空调系统的PUE值计算修改版.docx
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空调系统的PUE值计算修改版
第一篇：
空调系统的PUE值计算
空调系统的PUE值计算
中国电子工程设计院钟景华艾默生网络能源有限公司朱利伟曹播
数据中心机房环境对服务器等IT设备正常稳定运行起着决定性作用。
数据中心机房建设的国家标准GB50174-2008《电子信息机房设计规范》对机房开机时的环境的要求：
为使数据中心能达到上述要求，应采用机房专用空调（普通民用空调、商用空调与机房专用空调的差异对比不在本文讨论范围）。
如果数据中心机房环境不能满足以上要求会对服务器等IT设备造成以下影响：
温度无法保持恒定设备突然关机
湿度过高产生有破坏性的静电
洁净度不够-机组内部件过热，腐蚀
一）数据中心热负荷及其计算方法
按照数据中心机房主要热量的来源，分为：
l
设备热负荷（计算机等IT设备热负荷）；l
机房照明热负荷；l
建筑维护结构热负荷；l
补充的新风热负荷；l
人员的散热负荷等。
1、机房热负荷计算方法一：
各系统累加法
（1）设备热负荷：
Q1=P×η1×η2×η3（KW）
Q1：
计算机设备热负荷
P：
机房内各种设备总功耗（KW）
η1：
同时使用系数
η2：
利用系数
η3：
负荷工作均匀系数
通常，η
1、η
2、η3取0.6～0.8之间，考虑制冷量的冗余，通常η1×η2×η3取值为0.8。
（2）机房照明热负荷：
Q2=C×S（KW）
C：
根据国家标准《计算站场地技术要求》要求，机房照度应大于2001x，其功耗大约为20W/M2。
以后的计算中，照明功耗将以20W/M2为依据计算。
S：
机房面积（3）建筑维护结构热负荷
Q3=K×S/1000（KW）
K：
建筑维护结构热负荷系数（50W/m2机房面积）
S：
机房面积（4）人员的散热负荷：
Q4=P×N/1000（KW）
N：
机房常有人员数量
P：
人体发热量，轻体力工作人员热负荷显热与潜热之和，在室温为21℃和24℃时均为130W/人。
（5）新风热负荷计算较为复杂，我们以空调本身的设备余量来平衡，不另外计算。
以上五种热源组成了机房的总热负荷，即机房热负荷Qt=Q1+Q2+Q3+Q4。
由于上述（3）（4）（5）计算复杂，通常是采用工程查表予以确定。
但是因为数据中心的规划与设计阶段，非常难以确定，所以实际在数据中心中通常采用设计估算与事后调整法。
2、机房热负荷计算方法二：
设计估算与事后调整法
数据中心机房主要的热负荷来源于设备的发热量及维护结构的热负荷。
因此，要了解主设备的数量及用电情况以确定机房专用空调的容量及配置。
根据以往经验，除主要的设备热负荷之外的其他负荷，如机房照明负荷、建筑维护结构负荷、补充的新风负荷、人员的散热负荷等，如不具备精确计算的条件，也可根据机房设备功耗及机房面积，按经验进行测算。
采用“功率及面积法”计算机房热负荷。
Qt=Q1+Q2
其中，Qt总制冷量（KW）
Q1室内设备负荷（=设备功率×1.0）
Q2环境热负荷（=0.12～0.18KW/m2×机房面积），南方地区可选0.18，而北方地区通常选择0.12
方法二是对复杂科学计算的工程简化计算方法。
这种计算方法下，通常容易出现计算热量大于实际热量的情况，因为机房专用空调自动控制温度并决定运行时间，所以多余的配置可以作为冗余配置，对机房专用空调的效率与耗电量不大。
本文以方法二推导数据中心机房专用空调配置与能效计算。
二）数据中心机房专用空调配置
设定数据中心的IT类设备为100KW，并且固定不变。
根据上述方法二，还需要确定机房的面积。
