轴承基础知识及选型

第1篇：轴承基础知识及选型

公司轴承基础知识总结

轴承是当代机械设备中一种重要零部件，我们看看下面的公司轴承基础知识总结吧!

公司轴承基础知识总结

它的主要功能是支撑机械旋转体，降低其运动过程中的摩擦系数(friction coefficient)，并保证其回转精度(accuracy)。

轴承分类

按运动元件摩擦性质的不同，轴承可分为 滚动轴承 和 滑动轴承两大类。其中滚动轴承已经标准化、系列化，但与滑动轴承相比它的径向尺寸、振动和噪声较大，价格也较高。

按运动元件受力状况的不同，轴承可分为向心轴承、推力轴承 和 向心推力轴承 三大类。

滚动轴承组成

滚动轴承一般由外圈、 内圈、 滚动体 和 保持架 四部分组成，严格的说是由外圈、内圈、滚动体、保持架、密封、润滑油 六大件组成。简单来说，只要具备外圈、内圈、滚动体就可定义为为滚动轴承。按滚动体的形状，滚动轴承分为 球轴承 和 滚子轴承 两大类。

深沟球轴承

深沟球轴承 主要承受径向载荷，也可同时承受径向载荷和轴向载荷。当其仅承受径向载荷时，接触角为零。当深沟球轴承具有较大的径向游隙时，具有角接触轴承的性能，可承受较大的轴向载荷 ，深沟球轴承的摩擦系数很小，极限转速也很高。

深沟球轴承是最具代表性的滚动轴承，用途广泛。适用于高转速甚至极高转速的运行，而且非常耐用，无需经常维护。该类轴承摩擦系数小，极限转速高， 结构简单，制造成本低，易达到较高制造精度。 尺寸范围与形式变化多样，应用在精密仪表、低噪音电机、汽车、摩托车及一般机械等行业，是机械工业中使用最为广泛的一类轴承。主要承受径向负荷，也可承受一定量的轴向负荷。

深沟球轴承制造过程

推力球轴承

推力球轴承 采用高速运转时可承受推力载荷的设计，由带有球滚动的滚道沟的垫圈状套圈构成。由于套圈为座垫形，因此，推力球轴承被分为平底座垫型和调心球面座垫型两种类型。另外，这种轴承可承受轴向载荷，但不能承受径向载荷。

推力球轴承由 座圈、轴圈 和 钢球 保持架组件三部分构成。与轴配合的称轴圈，与外壳配合的称座圈。推力球轴承只适用于承受一面轴向负荷、转速较低的机件上，例如起重机吊钩、立式水泵、立式离心机、千斤顶、低速减速器等。轴承的轴圈、座圈和滚动体是分离的，可以分别装拆。

圆柱滚子轴承

圆柱滚子轴承 滚动体是圆柱滚子的向心滚动轴承。圆柱滚子与滚道为线接触轴承。负荷能力大，主要承受径向负荷。滚动体与套圈挡边摩擦小，适于高速旋转。根据套圈有无挡边，可以分有NU、NJ、NUP、N、NF等单列轴承，及NNU、NN等双列轴承。

内圈或外圈无挡边的圆柱滚子轴承，其内圈和外圈可以向轴向作相对移动，所以可以作为自由端轴承使用。在内圈和外圈的某一侧有双挡边，另一侧的套圈有单个挡边的圆柱滚子轴承，可以承受一定程度的一个方向轴向负荷。一般使用钢板冲压保持架，或铜合金车制实体保持架。但也有一部分使用聚酰胺成形保持架。

滑动轴承组成

滑动轴承(sliding bearing)是在滑动摩擦下工作的轴承。滑动轴承工作平稳、可靠、无噪声。在液体润滑条件下，滑动表面被润滑油分开而不发生直接接触，还可以大大减小摩擦损失和表面磨损，油膜还具有一定的吸振能力。但起动摩擦阻力较大。轴被轴承支承的部分称为轴颈，与轴颈相配的零件称为轴瓦。为了改善轴瓦表面的摩擦性质而在其内表面上浇铸的减摩材料层称为轴承衬。轴瓦和轴承衬的材料统称为滑动轴承材料。滑动轴承应用场合一般在低速、轻载或间歇性工作的工况条件下。

但起动摩擦阻力较大。轴被轴承支承的部分称为轴颈，与轴颈相配的零件称为轴瓦。为了改善轴瓦表面的摩擦性质而在其内表面上浇铸的减摩材料层称为轴承衬。轴瓦和轴承衬的材料统称为滑动轴承材料。滑动轴承应用场合一般在低速、轻载或间歇性工作的工况条件下。

