冷水机组范文10篇

冷水机组范文篇1

“空调用冷水机组一般是在标准工况所规定的冷水回水温度12℃，供水温度7℃，温差为5℃的条件下运行的。对于同台冷水机组来说，其运行条件不变，外界负荷一定的情况下，冷水机组的制冷量是一定的。此时．通过蒸发器的冷水流量与供、回水温差成反比，即冷水流量越大，温差越小；反之．流量越小，温差越大所以，冷水机组工况规定冷水供回水温差5℃，这实际上是规定了机组的冷水流量。这种冷水流量的控制就表现为控制水通过蒸发器的压力降在标准工况下，蒸发器上冷水供回水压降调定为49kPa(0．5kg／cm)。

在冷冻水系统的实际操作中，往往存在着以下几种误操作：

(1)一些空调主机房的操作人员开机时未严格按照机组的运行参数调节冷冻水进出水压力降．往往调得高于运行参数，当压力降过高时．不是关小冷水泵出水阀．而是采取打开另一台不运行机组蒸发器进出水阀．将过多的水从另一台机组蒸发器放走．以降低压力降，导致人为增加冷水泵的运行电流，造成电的浪费。

(2)开机时．未先将不开机组蒸发器上的进出水阀关闭，造成一部分冷水从不开的机组蒸发器内流走，影响工作状态下机组的制冷效果。

为了说明这个问题．下面就以两台机组(分别简称为A机和B机)为例，谈谈这种误操作的危害若A机开启，B机不开．A、B两机蒸发器进出水阀均打开。

此时，设满足A机蒸发器冷冻水进出水压力降49kPa(0．5kg／cm)的流水量为100

kg／s由于A、B机蒸发器均有水流经过，理论上流经A机蒸发器的冷冻水只有50kg／s，另50kg／s从B机蒸发器流走。实际上只有流经A机蒸发器的50kg／s冷冻水被制冷机降温经降温和未降温的各50kg／s冷冻水在出水总管汇合后，水温必定比从A机送出的冷冻水温高由于这种误操作人为产生的已升温的冷冻出水．送至各用冷场合后．其制冷效果必然降低。这种误操作人为地减少了机组的制冷量，难以满足各用冷场合的要求。同时，由于流经A机蒸发器的水量减少了，A机出水温度自然会低一些，往往给操作人员带来错觉，认为机组的制冷效果不错．实际上回水温度上升．必然延长机组的运行时间。主机、冷冻泵、冷却泵、冷却塔风机等设备加在一起算，浪费电相当严重(蒸发器进出水温差大，是由于水的流量小引起的)。

(3)上一项误操作出现后．A机蒸发器进出水压力降肯定会减小。有的操作人员不是将B机蒸发器的进水阀关闭，加大A机蒸发器进出水压力降．而是错上加错，采取增开一台冷水泵的方法解决增开水泵后，虽然提高了A机蒸发器进出水压力降．但增开冷水泵完全没有必要，这等于是二台冷水泵对二台蒸发器工作，纯粹是浪费。

以上三种误操作．在深圳及广东其它地方均有发现，主要原因是：

(1)操作人员不了解机组的运行原理，仅仅满足于能开启主机就行。

(2)操作人员怕麻烦，不愿去调节水阀，怎么方便就怎么操作(有的机房位置小，水阀安装在高空，水阀阀杆长，旋转圈数多．操作起来不方便)

(3)有的操作人员甚至管理人员误认为增加冷冻水压就必然增加制冷量冷冻水系统正确的操作方法是：

(1)开机前关闭不运行机组的冷冻水进水阀，防止窜水现象发生。

(2)打开需运行机组蒸发器上的进出水阀，开启相应的冷冻水泵，将蒸发器进出水压力降调至49kPa(0．5kg／cm)左右(可根据机房的实际设计压力降调节，一般以能克服管路中的阻力为基础，尽量降低压力降，以减少水泵的耗电量)。

(3)若水泵启动后．发现进出水压力表指针摆动太大，说明冷冻水系统有空气．需排气后待压力表指示正常才能继续下一步的操作。

(4)操作中无论开几台机组，均是一台冷冻水泵对一台机组(匹配要一样)。

2冷却水系统的操作

对于一台正在运行的冷水机组．环境条件，负荷都已成为定值这时，冷凝热负荷也为定值。规定进、出水温差为5℃，冷却水量必然也为一定值而且该流量与进出水温差成反比。所以，冷水机组的运行．只要规定冷却水的进出水温差就行了这个流量通常用进、出冷凝器的冷却水压力降来控制。在标准工况下．冷凝器进出水压力降调定为68．6kPa(0、7kg／cm：)。

在冷却水系统的实际操作中，往往存在着以下几种误操作：

(1)开机前未将不需要开启的机组上冷凝器的进水阀关闭造成窜水。一部分冷却回水从不开机组冷凝器中流走，减少了正在运行机组冷凝器内的冷却水流量，造成冷凝压力上升．主机的运行电流增加．机组的制冷量下降，严重的还会使机组停止运行．既浪费电，又降低了制冷效果，还容易损坏设备。

(2)由于上一项误操作，主机的冷凝压力和冷却水出水温度升高。给操作人员造成误判断．误认为是冷却水量不够而开大冷凝器进水阀和冷却水泵出水阀，有的还增开冷却塔风机，造成水泵、冷却塔风机耗电增加

(3)更有甚者，盲目地去增开一台冷却水泵。虽然增开冷却水泵的确可降低冷却水温和冷凝压力，但毕竟一台水泵运转的电能白白浪费掉了．因而是错上加错冷却水系统正确的操作方法是：

(1)开机前将不需运行机组冷凝器进水阀关闭．防止窜水。

(2)打开将要运行机组冷凝器上的进出水阀(一般出水阀常开，进水阀根据需要开、关。冷凝器、蒸发器都一样)开启相应的冷却水泵．调整冷凝器进、出水压力降至68．6kPa(0．7kg／cm：)左右(压力降以能克服管路阻力为原则．低一些节电效果更佳)。

(3)若冷凝器进出水压力表指针摆动过大，说明冷却水系统有空气．需排空气待压力表指示正常后继续下一步操作。

(4)操作中，无论开几台机组，均是一台冷却水泵对一台主机(匹配要一样)。

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3冷却塔系统的操作

冷却塔系统的误操作分进出冷却塔冷却水的操作与冷却塔风机的操作。

大家都知道，冷水机组开机时，主机负荷大，冷凝压力高，故一般操作大都采取开一台机组时开二台冷却塔风机的做法(即多开一台冷却塔风机)待机组负荷降低后．再关一台冷却塔风机，这种做法本无可非议．问题出在关冷却塔风机以后的操作没有跟上．造成浪费。

下面以A、B两台冷却塔为例来说明这个问题：

冷水机组的冷冻水泵．冷却水泵．冷却塔及冷却塔风机，都是根据设计来匹配的本来一对一均能正常运行，为了尽快降低主机负荷，临时增开一台冷却塔风机，确是一项行之有效的办法。其实际操作及误操作情况分析如下：

设冷却水满足68、6kPa(0．7kg／cm)压力降的流量为120kg／s，A、B两台冷却塔及风机同时工作。理论上进出A、B塔的水量各为6Okg／s，其实际出水温度一般比用1台冷却塔风机工作时的水温低2℃左右。当主机负荷降低后．再开两台冷却塔风机已是浪费．故关B冷却塔风机。问题在于关B塔风机后，B塔的进出水阀没有关闭，造成60kg／s的冷却水未被风机冷却。B塔未被冷却的60kg／s水与A塔经冷却的60kg／s水汇合后，进人冷凝器，其水温反而比单独开A塔(指关闭B塔流水．120kg／s水全部从A塔经过)要高2℃左右，而且这种状态一直要到机组停止运行时为止冷却水温的升高必然导致冷凝压力的升高．主机耗电的增加，机组制冷量的下降。

大多数的空调机操作人员对冷却塔的操作都是把所有冷却塔进出水阀全部打开．而冷却塔风机根据需要而开、停。人们往往注意的是冷却塔风机的耗电．而忽视了冷却水温的提高而恶化了机组运行条件，造成长时间的电的浪费究其原因主要有以下几点：

(1)冷却塔一般安装在房顶或远离主机房的地方，操作起来不方便。

(2)调节冷却塔托水盘的水位较麻烦，费时间。

(3)相当一部分操作人员没有考虑节能方面的问题，而只考虑冷却塔的正常运行。

冷却塔虽然是空调制冷系统中的附属设备，但它却担负着散发整个系统所吸收的总热量的重要任务因此，对冷却塔的操作正确与否，直接关系到整个空调系统的制冷效果和节能。由于以上谈到的冷却塔的误操作比较普遍．并且从开机到关机的整个过程都存在，所以其危害极大，应引起有关操作人员和管理人员的高度重视。

冷却塔正确的操作方法和要求是：

(1)冷却塔的使用台数与机组的开启台数相匹配。

(2)关闭不开风机的冷却塔的进、出水阀，防止冷却水在不使用的塔中流过。

(3)临时增开的冷却塔风机．在关掉该风机后，千万不要忘记关闭该塔的进、出水阀，

(4)每班开机后均要检查冷却塔的运行情况．发现未开风机的冷却塔有冷却水经过．都要及时关闭该塔进出水阀，将托水盘水位调节好空调系统的冷凝器、蒸发器、冷却塔进水阀，有的机组装有电动阀，但电动阀容易出故障、失灵．故应加强检查．确保系统正常、正确运行制冷过程实际上是一个热交换过程。冷水机组的热交换较之窗式、分体式、柜式空调复杂，前者为间接制冷，后者为直接制冷。冷水机组的热交换有四个过程：

(1)冷冻水与用冷场合空气的热交换。

(2)冷冻水与机组蒸发器内制冷剂的热交换。

(3)冷却水与冷凝器制冷剂的热交换。

(4)冷却水在冷却塔中与空气的热交换

这四个热交换过程都离不开水．可见水在冷水机组工作中的重要性，要研究冷水机组的节能．必然离不开对水流的研究现代空调设备的自动化程度比较高，楼宇自动化的出现往往使人们误认为空调的正常运行与节能完全可以依赖自动化控制，但人们往往忽视了一点：