再假定数据中心的热负荷密度为平均热负荷密度，即4Kw/机柜。
也就是说平均每个机柜为4kw的热负荷。
数据中心的机柜数量为：
100kw/4kw=25台机柜
按国家标准GB50174-2008《电子信息机房设计规范》有关机柜占地面积计算方法，
取每个机柜的占地面积为中间值4m2/台，那么数据中心的面积为：
25台机柜×4m2/台=100m2
假定环境热负荷系数取0.15KW/m2，则数据中心机房总热负荷为：
Qt=Q1+Q2=100kw+100×0.15=115kw
数据中心送风方式选择：
按国家标准要求，采用地板下送风，机柜按冷热通道布置。
机房专用空调选择：
机房空调通常分为DX（直接制冷）与非直接制冷（包括各类水制冷系统等），先讨论直接制冷系统的机房空调。
不同厂家有不同型号的机房专用空调，以艾默生网络能源有限公司生产的Pex系列机房空调为例，应配置的机房空调为：
两台P2060机房空调，在24℃相对湿度50%工况下，每台制冷量为60.6kw，两台空调的总制冷量为121.2kw，略大于115kw的计算热负荷。
根据国家标准GB50174-2008《电子信息机房设计规范》的数据中心空调配置建议，数据中心通常建议采用N+M（M=1，2，„）配置形式，提供工作可靠性与安全性。
假设本数据中心采用N+1方式配置，即为2+1方式配置3台P2060机房空调，实现两用一备工作。
三）数据中心机房专用空调耗电量与能效计算
机房空调耗电器件有：
l压缩机，也是主要的耗电器件l室内风机，l室外风机l室内加湿器
l再热器，用于过冷状态下加热
l控制与显示部件等，耗电量较少，可忽略不计a，压缩机、室内风机、室外风机的耗电计算
压缩机、蒸发器、膨胀阀、冷凝器组成一个完整的冷热循环系统（空调四部件），其中耗电部分是压缩机、室内风机、室外风机等三个部件。
图：
空调四部件循环
详细计算不同工况下的三个部件的耗电量是困难的，但是在最大制冷量输出下，空调行业有个标准的参数，即能效比。
能效比即一台空调用一千瓦的电能产生多少千瓦的制冷/热量。
分为制冷能效比EER和制热能效比COP。
例如，一台空调的制冷量是4800W，制冷功率是1860W，制冷能效比（EER）是：
4800／1860≈2.6；制热量5500W，制热功率是1800W，制热能效比COP（辅助加热不开）是：
5500／1800≈3.1。
显然，能效比越大，空调效率就越高，空调也就越省电。
目前，我国市场上民用空调平均能效比较低，仅为2.6。
美国现行的空调能效标准规定输出功率介于2300W到4100W，即小1匹到1.5匹的空调，能效比达2.8即为合格品；能效比达3.2即达到能源之星标准；而能效比低于2.8，不准在美国市场销售。
欧洲的能效标准，空调能效水平分为A、B、C、D、E、F、G共7个级别。
其中A级最高，能效比为3.2以上；D级居中，介于2.8～2.6之间；E级以下属于低能效空调。
目前我国绝大多数空调处于欧洲E级水平。
而在日本国内的空调器的能效比现在一般都在4.0～5.0左右。
机房专用空调因为采用专用压缩机，所以能效比都在3.3～3.5之间。
本例中按最大负荷制冷功率115kw，则3台艾默生P2060空调为两用一备，其中备份机在先进的iCom控制模块控制下，只有控制电源工作，能耗很少，忽略不计。
2台P2060空调，总制冷功率为121.2kw，取能效比中间值3.4计算，则四部件电功率为：
P四部件=P制冷/cos=121.2kw/3.4=35.64kw。
b，室内加湿器功率
数据中心机房的环境、建筑条件、密封状态等不同，导致加湿功率不同。
艾默生Pex系列采用远红外加湿器，结构简洁，易于拆卸、清洗和维护。
