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超市空调室内设计参数与总能耗分析


第 24 卷 ,总第 140 期   2006 年 11 月 ,第 6 期

《 节 能 技 术 》
ENERGY CONSERVATION TECHNOLOGY

Vol . 24 ,Sum. No. 140   Nov. 2006 ,No. 6

超市空调室内设计参数与总能耗分析
蔡龙俊 ,张   华

tive humidity of supermarket in Shanghai . consuming

1  引言

以上的就有 40 多家

的公共场所 ,室内空气的温湿度 、 洁净度和新鲜空气 时 ,建筑设备能耗占建筑总能耗的比例也日益增大 ,

量对顾客和超市职工的身体健康影响很大 。与此同

超市的冷冻 、 冷藏陈列柜的使用也越来越普遍 ,这样 超市的制冷能耗与日俱增 。本文研究的目的是在满 足人体舒适感的基础上节约能源 。

收稿日期   2006 - 07 - 13    修订稿日期   2006 - 08 - 08 作者简介 : 蔡龙俊 (1951~) ,男 ,副教授 。

?510 ?

the air conditioning and the display cases in supermarket ,and presents the optimal indoor temperature and rela2

Key words :total energy consuming in supermarket ; air conditioning energy consuming ; display cases energy

ht tp

:/ /w

ww

.c

hi

door temperature and relative humidity on the supermarket thermal comfort ,discusses the energy consuming of

上海有大卖场 60 多家 ,其中面积在一万平方米
〔〕 1

Abstract :Based on the lack of research and some misunderstanding ,this paper analyses the influence of the in2

na

gb

.n

(T ongji University ,Shanghai 200094 ,China)

et

CAI Long - jun ,ZHANG Hua





Analysis on the Air Conditioning Design Parameters and Total Energy Consuming of Supermarket in Shanghai

2  室内舒适区的确定

。超市是一个流动人员众多

预测平均投票值 PMV 和预测不满意百分数 PPD 来 评价超市室内的热环境 , 确定上海超市室内参数的 舒适范围 。

2. 1   热舒适介绍与指标

行自身调节 , 在较大的环境变化范围内维持热平衡 。

但偏离舒适条件越远 , 人体的调节机能的负荷就越 重。 在一定活动量下 , 为了保持皮肤平均温度 t msk 及

皮肤蒸发散热 Ersw 在舒适范围时 , 人体内的产热与





本文将用由热舒适方程推导出的两个指标 —— —

人体能够通过血管收缩或舒张 、 汗液分泌等进



中图分类号 : TM925. 1    文献标识码 :A    文章编号 :1002 - 6339 ( 2006) 06 - 0510 - 05



关键词 : 超市总体能耗 ; 空调能耗 ; 陈列柜能耗



定点 。



湿度对超市环境舒适性 、 超市空调能耗 、 陈列柜能耗的影响 ,找出上海超市夏季空调最佳温 、 湿度设



究中 ,对超市空调和制冷的相互作用的忽视甚至误解的现状 ,本文将综合分析超市室内温度 、 相对



摘   : 针对目前室内设计温 、 要 湿度对超市环境舒适性影响的研究较少 ,以及在超市能耗的研





( 同济大学 ,上海   200094)

对环 境 的 散 热 之 差 值 定 义 为 人 体 热 负 荷 , 记 作
L ( W/ m ) 。 则单位人体表面积的热负荷可用式 ( 1)
2

夏季风速不大于0 . 3 m/ s 、 室内温度和平均辐射温度 差值在 6 度以内的条件下 , hcl = 12 . 1 v ;
e) pa 可由式 ( 4) 和式 ( 5) 确定 。

表示 :
L = H - 3 . 054 ( 5 . 765 - 0 . 007 H - pa ) - 0 . 42 ( H - 58 . 15) - 0 . 0173 M ( 5 . 87 - pa ) - 0 . 0014 M ( 34 t a ) 3 . 9 ×10
-8

φ pa = pq , b ?
C6ln ( T)

