表冷器加热器选型计算
中央空调系统冷热量计算表
2 SINKO )
461009.6 kcal/h 92.51029 t/h
1117.647 DF
气的湿球温度，而不知道相对 算”薄中出入口空气湿球温度， 0”；否则，添入出入 通过凑试法在“焓湿值计算” 湿球温度，添入本表中对应的
ห้องสมุดไป่ตู้
入口空气干球温DB1 36 ℃ 入口空气湿球温WB2 24 ℃ 出口空气干球温DB2 22 ℃ 出口空气湿球温WB3 17 ℃ 入口空气湿φ 1 60 %R.H. 出口空气湿φ 2 60 %R.H. 入口空气ia1 94.68291 出口空气ia2 47.52343 入口水温tw1 7℃ 出口水温tw2 12 ℃ 水温上升WTR 5℃ 风速Uf 2 m/s 每排筋管数量n 42 排 水速Vw 1.699557 m/s 表冷器面积Af 有效边长EL 1.9 m2 1800 (page 131)
表冷器选型参数计算表(参page 132 SINKO )
风量QT 34214.4 m /h
3
1. 冷负荷qt= 537.8445 kW= 2.表冷器面积Af= 3.表冷器用水量W= vw= Vw= 4.换热系数Kf1= 换热系数Kf2= 5.排数： SHF= WSF= Δ tlm= 排数Row= 形式： 4.752 1541.838 3.399114 1.699557 800 840 m2 l/min= m/s (page 31) (page 32)
0.296865 1.900899 19.17031 10.19563 row 1700 X
说明： 如果知道出入口空气的湿球温度，而不知道相对 湿度，则在“焓湿值计算”薄中出入口空气湿球温度， 并在出入口空气相对湿度中添“0”；否则，添入出入 口空气相对湿度值，并通过凑试法在“焓湿值计算” 薄中得出出入口空气的湿球温度，添入本表中对应的 位置。
表冷器计算书
表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量q mg=(14000×1.2)/3600≈4.667kg/s空气体积流量q vg=14000/3600≈3.889m3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：30.9/16.5℃③空气进、出口焓值：105.26/46.52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-(17-16.5)/(35-30.9)≈0.878②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=2.3~2.5m/s时：GLⅡ六排的ε2=0.887~0.875从这我们可以看出：六排管即可满足要求。
（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮助不大。
我近30遍的手工计算也证明了这一点。
提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。
通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。
于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。
这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。
在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。
很容易我们发现对数平均温差提高了很多。
从而达到了提高换热总量的目的。
）③选型分析：⊙冷负荷Q= q mg×(h1-h2)4.667×(105.26－46.52)≈274.14Kw(235760Kcal/h)⊙由六排管的水阻△Pw=64.68ω1.854≤70Kpa得：管内水流速ω≤1.04356m/s[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系，经验公式没有对此给个说法。
推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。
表冷器热工计算(终极版)
1.6
(2)出风空气干球温度 (3)出风空气湿球温度 (4)出水温度 (5)进风空气比焓 (6)出风空气比焓 (7)肋化系数
t2 12.250 ℃ ts2 12.157 ℃ tw2 13.680 ℃ h1 55.781 kJ/kg h2 34.452 kJ/kg τ 19.579
(8)肋表面全效率
f
db
)0.205( X f Pd
)0.558( Sf
Pd
f
)0.133
(2-5)
Req— S1— S2— Sf— δf— db—
