(西安交通大學建筑節(jié)能研究中心 西安 710049)

隨著全球人口的急劇增加和經(jīng)濟規(guī)模的不斷擴大，能源短缺和環(huán)境污染等一系列問題越來越突出，同時也受到人們越來越多的關(guān)注[1]。未來空調(diào)技術(shù)的發(fā)展，節(jié)約能源將是發(fā)展的總目標。據(jù)統(tǒng)計，我國空調(diào)系統(tǒng)能耗在建筑能耗中的占比為30%～60%[2]，冷熱源在空調(diào)系統(tǒng)能耗中的占比為40%～60%，且該比例仍不斷增加[3]。

江億[4]提出，若綜合考慮傳熱溫差和介質(zhì)的輸送溫差，當冷源溫度約為7 ℃時，則露點溫度可達到16.6 ℃。因此，一般5～7 ℃的冷凍水供水為常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中采用的供水溫度。此時，主機中制冷劑所對應(yīng)的蒸發(fā)溫度通常為3～5 ℃。而過低的制冷劑蒸發(fā)溫度限制了主機能效比的提升，導致較高的能耗。在夏季某些實際工程的運行中，為使室內(nèi)溫、濕度保持在舒適范圍內(nèi)，通常需對減濕后的低溫空氣再次加熱，導致冷熱相抵，造成能源浪費，故7 ℃的冷凍水供水溫度已經(jīng)嚴重制約了常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的進一步發(fā)展。但提高冷凍水供水溫度會導致末端風機盤管的除濕能力下降[5]，故冷凍水供水溫度提高時末端風機盤管的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)置也是目前業(yè)界的研究熱點。

圖1 實驗空調(diào)系統(tǒng)平面圖Fig.1 Experimental plane of air conditioning system

近年來，國內(nèi)外對風機盤管換熱器結(jié)構(gòu)改善的主要方式為：在換熱管中加入流線型三角翅片強化傳熱[6]；設(shè)計內(nèi)螺紋的扭管強化傳熱[7]；換熱管外翅片打孔和鋸齒狀翅片設(shè)計以強化傳熱[8]；在換熱管中放置傾斜角度翅片以強化傳熱[9]；從彎管曲率和雷諾數(shù)方面優(yōu)化換熱器性能[10]等。W.Pirompugd等[11]借助實驗平臺研究了管束數(shù)、翅片間距和管徑等對波紋形翅片在濕工況下空氣側(cè)的換熱性能的影響，結(jié)果表明，柯爾本因子和摩擦因子隨翅片間距的增加而降低；A.Nuntaphan等[12]實驗研究螺旋管翅片，結(jié)果表明，管徑對空氣側(cè)性能有顯著影響且濕工況下的傳熱系數(shù)比干工況略低。但國內(nèi)外關(guān)于盤管結(jié)構(gòu)參數(shù)改變對盤管除濕性能影響的研究尚存在不足。風機盤管中空氣和冷凍水換熱時，當盤管壁面溫度低于空氣露點溫度時會發(fā)生熱質(zhì)交換，盤管壁面水膜的形成使盤管的熱質(zhì)系數(shù)和摩擦特性發(fā)生顯著改變，導致?lián)Q熱模式變得非常復雜，因此關(guān)于除濕工況下風機盤管的實驗研究相對較少。目前，對盤管除濕性能的研究主要為仿真模擬：Yu Xin等[13]研究了引入質(zhì)傳遞效率時干、濕工況下盤管的適用模型。O.Morisot等[14]建立了在非額定工況下，風機盤管的制冷除濕模型，研究變流量空調(diào)系統(tǒng)中的制冷效率和除濕效率，但對模型中采用對數(shù)平均焓差法的本質(zhì)缺少進一步的闡明。A.Vardhan等[15]建立了平直翅片盤管的效能-傳熱單元數(shù)法的數(shù)值模型，以研究盤管的制冷除濕性能，但缺少對盤管壓降的詳細計算。

為進一步研究風機盤管末端在冷凍水供水溫度提高時的制冷除濕特性，本文研究了冷凍水供水溫度為9～12 ℃的熱濕耦合型空調(diào)系統(tǒng)，可較好地解決常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中冷凍水供水溫度較低、能耗較高的問題，并將此定義為中溫水空調(diào)系統(tǒng)。通過實驗測試與盤管仿真相結(jié)合的方法，分析了冷凍水供水溫度提高時，管排數(shù)變化對末端風機盤管制冷除濕量、送風參數(shù)、冷凍水回水溫度影響的變化規(guī)律，旨在研究熱濕耦合型中溫水空調(diào)系統(tǒng)的末端風機盤管結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)置的建議方法，為后期中溫水空調(diào)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)。