轴承选择原则

(1)掌握机械装置和轴承的使用条件等

(2)明确对轴承的要求

(3)选定轴承的类型

(4)选定轴承配置方式

(5)选定轴承尺寸

(6)选定轴承规格

(7)选定轴承的安装方法

第2篇：轴承钢管知识汇总讲解

轴承钢管http://的物理性能主要以检查显微组织、脱碳层、非金属夹杂物、低倍组织为主。一般情况下均以热轧退火、冷拉退火交货。交货状态应在合同中注明。钢材的低倍组织必须无缩孔、皮下气泡、白点及显微孔隙。中心疏松、一般疏松不得超过1.5级，偏析不得超过2级。钢材的退火组织应为均匀分布的细粒状珠光体。脱碳层深度、非金属夹杂物和碳化物不均匀度应符合相应有关国家标准规定。编辑本段包装

一般情况下，直径小于20mm要打包交货，大于20mm时可以裸装交货。具体打包要求，视双方签订的合同要求而定，如，六角包，长短差，出口的一般要加外包装等。对冷拔 钢应涂防锈油，国内某些厂家急需货物的，可以不防锈，不然其在加工成套圈时还要做除油处理。货物出厂前应附质量保证书、注明钢号、炉号、重量、规格、化学成分、检验标准及检验结果等。编辑本段生产制造方法

常见轴承钢管精选

生产轴承钢管的轴承专用钢种有以下几种(标有表示“滚”的G)：铬轴承钢如GCr6， GCr9(SiMn)，GCrl5(SiMn);无铬轴承钢如GSiMnV(Re)，GSiMnMoV(Re)，GMnMoV(Re);渗碳轴承钢如G20CrMo，G20Cr2Mn2Mo;高碳铬不锈轴承钢如9Cr18(Mo)等。轴承钢的冶炼质量要求很高，需要严格控制硫、磷、氢等含量以及非金属夹杂物和碳化物的数量、大小和分布状况，因为非金属夹杂物和碳化物的数量、大小和分布状况对轴承钢的使用寿命影响很大，往往轴承的失效就是在大的夹杂或碳化物周围产生的微裂纹扩展而成。夹杂物的含量和钢中氧含量密切相关，氧含量越高，夹杂物数量就越多，寿命就越短。夹杂物和碳化物粒径越大、分布越不均匀，使用寿命也越短，而它们的大小、分布状况与使用的冶炼工艺和冶炼质量密切相关，现在生产轴承钢的主要工艺是连铸以及电炉冶炼+电渣重熔工艺冶炼，还有少量采用真空感应+真空自耗的双真空或+多次真空自耗等工艺来提高轴承钢的质量。

第3篇：安全选型知识

安全阀选型的一般规则

安全阀如何选型?这要根据设备使用工作环境来决定。安全阀分类很多，根据结构来分，可以分为弹簧式与杠杆式。如出现大容量的需求，又有一种脉冲式安全阀，也称为先导式安全阀。根据排放量来分，分为全启式和微启式。按结构及加载机构来分，又分为重锤杠杆式、弹簧式和脉冲式三种。按介质排放方式来分，又分为全封闭式、半封闭式和开放式三种。按阀瓣开启大小又分为弹簧微启封闭高压式安全阀和弹簧全启式安全阀两种。安全阀如何选型不仅要了解以上安全阀分类，还要了解安全阀使用的介质、是否有腐蚀性、温度、压力大小(工作压力与开启压力)，接口是使用丝扣还是法兰。

安全阀选型的一般规则

1)根据计算确定安全阀“公称通径”必须使安全阀的排放能力≥压力容器的安全泄放量。

2)根据压力容器的设计压力和设计温度确定安全阀的压力等级。

3)蒸汽锅炉或蒸汽管道一般用不封闭带扳手全启式安全阀。对于开启压力大于3MPa蒸汽用的安全阀或介质温度超过320℃的气体用的安全阀,应选用带散热器(翅片)的形式。