悬挂在不锈钢加湿水盘上的高强度石英灯管发射出红外光和远红外光，在5～6秒内，使水盘中的水分子吸收辐射能以摆脱水的表面张力，在纯净状态下蒸发，不含任何杂质。
远红外加湿器的应用减少了系统对水质的依赖性，其自动冲洗功能，使水盘更清洁。
图：
远红外加湿器
本例假设一台P2060空调的加湿器即可满足最大负荷下的加湿量，查相关产品手册远红外加湿器功率为9.6kw。
P加湿=9.6kw
c，再热器、控制部件耗电量
再热器的作用是当空调过冷情况下为实现数据中心机房温度稳定，进行电功率加热。
实际运行中，因为艾默生Pex机房空调采用先进的iCom控制器，彻底解决了空调的竞争运行工况，比如一台空调制冷而另外一台空调加热的竞争运行。
仅仅在控制器故障下，再热器才会工作。
因为这是非正常工况，所以再热器的电功率不计入能效模型。
控制部件的耗电量很少，忽略不计。
空调系统总的电功率消耗与能效指标为：
功率：
P空调=P四部件+P加湿=35.64+9.6=45.24kw
能效指标：
PUE空调因子=45.24/100=0.452
至此，数据中心的PUE为：
PUE=1+PUE供电因子+PUE空调因子=1+0.108～0.114+0.452=1.560～1.566显然，一个设计与运营良好的数据中心，在空调系统配置正确，不考虑照明、新风机等设备下，能效比应该是小于1.6。
而实际运行的数据中心，能效比动辄大于2.5，非常耗能、非常浪费，究其原因还是用户不太关注数据中心能效指标。
l数据中心能效指标PUE的进一步研究工作
上述的模型能够清晰定义数据中心的主要耗电环节，为机房节能设计与运营提供了可行的数学模型。
显然，数据中心节能的重点在于空调部分的能效指标，即PUE空调因子。
机房空调的能效指标又与机房的热密度、风道布置、冷热通道、机房建筑热负荷、室外机布置、室内机布置等诸多因素相关，这是本文下一步研究工作需要探讨的。
此外，有关水制冷系统与直接风冷系统DX的争论，也将具体讨论。
空调提供的制冷剂机外循环也是最新的技术，如果能成功产业化，将降低PUE空调因子到0.2左右（一年内平均）。
最后，PUE无论怎样变化，都是大于1的乘数因子。
要做到最佳节能，降低服务器等IT设备的功耗，才是最立竿见影。
比如之前的总耗电量为1.6，当降低服务器设备功耗为0.8的时候，数据中心总功耗立即降低为0.8×1.6=1.28。
IT设备降低了0.2，而耗电量降低了0.32。
这就是乘数因子效应。
第二篇：
制冷空调设计仿真计算系统
制冷空调设计仿真计算系统
作者简介：
制冷工程师，在国内知名企业从事制冷研究工作，对暖通空调、制冷机械、冷库、汽车空调、冷藏车机组、低温冷冻机组有丰富的实际开发经验，在大量的实际开发和实验数据的基础上，结合国内外大量文献，总结了现代制冷设计上的问题和实际过程中的困难，本着节省实验费用和加快产品开发的原则，开发了制冷空调综合设计系统。
经过作者七年的连续开发，现在制冷空调综合设计系统已基本完善，主要包括以下分系统：
一、制冷设计系统
二、汽车空调设计系统
三、冷藏车机组设计系统
四、冷库计算系统
五、暖通空调设计系统
六、暖通造价系统
七、物性参数
八、表冷器计算和负荷计算
九、制冷空调故障查询系统
为了能够分享软件成果，让更多的设计者从繁重的计算过程中解脱出来，现在给大家做一个简单的介绍：
1、综合设计系统
自带浏览器，可以联网和不联网情况下显示公司网站，方便和客户交谈时及时提供公司产品和公司信息。
2、功能菜单介绍
3、制冷设计系统
主要包括：
多种制冷剂循环分析，多种换热器的冷凝和蒸发设计和校核计算，膨胀阀、储液器、制冷剂充灌量、毛细管长度等计算。