1 實驗裝置及實驗結(jié)果

1.1 實驗裝置

本實驗旨在研究常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)(末端為3排盤管FP85)和中溫水空調(diào)系統(tǒng)(末端為6排盤管FP85)在冷凍水供水溫度提高時，室內(nèi)平衡狀態(tài)點的溫濕度參數(shù)變化規(guī)律。圖1所示為實驗空調(diào)系統(tǒng)平面圖，該測試系統(tǒng)是由水系統(tǒng)、風管管路及一些附屬設(shè)備組成的全回風空調(diào)系統(tǒng)。利用在風管送風口和回風口處布置的溫濕度傳感器監(jiān)測室內(nèi)平衡狀態(tài)下的送、回風干球溫度和相對濕度。實驗測試工況中的冷凍水體積流量為0.843 m3/h，風量為587 m3/h。實驗過程中以1 ℃的增量依次提高冷凍水供水溫度，待系統(tǒng)穩(wěn)定后，通過與溫濕度傳感器相配備的WinCC系統(tǒng)監(jiān)測記錄6個不同冷凍水供水溫度工況下室內(nèi)狀態(tài)點達到平衡時的風參數(shù)和冷凍水參數(shù)。

實驗連續(xù)測試16天，每天測試多組工況，每組實驗包括6個工況，其冷凍水供水溫度值分別為7、8、9、10、11、12 ℃。在多天測試結(jié)果中，選擇相對濕度最大的一天，再選擇該天中室外空氣溫濕度參數(shù)相近條件下的工況，如表1所示，對比分析室內(nèi)平衡狀態(tài)點溫濕度參數(shù)隨冷凍水供水溫度提高時的變化規(guī)律。

表1 部分實驗測試工況Tab.1 The part of the experimental test conditions

1.2 實驗結(jié)果分析

實驗測試的全回風系統(tǒng)中，常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)選用3排風機盤管末端來消除室內(nèi)的余熱余濕。提高了盤管內(nèi)冷凍水的供水溫度，縮減了其與室內(nèi)空氣的傳熱溫差，導致盤管的除濕能力下降。根據(jù)表1中室外空氣相對濕度最大工況的實驗數(shù)據(jù)進行分析。圖2所示為中溫水6排盤管與常規(guī)3排盤管的回風參數(shù)對比。由圖2可知，在室外空氣相對濕度為73.90%～75.24%，室外空氣溫度為32.34～32.55 ℃范圍內(nèi)時，對于該3排風機盤管末端，冷凍水的供水溫度從7 ℃以1 ℃的增量依次增至12 ℃，室內(nèi)平衡狀態(tài)點的相對濕度波動較大。其中，冷凍水的供水溫度從8 ℃增至9 ℃時，室內(nèi)平衡點的相對濕度陡增至72.46%，超出舒適性空調(diào)濕度參數(shù)的設(shè)計范圍。量化分析可得，7 ℃冷凍水的供水溫度每以1 ℃的增量增至9 ℃，都會使得室內(nèi)平衡點相對濕度增加11.03%～12.05%。冷凍水的供水溫度在10～12 ℃時，室內(nèi)平衡點的相對濕度所對應(yīng)的波動范圍為70%～75%。

圖2 中溫水6排盤管與常規(guī)3排盤管的回風參數(shù)對比Fig.2 Comparison of the return air parameter of the middle 6-row and the conventional 3-row fan-coil unit

中溫水空調(diào)系統(tǒng)中6排風機盤管末端相比于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中3排風機盤管末端增加了管排傳熱面積，強化了換熱能力。因此，對于每組實驗中冷凍水供水溫度的提高，當供給6排風機盤管和3排風機盤管相同的冷凍水量和風量時，6排風機盤管的送風溫度比3排風機盤管的送風溫度低約7 ℃。隨著冷凍水供水溫度的提高，中溫水空調(diào)系統(tǒng)提供了較低的送風溫度，使室內(nèi)平衡狀態(tài)的回風溫度均在24 ℃左右，確保了回風溫度穩(wěn)定在舒適性范圍。當冷凍水供水溫度從7 ℃增至8 ℃、從8 ℃增至9 ℃時，中溫水空調(diào)系統(tǒng)的室內(nèi)平衡狀態(tài)點所對應(yīng)的回風相對濕度分別增加了1.77%和7.33%。隨著冷凍水供水溫度持續(xù)增高，中溫空調(diào)系統(tǒng)的室內(nèi)平衡狀態(tài)點的回風相對濕度維持在60%左右，確保了室內(nèi)平衡狀態(tài)時的溫濕度參數(shù)達到舒適性要求。

