冷热水机组范文10篇

冷热水机组范文篇1

在进行一个工程的设计过程中，如果当地气候环境允许，同时经过技术经济分析比较后确定该工程空调冷热源采用风冷热泵机组，那么设计人员应该着手对国内外相关厂家的产品进行分析比较，为用户选择一款较为经济合理的热泵产品。选型的主要内容首先是机组的总体性能分析，它包括热泵机组的制冷量、制热量、COP值、噪声、外形尺寸、运行重量等参数。其次，分析该类热泵的内部配置，它包括压缩机型式、冷凝器结构及布置、热力膨胀阀的配置、蒸发器型式、能量调节方式、融霜方式、安全保护及自动控制项目等等。在进行上述分析比较后我们就可以选择一款较为理想的机组，接下来的工作就是进行设备布置，这过程中我们必须考虑设备之间的合理间距，辅助热源的配置以及多台热泵整体运行噪声对周围环境的影响等。下面就以上几方面的问题分别加以阐述。

风冷热泵的性能分析

风冷热泵的冷热量：这两个参数是决定风冷热泵正常使用的最关键参数，它是指风冷热泵的进风温度、进出水温度在设计工况下时其所具备的制冷量或制热量。它可从有关厂家提供的产品样本中查得。但目前在设计中也发现这样的情况，那就是有的厂商所提供的样本参数并未经过测试而是抄自其它厂家的相关样本。这给设计人员的正确选型带来了一定困难。因此笔者建议在有条件的情况下设计人员可根据有关厂家的风冷热泵所配置的压缩机型号，从压缩机生产厂家处获得该压缩机的变工况性能曲线，根据热泵的设计工况查得该压缩机在热泵设计工况下的制冷量和制热量，从而判断该样本所提供参数的真伪。

风冷热泵的COP值：该值是确定风冷热泵性能好坏的重要参数，其值的高低直接影响到风冷热泵使用中的耗电量，因此，应尽量选择COP值高的机组。目前我国国家标准是COP值为2.57，多数进口或合资品牌的COP在3左右，个别进口品牌的高效型机组其值可达到3.8.

噪声：噪声也是衡量一台风冷热泵机组的重要参数，它直接关系到热泵运行时对周围环境的影响。国内有关专家曾根据工程实测对各类进口热泵的噪声划分为三档，第一档在85dB以上、第二档在75～85dB之间、第三档在75dB以下。我们在进行工程设计选型中应优先选择噪声在80dB以下的机组。

外型尺寸：风冷热泵机组大多布置在室外屋顶，它在进行设备布置时对设备与周围墙面的间距、设备之间的间距都有明确要求，因此我们在进行设备选型时必须考虑所选设备尺寸是否符合设备布置的尺寸要求。在性能相同的前提下应优先选用尺寸较小的机组，以减小设备的占地面积。

运行重量：由于风冷热泵机组大多布置在屋面，因此在选型时必须考虑屋面的承重能力，必要时应与结构专业协商，增强屋面的承重能力。但在设备选型时我们应优先选择运行重量较轻的机组。

风冷热泵的系统分析

所谓风冷热泵的系统分析，就是在风冷热泵的选型过程中除了比较各自的制冷量、制热量、COP值、噪声、运行重量、外形尺寸等参数外，还要对其各自的压缩机型式、冷凝器型式及布置、热力膨胀阀的配置、蒸发器型式、除霜方式、能量调节方式以及热泵系统的自控和安全保护等等加以分析，比较其各自在系统配置方面的优缺点。压缩机的型式：

目前用于风冷热泵的压缩机型式主要有活塞式、涡旋式、螺杆式三种型式。根据热泵工作的特点是运行时间长、压缩比大等情况，笔者认为涡旋式和螺杆式压缩机将成为热泵压缩机的主流。其理由是：

1、涡旋式和螺杆式压缩机较活塞式压缩机具有传动件少，从而使压缩机的磨擦损耗相应减少，整机的效率相应提高。

2、由于热泵机组的压缩比较大，因此对于活塞式压缩机在相同的余隙容积下其容积效率下降，从而造成整机效率的下降。而涡旋式和螺杆式压缩机不存在这方面的问题。

3、用于风冷热泵的压缩机其工作环境较其它在普通空调工况下工作的压缩机要恶劣，每的运行时间也较长，工况变化范围也较大，因此对压缩机的可靠性要求就较高。涡旋式和螺杆式压缩机具有零部件少，结构紧凑的特点，所以尤其适用于热泵机组。

4、目前所采用的风冷热泵机组一般都采用热气除霜的方法来排除冬季供热工况下空气侧换热器上积聚的霜。在除霜开始和结束时，系统要进行反向运行，在原冷凝一方盘管中所积聚的液体制冷剂由于其中压力突然降低为吸汽压力而大量涌向压缩机，造成压缩机的湿冲程，这对于涡旋式和螺杆式压缩机而言并没有什么大问题，而这对于活塞式压缩机来讲极易造成气阀和连杆的损坏。

5、另外就热泵压缩机本身而言涡旋式和半封闭螺杆式比活塞式的噪声要低。

冷凝器的型式与布置

冷凝器所用翅片型式目前主要有开窗片和波纹片两种，开窗片换热效率较高，因此前两年生产的热泵机组中经常得以采用。但由于我国城市大气质量较差，而这类翅片极易积灰，且较难清理，使用时间一长，换热效果大大下降。所以当前热泵用冷凝器多采用波纹片配内螺纹铜管，其具有换热效率较高，不易积灰，风阻小等特点。

冷凝器的翅片间距也很讲究，作为冷凝器使用时以肋化比高、传热系统数大为好，故希望片距小些较好。但当其作为蒸发器使用时，翅片一结霜，使用时的换热效果就会大大降低，因此希望片距大一些；一般片距以3mm为宜。

冷凝器的布置型式同其换热效果和外形尺寸为蒸发器使用时，翅片一结霜，使用时的换热效果就会大大降低，因此希望片距大一些；一般片距以3mm为宜。

冷凝器的布置型式同其换热效果和外形尺寸有着直接的关系。通常热泵的冷凝盘管布置成直型盘管、V型盘管、W型盘管三种型式。但V型盘管间的较大空间内除了轴流风机外并无其它零部件，空间利用率低。直型盘管间虽然集中布置了压缩机、四通阀、蒸发器等系统有关零部件，但由于盘管高度较高，迎风面速不均匀，冷凝器换热效率较低，且气流组织不理想，空气阻力较大。而W型布置克服了上述缺点，不仅可改善气流组织提高换热效率，降低空气阻力，而且由于在同样空间条件下，冷凝盘管传热面积增大，空间利用率较高，从而缩小了机组外形尺寸。

热力膨胀阀配置

现在热泵制冷系统中有采用单膨胀阀和双膨胀阀两种方式，所谓双膨胀阀就是制热工况和制冷工况各采用一只膨胀阀。如果系统采用一只膨胀阀，按标准制冷工况进行选型，由于热泵系统在制热工况下运行时系统的制热量随着环境温度的下降也随之下降。这时膨胀阀的制热能力也会有所下降，但其下降的幅度要小于系统制热能力的下降。这样在制热工况下随着环境温度的下降，对系统而言所配置膨胀阀显得过大。过大的膨胀阀会引起蒸发器供液过多，蒸发压力上升，与室外空气换热量减少，从而导致热泵供热量的减少。

当前许多厂家的热泵机组多采用双膨胀阀型式，制冷膨胀阀按标准制冷工况来选择。制热膨胀阀如若按标准制热工况来选择，那在低温工况下运行时膨胀阀会显得过大，所以根据笔者自己的体会建议制热膨胀阀按环境温度-7℃，热水进口温度40℃，出口温度45℃来选型，按这样条件计算后选定的膨胀阀能在不低于-15℃的环境温度下正常运行。

蒸发器型式

目前在风冷热泵机组中常用的蒸发器主要是板式换热器和干式壳管式换热器。板式换热器多用在小型风冷热泵中，它具有传热效率高、蒸发器不易积油的特点；尤其是新的带有内置式分配装置的板块解决了板片间制冷剂分配均匀性这一关键问题，能在相同的出水温度下提高蒸发温度15～2℃，提高了制冷效率。干式壳管式蒸发器多用在大中型风冷热泵中，目前其传热管已广泛采用高效管，因此换热效率有很大提高。但总的来讲不及板式换热器。而且其回油相对困难，常积存于换热器底部。如在底部设回油管与吸汽管相通，则由于有液体制冷剂带入，导致制冷剂过热度不稳定，影响膨胀阀的工作和系统的制冷量。

轴流风机的配置

轴流风机的配置首先要满足冷凝器（空气侧换热器）的换热要求，根据经验风冷热泵机组所配轴流风机风量与标准制冷量（环境温度35℃，出水温度7℃）之比大约在0.071～0.095/kJ之间，此外还要保证冷凝器迎风面的风速，因为这关系到冬季运行时空气侧换热器的结霜速度，迎风面风速越大冬季运行时越不容易结霜。但风量过大风机的功耗也要增大，同时噪声也要增大，因此一般情况下迎风面风速取3～5m/s.另外，风机配置时还要考虑噪声，目前一般选用大直径、低转速、且叶片扭转角度较小的轴流风机以降低风机噪声。

能量调节方式

目前在风冷热泵机组中常用的能量调节方式有压缩机台数控制、压缩机间隙运行、气缸卸载调节（活塞式）、变频调速（涡旋式）、滑阀无级调节（螺杆式）。从能量调节方式中我们可以看出台数控制、压缩机间隙运行、气缸卸载调节都是属于有级调节，而变频调速和滑阀无级调节属于无级调节。无级调节具有节能、噪声和振动小、起动性能好同时也降低了对供电系统的干扰。从这点也可看出涡旋式和螺杆式压缩机的优热。

除霜方式

各生产厂生产的机组其除霜方法基本相同，大多采用热汽除霜法；所不同是除霜的控制技术。常见的有压差控制法、温差控制法、温度时间控制法，其中以温度时间控制法最为普遍。这种控制技术中除霜参数的设置最为关键。除霜参数包括除霜温度、除霜时间、除霜间隔。除霜温度是由通过位于膨胀阀后的感温元件来感应节流后的液体温度，一般设定值为-5℃，除霜时间隔是计时器控制，一般定为4min.除霜时间也是由计时器控制，一般不超过10min.热泵发温度下降到-5℃，并且距上一次除霜时间间隔够40min，机组就进入除霜模式。如果除霜时间超过1010min而盘管内的液体温度仍未上升到+5℃，机组也要停止化霜恢复制热。

在上述三个参数中除霜时间间隔是直接受环境影响的，但目前多数厂家的除霜时间隔仍采用固定值，这种做法导致在低温高湿地区结霜严重的情况下，由于没有到设定时间而不能进行除霜，从而造成霜层过厚甚至冻结，机组低压保护而停机的现象。这个问题应在机组调试中加以注意。因此笔者建议一方面在热泵的除霜参数设置上应该因地制宜，不能一概而论。另一方面就是前面曾提到的在低温高湿的地区不宜使用热泵机组。

安全保护与控制

目前国内风冷热泵机组的保护与控制多采用计算机控制，其又包括可编程控制和微电脑控制，两者的控制原理大致相同。

一台风冷热泵的安全保护系统至少要包括以下几个方面：

1）吸气压力过低保护

2）排气压力过高保护

3）油压保护

4）冷水温度过低保护

5）水侧换热器断水保护

6）压缩机启动时间间隔保护

7）压缩机内藏电机过热保护

8）电机过载保护

9）电源电压过低保护

10）三相电缺相保护

11）油温控制

风冷热泵控制至少要包括：

1）除霜控制

2）多台压缩机顺序控制

3）能量调节

4）故障停机与显示

5）远程控制接口（用于远程设置运行参数以及控制机组启停、将机组运行参数和故障内容显示于控制终端）

风冷热泵的工程设计

风冷热泵的布置：

风冷热泵冷热水机组在使用中不同程度的都存在这样一种现象，即夏季制冷量不足，冬季制热量不足的现象。造成这种现象的原因是多方面的，这里除了设备本身的因素外也有工程设计中的问题。主要是设备布置不合理造成气流短路，夏季机组高温排风被重新吸入，造成进风温度过高冷凝压力上升，导致机组制冷量下降；冬季正在融霜的机组排出的湿空气被旁边正在供暖的机组吸入造成吸入空气湿度过高，加剧了供暖机组的结霜速度，从而使其融霜时间延长，供暖时间减少，从而使机组的供热量减少。

因此风冷热泵应尽可能布置在室外，进风应通畅，排风不应受到阻挡。避免造成气流短路。如有阻挡物，应符合一定的要求。许多生产等单位提供的设计手册中对机组之间的间距及机组与墙间的距离均有明确要求，大致如下：机组间的距离应保持在2米以上，机组与主体建筑（或高度较高的女儿墙）间的距离应保持在3米以上。另外为避免排风短路在机组上部不应设置挡雨棚之类的遮挡物。如果机组必须布置在室内，应采取提高风机静压的办法，接风管将排风排至室外。排风口的风速要大（7米/秒），使其具有一定的射程，而进风口速度则要小（2米/秒），进排风口垂直高差应尽可能大，以避免气流短路。

辅助热源的配置

风冷热泵冬季的供热量是随室外气温的下降而降低，室外气温每降低1℃，供热量大约降低2%；而随室外气温的下降，室内需热量却需增加，所以应考虑设置辅助热源，辅助热源可以是电锅炉、燃油锅炉、燃气锅炉、汽-水热交换器等等。根据工程经验风冷热泵机组每1RT制冷是配置0.6kW辅助热源是较为稳妥的，这样的配置可以充分保证整幢建筑在冬季的空调效果。当然目前许多工程出于投资的考虑往往不配置辅助热源，这也是许多采用热泵的建筑在冬季空调效果不好的其中一个原因。