就冷水机组而言，目前的空调技术还未能将冷冻水、冷却水的流量及其压力降完全纳入自动控制系统(包括变频调速的冷水机组)，控制冷冻水、冷却水的压力降还需由人工来调节微电脑控制中心虽然可“从水流开关信号作为数字量输入，温度和压力信号作为模拟量输入”，但水流开关仅仅可控制机组的启动和停止(起保护作用)而不能控制水的流量和压力降。温度信号及压力信号均只对机组起安全保护作用一句话，目前的微电脑控制中心．只能控制机组的正常运行，起安全保护作用，方便操作和维修。不能控制冷冻水、冷却水的流量和压力降，不能为机组提供最佳、最节能的运行条件。正是由于人们忽视了冷水机组的误操作，进而人为地增加了机组的运行费用，造成不应有的损失。

只要纠正了以上误操作，就可大大减少电和设备的消耗，达到节省运行费用的目的，一般可节约电费lO％左右，有的机房甚至更高，制冷量大，机组台数多的机房，其节能的潜力更大。

4怎样在管理中节能

节能的方法有很多，除操作外，还有管理的问题。

(1)夏季早晨室外气温较低，同时空气新鲜而室内气温较高，可利用空调新风机及消防排烟系统抽、送风约一刻钟。这种做法有以下好处：

①开机前可降低室温，减少主机负荷。

②使室内空气质量提高。

③检查排烟系统是否正常，对消防工作有利。

(2)随时掌握各用冷场合的具体情况，适时开、停有关风柜、风机盘管等设备，减少系坑热负荷，实际上可降低机组的耗电量和末端设备的耗电量。

(3)根据气温的变化和用冷场合的变化，适时增开或关、停冷水机组，在满足空调需求的前提下，尽量少开机组和减少机组的运行时间(有楼宇自动化的空调系统毕竟不多，大多数机房还得靠人工去调节)。

(4)摸清整个用冷场合的实际情况，掌握最佳的开、停机时问，尤其是用冷冻水泵打循环水的时间，各系统的情况不同，其时间的掌握也不同。

(5)勤巡查．注意各通往室外门窗的关闭，防止漏冷和室外热空气的侵入。尤其对大门朝南的建筑更要想办法防止热空气进入(因夏季南风多)

(6)夏季每日下午4时为气温较高时，此时应密切注意机组的运行情况．及时调整机组的运行，不要等到室内温度明显上升，热负荷过大才来增开机组．这样易损坏设备，同时增加能耗。增开机组后，要注意观察，当冷冻水回水温度降到一定程度时，立即关闭增开的机组(包括相应的冷冻泵、冷却泵、冷却塔风机及其进出水阀)，防止电的浪费离心式机组更应注意低负荷喘振。

晚上7～9时，商场、娱乐场所等地方热负荷也较大，主要因为天黑不久，白天太阳幅射在地表，外墙的热量散发，以及顾客、游人的增多，导致用冷场合温度升高，此时也应适时调整机组的运行。

(7)重视冷冻水、冷却水的水质，抓好水处理工作。经常检查、督促水处理公司的工作，保证冷凝器、蒸发器内不结垢，无污物，以免影响冷凝器、蒸发器的热交换效果，增加主机的耗电量。

(8)经常注意中央和当地的天气预报，对每日的气温变化情况心中有数，有的放矢地开展空调工作，沿海经常有台风的地方．更要注意气候的变化．及时调整机组的运行．适时关、停机组，减少电的消耗。

冷水机组范文篇2

本文结合南京地铁南北线一期工程冷水机组的选择办法，进行冷水机组的全寿命周期费用分析。重点就冷水机组在经济寿命期内的能耗费用与其初投资进行了比较，阐述了重视冷水机组COP值、IPLV值的必要性。力求做到合理的功能配置、经济的全寿命周期费用下价值的提升，同时也为选用和进一步开发类似设备提供了一点借鉴和参考。

关键词：冷水机组，全寿命周期费用，功能，成本，能耗费用，COP值，IPLV值

一、项目背景

南京地铁南北线一期工程项目南起小行，北至迈皋桥，是南京市快速轨道交通路网的骨干线路。线路全长16.90公里，设有13座车站，其中地下车站8座、高架及地面车站5座。

本工程8座地下车站均设有空调通风系统。车站冷冻机房一般布置在车站地下一层或地下二层。冷冻机房内设有水冷螺杆式冷水机组、清水泵等设备，为车站公共区及设备管理用房提供空调冷源。

本工程每座地下车站设一至两个冷冻机房，每个冷冻机房内设有两至三台水冷螺杆式冷水机组。按照有关规定，对8座地下车站内的34台水冷螺杆式冷水机组采用国内公开招标的方式进行采购。

从地铁工程运营角度考虑，在冷水机组选型参数基本确定的情况下，进行设备全寿命周期费用分析是选择冷水机组的关键所在。

二、全寿命周期费用分析

设备的寿命周期包含物理寿命、折旧寿命、技术寿命、经济寿命等，本文讨论的全寿命周期，更多地是考虑设备的经济寿命，即指设备从开始使用到再继续使用在经济上已不合理为止的全部时间。

冷水机组的全寿命周期费用由冷水机组设备投资及其使用费用组成。设备投资包括冷水机组供货价格、安装费等；设备使用费包括冷水机组能耗费、维修保养费、人员工资等。

我们用价值工程为主的方法研究冷水机组选择与全寿命周期费用的关系。价值工程是着重功能分析，力求以最低的全寿命周期费用，可靠地实现对象的必要功能的有组织的创造性活动。

价值工程的基本表达式为V=F/C，其中V代表价值，F代表功能，C代表成本，即全寿命周期费用。冷水机组选择的价值取向应是合理的功能配置、经济的全寿命周期费用下价值的提升。考虑到设备投资是通过市场公平竞争确定，冷水机组选择的价值工程分析的主要思路放在确定合理功能，追求冷水机组使用费的降低上，特别是其能耗费用。

三、冷水机组能耗费用分析

1．根据南京地铁南北线一期工程空调通风初步设计文件可知：

（1）、远期高峰全线总设计计算冷量为20478kW；

（2）、空调最小新风工况的室外空气焓：h≥70kJ/kg；空调全新风工况的室外空气焓：54kJ/kg≤h≤70kJ/kg；

（3）、远期、中期、近期最小新风工况全线日平均单位小时冷负荷分别为：12287kW、8191Kw、6143Kw;

（4）、远期、中期、近期全新风工况全线日平均单位小时冷负荷分别为：5369kW、3580kW、2685kW；

（5）、冷水机组远期、中期、近期运行工况分别为：7年、10年、8年。

2、冷水机组的电耗及电费

查阅《南京气象统计资料》可知：在每日5：00-23：00（列车通行时间）内，全年最小新风工况为997小时、全新风工况为1209小时，则冷水机组年运行时间为2206小时且大部分时间冷水机组在部分负荷工况下运行。若参照ARI550-98关于"冷水机组在部分负荷工况条件下的制冷性能系数综合指标IPLV值（kW/kW）"即IPLV=0.01A+0.42B+0.45C+0.12D，其中A、B、C、D分别为冷水机组在100%、75%、50%、25%负荷运行时的COP值（kW/kW)，并假设冷水机组的IPLV值为5.844（本项目投标文件所提供的IPLV值的算术平均值）、经济寿命为25年、电价为0.6元/kW.h，则冷水机组在经济寿命期内的电耗为：

[（12287×997+5369×1209）×7+（8191×997+3580×1209）×10+（6143×997+2685×1209）×8]÷5.844=331101178÷5.844=56656601(Kw.h)

冷水机组在经济寿命期内的运行电费为：56656601×0.6=33993960(元)。

3、蒸发器、冷凝器水阻电耗及电费

蒸发器、冷凝器水阻电耗N=（L1×H1+L1×H2）÷(3600×ηs)(kW)。其中L1、L2分别为蒸发器、冷凝器的水流量，单位为m3/h；H1、H2分别为蒸发器、冷凝器的水阻力，单位为Kpa；ηs为水泵机组的效率。经计算，本项目投标文件所提供的蒸发器、冷凝器水阻电耗的综合算术平均值约为175kW。因本工程空调冷冻水、冷却水系统均为定流量，则蒸发器、冷凝器水阻在冷水机组经济寿命期内的电耗为：175×2206×25=9651250(kW.h)运行电费为：9651250×0.6=5790750（元）。

4、冷水机组能耗费用与其初投资比较

通过上述计算，冷水机组在其经济寿命期内的能耗费用为：33993960+5790750=39784710（元）。本项目冷水机组的投标报价算术平均值为1658万元，则冷水机组在经济寿命期内的运行电费约为其初投资的2.4倍（39784710÷16580000=2.4）。

由此可见，冷水机组选择应充分重视冷水机组在其经济寿命期内的能耗费用，尤其是与能耗费用紧密相关的机组IPLV值。若机组IPLV数值提高0.1，则其节约的能耗费用约为其初投资的3.45%[（33993960-33993960×5.844/5.944）÷16580000=0.0345]。

四、南京地铁冷水机组的选择办法

南京地铁南北线一期工程冷水机组的选择兼顾了功能与成本相关的诸多因素，遵循"公平、公正、科学、择优"的原则，采用综合评估法，选择能够最大限度满足招标要求、并能圆满地履行合同、对买方最为有利的投标人。力求做到合理的功能配置、经济的全寿命周期费用下价值的提升。

在冷水机组的功能方面，评价的主要因素有：

1、设计合理、机组可靠性高。"安全可靠、功能合理、技术先进、经济实用"是南京城市快速轨道交通干线的总体目标，作为地铁环控系统的主要设备--冷水机组的选择必须服从这一总体目标。

2、合格的制冷量。本项目招标文件要求：机组在名义工况的实测制冷量不小于投标人提供的机组在名义工况制冷量，并对机组制冷量测试办法及测试不合格所采取的措施作了详细规定。

3、配置优良、结构紧凑。性能可靠的冷水机组必须有优良的配置保障，本项目招标文件对冷水机组主要零部件配置，尤其对冷水机组的核心部件--压缩机总成配置均有比较明确的要求。由于冷水机组均设于车站地下一层或地下二层，空间小，搬运困难，故要求所选冷水机组必须结构紧凑、可维护性好。

4、良好的部分负荷调节性能。鉴于地铁车站客流量不断变化，冷水机组大多数时间为部分负荷运行，要求冷水机组具有较宽广的冷量调节范围，且应采取一定的技术措施，以有利于部分负荷运行COP值的提高和有利于压缩机之间的互为备用。

5、先进的控制系统。从地铁工程运营业员管理的角度出发，控制系统除保障冷水机组自身安全、高效运行外，还必须操作简便并能与智能化管理系统兼容，以便对机组进行远距离监视和控制。