通過計算分析可知，中溫水空調(diào)系統(tǒng)中冷凍水供水溫度從7 ℃升至12 ℃，對應(yīng)的室內(nèi)平衡狀態(tài)點的送風溫差從12.73 ℃降至9.67 ℃，因此可根據(jù)不同的建筑送風高度選擇合適的冷凍水供水溫度。GB 50736—2012[16]中對于舒適性空調(diào)系統(tǒng)的規(guī)定為：送風高度≤5 m的房間，送風溫差應(yīng)≤10 ℃；送風高度>5 m的房間，送風溫差應(yīng)≤15 ℃。送風溫差過高會有冷吹風感，且送風口會結(jié)露[17]。故當中溫水空調(diào)系統(tǒng)的冷凍水供水溫度為9 ℃和10 ℃時適用于送風高度>5 m的建筑房間空調(diào)系統(tǒng)，冷凍水供水溫度為11 ℃和12 ℃時適用于建筑房間高度≤5 m的建筑空調(diào)系統(tǒng)。

2 風機盤管模型

基于上述分析可得，3排風機盤管FP85在7 ℃的冷凍水供水溫度提高時，除濕能力下降，不能保證室內(nèi)平衡狀態(tài)點60%的相對濕度，但6排風機盤管FP85可保證室內(nèi)溫濕度的舒適性。而中溫水空調(diào)系統(tǒng)中6排風機盤管相比于常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)中通常選用的3排風機盤管，增加了盤管耗材。因此，本文建立了盤管的傳熱傳質(zhì)模型，優(yōu)化Matlab程序，并通過上述實驗獲得的測試數(shù)據(jù)驗證該模型的準確性。采用控制變量法模擬冷凍水的供水溫度以1 ℃的差值依次提高至12 ℃，分析管排對盤管傳熱傳質(zhì)性能的影響。最后，根據(jù)模擬結(jié)果分析得出，在滿足末端風機盤管傳熱傳質(zhì)性能、耗材減少的前提下，實驗測試中選用6排管翅式盤管FP85參數(shù)的建議設(shè)計參數(shù)。

2.1 風機盤管結(jié)構(gòu)及參數(shù)

圖3所示為仿真模型中選用的6排管翅式風機盤管示意圖，其額定參數(shù)如表2所示。當風機盤管管程數(shù)>3時，交叉流換熱器的換熱性能與全逆流換熱器的換熱性能十分接近[18]，因此叉流換熱可以簡化為逆流換熱?；谏鲜龇治霰疚慕⒘孙L機盤管對數(shù)平均溫差法逆流換熱模型。

圖3 6排風機盤管結(jié)構(gòu)Fig.3 The structure of 6-row fan-coil unit structure

表2 6排風機盤管FP85的額定參數(shù)Tab.2 The nominal parameters of 6-row fan-coil unit FP85

2.2 微元劃分

基于分布參數(shù)法建立了盤管的傳熱傳質(zhì)模型。模型根據(jù)管回路和管排假定盤管與冷凍水之間為二維熱質(zhì)交換，并據(jù)回路數(shù)和管排縱向長度，劃分盤管微元段。管回路數(shù)為x方向，取值范圍為0

2.3 模型假設(shè)及邊界條件

基于對數(shù)平均溫差法建立的風機盤管逆流換熱模型，在保證風機盤管數(shù)學模型仿真精度滿足要求的基礎(chǔ)上對其進行簡化，以減少計算量，對模型作出如下假設(shè)：1)盤管內(nèi)各支路冷凍水分液均勻；2)空氣在迎風面分配均勻，在換熱器內(nèi)部無橫向摻混；3)在風機盤管管內(nèi)只考慮冷凍水與管壁的徑向熱傳遞，不考慮軸向熱傳遞；4)在每個換熱單元中，空氣側(cè)表面的傳熱系數(shù)在干濕區(qū)域分布是均勻的；5)空氣側(cè)對流換熱熱阻中忽略換熱器翅片與盤管間的接觸熱阻。

