直膨式空調機組屬于“一次冷媒”系統，制冷劑直接跟需要處理的空氣完成換熱，減少了二次換熱損失，系統效率高；整個空調系統僅由室外機和室內機（組合式空調機組）兩部分組成，無需水泵、冷卻塔等配套設備，系統的流動介質只有制冷劑，組成形式簡單；機組可自帶控制裝置，運行管理方便；空調房間內采用全空氣系統，沒有動力設備和空調水管，無噪聲和漏水隱患，維修方便；室外機安裝于屋頂或戶外空地上，無需冷源機房﹐節省了建筑的有效空間及初投資。其缺點是受壓縮機回油問題的影響，室內外機的距離及制冷劑管的有效長度受到一定限制。在沒有集中冷源的建筑中，如果部分房間屬于層高較高的高大空間，或是某些房間的空氣狀態需要單獨控制，直膨式空調機組可較好地滿足要求。尤其適用于經濟技術水平相對落后地區的援外工程，由于當地缺少專業的技術管理人員，空調系統的設計原則是在保證使用效果的前提下，力求系統形式簡單，運行管理方便。非洲和東南亞地區的一些援外項目，由于當地平均氣溫較高，全年無供暖需求，大部分房間為常規辦公室或普通病房，采用分體式空調器或多聯機空調系統即可較好地滿足使用要求；而少數房間為劇場、會堂、多功能廳等高大空間場所﹐或是需要**控制室內參數的手術室，分體式空調器或多聯機系統無法保證空調效果，采用直膨式空調機組是一個很好的選擇。二、直膨式空調機組的風冷比2.1風冷比的參考范圍常規的水冷式組合空調機組，由于流經機組盤管的冷水為**的循環水系統，其溫度﹑流量調節靈活，而冷卻水系統與空調機組不發生直接關聯。因此根據設計要求的室內外設計參數。機組的風量和冷量，不同廠家均可通過調整各組件的結構配置選出與設計參數相匹配的空調機組。對于直膨式空調機組，由于沒有中間的換熱環節，機組的制冷量與制冷劑流量，蒸發冷凝溫度以及蒸發冷凝壓力等參數密切相關，制冷系統每個環節的運行狀態都會對整個系統的運行造成影響，而各個參數之間又具有相互關聯和制約的關系，因此機組選型受到一定條件的限制。同時，由于直膨式空氣冷卻器的換熱過程比較復雜，很難進行純理論的分析計算，因此專業廠商一般也是根據熱工性能實驗數據進行匹配選型。風冷比是與設計計算直接相關的一個重要參數，即機組的送風量與制冷量之間的匹配關系，只有在合適的風冷比范圍內，機組才能獲得相對良好的運行狀態。表1顯示了不同廠商的直膨式空調機組的產品樣本參數對比。 （表1）由表1可以看出：不同廠商、不同型號的產品、要求的風冷比不盡相同，但基本都在170~ 200m3/（kW●h）之間。因此在設計前期尚無專業廠商介入的情況下可以根據此數值預估機組風量，從而進一步預估機組的大小和機房面積。2.2室內設計參數的校核從上述可見，直膨式空調機組風冷比的最小值一般不小于170m3/（kW●h）。廠商進行機組選型，除了依據室內外空氣的設計參數，同時要在保證制冷量和新風量的條件下對機組的送風量進行調整。對于直膨式空調機組應用較多的高密人群建筑，如報告廳、劇場等。受最小風冷比的限制，專業空調廠商根據設計人員提供的制冷量和新風量選出的直膨式空調機組室內機的送風量一般會大于設計送風量。表2顯示了某廠家組合式空調機組盤管內為冷水和直膨式制冷劑時。在相同的額定風量條件下的制冷量對比。從表2可以看出：當風量一定時，冷水型機組制冷量大于直膨式空調機組。反之，當所需空調制冷量一定時，直膨式空調機組的送風量要大于常規的冷水型機組。（表2）在民用建筑中，對于一次回風系統，為避免冷熱量相互抵消，一般都采用最大溫差即**送風方式。在空調房間的余熱余濕量不變的情況下，如果機組的實際送風量大于設計送風量，則必然導致送風溫差減小。此時如果仍希望采用**送風方式，即不采用二次加熱等處理措施，在保證室內設計溫度的前提下，則室內空氣的相對濕度會增大，即在焓濕圖中室內的空氣狀態點必將向右偏移。此時需要按照選型機組的實際送風量對室內空氣的相對濕度進行校核。一次回風系統空氣處理過程見圖1。如圖1所示，工況1（設計工況）的空氣處理過程如實線所示，當送風量變大后，由于室內的余熱與濕量沒變，熱濕比ε不變，因此送風溫差變?。?t1>?t2）。在保證室溫tn不變的條件下，若仍采用**送風方式，則工況2（實際工況）的空氣處理過程如圖1中的虛線所示。顯然，室內空氣相對濕度φ2>φ1。此時雖然空氣的相對濕度φ偏離了設計值，但由于民用建筑舒適性空調的室內空氣相對濕度允許范圍相對較寬，只要φ2在設計允許的偏差范圍之內，就可以不采用二次加熱措施，以避免冷熱抵消造成能量損失。三、空調機組風冷比的影響因素分析3.1室內空氣設計參數根據空調設計規范，舒適性空調供冷工況的室內設計參數為：I級熱舒適度tn=24~26°C，φ=40%~ 60%；II 級熱舒適度tn= 26~28°C，φ≤70%。