6、机组噪声低、使用寿命长。

在冷水机组的成本方面，评价的主要因素有：

1、投标报价及其合理性分析。最适合的报价应符合"价格=成本+合理偏低利润"的原则。

2、较高的机组COP值、IPLV值。通过冷水机组的能耗费用分析与比较，对机组COP值、IPLV值引起足够重视是非常必要的。

3、较小的蒸发器、冷凝器水阻。过大的蒸发器、冷凝器水阻不仅会增加环控系统的运行费用，也会使与冷水机组配套的清水泵选型参数增大，导致清水泵投资增加。

4、较低的设备维修保养费用。这就要求冷水机组特别是其主要零部件，如压缩机等必须性能稳定、可靠性高、使用寿命长、维修方便且费用低。

在本项目整个招标过程中，值得研究和探讨的问题如下：

1、由于国内尚无权威机构对地铁环境中冷水机组制冷性能系数综合指标IPLV值的计算方法作出规定，本项目冷水机组能耗分析采用了美国ARI550-98标准中IPLV值的计算方法，其中机组在部分负荷的运行时间占机组全年运行时间的百分比数值还有待进一步调研和验证。

2、由于本项目投标人的心态不同，在其投标文件中提供的重要参数，如机组COP值、IPLV值、蒸发器、冷凝器水阻等数据的真实性、权威性均需进一步研究确诊。

冷水机组范文篇3

关键词污垢热阻冷却水冷凝器冷水机组

换热表面的污垢会使传热恶化，且随着强化换热技术的应用，污垢热阻对传热过程的影响更加明显，因此冷凝器冷却水侧污垢热阻值的选取便成了水冷式冷水机组优化设计的主要问题之一。冷却水污垢热阻的数值通常是根据经验数值或是文献、规范等确定，如根据HTRI/TEMAJointCommittee推荐的污垢热阻[1]，河水的污垢热阻值是3.52×10-4～5.28×10-4m2·℃/W，而根据《工业循环水处理设计规范》（GB50050-95）[2]，敞开式循环水系统的污垢热阻值为1.71×10-4～3.44×10-4m2·℃/W。由于不同参考资料给出的污垢热阻的数值变化较大，给实际的设计工作带来了困难。另外不同河流、不同区段、在不同季节时冷却水所形成的污垢也有所不同，因此我们拟采用试验方法，选用在珠江三角洲地区被广泛用作冷却水的珠江水为试验工质进行冷却水污垢热阻的试验，试验是在6月到10月期间进行。冷却水污垢热阻的影响因素主要是温度、流速和水质。由参考文献[1]分析，冷却水温度低于50℃时温度对污垢热阻的影响可忽略。因此主要研究冷却水流速对污垢热阻的影响，为冷凝器的设计提供较具体的污垢热阻数据。

1试验原理及试验装置

1．1试验原理

由传热学法测量污垢热阻Rf，即

（1）

（2）

于是，（3）

通过计算冷凝器换热管两侧的换热系数和总的传热系数，从分离出污垢热阻。本试验采用实际的水冷式冷水机组，制冷量是30kW，制冷剂为HCFC-22。冷凝器是两回程的管壳式换热器，管内径是0.0117m，铜管数目是38根。对管外侧冷凝的HCFC-22，可不考虑污垢热阻。HCFC-22的冷凝换热系数ac,fz为[3]：

（4）

（5）

（6）

在换热管的内侧流动的冷却水处于旺盛的紊流，其对流换热系数与该侧流体的状态参数、物性参数和换热管的结构参数有关，通过测量流体流速、进出口温度就可以由经验公式计算出相应条件下的换热系数。冷凝器总的传热系数可以由其总的换热量、换热面积和对数平均换热温度计算得出。因此，在实验室条件下可以通过测量温度、流速和压力等参数来确定aw,ac,fz和KI，进而就可以得出冷凝器冷却水侧的动态污垢热阻Rf。

1．2试验装置

试验装置是由两部分组成：一是冷水机组，二是计算机数据采集和监控系统。如图1所示，冷水机组又分为制冷剂回路、冷却水回路冷冻水回路。数据采集系统采集冷水机中三个回路的不同物理量，即冷却水流量和出入口温度、冷冻水流量和出入口温度、冷凝压力，输入到计算机并根据上述试验原理和公式进行数据处理，得出各个时刻的污垢热阻，并监控试验各个阶

段。

图1污垢热阻试验装置

2污垢热阻试验研究以及数据分析

2．1验证性试验

为验证试验结果的可靠性，先以自来水作冷却水进行试验，所得结果如图2的曲线1和曲线2所示，结果表明：当冷却水流速改变时，所测得的冷却水侧的污垢热阻基本不变且维持为1.5×10-7～2×10-7m2·℃/W，约为珠江水污垢热阻（见图2的曲线3～曲线5）的1‰～2‰，故可以认为试验装置设计合理，所得试验结果可靠。

图2试验结果

2．2不同流速下珠江水（猎德段）污垢热阻试验

采用珠江水为冷却水的污垢试验在两个流速下进行。为保证冷却水质的一致性，定期补充珠江水到试验装置中。

如图2的曲线3、曲线4所示，试验在36天的期间内，冷却水流速为1.44m/s时，污垢热阻Rf的渐近值为1.14×10-4m2·℃/W。冷却水流速为0.83m/s时，污垢热阻Rf的渐近值为1.921×10-4m2·℃/W。污垢热阻的渐近值与冷却水流速成反比关系。这些污垢热阻的数据比TEMA推荐要低。

试验结果注释：

曲线1：不同自来水流速下污垢热阻的变化

曲线2：自来水流速的变化

曲线3：1～20天冷却水流速为1.44m/s时污垢热阻的实验曲线，Rf的渐近值为1.14×10-4m2·℃/W。

曲线4：21～36天冷却水流速为0.83m/s时污垢热阻的实验曲线，Rf的渐近值为1.921×10-4m2·℃/W。

曲线5：37～42天后冷却水流速为1.44m/s时污垢热阻的实验曲线，Rf的渐近值为1.82×10-4m2·℃/W。

曲线6：43～46天后冷却水流速为0.83m/s时污垢热阻的实验曲线，Rf的渐近值为1.87×10-4m2·℃/W。

2.2.2换热面上污垢的变化

试验过程中还发现污垢的老化现象。老化的进行使沉积物的特性发生变化，老化的表现为：晶体结构的变化、沉积物的聚合、微生物的饥锇死亡等[4]。通常污垢的老化都会引起沉积物随时间变得更加坚韧，更难以剥蚀。目前国内外对污垢老化的研究尚缺乏必要的数据。如图2的曲线5所示，当试验历经了36天后，在没有停机清洗的情况下直接将冷却水流速增至1.44m/s，发现污垢热阻并没有由1.921×10-4m2·℃/W下降至1.14×10-4m2·℃/W，而是趋于一定值约为1.85×10-4m2·℃/W。在第43～46天，降低流速到0.83m/s时，污垢热阻只是上升一点到1.87×10-4m2·℃/W，见图2的曲线6。以上数据表明污垢沉积在换热管表面上一段时间后会老化，此时增加流速并不能有效的剥蚀污垢从而降低污垢热阻。

3结论

从6月到10月这四个月的污垢热阻试验数据可发现，污垢热阻的渐近值与冷却水流速成反比关系，与珠江水悬浮物含量成正比，约为1.14×10-4～1.921×10-4m2·℃/W。污垢老化的研究表明，换热管要定期清洗，最好是在污垢老化前清洗，否则污垢老化并粘连在换热管壁面上会造成更大的传热恶化和清洗困难。此外冷却水质也是污垢热阻的重要影响因素之一，而珠江水质在一年内变化也较大，应开展水质对污垢热阻影响的进一步研究。

符号表

aw--冷却水侧强迫对流换热系数，(W/m2·℃)

ac,fz--制冷剂蒸汽在水平肋管管束上的冷凝器换热系数，(W/m2·℃)

ac--制冷剂HCFC-22在水平的单根光管内的对流换热系数，(W/m2·℃)

β--物性系数，等于

εf--肋管的修正系数

εz--管束修正系数

λR--HCFC-22的导热系数，(W/m2·℃)

λw--换热管材料的导热系数，(W/m2·℃)

δ--换热管壁的厚度，m

ρ--HCFC-22的密度，kg/m3

μ--HCFC-22的动力黏度，Ns/m2

Ai--换热管的内表面积，m2

Ao--换热管的外表面积，m2

do--换热管外管径，m

g--重力加速度，m/s2

Ki--有污垢条件下的以换热管内表面为计算标准的总传热系数，(W/m2·℃)

n--肋管总数

Qk--冷凝器总的换热量，W

r--HCFC-22的汽化潜热，kJ/kg

Rf--污垢热阻，热系数，m2·℃/W

Δtm--冷却水与制冷剂蒸汽之间的对数平均温差，℃

参考文献

1JamesM.Chenoweth.FinalreportoftheHTRI/TEMAJointCommitteetoReviewtheFlulingSectionoftheTEMAStandards.HeatTransferEngineering,1990,11(1):73～105

2GB50050-95，工业循环水处理设计规范

冷水机组范文篇4

关键词：风冷冷水机组直接蒸发冷却纸质填料空气调节节能

1前言

随着社会经济的发展和人民生活水平的提高，空调设备的应用日益广泛，给能源尤其是电力造成较大的压力。如何降低空调设备的能源消耗和提高空调设备的性能，已经成为当前研究的重要课题。

直接蒸发冷却是指循环水与空气直接接触而对空气进行加湿冷却，基本不消耗或很少消耗一次能源,且对环境无破坏作用。将直接蒸发冷却技术应用到风冷冷水机组，利用蒸发冷却对进入冷凝器的空气进行预处理，能够达到节能和提高系统COP的目的。天津大学和同济大学等已经对此作了实验研究，得出了一些重要结论，但也有一些不足，主要体现为直接蒸发冷却采用的填料为金属填料，虽然具有较高蒸发冷却效率，但是填料厚度大，因而设备的体积大，适用性有限。本文提出以纸质填料作为蒸发冷却的填料，对此建立了数学模型，分析了直接蒸发冷却效率的主要影响因素，并将直接蒸发冷却技术应用到风冷冷水机组中，对改进系统进行了模拟仿真，得出了改进系统的性能，对改进系统在我国条件下的应用前景进行了预测。

2直接蒸发冷却器的原理

2.1直接蒸发冷却的原理

直接蒸发冷却是指循环水与空气直接接触，利用水蒸发吸热对空气进行冷却。

直接蒸发冷却器主要由纸质填料，布水器，接水盘，循环水泵等组成。纸质填料，耐水浸泡，外形为45度斜波纹片相邻片粘叠成块,其比表面积为。水被循环水泵从接水盘中抽出，由布水器均匀地散布到纸质填料上，在填料表面形成均匀的水膜，与流经填料的空气发生热湿交换后流入接水盘中，循环使用，水温近似为空气的湿球温度。