由式(2-5)得：
j= 0.037235175
Xf— Pd—
计算空气的质量流量 Gm
Gm
G q
3600
(2-6)
查表得空气的平均密度，且作为常 数
ρq=
式中:
G—
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
6
6.1
6.2 6.3
7
8
8.1
8.2
8.3
8.4
8.5 8.6
8.7
9
9.1
9.2
9.3
10 11
12
13
步骤13计算
对冷量Q进 (1)水侧的冷
(2)表冷器热 计算对数传
计算冷量
14
14.1 14.2
14.3 14.4
14.5
计算流体物性系数 ψ
计算流体的热扩散系数 aw
aw
w 1000 w
cw
(3-3)
式中：
由式(3-3)得： aw= 1.36993E-07 m2/s
计算物性系数 ψ
0.021 w
0.37 w
9.52表冷器性能计算
m/s =
-1
1.373 56.97 （W/m2℃）
空气的定压比热 = 水量(kg/s)×水的比热
热交换效率系数ε 1＇ 需要的热交换效率系数ε 1 热平衡
= = = =
1-e-β (1-γ ) 1-γ e-β (1-γ ) t1-t2 t1-tw1 ε 1'-ε 1
=
水流量W
=
=
=
5.4
L/S
水流量m3/s = 0.81 水通断面积m2 全热冷量（KW） 111.87 析湿系数ξ = = 81.45 显热冷量（KW） + 1/(303.134ω 0.8)］ 传热系数K = ［1/(37.947 Vy0.464ξ 0.673) 表冷器能达到的热交换效率系数 传热系数(W/m2℃×散热面积(m2) 10044.55 = 传热单元数β = 析湿系数×风量(kg/s)×空气的定压比热 9248.21 水流速ω = 水当热比γ
（Pa） （KPa）
表冷器计算
序号： 已知参数： 1. 风量G— 20000 m3/h 2.全热冷量Q—111.87 kW 3.进口水温tw1— 7 ℃ 4.出口水温tw2—12 ℃ 计算： 空气出口参数 干球温度t2— 14.93 ℃ 湿球温度ts2— 14.04 ℃ 焓i2— 39.105 KJ/KG 型 号： 1520 5.空气进口参数 干球温度t1— 27.00 ℃ 湿球温度ts1— 19.50 ℃ 焓i1— 55.886 KJ/KG
表冷器参数 翅片型式— φ 9.52—波纹压花片 mm 片距— 1.95 4 排数— 50 面管数— 单排表冷器传热面积 : 44.1 m2 表面风速Vy = 风量（m3/s） 迎风面积（m2） 全热冷量KW 进出水温升℃ =
表冷器热工计算(终极版)
则，由式(5-2)得：ln(pqb·1)= 8.190927985 ln(pqb·s1)= 7.737439313
等式两边同取以e为底的指数，得: pqb·1= 3608.068925 Pa pqb·s1= 2292.594243 Pa
计算进风空气在t1温度下的实际水蒸气分压力 pq·1
pq1 pqbs1 A B(t1 ts1) (5-3)
Nf —
S1— Sf— db— δf—
计算表冷器最小单元格的截面积 f
'min
f
' min
S1 1.0
Sf 106
(1-7)
式中：
S1— Sf —
由式(1-7)得： f 'min=
6.72042E-05 m2
计算表冷器净面比 ε
fmin
f
' min
(1-8)
式中：
由式(1-8)得：
ε= 0.560551057
di—
由式(1-12)得：
fi= 0.037761944 m2/m
计算表冷器肋化系数 τ
fo fi
fo fi
(1-13)
由式(1-13)得：
式中：
fo—
fi—
τ= 19.57909018
计算表冷器肋通系数 a
a f o 1000 S1
(1-14)
式中：
fo— S1—
由式(1-14)得：
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
6
6.1
6.2 6.3
7
8
8.1
8.2
8.3
8.4
8.5 8.6
8.7
9
9.1
表冷器计算书
表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量q mg=(14000×1.2)/3600≈4.667kg/s空气体积流量q vg=14000/3600≈3.889m3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：30.9/16.5℃③空气进、出口焓值：105.26/46.52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-(17-16.5)/(35-30.9)≈0.878②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=2.3~2.5m/s时：GLⅡ六排的ε2=0.887~0.875从这我们可以看出：六排管即可满足要求。