( 4)

ln ( pq , b) = c1 / T + c2 + c3 T + c4 T2 + c5 T3 +
( 5)

f cl ( T cl - T mrt ) - f cl hc ( t cl - t a )
2

4

4

( 1)

式中   t cl ——着装人体外表面平均温度 , ℃; —
hc ——对流换热系数 , W/ m ?K; — M ——人体新陈代谢率 , W/ m ; — H ——人体净得热 量 , W/ m , H = M ( 1 —
2 2

式中 T 为室内空气热力学温度 , K; c1 ~ c6 为常数 , 其值可查阅文献〔 〕 6 。
2 . 3 . 1  评价标准 2 . 3  评价标准与计算结果

η ,η - 人体的机械效率 , % ; )
f cl ——服装的面积系数 , % ; — v ——空气流速 , m/ s ; — t a ——空气温度 , ℃; — pa ——空气水蒸气分压力 , kPa ; — t mrt ——环境的平均辐射温度 。 —

引入另一指标 ——预测不满意百分数 PPD 来 — 表示人们对热环境的不满意率 。






4


2

10 % , PMV 值在 - 0 . 5 ~ + 0 . 5 之间 , 相当于在人群
5 中允许有 10 % 的人感觉不满意〔 ~7〕, 但考虑到这一

若 L = 0 , 意味着热舒适条件满足 , 此时的 ( 1) 式就是热舒适方程 。 年 Fanger 根据 Kansas 州立 1970 大学所进行的实验得出的四种新陈代谢率情况下的 热感觉数据进行回归 , 得出曲线方程 :
Y = ( 0 . 303 e
- 0 . 036 M

标准主要以欧美国家的青年为研究对象 , 并不一定 适应中国人 , 本文由中国的实际情况出发 , 认为顾客 感觉稍凉或稍暖都处在舒适区范围内 , 即 - 1 ≤

+ 0 . 0275) L

( 2)



2 . 2  超市热舒适方程中参数的取值

其取值 。

a) M 和η, , M 和η值可由文献〔 〕 3 中查阅 , 根据

顾客和售货人员所占的比例可得超市室内人员的综 合 M 值 , 算得 M = 94 . 7 W/ m2 ;
b) f cl 为穿衣人体外表面积与裸身表面积之比 ,

ht tp

式 ( 1) 和式 ( 2) 中共有 6 个未知参数 , 下面讨论

:/ /w

性 , 小于 0 的表示冷感觉 , 大于 0 的表示热感觉 。

ww

PMV 指标共分 7 个等级 : - 3 ~ + 3 , 其中以 0 为热中

.c

10 - 8 f cl ( T4 - T4 ) - f cl hc ( t cl - t a ) ] cl mrt

hi

0 . 0173 M ( 5 . 87 - pa ) - 0 . 0014 M ( 34 - t a ) - 3 . 9 ×
( 3)

na

3 . 054 ( 5 . 765 - 0 . 007 H - pa ) - 0 . 42 ( H - 58 . 15) -

gb

- 0 . 303 M ) PMV = ( 0 . 303 e + 0 . 0275) [ M ( 1 - η -

.n

舒适指标 :预测平均投票值 — 〔 〕 PMV 2 为

et

将式 ( 1) 代入式 ( 2) 中既可得一个评价环境热



此作为超市评定超市热舒适性的依据 。

2 . 3 . 2  计算结果分析

称为穿衣面积系数 , 计算得到在夏季和过渡季节 f cl 分别为1 . 03 和1 . 08 , 冬季为1 . 1 、 . 12 和1 . 14 ; 1
c) 参考以往实验中对平均辐射温度的测量结



PMV ≤+ 1 , 预测不满意百分数 PPD ≤26 . 12 % , 以



图 1  空气流速为 0 . 1 m/ s 时 , PPD 随温 、 湿度的 变化

图 1 为风速为 0 . 1 m/ s 时的计算结果 。 由图可 知 : 温度 22 ℃、 ℃、 ℃、 ℃、 ℃、 ℃与 40 % ~ 23 24 25 26 27
80 % 相对湿度的组合状态都可以满足热舒适性要

果 , 当实验环境的状态达到稳定时 , 空气平均辐射温 度基本上都等于空气温度 , 所以在式中空气平均辐 射温度 t mrt 取空气温度 t a〔 〕 4 ;
d) hc 为对流换热系数 , 由文献〔 〕 5 可得 , 在超市

求 ; 当温度为 28 ℃时 ,与低于 55 % 相对湿度的组合 可以满足热舒适性要求 ; 当温度为 29 ℃时超出热舒 ?511 ?