4)热水锅炉一般用不封闭带扳手微启式安全阀。

5)对空气、60℃以上热水或蒸汽等非危害介质,则应采用带板手安全阀。

6)水等液体不可压缩介质一般用封闭微启式安全阀，或用安全泄放阀。

7)高压给水一般用封闭全启式安全阀，如高压给水加热器、换热器等。

8)气体等可压缩性介质一般用封闭全启式安全阀，如储气罐、气体管道等。

9)大口径，大排量及高压系统一般用脉冲式安全阀，如减温减压装置、电站锅炉等。

10)对于易燃、毒性为极度或高度危害介质必须采用封闭式安全阀,如需采用带有提升机构的,则应采用封闭式带板手安全阀。

11)当安全阀有可能承受背压是变动的且变动量超过10%开启压力或者有毒易燃的容器或管路系统,应选用带波纹管的安全阀。

12)负压或操作过程中可能会产生负压的系统一般用真空负压安全阀。

13)介质凝固点较低的系统一般选用保温夹套式安全阀。

14)运送液化气的火车槽车、汽车槽车、贮罐等应采用内置式安全阀。

15)油罐顶部一般用液压安全阀，需与呼吸阀配合使用。

16)井下排水或天然气管道一般用先导式安全阀。

17)液化石油气站罐泵出口的液相回流管道上一般用安全回流阀。

18)根据介质特性选合适的安全阀材料。如含氨介质不能选用铜或含铜的安全阀;乙炔不能选用含铜70%或紫铜制的安全阀。

19)对于泄放量大的工况,应选用全启式;对于工作压力稳定, 泄放量小的工况,宜选用微启式;对于高压、泄放量大的工况, 宜选用非直接起动式,如脉冲式安全阀.对于容器长度超过6m的应设置两个或两个以上安全阀。

20)E级蒸汽锅炉或者工作压力Pw低的固定式容器,可采用静重式(高压锅)或杠杆重锤式安全阀。移动式设备应采用弹簧式安全阀。

21)对于介质较稠且易堵塞的, 宜选用安全阀与爆破片的串联组合式的泄放装置。

22)根据安全阀公称压力大小来选择的弹簧工作压力等级。 安全阀公称压力与弹簧工作压力关系。(文/张易)

第4篇：轧机油膜轴承的使用及维护

现代轧机的主要特征是大型、高速、重载、连续、自动，现代大型轧机特别是具有板型、板厚自动控制的大型板、带材连轧机大都采用油膜轴承，应用在轧机上作为工作辊轴承或支承辊轴承的称做轧机油膜轴承，这类轴承基本上属于低速重载、中速中载或重载轴承。随着八钢板带系统冷轧、热轧、中厚板项目的陆续建设投产，板材轧机油膜轴承在八钢逐步得到应用，油膜轴承的使用维护成为影响辊系装配使用质量和保证轧线稳定顺行的一项重要环节，由于使用时间较短，现场工作人员对使用维护规范等缺乏了解。

油膜轴承主要由锥套、衬套、止推轴承部分、密封系统、锁紧系统等部分组成。油膜轴承有很多特点：承载能力大，抗冲击能力强;使用寿命长;速度范围宽;结构尺寸小;摩擦系数低。

1.油膜轴承的使用

以八钢公司板材连轧机使用的一种单止推拉杆装配、螺环机械锁紧的动-静压油膜轴承为例，介绍油膜轴承的组装及使用维护、注意事项。

(l)单止推装拉杆形式是在同一轧辊上装配的两个轴承座是不同的，一侧油膜轴承是带止推的轴承，而另一侧则是不带止推轴承的，两轴承座之间靠拉杆固定。带止推轴承的，是将轴承箱与轧辊固定，即轧辊与轴承箱在轧辊的轴向不发生移动。不带止推的轴承，即轧辊与轴承箱没有轴向约束，当轧辊受外界作用，比如受力、受冷、受热等作用而发生轴向长度变化时，锥套与衬套产生轴向相对位移。由于止推轴承的轴承箱与轧机牌坊相连，故当轧辊轴承受轴向力时，完全由止推轴承承受。

(2)油膜轴承座组装时，首先轴承座、油膜轴承锥套、衬套和辅助配件清洗，清洗时不得使用刮刀及磨料。利用翻转机将清洗后的轴承座翻转，使轴承座孔垂直，辊外侧(相对于辊身侧而言)开口向上。

(3)检查和清洁衬套，使用内径、外径千分尺检测衬套内外径尺寸，并做好记录，选择将要使用的承载区域，使用堵头将衬套非承载区域的静压油口堵塞，用洁净的压缩空气吹扫承载区域静压油路，并安装阻尼器和静压弯头，弯头应该与中心线平行。

(4)将轴承座内孔和衬套外径面涂抹润滑油，涂抹用油使用润滑系统同牌号油品。在起吊设备的辅助下，衬套的凸缘处有锥度孔与衬套吊装螺栓配合使用，进行衬套的吊装。安装过程中，须慢速、小心下降衬套使其装入轴承座，确认所选择的衬套承载区域与轴承座承载区域一致，同时在下降过程中旋转衬套，使衬套上的锁定孔与轴承座上的衬套锁定孔方相一致，装入密封及锁定销并固定到位。