（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮助不大。
我近30遍的手工计算也证明了这一点。
提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。
通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。
于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。
这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。
在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。
很容易我们发现对数平均温差提高了很多。
从而达到了提高换热总量的目的。
）③选型分析：⊙冷负荷Q= q mg×(h1-h2)4.667×(105.26－46.52)≈274.14Kw(235760Kcal/h)⊙由六排管的水阻△Pw=64.68ω1.854≤70Kpa得：管内水流速ω≤1.04356m/s[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系，经验公式没有对此给个说法。
推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。
表冷器选型
27.9 22 17.9 16.8 64.9 47.5 7 3.2 70623 10.2 23.541 409.6134 0.814 2 9.81
表冷器选型表 系统编号 AHU-1 空调器型号 JW40-4 迎风面积 Fy m^2 6.86 水通路面积 f m^2 0.00553 表冷器排深 N 排 4 每排传热面积 Ad m^2 44.50 迎面风速 Vy m/s 2 10 冷水流量 W kg / s 6.636 管内水流速 ω m/s 1.2 8 析湿系数 δ 1.72277 9 传热系数 K kcal/m^2*h*℃ 74.72 对数平均温差 △Tm ℃ 14.02635 需要的表冷器传热面积 m^2 F需 0.43423 传热单元数 β 0.64944 水当量比 γ 1.47317 实际热交换系数 ε1 0.33710 需要的热交换系数 ε1' 0.47847 冷水初温tw1 7.00 冷水终温tw2 11.00 空气阻力(湿工况) △Hs Pa 85.13 水阻力 △P KPa 17.83
1 2 3 4 5 6 7
已知条件(加热) 处理前空气干球温度 T1 ℃ 处理后空气干球温度 T2 ℃ 处理风量(体积流量) L m^3/ h 蒸汽压力 P Mpa 热水供水温度 Tw1 ℃ 处理风量(质量流量) G kg / h 需热量 Qr kcal / h 蒸汽量 D kg / h 蒸汽饱和温度 Tb ℃ 汽化热 r kcal / kg Qr与Qr'比较结果 F实与F需比较结果 热媒为蒸汽 Vγ与 Vγ'比较结果
器选型表(蒸汽) AHU-1 ZKJ10 1.04 0.56 0.004 2 32 4.006410256 8.928571429 64.34641618 129.4 226478.7941 26.24669574 1.219201088 10.05391175
表冷器计算书
表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量q mg=(14000×1.2)/3600≈4.667kg/s空气体积流量q vg=14000/3600≈3.889m3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：30.9/16.5℃③空气进、出口焓值：105.26/46.52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-(17-16.5)/(35-30.9)≈0.878②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=2.3~2.5m/s时：GLⅡ六排的ε2=0.887~0.875从这我们可以看出：六排管即可满足要求。
（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮助不大。
我近30遍的手工计算也证明了这一点。
提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。
