朱赤，張小松，徐國英，季建周

(東南大學(xué)能源與環(huán)境學(xué)院，江蘇南京，210096)

隨著社會對建筑節(jié)能及室內(nèi)熱舒適性要求的提高，研究新型空調(diào)系統(tǒng)顯得尤為重要。常規(guī)對流型空調(diào)末端以空氣對流的方式與室內(nèi)環(huán)境進行熱濕交換，存在吹風(fēng)感強、能耗高、再熱浪費和空氣品質(zhì)低等問題。20 世紀70年代，歐洲興起輻射供冷空調(diào)系統(tǒng)，通過輻射進行熱交換的份額在50%以上[1]。在熱舒適性相同的情況下，空氣設(shè)定溫度較常規(guī)空調(diào)高2 ℃[2]，具有高熱舒適性、低噪和高能效比。但輻射吊頂表面的溫度一般要高于20 ℃，才不會產(chǎn)生結(jié)露風(fēng)險，對其輻射換熱能力有一定限制[3?6]。

針對以上問題，國內(nèi)外學(xué)者展開了相關(guān)研究。張澤賓[6]對貼附射流復(fù)合頂板輻射供冷空調(diào)系統(tǒng)進行了FLUENT 模擬和實驗研究，發(fā)現(xiàn)頂板溫度變化范圍應(yīng)在19～22 ℃，并采用滿足換氣次數(shù)要求的送風(fēng)速度，較好地滿足室內(nèi)熱舒適需求，且有利于節(jié)能；王昊斌等[7]建立主動式冷梁工作模型，并與實驗值進行對比，發(fā)現(xiàn)模型具有一定準確性，冷梁誘導(dǎo)風(fēng)量受噴嘴結(jié)構(gòu)參數(shù)影響，誘導(dǎo)比在1.92～2.92 之間；龔光彩等[8?9]建立空氣載能輻射空調(diào)穩(wěn)態(tài)傳熱模型和混合通風(fēng)協(xié)同運行模型，研究熱工性能和運行特性，發(fā)現(xiàn)穩(wěn)態(tài)和非穩(wěn)態(tài)工況中輻射孔板下表面分別存在厚度為12 cm 和6～8 cm的具有良好防結(jié)露效果的低溫近壁邊界區(qū)；司強[10]設(shè)計了一種輻射誘導(dǎo)送風(fēng)一體化末端，分析了一次風(fēng)溫度和送風(fēng)速度對室內(nèi)熱舒適性的影響。

本文提出一種新型誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)末端，建立復(fù)合末端的熱工性能仿真模型和系統(tǒng)能效模型，分析復(fù)合末端在夏季供冷時的誘導(dǎo)性能、運行性能和末端能效。

1 系統(tǒng)介紹

圖1所示為誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)夏季工作示意圖，圖2所示為誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合末端示意圖。輻射板面由鋁合金制成，板面上開鑿一定數(shù)量的孔隙，面板兩側(cè)為誘導(dǎo)回風(fēng)口。系統(tǒng)采用高低溫冷源對空氣側(cè)和水側(cè)換熱?？諝庠诒砝淦髦斜坏蜏乩鋬鏊幚?，經(jīng)風(fēng)機送入末端后進入靜壓室，從誘導(dǎo)噴口流出時產(chǎn)生負壓，誘導(dǎo)兩側(cè)室內(nèi)回風(fēng)混合后進入混合室，在混合室中與混合室內(nèi)表面、換熱盤管、輻射板上表面換熱，最終經(jīng)輻射板孔口送入室內(nèi)。輻射板受混合風(fēng)與換熱盤管的綜合影響，以輻射形式與人體、室內(nèi)設(shè)備和墻體圍護結(jié)構(gòu)表面進行熱量交換。

圖1 誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)運行原理圖Fig.1 Schematic diagram of radiation-induced air supply integrated air-conditioning system

圖2 誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合末端運行原理圖Fig.2 Schematic diagram of radiation-induced air supply integrated air-conditioning terminal

通過以上“空氣?水”模式的耦合運行，由輻射換熱處理大部分顯熱負荷，對流換熱處理少量顯熱負荷及全部濕負荷，實現(xiàn)對室內(nèi)環(huán)境的獨立熱濕處理。