(5)将静压软管、快换接头、连接接头及密封预先装配好，然后将静压软管穿过轴承座上的开孔，其一端与衬套静压弯头连接。快换接头安装后，必须低于轴承座表面1/8。

(6)检查锥套，将衬套的内表面和锥套的外表面涂抹润滑油，涂抹用油使用润滑系统同牌号油液。在锥套内安装锥套提升杆。锥套与衬套之间的间隙非常小，必须十分精细的安装。通常的安装方法是在将锥套装入衬套孔的过程中间断性地下降锥套，并测量从轴承座到锥套边部的周向四点，调整起重设备使四点测量值相同，然后将锥套缓慢落放到安装位置。当锥套装入衬套约一半时，旋转锥套使键槽在轴承座的水平中心线上方。

(7)将锥套压环涂抹润滑油并安装到锥套圆柱孔的位置，确认锥套环上的键安装到位和锥套环边部卡入锥套孔内。

(8)将止推轴承盒支撑在木垫块上并确认木垫块未接触内孔。将止推轴承盒内孔清洁和润滑涂油后，放入轴承座内。将止推轴承一外圈清洁和润滑涂油，并装入轴承盒孔内，对安装位置进行适当调整，双列圆锥滚子组清洁和润滑涂油后装入止推轴承盒内，注意使轴承外圈和双列圆锥滚子组所标明的配对标号一致。再将另一轴承外圈清洁和润滑涂油后安装在双列圆锥滚子组上侧。

(9)装配止推轴承压盖。将止推轴承缓冲弹簧装入止推轴承压盖相应的座孔内。使用干净的润滑脂将弹簧固定在孔内。将压盖放于止推轴承盒上，调整压盖位置使供油管口在轴承座左侧，使用止推轴承压盖螺栓将其紧固。在轴承座和压盖上皆标有“top”，以确保正确的安装。

(10)翻转轴承座到正常工作的位置状态，以便进行密封系统的安装。

(11)安装密封挡板。将“O”型密封绳装入密封挡板端部密封槽并用洁净的润滑脂固定，起吊密封挡板放入位置槽内。将密封挡板润滑涂油后，使用密封挡板固定螺栓将其固定于轴承座上。

(12)安装辊颈油封。将带有密封钢带的辊颈油封装入密封挡板上，装配时将辊颈油封压成“心”型沿密封唇口缓慢放松，直至到位并检查唇口是否处于正常状态。 (13)安装缓冲器。将带有橡胶铆钉的缓冲器(铝环)装入辊颈油封上。 (14)安装水封。将水封槽口布置在轴承座下方，使用水封固定螺栓将其固定于密封挡板上。 2.轴承座安装

(l)将支承辊吊运至拆装机中间辊架上方并缓慢放下，将中间辊架上升直至托住支承辊辊面，下降并移走吊具。将轴承座吊放至拆装机两侧平台上，轴承座内孔与轧辊轴线保持一致。 (2)调整轧辊定位键位于中心线上方并与锥套键槽一致，便于轴承座对正套入使液压锁紧在安装时处于合适的位置。将固定止推轴承内圈的圆键装入传动侧辊颈相应键槽中。

(3)用油膜油润滑轧辊辊颈和锥套内孔，在轧辊辊身端部和过渡区域等水封接触区域涂抹适量润滑脂，将轴承座套装到支承辊辊颈。

(4)安装锁紧螺母，锁紧到要求的尺寸范围，传动侧与轧辊端部基本平齐，操作侧距离约64mm，使辊身端面与轴承座密封端盖间距离为76±2mm。若尺寸未达到要求，应通过加减垫片调整传动侧锥套及压环尺寸，保证装配尺寸。若螺母无法锁紧到要求的尺寸，尤其是新轧辊，要注意检查分析，不能盲目安装。

(5)装入锁紧键块，安装时反向微量调整锁紧螺母并使扇形块放入就近的螺母键槽中，装入卡环。

(6)更换安装端罩O型密封绳，起吊端罩安装，使用螺栓紧固连接。

(7)将支承辊吊放于摆放架上，安装轴承座拉杆。将两侧轴承联系起来，以确保非止推侧轴承的游动间隙，保证轧辊在吊运及装入轧机工作运行时，锥套与衬套端面间隙保持在设计值范围内。