影响风冷热泵冬季供热量的主要原因是冬季室外空气的相对湿度，特别是室外空气相对湿度大于75%的地区，风冷热泵的结霜较快；除霜时须停止供热，使机组的总供热量下降，功耗增大。因此笔者建议冬季室外空气相对湿度平均值高于75%的地区不宜使用此类机组。如若有其它原因而必须选用热泵机组的话，应考虑配置辅助热源。

工程的噪声控制

风冷热泵空调工程的噪声控制首先是在设备选型阶段就要优先选择噪声较低的品牌，目前单台风冷热泵的噪声一般在65～85dB之间，每增加一台机组，整体噪声将增加3dB，当一个工程中热泵的台数较多时则噪声就较难控制。因此在选用热泵的工程中机组的台数不宜过多，换句话讲就是热泵不宜在大型空调工程中采用，一般情况一个工程的热泵台数不应超过5台。

另外，在机组的布置中除应考虑排风通畅，避免排风回流以外，在机组的底座及进出水管处必须安装减震装置，隔震效率要满足设计要求。在供冷、供热站内的空调水主干管道要安装有减震的吊架或支架，防止机组和水泵的振动通过管道传到其它地方。

再则，在有条件的情况下机组应尽可能布置在主楼屋面，减小其噪声对主楼本身和周围环境的影响

冷热水机组范文篇2

关键词：最佳充注量储液器实验研究

0前言

风冷冷热水机组的水侧换热器大多选用板式换热器，其具有结构紧凑、体积小、传热系数高等特点。但当机组处于热泵运行时（板式换热器作冷凝器），由于其内容积很小，制冷剂蒸气在其中冷凝后必须及时排出，否则冷凝液会淹没一部分换热面，使换热量减少，影响机组的运行稳定性和性能。所以在使用板式换热器时大都需要配置储液器，用来平衡机组由于工况变化或进行能量调整时相应产生的制冷剂变化量，起到质量流量平衡器的作用。本文主要研究储液器“逆向法”配置，通过理论计算和试验研究来探讨采用该方法的储液器配置问题及制冷剂充注量对系统性能的影响。

1储液器的配置

作者收集了国内外同类机型所采用的各种解决方案，从储液器在制冷和制热运行工况时所处的压力状态来分主要有两种类型，一种是压力恒定的高压储液器，通过采用传统的“四个单向阀法”来实现。另一种是压力交替变化的，在制冷时是低压储液器，在制热时又变成高压储液器，主要有“冷热法”（图1）和“逆向法”（图2）两种实现方法。采用四个单向阀后，可以确保在制冷和制热两种工况时，冷凝液体始终从同一方向进出储液器，然后进膨胀阀节流。这种方法在膨胀阀尚不能实现双向流通的时代，对机组的稳定运行起到了很大的作用。如今随着双向膨胀阀技术的成熟与推广，“冷热法”和“逆向法”得到了愈来愈多的应用。这两种方法的不同之处在于，前者的储液器是波动型的，用于储存工况变化时的那部分制冷剂变化量，结构为只有单管进出罐体，同时引入四通阀至风冷换热器之间的管路，通过其冷、热变化来保证罐内制冷时不储存制冷剂而储存制热时多余的那部分制冷剂，故称之为“冷热法”。后者的储液器则是通过型的，结构为双管进出罐体，只是制冷和制热时制冷剂的流向相反，故称之为“逆向法”。

图1冷热法方案示意图图2逆向法方案示意图

2实验装置与测试

测试机组工况环境通过焓差法实验台外室（配有工况机、电加热器和加湿器）来模拟。在所设计的试验装置中，制冷量（制热量）是通过对水侧换热器进、出口水温的测量以及室外冷却水系统水流量的测量，然后将三者的测量值作计算得到的（进出水焓差乘冷却水流量）。系统中水侧换热器的进、出口都设置了温度传感器，进水管路上设置了涡轮流量计，这些测点的布置为分析系统的热力性能提供具体的实测值。通过冷却水系统中冷却塔和电加热器调节带走测试机组负荷。按照“逆向法”配置的储液器主要用于储存热泵系统由制冷工况转换为制热运行以后所多出的那部分制冷剂，因而在试验时首先测出系统不配置储液器时，制冷和制热运行各自的制冷剂最佳充注量，然后根据这一差值进行储液器的选用和调整，满足系统的性能和可靠性的要求。

3制冷剂充注量的估算

制冷剂在制冷循环中所起的作用是不言而喻的，对制冷剂的研究工作也是大量的，但主要是针对其本身的热力特性和物理化学性质，而对其在系统中应用的一些问题，如对怎样精确计算制冷剂充注量及充注量的变化与系统其他特性之间的定量关系，则相对研究较少。目前制冷剂的充注量主要有，空泡系数法和内容积估算法两种。工程上常用后者，即采用充注量占系统各设备内容积百分比的方法来估算总的制冷剂充注量。M08H系统内容积计算结果如表1和表2所示。

表1制冷装置制冷剂充注量设备名称充注量占设备容积（%）设备名称充注量占设备容积（%）

冷凝器

储液器

中间冷却器

气液分离器

低压循环桶15

70

30

30

30干式蒸发器

湿式蒸发器

冷凝管

液体分管

油分离器40

80

50

100

20

表2M08H系统内容积零部件排气管路风侧换热器阀前管路阀后管路板式换热器吸气管路

内容机（L）0.195.560.330.311.444.67

4试验结果与分析

4.1不设储液器时系统制冷、制热量与充注量的关系

试验时，首先参照估算值以液态方式充注，然后逐步以气态方式添加制冷剂，逐点记录下各稳定点的试验参数，绘出制冷量、能效比随充注量变化的两条主要性能变化曲线，得出共同的最佳点。由图中可以看出，在制冷标准工况运行时，在充注量大致为5.3kg时，机组的制冷量和能效比均处于比较理想的状态。

图3制冷量随充注量变化曲线

图4制冷能效比随充注量变化曲线

在测试制热性能时，由于系统内制冷剂很难定量减少，因而机组首先排尽制冷剂，重新抽真空，再以液态方式充注制冷剂，然后逐步添加气态制冷剂，得出图5、图6两条不设储液器时机组的制热量和能效比随充注量的变化曲线。由图中可以看出，在制热标准工况运行时，在充注量大致为2.5kg时，机组的制热量和能效比均处于比较理想的状态。

图5制热量随充注量变化曲线图6制热能效比随充注量变化曲线

4.2加设储液器时系统制冷、制热量与充注量的关系

图7制冷量随充注量变化关系图8能效比随充注量变化关

图9制热量随充注量变化关系图10能效比随充注量变化关

图7、图8分别为加设储液器后机组的制冷量和能效比随充注量的变化曲线，本文所列出为比较理想的状态。制冷剂充注方法同上,逐点记录下各稳定点的试验参数，绘出制冷量、能效比随充注量变化的两条主要性能变化曲线，得出共同的最佳点。由图中可以看出，在制冷标准工况运行时，在充注量大致为5.5kg时，机组的制冷量和能效比均处于比较理想的状态。

在测试制热性能时，制冷剂充注方法同上,得出图9、图10两条加设储液器后机组的制热量和能效比随充注量的变化曲线。

5结论

（1）无论储液器匹配与否，制冷剂充注量均对系统性能影响很大。

（2）未设置储液器时，制冷和制热运行达到理想制冷量和能效比的制冷剂充注量相差很大，制热运行最佳充注量仅为制冷运行最佳充注量的47.17％。

（2）为解决不同工况运行时，所存在的制冷剂充注量变化的问题，采用“逆向法”是完全可行的方法之一。通过储液器的调整，使充注量同样在5.5kg时，机组在标准工况下的制热量和能效比均处于比较理想的状态。改用电子膨胀阀进行流量快速精确调节，系统性能会进一步提高。

（3）按“逆向法”所设置的储液器必然会产生一定的制冷剂潴留问题。热泵运行时，储液器的储存量可认为是潴留量与原始差值之和。

（4）通过试验与计算分析证明，采用“逆向法”完全可以得到一个经验指导式来确定储液器的容积。

参考文献

1.蒋能照,姚国琦,周启谨,吴兆林编.空调用热泵术及应用［M］.机械工业出版社,1997.

2.王志毅等.风冷热泵空调系统调试中的问题三则.制冷与空调［J］.2002年2月;第2卷第1期.

3.王长庆,龙惟定等.风冷热泵机组的运行与测试分析.上海,制冷技术［J］,2002年第2期

4.王玉贵.中小型空调器最佳充注量的确定.暖通空调［J］,1999年第29卷第1期

冷热水机组范文篇3

关键词：地下水水源热泵节能

武汉香榭里花园位于武汉市汉口香港路中段，是武汉市地税局开发建设的职工自用住宅小区，整个小区占地17亩，东西方向长约140m，南北方向长约100m，临街有幢70年代兴建的8层住宅楼，长度约60m。小区由三幢13层的小高层住宅围合而成，总建筑面积为40856m2,其中1号楼1单元1~7层为办公用房，办公用房建筑面积2856m2。小区建筑高度40M，共有住户188户。

本工程98年开始设计，2000年开始动工兴建，2002年11月竣工投入使用，现已使用一个完整的空调制冷供暖季，使用效果良好，达到了预期的设计目的。

1．设计参数

空调室外设计参数按《采暖通风与空气调节设计规范》（GBJ19-87，2001版）武汉地区气象参数选取，室内设计计算参数按表1选取。根据室内外设计参数，计算出的室内空调冷负荷如下：1号楼（综合楼）空调冷负荷1164.6Kw，热负荷931.7Kw；2号住宅楼空调冷负荷1058.4Kw，热负荷846.8Kw；3号住宅楼空调冷负荷1464Kw，热负荷1171.2Kw。空调总冷负荷3687Kw，热负荷2950Kw。

表1空调室内设计计算参数序号

名称

夏季

冬季

温度（℃）

相对湿度（%）

温度（℃）

相对湿度（%）

1

办公

26

60%

20℃

40%

2

客厅

27

65%

20℃

40%

3

餐厅

27

65%

20℃

40%

4

卧室

26

65%

20℃

40%

2．空调冷热源

该场地位于长江一级堆积阶地中部，地势平坦，地面标高20.5m，根据场地岩土工程勘察报告和武汉地质工程勘察院2001年4月编制的“试验井水文地质报告”可知，场地内赋存丰富的地下承压水，开发利用条件极好，具备使用水源热泵的条件。

2.1场地水文地质条件和主要含水层水文地质参数

场地地层为第四系全新系统冲积层，为一元结构，自上而下分布为：杂填土，深度0~1.6m；淤泥质粘土，深度1.6~14.0m；淤泥质粉砂，深度14.0~17.0m；粉细砂，深度17.0~35.0m；属弱透水层，厚度18m；细砂，深度35.0~40.0m,主要含水层，层厚5m；含砾中粗砂，深度40.0~43.0m，砾径一般为0.5~1.0cm，主要含水层，层厚3m；砂砾石，深度43.0~46.0m，以砾石为主，砾径一般为1.0~5.0cm，最大达12cm，磨园度好，主要含水层，层厚3m；含砾粘土岩，深度46.0~47.0m，砾石大小混杂，以石英岩、石英砂岩为主，次为火遂石、硅质岩，为隔水层。因此，场地含水层总厚度为29m，其中主要含水层厚度为11m，分布在中下部。

2001年4月测得地下静止水位标高为17.8m（从井口标高21.0m算起埋深3.2m），含水层顶板标高3.5m，因此，地下水的类型为承压水，承压水头高度为14.3m。抽水试验系单井抽水试验，当用QJ-5/24型深井潜水泵抽出水量1200m3/d时，5分钟后地下水位基本稳定于标高14.7m处，水位下降值3.1m，水位稳定时间24小时。经过计算，水文地质参数为：渗透系数K值为14.55m/d，影响半径尺值为118.33m。

地下水为无色、无味、无肉眼可见物，实测水温为18.5℃，经水质分析，地下水水化学类型属重碳酸钙型水，PH值为7.2，总矿化度980.75mg/l，总硬度535.12mg/l，属中等矿化极硬水。总铁（Fe）含量为16mg/l，其中Fe2+含量为15.8mg/l，Mn含量为0.44mg./l，CL-含量为84.72mg/l。不经过专门处理，不适宜饮用和生活洗涤用。

2.2抽水井和回灌井设计

抽水井、回灌井的布置及设计必须根据场地环境条件进行，在保证水源热泵空调系统地下水长期稳定使用的前提下，又不致造成地下水利用期间地质灾害的出现。经过计算机和水源冷热水空调机组的选型，地下水开采量必须达到满足高峰空调负荷的3000m3/d。根据此用水量和试验井抽水试验数据，抽水井设计为三口，每口井水量1000m3/d,三口井三角形布设，间距80~120m，回灌井五口，每口井回灌水量600m3/d，总回灌水量3000m3/d，五口井呈梅花形布置，井间距最小大于40m。当三口抽水井与五口回灌井同时工作时，即抽取的地下水经水源热泵机组利用后全部回灌入五口回灌井时，经电子计算机专用程序计算后，并绘制出抽水井和回灌井同时工作状态下水位等值线图显示，场地东侧基本没有变化（变化小于0.5m），场地南侧地下水水位有不到1.0m的沉降，大部分场地的地面沉降均小于0.5cm，只有场地南侧地面沉降有1.0cm。大部分场地（包括原有8层住宅楼）不均匀沉降小于0.2‰，不会产生不良地质现象或影响建筑物的正常使用。地下水的开采与回灌设计由武汉地质工程勘察院进行，并由湖北省深基坑工程咨询审查专家委员会进行了咨询审查，设计方案得到了确认和通过。