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 表冷器

表面平均溫度法基于以下3個假設(shè)[11]：

1)忽略金屬材料和水膜的熱阻，認為換熱器內(nèi)表面和外表面的平均溫度相等；

2)忽略斷面參數(shù)分布的不均勻性，即換熱器外表面附近空氣的平均比焓為表面平均溫度對應(yīng)的飽和濕空氣的比焓；

3)傳熱過程中沒有向外界散失熱量。

對于空氣側(cè)，驅(qū)動傳熱的動力為主流空氣與換熱器外表面飽和空氣的焓差：

式中：dQa為空氣側(cè)微元換熱量，W；ηt為肋片總效率；hm為對流傳質(zhì)系數(shù)，W/(m2·s)；dAa為微元面積，m2；ha為主流空氣的比焓，J/g；ha,3為換熱器外表面飽和空氣的平均比焓，J/g；ma為主流空氣質(zhì)量流量，kg/s。

對于水側(cè)，驅(qū)動傳熱的動力為盤管表面平均溫度與冷水主流溫度之間的溫差：

式中：dQw為水側(cè)微元換熱量，W；aw為水側(cè)的對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；tw,3為盤管表面平均溫度，℃；tw為冷水主流溫度，℃；mw為水的質(zhì)量流量，kg/s；Cp,w為水的比定壓熱容，J/(kg·K)。

空氣側(cè)失去熱量應(yīng)等于水側(cè)得到的熱量，聯(lián)立式(1)和(2)可求解空氣經(jīng)表冷器換熱后的狀態(tài)參數(shù)。

2.2 復(fù)合末端

當復(fù)合末端處于穩(wěn)態(tài)時，輻射板處于與混合室內(nèi)空氣的對流換熱、與混合室內(nèi)壁的輻射換熱、與板上換熱盤管的導(dǎo)熱、與室內(nèi)空氣的對流換熱以及與室內(nèi)綜合表面的輻射換熱的平衡[12?13]。

對于采用孔板送風(fēng)形式的輻射板面的計算模型ASHRAE 采用JEONG 等[14?15]用于計算混合對流換熱量部分的模型：

式中：hcf為對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；Fc為一階回歸修正函數(shù)，表示強迫對流對換熱產(chǎn)生的修正值。對于實驗裝置，孔口平均風(fēng)速遠小于2 m/s，F(xiàn)c取0；tia為室內(nèi)空氣平均溫度，℃；為輻射板面平均溫度，℃。

輻射孔板與混合室空氣對流換熱為

式中：qc,1為單位面積輻射孔板與混合室空氣對流換熱量，W/m2；hc,1為混合室內(nèi)對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；μ為開孔率，取0.03；Δt1為混合室內(nèi)空氣與輻射孔板溫差，℃。

輻射孔板與室內(nèi)空氣對流換熱為

式中：qc,2為單位面積輻射孔板與室內(nèi)空氣對流換熱量，W/m2；hc,2為對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；Δt2為室內(nèi)空氣與輻射孔板的溫差，℃。

考慮到穩(wěn)定工況下，混合室內(nèi)換熱均勻，可認為混合室內(nèi)表面溫度等于混合室內(nèi)風(fēng)溫，輻射孔板與混合室內(nèi)表面輻射換熱：

式中：qr,1為單位面積輻射孔板與混合室內(nèi)表面輻射換熱量，W/m2；ts為孔口送風(fēng)溫度，℃。

輻射孔板與室內(nèi)綜合表面輻射換熱：

式中：qr,2為單位面積輻射孔板與室內(nèi)綜合表面輻射換熱量，W/m2；tz2為室內(nèi)表面加權(quán)平均溫度，℃。

銅管與板面的換熱可近似看作肋片傳熱，考慮高溫側(cè)冷凍水供冷量大且穩(wěn)態(tài)工況時換熱充分，以肋基溫度作為肋片平均溫度，計算銅管與輻射孔板單位長度導(dǎo)熱換熱：