(8)轧辊轴向装配尺寸偏差不得超过±2mm。 3.油膜轴承的维护 3.1油膜轴承在线维护

尽管油膜轴承润滑系统多数均安装了在线压力、流量、温度检测装置以及必要的连锁控制，生产运行中，可以把此检测信号尤其异常信号作为重点监控检查点，但不能完全依赖检测系统发出的信号，往往由于检测系统本身存在的问题时，不能准确地提供信息，会使事故反应滞后。因此日常的操作和维护点检也是非常必要的，应注意多种手段的配合使用，相互弥补保障，确保系统运行安全。

(1)目前，多数油膜润滑系统机架供油主管路均安装了流量开关，如没有油或供油不足，会发出报警，但止推轴承供油一般都是从主供油管分支的，没有流量检测，更换辊系时，要格外注意该管路的连接安装，否则，会导致轴承缺油烧损事故。

(2)油膜润滑系统设有两个油箱，用一备一，应保证约2/3的液位，使油液有较充分的静置分离时间，同时应根据系统液位变化和油液检化验情况，定期切换油箱使用，进行静置排水，保证油液的正常品质。单油箱系统要注意定期底部排水和油水分离系统的使用。 (3)润滑系统的供油压力、温度是油膜轴承安全稳定运行的重要参数，压力过低供油不足，压力过高容易泄漏;温度过低或过高，会直接影响油膜轴承的承载能力，尤其在系统压力、温度自动控制不完善时，要密切注意油温、油压参数的运行监护检查。供油压力一般控制在0.08-0.12MPa，润滑点供油温度控制在40±2℃。油膜轴承的回油温度应低于65℃。回油温度过高的原因一般有：供油不足，轴承热平衡被破坏或油膜连续性破坏;轧辊转速低于油膜形成的临界转速，油膜难以形成;轴承间隙过大，油膜轴承的承载能力低于轧制负荷;止推轴承损坏;其它部件存在问题，引起轴承发热。以上情况要具体分析对待，必要时应停机检查，若判定为轴承本身有问题时，则必须更换轧辊，对轴承进行解体检查。当轴承烧损时，往往出现板型无法调整、压力显示比另一侧高很多、轧辊抱死等情况。

(4)若轴承座回油管安装有阀门，在确认要更换某机架轧辊时，需提前拔下该机架油膜油供油管并不得过早关闭回油管阀门，使轴承座内油液充分回流，避免座内积存过多油液流失;轧辊更换和轴承座回油管连接完成后，及时打开回油管阀门。

(5)为方便换辊装拆，轴承座油膜油回油管多采用快换接头或其它易拆卸的连接方式，要注意安装和运行操作检查，防止接头松脱，造成油液泄漏。

(6)为提高液位异常变化的自动检测，油箱可以安装液位实时检测装置，根据现场经验将某一液位值设定为报警值，可以避免人为检测液位产生的疏漏。液位出现异常升高或降低，要认真分析检查。

(7)轴承的油膜厚度一般只有0.010-0.030mm,微小的杂质就会破坏油膜，损坏轴承，需要经常清洗油过滤器，保持油质的清洁。

(8)旧常运行点检注意检查下支承辊水封处有无夹卡断带碎钢片等锐利物，预防因损伤水封导致润滑系统大量混入乳化液。 3.2油膜轴承离线维护

油膜轴承的离线维护主要包括每次轧辊拆装的检查以及轴承座的拆解检查和定期检修。 (l)应有相对独立的场所用于完成轴承座及轴承的拆卸维护和安装，并有专用工器具和吊具。

(2)轧辊拆装时，检查轴承座的回油区域。如果发现金属磨屑和颗粒，则应进行轴承的解体检查。但没有必要每次轧辊拆装都对轴承进行分解。若衬套有异物划伤的痕迹，则应当进行轻微研磨刮削。在锥套上的一些小的刮伤可以用硬质油石进行研磨以去除高点和锋利的边部，而不必大量地磨削锥套以消除全部刮伤，如此减少了锥套的有效使用面积，不利于轴承的正常使用承载。

(3)轴承拆解维护时，要进行锥套、衬套的测量检查，发现衬套有巴氏合金裂纹和剥落等异常，要进行认真分析和检查，若损伤或剥落较严重，则应予以更换。如果仅仅为局部剥落或划伤，可以使用刮刀刮削剥落边缘使之光滑过渡。在确认衬套状态良好的情况下，将衬套旋转180度，更换承载区使用，以延长衬套的使用寿命。