抽水井的井结构为：井孔深度47.0m，孔径500mm，井管直径273mm，井管为壁厚8.0mm的无缝钢管，管与管采用对口焊接，井管下置深度47.0m，自上而下0~23.0m为实管，23.0~46.0m为过滤管，46.0~47.0m为沉淀管。井管与井孔均必须圆直，井管下入井孔时，井管必须有找中器，管底必须用钢板焊死，井孔与井管间从下而上回填标准砾砂（粒径2~3mm）至深度18.0m处，再用干粘土球填至地面。采用包网填砾过滤器，过滤管在深度23.0m处与实管连接，过滤管表面由梅花形孔眼排列而成，过滤管表面必须均匀地焊纵向垫筋17根，垫筋外面用3层60目尼龙网扎牢（取水时要求地下水含砂量小于二十万分之一）抽水井施工完毕后必须洗井直至水清砂净，方可用水泵进行抽水，每口井均必须经过抽水试验和试运行，方可正式投入使用。

回灌井的井结构为：井孔深度47.0m，孔径500mm，井管直径273mm，井管为壁厚8.0mm的无缝钢管，管与管间采用对口焊接，井管下置深度47.0m。井管从孔口算起0~34.0m为实管，34.0~6.0m为回灌过滤管，46.0~47.0为沉淀管，沉淀管底部用钢板焊死。井管与井孔间从下而上，回填标准砾砂（粒径2~5mm）到深度21.0m处，两用干粘土球填至深度10.0m处，最后用水下浇注法将水灰比为0.45的纯水泥浆浇注至孔口。采用缠丝包网填砾过滤管，过滤管在深度34.0m处与实管连接。过滤管的孔眼排列，孔径数量和孔隙率与抽水井的过滤管相同。过滤管表面焊接纵向垫筋的直径、材料、数量也与抽水井的过滤管相同，回灌井施工完毕后必须立即洗井，直至水清砂净，接着进行回灌水试验和试运行，并提出相应资料，方可投入使用。

为保证随时掌握地下水的使用和变化情况，还应该设置专门的水位观测井或利用抽水井与回灌井进行水位观测。抽水井与回灌井的科学设计和合理分布直接影响到水源热泵空调系统的长期稳定运行，必须找有资质的专业水文地质部门进行设计，凿井施工也必须严格按《供水管井设计施工及验收规范》（GJJ10-86）执行，以确保成井的质量。

2.3水源冷热水机组选用

地下水在夏季和冬季的实际需要量，与空调系统选择的水源冷热水机组性能、地下水温度、建筑物内循环温度和冷热负荷以及热交换器的型式、水泵能耗等有密切关系。电脑软件选型分析及实际工程使用结果表明地下水使用温差较大时，水源冷热水机组的能效比较高，地下水的使用量较小，其配套井水泵的功率也较小。因此，在实际选用水源热泵系统时，应尽可能加大地下水的使用温差，减少地下水用量，这对提高水源热泵系统的能效比和减少地下水量的开采，保护水资源都是极为重要的，如此合理高效地利用地下水资源才能产生最好的节能环保效益。经过多方技术论证，设计中最后选用意大利克莱门特公司生产的BE/SRHH/D2702型水—水螺杆冷热水机组3台，因地下水氯离子含量偏高（84.72mg/l），为防止水源冷热水机组被腐蚀和泥沙堵塞，地下水抽取后先进入板式换热器，设计中选用的板式换热器为阿法拉伐公司的M15-EFG8型板式换热器。板式换热器采用小温差（对数温差2K）设计，制冷时地下水进/出口温度为18/32℃，进入机组温度为20/34℃；制热时，地下水进/出口温度为18/10℃，进入机组温度为16/8℃，每台机组地下水冬夏季的使用量均为80m3/h。采用板式热交换器间接换热，水源冷热水机组的能效比约降低5%左右，但能保护机组稳定正常运行，提高机组的使用寿命。

3．空调系统形式

水源热泵空调系统水环路的设计与常规冷水机组水系统的设计略有差异，必须根据各生产厂家的技术要求进行考虑。用户侧及地下水侧空调循环水泵与水源冷热水机组均采用先并后串的方式，循环水泵既可与冷热水机组实现“一对一”供水，又可互相调节互为备用。对于水源冷热水机组来说其实现夏冬季节制冷供暖的转换，是通过水路系统阀门的转换来进行的，夏季用户侧通过蒸发器回路供应冷冻水，冬季用户侧则通过冷凝器回路供应供暖热水。因此夏冬季节水环路转换阀最好采用调节灵活、性能可靠的电动阀，采用普通蝶阀时也一定要采用关断灵活、密闭性好的阀门。地下水井抽水泵可采用深井潜水泵，潜水泵下放深度应在动水位之下5m处，安装要平稳，泵体要居中。一般依据井管内径、流量和扬程要求，根据生产厂家提供的样本选配合适的水泵，再根据所需电功率选择电机及配套电缆。潜水泵的扬程应包括井内动水位至机房地面高度，管道及板式换热器阻力，水泵管道阻力及回灌余压。地下水回灌管道设计应根据各回灌井的距离进行阻力平衡计算，以保证各灌井流量的均衡。

空调室外水环路和室内立管均采用机械密闭同程式系统，每个户型由上至下均设有空调供回水管井，下供上回，户内空调水管路为异程式。每户供水管上设有分户计量装置，回水管上设有流量平衡阀。户内空调末端设备均为卧式暗装风机盘管，根据装修布置情况顶送顶回或侧送底回。风机盘管及户内连接水管的布置均根据户型设置情况尽量利用走道、进门过道，卫生间、厨房等对房间使用功能影响较小的位置，做到隐蔽、美观并与室内装修融为一体。空调室内供回水管保温采用难燃橡塑管套，室外空调供回水水管采用聚氨脂现场发泡保温直埋管，并作五层防水防腐保护层和玻璃钢护壳，穿越马路的直埋管增设钢套管，并保证埋设深度在1m以上。

4．空调自控及减振

克莱门特水源冷热水机组采用CVM300电脑微处理器，功能齐全，可自动调温，调节流量、故障报警、记录及自诊断功能，可进行联网监控，实现无人值守。多机控制系统除具备单机自动化配置及功能外，还具备显示多机组运行情况，根据回水温度电脑自动判断空调系统是部分机组运行还是全部机组运行。机组根据负荷侧回水温度进行逻辑计算，控制机组的运行状态及启停机，每台机组采用无级能量调节实现机组的高效节能运行。机组还具备控制多台压缩机的均衡运行功能，能控制调整每台压缩机的运行时间，确保压缩机的长期高效运行。

水源冷热水机组压缩机的下面设置弹簧减振器，减振效率在85%以上，即振动传递率小于0.15，降低了机组的振动及系统的振动，从而降低了机组的运行噪声。空调水泵、机组进出口均采用橡胶接头软性连接，冷水机房内的空调水管均采用减振支吊架，避免因机组、水泵及管径系统的振动而产生的噪声。

5．设计总结

香榭里花园水源热泵空调系统于2002年11月竣工投入使用，经过系统调试和一个完整的空调制冷供暖季运行检验，空调使用效果良好，达到了预期的设计目的。对今年6、7月份中央空调用电的运行记录进行分析，可以看到6月份日均用电量为4970Kw，按小区建筑面积40856m2计算，每平方米建筑面积空调耗电0.122Kw/d，电费支出0.064元/d；7月份因连续高温日均用电量略有上升，达到6342Kw，每平方米建筑面积空调耗电0.155Kw/d，电费支出0.082元/d。以户均面积200m2计，一户日均空调电费支出为12.8元，月支出为384元，相当于一台2匹空调的费用支出，可以看出其运行费用是很低的，既低于常规冷水机组中央空调系统，更低于户式中央空调系统。进一步的分析可以看到，水源热泵中央空调系统运行费用之所以如此低廉，除水源热泵空调系统较常规冷水机组中央空调系统能源利用效率高，中央空调系统在大面积居住小区中使用较户式中央空调具有更大的负荷调节性和节能性，居住小区面积越大其用户空调的同时使用率就越低，其负荷的参差性就越大，中央空调系统满负荷运行的时间就越短，其优越性和节能性就越显著。按以上6、7月份的运行数据折算，6月份的中央空调系统每天满负荷运行时间为5.24小时，7月份的每天满负荷运行时间也仅为6.68小时，远低于户式中央空调系统和分体式空调器的满负荷运行时间。

香榭里花园中央空调系统设计时，风机盘管采用了电动二通阀的变流量系统，热泵机组主机供回水总管上设压差旁通控制。因住宅小区空调同时使用率较低，其节能效果应是非常显著的，遗憾的是其主在后期因为控制整个投资成本，而砍掉了电动二通阀的节能控制系统，否则此中央空调系统节能效果应更优于现在的实际运行情况。另外，从实际运行情况来看，空调水泵的能耗占到系统总能耗的32%以上，因为住宅的同时使用率较低，空调负荷的变动性较大，通过空调水泵的联控和变频改造以适应空调负荷的变化，降低空调水泵的运行费用，其节能效果也将是较为可观的。

由此可见，在住宅小区中采用水源热泵中央空调系统在有可长期利用的地下水源的条件下是确实值得大力推广的，其节能环保效益是显而易见的，在解决了投融资及物业管理的问题后，其给住户带来的舒适的中央空调系统和合理的运行费用及给开发商带来的良好经济效益和超卓的楼盘形象，都将会是不言而喻的。

参考文献

1．陈焰华等，武汉地区水源热泵系统应用前景分析，暖通空调新技术，第4辑，2002

2．陈焰华等，住宅建筑的中央空调系统设计，建筑热能通风空调，2002，2

冷热水机组范文篇4

1前言

天然气是一种高效、洁净的能源。在功率相同的条件下，燃烧天然气所产生的CO2、NOx、CO量比燃烧油或煤都少。而且没有烟尘又极少SO2的污染。天然气既可以为燃料来获得热能，又可以实现冷热电联产。就上海而言，天然气的供应较为丰富．距上海370公里的东海平湖油田，已探明储量折合天然气约400亿m3，1999年4月开始向上海浦东地区日供天然气120万m3；，等到2003年“西气东输”的实现将为上海提供更充足的气源。

近年来，人们对空调的需求不断增加，用电量也随之剧增，特别是加重了夏季的用电负荷。如果部分改用天然气作驱动能源，不仅能够调整能源结构，降低环境污染，两且能够对电和燃气分别起到削峰、填谷的作用。

在国外，尤其是能源紧缺、环保要求高的国家里。使用煤气空调已较普遍，具有先进的技术和成熟的经验。1994年，上海市煤气公司在美华大楼开始使用煤气空调系统，以后在上海图书馆、天然气公司等大楼都使用了人工煤气或天然气空调系统。

2天然气空调冷热源机组

，天然气在空调系统中的应用主要有三种方式：一是利用天然气燃烧产生热量的吸收式冷热水机组；二是利用天然气发动机驱动的压缩式制冷机；三是利用天然气燃烧余热的除湿冷却式空调机。

2．1天然气直燃型溴化锂吸收式冷热水机组

吸收式冷热水机组主要由发生器、冷凝器、节流机构、蒸发器和吸收器等组成，工质是两种沸点不同的物质组成的二元混合物。当前以水-溴化锂为工质对的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组应用较为广泛。溴化锂稀溶液受燃烧直接加热后产生高压水蒸汽，并被冷却水冷却成冷凝水，水在低压下蒸发吸热，使冷冻水的温度降低；蒸发后的水蒸气再被溴化锂溶液吸收，形成制冷循环。当冬天需要供暖时，由燃烧加热溴化锂稀溶液产生水蒸气，水蒸气凝结时释放热量，加热采暖用热水，形成供热循环。

由于溴化锂水溶液需要在发生器中吸收热量，产生水蒸汽，因此可以来用直接燃烧天然气的来提供这部分热量，即以天然气为燃料的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组。该机组既可以制冷，又可以供热。如果在高压发生器上再加一个热水换热器，就可以同时提供生活用热水，达到一机三用和省电的目的．而且使用天然气的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组还有下面的优点：

(1)由于通过直接燃烧天然气来加热吸收器内的溴化锂溶液，因此省去了由锅炉产生蒸汽，再由蒸汽加热溴化锂溶液的二次加热过程，提高了传热效率。同时，因省去了锅炉而大大减少了占地面积及设备、土建初投资。

(2)由于以燃烧天然气的方式提供热量，避免了间接通过烧煤或油锅炉提供热量的方式，降低了环境污染，调整了能源结构。

(3)直燃型溴化铿吸收式机组除功率较小的泵外，没有其他运动部件，机组噪音和振动都很小。

(4)直燃型溴化锂吸收式机组用吸收器和发生器代替了压缩机，因此大大降低了电耗。但这种直燃型冷热水机组与水冷离心式和螺杆冷水机组相比，一次能耗大，制冷效率低，而且不适用于热负荷大，生活热水用量大的建筑物。

2．2天然气发动机驱动的压缩式制冷机

压缩式制冷主要是制冷剂在压缩机(螺杆式、往复式、离心式)、冷凝器、节流机构、蒸发器等设备中循环流动，完成制冷、制热的过程。传统上压缩机是由电带动进行工作的，因此设备耗电量较大．把天然气用于压缩式制冷机，即通过燃烧天然气的狄塞尔发动机或者燃气轮机提供动力，来推动制冷压缩机运转。