設(shè)置邊界條件時，盤管入口給定不同冷凍水的供水溫度以1 ℃的溫升從9 ℃增至12 ℃，入口冷凍水體積流量及空氣參數(shù)為表2中盤管的額定參數(shù)，盤管的冷凍水體積流量均為0.843 m3/h，回風流量均為845 m3/h，回風干球溫度均為27.01 ℃，回風濕球溫度分均為19.51 ℃。模擬中假設(shè)冷凍水的回水溫度，在程序中采用二分法計算冷凍水回水溫度的初值并進行迭代計算。盤管仿真模型中，在空氣側(cè)顯熱換熱基礎(chǔ)上以析濕系數(shù)的方式考慮總傳熱，盡可能降低模型的發(fā)散概率。

2.4 風機盤管換熱數(shù)學模型

1)空氣側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式

空氣側(cè)全熱換熱量Qa：

Qa=ha(ta-twall)(Apcpa+Afηf)+εr(da-dwall)(Ap+Afηf)

(1)

空氣側(cè)潛熱換熱量Qq：

Qq=(r+ta,mcpw-twallcpwall)hmdA(ta,m-dwall)

(2)

2)水側(cè)換熱關(guān)聯(lián)式

冷凍水流態(tài)為紊流，其換熱量Qw為：

Qw=mw(iw,in-iw,ou)=hwAw(twall-tw,m)

(3)

3 模擬計算結(jié)果與分析

3.1 驗證盤管模型

對于末端風機盤管，輸入回風參數(shù)和冷凍水參數(shù)，并依次模擬冷凍水供水溫度從7 ℃增至12 ℃時盤管的性能。為驗證風機盤管模型的可靠性，將實驗數(shù)據(jù)與模擬數(shù)據(jù)進行誤差對比分析得出：由于各儀器在實驗監(jiān)測過程中產(chǎn)生的誤差、模型建立中的假設(shè)及簡化所產(chǎn)生的誤差使得風機盤管的冷凍水回水溫度模擬值的相對誤差(圖4)在6.7%以內(nèi)，風機盤管的送風溫度模擬值的相對誤差(圖5)在9.1%以內(nèi)，風機盤管的送風含濕量模擬值的相對誤差(圖6)在7.9%以內(nèi)。

圖4 冷凍水回水溫度相對誤差分析Fig.4 Relative error analysis of return chilled water temperature

圖5 送風溫度相對誤差分析Fig.5 Relative error analysis of air supply temperature

圖6 送風含濕量相對誤差分析Fig.6 Relative error analysis of air supply moisture

模型建立中的假設(shè)、簡化和各儀器在實驗監(jiān)測中均會產(chǎn)生誤差。楊桂元等[19]得出，若模擬值與實驗值的相對誤差小于15%，即表明模型精準可靠。文中模擬值與實驗值的相對誤差均小于12%，表明該盤管模型具有良好的仿真精度。

3.2 冷凍水參數(shù)和送風參數(shù)的結(jié)果分析

圖7所示為送風溫濕度參數(shù)和冷凍水回水溫度的變化。對于6排風機盤管FP85，當冷凍水供水溫度為9 ℃時，與之對應(yīng)的冷凍水回水溫度為13.5 ℃，送風干球溫度為12.19 ℃，濕球溫度為11.5 ℃，含濕量為8.24 g/(kg干空氣)。該模擬計算的送風溫濕度參數(shù)和冷凍水回水溫度均符合表2中盤管的額定工況參數(shù)。

圖7 送風溫濕度參數(shù)和冷凍水回水溫度的變化Fig.7 Change of temperature and humidity parameters of the air supply and return chilled water temperature of fan-coil unit