当空气流经填料时，一方面，水分蒸发，吸收空气的显热，空气被冷却；另一方面，水蒸气进入空气中，空气得到潜热，同时被加湿，焓值基本不变。空气的状态变化过程如图1所示。1点表示空气处理前的状态，2点表示处理后的状态，1、2、3近似为一条等焓线。可以用蒸发冷却效率来评价直接蒸发冷却器处理空气的完善程度，其表达式为：，式中，分别为空气处理前后的干球温度，为空气的湿球温度。

2.2直接蒸发冷却模型的建立及求解

空气沿方向X从外界进入纸质填料层，水沿Y方向落下，形成水膜，空气进口干球温度，湿球温度，空气状态参数沿X方向变化，如图2所示。

为简化计算，作了如下假设：

（a）水膜厚度均匀，整个水膜的温度恒定，=0；水温等于进口空气的湿球温度；水膜边界层空气达到饱和状态，取水膜似的来计算水蒸气饱和压力。

（b）设备保温性和密封性好，除进出口外，没有进漏风处，空气流速U恒定。

（c）由于水的液体热相对于水的汽化潜热很小，可忽略不计。

2.2.1质量方程

水的蒸发量=湿空气含湿量的增加量

……………（1）

其中：为按水蒸汽密度差计算的传质系数（，g代表干空气的属性，q代表水蒸气的属性，s代表饱和空气中水蒸气的属性。不妨设空气入口处水蒸气分压力为p,所对应的饱和水蒸气分压力为，则通过推导可得到：

……（2）

其中A=，，B为大气压，L为填料厚度。

2.2.2求解传质系数

由参考文献[4]可得到纸质填料的传质系数:;

;其中U为空气流速，L为填料层厚度，为运动粘度;

Sc为史密特数,，式中是水蒸汽在空气中的质量扩散系数。

舍伍德数：…………………………………………（6）；

将(4)(5)(6)代入(3)式可求得：……(7)

2.2.3能量方程

空气失去的总热量=空气得到的潜热量,所以，空气的总能量保持不变，在i-d图上表现为空气状态变化在一等焓线上，如图1所示。

2.2.4求解蒸发冷却的出口温度和效率

空气入口参数为：干球温度，湿球温度，水蒸气分压力为p，焓值为h，含湿量为d；湿球温度下的饱和水蒸气分压力为含湿量为；水温度。由文献[5]有：…………………（8）

式中：;

;

;

;

;

㎏/㎏.干空气……（9）；入口湿空气焓：kJ/㎏.干空气；

入口湿空气含湿量：㎏/㎏.干空气；水蒸气分压力：其中B为大气压。

由空气入口参数所对应的水蒸气p和湿球温度下的饱和水蒸气分压力为的值，代入式（7）和（2），可直接求出出口湿空气水蒸气分压力。出口湿空气的含湿量：（B为大气压）

由可得：出口湿空气的干球温度：

蒸发冷却效率为：

2.3蒸发冷却效率的影响因素

2.3.1空气流速u对效率的影响

空气流速u越大，空气与纸质填料表面的热湿交换系数越大，但另一方面空气与填料层热湿交换接触时间越短，交换越不充分，由图3可知，风速u越小，效率越大，但处理的风量也越小。这说明用该填料处理空气时，空气的迎面流速要选取恰当，过小会造成设备体积庞大，过大会造成效率低且阻力明显增大。空气的迎面流速在2.0m/s左右为宜。

2.3.2填料厚度L对效率的影响

由图4可知，随着填料厚度L的增加，效率明显升高。当L=0.1m时，效率已达到0.8以上，以后当L继续增加时，效率的增加很缓慢，趋于平坦，当L=0.2知，效率已接近于1.0，再增加填料层的厚度L，对空气的处理已经毫无意义。考虑到设备的体积，以及空气的阻力等因素，取填料层厚度L=0.1m，否则填料厚度L太大，会造成设备体积庞大，同时空气阻力也会明显加大，增加风机的能耗和噪声。

2.3.3水量w对效率的影响

虽然直接蒸发冷却的模型及求解过程中，并未出现w这一变量，实际上水量w对效率的影响是确实存在的。在水量较小的情况下，由于水量不足，并不能使纸质填料完全湿润并在其表面形成均匀的水膜，纸质填料的表面积应用不充分，所以效率明显不高。现在，当水量w增加到一定数值，能使纸质填料完全湿润并在其表面形成均匀的水膜，纸质填料的表面积得以充分利用。此时水量对效率的影响很小，基本上可以忽略不计。当水量过大时，淋水在填料层上从水膜变为不断滑落的水滴，水对空气通道的阻塞会愈加严重，空气侧的阻力会迅速增加，因此存在一个最佳水量，前面的模型适用于水量充足的情形。

2.4干球温度和湿球温度的影响

由图5可以看出，随入口干球温度的升高，效率有所下降，但变化平缓，影响不显著。

图6可以看出，随湿球温度的升高，效率变化平缓，影响不显著。

通过上述分析可以看出，在淋水量充分的情况下，入口空气干球温度，湿球温度对蒸发冷却效率的影响不显著，填料厚度和空气的流速对蒸发冷却效率有着决定的影响，当L或u变化时，效率将有显著变化。

3蒸发冷却技术在风冷冷水机组中的应用

3.1改进的风冷冷水机组

结合直接蒸发冷却技术的风冷冷水机组示意图如图7所示：

让环境空气先经过直接蒸发冷却器，充分利用干湿球温差，使其干球温度有降到（湿球温差保持不变，空气状态变化过程如图1所示），再进入风冷式冷凝器。由于进入

冷凝器的作为冷却介质的空气温度下降，相应地冷凝温度也下降，输入功率减少，制冷量增加，而且直接蒸发冷却基本上不消耗电能，因此使系统的COP有较大提高。

尽管被直接蒸发冷却的空气含湿量增加，但是质量很好的直接蒸发冷却设备其出风口可以不带水，保持风冷冷凝器肋片间的干燥，对传热过程无不良影响。

3.2改进系统的性能评价指标

为了更好地说明直接蒸发冷却对风冷冷水机组性能的改善，并消除冷水机组的个体性能和不同运行工况，对分析结果的影响，我们采用了基于相对值的性能评价指标：性能系数（COP）增加的百分数用aCOP来表示，制冷量增加的百分数用a表示，功率减少的百分数用aP表示，它们分别定义如下：

；；；其中：，，分别表示不采用直接蒸发冷却技术时的制冷量，功率和性能系数。，，分别表示采用直接蒸发冷却技术时的制冷量，功率和性能系数。

3.3风冷冷水机组的性能分析

以p5G144DBE型压缩机的风冷式冷水机组为研究对象，在环境温度从25℃变化到40℃时，制冷量和

输入功率及COP见表1。

表1风冷冷水机组性能表环境温度(℃)

制冷量（KW）

输入功率（KW）

COP

环境温度(℃)

制冷量（KW）

输入功率(KW）

COP

40

26.96

12.16

2.218

32

30.56

11.37

2.687

39

27.41

12.06

2.273

31

31.02

11.27

2.752

38

27.86

11.96

2.329

30

31.47

11.17

2.817

37

28.31

11.86

2.386

29

31.90

11.07

2.883

36

28.76

11.76

2.444

28

32.38

10.97

2.950

35

29.21

11.67

2.504

27

32.83

10.87

3.019

34

29.66

11.57

2.564

26

33.29

10.77

3.090

33

30.11

11.47

2.625

25

33.75

10.67

3.161

由上表中的数据可知，环境温度每变化1℃，则使制冷量增加大约1.7%，输入功率减少1.2%，COP增加3.1%。如果使环境空气先经过直接蒸发冷却降温，其结果必然将会使冷水机组的COP得到明显的改善。

3.4改进系统在全国各城市的性能分析

为了评估改进系统在我国各城市的实用效果，我们对改进系统进行模拟仿真，得出了如下页表2所示的数据。

表2改进系统性能表城市

a

aP

acop

北京

33.2

26.4

0.918

9.44

5.69

15.67

大连

28.4

25

0.927

4.47

2.94

7.54

广州

33.5

27.7

0.914

8.04

4.77

13.19

哈尔滨

30.3

23.4

0.921

9.23

5.94

15.72

昆明

25.8

19.9

0.871

6.99

4.90

12.23

兰州

30.5

20.2

0.894

13.39

8.81

23.38

南京

35

28.3

0.911

9.46

5.45

15.42

上海

34

28.2

0.911

8.07

4.73

13.18

沈阳

31.4

25.4

0.921

8.15

5.10

13.68

天津

33.4

26.9

0.917

9.03

5.41

14.93

乌鲁木齐

34.1

18.5

0.894

21.37

13.48

37.73

武汉

35.2

28.2

0.911

9.92

5.70

16.18

西安

35.2

26

0.917

13.14

7.70

21.85

香港

32.4

27.3

0.916

6.98

4.23

11.50

重庆

36.5

27.3

0.914

13.34

7.56

21.91

表4-2中表示夏季空气调节室外计算干球温度，表示湿球温度，表示直接蒸发冷却效率，a表示制冷量增加的百分数，aP表示输入功率减少的百分数，aCOP表示COP增加的百分数。

从上表可以看出：在计算的所有城市中，改进的风冷冷水机组的COP均有所提高，制冷量都有不同程度的增加，输入功率都有减少。在一些沿海城市如大连，香港等地COP增幅较小，约为7%到12%，制冷量增加百分比为4%—8%，功率减少的百分数为3%到4%；环境空气干湿球温差较大的我国西北地区，COP增幅最大，其中乌鲁木齐高达37.73%，兰州高达23.38%，西安高达21.85%，制冷量增加的百分数分别为21.37%、13.14%和13.39%，输入功率减少的百分数为10%左右；绝大部分城市的COP增幅为10%到16%，制冷量增加8%到10%，输入功率减少为5%到10%。COP值明显提高，是由于双向得益；制冷量的增加和输入功率的下降。改进系统基本上适用于我国的所有城市，在我国具有广泛的应用前景。

3.5改进系统的性能影响因素——干湿球温差

改进系统与一般的风冷式冷水机组相比，其最大的不同是利用了直接蒸发冷却器，对进入冷凝器的空气进行了预冷却，充分利用了自然环境中的空气的干湿球温差。干湿球温差是改进系统性能的主要影响因素。

由图10、11、12可见，随着干湿球温差的增大，制冷量直线上升，功率消耗显著下降，COP明显增加。干湿球温差越大，直接蒸发冷却效果越明显，风冷冷水机组性能提高越明显。

4结论

利用波纹纸质填料作为直接蒸发冷却器填料是可行的，用它来处理空气，热湿交换充分，冷却效率高。影响直接蒸发冷却器效率的主要因素是空气的迎面流速和填料层的厚度，水量和进口空气的干湿球温度影响不大。

将蒸发冷却技术应用到风冷冷水机组中，能够有效的增加系统的制冷量和减小输入功率，从而提高系统的COP，这是一种行之有效的节能措施，在我国具有广泛的应用前景。

参考文献(References)

【1】TohnR.Watt.Coolingourtomorrowseconomically,ASHRAEJournal.