式中：Re為雷諾數(shù)；vw為管內(nèi)冷凍水流速，m/s；di為銅管內(nèi)徑，m；μw為特征溫度下水動力黏度，m2/s。

式中：Pr為普朗特數(shù)；kw為高溫冷凍水熱導(dǎo)率，W/(m·K)。

式中：Nud為努塞爾數(shù)。

式中：qd,1為銅管與輻射孔板單位長度導(dǎo)熱換熱量，W/m；為銅管內(nèi)冷凍水特征溫度，℃；hi為管內(nèi)對流換熱系數(shù)，W/(m2·K)；do為銅管外徑，m；δ1為銅管與輻射孔板黏合處厚度，m；k1為銅管與輻射板黏合處熱導(dǎo)率，W/(m·K)；b為黏合處寬度，m；k2為銅管熱導(dǎo)率，W/(m·K)。

銅管與輻射孔板單位面積導(dǎo)熱換熱為

式中：qd,2為銅管與輻射孔板單位面積導(dǎo)熱換熱量，W/m2；l為銅管長度，m；n為單個輻射板上銅管數(shù)；S為輻射板面積，m2。

聯(lián)立(4)～(7)和(12)，迭代解得輻射板表面平均溫度。

2.3 誘導(dǎo)器阻力

誘導(dǎo)器阻力由局部阻力、位壓頭損失和動壓頭損失組成：

式中：h為誘導(dǎo)器阻力，Pa；ξ為局部阻力系數(shù)，取0.5；H為熱氣體下降或上升距離，m；g為重力加速度，m/s2;ρo為通道外空氣的密度，kg/m3；ρi為通道內(nèi)熱氣體的密度，kg/m3；v0為變化前的氣流速度，m/s；v1為變化后的氣流速度，m/s；ρ0為標準狀態(tài)下氣體平均密度，kg/m3；β為氣體體積膨脹系數(shù)，取1/273；t0為噴口出口空氣溫度，℃；t1為混合室入口空氣溫度，℃。

2.4 風(fēng)機與泵

考慮誘導(dǎo)器對風(fēng)機壓力的影響，有

式中：Wfan為風(fēng)機實際功率，W；Pfan為風(fēng)機風(fēng)壓，Pa；Vfan為風(fēng)機風(fēng)量，m3/h；ηfan為風(fēng)機效率；ηc為傳送帶效率。

考慮輻射孔板上換熱盤管對水泵揚程的影響，有

式中：Wpump為水泵實際功率，kW；Hpump為水泵揚程，m；ηpump為水泵效率。

2.5 系統(tǒng)性能指標

輻射孔板輻射供冷量體現(xiàn)為板面與室內(nèi)空氣、室內(nèi)綜合表面的換熱：

式中：qb為單位面積輻射孔板供冷量，kW。

送風(fēng)處理顯熱，有

式中：Qa為對流送風(fēng)處理總顯熱量，kW；ε為誘導(dǎo)回風(fēng)量與一次風(fēng)量之比；Va為總一次風(fēng)量，m3/h；Cp為空氣比定壓熱容，取1.01 kJ/(kg·K)。

送風(fēng)處理濕負荷(潛熱負荷)：

式中：Ds為送風(fēng)除濕量，kg/h；dia為室內(nèi)設(shè)計狀態(tài)空氣含濕量，g/kg；ds為末端孔板送風(fēng)含濕量，g/kg。

式中：Dt為送風(fēng)處理潛熱負荷，kW；γ為水的汽化潛熱，當大氣壓為0.1 MPa時，取2 260 kJ/kg。

定義復(fù)合末端供冷量與末端輸運能耗的比值為末端能效比，供冷量包括輻射孔板對室內(nèi)供冷量與對流送風(fēng)對室內(nèi)供冷量，末端輸運能耗包括風(fēng)機能耗與輻射側(cè)供水水泵能耗：

式中：φ為末端能效比；Qtotal為總供冷量，kW；Nwind為風(fēng)機功率，kW；Nwater_g為高溫側(cè)水泵功率，kW。

3 實驗測試

3.1 誘導(dǎo)性能測試

3.1.1 末端阻力

圖3所示為風(fēng)量及阻力測試方法。由圖3(a)可見：在末端入口管道安裝皮托管和差壓流量計，通過測量全壓與靜壓，計算通過截面風(fēng)速和流量。在噴口后設(shè)截面測量靜壓，計算末端前后靜壓差得到末端阻力。