由圖7可知，在冷凍水供水溫度一定時，回水溫度隨管排數(shù)的減少而降低，4排盤管的冷凍水回水溫度較低。盤管的水側(cè)換熱量與冷凍水總流量、冷凍水的供回水溫差呈正比例。6、5和4排盤管中的冷凍水總流量相同，冷凍水的供回水溫差隨管排數(shù)的減少而減少，因此4排盤管的水側(cè)換熱量較低。當管排數(shù)一定，并且冷凍水供水溫度每升高1 ℃時，6排、5排和4排盤管所對應(yīng)的冷凍水回水溫度分別提高約0.650、0.625和0.655 ℃。表明在冷凍水供水溫度提高時，對于4、5、6排風機盤管，冷凍水回水溫度的增量基本相同。在風機盤管回風溫度、回風相對濕度均分別相同的工況下，盤管的送風溫度隨管排數(shù)的減少而增加，表明盤管處理顯熱的能力隨管排數(shù)的減少呈下降趨勢。其中，當管排數(shù)每減少1排時，送風溫度的增量約為1 ℃。由于風機盤管均采用露點送風，故盤管送風的相對濕度范圍通常均為94%～98%。因此，在同一冷凍水供水溫度下，各盤管的送風含濕量隨管排數(shù)的增加基本保持不變。冷凍水的供水溫度為9～12 ℃時，6排風機盤管的送風溫差為12.36～14.82 ℃，5排風機盤管的送風溫差為11.58～13.88 ℃，而4排風機盤管的送風溫差為12.82～10.48 ℃。因此，可根據(jù)不同的建筑送風高度，選擇相應(yīng)的4、5、6排盤管。與5排、6排風機盤管相比，4排風機盤管的送風溫差較低為10.48 ℃，不易產(chǎn)生冷吹風感。當冷凍水的供水溫度為12 ℃時，4排風機盤管也可用于送風高度小于5 m的建筑物。

3.3 對數(shù)平均溫差和析濕系數(shù)結(jié)果分析

對于同一風機盤管，盤管的回水溫度、送風溫度均隨冷凍水供水溫度的升高而提升(圖7)。計算分析可知，盤管的對數(shù)平均傳熱溫差和析濕系數(shù)隨冷凍水的供水溫度的升高呈下降趨勢(圖8)。

析濕系數(shù)的大小直接反映了盤管表面凝結(jié)水的析出量，同時也表示由于盤管中質(zhì)交換的存在而增大了熱質(zhì)交換量。由圖8可知，模擬結(jié)果中4排盤管的析濕系數(shù)最大，表明其除濕能力最優(yōu)。4排風機盤管在冷凍水的供水溫度從10 ℃增至11 ℃時，盤管的對數(shù)平均溫差出現(xiàn)突降，表明其換熱量出現(xiàn)了突降。在管排數(shù)改變的工況下，對應(yīng)的盤管析濕系數(shù)和對數(shù)平均溫差定量變化如下：在一定的冷凍水供水溫度下，管排數(shù)由6排減至5排時，盤管的析濕系數(shù)增加約0.065，盤管的對數(shù)平均溫差增加1.1 ℃；管排數(shù)由5排減至4排時，盤管的析濕系數(shù)增加約0.035，二者的對數(shù)平均溫差逐漸趨于相同。

3.4 傳熱系數(shù)和換熱量的結(jié)果分析

在冷凍水與空氣發(fā)生熱質(zhì)交換的過程中，對于水側(cè)而言，由于管排數(shù)減少，使各支管中冷凍水的流量增大。對于空氣側(cè)而言，管排數(shù)的減少導致盤管的迎風面積減少，而掠過4、5、6排盤管的空氣流量相同，故空氣的迎面風速增大。冷凍水和空氣的流速均增大，一方面使換熱擾動增強，強化了熱質(zhì)交換；另一方面導致空氣與冷凍水的接觸時間過短，熱質(zhì)交換不充分。盤管傳熱系數(shù)和換熱量的變化如圖9所示。在空氣和冷凍水流速增大的共同作用下，當冷凍水的供水溫度一定時，盤管的傳熱系數(shù)隨著管排數(shù)的增加，呈先下降后上升的趨勢，且4排盤管的傳熱系數(shù)最大。

圖9 盤管傳熱系數(shù)和換熱量的變化Fig.9 Change of heat exchange coefficient and heat exchange of fan-coil unit

盤管的換熱量等于盤管的傳熱面積、傳熱系數(shù)、對數(shù)平均溫差的乘積。由圖8可知，4排風機盤管的傳熱系數(shù)、對數(shù)平均溫差均大于5、6排風機盤管。同時，由于4排風機盤管的傳熱面積較小，削弱了換熱量。計算分析可知，4排風機盤管中冷凍水與空氣的換熱量最小。其中，冷凍水的供水溫度每提高1 ℃的工況下，6、5和4排風機盤管的換熱量分別下降約6.14%，6.15%和6.13%，此時三者換熱量的下降幅度基本相同。