通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。
于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。
这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。
在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。
很容易我们发现对数平均温差提高了很多。
从而达到了提高换热总量的目的。
）③选型分析：⊙冷负荷Q= q mg×(h1-h2)4.667×(105.26－46.52)≈274.14Kw(235760Kcal/h)⊙由六排管的水阻△Pw=64.68ω1.854≤70Kpa得：管内水流速ω≤1.04356m/s[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系，经验公式没有对此给个说法。
推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。
表冷器热工计算(终极版)_参数化
(1)冷量
Q 704.617 kW
1.6
(2)出风空气干球温度 (3)出风空气湿球温度 (4)出水温度 (5)进风空气比焓 (6)出风空气比焓 (7)肋化系数
t2 12.250 ℃ ts2 12.222 ℃ tw2 13.727 ℃ h1 95.012 kJ/kg h2 34.616 kJ/kg τ 19.579
h2 7.495628 0.7937629 ts2 16.93575exp(0.053106 ts2) (6-2)
式中：
ts2—
步骤6计算完毕
由式(6-2)得： h2= 34.61632297 kJ/kg
计算表冷器的析湿系数 ξ
h1 h2
(7-1)
c p (t1 t2 )
式中：
h1— h2— cp—
步骤1计算完毕
N1— L0—
a— N2— Fy—
计算表冷器空气侧换热系数 αa
计算表冷器迎面风速 vy
vy
G 3600Fy
(2-1)
式中：
G—
Fy—
由式(2-1)得： vy= 2.603841187 m/s
计算最小空气流通单元的风速 vmax
vmax vy
(2-2)
式中：
vy—
ε—
由式(2-2)得：
计算表冷器流体侧换热系数 αw
w
(d i
v
0.8 w
1000) 0.2
(3-5)
式中：
步骤3计算完毕
由式(3-5)得： αw= 6737.980809 W/(m2·℃)
ψ— vw— di—
计算表冷器可提供的接触系数
E'
E'1- exp(
表冷器计算书
表冷器计算书．表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量q=(14000×1.2)/3600≈4.667kg/smg空气体积流量 q=14000/3600vg3/s 3.889m≈气进、出口温度：空②湿35/17℃干球： 30.9/16.5℃球：105.26/46.52KJ/空气进、出口焓值：③㎏前、后110CMH(水温度：进6℃，流量：④)冷却器前后700Pa(70KPa，风阻⑤阻力：水阻＜) 冷却器计算：b.：接触系数ε①2）-t（）-tt= 1-ε（/t s12g2s2g1=1-(17-16.5)/(35-30.9)⊙要求Vy=2.3~2.5m/s，可初估迎面尺寸（计算表明风速和流速的增加，将带来K值的增加，但K值的增加，却导致迎面的减小，间接使整个换热面积A 的减小，我对Vy=2.8m/s进行的计算表明，K值的增加，A值减小，K×A之积增加并不明显。
从这点来看牺牲K值换A值较为有利于整体换热效果，特别的要保6~8排的K值，换来的是将在以后用4~6排的增加面积来弥补，是很得不偿失的，况且那时K值还得再按0.8倍计算。
但按Vy=2.0m/s计算表明：A值增加，K×A之积也反而减小，K=65.336，考虑其它因数K=54.23，β≈0.8862，γ≈0.17322；ε≈0.5665534，提出1t=1.2℃的不合理要求。
由多次w1的计算看出存在一个K×A最佳大。
控制值，即以下的分析计算）．Vy=2.3m/s左右，有：迎风面积Ay= q vg2/Vy=3.889/2.3=1.691m令：表冷器长L=1500L'=1500+120+120+60=1800表冷器高1.127m≈h=Ay/L=1.691/1.5≈n=h/39迎面换热管数 28.9（根）同时总供取n=29根×4=116根水根数N=29h=1131器高：有表冷 h'=1131+84=12152Ay= L×h=1.6965m 迎风面积迎面风速Vy= q vg/Ay=3.889/1.6965≈2.29237m/s⊙可提供的冷水流量 q ：mw经反复多次验算，按△tw=3.5℃左右较为合理。
表面冷却器的选型计算实例