【2】AzmiKaya.Improvingefficiencyinexistingchillerswithoptimizationtechnology,ASHRAEJournal.

【3】HunhoHwang,ReinhardRadermacherandWilliankopko,Anecperimentalevaluationofaresidential_sized,evaporativelycooledcondenser,InternatonalJournalofRefrigeration,Volume24,Issue3,May2001,Pages238－249.

【4】D.Pearlmutter,E.Erell,Y.Etzion,I.A.Meir,H.Di,Refinetheuseoftheevaporationinanexperimentaldown-draftcooltower,EnergyandBuildings23(1996)191-196

【5】薛殿华.空气调节.清华大学出版社.2000.1.

【6】由世俊,张欢,刘光浩等.蒸发式空气加湿冷却的性能及其在风冷冷水机组中的应用.暖通空调,1999.5.

【7】张旭,陈沛霖.风冷冷水机组与DEC联用系统性能及应用前景.暖通空调,1999.6.

冷水机组范文篇5

关键词：冷水机组ARI标准IPLV/NPLV

1．前言

ARI550/590-1998标准的推出无疑为各冷水制造厂家提供了一个检验产品性能的尺码，同时也为用户选购机组、评价机组的能力提供了有力的参考。该标准不仅包括了机组满负荷的性能参数，而且还创建性的提出了对机组部分负荷性能参数IPLV/NPLV。

然而这一参数自其提出起便引起了各制造厂家以及用户的广泛关注，NPLV/IPLV能否用来评估机组部分负荷的耗电已经引起了业界的普遍关注与质疑。本文将对此NPLV/IPLV的适用性进行分析与探讨。

2．ARI标准中关于IPLV/NPLV定义

从ARI550/590-1998标准附件D中，我们可以发现标准对NPLV/IPLV的概念阐述IPLV/NPLV的公式如下：

IPLV=0.01×A+0.42×B+0.45×C+0.12×D

其中：

A=机组100%负荷时的效率(COP,kW/kW，下同)

B=机组75%负荷时的效率

C=机组50%负荷时的效率

D=机组25%负荷时的效率

公式中的常数0.01，0.42，0.45，0.12则是根据美国的一些建筑在不同的部分负荷时的运行时间制定出来的，用来评估100%，75%，50%与25%负荷的效率在IPLV值中所占的比重。

3.ARI标准的适用性质疑

NPLV/IPLV可以用来计算机组在部分负荷运行时的运行费用吗？业界人士对此提出了以下几点质疑。

质疑一：NPLV值低的机组不一定省电，运行费用不一定会节省。

下面给出一个实例，表1为两台冷量为1758kW（500冷吨）的冷水机组来比较。

表1两台冷水机组部分负荷效率及IPLV值的比较机组效率（kW/kW）

负荷

冷水机A

冷水机B

100%

5.16

6.84

75%

6.76

7.85

50%

9.25

8.21

25%

8.45

6.56

IPLV

8.06

7.85

有两台机组如上表，A机组的满负荷效率很差，但是50%与25%的效率很好，因此根据公式计算出IPLV很低；B机组满负荷效率很高，但是50%与25%的效率低一些，因此对比与机组A它的IPLV要高。如果使用IPLV/NPLV来评估机组在部分负荷的性能时，我们会很容易下结论：机组A的部分负荷效率高，在部分负荷运行时会省电。那么这两台机组的运行费用会是什么样呢？我们进行了如下对比：

假设这两台冷水机都运行3000小时，如果依据ARI550/590-98标准中给出的机组在不同负荷运行时所占的比重，我们可以计算出冷水机组在100%负荷下运转30小时，在75%负荷下运转1260小时，在50%负荷下运转1350小时，在25%下运转360小时。以此计算出在整个供冷季节两台机组各自总的电耗。

表2一个供冷季节内两台冷水机组电耗比较运行数据

冷水机A

冷水机B

冷量

IPLV系数

小时数

总需冷量

COP

电耗

COP

电耗

Hour

KW.h

KW/kW

KW.h

KW/kW

KW.h

100％

0.01

30

52740

5.16

10230

6.84

7710

75％

0.42

1260

1661310

6.76

245700

7.85

211680

50％

0.45

1350

1186650

9.25

128250

8.21

144450

25％

0.12

360

158220

8.45

18720

6.56

24120

总小时数

3000

总kW.h

402900

总kW.h

387960

当计算出冷水机组的耗电量时，我们发现IPLV值高的冷水机组在运行时间3000小时内B反而会省电14,940kwh。

由此可以看出NPLV/IPLV值低的机组运行费用并不低。它不能够反应出机组在实际建筑物中的耗电情况。

质疑二：IPLV/NPLV指标是否适用于多台机组使用的场合

IPLV/NPLV值只适用于一个建筑物只运行一台机组的使用场合，当一个建筑物使用两台以上的机组供冷时，IPLV/NPLV并没有实际意义。

在ARI550/590-1998标准附录D中我们可以发现：“theIPLV/NPLVequationwasderivedtoprovidearepresentationoftheaveragepartloadefficiencyforasinglechilleronly”。即：IPLV/NPLV的公式仅仅代表一个建筑物中只有单台机组提供冷量情况下，机组的部分负荷的平均效率。然而在事实上，只有15%的建筑物使用单台冷水机组供冷，而85%的建筑物都是使用两台（或以上）的冷水机组供冷。

事实上在两台（含两台）以上的冷水机组中,每台冷水机组的负荷变化与建筑物的负荷变化有很大的不同。当建筑物中运行的冷水机组的数量越多时，单台机组的运行负荷就会越接近满负荷。

下面有个例子,在一个建筑物中有三台机组同时运行。建筑物的负荷与三台机组的负荷变化曲线见图1。当系统负荷在52%时，并不是所有的机组都在52%运行，相反我们可以看到此时两台机组的运行负荷是在78%。因此简单的将ARI标准中规定的建筑物在50%的运行时间比重0.45套用到每台机组上是极不合理的。同时从上面的例子我们也可以看到，一台机组在50%负荷以下的效率高可以使得机组IPLV/NPLV值很低，但是对于本例我们可以看出机组运行的大部分时间是在50%以上，因此IPLV/NPLV值低并不意味着机组就一定会在部分负荷节电。

图1系统负荷变化时单台冷水机组的负荷率变化示意图

质疑三，IPLV/NPLV指标是否适用于中国的气象条件

ARI550/590标准在计算IPLV/NPLV值中使用的冷却水的温度并不适合中国很多地区。

当计算机组在100%，50%，75%，25%负荷时机组的效率时，ARI规定了冷却水的进水温度，如果机组运行的工况复核ARI550/590标准中的冷却水的规定值则可以计算出IPLV值。当机组运行的工况偏离上述工况时，可采用NPLV值来描述。NPLV值的计算方法见下表。我们发现NPLV值没有规定机组在100%的冷却水的进水温度（根据用户使用工况而定），却规定了机组在50%与25%运行时的冷却水进水温度为18.3℃，很显然这么低的冷却水进水温度在我国很多地区的大部分季节是跟本做不到的（有些地区冬季能做到，但这时大部分冷水机组都在停机状态）。所以按照这样的冷却水进水温度测定的NPLV值在进行机组运行费用的是一点意义都没有的。表3为IPLV/NPLV的计算/测定工况：

表3NPLV/IPLV计算/测定工况参数冷水机负荷

IPLV冷却水进水温度

NPLV冷却水进水温度

100%

29.4℃

用户指定的温度

75%

23.8℃

100%~50%线性插值

50%

18.3℃

18.3℃

25%

18.3℃

18.3℃

4．结论

综上所述，我们可以发现IPLV/NPLV值用来计算机组在部分负荷的运行费用是无效的。使用IPLV/NPLV值来评估机组在部分负荷的耗电意义并不是很大。

参考文献：

1．ARIStandard550/590-1998,StandardforWaterChillingPackagesUsingtheVaporCompressionCycle,1998,Air-ConditioningandRefrigerationInstitute,4031NorthFairfaxDrive,Suite425,Arlington,VA.22203,U.S.A

2．ARIWhitePaper,ARIStandard550/590-98StandardforWaterChillingPackagesUsingtheVaporCompressionCycle,1998,Air-ConditioningandRefrigerationInstitute,4031NorthFairfaxDrive,Suite425,Arlington,Va.22203,U.S.A

3．TraneEngineerNewsletter,ARIStandard550/590-1998Implicationforchilled-waterPlantDesign,Vol.28,No.1,1999

4．TraneEngineerNewsletter,Off-designChillerPerformance,,Vol.25,No.5,1996

冷水机组范文篇6

关键词：办公楼，空调系统，空调负荷，节能

一、引言

在能源总消耗中，建筑能耗占有着很大比例，其中照明和空调，特别是空调，占据了建筑能耗的绝大部分，所以，进行空调节能潜力的分析具有非常重要的意义。我们可以根据分析结果，通过对空调系统设计或对已有的空调系统进行改造，达到降低能耗的目的。对于供冷期较长的地区，空调能耗高，因此节能工作尤为重要，并具有代表意义。本文以深圳市某办公楼为对象进行研究和讨论，该办公楼由地下两层及地上二十层组成，总建筑面积39200平方米，空调面积30000平方米。空调用制冷系统选用3台制冷量为1336KW的离心式冷水机组，但实际只运行2台即可满足要求。冷冻水与冷却水系统均为定流量运行。该办公楼的室内设计参数是：干球温度为24℃-26℃，相对湿度为50%-60%。通过实测调查得知，该办公楼空调系统全年供冷，运行时数为2530小时，当冬季室外空气温度降低而不需供冷时，停开冷水机组。