用天然气发动机驱动的压缩式制冷机具有以下优点：

(1)用天然气发动机驱动压缩机运转，可以根据室内温度变化调节发动机，使之以最高效率运转，实现快速制冷和节能；

(2)由于压缩机并不通过煤或油发电驱动，而是用天然气发动机，因此减少了对环境的污染。

(3)天然气发动机驱动的压缩式制冷机组除一些辅助设备外，基本不耗电。而且避免了用电高峰时因电力不足成停电造成的电动压缩式制冷机无法运转的麻烦。

(4)天然气发动机驱动的压缩式制冷机除可以制冷、供暖外，还可以回收天然气发动机的尾气废热，所以提高了机组的供暖能力。

2．3天然气用于除湿冷却式空调机

要达到室内的温湿度要求，仅依靠常规的制冷机组对于新风负荷较大，而室内湿度要求低的环境是不够的．为了满足要求，可以在机组中加入转轮除湿机先对室外空气进行除湿处理。在该机组中，室外新风首先进入转轮除湿机，除湿后进入空调机进行处理，再进入空调房间，完成制冷或制热过程。

转轮除温机由吸湿转轮、传动机构、外壳、风机及再生用加热器组成。用来吸收室外新风中水分的吸湿剂一般为硅胶或分子筛．当吸温剂达到含湿量的极限时，会失去吸湿能力，为了重复使用，需要进行再生处理。再生是用180—240℃的热空气即再生空气来加热除湿剂，使其空隙中的水分蒸发。而热空气就是通过在再生用加热器中利用天然气燃烧后尾气的废热与空气进行热交换获得的。

天然气用于除温冷却式空调机有下面的优点：

(1)天然气燃烧后尾气的余热用来加热再生空气，充分利用余热，起到节能的作用。

(2)除温冷却式空调因新风经过除湿处理，能够承担较大的冷负荷和湿负荷。节约了能耗，有较好的经济性．而且避免了制冷剂的蒸发温度过低影响制冷效率，也避免了凝结水排放不当造成的渗漏。

3．办公楼采用天然气作为空调驱动能源的经济性分析

以上海地区商用分公楼为对象，通过对四种典型的空调冷热源设计方案进行经济比较，分析天然气应用于空调系统的优缺点。

3．1方案简介

3.1.1办公楼概况

建筑面积20000m2，楼层数20层，钢筋混凝土结构，宙培面积比为1／3。该建筑物高峰负荷时：夏季供冷量QL2326kw(8374MJ／h)；冬季供热量QR2868kw(10325MJ/h)。

设计条件：夏季室外空气设计温度tw.n=34℃，湿球温度28．4℃，空气烙92kJ／kg，室内设计温度tN＝25℃，空气焓50kJ／kg；冬季室外空气设计温度tW.M＝-4℃，空气焓0kJ／kg。

3.1.2冷热源系统方案

表1冷热源系统方案

项目冷热源冷源容量热源容量

方案一离心式冷水机组+油锅炉11631kw×2台制热量940kw×2台

方案二直燃型机组(天然气)1163kw×2台制热量973kw×2台

方案三直燃型机组(轻油)1163kw×2台制热量973kW×2台

方案四热泵11632kw×2台制热量1058kw×2台

3.2冷热源机组设备投资

这里仅讨论设备费及安装费，土建费应另考虑。至于天然气和电的增容费，目前上海市已可申请减免。

3.2．1冷热源主机设备费用

不同容量的冷热源机组设备费用以下图表示。具体主机设备费用见下表2。

表2主机设备费用单位：万元

费用类别方案一方案二方案三方案四

设备费冷源机组192．2264．6264432

热源机组88．8

1冷吨＝12．66MJ/h＝3．52kw

3．2．2辅机费用

辅机费用主要指冷却水泵、冷却塔和锅炉给水泵等设备的费用，见下表3。

表3辅机费用辅机名称功率或型号价格(万元/台)辅机数量

水泵18．51kw0．694方案1:2台

30kw0．906方案1-4：各2台

37kw1．088方案2、3：各2台

冷却塔LBC-M1506．200方案1：2台

LBC—M20011．200方案2、3：各2台

锅炉给水泵2．21kw0．250方案1：2台

3.2．3设备安装费用

主、辅机设备安装费用，除热泵以设备费用的15％计外，其它设备以25％计。

3．3年运行费

年运行费包括能耗费、维修费和人工费．由于各方案的人工费差不多，比较时可以略去。固定费，包括设备折旧费、占有空间费、利息和税金等，暂不予考虑。

3．3．1能耗费用

(1)对各冷热源方案进行能耗分析

a.制冷机组的全年能耗

在制冷系统容量和运行时间一定时，全年能耗取决于制冷组的类型、单机容量、台数、不同机型不同容量机组的搭配方式等．如果知道机组的额定冷量和部分负荷调节特性，结合用户全年冷负荷的分布，就可以其全年能耗。

美国制冷学会ARI-550标准中提出综合部分负荷能耗值IPLV(IntegratedPantLoadValue)和部分负荷值APLV(ApplicationPartLoadValue)：

IPLV＝0．05A十0．30B十0．40C十0．25D

APLV＝IPLV／T

式中：A--100％负荷时的耗能量；

B--75％负荷时的耗能量；

C--50％负荷时的耗能量；

D--25％负荷时的耗能量；

T--制冷机组全年运行时间(h／a)。

制冷系统全年能耗为：

ER＝IPLV，或ER=APLV×T

b．热源机组的全年能耗

表4：各方案全年能耗

方案一离心式+油锅炉方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵

耗电Mwh／a主机冬季8．46．17.1267．2

主机夏季341．210．812．5598．5

辅机160．5196．1196．1109．1

小计510.1213．0215．7974．8

耗油t／a主机冬季87．8--84．5--

主机夏季----133．5--

小计87．8--218．0--

耗气1000Nm3／a主机冬季--85．7----

主机夏季--135．5----

小计--221．2----

一次能耗GJ／a主机冬季3843401537232992

主机夏季3519636158976702

辅机1797219621961222

小计9159125721181610916

单位面积一次能耗MJ／m2．a458.0628.4590.8546.0

(天然气热值取46．05MJ／Nm3，油锅炉燃油热值取42．71MJ／kg，轻油热值取43．12MJ／kg)

在实际应用中，热源机组的系统负荷率往往比较低。为了便于，一般采用间歇调节年，假定机组成者处于满负荷运行，或者处于停机。把全年的热负荷总量qh(kJ／a)与热源机组额定出力qH(kJ／h)之比，定义为“全年当量满负荷运行时间τEH”，即τEH＝qh/qH。

热源机组全年能耗为

EH＝τEH·WH

式中：WH--热源机组满负荷运行时的单位能耗，(kJ／h)

如果机组实际运行时间为TH，定义平均负荷率ξ：

ξ＝τEH／TH

则系统总耗能为

EH=WH·TH·ξ

c．各冷热源方案全年能耗汇总

考虑各方案辅机的能耗消耗，并综合前面主机机组的能耗得到下面各方案全年主机与铺机的能耗如下表4：

考虑6月1日-9月31日和11月1日-次年3月31日，全年空调期间(共274天)有休息日78天，在加上元旦、新年放假，实际空调系统运行时间为计算的70％，修正后的空调系统实际能耗见表5。

表5各方案考虑休息日停机后的全年能耗

方案一离心式+油锅式方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵

耗电总量Mwh／a357．1149．1151．0682．4

耗油总量吨／a61．5--152，6--

耗天然气总量103Nm3／a--154．8----

一次能耗总计GJ／a6625880382727642

单位面积一次能耗GJ／m2．a331．2440．0413．7382．3

在表4、表5中，电力资源是二次能源，需要转换成一次能源的能耗。由于上海的发电厂全是燃煤电厂，因此电力资源折算成一次能源时采用下面公式：

W''''＝W／(ηf×ηw)

W--机组耗电量；

W''''--电力折算一次能耗量；

ηf-燃煤电厂发电热效率，取35％；

ηW-电网输送效率，取92％；

如果考虑火电机组在调蜂运行时的发电效率只有约25％，方案一和方案四的一次能耗将显著增大。

(2)全年能耗费用

在上海价格体系下，电价为1元/kwh，轻油价格为3．2元／kg，天然气价格为2．1元/Nm3。根据前面能耗，得到各方案的全年能耗费，如表6。

表6各方案全年能耗费用

项目方案一离心式+油锅式方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵

总电费(万元／年)35．7114．9115．1068．24

总油费(万元／年)19．68--48．83--

天然气费(万元／年)--32．51----

总能耗费(万元／年)55．3947．4263．9368．24

3．3．2年维修费用

冷热水机组范文篇5

1前言

天然气是一种高效、洁净的能源。在功率相同的条件下，燃烧天然气所产生的CO2、NOx、CO量比燃烧油或煤都少。而且没有烟尘又极少SO2的污染。天然气既可以为燃料来获得热能，又可以实现冷热电联产。就上海而言，天然气的供应较为丰富．距上海370公里的东海平湖油田，已探明储量折合天然气约400亿m3，1999年4月开始向上海浦东地区日供天然气120万m3；，等到2003年“西气东输”的实现将为上海提供更充足的气源。

近年来，人们对空调的需求不断增加，用电量也随之剧增，特别是加重了夏季的用电负荷。如果部分改用天然气作驱动能源，不仅能够调整能源结构，降低环境污染，两且能够对电和燃气分别起到削峰、填谷的作用。

在国外，尤其是能源紧缺、环保要求高的国家里。使用煤气空调已较普遍，具有先进的技术和成熟的经验。1994年，上海市煤气公司在美华大楼开始使用煤气空调系统，以后在上海图书馆、天然气公司等大楼都使用了人工煤气或天然气空调系统。

2天然气空调冷热源机组

目前，天然气在空调系统中的应用主要有三种方式：一是利用天然气燃烧产生热量的吸收式冷热水机组；二是利用天然气发动机驱动的压缩式制冷机；三是利用天然气燃烧余热的除湿冷却式空调机。

2．1天然气直燃型溴化锂吸收式冷热水机组

吸收式冷热水机组主要由发生器、冷凝器、节流机构、蒸发器和吸收器等组成，工质是两种沸点不同的物质组成的二元混合物。当前以水-溴化锂为工质对的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组应用较为广泛。溴化锂稀溶液受燃烧直接加热后产生高压水蒸汽，并被冷却水冷却成冷凝水，水在低压下蒸发吸热，使冷冻水的温度降低；蒸发后的水蒸气再被溴化锂溶液吸收，形成制冷循环。当冬天需要供暖时，由燃烧加热溴化锂稀溶液产生水蒸气，水蒸气凝结时释放热量，加热采暖用热水，形成供热循环。

由于溴化锂水溶液需要在发生器中吸收热量，产生水蒸汽，因此可以来用直接燃烧天然气的方法来提供这部分热量，即以天然气为燃料的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组。该机组既可以制冷，又可以供热。如果在高压发生器上再加一个热水换热器，就可以同时提供生活用热水，达到一机三用和省电的目的．而且使用天然气的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组还有下面的优点：

(1)由于通过直接燃烧天然气来加热吸收器内的溴化锂溶液，因此省去了由锅炉产生蒸汽，再由蒸汽加热溴化锂溶液的二次加热过程，提高了传热效率。同时，因省去了锅炉而大大减少了占地面积及设备、土建初投资。

(2)由于以燃烧天然气的方式提供热量，避免了间接通过烧煤或油锅炉提供热量的方式，降低了环境污染，调整了能源结构。

(3)直燃型溴化铿吸收式机组除功率较小的泵外，没有其他运动部件，机组噪音和振动都很小。

(4)直燃型溴化锂吸收式机组用吸收器和发生器代替了压缩机，因此大大降低了电耗。但这种直燃型冷热水机组与水冷离心式和螺杆冷水机组相比，一次能耗大，制冷效率低，而且不适用于热负荷大，生活热水用量大的建筑物。

2．2天然气发动机驱动的压缩式制冷机

压缩式制冷主要是制冷剂在压缩机(螺杆式、往复式、离心式)、冷凝器、节流机构、蒸发器等设备中循环流动，完成制冷、制热的过程。传统上压缩机是由电带动进行工作的，因此设备耗电量较大．把天然气用于压缩式制冷机，即通过燃烧天然气的狄塞尔发动机或者燃气轮机提供动力，来推动制冷压缩机运转。

用天然气发动机驱动的压缩式制冷机具有以下优点：

(1)用天然气发动机驱动压缩机运转，可以根据室内温度变化调节发动机，使之以最高效率运转，实现快速制冷和节能；

(2)由于压缩机并不通过煤或油发电驱动，而是用天然气发动机，因此减少了对环境的污染。

(3)天然气发动机驱动的压缩式制冷机组除一些辅助设备外，基本不耗电。而且避免了用电高峰时因电力不足成停电造成的电动压缩式制冷机无法运转的麻烦。

(4)天然气发动机驱动的压缩式制冷机除可以制冷、供暖外，还可以回收天然气发动机的尾气废热，所以提高了机组的供暖能力。

2．3天然气用于除湿冷却式空调机

要达到室内的温湿度要求，仅依靠常规的制冷机组对于新风负荷较大，而室内湿度要求低的环境是不够的．为了满足要求，可以在机组中加入转轮除湿机先对室外空气进行除湿处理。在该机组中，室外新风首先进入转轮除湿机，除湿后进入空调机进行处理，再进入空调房间，完成制冷或制热过程。

