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关于空调制冷的文章955个，且全部提供免费下载，当然也可以搜索关于空调制冷的其他资料，很是不错的网站。
随着经济的迅速发展，能源和环境问题日益尖锐。在特别炎热的夏天，我们都切身地体会到了电力的紧张。可以预见，这种状况在今后还会出现，并且会日趋严重。一、暖通空调领域节能的重要性和可行性随着社会的发展，建筑能耗在总能耗中所占的比例越来越大，在发达国家已达到40%，据统计在湖南省也达到。在城市远高于这个比例。而在建筑能耗里，用于暖通空调的能耗又占建筑能耗的30%-50%，且在逐年上升。随着人均建筑面积的不断增大，暖通空调系统的广泛应用，用于暖通空调系统的能耗将进一步增大。这势必会使能源供求矛盾的进一步激化。另一方面，现有的暖通空调系统所使用的能源基本上是高品位的不可再生能源，其中电能占了绝对比例。对这些能源的大量使用，使得地球资源日益匮乏，同时也带来严重的环境问题，如在我国的一些地区酸雨、飘尘问题呈日益严重之势，对生态环境和可持续发展带来了很大影响。以湖南长沙地区为例，2003年夏季电力系统最大负荷大约为160万千瓦，据有关部门推算，其中空调系统的负荷就占了约60万千瓦。在最热的夏天，如果对暖通空调系统采取节能措施，不仅可以大大缓解电力紧张状况，同时对于降低不可再生能源的消耗、保护生态环境、维持可持续发展、振兴湖南经济等都有着重要的意义。根据暖通空调行业的研究成果，现有空调系统的能耗是惊人的，如果采用节能技术，现有空调系统节能20%-50%完全可能。显然，如果对长沙地区的空调系统和建筑系统采用节能措施，那么即使遇到今夏那样的炎热天气，长沙也不会超过现有电力系统峰值而停电了。二、暖通空调领域节能的途径与方法科学技术的不断进步，使暖通空调领域新的技术不断出现，我们可以通过多种方法实现暖通空调系统的节能。1、精心设计暖通空调系统，使其在高效经济的状况下运行暖通空调系统特别是中央空调系统是一个庞大复杂的系统，系统设计的优劣直接影响到系统的使用性能。例如系统往往都是按最大负荷设计的，而实际运行基本上是在部分负荷下运行，如果系统各部分的设计不能满足部分负荷运行的要求，那系统的能耗是很大的。又如新风系统的设计，系统应该能随着室外气象参数的变化改变新风量，以最大限度地缩短主机的开启时间。可以说空调系统的设计对系统的节能起着重要的作用。2、改善建筑维护结构的保温性能，减少冷热损失我们知道对于暖通空调系统而言，通过维护结构的空调负荷占有很大比例，而维护结构的保温性能决定维护结构综合传热系数的大小，亦即决定通过维护结构的空调负荷的大小。所以在国家出台的建筑节能设计规范和标准中，首先要求的就是提高维护结构的保温隔热性能。3、提高系统控制水平，调整室内热湿环境参数，尽可能降低空调系统能耗空调系统特别是舒适性空调系统对人体的作用是通过空气温度、湿度、风速、环境平均辐射温度进行的，人体对环境的冷热感觉是这些环境因素综合作用的结果。以往的空调控制方式仅仅是测控空气的温度湿度，甚至仅空气温度。显然是不全面的，势必带来许多问题，如空调系统对人体的作用不直接、当环境变化时对环境的调控不迅速、人体感到不舒适、空调系统的这种调控方式不节能。热湿环境研究成果的应用，为我们采用新的控制方式方法提供了理论基础。如果采用舒适性评价指标即体感指标作为空调系统的调控参数，如采用PMV或SET*指标对空调系统进行调控，不仅可以解决传统控制方法存在的弊病，而且可以实现大幅度的节能，据我们的初步研究表明，采用这种控制方法可使空调系统在人体舒适的条件下节能30%左右。4、采用新型节能舒适健康的空调方式如上所述，影响人体热舒适性的环境参数众多，不同的环境参数组合可以得到相同的热舒适性效果，但不同的热湿环境参数组合空调系统的能耗是不相同 的。例如在冬季，如果我们采用传统的空调方式，把整个室内的空气加热，通过空气实现人体与环境的热湿交换，就需要较高的空气温度，此时通过维护结构的热损失和加热新风的热损失都比较大。如果我们根据热湿环境的研究成果，改变传统的空调方式，增加辐射热（如低温地板辐射采暖），此时所需要的空气温度降显著下降，一般可达到12~14度，而传统方式一般在18~20度，显然后者比前者具有显著的节能效果。在夏季也有类似的结果。5、推广应用使用可再生能源或低品位能源的空调系统随着空调系统的广泛应用，空调对不可再生能源的消耗将大幅度上升，同时对生态环境的破坏也在日趋加剧。如何利用可再生能源及低品位能源已经成了该领域重要的研究课题。地源热泵空调系统就是在这种形势下发展起来的，它利源地下恒温层土壤热显著提高空调系统的COP值，使得同等制热（或制冷）量下的系统能耗大幅度下降。另外，利用太阳能供热或制冷技术也在开发研究着。6、开展冷热回收利用的研究运用工作，实现能源的最大限度利用目前许多空调系统冷热回收利用研究也在蓬勃开展，如空调系统排风的全热回收器，夏季利用冷凝热的卫生热水供应等，都是对系统冷热的回收利用，显著提高了空调系统能源利用率。三、存在的问题与对策要实现空调系统的节能降耗，已经具备了许多成熟的条件，但同时也存在许多问题有待于解决：1、暖通空调系统的设计管理问题如前所述，空调系统的设计对空调系统的节能性有着重要的影响。然而在实际中往往得不到一些设计部门和设计人员的足够重视，使得设计建造的系统不仅初投资大，运行能耗也相当惊人，大大超过了国家标准。据实测，有的公共建筑的空调能耗占建筑总能耗的60%。为此， 我们有必要建议政府有关职能部门加强对暖通空调设计项目的管理，可以委托相关技术部门如学会等对设计图纸文件进行严格审查，对未达到国家有关节能标准的设计严禁施工建造。2、暖通空调系统的运行管理问题除设计外，我们发现运行管理也起着重要的作用。有些单位的空调系统，一年四季只有开机关机和冬夏季转换操作，显然系统达不到相应的节能效果。为此 要求运行管理人员不仅要有强烈的责任心，上岗前还必须要进行系统的培训和考核，对没有达到要求的，应重新培训，考核合格后才能上岗。在调查中我们发现，同样一套系统，管理人员不同，系统的能耗大不相同，有的甚至相差50%以上。3、新型空调方式、控制方法及新的节能技术的开发应用问题如前所述，采用新型空调方式、新的控制方法，不仅能显著提高热舒适性而且可以使系统大幅度节能。在我省对新型空调方式和控制方法的研究可以说在全国都是比较早的，并且已经取得了一些可喜的成果，只要政府部门略加扶持这些成果将很快能得到适用，并形成产业化，对这些项目的实施，将对我省的能源、环境和经济都将起到巨大的推动作用。4、公众对空调系统作用的理解观念问题对于舒适性空调系统，从本专业的角度来讲就是使人体有好的热舒适性。而在社会上我们常常发现一种这样的观念：认为空调在夏季是越冷冬季越热效果越好。这显然与舒适性空调的出发点相违背的。事实上，这样不仅大大增大了空调系统的能耗，同时由于室内外温差的增大，也使人体对不同环境的适应性下降，身体免疫力降低。这些可以通过宣传改变人们的观念。5、使用可再生能源空调系统的开发推广应用问题利用可再生能源的暖通空调系统，如地源热泵空调系统、太阳能制冷、供热系统，不仅有着显著的环境和社会效益，有的还有着显著的经济效益（如地源热泵空调系统），应大力开发推广。当然，和其他任何新技术一样，这些技术也存在着一些问题（如地源热泵系统的地源热提取问题等），也需要进一步研究完善，也需要政府部门的重视和支持。综上所述，暖通空调系统在建筑节能中占据重要的位置，起着重要的作用，节能技术的研究开发和运用是暖通空调系统、建筑系统节能的基础，政府职能部门的重视和支持，则是实现大幅度节能、产生显著的环境和社会效益、推动经济发展的保证。
目前环保问题成了全球的热门话题，臭氧层的不断破坏和气候的逐渐变暖，是当今地球人类所面临的两大亟待解决的环境问题。谈到臭氧层的破坏，人们立刻会想到空调制冷行业的氟里昂，曾经有一段时间，人们对氟里昂几乎达到谈虎色变的程度。谈到气候变暖，人们不觉想到两极冰山融化、雪山冰线缩小、海平面上升、暴雨洪水泛滥。 由于家用冰箱、空调及冷柜都用到氟里昂制冷剂，为人们普遍认知。因而制冷空调行业成了破坏臭氧层和制造温室效应的众矢之的。但人们很少知道，氟里昂大部分排放是由于化工工业生产过程造成的，空调制冷剂的泄漏只是一小部分。工业上如灭火、发泡等是一次性使用，大量的氟里昂物质排放到大气中，而空调制冷剂是密封在机组的循环系统中，只是存在机组泄漏的可能。 诚然，空调制冷行业是臭氧层破坏和制造温室效应的参与者。那么，摆在我们面前的是，冷媒替代技术的研发及使用，已成为当今制冷空调行业的研究课题。
这位学长，我只知道国内最好的核心期刊是《暖通空调》，国外的就不清楚了，呵呵。要是太阳能相关的，可以发到《太阳能学报》。
testing of an air-cycle refrigeration system for road transportAbstractThe environmental attractions of air-cycle refrigeration are considerable. Following a thermodynamic design analysis, an air-cycle demonstrator plant was constructed within the restricted physical envelope of an existing Thermo King SL200 trailer refrigeration unit. This unique plant operated satisfactorily, delivering sustainable cooling for refrigerated trailers using a completely natural and safe working fluid. The full load capacity of the air-cycle unit at −20 °C was 7,8 kW, 8% greater than the equivalent vapour-cycle unit, but the fuel consumption of the air-cycle plant was excessively high. However, at part load operation the disparity in fuel consumption dropped from approximately 200% to