声明：本实例为“非暖通专业人事”编制，仅为工作经验的汇总，整理出来供大家参考。
表面冷却器的选型计算实例【实例1】已知空调使用地点在江苏苏州，大气压力p C =1.01Kpa ，夏季室外平均空气参数：干球温度1t =34℃、焓1i =90.2kj/kg 、湿球温度1s t =28.2℃、相对湿度1ϕ=64.5%。
要求室内空气参数：干球温度2t =22℃、焓2i =43.1kj/kg 、湿球温度2s t =15.5℃、相对湿度2ϕ=50%。
要求新风比：10%。
空调作用面积2302m ，单位负荷466.4W/2m 。
求：冷量、风量、表冷器规格、进出水温度和水量、水阻力、风阻力、除湿量。
3) 风量实例1图【解】： 1)查湿空气的焓湿图，求回风参数。
A 点为室外 工况，B 点为室内工况。
再根据新风比确定C 点，查出C 点工况：干球温度3t =23.2℃、焓3i =47.8kj/kg 、湿球温度3s t =17.1℃、湿度3ϕ=54%。
2) 需要的总冷量4s t =10.1℃、湿度4ϕ=95%根据公式：Q=G(3i -4i )G=107.3/(47.8-29.5) =5.9Kg/s =17700 h m /34) 确定表冷器规格计算需要的接触系数，确定表冷器排数。
查附录1表，当通过表冷器的截面风速为2.5m/s 、通过铜管的水速为0.8m/s 时，湿工况下的6排管表冷器的实际接触系数为0.934。
理论上计算，6排管已经可以满足性能要求。
5) 求析湿系数6) 求传热系数334421s s t t t t ---=ε0.93417.123.210.110.51ε2=---=)(2121t t c ii p --=ξ 1.4310.5)1.01(23.229.547.8ξ=--=7) 求冷水量表冷器的传热面积：40×1.3×6×0.84=262.08 2m表冷器的通水截面积(铜管内)：181.4584×40×610-=0.0073 2m 21.024T/H kg/s 5.84100.80.0073得：W ω10A 根据W 33W ==⨯⨯== 查附录4 可得进水管径为DN65。
表冷器计算书
表冷器计算书(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量 q mg=(14000×/3600≈s空气体积流量 q vg=14000/3600≈s②空气进、出口温度：干球：35/17℃湿球：℃③空气进、出口焓值：㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2= 1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-/≈②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当Vy=~s时：GLⅡ六排的ε2=~从这我们可以看出：六排管即可满足要求。
（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮助不大。
我近30遍的手工计算也证明了这一点。
提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。
通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。
于是我设计采用了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。
这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。
在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。
很容易我们发现对数平均温差提高了很多。
从而达到了提高换热总量的目的。
）③选型分析：⊙冷负荷 Q= q mg×(h1-h2)×－≈(235760Kcal/h)⊙由六排管的水阻△Pw=ω≤70Kpa得：管内水流速ω≤s[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系，经验公式没有对此给个说法。
推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。
理论上可以使△Pw=ω≤70Kpa，有ω≤s，但常识告诉我们：不能如此取值，可以判定八排管（即实际上的二排管）的ω≤s为合理。
] 安全起见，设令：ω=s⊙要求Vy=~s，可初估迎面尺寸（计算表明风速和流速的增加，将带来K值的增加，但K值的增加，却导致迎面的减小，间接使整个换热面积A的减小，我对Vy=s进行的计算表明，K值的增加，A值减小，K×A之积增加并不明显。
表冷器计算书