二、空调负荷

对建筑物进行能耗分析和运行模拟，都要以空调负荷计算为基础。空调系统的设计与运行能耗都与空调动态负荷有关，本文使用美国能源部大型能耗分析软件DOE-2对该办公楼的空调动态负荷进行模拟，结果见图1。模拟得到的逐时峰值负荷为2415KW，图中所示为月平均负荷，其峰值为1600KW。由计算结果可知，该办公楼全年均需要供冷。

图1办公楼动态负荷

获得空调动态负荷后，为使用负荷频率法对冷水机组的能耗进行分析，现按文献[1]提出的一种用于制冷设备运行分析及容量选择的全年空调负荷统计方法，将空调动态负荷转换成负荷率与时间频数之间的关系，该办公楼空调系统全年运行时数平均为2530小时，平均的空调冷负荷时间频数如表1所示。

空调冷负荷时间频数表1

负荷率（%）102030405060708090100

时间频数（%）27.98.78.211.69.910.211.66.44.21.3

三、冷水机组的节能分析

在一年之中，由于空调系统在部分负荷下运行的时间较多，因此，全年耗能量与制冷机部分负荷下的工作特性有关。离心式冷水机组部分负荷性能见表2[2]。由2可以看出，与负荷率为100%的情况相比，部分负荷下的运行效率有增有减。

离心式冷水机组部分负荷性能参数表2

机组负荷率（%）100908070605040302010

机组功率百分数（%）10087.076.065.056.048.040.033.025.021.0

根据表2，采用线性回归的方法得出典型的离心式冷水机特性曲线方程，从而采用负荷频率法计算出不同制冷量时，输出功率的变化。

该制冷系统的实际运行方案是：先开启一台冷水机组，使其冷量由小至大调节满足实际负荷变化，直至出力不够时，再开启另一台。并且第一台冷水机组始终保持满负荷，而第二台随负荷变化进行调节。本文又根据模拟优化计算得到了冷水机组的最优运行方案（即全年机组运行的平均输出功率最小）。由于离心式制冷机在设计负荷的10～15%以下时出现喘振，本文模拟冷水机组实际运行时，让冷机最低调节范围不得低于15%，否则停机。两种运行方案的计算结果见表3。

冷水机组运行耗功率表3

负荷率（％）102030405060708090100年平

均值

时间频数（％）27.98.78.211.69.910.211.66.44.21.3

实

际

运

行

方

案运行台数1111122222-

制冷量

（％）1台18.136.254.272.390.493.4100100100100

2台0000015.026.544.662.780.8

平均功率

（kW）19.248.8411.5221.6423.7732.0041.1425.0217.976.29207.43

最

优

运

行

方

案运行台数1111122222-

制冷量

（％）1台18.136.254.272.390.454.263.372.381.390.4

2台0000054.263.372.381.390.4

平均功率

（kW）19.248.8411.5221.6423.7728.6637.7523.8717.826.24199.37

由表3中结果可知，最优运行方案是：先开启一台冷水机组，使其冷量由小至大调节满足实际负荷变化，直至出力不够时，再开启一台。当开启两台制冷机时，平均分配负荷，每台冷水机组的制冷量按上表由小至大满足负荷变化的要求。此时，总运行能耗为最小。

四、水系统的节能分析

一些调查表明，空调水系统的工作普遍存在着大流量小温差的问题。夏季供冷水系统的供回水温差：较好的为3℃左右，差的只有1～1.5℃。而循环水量一般为设计水量的1.5倍数。高层建筑供冷系统一般规模较大，能耗很大，但节能潜力也很大，一个节能的制冷系统，不仅要求选择的设备性能和台数能与空调系统负荷的变化相适应，而且要求在运行中整个系统在各种负荷下能够保持能耗最小。

空调水系统在应用变频调速成装置进行变流量运行时，可以在不改变管路特性，而靠移动水泵工作点使之沿管路特性曲线移动，保持水泵在最高效率点运行，达到最大节能效果。对于闭式系统来说，当流量减少时，其实耗功率相应按三次方的比例降低。这对于目前空调水系统的设计水量与实际水量差别很大的情况来说，具有非常明显的节能意义。

由于本文的研究重点是能耗，也就是总结出实时的运行调节对空调系统能有多大的节能潜力，从而指导实际运行。本文模拟了两台并联水泵采用变频装置，根据负荷变化进行流量调节时，不同流量下的最优调速比及相应的耗功率。调速水泵全年运行平均功率计算在模拟水泵运行能耗时，同样存在着各运行水泵间负荷的最优分配问题。我们的目的是在尽量满足流量和扬程前提下，达到耗能最小，即水泵总耗功率最小。本文在考虑流量变化满足部分负荷要求时，只对冷冻水泵变流量时二者的能耗进行计算，而冷却水侧的变流量分析将不做研究。计算运行能耗时，假定最小临界水量（负荷）为总水量的50%，该工程每台机组冷冻水的循环流量为230m3/h，所以最小临界水量为115m3/h。模拟时校核水泵流量，如果低于该值，水泵的调速比就保持不变。本文对多种调速方案进行了计算。

该冷冻水系统的实际运行方案是：50%以下负荷时，一台泵运行；50%-100%负荷时，开启两台泵。本文又根据多种调速方案模拟优化计算得到了冷水机组的最优运行方案(即冷冻水泵运行的平均输出功率最小)：当50%负荷以下时，开一台水泵；50%-100%负荷时，开启两台水泵。并且水泵分阶段调速运行满足负荷率变化。两种运行方案的计算结果见表4。冷冻水系统运行耗功率表4

负荷率（%）102030405060708090100年平均值

时间频数（%）27.98.78.211.69.910.211.66.44.21.3

实际运行方案运行台数1111122222-

速比

（%）1台1111111111

2台0000011111

平均功率

（Kw)12.583.903.705.214.469.2110.425.763.741.1760.15

最优运行方案运行台数1111122222-

速比

（%）1台0.350.350.350.470.590.350.410.470.530.59

2台000000.350.410.470.530.59

平均功率

（Kw)0.550.170.160.540.910.410.730.600.560.244.87

经校核，两台水泵都变速运行时，每台机组的水量始终在最小临界水量以上。从以上2个方案中可以看出，在部分负荷时变频调速水泵与恒速泵比较，其节能效果非常显著。

五、室内空气参数与建筑能耗

影响空调系统能耗因素很多，针对本文所研究的办公楼，根据现有实际条件及能力，本工程从设计标准选取的角度进行建筑能耗分析。

在空调设计中，首先要确定室内设计参数，这关系到舒适标准与卫生要求。合理的室内设计温度与湿度应该是在满足热舒适要求的前提下力求减少能耗。干球温度22～27℃，相对湿度30%～70%被普遍认为是舒适区，根据该办公楼的室内设计参数，通过组合（6个设计点）计算，可以得到相应的人对热环境的反应状况与耗电量，见表5。

不同室内参数下空调系统耗电量表5

设计点干球温度（℃）相对湿度（%）舒适度耗电量（kWh）

12450%稍冰864700

22550%舒适824900

32650%舒适784600

42460%舒适855900

52560%舒适815900

62660%舒适775900

由表5可以看出，温度的升高和相对湿度的增加，都会使能耗有所降低。上述设计点基本都在舒适区范围内，但耗电量有所不同。可见，通过改变室内设计标准所具有的节能潜力是很大的。所以在满足舒适度要求的前提下，可选择提高室内温度和相对湿度来减少空调系统能耗。

六、节能综合效果分析

针对该办公楼的实际情况，通过研究，本文提出了该办公楼空调系统的若干节能措施并进行了分析，如果仅考虑对前三项改造所带来的节能效果和经济效益，其综合效果见表6。

空调系统节能潜力分析一览表表6

改造项目增加投入（元）耗电量（kWh）节能率

（%）节省运行费①

（元/年）回收年限

改前改后

冷水机组的最优运行方案-5247985044063.920392

冷冻水泵定水量改为变水量运行变频器及辅助设备

800001521801232191.91398591年

总和8000067697851672723.71598511年

①深圳市电价为1元/（kWh）

从表6中的数据可知，对现有的空调系统人工冷源进行以上的改造，做较少的投资，就可以获得可观的节能效果和节省大量的运行费用。由于有些节能措施对已经施工运行的系统难以操作，如果在设计阶段就能充分考虑系统的节能问题，则效果会更好。

七、结语

通过对深圳市某办公楼的空调系统进行节能潜力分析可以看到，现有的空调系统具有很大的节能潜力。仅从制冷系统的优化运行和冷冻水系统角度去进行调整，其运行节能潜力已非常之大，节能率可达23.7%，如果能在系统设计时就充分考虑系统的节能问题，则可以得到更好的节能性和经济性。

参考文献

冷水机组范文篇7

关键词：酒店；空调设计；节能

1工程概况

本工程位于安徽省亳州市，为一栋四星级酒店，总建筑面积52265m2，其中地上建筑面积34450m2，地上9层，地下1层，1层～2层为裙楼，3层～9层为酒店塔楼，地下1层为机动车库和设备房，设备房含有锅炉房、制冷机房、变配电房、发电机房、消防泵房、生活泵房、洗衣房等。1层设有酒店大堂、游泳池、健身房、大小会议室、中餐厅、厨房等，2层设有全日餐厅、大宴会厅、厨房等，3层～9层为酒店客房。

2室内外设计参数

2.1室外设计参数（亳州市）

夏季：通风干球温31.1℃，通风相对湿度66%，空调干球温度35℃，空调湿球温27.8℃，空调日平均30.7℃，室外风速2.3m/s。冬季：通风干球温度0.6℃，空调干球温度-5.7℃，相对湿度68%，室外风速2.5m/s。

2.2室内设计参数

见下表。

3冷热源系统配置

①酒店空调总冷负荷为3201kW，空调冷源采用2台制冷量为1512kW的变频螺杆式冷水机组，总制冷量3024kW,冷冻水供回水温度为7/12℃。在室外地面设置2台超低噪声方形横流式侧进顶出风冷却塔，单台处理水量450t/h，冷却水供回水温度为32/37℃。冷却水泵、冷冻水泵均设置3台，2用1备，变频运行。②酒店空调总热负荷为1515kW，供暖热源采用2台制热量为1050kW超低氮真空燃气热水锅炉，锅炉内置换热器，供回水温度：60/50℃，空调热水泵单独选型，共设3台，2用1备，空调热水泵变频运行。③酒店洗衣房有蒸汽使用需求，由2台蒸发量为1.0t/h蒸汽锅炉提供，蒸汽压力为1.0MPa，蒸汽锅炉及配套的软化水补水系统设置在锅炉房。锅炉排烟采用预制式不锈钢烟囱，通过竖井上升至塔楼屋顶高空排放。④为降低过渡季空调系统能耗，设有一套冷却塔间接免费供冷系统，利用现有冷却塔通过板式换热器制备冷水，保证冷水系统不受污染，板式换热器的换热量为1000kW，二次侧循环泵设2台，1用1备，变频运行。