下面通過一個計算案例來分析在夏季制冷工況下，不同的室內空氣設計參數對直膨式空調機組運行效果的影響。某建筑中的一個高大空間報告廳，設計人數1000人，新風量標準20 m3*/（人●h)，采用一次回風全空氣系統，以北京夏季室外的氣象參數進行計算。表3給出了不同室內空氣設計參數下房間的熱濕負荷及空調機組選型參數結果的對比。（表3）由表3可知：1）在相同的室內設計溫度下，空調房間的相對濕度越高，空調機組的風冷比越大。這是因為在室內設計溫度tn和熱濕比一定的條件下，相對濕度φ越大，機器**溫度越高，室內狀態點與送風狀態點的比焓差越?。ㄒ妶D1）機組送風量越大。同時，室內設計相對濕度φ增大，新風負荷減小，機組制冷量減小，從而導致風冷比增大。由于常規情況下，設計所需的空調機組風冷比是小于170 m3/（kW●h）的，因此在直膨式空調機組允許的風冷比范圍內，室內設計相對濕度φ越大，直膨式空調機組運行效果與設計參數的偏差越小。2）在相同的相對濕度條件下，室內溫度升高，空調機組的風冷比有所減小，但差別不大。這是因為tn升高，ε減小，室內狀態點與送風狀態點的比焓差增大，同時室內空調負荷減小，因此導致送風量減少；而tn升高使新風負荷減小，機組的制冷量也減小。送風量和制冷量同時減小的綜合結果為風冷比變化不大。3.2室外氣象參數圍護結構、使用功能相同的建筑，當室外氣象參數不同時，其所選擇的直膨式空調機組的運行效果也會出現明顯不同。仍以3.1節中的1000人報告廳為例，以西安、武漢兩個城市的夏季室外氣象參數分別進行計算，當室內設計參數均為tn= 25℃，φ= 60%時可以得到如表4所示的計算結果?？梢钥闯觯河捎谖錆h和西安的室外干球溫度相差不大，因此空調房間的冷負荷（圍護結構+內擾）差別很小，冷負荷差百分率僅為1%；空調機組的送風量差百分率為3.4%，差別也不大；但兩個機組的風冷比差別很大。武漢和西安雖然空調室外計算干球溫度tg相差不大，但由于西安的空調室外計算濕球溫度ts低，因此新風負荷明顯小于武漢，從而導致機組的風冷比遠大于武漢。且在西安的室外氣象條件下，該報告廳所需的空調機組風冷比恰好在直膨式空調機組選型的適用范圍內，因此完全可以按照設計要求的送風量和制冷量選出合適的直膨式空調機組；而在武漢的氣象條件下，設計所需的空調機組風冷比明顯小于直膨式空調機組的適用范圍下限，即使按直膨式空調機組最小的風冷比選型，室內空氣的相對濕度亦超出了設計值。（表4）3.3空調房間負荷特性從表4可以看出，在武漢的氣象條件下，該報告廳的直膨式空調機組若仍采用**送風方式，則室內空氣的相對濕度高于設計值。計算案例房間屬于人員密集場所，房間的新風負荷和濕負荷均較大。而該房間的使用功能若為接待大堂，其余條件包括圍護結構、燈光設備的散熱，以及室內設計參數（tn=25 °C，φ=60%）均不變，以室內人數200人、人均新風量20 m3/h考慮，則房間的空調負荷和機組的選型參數如表5所示。（表5）可見，當房間為大堂時，雖然空調房間冷負荷小于報告廳，但由于房間的熱濕比增大導致送風比焓差減小，因此送風量的減小幅度小于冷負荷的減小幅度。而新風負荷的大幅減小使得所需空調機組的風冷比明顯增大。此時即使按照直膨式空調機組的最大風冷比進行選型，室內空氣的相對濕度也明顯小于設計值。當然，對于武漢夏季室外空氣高溫高濕的地區，室內空氣相對濕度低一些并不會增加室內人員的不適感。但如果是室內濕度要求嚴格的場所，直膨式空調機組室內機則需要增加再熱和加濕措施。3.4風冷比影響因素分析不同的室外氣象參數和空調房間的負荷特性，雖然對空調機組的送風量和制冷量都會造成影響，但對機組制冷量的影響遠遠大于對送風量的影響，其根本原因是設計條件的改變使得新風負荷變化很大，直接導致了所需機組風冷比的差異，進而對直膨式空調機組的運行效果造成了截然不同的影響。四、結束語①直膨式空調機組的制冷量和室內機的送風量需滿足一定的匹配關系，風冷比的適宜范圍為170~200 m3/(kW●h)。當實際選型機組的送風量與設計值不一致時， 應對室內空氣的狀態參數進行校核。②室內空氣設計參數、室外氣象計算參數以及空調房間的負荷特性都會直接影響組合式空調機組的風冷比大小，進而影響直膨式空調機組的運行效果。③對于一次回風全空氣空調系統而言，在常規舒適性空調的室內溫濕度范圍內，室內相對濕度對設計機組風冷比的影響比溫度更為明顯。室內相對濕度越高，機組的風冷比越大。而室外氣象計算參數和空調房間的負荷特性對機組風冷比的影響更多地體現在新風負荷上，新風負荷是影響機組風冷比的關鍵因素，也是影響直膨式空調機組運行效果與設計參數偏差大小的關鍵因素。
（表1）
（表5）
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