around 80%. The components used in the air-cycle demonstrator were not optimised and considerable potential exists for efficiency improvements, possibly to the point where the air-cycle system could rival the efficiency of the standard vapour-cycle system at part-load operation, which represents the biggest proportion of operating time for most : Air conditioner; Refrigerated transport; Thermodynamic cycle; Air; Centrifuge compressor; Turbine expander COP, NomenclaturePRCompressor or turbine pressure ratioTAHeat exchanger side A temperature (K)TBHeat exchanger side B temperature (K)TinletInlet temperature (K)ToutletOutlet temperature (K)ηcompCompressor isentropic efficiencyηturbTurbine isentropic efficiencyηheat exchangerHeat exchanger effectiveness1. IntroductionThe current legislative pressure on conventional refrigerants is well known. The reason why vapour-cycle refrigeration is preferred over air-cycle refrigeration is simply that in the great majority of cases vapour-cycle is the most energy efficient option. Consequently, as soon as alternative systems, such as non-HFC refrigerants or air-cycle systems are considered, the issue of increased energy consumption arises over legislation affecting HFC refrigerants and the desire to improve long-term system reliability led to the examination of the feasibility of an air-cycle system for refrigerated transport. With the support of Enterprise Ireland and Thermo King (Ireland), the authors undertook the design and construction of an air-cycle refrigeration demonstrator plant at LYIT and QUB. This was not the first time in recent years that air-cycle systems had been employed in transport. NormalAir Garrett developed and commercialised an air-cycle air conditioning pack that was fitted to high speed trains in Germany in the 90s. As part of an European funded programme, a range of applications for air-cycle refrigeration were investigated and several demonstrator plants were constructed. However, the authors are unaware of any other case where a self-contained air-cycle unit has been developed for the challenging application of trailer King decided that the demonstrator should be a trailer refrigeration unit, since those were the units with the largest refrigeration capacity but presented the greatest challenges with regard to physical packaging. Consequently, the main objective was to demonstrate that an air-cycle system could fit within the existing physical envelop and develop an equivalent level of cooling power to the existing vapour-cycle unit, but using only air as the working fluid. The salient performance specifications for the existing Thermo King SL200 vapour-cycle trailer refrigeration unit are listed .It was not the objective of the exercise to complete the design and development of a new refrigeration product that would be ready for manufacture. To limit the level of resources necessary, existing hardware was to be used where possible with the recognition that the efficiencies achieved would not be optimal. In practical terms, this meant using the chassis and panels for an existing SL200 unit along with the standard diesel engine and circulation fans. The turbomachinery used for compression and expansion was adapted from commercial . Thermodynamic modelling and design of the demonstrator plantThe thermodynamics of the air-cycle (or the reverse ‘Joule cycle’) are adequately presented in most thermodynamic textbooks and will not be repeated here. For anything other than the smallest flow rates, the most efficient machines available for the necessary compression and expansion processes are turbomachines. Considerations for the selection of turbomachinery for air-cycle refrigeration systems have been presented and discussed by Spence et al. [3]. a typical configuration of an air-cycle system, which is sometimes called the ‘boot-strap’ configuration. For mechanical convenience the compression process is divided into two stages, meaning that the turbine is not constrained to operate at the same speed as the primary compressor. Instead, the work recovered by the turbine during expansion is utilised in the secondary compressor. The two-stage compression also permits intercooling, which enhances the overall efficiency of the compression process. An ‘open system’ where the cold air is ejected directly into the cold space, removing the need for a heat exchanger in the cold space. In the interests of efficiency, the return