4空调系统设计

①空调水系统设计为两管制、变流量一级泵闭式机械循环水系统，冷源侧采用定流量和变流量相结合的方式运行，满负荷运行时冷源侧采用定流量运行，部分负荷运行时根据冷量需求冷源侧采用变流量运行。负荷侧采用变流量运行，空调冷水泵及热水泵均采用变频调节，风机盘管的水管上设电磁二通阀，空调机组的水管上设电动调节阀，分、集水器之间设压差旁通阀。②根据平面布局，空调水系统共分为4个回路。1层～2层裙房部分立管采用异程式系统，水平管采用同程与异程相结合的系统方式，为保证水系统的阻力平衡，楼层支管上设置了静态平衡阀组。3层～9层客房部分，为避免影响走廊的吊顶高度，新风管和空调水管采用竖向布置，均设置在客房管道井内，水管立管和水平干管均按同程式布置，同时每路回水立管上设置静态平衡阀，以平衡各环路流量。③空调系统通过开式膨胀水箱进行补水，补水采用软化水，经全自动软水器处理，补水点设在集水器上，软水器、膨胀水箱设置于屋顶机房内。④酒店大堂、大宴会厅、全日餐厅、中餐厅、健身房等大空间采用一次回风全空气系统，空调机组加湿段采用高压喷雾方式加湿，过滤段设板式初效过滤器和静电过滤器，混合段自带新风电动调节风阀与回风电动调节风阀，同时在新风进风管安装电动双位风阀，过渡季节采用全新风运行，新风量大于空调送风量的70%。⑤客房、大小会议室、后勤办公室等小房间采用风机盘管加新风系统，新风机组加湿段采用高压喷雾方式加湿，过滤段设板式初效过滤器和静电过滤器，新风进口处设电动风阀，和新风机连锁启闭。⑥游泳池采用的空调系统是一次回风全空气定风量系统，空调机组三集一体风冷除湿热泵热机组，除湿的同时充分回收空气能源，对室内空气制冷或加热，对池水进行辅助加热，确保室内空气保持在恒温恒湿状态。为防止围护结构结露，送风口靠泳池池岸周边区布置，气流组织采用顶送下回方式。游泳除湿热泵具有排风功能，保持游泳池相对负压。

5自控系统设计

①空调系统设置自控系统进行启停、运行和节能控制。冷水机组、冷冻水泵、冷却水泵、冷却塔风机应进行电气连锁启停，启动顺序为：冷却塔风机-冷却水泵-冷冻水泵-冷水机组，关闭顺序则与之相反。②空调水系统控制：用户侧空调末端安装电动两通阀或电动调节阀，冷源侧在分、集水器之间安装压差旁通阀（压差控制）使系统保持稳定的压力。根据冷量优化原则控制制冷机台数的运行模式，制冷系统运行时，开启2台冷水机组及其辅机，当空调负荷减小，冷冻水供回水压差增加，则使2台冷水机组对应的冷冻水泵同时降低频率，当供回压差达到设定值上限，关闭1台冷水机组及其辅机；当空调负荷继续减小，另外1台冷水机组对应冷冻水泵降低频率，直至频率下限。当冷水流量接近“最小流量”时，开启压差旁通阀，此时循环水泵的转速不再降低，而通过调节旁通阀的开度来适应末端空调负荷的变化。③新风机组控制送风温度、湿度，根据送风温度调节回水管电动调节阀开度，根据送风湿度调节喷雾水阀开闭，使送风温度、湿度维持在设定范围内。全空气系统空调机组控制回风温度、湿度，根据回风温度调节回水管上电动调节阀开度，根据回风湿度调节喷雾水阀开闭，使回风温度、湿度维持在设定范围内。在过渡季节，全空气系统空调机组根据室内外温差，调节新、回风电动风阀开度，调节新回风比，实现全新风运行。④风机盘管由室温调节器和电动两通阀控制，电动两通阀采用常闭式开关阀，由温控器就地控制，与风机电源连锁，当室内温度高于或低于设定值时，温控器动作，打开或关闭电动两通阀。

6节能措施

①酒店与其他公建相比，具有能耗大、用能系统多的特点。酒店内各种特殊区域较多，游泳馆、健身中心、休闲中心、餐厅、宴会厅等不同功能区域，单位面积耗能较大，且各自运行时间大为不同。酒店空调系统全天候运行，供冷季和采暖季比普通公建要长，且温湿度要求更为严格。②空调冷热源系统充分考虑了空调负荷变化的需要，冷水机组采用高效的变频螺杆式冷水机组，蒸发器水流量在一定范围内变化，机组效率和稳定性不受影响；水系统采用一次泵变流量系统，冷水机组和冷热水泵均采用变频运行，空调末端通过电动两通阀和电动调节阀变流量运行，解决部分负荷时“小温差、大流量”的问题。通过自控系统，确保冷水机组和水泵在高效区间运行，最大限度提高空调冷热源系统运行效率。③健身中心、中西特色餐厅、宴会厅等人员密集场所，内热源较多，在过渡季节有供冷需求，亳州地区过渡季节室外空气湿球温度低于10℃，具备冷却塔直接制冷条件。本项目设有一套“免费制冷”系统，减少冷水机组运行时长和能耗。此外，全空气系统空调机组具备全新风运行条件，根据室内外温差，调节新回风比，利用自然的室外空气进行供冷供热，以节省能源。④泳池采用三集一体风冷除湿热泵热机组，除湿的同时回收空气中的热量用于池水加热，大幅提高能源利用效率，实现能源的综合利用。

7结束语

本文介绍了亳州市某星级酒店空调系统设计方案，阐述了冷热源配置、空调系统设计、自控系统的设计思路，根据不同的房间用途和功能，选择相适应的空调方式，在提供舒适、安静、健康的环境的同时，兼顾了节能的要求。针对宾馆酒店能耗大、用能系统多的特点，采用了多种节能手段，如水泵变频运行、过渡季节全新风运行、利用冷却塔“免费制冷”等措施，通过合理采用高效设备和高效系统、能源综合利用，降低空调系统能耗。

参考文献

[1]张兵,吴兆武.武汉某五星级酒店暖通空调设计[J].山西建筑,2019,45(4):135-136．

[2]叶勇.重庆某五星级酒店暖通空调设计[J].重庆建筑,2015,14(146):55-58．

冷水机组范文篇8

关键词冷水大温差组合式空调机组表冷器

1引言

冷水和冷却水的输送耗电量通常占空调总耗电量的25%左右，因此水系统节能十分重要。常规空调系统的冷水温差为5℃，名义工况冷水供回水温度为7℃/12℃，而大温差系统的冷水温差为8～10℃。由于冷水温差的加大，因此冷水量、水管直径、水泵容量都减小，使初投资和运行费降低，初投资可以降低5%～10%，年运行费可以降低30%～50%。

我们在研究冷水大温差系统时进行了大量试验，通过对试验结果的分析，掌握了设计冷水大温差空调机组的技术参数，并在此基础上开发了大温差系列空调机组。我们将研究成果运用于某市地铁站台空调工程的全部组合式空调机组的设计中。产品经公司检测中心、同济大学供热通风与空气调节实验室和国家空调设备质量监督检测中心的检测，测试结果完全达到了设计要求。

冷水大温差组合式空调机组不仅采用了冷水大温差技术，而且采用了特殊的结构设计，消除了冷桥现象，独特的防漏风设计则使机组漏风率远远低于国家标准。此外，采用的均流措施使空调机组的断面风速均匀度等各项指标均优于国家标准。

2冷水大温差组合式空调机组的研制

对组合式空调机组而言，冷水大温差主要是通过表冷器来实现的，因此，为了保证表冷器的进/出水温差达到8～10℃，则必须对表冷器结构及其相关技术参数进行深入的研究。

我们研究的重点是：如何优化表冷器的结构参数（如排数、迎风面积、管程数等）以保证冷水和空气通过表冷顺能够得到更充分的热交换，从而达到冷水大温差（8～10℃）的要求。通过这些研究可以达到下列目的：a、当供回水为大温差时，空调机组能够满足设计工况下所需的冷量，并且空气阻力、水阻力等各项技术参数处在经济合理的范围值之内；b、减少空调系统投资与运行费用。由于大温差空调机组能够在相同的进水温度条件下，采用较小的水量，产生与常规系统相同的冷量，因此，采用冷水大温差空调系统的水管路及其附件、保温和水泵等初投资和系统运行费用比常规系统都要减少，而且空调系统越大，其优越性越明显。

3冷水大温差对空调机组性能的影响

对于冷水采用5℃温差的空调机组而言，由于：a、冷水机组的水量是按照5℃温升确定的；b、通常表冷器管内水流速偏低；c、系统安全系数较大，因此空调机组冷水大温差即使无法保证规定的5℃，对空调系统的影响也不是太明显。但是当冷水系统采用大温差后，冷水温差由5℃增在到8～10℃，由于：a、冷水机组的水量已按照水温8～10℃设计；b、为体现大温差的优越性，水系统的管径已按大温差设计；c、水泵已按照大温差进行选型。因此，如果此时仍然采用常规温差空调机组，其性能会发生很大的变化。通常情况下会出现下列几个问题：a、空调系统很可能因为空调机组冷水温升过小而冷量不够，若要保证空调系统的冷负荷要求，需要增加空调机组的数量，从而增加初投资和运行费；b、空调机组按照常规空调系统设计，为了保证空调机组的冷水温升，使其水流量减小而导致冷量不足，同样需要增加空调机组的数量，来保证空调系统的冷负荷要求；c、空调机组的去湿能力下降，导致室内相对湿度增加，使人员的舒适度降低。

试验结果（见表1）表明：冷水大温差对空调机组的影响较大。如果采用与常规空调机组相同的配置，空调机组的热工性能将明显降低，当冷水温差由5℃加大到10℃时，表冷器的产冷量下降，出风温度上升。因此，采用冷水大温差系统时，不能原封不动的使用原有空调机组，否则，将不满足大温差空调系统的要求。