转轮除温机由吸湿转轮、传动机构、外壳、风机及再生用加热器组成。用来吸收室外新风中水分的吸湿剂一般为硅胶或分子筛．当吸温剂达到含湿量的极限时，会失去吸湿能力，为了重复使用，需要进行再生处理。再生是用180—240℃的热空气即再生空气来加热除湿剂，使其空隙中的水分蒸发。而热空气就是通过在再生用加热器中利用天然气燃烧后尾气的废热与空气进行热交换获得的。

天然气用于除温冷却式空调机有下面的优点：

(1)天然气燃烧后尾气的余热用来加热再生空气，充分利用余热，起到节能的作用。

(2)除温冷却式空调因新风经过除湿处理，能够承担较大的冷负荷和湿负荷。节约了能耗，有较好的经济性．而且避免了制冷剂的蒸发温度过低影响制冷效率，也避免了凝结水排放不当造成的渗漏。

3．办公楼采用天然气作为空调驱动能源的经济性分析

以上海地区商用分公楼为对象，通过对四种典型的空调冷热源设计方案进行经济比较，分析天然气应用于空调系统的优缺点。

3．1方案简介

3.1.1办公楼概况

建筑面积20000m2，楼层数20层，钢筋混凝土结构，宙培面积比为1／3。该建筑物高峰负荷时：夏季供冷量QL2326kw(8374MJ／h)；冬季供热量QR2868kw(10325MJ/h)。

设计条件：夏季室外空气设计温度tw.n=34℃，湿球温度28．4℃，空气烙92kJ／kg，室内设计温度tN＝25℃，空气焓50kJ／kg；冬季室外空气设计温度tW.M＝-4℃，空气焓0kJ／kg。

3.1.2冷热源系统方案

3.2冷热源机组设备投资

这里仅讨论设备费及安装费，土建费应另考虑。至于天然气和电的增容费，目前上海市已可申请减免。

3.2．1冷热源主机设备费用

不同容量的冷热源机组设备费用以下图表示。具体主机设备费用见下表2。

3．2．2辅机费用

辅机费用主要指冷却水泵、冷却塔和锅炉给水泵等设备的费用

3.2．3设备安装费用

主、辅机设备安装费用，除热泵以设备费用的15％计外，其它设备以25％计。

3．3年运行费

年运行费包括能耗费、维修费和人工费．由于各方案的人工费差不多，比较时可以略去。固定费，包括设备折旧费、占有空间费、利息和税金等，暂不予考虑。

3．3．1能耗费用

(1)对各冷热源方案进行能耗分析

a.制冷机组的全年能耗

在制冷系统容量和运行时间一定时，全年能耗取决于制冷组的类型、单机容量、台数、不同机型不同容量机组的搭配方式等．如果知道机组的额定冷量和部分负荷调节特性，结合用户全年冷负荷的分布规律，就可以计算其全年能耗。

美国制冷学会ARI-550标准中提出综合部分负荷能耗值IPLV(IntegratedPantLoadValue)和部分负荷应用值APLV(ApplicationPartLoadValue)：

IPLV＝0．05A十0．30B十0．40C十0．25D

APLV＝IPLV／T

式中：A--100％负荷时的耗能量；

B--75％负荷时的耗能量；

C--50％负荷时的耗能量；

D--25％负荷时的耗能量；

T--制冷机组全年运行时间(h／a)。

制冷系统全年能耗为：

ER＝IPLV，或ER=APLV×T

b．热源机组的全年能耗

在实际应用中，热源机组的系统负荷率往往比较低。为了便于计算，一般采用间歇调节年，假定机组成者处于满负荷运行，或者处于停机。把全年的热负荷总量qh(kJ／a)与热源机组额定出力qH(kJ／h)之比，定义为“全年当量满负荷运行时间τEH”，即τEH＝qh/qH。

热源机组全年能耗为

EH＝τEH·WH

式中：WH--热源机组满负荷运行时的单位能耗，(kJ／h)

如果机组实际运行时间为TH，定义平均负荷率ξ：

ξ＝τEH／TH

则系统总耗能为

EH=WH·TH·ξ

c．各冷热源方案全年能耗汇总

考虑各方案辅机的能耗消耗，并综合前面主机机组的能耗得到下面各方案全年主机与铺机的能耗如下表4：

考虑6月1日-9月31日和11月1日-次年3月31日，全年空调期间(共274天)有休息日78天，在加上元旦、新年放假，实际空调系统运行时间为计算的70％，修正后的空调系统实际能耗见表5。

在表4、表5中，电力资源是二次能源，需要转换成一次能源的能耗。由于上海的发电厂全是燃煤电厂，因此电力资源折算成一次能源时采用下面公式：

W''''＝W／(ηf×ηw)

W--机组耗电量；

W''''--电力折算一次能耗量；

ηf-燃煤电厂发电热效率，取35％；

ηW-电网输送效率，取92％；

如果考虑火电机组在调蜂运行时的发电效率只有约25％，方案一和方案四的一次能耗将显著增大。

(2)全年能耗费用

在上海目前价格体系下，电价为1元/kwh，轻油价格为3．2元／kg，天然气价格为2．1元/Nm3。根据前面能耗分析，得到各方案的全年能耗费

3．3．2年维修费用

冷热水机组范文篇6

关键词：风冷热泵冷热水机组风机盘管独立新风系统

1、风冷热泵的工作原理

热泵的供热循环与制冷循环均系逆卡诺循环,只不过在空调器的制冷系统中增设一个四通换向阀,改变冬、夏季制冷剂流动方向来达到此目的。这样一台机组夏季可进行供冷,冬季又可进行供热。风冷热泵机组是利用室内外空气作冷热源,它不用冷却水泵、冷却水管路及冷却塔,省去了庞大的冷却水系统;不占机房面积,投资省,安装方便;冬季供暖节电,不污染环境,对环保有利;维修保养也方便。在水源紧张环境温度为-5℃～43℃的地区及长江流域一带和以南的地区,冬季较冷又无采暖设施的地区尤其适用。

2、工程概况

本设计设计对象为长沙市某电力局综合调度大楼，该大楼位于长沙市内，由主楼和群楼组成。其中主楼有十五层，群楼高两层。总建筑面积13626平方米，空调面积为6112平方米。夏季最大制冷量763KW，冬季供热量为458KW。选用两台风冷式冷热水机组，

3、负荷计算

本设计负荷计算分各层各个房间各个方向进行逐时计算，包括墙、窗等维护结构的计算负荷、人员设备照明等的计算负荷。经计算和统计归纳，得出夏季所需冷量为762KW，冬季供热量为458KW。

4、空气处理过程

本设计采用风机盘管加独立新风系统，风机盘管不承担新风负荷。新风经处理后直接送入各个房间。

5、空调系统

该空调系统为风冷热泵系统，无冷却水系统，与常规水冷系统相比，无冷却塔、冷却水泵的噪音，有利于环保；本设计根据初投资和运行管理费用的分析，最后决定采用该系统，该系统简单，易操作，运行管理费用相对较低，是一种良好的选择。

5.1空调水系统

本设计中的空调水系统根据楼层性质和功能，分为两个系统。其中，一、二层划为系统一；三至十五层划为系统二。各个水系统在水平和竖直方向上都采用同程式，这样有利于水力平衡，减少平衡阀的投资。

5.2空调新风系统

本设计采用分层设置水平式新风系统，新风通过从外墙开洞从外墙吸取。新风机组在主楼是每层选用一台。在右侧的走廊引新风。裙楼处第一层选用两台新风机组，第二层选用三台新风机组。其一是在右侧的走廊引新风，其二在庭院处引新风到营业大厅和会议室。在新风机组的入口处设防火阀。

6、空调冷热源

本设计采用两台风冷式冷热水机组，这种设备夏天可供冷，冬天又可回收和利用低位热能供热，它无需专用锅炉房，不污染环境，应用灵活；是本设计对象的良好选择。本设计中的冷热水机组尺寸不大，水泵可内置，节约了水泵的占地面积，更加减少了土地的投资。且本机组可以采用自动控制，由电脑操作，方便简单。

7、机组布置

由于本设计对象为异性结构，且由群楼和主楼组成，主楼星型结构，中间受力，故本设计机组布置于群楼楼顶，供水管向上引一跟管向上给系统二供水，向下引一跟管给系统一向下供水，回水管亦然。这样比起机组置于主楼楼顶或地下室的情形，减少了水管的投资，更经济实惠。

8、结霜除霜问题

随着节能呼声的高涨,风冷热泵机组以其对水资源的节省而受到越来越多的青睐。但风冷热泵机组在制热运行时,由于室外温度低,其蒸发器表面会逐渐结霜。随着霜层的加厚,室内冷凝器的出水温度和制热能力逐渐降低。定期除霜成为保障风冷热泵机组正常运行的必要步骤,也吸引了越来越多的学者对其进行研究。传统的除霜方法是采用四通阀换向,将室外换热器转换成冷凝器来进行。故除霜所需的热量是从室内环境的吸热量、室内换热器蓄热量、压缩机消耗电力和压缩机蓄热量这四部分热量之和。从人体舒适性角度考虑,室内换热器风扇在除霜时停止运行。由于该除霜方式需从室内换热器和室内环境吸收热量,故存在以下缺点:①除霜时间长;②因室内风扇停止运行,室内机较长时间吹不出热风;③需从室内环境取热,室温将降低5～6℃;④由于制热时室外换热器出口制冷剂可能过冷到0℃以下,换热器下部的霜层难以除掉,造成冰层堆积,甚至还可能出现室外风扇电机烧毁、扇叶损坏的现象。上述缺点使室内环境的舒适性和设备的可靠性受到较大程度的负面影响。而热气旁通除霜不仅可以缩短除霜时间,改善除霜效果,而且还可以较大地改善室内环境的舒适性。

9、风冷热泵的自动控制问题

风冷热泵系统无冷却水系统，运行费用相对较少，若增加自动控制系统，按有关经验可节能20%，故风冷热泵系统安装自动控制的话，就更加节能了。本空调系统为风冷热泵系统，风冷冷热水机组布置在群房顶层，自动控制主要对象为冷冻水泵、风冷热泵、补水箱、风机盘管和新风机组。控制原理：热泵机组控制原理为根据供回水流量和温差计算实际冷量或供热量，根据该数据与设定的数据对比，得出开一台机组还是开两台机组；补给水箱则主要是进行低水位控制，当水位低于最低水位时报警；水泵则是控制水泵开启状态、手自动状态、故障报警；风机盘管的控制根据各房间的需求进行按需控制，用户可以自己设定温度和风量的大小；新风机组需控制其进出口温湿度、过滤网压差报警。

10、消声减振设计

由于本设计采用风冷热泵系统，机组及水泵安装在群楼屋顶，其本身的噪声影响就不是很大，电动机、水泵及风冷热泵机组安装在弹性减振基础上，在通风机和水泵的进出口设置柔性接头；管道通过墙壁时或悬吊楼板下时管道和支架要隔振，通过高噪声房间的管道要做隔声处理，避免振动或者高噪声传入管内；变风量和末端采用消声软管与风口连接，以防止其流通过调节阀时产生的噪声传入室内；空气处理机组混风处和机组出口设置静压箱，内贴消声材料；在必要的地方设置消声器或消声弯头。

11、防火排烟系统的设计

在本设计中需要放置防、排烟的部位有：防烟楼梯及楼梯间及前室消防电梯前室和合用前室，本设计主要采用自然排烟，自然排烟利用与室外相邻的窗，阳台，凹廊或专用的排烟口将室内的烟排出，自然排烟不使用动力，结构简单，运行可靠，自然排烟口的面积，一般可取地板面积的2％，排烟口设在防烟分区顶棚上或靠近顶棚的基面上。

12、保温设计

空调水管、阀门、膨胀水箱、室外膨胀管、冷凝水管等均需保温.保温材料选用橡塑闭泡福乐斯,难燃B1级.空调水管公称直径采用福乐斯,管壳厚度见下表:

表11.1管道保温厚度表公称直径DN15DN20DN25DN32DN40DN50DN65DN80DN100DN125DN150

厚度(mm)2525272728293031313240

保温结构及作法按国家有关标准及产品技术文件要求进行施工；

13、设计体会

毕业设计是大学四年学习的一次全面总结，要综合运用所学的基础理论和专业知识熟悉和掌握国家有关的建设方针政策，联系实际来解决工程设计问题。通过此次毕业设计，本人明确了设计程序、设计内容及各设计阶段的目的和要求。

整个设计从负荷计算到方案比较，再由方案比较到风、水系统的设计，把我们在大学中所学的所有专业知识都联系起来，应用到《空气调节》、《供热工程》、《智能建筑概论》等很多我们所学到的专业基础及专业知识，还应用到暖通专业的《空气调节设计手册》、《暖通空调制图与设计施工规范手册》等设计规范，把我们在书本上掌握的知识应用到实际工程实践中，是一个不断学习、运用知识的过程。当完成整个设计任务时，才发现自己的专业知识、解决问题的能力以及创新能力都有了很大程度的提高，体会很深。

首先，在负荷计算阶段，运用EXCEL软件进行负荷计算速度与用人工算有太大的差别，只需几天时间就可以计算完15层大楼的冷负荷；在用WORD进行编辑设计说明时，设置标题就可以自动生成目录；在WORD中可以插入EXCEL表格，进行计算和编辑，比在WORD中插入表格来得快多了；所以我们在以后的学习中应该更加牢固地掌握WORD、EXCEL等办公软件，以利于改进速度和质量效果。