air from the cold space is used to pre-cool the compressed air entering the turbine by means of a heat exchanger known as the ‘regenerator’ or the ‘recuperato ’. To support the design of the air-cycle demonstrator plant, and the selection of suitable components, a simple thermodynamic model of the air-cycle configuration shown in was developed. The compression and expansion processes were modelled using appropriate values of isentropic efficiency, as defined in heat exchange processes were modelled using values of heat exchanger effectiveness as defined in The model also made allowance for heat exchanger pressure drop. The system COP was determined from the ratio of the cooling power delivered to the power input to the primary compressor, as defined in illustrate air-cycle performance characteristics as determined from the thermodynamic model:illustrates the variation in air-cycle COP and expander outlet temperature over a range of cycle pressure ratios for a plant operating between −20 °C and +30 °C. The cycle pressure ratio is defined as the ratio of the maximum cycle pressure at secondary compressor outlet to the pressure at turbine outlet. For the ideal air-cycle, with no losses, the cycle COP increases with decreasing cycle pressure ratio and tends to infinity as the pressure ratio approaches unity. However, the introduction of real component efficiencies means that there is a definite peak value of COP that occurs at a certain pressure ratio for a particular cycle. However,illustrates, there is a broad range of pressure ratio and duty over which the system can be operated with only moderate variation of class of turbomachinery suitable for the demonstrator plant required speeds of around 50 000 rev/min. To simplify the mechanical arrangement and avoid the need for a high-speed electric motor, the two-stage compression system shown was adopted. The existing Thermo King SL200 chassis incorporated a substantial system of belts and pulleys to power circulation fans, which severely restricted the useful space available for mounting heat exchangers. A simple thermodynamic model was used to assess the influence of heat exchanger performance on the efficiency of the plant so that the best compromise could be developed show the impact of intercooler and aftercooler effectiveness and pressure loss on the COP of the proposed two-stage system in incorporated an intercooler between the two compression stages. By dispensing with the intercooler and its associated duct work a larger aftercooler could be accommodated with improved effectiveness and reduced pressure loss. Analysis suggested that the improved performance from a larger aftercooler could compensate for the loss of the the impact of the recuperator effectiveness on the COP of the plant, which is clearly more significant than that of the other heat exchangers. As well as boosting cycle efficiency, increased recuperator effectiveness also moves the peak COP to a lower overall system pressure ratio. The impact of pressure loss in the recuperator is the same as for the intercooler and aftercooler shown in. The model did not distinguish between pressure losses in different locations; it was only the sum of the pressure losses that was significant. Any pressure loss in connecting duct work and headers was also lumped together with the heat exchanger pressure loss and analysed as a block pressure specific cooling capacity of the air-cycle increases with system pressure ratio. Consequently, if a higher system pressure ratio was used the required cooling duty could be achieved with a smaller flow rate of air. shows the mass flow rate of air required to deliver 7,5 kW of cooling power for varying system pressure the demonstrator system was to be based on commercially available turbomachinery, it became important to choose a pressure ratio and flow rate that could be accommodated efficiently by some existing compressor and turbine rotors. and were based on efficiencies of 81 and 85% for compression and expansion, respectively. While such efficiencies are attainable with optimised designs, they would not be realised using compromised turbocharger components. For the design of the demonstrator plant efficiencies of 78 and 80% were assumed to be realistically attainable for compression and turbomachinery efficiencies corresponded to higher cycle pressure ratios and flow rates in order to achieve the target cooling duty. The cycle design