圖3 風(fēng)量及阻力測試方法Fig.3 Method of testing air volume and resistance

3.1.2 一次風(fēng)量/誘導(dǎo)風(fēng)量

單個輻射板長×寬為1.2 m×1.0 m，其中送風(fēng)口28 個(0.023 m2)。兩側(cè)各有長×寬為1.2 m×0.1 m 的水平回風(fēng)口，對其劃分為12 個區(qū)域，如圖3(b)所示，測量區(qū)域共52個。誘導(dǎo)風(fēng)量通過測量24個回風(fēng)區(qū)域中心風(fēng)速并加權(quán)面積計算得到。一次風(fēng)量有2種測量方法。

1)間接法。測量28 個孔口中心風(fēng)速，通過加權(quán)面積計算最終送風(fēng)量，與實測誘導(dǎo)風(fēng)量作差值得到。

2)直接法。通過末端入口管道差壓流量計實測動壓換算得到。相關(guān)數(shù)據(jù)采集方法如表(1)所示。

表2所示為實驗測試風(fēng)量及阻力。由表2可見：直接法與間接法測得一次風(fēng)量數(shù)值相近，取平均值作為測量值。隨著一次風(fēng)量增大，誘導(dǎo)比增加，趨勢逐漸變緩，當一次風(fēng)量達200 m3/h 時，誘導(dǎo)比為0.41，一次風(fēng)量減少30%。實測值與模擬值基本吻合，誤差小于9%，主要有以下原因：

表1 系統(tǒng)性能實驗系統(tǒng)數(shù)據(jù)采集方法Table 1 Data acquisition method of the system

表2 實驗測試風(fēng)量及阻力Table 2 Measurement of air flow and resistance

1)在模擬計算末端阻力時，為簡化計算，忽略了輻射孔板阻力和回風(fēng)通道阻力；

2)末端阻力較小，受實驗條件限制，未選用更高精度測量儀器。

紊流系數(shù)α與射流出口斷面上的紊流強度、射流出口截面上速度分布的均勻程度有關(guān)。現(xiàn)有射流研究中，一般忽略結(jié)構(gòu)參數(shù)和流速等因素的影響，將帶有收縮口噴嘴的紊流系數(shù)取0.066。

射流主體段流量[16?17]：

式中：Va為一次風(fēng)量；α為紊流系數(shù)；s為射流射程，mm；l0為噴口寬度，mm。

本文將表2中實驗值代入式(21)，得到一次風(fēng)量對紊流系數(shù)和末端阻力的影響如圖(4)所示。由圖4可見：在一次風(fēng)量100～200 m3/h范圍內(nèi)，紊流系數(shù)α隨一次風(fēng)量增大呈現(xiàn)單調(diào)遞增趨勢，且d2α/d2Va<0，即增大到一定風(fēng)量后，α趨于定值，約為0.041，與現(xiàn)有射流研究中紊流系數(shù)的取值進行比較，具有相同數(shù)量級。對實驗數(shù)據(jù)曲線進行擬合：

圖4 一次風(fēng)量對紊流系數(shù)和末端阻力的影響Fig.4 Influence of primary air volume on turbulence coefficient and terminal resistance

上述分析驗證了由于誘導(dǎo)器內(nèi)部送風(fēng)風(fēng)速較大，射流處于阻力平方區(qū)的特點，末端阻力與一次風(fēng)量的平方呈正比，阻抗為0.003 1 kg/m7。在末端輻射孔板與誘導(dǎo)回風(fēng)通道內(nèi)，由于流速較小，阻力損失與一次風(fēng)量呈正比。

3.2 運行性能

對于房間內(nèi)存在溫度分層的空調(diào)系統(tǒng)，為保證室內(nèi)人員的舒適性要求[18?19]，需要對2.0 m 以下工作區(qū)內(nèi)人員的頭部和腳踝處的溫度加以控制。其中腳踝和頭部的高度分別為0.1 m和1.7 m，人員坐下時頭部的高度一般為1.1 m。實驗室安裝了4根直桿(如圖5所示)，每根設(shè)置高度分別為0.1，1.1和1.7 m的測點，測量各工況下實驗室內(nèi)豎直和水平溫度分布，并對圍護結(jié)構(gòu)的壁面溫度設(shè)測點進行測量，在末端板面布置板溫測點和送風(fēng)狀態(tài)測點。