(4)轧辊辊颈可能由于一些轧机事故而产生划伤、凹坑等缺陷，应当使用细锉刀进行修磨以去除凸起，避免在安装中损伤锥套配合的表面。

(5)拆装更换轧辊时，注意检查水封、DF密封及铝环橡胶铆钉的状况，如损坏了要及时更换。建立密封件定期更换制度。

(6)应注重建立油膜轴承定期检修制度，检修周期可以根据实际情况设定和优化，也可以采取定期抽检与定修相结合的方式。检修完毕或临时摆放待装配的轴承座，使用干净的塑料布包裹，避免污染。

(7)认真做好检查和检修记录。

轧机油膜轴承的使用维护是理论与实践相结合的工作，其使用效果与工艺装备、维修保养等多方面因素相关，所涉及的专业范围较宽，需要基于工作原理并结合工况环境，协同配合。通过不断实践，认真分析总结，完善和优化轧机油膜轴承的使用维护保养制度，从而确保设备的经济平稳运行。

第5篇：风机盘管型号选型及设计

风机盘管机组作为半集中式空调系统的末端装置，其工程应用非常广泛。从总体上看，目前国内的风机盘管在名义供冷量、噪音、电机输入功率等项指标上，已接近于或优于国外产品，而风量则普遍低于国外同型号产品。但是，真正影响空调效果的，并不只是这些参数的绝对值大小，还取决于这些参数之间的配匹是否合理。因为我国的行业标准?中，对供冷量、噪声、输入功率等都有严格规定，因而形成了国产风机盘管高冷、低噪、小风量的总体特点，而风量与冷量的搭配(焓差)则不合理，这给选型工作的合理性和经济性带来问题。

2 目前风机盘管选型中常见的问题

2.1 按冷负荷选型的弊端

按空调房间的最大冷负荷选用风机盘管是空调系统设计中常见的做法，其目的是保证高峰负荷时的房间温度。而实际上空调房间运行的绝大部分时间都不会处于高峰负荷，使供冷量过剩，而切换到中、低档运行以降低冷量输出，从而维持房间的

热平衡。可见机组实际输出冷量取决于空调负荷的变化，与机组的名义供冷量关系不大。故供冷量只是实现空调的必要条件，但不能决定空调的使用效果。评价空调效果好坏，一是房间平均温度与设定温度的接近程度;二是室温分布(梯度)和变化(波

动)幅度。送风温差越大，换气次数越少，室温梯度和波动幅度也越大，故送风温差和换气次数才是影响空调精度和舒适性的主要因素。文献

[2]中明确规定了不同精度空调房间的最大送风温差和最

低换气次数。空调精度越高，要求送风温差越小、换气次数越多。可见按最大冷负荷选型，仅满足高峰负荷时的房间温度是不够的，还需满足适当的送风温差和换气次数，才能保证房间的舒适性要求。

2.2 不能保证足够的送风量

因送风温差、换气次数是决定空调精度和舒适性的主要因素，故保证足够的风量是实现预期空调效果的先决条件。这里所说的风量是指机组使用时的实际送风量，而不是产品样本中的名义风量(GB/T 19232-2003规定：名义风量须在盘管不通水、空气14—27℃，风机转速为高档，对低静压机组不带风口和过滤器等出口静压为12Pa测得的风量值)。而实际使用中，暗装机组因要加进、回风格栅、过滤器和短风管，加上盘管表面凝水、积尘、滤网堵塞等诸多因素影响，会导致风阻增大、风量下降，使得实际风量远低于名义风量(笔者通过大量实验证明：一般低l5—25%)。由于风量的明显减少，影响空调效果，主要带来以下问题：

1)换气次数少;

2)送风速度低，影响送风射流射程;

3)送风温度低，影响空调舒适度和可能造成送风格栅结露等。

另一方面，对于风机盘管机组本身而言，风量的下降直接影响盘管的换热效果，使盘管的制冷量下降，这样就会形成机组的实际性能(风量、冷量)都要低于名义值的不合理现象。因此，

产品样本上的名义风量、冷量只能作为选型时的参考，而不能作为选型的依据。加大风量不仅能增加换气次数、降低送风温差、改善空调效果，而且由于冷量也会提高，可相应地缩小机组的体积。故提高风量是风机盘管的发展方向之一。当然，风量的

提高也要受空调区域允许风速的制约。另一方面，为控制送风温差，冷量与风量之间应保持适当的匹配关系。全冷量与风量(质量流量)之比就是盘管进出口空气的焓差，它决定了机组供

冷能力和送风温差的大小。从控制送风温差角度，焓差过高不利，而国内的风机盘管的焓差和送风温差普遍偏高。按GB/T 19232-2003规定的名义参数计算，焓差为15.88k.1/kg，送风温差约为l2℃。若按风量下降20%计算，实际的焓差将超过19.85kJ/kg，实际的送风温差会高达l5℃，显然已超出文献[2]中规定的允许送风温差(6_-lO℃)，也就无法保证空调精度和舒适性要求。