ISO7730 对 PPD - PMV 指标的推荐值为 PPD <



PPD = 100 - 95 e

- ( 0 . 03353 PMV +0 . 2179 PMV )

( 6)

适性范围 。 其它风速下热舒适性范围结果见表 1 。
表 1  不同室内风速下的热舒适性范围
风速
0. 1 m/ s

潜热负荷值 , 作为比较的基准 ; 然后计算与不同相对 湿度条件下的比值 L P = QL / QL0 , 其中 QL 为任意相 对湿度的风幕渗透潜热交换量 , W ; QL 0 为相对湿度
相对湿度
40 % - 80 % 40 % - 55 % 45 % - 80 % 40 % - 80 % 40 % - 70 % 40 % - 80 % 60 % - 80 % 40 % - 80 % 40 % - 45 % 40 % - 80 % 40 % - 45 %

温度 ℃
22 、 、 、 、 、 23 24 25 26 27 28 22 23 、 、 、 、 24 25 26 27 28 23 、 、 、 、 、 24 25 26 27 28 23 24 、 、 、 、 25 26 27 28 29 24 、 、 、 、 25 26 27 28 29

55 % 时的风幕渗透潜热交换量 , W 。 在文献〔 〕中 9 Howell 等通过计算得到的不同陈列柜在不同的相对
10 湿度下 L P 值 。 Rigot ( 1990) 的测试结果〔 〕, 在环 据

0. 15 m/ s 0. 2 m/ s 0. 25 m/ s

境温度 25 ℃、 相对湿度 55 % 条件下风幕渗透潜热交 换量 QL0 , 这样我们可以得到卧式冷藏陈列柜在不 同的温湿度下的潜热渗透负荷 。 c) 卧式冷藏柜的辐射得热根据辐射换热理论



陈列柜 。 本文以下的计算均以卧式冷藏陈列柜为例 。
3 . 1  陈列柜负荷的影响因素

温度 25 ℃, 对于卧式冷藏陈列柜
( 253/ 100) ]
4



6 ℃以下 。 按其外形不同可分为卧式陈列柜和立式

分别为环境温度和柜的底面和侧面温度 , K。 在环境
Q3 = 5167 × 0185{ 018 × 0182 [ ( 298/ 100)
4 4



外形来区分 。 从使用温度不同 , 陈列柜可分为 : 冷藏 型和冷冻型 , 前者温度为 - 6 ℃以上 , 而后者为 -

5 . 67 W/ ( m2 ?K4) ; Fs :陈列柜敞口面积 , m2 ; Ta 和 TI



络图 计 算 获 得 。 0 : 绝 对 黑 体 的 吸 收 系 数 , C0 = C



陈列柜形式有很多 , 本文主要从其使用温度及



3  陈列柜负荷随设计参数的变化

其中 ,ε: 柜内壁面的黑度 , 将冷柜内壁面视为有氧 化膜的金属表面 , 黑度 0 . 8 ; 透明玻璃表面的黑度 0 . 9 ;φ:陈列柜敞口面与壁面的辐射角系数 , 通过网





0. 3 m/ s

4 4 φ Q3 = ε C0 FS [ ( Ta/ 100) - ( TI / 100) ]






55 20 15

( 9)

-



维持柜内的温 、 湿度所需要的冷量为
Q = Q 1 + Q 2 + Q 3 + Q4 + Q 5 + Q 6 ( 7)