计算精度经过实际产品检验，符合工程需要。
包括以下换热器：
管片冷凝器、管带冷凝器、平行流冷凝器、管片蒸发器、管带蒸发器、层叠蒸发器、同轴螺旋波纹管冷凝器、同轴DAE管ABS冷凝器、同轴DAE管ABS蒸发器、内螺纹套管冷凝器、内螺纹套管蒸发器、内螺纹套管水水换热器、干式壳管冷凝器、满液式壳管蒸发器、蒸发式冷凝器。
4、实际仿真应用，模拟丹佛斯涡旋压缩机，膨胀阀和两器的匹配。
包含SM/SZ全系列压缩机和TDEXB系列膨胀阀，制冷剂充灌量和管路。
5、汽车空调系统
主要包含汽车负荷计算，134a制冷剂循环分析，管片、管带、平行流等换热器设计校核计算，膨胀阀和储液罐计算，制冷剂充灌量计算。
6、冷藏车机组设计计算
主要包括，R404A制冷剂循环计算，管片、管带、平行流冷凝器设计校核计算，驾驶室蒸发器、冷藏室蒸发器设计校核计算，一拖二，串并联计算。
7、故障查询系统
主要包含了目前制冷和空调系统的几乎所有的故障，统一数据库，携带方便，可以省去带着很厚的手册。
本系统是作者多年工作经验的总结，同时又参考了大量文献手册和多家公司的服务手册。
包含制冷系统常见故障、螺杆热泵常见故障、离心机常见故障、集中式空调常见故障、风盘常见故障、分体式空调常见故障、氟氨冷库常见故障等。
最终目标是满足制冷空调专业所有维修的需要。
8、房间负荷计算
主要包括：
墙面、屋顶、窗体、户间、门、人体、电器、食物等逐时负荷计算，和全国气象参数。
9、造价系统
主要包括建筑、园林、安装、市政、装修等定额；本系统可以满足建筑上的各种需要，在功能上可以和市面上的商业造价软件媲美，本系统开发的重点是暖通空调工程造价预算，当然也完全满足其他建筑类型的需要。
自建材料和主设备库，以及包含作者实际工程时添加的很多市场价。
一键输出和打印，做到人性化，记忆功能，保证系统非法关闭时，预算数据不丢失。
10、电话查询系统
方便查询和记录你的客户情况，不会因为时间变长，而记不清客户。
11、负荷估算，非常方便快速的计算出空调负荷。
12、洗浴中心，热水池散热量计算，计算大池的补水量。
13、冷库铝排、毛细管网计算
14、表冷器计算，包含了目前市面上的多种形式的表冷器，设计和校核计算，计算参数详细
15、热水加热器计算
16、蒸汽加热器计算
17、制冷剂物性，包含目前市面上的多种制冷剂
18、除湿用盐溶液物性，经过精度校核，方便准确，可以带入系统计算。
19、湿空气物性，可以计算各参数点，以及混合计算。
20、电器运行仿真，可以模拟电气的运行和接线问题。
由于本系统功能太多，设计到制冷暖通空调的各个方面，部件选型以后的菜单内容不再列出，如果你有需要可以看菜单目录，作者注重等价交换原则，如果你有较好的软件，可以相互交换源码，另外，如果你是玩品爱好者，也可以用好玩的玩品交换。
本软件希望和软件高手合作，作者希望能融合到三维设计里面，做成设计计算一体，区别于鸿业、浩辰等暖通软件，作者希望做成工业版，不是工程版。
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第三篇：
汽车空调系统匹配计算
摘要
汽车空调的普及，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。
随着汽车工业的发展和人们物质生活水平的提高，人们对舒适性，可靠性，安全性的要求愈来愈高。
国内近年来，汽车生产厂家越来越多，产量越来越大，大量中高档车需要安装空调。
因此，对汽车空调的研究开发特别重要。
本论文针对吉利LG—1空调系统匹配设计,对普通轿车空调系统的设计开发原理和特点进行了比较系统的阐述.