2.3忽略风系统的阻力计算

一般地风机盘管空调系统的风系统规模较小，构成简单，阻力不大，约在l5—5OPa范围内，但仅仅这一点阻力就足以对风机盘管系统的实际送风量有至关重要的影响。风机盘管分为低静压机组和高静压机组两类，在GB/T 19232-2003中，对于低静压机组，带风口和过滤器等出口静压为OPa，不带风口和过滤器等出口静压为12Pa，也就是说，风口及过滤器等构成的阻力为12Pa。而美国空调与制冷学会标准《房间风机盘管空调器》hRI 440— 84中明确规定：出厂时不带送、回风格栅或过滤器的风机盘管，应在12.4Pa机外静压下测试风量u 。这一规定正是为了保证实际风量与名义风量相符。而我国大气含尘量较高，滤网易堵塞，理应机外静压比12.4Pa高，相比之下，我国的行业标准中规定的测试条件合理性有待商榷。以客房中卧式暗装、吊顶回风FCU为例，附加阻力至少应包括回风格栅、回风滤网、送风短管及送风格栅阻力。若回风风速为1.Om/s，送风风速为1.5 m/s，经计算此时机外阻力为16Pa，若选用低静压机组肯定也会造成风量下降，此例在工程应用中应属于附加阻力较小的一例，对风量影响尚且如此，可见FCU风系统附加阻力不可忽视。再者，对于高静压机组，若不经过阻力计算，而是认为选用一个高静压机组就能满足要求的做法也是不合理的。

再举一例，图l为某办公楼安装于吊顶内的卧式暗装FCU及相应的风系统，FCU的名义风量为750 m/h，散流器喉部风速2.5 m/s，回风风速1.5 m/s，经计算知FCU本体之外总阻力约为61Pa，其中散流器、回风口滤网阻力占总阻力的80%。此时即便采用机外静压30Pa或50Pa的高静压型FCU，风量也会下降15%左右。因此，在具体工程中笼统地提出高静压要求和认为只要采用高静压机组就不必进行相关风系统分析的做法是不可取的。

3 风机盘管机组改进设计的途径

3.1 保证风量的“名”“实”相符

造成机组风量“名”“实”不符的根本原因就在于：

1)湿工况下翅片管表面的水膜和水滴大大地增加了空气的流动阻力,这是主要原因;

2)名义测试工况与实际使用工况不同。因此，解决风

量的“名”“实”不符问题，设计时可从以下几方面入手：

(1)盘管排数的选择

目前国内风机盘管多采用9.53mrn管径的三排盘管，这种结构型式的盘管空气阻力较大。根据大量的盘管试验结果表明：相同结构参数的表冷器排数由三排减至二排，空气阻力约降30%t圳，这样在机组输入功率不变的条件下增加风量，以此来解决机组名义风量与实际风量相差太大的问题，而且又保证达到标准规定的供冷量要求。其理论依据是：虽然盘管由三排减至二排，传热面积减少，但盘管的空气阻力下降，风量明显增加使盘管传热性能增强的原理。并且2排管风机盘管省料、节能，多数场合使用效果要优于3排管机组，经济效益显著。

(2)翅片间距的确定

翅片间距的大小是影响风机盘管传热性能和空气阻力的主要因素之一。由理论分析和实验结论可知，翅片间距对风机盘管传热性能的影响是很复杂的。一般说来，换热系数会随着间距的增大而增大，而阻力则会随着间距的增加而减小。但是，当翅片间距变小时，单位体积的换热面积增加。因此，虽然换热系数变小了，但换热量却有可能是增加的。因此，合理确定翅片间距的大小使得换热量相同时空气的阻力最小，即单位阻力换热量最大应是优化的翅片间距。实验研究结果表明lJ 0J：对于水冷式盘管，在常用的翅片间距范围内，3.3mm左右较好。

(3)翅片形状和表面亲水处理

盘管在供冷工况时，对空气的处理是一个降焓析湿过程，在盘管翅片的表面会不断形成水珠，大部分水珠在重力作用下，沿着翅片由上往下流淌至凝结水盘，也有一部分挂贴在翅片表面，这部分水珠使得盘管的阻力增大，从而减少了出风量。对于

相同规格的盘管来说，翅片的析水速度与翅片的形状有关，同时也与翅片表面是否做亲水处理有关。有实验数据表明：相同情况下，湿/干工况风量比由条缝型翅片的75%提高到无缝型翅片的90%;由翅片表面未做亲水处理的88%提高到亲水处理的99%t制，可见，翅片的形状和表面亲水处理对机组的出风量有重要影响。