+

( 253/ 100) ]}

其中 : Q1 - Q6 分别为柜体导热负荷 , 风幕渗透

计算得辐射得热负荷为85 . 4 W/ m 。 对于卧式冷 冻陈列柜 、 立式冷藏陈列柜和立式陈列柜的 Q3 为 149. 3 W/ m , 139 W/ m , 243 W/ m 。
d) 灯光负荷 : 卧式陈列柜内无灯光负荷 。 立式

负荷 , 辐射得热负荷 , 柜体灯光负荷 , 防露 、 除霜负 荷 , 风扇 、 电机负荷 。
8 a) Q1 的取值〔 〕

hi

Q1 = K ?S ( Ta - TD )

( 8)

陈列柜灯光负荷在有人时为常数 , 一般为 44 W/ m , 无人时为 0 。 e) 防露 、 除霜负荷 , 与计算渗透潜热量相似 , 我 们通过计算得到某一陈列柜在环境温度 25 ℃、 相对 湿度 55 % 条件下的上述防露融霜冷负荷值 , 然后再 乘以其他条件下的负荷和基准负荷的比值就可以得
9 到不同条件下的防露融霜负荷〔 〕。 卧式冷藏柜的防

干球温度 , ℃; TD : 柜内平均温度 , ℃。 冷冻陈列柜为 湿度为 55 % 的情况下 , 对于卧式冷藏陈列柜计算可 得其单位长度导热负荷为32 W/ m 。 其它如卧式冷冻 陈列柜 、 立式冷藏陈列柜和立式冷冻陈列柜的导热 负荷分别为64 W/ m , 69 W/ m , 135 W/ m 。
b) Q2 可分为显热渗透负荷和潜热渗透负荷 。 在

ht tp

- 20 ℃; 冷藏陈列柜为 2 ℃。 在环境温度为 25 ℃, 相对

:/ /w

) 7 . 69 W/ ( m2 ?℃ ; S :壁面的换热面积 , m2 ; Ta : 环境

ww

其中 , K :柜壁总的传热系数 , 计算得保温壁面 K 值 ) 取 0 . 66 W/ ( m2 ?℃ , 玻 璃 壁 面 K 值 取

露、 除霜负荷见表 2 。
相对湿度 ( %) 防露负荷 除霜负荷
35

表 2  卧式冷藏柜的防露 、 除霜负荷 ( 单位 W/ m)
40 45 50 60 8. 2 11 . 6 10 . 3 14 . 6 11 . 4 17 . 4 13 . 8 22 . 4 17 . 5

8 . 06

环境相对湿度不变情况下 , 随着环境温度的上升

〔〕 9

,

渗透显热负荷会增加 , 两者之间几乎成线性关系 , 但 随着环境温度的上升 , 渗透显热负荷的增大有加速 的趋势 。 从文献〔 〕 9 中可查的相对湿度 55 % , 风幕渗 透显热量随室内温度变化 ; 潜热交换量主要与柜内 相对湿度 、 环境相对湿度有关 。 我们通过计算得到某 一陈列柜在环境温度 25 ℃、 相对湿度 55 % 条件下的 ?512 ?

   ) 风扇 、 f 电机负荷 :对于卧式陈列柜风机负荷根 据统计数据取平均值14 W/ m , 立式陈列柜风机负荷 为28 W/ m 。
3 . 2  陈列柜负荷

根据前面的结果 , 我们可以统计出冷藏陈列柜 、 冷冻陈列柜单位长度的负荷 。 进一步可以拟合出冷 藏陈列柜 、 冷冻陈列柜负荷与温度 、 相对湿度的函

019

× 0118 [ ( 298/ 100)

4



( 10)

.c

na

gb

.n

et

65

24 . 6 18 . 8

数。
Q卧式冷藏 = 10 . 278 × t + 1 . 934 × RH - 117

Q r = 14 . 761 ×t a + 2 . 593 ×RH - 240 . 771   kW ( 15)