其次，方案比较时要考虑完全，在进行经济性比较时不仅要计算供热制冷机组的初投资和运行费用，还要考虑到冷却水泵冷却塔等设备的投资，因为风冷热泵机组不需要冷却水泵和冷却塔，还要考虑到一些维修管理费等实际因素。

在我们设计过程中，不仅要感谢老师的指导，还要感谢一些设计院和空调公司的专业人员在我们参观实习和讲座中给我们传授的经验和知识。他们用经历与时间换来的经验是我们在书本中所学不到的，一些实际领域的设计与新技术的应用更是值得我们所学的。其次，我们在设计设计时应该多有些创新，大胆的应用新技术，任何一种技术都有它的优点和局限性。不可能有各方面都好的技术，所以我们在借鉴前人的基础上作一些定性的分析，对新技术进行应用。

再次，在进行设计的过程中要保持认真谦虚的态度，在风管和水管的阻力计算时要找好局部阻力和最不利环路，这是我们在以后的学习和生活道路上所必须的，这次设计就培养了我耐心认真的习惯。

在绘图过程中，本人采用CAD绘图，使本人对CAD的运用能力得到加强，速度有明显增加。

总之，通过本学期的毕业设计，本人觉得自己系统的掌握了专业课知识，并可以和实际联系起来考虑问题、分析问题、解决问题的能力有了很大提高，基本可以独立设计空调系统。感谢老师对我设计过程中的关心和指导，感谢专业人员的热心指导和同学的帮助！

参考文献

⑴《空气调节设计手册》第二版电子工业部第十设计研究院主编中国建筑工业出版社出版

⑵《空气调节》第二版赵茸义主编中国建筑工业出版社出版1996

⑶《简明空调设计手册》赵茸义主编中国建筑工业出版社出版2000

冷热水机组范文篇7

摘要：空气源热泵热泵系统性能系数

1.1绪论

1.1.1专题背景

随着改革开放和大规模的基本建设的发展、人们对于生活环境的要求越来越高，空调系统作为室内空气参数的主要调节装置也就相应的越来越普及。人们对空调的要求也从原1来的夏季制冷发展到冬暖夏凉，发展到对空气品质的进一步要求。而且在能源紧缺、强调可持续发展的今天，在某些大城市和非凡地区，出于环保的考虑限制使用锅炉供暖，于是电动热泵技术成了人们的首选。其中又以空气源热泵冷热水机组较为常见。

1.1.2空气源热泵机组的特征

空气源热泵冷热水机组是由制冷压缩机、空气/制冷剂换热器、水/制冷剂换热器、节流机构、四通换向阀等设备和附件及控制系统等组成的可制备冷、热水的设备。按机组的容量大小分，又分为别墅式小型机组（制冷量10.6~52.8Kw），中、大型机组（制冷量70.3~1406.8kW）。其主要优点如下摘要：

（1）用空气作为低位热源，取之不尽，用之不竭，到处都有，可以无偿地获取；

（2）空调系统的冷源和热源合二为一；夏季提供7℃冷冻水，冬季提供45~50℃热水，一机两用；

（3）空调水系统中省去冷却水系统；

（4）无需另设锅炉房或热力站；

（5）要求尽可能将空气源热泵冷水机组布置在室外，如布置在裙房楼顶上、阳台上等，这样可以不占用建筑屋的有效面积；

（6）安装简单，运行管理方便

（7）不污染使用场所的空气，有利于环保；

1.2空气源热泵机组的种类和发展

1.2.1分类

1.从热输配对象分为摘要：空气/水-空气源热泵冷热水机组，空气/空气-空气源热泵冷热水机组；

2.从容量分为摘要：小型（7kW以下），中型，大型（%26gt;70kW）;

3.从压缩机型式分为摘要：涡旋式、转子式，活塞式，螺杆式，离心式；

4.从功能分为摘要：一般功能的空气源热泵冷热水机组，热回收型的空气源热泵冷热水机组，冰蓄冷型的空气源热泵冷热水机组；

5.从驱动方式分为摘要：燃气直接驱动和电力驱动。

1.2.2发展

80年代中期以前空气源热泵冷水机组大多采用半封闭往复式多机头压缩机。由于调节灵活和压缩机性能及换热器性能的改善，机组的性能不断提高。但在80年代中期以后，螺杆式压缩机的技术进步很快。它比压缩式零部件少（为活塞式的十分之一），结构简单，无进排气阀，噪声低，可无级调节，压缩比大而对容积效率影响不大，故非凡适用于气候偏寒地区的空气源热泵和采用冰蓄冷的装置。因此空气源热泵冷热水机组采用螺杆式压缩机的越来越广泛，而且目前螺杆式压缩机大多采用R-22为冷媒，可延续到2030年才会被禁用。其价格比起其它代替冷媒要便宜的多。目前使用R-22的螺杆式压缩机的制冷量范围为摘要：140~3600kW。

1.3空气源热泵机组的性能系数cop

1.3.1全负荷时的cop

某一工况下，热泵出力于热泵入力（功耗）之比为性能系数cop,它是评价热泵装置的重要指标。通过分析，不论何种主机，出水温度对cop的影响，冬季（共热）比夏季(供冷)大的多。

1.3.2部分负荷时的cop

估量空气热源热泵机组全年运行的经济时，必须了解各机种的部分负荷性能。部分负荷特性Ф是指制冷机运行负荷率q(%)和耗功率N(%)之比。在夏季，它同样受室外温度影响（t出口一定）或出水温度影响（t室外一定），而部分负荷性能系数cop’=Фcop全。根据具体情况，部分负荷时的cop’有可能大于满负荷时的cop，这是由于压缩机能量调节（卸缸或调速等）而冷凝器、蒸发器的传热面积和风量等未能调整而改善了工况，才使机组的部分负荷性能提高。

1.4空气源热泵机组的能耗分析

1.4.1供暖季节能耗分析

1.平衡温度点对空气源热泵机组的制热季节性能系数的影响

对于选定的空气源热泵机组，当建筑物的热负荷较大时，平衡温度点将增高，使整个供暖季的辅助加热量的增加，从而导致制热季节性能系数降低；当建筑物的热负荷较小时，平衡温度点将降低，导致整个供暖季的辅助加热量的减小。同时，由于负荷的减小，机组有更多的时间处于部分负荷下运行。因此，制热季节性能系数先是增大，然后会有所降低。且在相同平衡点温度下，各地区使用热泵机组具有不同的制热季节性能系数值。

2.运行方式对空气源热泵机组制热季节性能系数的影响

一班制时，热泵机组都在白天运行，而白天时的室外气温要高于夜间，这使得在整个供暖季，一班制运行热泵机组的制热季节性能系数要高于三班制运行机组。

作为一种节能技术，要评价空气源热泵的节能效应，就必须用到一次能利用率E的概念，一次能利用率在这里指的是热泵机组的制热量和一次能耗的比值。空气源热泵机组的一次能利用率的提高，一方面有待于进一步改进技术，提高空气源热泵的制热季节性能系数；另一方面则取决于我国平均发配电效率的提高。

1.4.2供冷季节能耗分析

空气源热泵的供冷季节能耗分析采用负荷频率表法。负荷频率表法是建立在空调负荷和室内外温差大致成比例这一假设基础上的。该方法根据室外空气干球温度出现的年频率数（用于全年运行的空调系统）或季节频率数（用于季节性空调系统）和空调系统的全年或季节运行工况计算出不同室外空气状态下的加热量和冷却量。在计算出冷（热）负荷后，再根据冷（热）源机组的变工况性能表查出相应工况下的供冷（热）季节小时频率值相乘，然后累加，计算出冷（热）源设备的耗能量。

经过分析，发现供冷季节性能系数和本地区的气候条件是相一致的，因为供冷季节的气候越炎热，室外空气温度越高，空气源热泵的供冷季性能系数将越低。

1.5空气源热泵机组和水冷式冷水机组的比较

1.5.1占地面积

单就风冷式制冷机外形尺寸而言，要比水冷式制冷机组的尺寸大，但水冷式制冷机需设置冷却塔和冷却水泵，因此水冷机的综合尺寸较风冷机要大很多。另外，风冷式制冷机一般置于高层建筑的裙楼屋顶或多层建筑的屋顶，其外形尺寸同水冷式制冷机在屋顶设置冷却塔的占地面积相当，这样就节省了在建筑物内因设置了制冷机房而多占用的面积。这在寸土寸金的大城市中尤显优势。

1.5.2系统简单

风冷式制冷机因没有冷却水系统，使制冷系统变得简单化，即省去了冷却塔、冷却水泵和管路的施工安装工作量，也减小了冷却水系统运行的日常维护、保养工作量和维修费用。

1.5.3对建筑物美观的影响

目前大部分建筑物的水冷式制冷机组，均采用冷却塔循环水冷却系统。冷却塔安装在大楼屋面，既影响建筑外观，又和优雅环境不协调。使用冷却塔经常会遭到审美观念较强的建筑师的反对。而风冷式制冷机外形方正，高度一般不会超过3m，比冷却塔要低一半左右，对建筑物外观影响相对较小。而且风冷机还可防止某些冷却塔因瓢水而形成的“晴天下小雨”给人们带来的不便。

1.5.4水阻力

风冷机组水系统的另一特征是，风冷机水侧阻力通常为30~50kPa，远比一般水冷机的水侧阻力80~100kPa要小。

1.5.5节水方面

在空调工程上冷却塔运行中所蒸发和风耗的水量较大，而且无法回收。例如摘要：深圳经协大厦，空调冷却水的补水量是整个大厦中日常生活用水的一倍。而风冷机却无须消耗冷却水。

1.5.6部分负荷时的能耗新问题

美国特灵(TRANE)公司曾做过水冷离心式冷水机组和风冷离心式冷水机组在全负荷和部分负荷的耗电量比较摘要：其数据见表1

表1水冷机和风冷机耗电量比较负荷

制冷量

kW

耗电量(kW)

风冷式

水冷式

全负荷

1160

350

299

2/3负荷

774

204

209

1/3负荷

387

109

154

从表中数据可见，在全负荷时，由于风冷式冷水机组的冷凝温度高于水冷式机组，故风冷机的压缩机需要较大的功率，因此风冷式冷水机组耗电量确比水冷机要大，大约大15%左右。但在2/3负荷时两者基本持平，且风冷机耗电量还略低。而在1/3负荷时，风冷机的耗电量远远低于水冷机，大约低30%左右。但由于空调负荷在整个夏季的分布是极不平衡的，甚至在一天之内各时段的负荷也差别很大，故机组在最大负荷下运行的时间是极其有限的，即制冷机大都处于部分负荷下运转，因此使用风冷机的能耗不比水冷机的能耗大。

1.5.7风冷机和冷水机综合费用的比较

制冷机的综合费用，包括一次性投资费用和运行维护费用，就一次性投资费用而言，风冷机要比水冷机花钱多，但是水冷机造价加上冷却塔、冷却水泵、管道和水处理等费用，水冷机的一次性投资费用并不比风冷机少太多，况且冷却水系统中冷却塔、水管路和水泵等设备的维护保养费、水处理费、冷凝器清洗费等均较风冷机组高。冷水机组年运行时间越长，对风冷式制冷机组越有利，风冷机和水冷机组相比较，其处投资回收期短。所以，南方地区用于空调的冷水机组更适合采用风冷式制冷机组。从冷却条件来看，南方地区夏季室外湿球温度较高，也对水冷式制冷机组不利。

1.6空气源热泵机组的应用和展望

1.6.1空气源热泵机组的应用

在此借鉴一些国外的做法摘要：

1、对于供热负荷远小于供冷负荷的地区，可以对和供热负荷相应的冷量部分用热泵提供热量（冬）和冷量（夏），而其余冷量由cop较高的制冷设备（如离心式）来解决。这样夏季的电耗可得以节省。

2、采用蓄热方法，冬季以中午热泵出力有余，可将该热量积蓄在蓄热槽里，到晨、晚不足时使用，这种蓄热方法可以在水蓄热系统中应用，也可以在空气源热泵的冰蓄热装置中实现。

3、采用热回收式热泵，即在热泵循环中增设一冷媒/水换热器，夏季回收部分冷凝器排热量，冬季可回收空调区内的热量补充采热蒸发器的不足，即在冬季时不仅是空气热源，同时又利用了内区水热源。最近国外推出一种和夏季冰蓄冷相结合的空气源热泵装置，全年可实现八种运行工况，冬季则可根据一天内气候变化规律完成热泵供热功能，弥补了过去热泵出力和建筑能耗有相反趋向的不足。

4、当有条件多能源供冷供热时，可合理组织供能模式，例如摘要：当高层建筑物的标准层为办公楼而下部裙房为综合用途者，则高层部分可用空气源热泵装置（有条件时考虑储冰），低层部分可采用燃气吸收式系统。当电动制冷设备和燃气吸收式联合供能时，则可按夏季优先用燃气、冬季优先用电力来协调供能。

5、当利用燃气作能源时，可试行热力原动机（燃气机）直接带动的空气源热泵，它不仅利用了空气热源，还从原动机的排热中回收大量热量，其能量利用系数可达1.5左右。国外已有容量达240kW的整体式机组。

1.6.2空气源热泵机组的展望

随着城市建设对建筑立面美观性的要求、对冷却塔使用的制约等因素，和对能源的利用率，以及某些城市对冷却塔使用的制约等因素，那么，空气源冷水机组作为空调冷热源，在某些地区的使用将会愈来愈多，空气源热泵也将向着成熟和完善的方向继续发展。