point was also compromised to help heat exchanger performance. The pressure losses in duct work and heat exchangers increased in proportion with the square of flow velocity. Selecting a higher cycle pressure ratio corresponded to a lower mass flow rate and also increased density at inlet to the aftercooler heat exchanger. The combined effect was a decrease in the mean velocity in the heat exchanger, a decrease in the expected pressure losses in the heat exchanger and duct work, and an increase in the effectiveness of the heat exchanger. Consequently, a system pressure ratio higher than the value corresponding to peak COP was chosen in order to achieve acceptable heat exchanger performance within the available physical space. The below optimum performance of turbomachinery and heat exchanger components, coupled with excessive bearing losses, meant that the predicted COP of the overall system dropped to around 0,41. The system pressure ratio at the design point was 2,14 and the corresponding mass flow rate of air was 0,278 kg/ moving the design point beyond the pressure ratio for peak COP, it was anticipated that the demonstrator plant would yield good part-load performance since the COP would not fall as the pressure ratio was reduced. Also, operating at part-load corresponded to lower flow velocities and anticipated improvements in heat exchanger performance. Part-load operation was achieved by reducing the speed of the primary compressor, resulting in a decrease in both pressure and mass flow rate throughout the . Prime mover and primary compressorThe existing diesel engine was judged adequate to power the demonstrator plant. The standard engine was a four cylinder, water cooled diesel engine fitted with a centrifugal clutch and all necessary ancillaries and was controlled by a microprocessor the thermodynamic model, the pressure ratio for the primary compressor was 1,70. The centrifugal compressor required a shaft speed of around 55 000 rev/min. Other alternatives were evaluated for primary compression with the aim of obtaining a suitable device that operated at a lower speed. Other commercially available devices such as Roots blowers and rotary piston blowers were all excluded on the basis of poor one-off gearbox was designed and manufactured as part of the project to step-up the engine shaft speed to around 55 000 rev/min. The gearbox was a two stage, three shaft unit which mounted directly on the end of the diesel engine and was driven through the existing centrifugal . Cold air unitThe secondary compressor and the expansion turbine were mounted on the same shaft in a free rotating unit. The combination of the secondary compressor and the turbine was designated as the ‘Cold Air Unit’ (CAU). While the CAU was mechanically equivalent to a turbocharger, a standard turbocharger would not satisfy the aerodynamic requirements efficiently since the pressure ratios and inlet densities for both the compressor and the turbine were significantly different from any turbocharger installation. Consequently, both the secondary compressor and the turbine stage were specially chosen and developed to deliver suitable turbochargers use plain oil fed journal bearings, which are low-cost, reliable and provide effective damping of shaft vibrations. However, plain bearings dissipate a substantial amount of shaft power through viscous losses in the oil films. A plain bearing arrangement for the CAU was expected to absorb 2–3 kW of mechanical power, which represented around 25% of the anticipated turbine power. Also, the clearances in plain bearings require larger blade tip clearances for both the compressor and the turbine with a consequential efficiency penalty. Given the pressurised inlet to the secondary compressor, the limited thrust capacity of the plain bearing arrangement was also a concern. A CAU utilising high-speed ball bearings, or air bearings, was identified as a preferable arrangement to plain bearings. Benefits would include greatly reduced bearing power losses, reduced turbomachinery tip clearance losses and increased thrust load capacity. However, adequate resources were not available to design a special one-off high speed ball bearing system. Consequently, a standard turbocharger plain bearing system was secondary compressor stage was a standard turbocharger compressor selected for a pressure ratio of 1,264. Secondary compressor and turbine selection were linked because of