圖5 測點布置Fig.5 Arrangement of measuring point

使用雙冷源蒸發(fā)制冷機組制取高溫冷凍水(14 ℃，0.70 kg/s)，低溫冷凍水(7 ℃，0.35 kg/s)。室內(nèi)共有4 臺末端同時運行，調(diào)節(jié)一次總風(fēng)量在400～800 m3/h 范圍變化。當天實測室外工況如下：干球溫度為31 ℃，相對濕度為71%。室內(nèi)設(shè)計參數(shù)如下：干球溫度為27 ℃，相對濕度為60%。采用4 臺加熱器(同時開啟時功率為4.8 kW)、1 臺加濕器(2 kg/h)模擬室內(nèi)負荷。

圖6所示為啟動階段輻射板溫與附近空氣對應(yīng)露點溫度變化特性。定義運行裕量溫差為輻射板平均溫度高于輻射板附近孔口送風(fēng)對應(yīng)露點溫度的差值。運行裕量溫差越大，防結(jié)露性能越高。

圖6 啟動階段輻射板溫與附近空氣對應(yīng)露點溫度變化Fig.6 Change of board temperature and dew point temperature of nearby air during start-up process

在啟動40～60 min時，兩者逐漸接近，存在結(jié)露風(fēng)險。一次風(fēng)量越小，送風(fēng)速度越低，系統(tǒng)在性能上更接近傳統(tǒng)輻射空調(diào)末端，送風(fēng)對應(yīng)露點溫度升高；一次風(fēng)溫度越高，空氣中含濕量增大，送風(fēng)對應(yīng)露點溫度升高。因此，在啟動階段可以通過增大一次風(fēng)量和降低一次風(fēng)溫度的方法，降低結(jié)露風(fēng)險，也符合快速啟動的運行策略。末端在60 min 內(nèi)趨于穩(wěn)定，輻射板溫穩(wěn)定為17.3 ℃左右，附近空氣對應(yīng)露點溫度約為14.8 ℃，運行裕量溫差保持在2.5 ℃。傳統(tǒng)輻射空調(diào)室內(nèi)設(shè)計干球溫度為27 ℃，相對濕度為60%，對應(yīng)露點溫度為18.6 ℃。綜上，該末端可降低板面附近空氣露點溫度約3.8 ℃，輻射板設(shè)計溫度可由20 ℃降低至低于18 ℃。

記錄穩(wěn)定后的輻射板面溫度及送風(fēng)孔口溫度如圖7所示。由于實際工況中送水管路及末端壁面存在冷量損失，輻射板面實測溫度高于模擬溫度約為1 ℃。輻射板溫度主要受高溫冷凍水影響，受一次風(fēng)量增大的影響而呈現(xiàn)小幅上升趨勢?？卓谒惋L(fēng)干球溫度隨著一次風(fēng)量增大而上升，且d2ts/d2Va>0，這是由于在未達到最大誘導(dǎo)比時，一次風(fēng)量增加還會引起誘導(dǎo)比增大，從而送出更多風(fēng)量。當一次風(fēng)量低于900 m3/h時，孔口送風(fēng)低于輻射板面溫度，對輻射板降溫；當一次風(fēng)量大于900 m3/h時，孔口送風(fēng)高于輻射板面溫度，輻射板對送風(fēng)降溫。

圖7 一次風(fēng)量對輻射板溫和孔口送風(fēng)溫度的影響Fig.7 Influence of primary air volume on board temperature and outlet air temperature

圖8所示為不同一次風(fēng)量工況下，復(fù)合末端顯熱處理中輻射與對流占比。由圖8可見：隨著一次風(fēng)量增大，送風(fēng)對輻射板降溫，輻射供冷量有一定提升；在小風(fēng)量運行時(0～500 m3/h)，輻射換熱在總顯熱處理中可占43%以上，顯熱供冷量可達4.5 kW，在提高輻射換熱比例的同時，滿足了室內(nèi)供冷需求。

圖8 復(fù)合末端顯熱處理中輻射與對流占比Fig.8 Proportion of radiation and convection in sensible heat treatment