W/ m    ( 11)
Q立式冷藏 = 56 . 929 × t + 14 . 295 × RH - 1079

5  陈列柜 、 空调的总能耗随设计参数的变化
5 . 1  陈列柜能耗

W/ m    ( 12)
Q卧式冷冻 = 17 . 456 × t + 1 . 878 × RH - 159

由第三节中各种陈列柜能耗的拟合公式以及模 型中各种陈列柜的数量可以得到冷藏 、 冷冻陈列柜 所需要的设计冷量分别为280 kW 和120 kW ( 对应于 室内温度 27 ℃, 70 % 相对湿度) , 据此进行设备选型 见表 3 。
表 3  冷藏 、 冷冻机组的主要参数
压缩机组 冷藏 型号
MCF - 450PJ

W/ m    ( 13)
Q立式冷冻 = 57 . 829 × t + 11 . 915 × RH - 628

4 . 1  模型的建立

制冷量




输入功率
31. 5

4  空调负荷随设计参数的变化
本论文建立了超市模型 , 分析在不同设计参数 下的负荷 , 模型为一实际工程 , 平面为矩形 , 建筑面 积1 500 m , 层高 6 . 5 m , 模型特点是大面积 、 大空 间 , 售货区建筑面积约占总建筑面积的 60 % 左右 , 可分为熟食区 , 生鲜区 , 蔬果区 , 陈列柜区 , 日用品 区 , 家电区和收银区 。
4 . 2  负荷的影响因素及计算方法 a) 室外设计参数 , 气象数据采用 DOE - 2 自带
2


数量
3

W/ m    ( 14)



的参考年逐时气象参数

〔 〕 11





et

b) 室内设计参数 。 本文讨论供冷时段在不同室

输入功率占额定功率的百分数 , % ; P0 为输入功率 ,
kW ; Ti 为各温度区间的运行时间 , h ; 利用 DOE 附带

内设计温湿度组合下的空调负荷特点 : 即在相对湿

.n

度 60 % 恒定时研究温度范围在 24 ~ 28 ℃, 温度为
25 ℃恒定时 , 研究湿度变化范围为 40 % ~ 80 % 。 c) 人员负荷是由同时在场人数与单个人员的

的气象数据可以得到考察时段内的室外干球温度分 布 , 文献〔 〕 12 中可以得到不同干球温度下压缩机的 耗功率 。 计算可得室内温度 27 ℃, 70 % 相对湿度下 两种压缩机的能耗分别为204 MWh 、 MWh 。 213 由于 压缩机 、 风扇台数很多 , 可以认为在制冷负荷为部分 负荷时 , 制冷系统开启部分压缩机 、 风扇 , 开启的压 缩机 、 风扇满负荷运行 , 所以近似认为各参数下压缩 机和风扇的能耗跟其对应的陈列柜负荷成正比 。 所 以可得制冷系统在室内温度 27 ℃, 70 % 相对湿度下 满负荷运行能耗为260 MWh 、 MWh 。 240 由其它不同 考察时段内的能耗数据可以拟合出陈列柜能耗与室 内温 、 湿度的函数关系为
W 1 = 10161 - 3112224 t a + 317087 < + 0140953 t a
2

e) 新风负荷 , 本模型的新风控制方式为节能效

值来确定 。 经计算取15 m3/ ( h ? ) , 新风负荷 Qw = 人
Gw ( iw - i 0 ) , 其中 Gw 为新风量 , iw 和 i o 分别为新风

进入系统时和排出时的焓值 , 前者由 DOE - 2 自带 的参考年气象数据计算得到 , 后者由室内设计参数 所决定 。
f ) 冷冻 、 冷藏陈列柜的冷补偿效应 。 大型超市的

ht tp

果显著的 CO2 控制 , 新风量根据室内 CO2 允许浓度

:/ /w

研照明费用的方式得到 。

ww

d) 照明及设备负荷 , 可以通过现场统计以及调

.c

市的群集系数计算得出 。

hi

散热量共同决定的 , 由单个成年男子的散热量和超

na

gb



风扇的能耗 , 其中制冷压缩机能耗由下式确定 , Q =
P0Σ Pi Ti , 式中 : Pi 为耗功率 , 即某温度区间机组的
i =1 n

冷冻 、 冷藏陈列柜所造成的冷效应 , 即陈列柜的散冷 量 , 例如开式冷冻柜 , 从室内吸收热量 , 再通过室外 冷凝器将热量排出 , 因此在夏季可以抵消一部分室 内冷负荷 。 当前国内的超市空调设计很少考虑这一 因素 , 根据统计结果 , 可以拟合陈列柜冷负荷补偿与 室内设定参数的函数关系为