the requirement to balance power and match the speed. Since most commercial turbines are sized for high temperature (and consequently low density) air at inlet, a special turbine stage was developed for the application. Cost considerations precluded the manufacture of a custom turbine rotor, so a commercially available rotor was used. The standard turbine rotor blade profile was substantially modified and vaned nozzles for turbine inlet were designed to match the modified rotor, in line with previous turbine investigations at QUB (Spence and Artt,). An exhaust diffuser was also incorporated into the turbine stage in order to improve turbine efficiency and to moderate the exhaust noise levels through reduced air velocity. The exhaust diffuser exited into a specially designed exhaust performance of the turbine stage was measured before the unit was incorporated into the complete demonstrator plant. The peak efficiency of the turbine was established at 81%.5. Heat exchangersDue to packaging constraints, the heat exchangers had to be specially designed with careful consideration being given to heat exchanger position and header geometry in an attempt to achieve the best performance from the heat exchangers. Tube and fin aluminium heat exchangers, similar to those used in automotive intercooler applications, were chosen primarily because they could be produced on a ‘one-off’ basis at a reasonable cost. There were other heat exchanger technologies available that would have yielded better performance from the available volume, but high one-off production costs precluded their use in the demonstrator different tube and fin heat exchangers were tested and used to validate a computational model. Once validated, the model was used to assess a wide range of possible heat exchanger configurations that could fit within the Thermo King SL200 chassis. Fitting the proposed heat exchangers within the existing chassis and around the mechanical drive system for the circulation fans, but while still achieving the necessary heat exchanger performance was very challenging. It was clear that potential heat exchanger performance was being sacrificed through the choice of tube and fin construction and by the constraints of the layout of the existing SL200 chassis. The final selection comprised two separate aftercooler units, while the single recuperator was a large, triple pass unit. Based on laboratory tests and the heat exchanger model, the anticipated effectiveness of both the recuperator and aftercooler units was 80%.6. InstrumentationA range of conventional pressure and temperature instrumentation was installed on the air-cycle demonstrator plant. Air temperature and pressure was logged at inlet and outlet from each heat exchanger, compressor and the turbine. The speed of the primary compressor was determined from the speed measurement on the diesel engine control unit, while the cold air unit was equipped with a magnetic speed counter. No air flow measurement was included on the demonstrator plant. Instead, the air flow rate was deduced from the previously obtained turbine performance map using the measurements of turbine pressure ratio and rotational . System testingDuring some preliminary tests a heat load was applied and the functionality of the demonstrator plant was established. Having assessed that it was capable of delivering approximately the required performance, the plant was transported to a Thermo King calorimeter test facility specifically for measuring the performance of transport refrigeration units. The calorimeter was ideally suited for accurately measuring the refrigeration capacity of the air-cycle demonstrator plant. The calorimeter was operated according to standard ARI 1100-2001; the absolute accuracy was better than 200W and all auxiliary instrumentation was calibrated against appropriate performance capacity of transport refrigeration units is generally rated at two operating conditions; 0 and −20 °C, and both at an ambient temperature of +30 °C. Along with the specified operating conditions of 0 and −20 °C, a further part-load condition at −20 °C was assessed. Considering that the air-cycle plant was only intended to demonstrate a concept and that there were concerns about the reliability of the gearbox and the cold air unit thrust bearing, it was decided to operate the plant only as long as was necessary to obtain stabilised measurements at each operating point. The