3.3 末端能效

實驗系統(tǒng)中，末端裝置和輸運管網(wǎng)等都與常規(guī)空調(diào)有一定區(qū)別。為方便對比，將末端阻力無因次化，定義末端阻力與空調(diào)系統(tǒng)總阻力的比值為末端阻力占比。高溫冷凍水溫度為14 ℃，流量為0.7 kg/s；低溫冷凍水溫度為7 ℃，流量為0.35 kg/s；新風(fēng)量恒為200 m3/h，風(fēng)機風(fēng)量分別為400，500，600，700，800，900和1 000 m3/h。

空調(diào)系統(tǒng)總阻力主要由管道沿程及局部阻力、空調(diào)箱阻力和末端阻力3部分組成。其中，管道沿程及局部阻力、末端阻力與輸運風(fēng)量有關(guān)；空調(diào)箱阻力主要由換熱器和過濾器等恒定阻力元件構(gòu)成，在本實驗系統(tǒng)中為200 Pa。設(shè)定管道長度分別為10，15 和20 m，分析末端能效比與末端阻力占比的關(guān)系。

圖9所示為末端阻力占管網(wǎng)總阻力對末端能效比的影響。從圖9可知：在10～20 m范圍內(nèi)，管道長度對管道沿程及局部阻力影響較小，可以忽略。隨著末端阻力占比增加，末端能效比不斷降低。

圖9 末端阻力占管網(wǎng)總阻力對末端能效比的影響Fig.9 Influence of resistance ratio on energy efficiency ratio

基于管道長度對阻力影響較小，選取管道長度為15 m，分析不同風(fēng)量下，不同形式阻力在空調(diào)管網(wǎng)中占比，如圖10所示。從圖10可見：當風(fēng)機風(fēng)量在400～1 000 m3/h范圍內(nèi)增大時，末端阻力從30 Pa 升至近200 Pa，即大風(fēng)量運行時，噴口處產(chǎn)生的阻力較大，末端阻力最高占空調(diào)系統(tǒng)總阻力的45%。對于誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)，系統(tǒng)只需在啟動時或有高供冷需求時短時間內(nèi)開啟大風(fēng)量工作模式，正常運行時，風(fēng)機風(fēng)量通常穩(wěn)定在400～700 m3/h，即末端阻力一般占總阻力的10%～30%，對應(yīng)圖9，末端能效比可達到65以上。表3所示為典型廠家風(fēng)機盤管系統(tǒng)在不同風(fēng)量下的制冷量、風(fēng)機功率和額定末端能效比，在383～1 000 m3/h 范圍內(nèi)，額定能效比為33～49。綜上可見，誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)系統(tǒng)可提升末端能效比20%以上。

圖10 不同形式阻力在空調(diào)管網(wǎng)中占比Fig.10 Proportion of different forms of resistance in air conditioning system

表3 典型廠家風(fēng)機盤管系統(tǒng)參數(shù)[20]Table 3 Fan coil system parameters of typical manufacturers

4 結(jié)論

1)在舒適性方面，誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)末端可靈活調(diào)節(jié)一次風(fēng)量，改變輻射/對流換熱比例，輻射換熱占比超過40%。采用空氣?水混合供冷的方式，可解決傳統(tǒng)輻射空調(diào)鋪設(shè)面積大、夏季供冷能力不足的問題。

2)在預(yù)防結(jié)露特性方面，孔口送風(fēng)方式顯著提升輻射板供冷時的預(yù)防結(jié)露性能，可降低露點溫度3.8 ℃，從而實現(xiàn)輻射板設(shè)計溫度降低至18 ℃以下。

3)在節(jié)能性方面，誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)通過裝置誘導(dǎo)器，減少風(fēng)機送風(fēng)量20%以上。末端使用的誘導(dǎo)噴口不同于常見工業(yè)用誘導(dǎo)器，誘導(dǎo)比約為0.4，對末端阻力影響較小，末端能效比達65 以上，相比于現(xiàn)有市場的風(fēng)機盤管系統(tǒng)在能效利用方面具有較大優(yōu)勢。

4)在夏季供冷的情況下，誘導(dǎo)送風(fēng)與輻射復(fù)合空調(diào)末端具有更高的熱舒適性和節(jié)能性，一體化的設(shè)計節(jié)約了室內(nèi)活動空間，具有廣闊應(yīng)用前景。