3.2 保证机外静压和风量

因盘管(特别是暗装机组)在使用中风量会有大幅度衰减，因此为克服送风阻力必须具备一定的机外静压，以保证所需的风量。为满足用户的不同使用要求，国外厂家提供有低噪声、标准型、高静压三种机型供用户选择。低噪声机组的机外静压一般低于lOPa：标准型机组为15—25Pa;高静压机组高达30—5oPa。一般空调场合宜使用标准型机组，高精度及大面积房间则应考虑选用高静压机组，低噪声机组一般仅用于对噪声水平要求严格的

场合，如高星级饭店中的豪华客房。因此，在选用国产暗装风盘管时，建议选择机外静压不低于20Pa的产品，当采用散流器送风且回风带滤网时，FCU 的机外余压不宜小于50Pa，方可取得较好的使用效果，当然，生产厂家最好在产品样本上附上机组的风量一机外静压曲线，以方便于机组选型时参考;并且应生产高低不同的机外静压机型以供不同的使用场合选用。

3.3 提供多样化焓差的机组

按照我国行业标准，对于某一型号的机组只能提供单一焓差(因供冷量和风量一定)，并且焓差偏高，使得机组送风温差偏大，用在高精度、要求严格的空调场合还必须采取一定的补救措施，比如可采用改变新风参数来进行调节。而国外的风机盘管具有多种焓差，一般会提供2排管和3排管两种不同冷量的盘管，分别配上低噪声、标准型或高静压三种不同风量的风机，形成名义风量相同，但实际风量、冷量、焓差都不相同的6种机型，可以满

足不同地区、不同围护结构、不同精度要求空调房间的使用要求。因此，国内生产厂家也应从实际使用情况出发，研制出多样化焓差的新型机组，以满足不同空调场合的灵活选用。

3.4 合理的水路流程目前，多数厂家风机盘管的水路流程采用单一的3进3出的接法。合理的水路设计应满足：

1)较高的水流速，以保证较高的换热系数;

2)较低的水阻力，保证水泵较低的能耗，尤其是高层建筑

空调系统：

3)水和空气的逆交叉流动，以保证最大的换热温差。然而实际水通路设计中，增强换热系数往往会带来水阻力的增加。因此，优化的水通路设计应做到：

1)不同长度的盘管应采用不同的水路设计，如大长度盘管采用多路并联、加大过水截面积，既能保证换热量又能有效地降低水阻力;

2)保证进、回水之间5℃温差， 以保证合适的流量、合适的水流速，从而保证换热性能，同时又不会使水阻过大。3)不同使用工况的盘管，其水路应区别设计。若进风参数不同，空气处理过程必然不同，因此，水通路设计应有所不同，以保证冷量、

水阻力的合理。4)为冬季防冻放水及防止管内空气滞留，水路应设计成由下至上的单向行程比较合

理、可行。

3.5 提供全冷量焓效率 和显冷量效率 的计算公式

由于样本上提供的风量、冷量是名义工况下测定的，而在实际使用中，名义风量和名义冷量一般都不会出现，依此作为选型依据是不合理的。因此，厂家在产品样本上除了标明名义风量、名义冷量外，还应提供每一种型号机组的全冷量焓效率和显冷量效率 的计算公式，以供设计人员选型时根据不同的设计工况进行设计风量、设计冷量的计算，以便合理选用风机盘管，这样既保证满意的空调效果，又能节省初投资和运行能耗，一举两得，应是业内人士共同追求的目标。

4 结论

4.1 风机盘管的实际送风量是保证空调效果理想的关键， 产品设计时应考虑各参数的合理配匹，另一方面，可从盘管排数、翅片间距、翅片形式和表面做亲水处理等方面考虑在湿工况下提高机组的送风量，减少风侧阻力。

4.2 风机盘管的风系统设计时应进行阻力计算和校核，使之与配匹风机相吻合，认为FCU风系统规模小而不必进行风阻计算是不妥的。

4.3 生产厂家应提供多样化焓差、多种机外静压的机型，以满足不同的使用场合;还应根据盘管不同长度、不同使用工况设计成不同的水路流程，以保证水侧较高的换热系数和较低的水阻力。

4.4 产品样本上最好应附上机组的风量一机外静压曲线，以及全冷量焓效率 和显冷量效率 的计算公式，以便于设计人员在机组选型时根据不同的设计工况合理选用，既保证空调使用效果，又节省初投资和运行费用。