demonstrator plant operated satisfactorily, allowing sufficient measurements to be obtained at each of the three operating conditions. The recorded performance is summarised .In total, the unit operated for approximately 3 h during the course of the various tests. While the demonstrator plant operated adequately to allow measurements, some smoke from the oil system breather suggested that the thrust bearing of the CAU was heavily overloaded and would fail, as had been anticipated at the design stage. Testing was concluded in case the bearing failed completely causing the destruction of the entire CAU. There was no evidence of any gearbox deterioration during . Discussion of measured performanceFrom the calorimeter performance measurements, the primary objective of the project had been achieved. A unique air-cycle refrigeration system had been developed within the same physical envelope as the existing Thermo King SL200 refrigeration unit, w
唉,这位老兄要求还真不少啊.有这个空的话,自己去找了
你是学建筑环境也设备工程的不
幼儿语言表达方法研究论文开题报告范文
下面是我整理的幼儿语言表达方法研究论文开题报告范文，希望对大家有所帮助。
课题"幼儿语言表达方法研究"是我在真实、客观、科学基础上提出的。相信经过我的努力实践，一定能取得满意的成果，下面就本课题的研究背景、目标、意义及各项实施办法做一汇报。
一、有关概念、研究背景及研究意义
语言，是人类社会交往与思维最主要的工具。儿童获得了语言，就意味着他们开始学会运用语言来表达自己的情感和喜恶，来认知和探索周边的世界，来和他人沟通。幼儿学习语言始于表达自己的感受，幼儿的语言表达能力是人际交往的核心能力。良好的语言表达方法可以使幼儿清楚地表达自己的感受和需要，有效地与他人交流沟通。
3岁幼儿具有惊人的语言接受能力，由于他们已掌握了一些基本的句子，语言的积极性高，喜欢听成人给他们讲故事，乐于和成人交谈，对成人有较强的依恋感情。但幼儿的儿童发音器官尚未得到充分的发育，所以有些发音不清楚或发出错误的声音。随着幼儿的生活经历日渐丰富，交往面日渐扩大，他们想说的也就越来越多，但他们掌握的词汇和语句还很有限、较贫乏，所以，幼儿的语言表达方法是尤为重要的。
研究背景： 从语言获得规律来说，3-6岁幼儿正处于学习使用语言的最佳期，应该抓住这一语言发展的黄金时期，创设语言发展的适宜环境，提供语言发展的良好策略，促进幼儿语言的发展。孩子只有真正学会了正确的语言表达方法，才能把自己想要说的用正确的语句表达出来，才能自由地和人交往，同时也才能更好的接受成人传授的知识和经验。一个人的道德修养、文化水平往往可以从他的语言表达、用词、语调口气中看出。新《纲要》明确要求"要创造一个自由、宽松的语言交往环境，支持、鼓励、吸引幼儿与教师、同伴或其他人交谈，体验语言交流的乐趣。"本课题是从幼儿认知和生活经验出发，通过老师的合理组织和引导，让幼儿在养成良好语言表达能力的基础上，加以组织规范幼儿语言的表达方法。通过本课题的研究，旨在引导幼儿对日常生活中语言表达给予正确的引导。
研究意义：《幼儿园教育指导纲要》明确提出了："鼓励幼儿大胆清楚表达自己的想法和感受，尝试说明、描述简单的事物和过程，发展语言表达方法。幼儿期是幼儿语言发展的关键时期，幼儿语言表达方法是幼儿教育工作者关注的问题，从创设宽松的语言环境、丰富幼儿生活的内容、培养良好的语言习惯，让幼儿想说、敢说、多说，对幼儿语言表达能力的发展有很大的作用。
二、课题研究的目标、内容
(一)、研究目标
通过本次研究，提升幼儿语言表达的能力，解决幼儿在日常生活中的不敢说与不想说，关注各个层面语言表达能力的幼儿，是每个幼儿都能做到想说、敢说和喜欢说。
(二)、研究内容
1、培养幼儿正确的发音。
正确的发音，是语言交往的基础。只有发准了音，幼儿才能更好的表达自己的意思。有些幼儿不开口表达，最是遇到翘舌音的时候，他们就更不愿意开口说话，只是摇头点头示意。所以我们家长老师共同合作，一块帮助幼儿解决发音问题。
2、在一日常规活动中，有意识的引导幼儿，让幼儿表达自己的思想感情。
幼儿在日长生活中积累了一些简单的词语和句子，在一日常规活动中老师有意识的引导幼儿多表达，幼儿们在一起时，可以引导他们相互攀谈一些他们感兴趣的话题。如在户外活动的时候，让小朋友们一起玩耍时聊天，在课堂活动中老师积极引导幼儿参与活动。这些活动都有助于培养幼儿的语言表达能力。
3、组织各种活动，促使幼儿应用自己的语言能力。
我常常找出一写简单有意思的词语，让幼儿来说，如"西红柿",我爱吃西红柿;西红柿吃了我们可以变漂亮;西红柿里面营养很丰富等等。给幼儿讲故事，听儿歌，孩子们的兴趣都很高。有的幼儿甚至自己要求单独表演呢!由此，大大的'提高了幼儿的语言应用能力。
4、指导幼儿看图讲话。
幼儿虽然看不懂书上的字，但幼儿能看懂图片，而且幼儿的想象力非常的丰富，我经常拿一些图片让幼儿观看，看后引导幼儿张嘴说一说，问他们看到了什么?想到了什么?幼儿有时候说的特别的好，这样不仅提高了幼儿的语言能力，也提高了幼儿的想象力。
5、游戏活动刺激幼儿语言的表达。
三、课题研究的主要方法
引导法：积极引导幼儿主动表达，提一些幼儿感兴趣的话题，展示能吸引幼儿好奇心的事物，引导幼儿张嘴和其他幼儿一起说。
示范法：榜样的力量是无穷的，教师以身作则给幼儿示范，班级口语表达优秀的幼儿均可做榜样，这样就可以带动其他不善于表达的幼儿像榜样学习，提高自己的表达能力。
合作法：针对幼儿语言能力的现状，家长与教师要及时的沟通与合作，相互给予必要的意见或建议。让孩子在日常生活中能做到想说、敢说和喜欢说，很好的表达自己，提高幼儿的语言能力。
提问法：有效性提问幼儿在幼儿园语言活动中实效性，并不断总结经验，提升成为理论，写出经验总结性的研究报告。
四、课题研究的实施步骤
1、研究准备阶段(—)
(1)、确定课题研究对象，对幼儿语言表达进行调查了解，统计并分析原因，研究对象为店头镇中心幼儿园中班(天空班25名、海洋班25名、森林班25名)幼儿。
(2)、制订课题工作计划。
2、研究试验阶段(—)
(1)学习《3——6岁儿童学习与发展指南》语言领域、《幼儿教师在语言教学活动中有效提问的研究》等理论知识。收集资料，并整理分析，定期开展语言活动。
(2)围绕课题计划、目标，从集体教学活动到日常生活活动，从游戏活动到社会实践，从幼儿园到家庭，按照幼儿的年龄特点全面实施课题的研究。
(3)分析、讨论、修改课题方案。
3、研究总结阶段(—)
(1)、采用了观察法、对比法、记录法，对幼儿在日常的学习活动中，语言表达交流进行对比，并进行分析。
(2)、收集、整理课题研究的经验资料，撰写结题报告。
五、课题研究的可行性分析
店头镇中心幼儿园虽然成立短短的三年时间，但在县教育部门的大力支持领导下，我园各方面都取得了较大成绩。
在课题开展前，我做了大量的前期准备工作。如：调查大中小班幼儿的语言表达现状，写出记录;搜集相关资料，了解如何才能正确的引导幼儿善于语言表达，促进幼儿语言表达方法，写出课题方案;认真阅读、了解相关书籍幼儿语言表达法的书籍，网络资料查询等，从多方面、多角度了解幼儿幼儿语言表达方法的重要性。
六、预期研究成果
1.关幼儿语言表达方法的实践研究报告。
2.教师在课题中的观察指导及成长发展。
3.与课题有关的论文发表。
4.课题研究的实验报告和工作报告。
七、课题研究中注意的问题
1、以身作则，加强教育理论知识和教育新观念的学习。
2、收集实验的成果和体会，以保证课题研究获得良好的结果。
3、本课题必须是真实、客观、科学的调查研究，合理运用引导法、示范法、合作法和记录法等进行研究。
应用语言学的理论及研究现状论文
应用语言学在语言学研究的范畴之内，目前已经成为语言学的最大组成部分之一。下面是我收集整理的应用语言学的理论及研究现状论文，希望对您有所帮助！
摘要： 应用语言学是与英语教学息息相关的交叉学科，是近些年才出现的新兴学科，在英语教学体系不断优化的过程中，应用语言学对其起着巨大的推动作用。应用语言学提高英语教学时效性和教学质量，有助于完善和改进英语教学系统。本文将以应用语言学作为研究对象，在分析和简述应用语言学的基础上，着重强调探究应用语言学对英语教学的指导作用和积极影响，以帮助教育工作者认识到应用语言学对英语教学的重要意义，为英语教学现代化改革提供有力帮助和有效途径。
关键词： 应用语言学 英语教学改革 有效途径
应用语言学在语言学研究的范畴之内，目前已经成为语言学的最大组成部分之一。应用语言学是指运用语言学理论知识处理具体的实际问题。学习语言的最终目标是运用语言维持人际关系，提高自身的交际能力，然而，语言的基础性知识并不是交际能力好坏的仅有决定性评判依据，交际能力的好坏更依赖于人们对语言技巧使用的熟练度，换言之，语言知识是语言学的基础，技巧是语言学的媒介，而最终的目标是提高自身的交际能力。所以，学生在掌握一定语言学知识的同时还应当加强语言使用能力的培训力度，主要强调听、读、写、练等方面的技能训练。尽管英语教学在国内的推广范围已经很大，但从目前的教学情况上来看，大部分学生的英语水平都不高，基本都属于“哑巴英语”，而应用语言学在英语教学中的有效应用，可以改善这一英语学习现状，激发学生的英语学习兴趣，提高自身的学习能力，对英语教学的顺利进行有着不可替代的实践意义。