参考文献

1.马最良，姚杨，《民用空调设计》，化学工业出版社，2003

2.范存养，龙惟定，《上海市空气热源热泵的应用和展望》，《暖通空调》，1994

3.周晋，李树林，《风冷热泵机组的能耗分析》，《流体机械》，2002

4.杨昌智，孙一坚，《热泵式和直燃式冷温水机组运行特性的比较探究》，《湖南大学学报》，1996

5.张永贵，《热泵供暖系统技术经济评价》，《煤气和热力》，1995

6.何耀东、何青.《中心空调》，冶金工业出版社，1998

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10.陈君燕，《冷热联供系统的能耗估算》，《暖通空调》，2001

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16.DavidM.Elovitz，P.E.《SelectingtheRightHVACSystem》.AshraeJournal，January2002摘要:24-30

冷热水机组范文篇8

1前言

天然气是一种高效、洁净的能源。在功率相同的条件下，燃烧天然气所产生的CO2、NOx、CO量比燃烧油或煤都少。而且没有烟尘又极少SO2的污染。天然气既可以为燃料来获得热能，又可以实现冷热电联产。就上海而言，天然气的供应较为丰富．距上海370公里的东海平湖油田，已探明储量折合天然气约400亿m3，1999年4月开始向上海浦东地区日供天然气120万m3；，等到2003年“西气东输”的实现将为上海提供更充足的气源。

近年来，人们对空调的需求不断增加，用电量也随之剧增，特别是加重了夏季的用电负荷。如果部分改用天然气作驱动能源，不仅能够调整能源结构，降低环境污染，两且能够对电和燃气分别起到削峰、填谷的作用。

在国外，尤其是能源紧缺、环保要求高的国家里。使用煤气空调已较普遍，具有先进的技术和成熟的经验。1994年，上海市煤气公司在美华大楼开始使用煤气空调系统，以后在上海图书馆、天然气公司等大楼都使用了人工煤气或天然气空调系统。

2天然气空调冷热源机组

目前，天然气在空调系统中的应用主要有三种方式：一是利用天然气燃烧产生热量的吸收式冷热水机组；二是利用天然气发动机驱动的压缩式制冷机；三是利用天然气燃烧余热的除湿冷却式空调机。

2．1天然气直燃型溴化锂吸收式冷热水机组

吸收式冷热水机组主要由发生器、冷凝器、节流机构、蒸发器和吸收器等组成，工质是两种沸点不同的物质组成的二元混合物。当前以水-溴化锂为工质对的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组应用较为广泛。溴化锂稀溶液受燃烧直接加热后产生高压水蒸汽，并被冷却水冷却成冷凝水，水在低压下蒸发吸热，使冷冻水的温度降低；蒸发后的水蒸气再被溴化锂溶液吸收，形成制冷循环。当冬天需要供暖时，由燃烧加热溴化锂稀溶液产生水蒸气，水蒸气凝结时释放热量，加热采暖用热水，形成供热循环。

由于溴化锂水溶液需要在发生器中吸收热量，产生水蒸汽，因此可以来用直接燃烧天然气的方法来提供这部分热量，即以天然气为燃料的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组。该机组既可以制冷，又可以供热。如果在高压发生器上再加一个热水换热器，就可以同时提供生活用热水，达到一机三用和省电的目的．而且使用天然气的直燃型溴化锂吸收式冷热水机组还有下面的优点：

(1)由于通过直接燃烧天然气来加热吸收器内的溴化锂溶液，因此省去了由锅炉产生蒸汽，再由蒸汽加热溴化锂溶液的二次加热过程，提高了传热效率。同时，因省去了锅炉而大大减少了占地面积及设备、土建初投资。

(2)由于以燃烧天然气的方式提供热量，避免了间接通过烧煤或油锅炉提供热量的方式，降低了环境污染，调整了能源结构。

(3)直燃型溴化铿吸收式机组除功率较小的泵外，没有其他运动部件，机组噪音和振动都很小。

(4)直燃型溴化锂吸收式机组用吸收器和发生器代替了压缩机，因此大大降低了电耗。但这种直燃型冷热水机组与水冷离心式和螺杆冷水机组相比，一次能耗大，制冷效率低，而且不适用于热负荷大，生活热水用量大的建筑物。

2．2天然气发动机驱动的压缩式制冷机

压缩式制冷主要是制冷剂在压缩机(螺杆式、往复式、离心式)、冷凝器、节流机构、蒸发器等设备中循环流动，完成制冷、制热的过程。传统上压缩机是由电带动进行工作的，因此设备耗电量较大．把天然气用于压缩式制冷机，即通过燃烧天然气的狄塞尔发动机或者燃气轮机提供动力，来推动制冷压缩机运转。

用天然气发动机驱动的压缩式制冷机具有以下优点：

(1)用天然气发动机驱动压缩机运转，可以根据室内温度变化调节发动机，使之以最高效率运转，实现快速制冷和节能；

(2)由于压缩机并不通过煤或油发电驱动，而是用天然气发动机，因此减少了对环境的污染。

(3)天然气发动机驱动的压缩式制冷机组除一些辅助设备外，基本不耗电。而且避免了用电高峰时因电力不足成停电造成的电动压缩式制冷机无法运转的麻烦。

(4)天然气发动机驱动的压缩式制冷机除可以制冷、供暖外，还可以回收天然气发动机的尾气废热，所以提高了机组的供暖能力。

2．3天然气用于除湿冷却式空调机

要达到室内的温湿度要求，仅依靠常规的制冷机组对于新风负荷较大，而室内湿度要求低的环境是不够的．为了满足要求，可以在机组中加入转轮除湿机先对室外空气进行除湿处理。在该机组中，室外新风首先进入转轮除湿机，除湿后进入空调机进行处理，再进入空调房间，完成制冷或制热过程。

转轮除温机由吸湿转轮、传动机构、外壳、风机及再生用加热器组成。用来吸收室外新风中水分的吸湿剂一般为硅胶或分子筛．当吸温剂达到含湿量的极限时，会失去吸湿能力，为了重复使用，需要进行再生处理。再生是用180—240℃的热空气即再生空气来加热除湿剂，使其空隙中的水分蒸发。而热空气就是通过在再生用加热器中利用天然气燃烧后尾气的废热与空气进行热交换获得的。

天然气用于除温冷却式空调机有下面的优点：

(1)天然气燃烧后尾气的余热用来加热再生空气，充分利用余热，起到节能的作用。

(2)除温冷却式空调因新风经过除湿处理，能够承担较大的冷负荷和湿负荷。节约了能耗，有较好的经济性．而且避免了制冷剂的蒸发温度过低影响制冷效率，也避免了凝结水排放不当造成的渗漏。

3．办公楼采用天然气作为空调驱动能源的经济性分析

以上海地区商用分公楼为对象，通过对四种典型的空调冷热源设计方案进行经济比较，分析天然气应用于空调系统的优缺点。

3．1方案简介

3.1.1办公楼概况

建筑面积20000m2，楼层数20层，钢筋混凝土结构，宙培面积比为1／3。该建筑物高峰负荷时：夏季供冷量QL2326kw(8374MJ／h)；冬季供热量QR2868kw(10325MJ/h)。

设计条件：夏季室外空气设计温度tw.n=34℃，湿球温度28．4℃，空气烙92kJ／kg，室内设计温度tN＝25℃，空气焓50kJ／kg；冬季室外空气设计温度tW.M＝-4℃，空气焓0kJ／kg。

3.1.2冷热源系统方案

表1冷热源系统方案

项目冷热源冷源容量热源容量方案一离心式冷水机组+油锅炉11631kw×2台制热量940k

w×2台方案二直燃型机组(天然气)1163kw×2台制热量973kw×2台方案三直燃型机组(轻油)1163kw×2台制热量973kW×2台方案四热泵11632kw×2台制热量1058kw×2台

3.2冷热源机组设备投资

这里仅讨论设备费及安装费，土建费应另考虑。至于天然气和电的增容费，目前上海市已可申请减免。

3.2．1冷热源主机设备费用

不同容量的冷热源机组设备费用以下图表示。具体主机设备费用见下表2。

表2主机设备费用单位：万元

费用类别方案一方案二方案三方案四设备费冷源机组192．2264．6264432热源机组88．8

1冷吨＝12．66MJ/h＝3．52kw

3．2．2辅机费用

辅机费用主要指冷却水泵、冷却塔和锅炉给水泵等设备的费用，见下表3。

表3辅机费用辅机名称功率或型号价格(万元/台)辅机数量水泵18．51kw0．694方案1:2台30kw0．906方案1-4：各2台37kw1．088方案2、3：各2台冷却塔LBC-M1506．200方案1：2台LBC—M20011．200方案2、3：各2台锅炉给水泵2．21kw0．250方案1：2台

3.2．3设备安装费用

主、辅机设备安装费用，除热泵以设备费用的15％计外，其它设备以25％计。

3．3年运行费

年运行费包括能耗费、维修费和人工费．由于各方案的人工费差不多，比较时可以略去。固定费，包括设备折旧费、占有空间费、利息和税金等，暂不予考虑。

3．3．1能耗费用

(1)对各冷热源方案进行能耗分析

a.制冷机组的全年能耗

在制冷系统容量和运行时间一定时，全年能耗取决于制冷组的类型、单机容量、台数、不同机型不同容量机组的搭配方式等．如果知道机组的额定冷量和部分负荷调节特性，结合用户全年冷负荷的分布规律，就可以计算其全年能耗。

美国制冷学会ARI-550标准中提出综合部分负荷能耗值IPLV(IntegratedPantLoadValue)和部分负荷应用值APLV(ApplicationPartLoadValue)：

IPLV＝0．05A十0．30B十0．40C十0．25D

APLV＝IPLV／T

式中：A--100％负荷时的耗能量；

B--75％负荷时的耗能量；

C--50％负荷时的耗能量；

D--25％负荷时的耗能量；

T--制冷机组全年运行时间(h／a)。

制冷系统全年能耗为：

ER＝IPLV，或ER=APLV×T

b．热源机组的全年能耗

表4：各方案全年能耗

方案一离心式+油锅炉方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵耗电Mwh／a主机冬季8．46．17.1267．2主机夏季341．210．812．5598．5辅机160．5196．1196．1109．1小计510.1213．0215．7974．8耗油t／a主机冬季87．8--84．5--主机夏季----133．5--小计87．8--218．0--耗气1000Nm3／a主机冬季--85．7----主机夏季--135．5----小计--221．2----一次能耗GJ／a主机冬季3843401537232992主机夏季3519636158976702辅机1797219621961222小计9159125721181610916单位面积一次能耗MJ／m2．a458.0628.4590.8546.0

(天然气热值取46．05MJ／Nm3，油锅炉燃油热值取42．71MJ／kg，轻油热值取43．12MJ／kg)

在实际应用中，热源机组的系统负荷率往往比较低。为了便于计算，一般采用间歇调节年，假定机组成者处于满负荷运行，或者处于停机。把全年的热负荷总量qh(kJ／a)与热源机组额定出力qH(kJ／h)之比，定义为“全年当量满负荷运行时间τEH”，即τEH＝qh/qH。

热源机组全年能耗为

EH＝τEH·WH

式中：WH--热源机组满负荷运行时的单位能耗，(kJ／h)

如果机组实际运行时间为TH，定义平均负荷率ξ：

ξ＝τEH／TH

则系统总耗能为

EH=WH·TH·ξ

c．各冷热源方案全年能耗汇总

考虑各方案辅机的能耗消耗，并综合前面主机机组的能耗得到下面各方案全年主机与铺机的能耗如下表4：

考虑6月1日-9月31日和11月1日-次年3月31日，全年空调期间(共274天)有休息日78天，在加上元旦、新年放假，实际空调系统运行时间为计算的70％，修正后的空调系统实际能耗见表5。

表5各方案考虑休息日停机后的全年能耗

方案一离心式+油锅式方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵耗电总量Mwh／a357．1149．1151．0682．4耗油总量吨／a61．5--152，6--耗天然气总量103Nm3／a--154．8----一次能耗总计GJ／a6625880382727642单位面积一次能耗GJ／m2．a331．2440．0413．7382．3

在表4、表5中，电力资源是二次能源，需要转换成一次能源的能耗。由于上海的发电厂全是燃煤电厂，因此电力资源折算成一次能源时采用下面公式：

W''''＝W／(ηf×ηw)

W--机组耗电量；

W''''--电力折算一次能耗量；

ηf-燃煤电厂发电热效率，取35％；

ηW-电网输送效率，取92％；

如果考虑火电机组在调蜂运行时的发电效率只有约25％，方案一和方案四的一次能耗将显著增大。

(2)全年能耗费用

在上海目前价格体系下，电价为1元/kwh，轻油价格为3．2元／kg，天然气价格为2．1元/Nm3。根据前面能耗分析，得到各方案的全年能耗费，如表6。

表6各方案全年能耗费用

项目方案一离心式+油锅式方案二直燃式(气)方案三直燃式(油)方案四热泵总电费(万元／年)35．7114．9115．1068．24总油费(万元／年)19．68--48．83--天然气费(万元／年)--32．51----总能耗费(万元／年)55．3947．4263．9368．24

3．3．2年维修费用

冷热水机组范文篇9

（1）据统计，1996年我国空调设备（指电动冷热水机组、吸收式冷热水机组、房间空调器以及单元空调机组，但不包括进口机组）的总制冷能力约为2000万kW，其中热泵型机组的制冷能力约占60%.在全部热泵型机组中，电驱动热泵容量约为1070kW，占90%；吸收式热泵容量约为130万kW，占10%.