回归非常显著 , R2 = 0 . 9999 。
5 . 2  空调系统能耗

缩机能耗公式相似 , 对于单台冷水机组 , 已知了不同 负荷率下的耗功率以及相应的运行时间 , 则机组能 耗量 W 可以由下式算出 。 ?513 ?

+ 010214 <2 ±01364   MWh



  制冷系统的能耗包括压缩机能耗以及冷凝器

标准误差 : S = 0 . 364 ; 显著性检验 : F = 50771 ,

a) 首先计算冷源机组的能耗 , 与计算冷藏柜压

名义输出 风扇电机功率 (W) 冷凝器   MCF - 800NUJ 60 1100 3 4



冷冻

名义输出 风扇电机功率 (W) 冷凝器   MCF - 900NUJ 46 1100 3 6 型号 制冷量 输入功率 压缩机组

型号



93

数量
6



MCF - 450PJ



数量
3

40

31. 5

型号

数量
4



( 16)

Q = Σ Pj Tj
j =1

m

表4  不同风速下温 、 湿度的最优值
风速 (m/ s) 最佳温度 最佳相对湿度
0. 1 ,0. 15 ,0. 2 28 ℃ 40 % 0. 25 ,0. 3 29 ℃ 40 %

式中 : Pj 为部分负荷时的输入功率 , kW ; Tj 为部分负 荷运行时间 , h 。 利用 DOE 输出的负荷报表可以得到 全年8 760 h 的维护结构负荷 , 再根据 4 . 2 的计算方 法得到超市空调全年的逐时负荷 , 并对其进行统计 分析即可得不同部分负荷下的运行时间 。
b) 冷却塔 、 水泵 、 风机能耗 。 冷却 、 冷冻水泵以

6  结论
本文在保证超市环境舒适的条件下 , 分析超市 室内空气参数对超市空调 、 制冷综合能耗的影响 。 结果显示 , 在保证舒适性的前提下 , 应尽量提高温 度 ,降低相对湿度 。 参考文献
计出版社 ,2003.
cal press ,1970.

hi

要实现超市的节能 , 就要使 W 取得最小值 , 约 束条 件 为 第 二 节 中 的 舒 适 范 围 。 如 室 内 风 速 比 0 . 2 m/ s 时求解总能耗方程 ( 18) 的最小值 , 约束条

〔 〕暖通空调 ,2005 ,35 (11) :56 - 62. J .

ley ,1996.

3 . 95 t 2a +0 . 047 <2   MWh

件为超市热舒适范围 :23 ≤ t a ≤28 和 40 ≤ < ≤80 , 易得 :当 t a = 28 , < = 40 % 时 , 超市综合能耗 W 取得 最小值 。 同理 :其它风速下温 、 湿度最优值也可以计算得 出 , 见表 4 。

研究〔 〕制冷与空调 ,2005 (2) :5 - 7. J .

的应用〔 〕节能技术 ,2003 ,21 (3) :28 - 30. J .

湍流三层结构模型的求解 . 全国高等学校工程热物理研究会 第六届学术会议论文集〔 〕武汉 :1996 ,20 - 25. C .

超市空调的目的就是在保证室内舒适性的条件 下 , 最小化超市整体能耗 。 前面我们分别得到了超市 陈列柜能耗 W1 、 超市空调能耗 W2 随室内温湿度变 化 , 则超市陈列柜 、 空调的综合能耗为 W = W 1 + W 2 = - 1312 + 186 . 25 t a - 1 . 97 < -





国建筑工业出版社 ,2000. 业出版社 ,2001 :84 - 10. 社 ,2000.

et

gb

.n

( 18)

na

quirements of refrigerated display cases ASHRAE Transactions 99 : 679 - 693.