1应用语言学的理论及研究现状
应用语言学的理论
最近这些年，教学专家们以应用语言学作为研究对象和教学依据，对其进行多方面的强化和发展，其中主要包括：行为主义、内心主义、对照分析、错误分析以及实践分析等方面的理论研究。应用语言学对英语教学的指导是以理论原则为基础，而教学结果的成败是由应用语言学是否正确的对其进行指导。应用语言学作为实践要求较高的学科，其理论知识的积累固然重要，但若只关注理论知识的学习，没有与实践性活动相结合，就不能够发挥出应用语言学的真正指导作用。尽管我国目前的应用语言学理论体系还不够健全，关于理论知识的理解也不尽相同，但是这也正为应用语言学研究带来前所未有的发展机遇。
当前应用语言学的研究现状
相对与发达国家而言，我国对应用语言学的研究起步较晚，而国内最先对其进行研究的是广东外贸大学。最近这些年，教育工作者们又加大了对应用语言学的研究力度，扩大了其研究范围，使应用语言学的研究内容更加丰富。
2应用语言学与英语教学间的关系
从学生角度出发，明确教学方法
学习语言的第一任务就是口语的练习，而口语是在学好书面语的'前提下慢慢发展起来的。英语教学中的语言学应用方法比较独特，就是确定口语和书面语两者之间的比例。从我国目前的英语教学内容来看，主要分基础和加强两部分，基础是指听说读写，加强是指英语翻译。其中听说读写之间属于协调关系，都是互相扶持的，但同时又有自身的特色和难点，需要不同的教学手段和教学方式来实施教学。在进行英语课程设置时，一定要明确教学的最终目的和根本任务，再按照一定比例安排课时。例如，实时翻译与文学翻译的培养目标就同，所以对课时设置的要求也就不同，换句话说，对应用语言学的教学应当从学生角度出发，明确教学目的，进而加强英语教学的灵活性。
透过学生错误，明确学生不足
对比西方国家的应用语言学教育，我国对其在英语教学中的运用主要存在两点问题，第一，过去强调语法运用方式，忽略语言的情感表达。教师在进行英语授课时，过于注重学生对语法、发音、理解和整理语句的能力，从而忽视了对学生英语情感表现力的教育，特别是在高中的英语教学中，这种现象尤为突出。英语教师在对课文进行分析和讲解时，对语法使用和句子结构组成进行过去的分析，在很大程度上减弱了教学效果，使学生忽略了英语运用的实际环境，只注重语法使用的正确性以及意思表达的完整性。第二，当英语教学发现学生在英语学习过程中的错误时，有立刻纠正的习惯，不会进行深入的观察和分析，而事实上，教师应当针对学生所犯的错误进行分析和研究，最终明确学生学习方式中存在的不足，有针对性的对其进行处理和完善。
3整合应用语言学与高校英语教学改革
基于应用语言学理论的英语教学方法设计
（1）规划英语学习方案。我国英语教学基本上都在课堂内完成，而课堂时间有限，因此，为了强国英语课堂学习的学习效果，学生就应当针对英语的整个学习过程进行方案规划，在对英语教学内容进行分类和整理的基础上，对学习任务进行划分，将其分割成课内任务和课外任务两部门。教师通过对考试任务和教学目标的确认，对学生进行全面的指导和教育，确保英语教学质量以及应用语言学在英语教学中的运用效果，优化英语教学体系。
（2）组织和开展英语实践性教学活动。有很强的英语交际能力和应用能力是所有英语学习者的共同目标。应用语言学中有一个原则就是以学生的具体需求为基础，制定相关的教学方案。例如，学生的英语基础知识掌握程度不佳，就应当对其强化口语的培训力度，使学生养成“口说英语”的习惯。另外，实现应用语言学的有效教学还可以通过广播、报刊等多媒体形式，提高学生的英语学习兴趣，鼓励他们多参加英语实践活动，为学生创造良好的英语学习氛围，进一步提高学生英语技巧应用能力。
应用语言学指导英语教学改革的有效途径
（1）应用语言学对英语教学有指导作用。加强应用语言学的学习可以有效的指导英语教学，深化英语教育改革和创新。英语教育改革的顺利开展同全体教育工作者的积极参与和共同努力是密不可分的。在英语教学改革过程总，所有的英语教师都应当不断加大应用语言学的学习和研究力度，积极有效的将应用语言学融入到英语教学的过程中去，然后在此基础上，加大对其理论知识的探究力度，总结英语教学经验，并完善应用语言学教学体系。
（2）激发英语教师在教学改革中的巨大潜能。激发英语教师在教学改革中的巨大潜能，使其推动英语教学改革的现代化进程。要想应用语言学发挥出巨大作用就必须加大对其的研究力度，组织讨论小组，使所有的英语教师都在熟知应用语言学知识的基础上，进行英语教学的研究工作，使其适应英语教学的未来发展。在英语教学改革过程中，英语教师的作用是不容忽视的，激发英语教师的巨大潜能不但是现代化教学对英语教师的基本要求，同时也是英语教师提高自身综合素养和英语能力的重要前提。英语教师作为教学活动的指导者、组织者和规划者，对应用语言学在英语教学中的运用起着非常重要的推动作用，一方面可以在课堂上强化学生的英语学习能力，另一方面可以将学生作为研究主体切实做到理论和实践的协调工作，使应用语言学发展更好的适应时代要求。
（3）加大对英语说、写能力的培养力度。英语说、写能力的培养与应用语言学的学习密切相关，也是英语教学必不可少的环节之一。随着我国现代化进程的不断加快，国际交流机会越来越多，以往的应试教育已经不能够适应英语教学的发展要求了，因此，英语说、写能力的培养和加强是提高学生英语交流能力的有效保障，可以为社会培养更多的国际型交际人才。为了更好的满足社会需求，教师在教学过程中必须加大对学生英语交流能力的培养力度。
（4）结合具体的教学现状进行英语教学改革。英语教学改革涉及的范围比较广，在具体的实施过程中，英语教师应当结合具体的教学现状进行英语教育改革，强调对学生学习态度和探究态度的培养。另外，高等院校还应当着重强调对学生创意意识和实践能力的培养，提高学生的英语应用能力，使他们更好的适应社会发展。
总而言之，应用语言学与高校英语教学是息息相关的。在英语教学改革中，应用语言学是一项巨大的系统性研究工程，具有复杂、灵活等特点，因此，高等院校在进行英语教学时，必须结合具体的教学情况，只有这样才能发挥应用语言学的潜在力量，提高英语教学水平。
参考文献 ：
［1］周慧慧.应用语言学与外语教学［J］．辽宁行政学院学报，2011
［2］李素素.浅谈应用语言学对英语教育的意义［J］．玉溪师范学院学报，2010．
［3］房明远.外语教学中应用语言学的应用［J］．教改聚焦，2012
暖通专业的核心期刊有——《暖通空调》《太阳能学报》《建筑科学》《流体机械》《制冷学报》《土木建筑与环境工程》等等；其他一般的期刊就比较多了像《制冷与空调》（北京的，四川的）《建筑热能通风空调》《建筑节能》《节能技术》《供热与制冷》《山西建筑》等等；还有一类就是一些名校的学报（不在列举），也是值得参考的！！
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暖通空调就很好啊，他的增刊很好，制冷与空调也行，得看自己侧重的行业
对这类核心不太了解，只能发表些普通刊物什么的，呵呵。
浅析通风与空调工程的系统调试研究论文
摘要： 通风与空调工程的系统调试是通风与空调工程施工的一个重要组成部分，是对施工质量进行全面复查的过程，文章主要探讨了通风空调工程的调试与验收阶段控制要点以及相关调试工作施工技术要点。
关键词： 通风与空调 系统调试 要点
引言：
我国的通风空调工程在系统调试上存在不少问题，基本上处于初级水平，相关方面不是很规范，不少施工企业没有专业的调试技术人员和相应的测试仪器，对施工的工程常不进行完整的系统调试。
一、通风空调工程的调试与验收阶段控制要点
现场施工竣工后，应对后期质量做好控制。首先，要对各类风阀，送、回风口等编号标记齐全确保无误；其次，在对通风机进行单机调试前，为了防止设备长时间未受电，电源线受潮等影响绝缘电阻，应先对绝缘电阻进行测试；然后，在对空气处理设备单机调试前，为避免影响箱体的风量，应对箱体的过滤网进行清洁；最后，通风空调系统进行系统调试前，要由比较专业的技术人员对设备进行调试，以确保设备正常稳定的工作。
在通风与空调工程安装完毕，应认真编制好系统测定和调试方案，系统调试包括：系统无生产负荷的联合试运转及调试，设备单机试运转及调试。针对如温度，排风、噪音、系统联动测试等，要有比较周全先进的技术方案。在调试前，要检查系统阀门，风口，管道等位置安装是否正确与设计图纸相吻合。
二、设备单机试运转及调试
系统调试首先应进行设备单机试运转调试，对照设备样本和技术说明书，查看设备运转的平稳性以及转向、噪声和有无异响、碰撞、磨损、温升等不正常现象。
1.通风机、空调机组中风机试运转调试
①叶轮旋转方向正确、运转平稳、无异常振动与声响，其电动机运行功率应符合设备技术文件的规定；
②能否在额定电压下启动，且在额定转速下连续运转2h后，滑动轴承外壳最高温度不得超过70℃；滚动轴承不得超过80℃；
③风机、空调机组减震措施是否满足设备减震需要。
2.水泵试运转调试
①叶轮旋转方向正确，无异常振动和声响，紧固连接部位无松动，其电机运行功率应符合设备技术文件的规定；
②水泵的减震设施效果是否满足减震要求；③水泵进出水口管道支架是否牢固可靠；
④水泵连续运转2h后，滑动轴承外壳最高温度不得超过70℃，滚动轴承不得超过75℃。
3.冷却塔调试
①本体应稳固、无异常振动，其噪音应符合设备技术文件的规定；②冷却塔风机叶轮旋转方向应正确、运行平稳、无异常震动与声响，运行时间应不少于2h；
③检查底盘密封处是否有漏水现象，有无明显的漂水、溢水现象；④冷却塔补水阀运行是否准确有效。
4.制冷机组、空调机组及风机盘管试运行调试
①制冷机组、单元式空调机组应符合设备技术文件和现行国家标准的有关规定，正常运转不少于8h；②制冷机组调试应由专业厂家派专业技术人员到现场调试，安装单位应做好配合工作，保证电源电压及各继电保护器的整定值正确，供水系统通畅，排水系统顺畅；③风机盘管应进行三速送风调试，检查是否运行正确、有无摩擦和异常声响。
5.其他要求
①设备单机试运转应先点动，在额定电压下启动，稳定运行3～5min，切断电源，停止运转，反复进行3次以上，再按规范要求进行单机运转；②设备单机试运转应及时做好记录，每台设备应做一张记录单，记录数据应真实、签字应齐全。
三、无生产负荷联合试运转及调试
系统无生产负荷联合试运转及调试，应在设备单机试运转合格后进行。风管系统、空调水系统、监测与控制系统以及供能系统等应满足调试使用要求。
1.系统风量的测定及调整
①通风机风量、风压及转速测定，数值应符合设计要求，且风机前后的风量之差不应大于5%；