表冷器计算书之欧侯瑞魂创作(一)前表冷器a.已知：①风量：14000CMH空气质量流量 q mg=(14000×1.2)/3600≈空气体积流量 q vg=14000/3600≈3/s②空气进、出口温度：干球：35/17℃℃③空气进、出口焓值：105.26/46.52KJ/㎏④进水温度：6℃，流量：110CMH(前、后冷却器)⑤阻力：水阻＜70KPa，风阻700Pa(前后冷却器)b.计算：①接触系数ε2：ε2=1-（t g2-t s2）/（t g1-t s1）=1-(17-16.5)/(35-30.9)≈②查《部分空气冷却器的接触系数ε2》表：当时：GLⅡ六排的ε2从这我们可以看出：六排管即可满足要求。
（可得出如下结论：在表冷器外型尺寸受到限制的情况下，我们从增大换热面积来提高换热总量总是不大理想，即使强行增加排数仍旧帮忙不大。
我近30遍的手工计算也证明了这一点。
提高水流速和降低水温对提高换热总量有更为积极的贡献。
通过计算我们可以发现钢管的水阻实在太大，稍微增加一点，水阻就大的吓人。
于是我设计采取了两组双排供、双排回的表冷器，在两组总排数仅8排的表冷器里同时供回水达四排之多，水程就一个来回。
这样就出现了大流量小温差的情况，水流速ω可以提高。
在冷冻水里添加乙二醇，使冷冻水的冰点下降。
很容易我们发现对数平均温差提高了很多。
从而达到了提高换热总量的目的。
）③选型分析：⊙冷负荷 Q= q mg×(h1-h2)4.667×(105.26－46.52)≈(235760Kcal/h)⊙由六排管的水阻△Pω≤70Kpa得：管内水流速ω≤[水阻的大小和水程的长短也有密切的关系，经验公式没有对此给个说法。
推论：八排管（即实际上的二排管）在流速一定时的水阻必为六排管的1/3。
理论上可以使△Pω≤70Kpa，有ω≤1.8874m/s，但知识告诉我们：不克不及如此取值，可以判定八排管（即实际上的二排管）的ω≤1.5m/s为合理。
表冷器校核计算
4.2.3表冷器校核计算表冷器选型计算分为两种：一种是设计计算，另一种是校核计算。
对于新风机组的表冷器的大小，那这个计算过程属于后者。
首先确定表冷器迎风面积，风量/风速 =表冷器迎风面积。
又表冷器是安装在新风空调机组的内部，表冷段的宽高尺寸基本确定。
根据迎风面积和表冷段空间去分配表冷器的宽高。
确定出宽高并不是完整的计算过程。
你还需要根据所需冷热量去校核该表冷器是不是合理，比如是不是可以达到要求的冷热量，水阻力是不是满足国标要求。
如果不能满足那就需要扩大空调箱或者调整回路数来满足这些要求。
以体育馆一层一区系统夏季为例进行表冷器校核计算，已知该区被处理的空气量为4885m 3/h （1.71kg/s ），空气的初参数为1t =28℃，1h =67/kJ kg ，1s t =22.6℃，冷水量为1.33/kg s ，冷水初温为1w t =6℃。
（1） 求表冷器迎面风速y V 及水流速ω由风量看出，可以选用JW10-4型表冷器，迎风面积F y =0.944m 2，每排散热面积F d =12.15m 2，通水断面积20.00407w f m =，所以y 1.71 1.51/0.944 1.2y G V m s F ρ===⨯ 331.330.33/100.0040710w W m s f ω===⨯⨯ （2） 求表冷器可提供的'E根据查表，当y V =1.51m/s 时、N=4排时，'E =0.841（3） 假定2t 确定空气终状态先假定2t =18℃（一般可按21(4~6)w t t =+℃假设）。
根据()()2211'1s s t t t t E =---可得：218(2822.6)(10.841)17.1s t =---=℃查焓湿图，当2s t =17.1℃时，248.2/h kJ kg =。
（4） 求析湿系数根据()1212=p h h c t t ξ--可得： ()67-48.2==1.861.0128-18ξ⨯ （5）求传热系数 查阅相关书籍，对于JW 型4排表冷器1s 0.52 1.030.8y 11=+39.7332.6K V ξω-⎡⎤⎢⎥⎢⎥⎣⎦=10.52 1.030.81139.7 1.51 1.86332.60.33-⎡⎤+⎢⎥⨯⨯⨯⎣⎦ =()255.5W /m C •︒（6）求表面冷却器能达到的'g E 值 355.512.1540.841.86 1.71 1.0110s d p K F Gc βξ⨯⨯===⨯⨯⨯ 331.86 1.71 1.01101.33 4.1910pGc Wc ξγ⨯⨯⨯===⨯⨯0.58 由=0.84β和=0.58γ，可得()()0.8410.58g0.8410.5'810.50210.67E -----==- （7）求需要的g E 并于上面得到的'g E 比较121128180.455286g w t t E t t --===-- 计算时可取0.05δ=当'gg E E δ-≤，证明2t =18℃合适。