.c

ww

tions. 1990.

:/ /w

大学出版社 ,1990 ,61 - 62.

ht tp

( 上接第 500 页)

〔 〕 40 郭建 , 唐志伟 , 何曙 , 等 . 通风换热器的设计及实验

mation in a Heat Exchanger J 〕Heat T 〔 . ransfer ,1990 ,112 :295 - 300.

〔 〕 41 殷平 . 新型板式全热交换器研制 - 产品研制及实验 〔 〕 42 张云坤 ,刘东 . 蓄能 、 热回收技术及其在空调工程中

换热器的热力学性能比较〔 〕电站系统工程 ,1997 ,3 :8 - 14. J .
Heat Transfer Engineering ,1986 , 7 (12) :83 - 88.

〔 〕 44 李大鹏 , 孙丰瑞 , 韩仁余 , 等 . 对流换热熵产生应用

?514 ?

〔 〕 43 Bejan A. Entropy Generation Minimization. New Y :Wi2 ork

tention to the Irreversibility Minimization Analysis Applied to Heat Exchanger J 〕 Heat Transfer ,1989 ,111 :29 - 36. 〔 .

37 (12) :1807 - 1816.



暖通空调 ,1993 ,23 (3) :20 - 26.

〔〕 6 赵荣义 ,范存养 ,薛殿华 , 等 . 空气调节〔 〕北京 : 中 M .

〔〕 7 金招芬 ,朱颖心 . 建筑环境学〔 〕北京 : 中国建筑工 M .

〔〕 8 杨世铭 , 陶文铨 . 传热学〔 〕 北京 : 高等教育出版 M .

Enhanced Heat Transfer Surface. Int. J . Heat Mass Transfer ,1994 ,

〔〕 9 Howell . R. H. Calculation of humidity effects on energy re2 〔 〕 11 Overview of DOE - 2. 2 ,1998. 〔 〕 12 岳孝方 , 陈汝东 . 制冷技术与应用〔 〕 上海 : 同济 M . 〔 〕 46 李大鹏 ,孙丰瑞 . 几种流动形式换热器基于逆流式 〔 〕 47 Sekulic D P. Entropy Generation in a Heat Exchanger.

〔 〕 10 Rigot. G. Meubles et vitrines frigorifiques. Paris :PYC Edi2 〔 〕 48 Aceves - Saborio S , Ranasinghe J , Reisted G M. An Ex 2

〔 〕 45 Sekulic D P. The Second Law Quality of Energy T ransfor2

〔 〕 49 Ventsislav D , et al . Performance Evaluation Criteria for



标准误差 S = 5 . 02 ; 显著性检验 F = 368 , 回归 非常显著 , R2 = 0 . 9939 。 5 . 3  陈列柜和空调的综合能耗 、 公式拟合及求解

0102533 <2 ±5102   MWh

的能耗之和 , 进一步拟合出其随室内温 、 湿度函数关 系: 2 W 2 = - 1323 + 1891374 t a - 516796 < - 41454 t a +
( 17)

社 ,1994.

〔〕 4 俞准 . 暂留区热舒适性参数研究〔 〕保定 : 华北电力 D . 大学 ,2004 :47 - 60.

〔〕 5 范存养 . 热舒适性评价指标 PMV 及其实际应用〔 〕 J .







〔〕 3 魏润柏 , 徐文华 . 热环境〔 〕 上海 : 同济大学出版 M .

〔 〕 O. Fanger. Thermal Comfort. Copenhagen :Danish techni2 2 P.

〔〕 1 上海市统计局 1 上海统计年鉴 - 2003〔 〕 中国统 M 1









及风机采用变频控制 , 根据空调负荷变化运转 。 这一 部分能耗我们采用简化算法 , 与计算机组能耗一样 , 采用部分负荷时的输入功率乘以部分负荷的运行时 间得到 。 空调系统总体能耗即为冷源机组和风机等




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