圖10 盤管空氣側(cè)壓降的變化Fig.10 Change of air side pressure drop of fan-coil unit

3.5 空氣側(cè)壓降的結(jié)果分析

圖10所示為盤管空氣側(cè)壓降的變化，風機盤管空氣側(cè)的壓降與盤管的迎面風速和排數(shù)成正比，其中，盤管的空氣迎面風速隨管排數(shù)的減小而增大。計算分析可知，4排風機盤管的空氣側(cè)壓降最小，而同盤管的壓降隨冷凍水供水溫度的提高基本保持不變。在實際工程應(yīng)用中，因空氣側(cè)摩擦阻力而產(chǎn)生的壓降需消耗風機動力，因此選用空氣側(cè)壓降較小的4排風機盤管可降低系統(tǒng)中的風機能耗。

4 結(jié)論

本文在室內(nèi)回風干、濕球溫度分別為27.01 ℃和19.51 ℃，F(xiàn)P85系列盤管的冷凍水體積流量和回風流量分別為0.843 m3/h和845 m3/h的條件下，進行了中溫水全回風空調(diào)系統(tǒng)與常規(guī)全回風空調(diào)系統(tǒng)的對比實驗，并通過盤管仿真驗證了實驗結(jié)果，以傳熱系數(shù)、除濕能力和換熱量作為盤管換熱性能的評價指標，模擬分析了冷凍水的供水溫度從9 ℃以1 ℃的差值增至12 ℃時，F(xiàn)P85系列盤管中管排數(shù)(4、5和6排)變化對盤管換熱性能影響的規(guī)律。研究結(jié)論如下：

1)當冷凍水供水從7 ℃增至12 ℃時，3排盤管FP85不能滿足舒適性空調(diào)中的濕度要求，而6排盤管FP85可保證室內(nèi)平衡狀態(tài)點的溫濕度參數(shù)滿足舒適性空調(diào)的設(shè)計要求。

2)相比于5、6排風機盤管，4排盤管的傳熱系數(shù)和析濕系數(shù)較大，除濕能力較優(yōu)，空氣側(cè)壓降最小。

3)冷凍水的供水溫度每提高1 ℃，6、5、4排風機盤管的換熱量分別下降約6.14%，6.15%和6.13%，三者換熱量的下降幅度基本相同。

4)相比于5、6排風機盤管，4排風機盤管的送風溫差較低，不易產(chǎn)生冷吹風感。當冷凍水的供水溫度為12 ℃時，4排風機盤管的送風溫差為10.48 ℃，也可應(yīng)用于送風高度<5 m的建筑物。

通過模擬分析4、5、6排風機盤管的換熱性能等，得出4排風機盤管在滿足盤管末端傳熱傳質(zhì)性能要求的前提下，同時增大了盤管的傳熱系數(shù)，減少了管排耗材和風機能耗。因此，4排風機盤管可適用于冷凍水的供水溫度為9～12 ℃的中溫水空調(diào)系統(tǒng)。

符號說明

A——空氣側(cè)盤管的傳熱面積，m2

Af——翅片間傳熱面積，m2

Ap——管路傳熱面積，m2

Aw——冷凍水側(cè)盤管的傳熱面積，m2

cpa——空氣比熱容，J/(kg·K)

cpw——冷凍水比熱容，J/(kg·K)

cpwall——壁面溫度對應(yīng)的空氣比熱容，J/(kg·K)

da——空氣的含濕量，g/(kg干空氣)

dwall——壁面溫度對應(yīng)的空氣含濕量，g/(kg干空氣)

ha——空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)

hw——冷凍水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)

hmd——空氣側(cè)對流傳質(zhì)系數(shù)，kg/(m2·s)

iw,in——冷凍水進口焓值，kJ/kg

iw,ou——冷凍水出口焓值，kJ/kg

mw——冷凍水質(zhì)量流量，kg/s

r——水的汽化潛熱，kJ/kg

ta——空氣溫度，℃

twall——管壁溫度，℃

ta,m——空氣進出冷卻盤管的平均溫度，℃

tw,m——冷凍水進出盤管的平均溫度，℃

ηf——翅片的效率

ε——盤管換熱器的效率