同，但實際風量、冷量、焓差都不相同的6 種機型，可以滿足不同地區、不同圍護結構、不同精度要求空調房間的使用要求。因此，國內生產廠家也應從實際使用情況出發，研制出多樣化焓差的新型機組，以滿足不同空調場合的靈活選用。

3.4 合理的水路流程

目前，多數廠家風機盤管的水路流程采用單一的3 進3 出的接法。合理的水路設計應滿足：1）較高的水流速，以保證較高的換熱系數；2）較低的水阻力，保證水泵較低的能耗，尤其是高層建筑空調安裝；3）水和空氣的逆交叉流動，以保證最大的換熱溫差。然而實際水通路設計中，增強換熱系數往往會帶來水阻力的增加。因此，優化的水通路設計應做到：1）不同長度的盤管應采用不同的水路設計，如大長度盤管采用多路并聯、加大過水截面積，既能保證換熱量又能有效地降低水阻力；2）保證進、回水之間5℃溫差，以保證合適的流量、合適的水流速，從而保證換熱性能，同時又不會使水阻過大。3）不同使用工況的盤管，其水路應區別設計。若進風參數不同，空氣處理過程必然不同，因此，水通路設計應有所不同，以保證冷量、水阻力的合理。4）為冬季防凍放水及防止管內空氣滯留，水路應設計成由下至上的單向行程比較合理、可行。

3.5 提供全冷量焓效率εh 和顯冷量效率εS 的計算公式

由于樣本上提供的風量、冷量是名義工況下測定的，而在實際使用中，名義風量和名義冷量一般都不會出現，依此作為選型依據是不合理的。因此，廠家在產品樣本上除了標明名義風量、名義冷量外，還應提供每一種型號機組的全冷量焓效率εh和顯冷量效率εS的計算公式，以供設計人員選型時根據不同的設計工況進行設計風量、設計冷量的計算（文獻中有詳細的分析，此處不再贅述），以便合理選用風機盤管，這樣既保證滿意的空調效果，又能節省初投資和運行能耗，一舉兩得，應是業內人士共同追求的目標。

4 結論

4.1 風機盤管的實際送風量是保證空調效果理想的關鍵， 產品設計時應考慮各參數的合理配匹，另一方面，可從盤管排數、翅片間距、翅片形式和表面做親水處理等方面考慮在濕工況下提高機組的送風量，減少風側阻力。

4.2 風機盤管的風安裝設計時應進行阻力計算和校核，使之與配匹風機相吻合，認為FCU 風安裝規模小而不必進行風阻計算是不妥的。

4.3 生產廠家應提供多樣化焓差、多種機外靜壓的機型，以滿足不同的使用場合；還應根據盤管不同長度、不同使用工況設計成不同的水路流程，以保證水側較高的換熱系數和較低的水阻力。

4.4 產品樣本上最好應附上機組的風量—機外靜壓曲線，以及全冷量焓效率εh和顯冷量效率εS的計算公式，以便于設計人員在機組選型時根據不同的設計工況合理選用，既保證空調使用效果，又節省初投資和運行費用。