（2）近几年来，我国的吸收式制冷装置发展迅速。据统计，1996年销售的溴化锂吸收式制冷机约3000多台，其中直燃机1115台。

（3）热泵在工业中的应用已见端倪，木材、食品（茶和水果）、陶瓷、造纸、印刷、石油和化工等工业生产过程已采用了蒸汽喷射式热泵、吸收式热泵和电驱动热泵。例如，目前大约有400台热泵式木材干燥机正在运行，年处理能力约为200千立方米。

2、热泵发展的背景

2.1能源政策

我国一次能源年保有总量（不包括生物质能和新能源）为14亿吨标准煤，其中原煤14.6亿吨，原油1.7亿吨，天然气300亿立方米，水电2400亿kWh，核电250kWh，进口石油4～6亿吨，火电电力装机容量2.9～3亿kW（平均每年增加装机容量1500kW）。据1997年统计，我国电厂热效率为32.95%，电厂供热效率为83.68%，能源转换总效率为38.07%.采用热电冷三联供系统或称总能系统（TES——TotalEnergySystem），燃气热泵（GEHP）后，通过热力学第一定律的热效率分析和热力学第二定律的效用率分析说明：由于利用废热，GEHP的综合利用可达到80%～85%；若通过轴动力传动热泵，利用了低位热能，故综合热效率可达到150%～170%.对于TES方式，实现热电冷三联供后，其综合利用率可达到65%～80%.《中华人民共和国节约能源法》第三十九条将热电冷联产技术列入国家鼓励发展的通用技术，促进了热泵事业的发展。

2.2环境保护政策

采用热驱动热泵，CO2排放量亦明显降低。通过改善热泵性能，降低工质泄漏与使用新工质，热泵将在环境保护上发挥更大的作用。

2.3建筑节能法

实施《民用建筑节能设计标准》后，提高了建筑隔热保温性能，降低了建筑采暖能耗，结果是大幅度地降低了热泵采暖方式的年运行费用，增加了热泵与集中供热采暖方式的竞争能力。

2.4城市能源结构的改变

大中城市人口集中，能源消耗量大，污染问题最突出，因此，必须实施国家能源政策，改善能源结构，提倡使用清洁优质能源，限制煤炭的使用，这就为热泵的应用创造了条件。

2.5能源价格的调整

3、热泵技术发展的展望

3.1热泵技术的现状

所有型式的热泵都有蒸发和冷凝两个温度水平，节流采用膨胀阀或毛细管。只是压力的增加有不同的形式，主要有机械压缩式，热能压缩式、喷射蒸汽压缩式。

目前我国热泵发展有三种趋势：

风冷热泵型热水机组发展迅速，1996年比1995年增长近二倍。

直燃式溴化锂冷热水机组发展较快，占全部溴化锂吸收式热水机组的56%.

房间空调器比重最大。热泵型窗式、分体式和10kW冷量以下的单元空调机占总冷量的45%.但技术上存在以下几方面的问题：

风冷热泵型机组存在体型较大，噪声较高，除霜技术尚不完善等问题。主要应用风冷热泵的地区是长江流域，该地区夏季闷热，冬季湿冷，1月份平均气温0℃～10℃，相对湿度大于75%.因此，要求热泵必须适应0℃以下低温高湿气候环境。

吸收式溴化锂制冷机组效率偏低。

房间空调器存在噪声污染、热污染（大量电机功率转化的热量排入住宅）和制冷剂污染，特别是（分体式空调机安装和使用时的泄漏）。1996年我国大约安装300万台分体机和40万台单元空调机，以每台安装时的排放量为50g计算，则泄漏总量达170t/年。

3.2热泵技术发展的展望

技术发展总趋势是发展高效率的供热、供冷热泵和超级热泵系统。

3.2.1机械压缩式热泵的发展

（1）制冷剂侧的热泵控制。

（2）压缩机能量控制。

（3）压缩机设计

（4）新工质技术

3.2.2吸收式热泵和吸收式热变换器

3.2.3压缩-吸收式热泵

3.2.4高温热泵

4、热泵市场发展的展望

4.1热泵市场发展的有利因素

4.1.1我国的能源政策和环境保护政策是促进热泵技术迅速发展的主要因素。

4.1.2自从我国政府1978年出台改革开放、节能政策以来，长江流域经济得到迅速发展，生活水平也获得了大幅度的提高。这一地区的气候特点是夏季炎热，冬季不太冷（一月份平均室外温度变化范围为0℃～10℃，年平均室外温度低于或等于5℃的时间为0～90天。七月室外平均温度范围为25℃～30℃，年平均温度高于25℃的天数为40～110天）。根据上述原因，加以国外产品的大量进口，热泵空调系统在中国的应用迅速增长，目前家用空调器总量60%为热泵型甚至在较为寒冷的北京地区，有许多用户也喜欢在集中采暖期前后应用热泵型空调机组来采暖，冬季供应热水，夏季供应冷水的电动风冷机组在集中式空调系统中得到了广泛的应用，今后的应用将更为普及。

4.1.3我国建筑市场巨大，1995～2000年，预计每年全国城市新建住宅建筑面积约2.4亿㎡，其中上海每年新建约1500万㎡，北京约1000万㎡，天津约600万㎡，大连约260万㎡.2000～2010年，每年新建住宅建筑面积约3.4亿㎡.

4.1.4我国工业余热的资源很丰富，利用的潜力很大分布也很广，如化工工业占8.8%，石化工业占30.9%，轻纺工业占4.0%.石化厂、造纸厂、制药厂、冶金厂、食品加工厂和农业部门对热泵的应用进行了开发研究，如木材采用了电驱动高效热泵干燥机实现了工厂节能的目的；如石化厂广泛采用了蒸汽喷射式热泵回收生产过程中的余热用于生产和生活，取得了明显的经济效益，为今后热泵市场的开拓创造了条件。

4.2热泵市场发展的展望

4.2.1建筑业应用热泵的展望

热泵适用区域为过渡区域和部分集中采暖区域，该区域包括上海、江苏、浙江、山东、安徽、湖北、河南及福建、湖南的部分地区，据预测，该地区2000年城镇房屋建筑面积38.5亿㎡，其中住宅20.7亿㎡，（约占53.8%）。公共、商业建筑6.5亿㎡（16.9%），从中国经济发展形势来看，该地区至2000年空调普及率约为10%.据预测，2000年我国房间空调器需求量约为1000万台，其中包括制冷量在10kW以下的单元空调机，空调用总制冷量约为3500万kW.

据预测，九五期间吸收式溴化锂制冷机预计将以8%～10%的速度增长，即市场需求量将以每年200～250万台速度增长，至2000年，全国的需求量约为4000台。

冷热水机组范文篇10

近几年来，我国热泵发展很快，主要表现在如下几个方面。

（1）据统计，1996年我国空调设备（指电动冷热水机组、吸收式冷热水机组、房间空调器以及单元空调机组，但不包括进口机组）的总制冷能力约为2000万kW，其中热泵型机组的制冷能力约占60%.在全部热泵型机组中，电驱动热泵容量约为1070kW，占90%；吸收式热泵容量约为130万kW，占10%.

（2）近几年来，我国的吸收式制冷装置发展迅速。据统计，1996年销售的溴化锂吸收式制冷机约3000多台，其中直燃机1115台。

（3）热泵在工业中的应用已见端倪，木材、食品（茶和水果）、陶瓷、造纸、印刷、石油和化工等工业生产过程已采用了蒸汽喷射式热泵、吸收式热泵和电驱动热泵。例如，目前大约有400台热泵式木材干燥机正在运行，年处理能力约为200千立方米。

2、热泵发展的背景

2.1能源政策

我国一次能源年保有总量（不包括生物质能和新能源）为14亿吨标准煤，其中原煤14.6亿吨，原油1.7亿吨，天然气300亿立方米，水电2400亿kWh，核电250kWh，进口石油4－6亿吨，火电电力装机容量2.9－3亿kW（平均每年增加装机容量1500kW）。据1997年统计，我国电厂热效率为32.95%，电厂供热效率为83.68%，能源转换总效率为38.07%.采用热电冷三联供系统或称总能系统（TES——TotalEnergySystem），燃气热泵（GEHP）后，通过热力学第一定律的热效率分析和热力学第二定律的效用率分析说明：由于利用废热，GEHP的综合利用可达到80%－85%；若通过轴动力传动热泵，利用了低位热能，故综合热效率可达到150%－170%.对于TES方式，实现热电冷三联供后，其综合利用率可达到65%－80%.《中华人民共和国节约能源法》第三十九条将热电冷联产技术列入国家鼓励发展的通用技术，促进了热泵事业的发展。

2.2环境保护政策

采用热驱动热泵，CO2排放量亦明显降低。通过改善热泵性能，降低工质泄漏与使用新工质，热泵将在环境保护上发挥更大的作用。

2.3建筑节能法

实施《民用建筑节能设计标准》后，提高了建筑隔热保温性能，降低了建筑采暖能耗，结果是大幅度地降低了热泵采暖方式的年运行费用，增加了热泵与集中供热采暖方式的竞争能力。

2.4城市能源结构的改变

大中城市人口集中，能源消耗量大，污染问题最突出，因此，必须实施国家能源政策，改善能源结构，提倡使用清洁优质能源，限制煤炭的使用，这就为热泵的应用创造了条件。

2.5能源价格的调整

3、热泵技术发展的展望

3.1热泵技术的现状

所有型式的热泵都有蒸发和冷凝两个温度水平，节流采用膨胀阀或毛细管。只是压力的增加有不同的形式，主要有机械压缩式，热能压缩式、喷射蒸汽压缩式。

目前我国热泵发展有三种趋势：

风冷热泵型热水机组发展迅速，1996年比1995年增长近二倍。

直燃式溴化锂冷热水机组发展较快，占全部溴化锂吸收式热水机组的56%.

房间空调器比重最大。热泵型窗式、分体式和10kW冷量以下的单元空调机占总冷量的45%.但技术上存在以下几方面的问题：

风冷热泵型机组存在体型较大，噪声较高，除霜技术尚不完善等问题。主要应用风冷热泵的地区是长江流域，该地区夏季闷热，冬季湿冷，1月份平均气温0℃－10℃，相对湿度大于75%.因此，要求热泵必须适应0℃以下低温高湿气候环境。

吸收式溴化锂制冷机组效率偏低。

房间空调器存在噪声污染、热污染（大量电机功率转化的热量排入住宅）和制冷剂污染，特别是（分体式空调机安装和使用时的泄漏）。1996年我国大约安装300万台分体机和40万台单元空调机，以每台安装时的排放量为50g计算，则泄漏总量达170t/年。

3.2热泵技术发展的展望

技术发展总趋势是发展高效率的供热、供冷热泵和超级热泵系统。

3.2.1机械压缩式热泵的发展

（1）制冷剂侧的热泵控制。

（2）压缩机能量控制。

（3）压缩机设计.

（4）新工质技术。

3.2.2吸收式热泵和吸收式热变换器

3.2.3压缩-吸收式热泵

3.2.4高温热泵

4、热泵市场发展的展望

4.1热泵市场发展的有利因素

4.1.1我国的能源政策和环境保护政策是促进热泵技术迅速发展的主要因素。

4.1.2自从我国政府1978年出台改革开放、节能政策以来，长江流域经济得到迅速发展，生活水平也获得了大幅度的提高。这一地区的气候特点是夏季炎热，冬季不太冷（一月份平均室外温度变化范围为0℃－10℃，年平均室外温度低于或等于5℃的时间为0－90天。七月室外平均温度范围为25℃－30℃，年平均温度高于25℃的天数为40－110天）。根据上述原因，加以国外产品的大量进口，热泵空调系统在中国的应用迅速增长，目前家用空调器总量60%为热泵型甚至在较为寒冷的北京地区，有许多用户也喜欢在集中采暖期前后应用热泵型空调机组来采暖，冬季供应热水，夏季供应冷水的电动风冷机组在集中式空调系统中得到了广泛的应用，今后的应用将更为普及。

4.1.3我国建筑市场巨大，1995－2000年，预计每年全国城市新建住宅建筑面积约2.4亿㎡，其中上海每年新建约1500万㎡，北京约1000万㎡，天津约600万㎡，大连约260万㎡.2000－2010年，每年新建住宅建筑面积约3.4亿㎡.

4.1.4我国工业余热的资源很丰富，利用的潜力很大分布也很广，如化工工业占8.8%，石化工业占30.9%，轻纺工业占4.0%.石化厂、造纸厂、制药厂、冶金厂、食品加工厂和农业部门对热泵的应用进行了开发研究，如木材采用了电驱动高效热泵干燥机实现了工厂节能的目的；如石化厂广泛采用了蒸汽喷射式热泵回收生产过程中的余热用于生产和生活，取得了明显的经济效益，为今后热泵市场的开拓创造了条件。

4.2热泵市场发展的展望

4.2.1建筑业应用热泵的展望

热泵适用区域为过渡区域和部分集中采暖区域，该区域包括上海、江苏、浙江、山东、安徽、湖北、河南及福建、湖南的部分地区，据预测，该地区2000年城镇房屋建筑面积38.5亿㎡，其中住宅20.7亿㎡，（约占53.8%）。公共、商业建筑6.5亿㎡（16.9%），从中国经济发展形势来看，该地区至2000年空调普及率约为10%。据预测，2000年我国房间空调器需求量约为1000万台，其中包括制冷量在10kW以下的单元空调机，空调用总制冷量约为3500万kW.

据预测，九五期间吸收式溴化锂制冷机预计将以8%－10%的速度增长，即市场需求量将以每年200－250万台速度增长，至2000年，全国的需求量约为4000台。