第一章概论
1.1汽车空调的作用及其发展
汽车工业是我国的支柱产业之一，其发展必然会带动汽车空调产业的发展。
汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性，保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。
就世界上汽车空调技术发展的历史来看，其发展的速度也是惊人的。
1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖和为挡风玻璃除霜的任务。
直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。
1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。
1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调。
1979年，美国和日本共同推出了用微机控制的空调系统，实现了数字显示和最佳控制，标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。
汽车空调技术发展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜（雾），空气净化等。
我国空调产业发长速度虽然较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术与开发、研究并举的阶段。
1.2汽车空调的特点
汽车空调使用的特殊性，决定了它在结构、材料、安装、布置、设计、技术要求等方面与普通空调，如建筑物空调，有着较大的差别：
1）在动力源处理上，车用空调压缩机只能采用开启式的结构型式，这就带来空调系统轴封要求高，制冷剂容易泄漏的问题。
2）作为空调的对象，汽车车室容积狭小，人员密集，其热、湿负荷大，气流分布难以均匀，要求所选配的车用空调机组制冷量要大，能降温迅速。
3）当车用空调装置消耗汽车主发动机的动力时，必须考虑其对汽车动力也操纵性能的影响，也必须考虑车速变化幅度大或变化频繁，给空调系统制冷剂流量控制、制冷量控制、系统设计带来的影响。
4）汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备觉得空间极为有限，不仅对车用空调装置的外形、体积和质量要求较高，而且对其性能和选型也会带来影响。
5）汽车是运动中的物体，对汽车空调系统各组成部件的振动、噪声、安全、可靠等方面的技术要求严格。
6）车用空调装置的结构、外形和布置，必须考虑其对汽车底盘、车身结构件及汽车行驶稳定性、安全性的影响。
第二章课题的目的及现实意义
2.1课题主要目的
本空调系统的国产化开发是按照浙江吉利轿车的要求进行系统仿制，本着通用性和互换性的原则而进行的。
本系统参照于日本威驰轿车空调系统，适用于小型轿车空调系统的研发。
压缩机总成的装配位置与原装系统相同，重新设计压缩机支架及涨紧机构，仍采用V型皮带轮。
风机、干燥器、电磁阀及各部件，位置和型号与威驰轿车原装系统选配相同。
管路走向及固定方式与原装基本相同，对接口尺寸按我公司标准做相应的修改。
第三章吉利LG—1空调系统设计计算
3.1汽车空调的工作原理
汽车空调系统采用的是蒸汽压缩式制冷循环，图3.1为其工作原理图。
图3.1汽车空调系统工作原理
1—压缩机2—排气管3—冷凝器4—风扇
5、7——高压液管6—干燥储液器8—膨胀阀9—低压液管10—蒸发器11—鼓风机12—感温包13—吸气管汽车空调制冷循环主要由下列四个过程组成：
1）．压缩过程,低温抵压的制冷剂气体被压缩机吸入，并压缩成高温高压的制冷剂气体。
该过程的主要作用是压缩增压，以便气体液化。
这一过程是以消耗机械功作为补偿的。
在压缩过程中，制冷剂状态不发生变化，而温度、压力不断上升，形成过热气体。
2）.冷凝过程.制冷剂气体有压缩机排除后进入冷凝器。
此过程的特点是制冷剂的状态发生变化，即压力和温度不变的情况下，由气态逐渐向液态转变。
冷凝后的制冷剂液体呈高温高压状态。
3）.节流膨胀过程,高温高压的制冷剂液体经膨胀阀节流降温降压后进入蒸发器。
该过程的作用是制冷剂降温降压、调节流量、控制制冷能力。
其特点是，制冷剂经膨胀阀时，压力、温度急剧下降，由高温高压液体变成低温低压液体。
4）.蒸发过程,制冷剂液体经膨胀阀降温降压后进入蒸发器，吸热制冷后从蒸发器出口被压缩机吸入。
此过程的特点是制冷剂状态有液态变化成气态，此时压力不变。