②系统及风口风量测定：按照设计要求首先调整送、回，干、支风管及风口的风量，确保系统平衡，然后调整送风机风量，使其满足系统风量的要求；
③测定系统总风量、风压及风机转数，将实测总风量与设计值进行对比，偏差不应大于10%；
④各风口风量实测值与设计值偏差不应大于15%；
⑤风量的测定，可以采用热球风速仪或风罩式风量测试仪进行测量。采用热球风速仪测量时，将探头贴近风口并垂直风速，采用定点测量法可测得平均风速；⑥风口风量的调整与平衡一般应采取基准风口法和流量等比分配法。
2.空调水系统流量的测定及调整
①主干管道上设有流量计的水系统，可直接读取冷热水的.总流量；
②采用便携式超声波流量计测定水流量时，应按照仪器要求选择前后距离阀门或弯头的尺寸满足要求的直管段；③空调机组水流量与设计流量的偏差不应大于20%；冷热水及冷却水系统总流量与设计流量的偏差不应大于10%；④多台冷却塔并联运行时，各冷却塔的进、出水量应达到均衡一致。
3.室内空气参数的测定和调整
①空调房间的干、湿球温度的测定，通常可以采用通风干湿球温度计测定；
②室内噪声的测定，一般采用声级计，并以声压级A档为准；
③房间之间静压的测定。上述内容按照规范要求进行，测定数据应符合设计要求。
4.防排烟系统的测定和调整
①机械正压送风系统测试与调整，前室、楼梯间、避难层的预压值应符合设计要求，走廊、前室、楼梯间的压力分布符合递增分布，压差符合规范要求；②走廊（道）排烟系统、中庭排烟系统、地下车库排烟系统、设备用房排烟系统以及厨房餐饮区排烟系统等，应符合设计要求。
5.监测与控制系统的测定与调整
①系统联动试运转中，设备及主要部件的联动必须符合设计要求；
②满足建筑设备自动化系统对被测定参数进行检测和控制要求，动作协调、正确，无异常现象；
③系统各环节调试工作正常后，应恢复执行机构和调节机构的联系与复位；④联动调试按照先手动再自动的方式进行调试。
四、综合效能试验
空调系统综合效能测定是在无生产负荷联合试运转及调试合格后，测定系统联动运行的综合指标是否满足设计与生产工艺要求，如果达不到规定要求时，应在测定中进一步调整。
①空调系统带生产负荷的综合效能试验的测定与调整，应由建设单位负责，施工和设计单位配合进行；
②空调系统带冷、热源的正常联合试运转应大于8h；
③当竣工季节条件与设计条件相差较大时，仅做不带冷、热源的试运转；
④通风系统的连续试运转应大于2h；
⑤对气流组织有特殊要求的区域，应做气流组织的测定。
五、调试常见的问题
通风与空调系统在调试前，由工程技术人员针对可能出现的常见问题进行归纳总结并给有关调试人员进行技术交底，尽量做到遇到问题不紧张，从容应对，提前采取有效措施进行技术风险管控，确保调试工作安全、顺利、有序进展。
六、结语
总之，通风与空调系统调试是一项综合的工作，调试内容涉及专业比较多，参与单位多，系统复杂，综合协调难度大，需要在调试前对设计图纸、设备技术参数全面了解掌握，编制相应的调试方案，明确调试工艺、质量标准、调试常见的问题及处理措施，来指导调试工作。系统调试要通过单机试运转、无生产负荷联合试运转以及综合效能调试三个阶段进行，最终，通过调试达到设计要求，满足用户需要。
随着经济的迅速发展，能源和环境问题日益尖锐。在特别炎热的夏天，我们都切身地体会到了电力的紧张。可以预见，这种状况在今后还会出现，并且会日趋严重。一、暖通空调领域节能的重要性和可行性随着社会的发展，建筑能耗在总能耗中所占的比例越来越大，在发达国家已达到40%，据统计在湖南省也达到。在城市远高于这个比例。而在建筑能耗里，用于暖通空调的能耗又占建筑能耗的30%-50%，且在逐年上升。随着人均建筑面积的不断增大，暖通空调系统的广泛应用，用于暖通空调系统的能耗将进一步增大。这势必会使能源供求矛盾的进一步激化。另一方面，现有的暖通空调系统所使用的能源基本上是高品位的不可再生能源，其中电能占了绝对比例。对这些能源的大量使用，使得地球资源日益匮乏，同时也带来严重的环境问题，如在我国的一些地区酸雨、飘尘问题呈日益严重之势，对生态环境和可持续发展带来了很大影响。以湖南长沙地区为例，2003年夏季电力系统最大负荷大约为160万千瓦，据有关部门推算，其中空调系统的负荷就占了约60万千瓦。在最热的夏天，如果对暖通空调系统采取节能措施，不仅可以大大缓解电力紧张状况，同时对于降低不可再生能源的消耗、保护生态环境、维持可持续发展、振兴湖南经济等都有着重要的意义。根据暖通空调行业的研究成果，现有空调系统的能耗是惊人的，如果采用节能技术，现有空调系统节能20%-50%完全可能。显然，如果对长沙地区的空调系统和建筑系统采用节能措施，那么即使遇到今夏那样的炎热天气，长沙也不会超过现有电力系统峰值而停电了。二、暖通空调领域节能的途径与方法科学技术的不断进步，使暖通空调领域新的技术不断出现，我们可以通过多种方法实现暖通空调系统的节能。1、精心设计暖通空调系统，使其在高效经济的状况下运行暖通空调系统特别是中央空调系统是一个庞大复杂的系统，系统设计的优劣直接影响到系统的使用性能。例如系统往往都是按最大负荷设计的，而实际运行基本上是在部分负荷下运行，如果系统各部分的设计不能满足部分负荷运行的要求，那系统的能耗是很大的。又如新风系统的设计，系统应该能随着室外气象参数的变化改变新风量，以最大限度地缩短主机的开启时间。可以说空调系统的设计对系统的节能起着重要的作用。2、改善建筑维护结构的保温性能，减少冷热损失我们知道对于暖通空调系统而言，通过维护结构的空调负荷占有很大比例，而维护结构的保温性能决定维护结构综合传热系数的大小，亦即决定通过维护结构的空调负荷的大小。所以在国家出台的建筑节能设计规范和标准中，首先要求的就是提高维护结构的保温隔热性能。3、提高系统控制水平，调整室内热湿环境参数，尽可能降低空调系统能耗空调系统特别是舒适性空调系统对人体的作用是通过空气温度、湿度、风速、环境平均辐射温度进行的，人体对环境的冷热感觉是这些环境因素综合作用的结果。以往的空调控制方式仅仅是测控空气的温度湿度，甚至仅空气温度。显然是不全面的，势必带来许多问题，如空调系统对人体的作用不直接、当环境变化时对环境的调控不迅速、人体感到不舒适、空调系统的这种调控方式不节能。热湿环境研究成果的应用，为我们采用新的控制方式方法提供了理论基础。如果采用舒适性评价指标即体感指标作为空调系统的调控参数，如采用PMV或SET*指标对空调系统进行调控，不仅可以解决传统控制方法存在的弊病，而且可以实现大幅度的节能，据我们的初步研究表明，采用这种控制方法可使空调系统在人体舒适的条件下节能30%左右。4、采用新型节能舒适健康的空调方式如上所述，影响人体热舒适性的环境参数众多，不同的环境参数组合可以得到相同的热舒适性效果，但不同的热湿环境参数组合空调系统的能耗是不相同 的。例如在冬季，如果我们采用传统的空调方式，把整个室内的空气加热，通过空气实现人体与环境的热湿交换，就需要较高的空气温度，此时通过维护结构的热损失和加热新风的热损失都比较大。如果我们根据热湿环境的研究成果，改变传统的空调方式，增加辐射热（如低温地板辐射采暖），此时所需要的空气温度降显著下降，一般可达到12~14度，而传统方式一般在18~20度，显然后者比前者具有显著的节能效果。在夏季也有类似的结果。5、推广应用使用可再生能源或低品位能源的空调系统随着空调系统的广泛应用，空调对不可再生能源的消耗将大幅度上升，同时对生态环境的破坏也在日趋加剧。如何利用可再生能源及低品位能源已经成了该领域重要的研究课题。地源热泵空调系统就是在这种形势下发展起来的，它利源地下恒温层土壤热显著提高空调系统的COP值，使得同等制热（或制冷）量下的系统能耗大幅度下降。另外，利用太阳能供热或制冷技术也在开发研究着。6、开展冷热回收利用的研究运用工作，实现能源的最大限度利用目前许多空调系统冷热回收利用研究也在蓬勃开展，如空调系统排风的全热回收器，夏季利用冷凝热的卫生热水供应等，都是对系统冷热的回收利用，显著提高了空调系统能源利用率。三、存在的问题与对策要实现空调系统的节能降耗，已经具备了许多成熟的条件，但同时也存在许多问题有待于解决：1、暖通空调系统的设计管理问题如前所述，空调系统的设计对空调系统的节能性有着重要的影响。然而在实际中往往得不到一些设计部门和设计人员的足够重视，使得设计建造的系统不仅初投资大，运行能耗也相当惊人，大大超过了国家标准。据实测，有的公共建筑的空调能耗占建筑总能耗的60%。为此， 我们有必要建议政府有关职能部门加强对暖通空调设计项目的管理，可以委托相关技术部门如学会等对设计图纸文件进行严格审查，对未达到国家有关节能标准的设计严禁施工建造。2、暖通空调系统的运行管理问题除设计外，我们发现运行管理也起着重要的作用。有些单位的空调系统，一年四季只有开机关机和冬夏季转换操作，显然系统达不到相应的节能效果。为此 要求运行管理人员不仅要有强烈的责任心，上岗前还必须要进行系统的培训和考核，对没有达到要求的，应重新培训，考核合格后才能上岗。在调查中我们发现，同样一套系统，管理人员不同，系统的能耗大不相同，有的甚至相差50%以上。3、新型空调方式、控制方法及新的节能技术的开发应用问题如前所述，采用新型空调方式、新的控制方法，不仅能显著提高热舒适性而且可以使系统大幅度节能。在我省对新型空调方式和控制方法的研究可以说在全国都是比较早的，并且已经取得了一些可喜的成果，只要政府部门略加扶持这些成果将很快能得到适用，并形成产业化，对这些项目的实施，将对我省的能源、环境和经济都将起到巨大的推动作用。4、公众对空调系统作用的理解观念问题对于舒适性空调系统，从本专业的角度来讲就是使人体有好的热舒适性。而在社会上我们常常发现一种这样的观念：认为空调在夏季是越冷冬季越热效果越好。这显然与舒适性空调的出发点相违背的。事实上，这样不仅大大增大了空调系统的能耗，同时由于室内外温差的增大，也使人体对不同环境的适应性下降，身体免疫力降低。这些可以通过宣传改变人们的观念。5、使用可再生能源空调系统的开发推广应用问题利用可再生能源的暖通空调系统，如地源热泵空调系统、太阳能制冷、供热系统，不仅有着显著的环境和社会效益，有的还有着显著的经济效益（如地源热泵空调系统），应大力开发推广。当然，和其他任何新技术一样，这些技术也存在着一些问题（如地源热泵系统的地源热提取问题等），也需要进一步研究完善，也需要政府部门的重视和支持。综上所述，暖通空调系统在建筑节能中占据重要的位置，起着重要的作用，节能技术的研究开发和运用是暖通空调系统、建筑系统节能的基础，政府职能部门的重视和支持，则是实现大幅度节能、产生显著的环境和社会效益、推动经济发展的保证。