节流后，低温低压液态制冷剂在蒸发器中不断吸收气化潜热，既吸收车内的热量又变成低温低压的气体，该气体又被压缩机吸入在进行压缩。
压缩机直接由发动机驱动，制冷剂经压缩机做功后变成高温、高压的蒸汽输出到冷凝器，冷凝器风扇使流经冷凝器的蒸汽温度降低，高温高压蒸汽冷凝成为较高温度的饱和过冷液体，通过高压液管流入干燥储液器，经干燥和过滤后，流过膨胀阀。
通过膨胀阀的节流作用，制冷剂变成湿蒸汽而进入蒸发器，在定压下吸收空气中的热量而气化（从而使流经蒸发器的空气的温度降低成为冷气，并通过鼓风机送入车内，降低车内的空气温度）。
气化后的制冷剂变成低温低压的过热蒸气，其又进入压缩机进行压缩。
此即完成了汽车空调的一个制冷循环。
通过制冷剂这样周而复始地循环，即实现了车厢内制冷的目的。
3.2对微弛空调系统进行数据采集
本系统为仿制系统，外形尺寸于原装系统基本相当。
散热板及翅片示意图，由于为仿制所以测量尺寸不够精准，所以其各部分数据均
需要验算。
1、蒸发器设计
散热板:
宽Wt=58mm，高Ht=2.5mm，铝板厚δt=0.5mm。
可得:
内部流道尺寸hH=Ht—2δt=1mmWh=Wt—2δt=57mm
翅片：
宽度Wf=58mm，高度Hf=8mm，厚δt=0.1mm。
翅片角度αl=36º，间距Lf=2mm。
2、冷凝器设计
冷凝器选用平行流式，散热层多孔扁管和翅片结构尺寸：
翅片宽度16mm，高度8mm，厚度0.135mm，翅片间距1.5mm，百叶窗角度27℃，扁管外壁面高度2mm，宽度16mm，分4个流层，扁管数目依次是14-9-7-5。
取迎面风速4.5m/s。
3．其他部分由于本身没采用进口件，而且对于本公司来说主要是选配。
所以没有仿制微弛。
空调系统设计计算
3.3空调系统热负荷计算
为了消除车室内多余热量以维持温度恒定，所需要向车室内供应的冷量称为冷负荷。
为了消除车室内多余湿量以维持车室内相对湿度恒定，所需除去的湿量称为湿负荷。
汽车空调热湿负荷的计算，是确定送风量和正确选者空调装置的依据。
1．空调系统冷负荷计算
本系统设计主要是估算冷负荷，以便压缩机的选配和两器的设计，本设计中主要是针对压缩机的选配，我们采用较容易确定的太阳辐射热QS和玻璃渗入热QG，他们的总合占系统的70%。
即可得总负荷，为了安全再取k=1.05的修正系数。
轿车一般的工况条件：
冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°,膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc=5°,蒸发器出口制冷剂气体过热度△tsh=5,压缩机吸气温度ts=10°,室外温度ti=35°,室内温度t0=27°,轿车正常行驶速度ve=40km/h,压缩机正常转速n=1800r/min.太阳辐射热的确定
由于太阳照射，汽车车身温度升高，在温差的作用下，热量以导热方式传如车室内，太阳辐射是由直射或散射辐射构成，车体外表面由于太阳辐射而提高了温度，同时向外反射辐射热，因此，车体外表面所受的辐射强度按下式计算：
Q1=（IG+IS-IV）F=（IG+IS）F其中——表面吸收系数，深色车体取=0。
9，浅色车体取=0。
4；IG——太阳直射辐射强度，取IG=1000W/m2IS——太阳散射辐射强度，取IS=40W/m2IV——车体表面反射辐射强度，单位为W/m2F——车体外表面积，单位为m2，实测F=1.2m2可将太阳辐射强度化成相当的温度形式，与室外空气温度叠加在一起，构成太阳辐射表面的综合温度tm。
对车身维护结构由太阳辐射和照射热对流换热两不部分热量组成：
Qt=[a（tm-t0）+（tm-ti）]*F式中:
Qt——太阳辐射及太阳照射得热量，单位为W；
a——室外空气与日照表面对流放热系数，单位为W/m2Ktm——日照表面的综和温度，单位为°C。
K——车体围护结构对室内的传热系数，单位为W/m2K；to——车室外设计温度，取为35°C。
ti——车室内设计温度，取为27°C。
应采用对流换热推测式求解，但是由于车速变化范围大，车身外表面复杂，难以精确计算，一般采用近似计算公式：
=1.163（4+12）
Wc是汽车行驶速度，可以采用40km/h计算：
代入上式得:
a=51.15W/（m2k）
取K=4.8W/（㎡•K）,ε=0.9,I=IG+IS=1040W,因为=所以:
=+由于室内外温差不大
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