不同温差对空调机组性能影响的试验表1

性能表冷器1表冷器2

Δt=5℃Δt=10℃Δt=5℃Δt=10℃

进水温度(℃）7676

进风干/湿球温度(℃）27.01/19.5426.86/19.3227.00/19.5526.83/19.61

出风干/湿球温度(℃）14.01/13.2417.21/15.5615.66/15.2318.62/18.20

水量（t/h）0.8570.2982.2440.816

水流速(m/s)1.110.3870.850.31

水阻力(kPa)28.425.4419.623.34

冷量(kW)4.9793.32513.09.5

风量(m3/h)798.14875.871425.61431.9

迎面风速（m/s）1.31.442.0792.088

冷风比（W/m3/h）6.243.809.1196.635

为了研制冷水大温差空调机组，确认设计空调机组时应采取哪些技术措施才能使空调机组满足冷水大温差空调系统的要求，我们做了大量的试验（见表2～5），由于篇幅限，下面我们只将排数、迎风面积、冷水初温、肋片材质等对空调机组性能影响的试验结果列出，并进行分析。

4表冷器排数对空调机组性能影响的试验

表冷器排数对空调机组性能影响的试验表2

性能排数

468

管程数101010101010

进水温度(℃）777777

水温差(℃）510510510

进风干/湿球温度(℃）27/19.527/19.527/19.527/19.527/19.527/19.5

出风干/湿球温度(℃）15.57/13.9716.90/15.3013.36/12.1414.97/13.7512.16/11.0613.91/12.81

冷量(kW)16.3512.6521.1416.9323.8119.40

水量(t/h)2.811.093.641.464.091.67

水流速(m/s)1.050.410.900.360.760.31

水阻力(kPa)16.258.3817.359.2212.462.10

空气阻力(Pa)99.4099.28135.88135.78164.11162.38

迎面风速（m/s）2.302.302.302.302.302.30

从表2中的数据看出：相同规格的表冷器，当冷水温升由5℃增加到10℃时，表冷器冷量下降的幅度与表冷器排数有关，下降比例分别为：22.6%（4排）、19.9%(6排)、18.5%（8排）。表中数据同时也表明：当冷水温升由5℃增加到10℃时，表冷器增加两排后，其产冷量与原有表冷器的产冷量相近，但空气阻力增大了。

显然，当采取增加表冷器的排数来保证表冷器的出风温度和冷量时，表冷器的水阻力、水量减小。由于水流速较低，因此，对表冷器的热交换性能产生了很大的影响，并导致表冷器产冷量下降。

5表冷器迎风面积对空调机组性能影响的试验

表冷器迎风面积对空调机组性能影响的试验表3

性能表冷器排数

468

管程数101010101010

迎风面积（m3）0.361590.480060.361590.49530.361590.50292

进水温度(℃）777777

水温差(℃）510510510

进风干/湿球温度(℃）27/19.527/19.527/19.527/19.527/19.527/19.5

出风干/湿球温度(℃）15.57/13.9715.47/13.9713.36/12.1413.21/12.1012.16/11.0612.03/11.06

冷量(kW)16.3516.3521.1421.2223.8123.82

水量(t/h)2.811.413.641.824.092.05

水流速(m/s)1.050.520.900.450.760.38

水阻力(kPa)16.2510.0217.3510.7812.463.16

空气阻力(Pa)99.4064.62135.8875.33164.1198.76

迎面风速（m/s）2.301.712.301.652.301.62

从表3中的数据，我们可以看出，采用增加表冷器的迎风面积来保持表冷器出风温度和冷量不变的方法时，表冷器的水量、水阻力、空气阻力、迎面风速均减少。同样由于水流速太低，对表冷器的产冷量产生了很大的影响。

6冷冻水初温对空调机组性能影响的试验

冷冻水初温对空调机组性能影响的试验表4性能表冷器排数

468

管程数101010101010

进水温度(℃）74.5574.5574.55

水温差(℃）510510510

进风干/湿球温度(℃）27/19.527/19.527/19.527/19.527/19.527/19.5

出风干/湿球温度(℃）15.57/13.9715.58/13.9813.36/12.1413.33/12.1112.16/11.0612.15/11.05

冷量(kW)16.3516.3221.1421.2223.8123.83

水量(t/h)2.811.403.641.824.092.05

水流速(m/s)1.050.520.900.450.760.38

水阻力(kPa)16.2510.0117.3510.7712.463.16

空气阻力(Pa)99.4099.40135.88135.88164.11164.12

迎面风速（m/s）2.302.302.302.302.302.30

表4中的数据表明：当表冷器的时水初温为7℃（温升5℃时），其产冷量与进水初温为4.5℃左右（温升10℃）时的产冷量基本相同。表中数据同时还表明：在10℃温升的条件下，降低表冷器的进水温度，其空气阻力基本不变，但水量、水阻力明显降低，水流速也变小。显然，由于水流速低，对表冷器的产冷量产生了一定的影响。文献4认为，当冷水机组出水温度为6℃，冷水温差为8℃时，冷水大温差的节能效果最佳，冷水流量减少37.5%，冷水泵能耗减少54%，冷水机组单位质量制冷量能耗与名义工况下能耗相当，效率降低较小。当冷水机组出水温度为5℃、进出口温差为10℃时，冷水机组的单位质量制冷量能耗和单位质量有效能损失均过大。因此只有在冷水机组能耗增加小于冷水泵能耗减少的情况下，才能取得真正的节能有效果。文献5认为，表冷器冷水进出口温差为7℃/17℃时，空调系统实投资不降反增，由于冷水机组处于极限状态，有的生产厂供应不了此类产品。

7表冷器肋片材质对空调机组性能影响的试验

表冷器肋片材质对空调机组性能影响的试验表5

性能冷水温差

Δt=5℃Δt=10℃

铝箔材质普通亲水普通亲水

进水温度(℃）7766

风量(m3/h)833836875839

冷量(W)5639589039714471

水量（kg/h）9931015350395

水阻力(kPa)11.512.417.723.5

冷风比(W/m3/h)6.76957.04554.53835.329

比率(%)100104.08100117.42

从表5的数据我们可以看出：表冷器肋片材质的变化，对表冷器产冷能力将有一定程度的影响，涂亲水膜的表冷器翅片可以强化换热效果，增大产冷量。

8表冷器选型设计与检测结果的对比

根据试验结果所编制的冷水大温差表冷器设计软件，对表冷器进行选型设计，然后经过权威检测机构的检测，结果对比见表6。

表冷器选型设计与检测结果的对比表6

性能设计检测

风量(m3/h)75007398.4

排数(排）66

表面管数(根)1414

管程数1212

迎风面积(m2)0.8280.828

迎风风速(m/s)2.5172.483

进水温度(℃）8.008.00

进出水温差(℃）9.009.00

进风干/湿球温度(℃）28.964/23.63829.00/23.50

出风干/湿球温度(℃）17.83/17.5016.55/16.25

水流速(m/s)1.121.187

水量（kg/h）51865498

水阻力(kPa)32.45634.27

冷量(W)5430058735

冷风比(W/m3/h)7.247.939

冷风比比率(%)100109.65

从表6中的冷风比比率值上可以看出：选型设计有接近10%的设计富余量，这一点是非常必要的。我们知道：随着空调系统运行时间的增加，将会出现表冷器翅片表面沈积灰尘，铜管内壁腐蚀结垢等现象，因此，表冷器传热性能将有一定程度的下降。如果表冷器设计时没有适当的富余量将导致空调机组产冷能力下降，并影响空调系统的运行质量。显然，适当的设计富余量对确保空调系统的正常运行是十分必要和有利的。

9结论

9．1对于冷水大温差系统，采用常规空调机组是难于满足要求的，必须采用冷水大温差专用空调机组。对于同一规格的表冷器，当冷水温差由5℃提高到10℃时，表冷器产冷量下降，出风温度上升。本文只适用于全空气系统的组合式空调机组，不宜用于其它空调机组。

9．2为了使空调机组能够满足冷水大温差空调系统的要求，可以采取增加表冷器排数、增加表冷器传热面积、降低冷水实温、改变表冷器管程数、改变表冷器的肋片材质等方法。当然，最终采取何种方法应根据工程项目的要求，进行具体的技术经济比较分析后才能确定。其关键在于如何确定最佳的表冷器设计方案。

9．3表冷器加大换热面积可以增大产冷量，比增加排数的效果更好。其中缩小表冷器翅片片距来增大换热面积，可以不加大机组外形尺寸，但会啬表冷器造价，增大空气阻力，清洗困难，容易脏堵。采用增加表冷器迎风面积来保持表冷器出风温度和产冷量不变的方法时，表冷器的空气阻力、迎面风速均会减小。但会加大空调机组的外形尺寸，增加造价，增大机房面积，显然业主是不欢迎的。但当场地允许时，可以优先考虑采用增大迎风面积的方法。

9．4增加表冷器排数是为了补偿采用大温差后导致的冷量下降和出风温度升增加排数可以不影响空调机组宽与高的尺寸，但空调机组的长度会加大。同时会增加表冷器造价，增大空气阻力，相应增大空调机组电耗，而水量和水阻力却减小。表冷器排数一般在8排以内比较合适，10排以上就显得排数过多，换热效果增加不多，但空气阻力增大，造价也增加较多。

9．5降低表冷器进水温度，可以加大产冷量。表冷器进水初温为7℃（温升为5℃）时，其中冷量与进水温度为4.5℃左右（温升为10℃）时的产冷量基本相同。在10℃温升时，空气阻力不变，水量、水流速和水阻力明显降低。在大温差条件下，降低冷水机组的出水温度，冷水机组的性能是允许的。由于蒸发温度下降，将使制冷量下降，同时由于水流速减小，也会使制冷量减小。因此决定表冷器进水温度时，不能单纯从表冷器提高产冷量考虑，同时也要综合考虑冷水机组降低制冷量的不利因素。不能按样本选用冷水机组，必须请制造厂根据软件计算选型。

9．6加大管程数，提高水流速，明显加大表冷器产冷量，就尽量考虑。但如水速过高时，会使水阻力过大。另外由于表冷器结构限制，也只能在有限范围内调整管程数。

9.7表冷器翅片涂亲水膜，促使冷凝水迅速流走，使产冷量加大。

参考文献

1精亚集团，冷水大温差组合式空调机组试验研究报告，2001

2殷平，空调大温差研究（4）：空调冷水大温差系统经济分析，暖通空调，2001，31（1）

3殷平，空调大温差研究（5）：空调冷水大温差系统设计方法，暖通空调，2001，31（2）

4许新明等，空调系统冷水大温差运行特性分析，制冷，2001，3

冷水机组范文篇9

关键词：部分负荷变水温末端设备运行方案

0引言

在中央空调系统实际运行过程中，空调负荷随着室外气象条件等因素变化，多数时间远小于设计负荷。如果在空调负荷减少时，适当提高冷水供水温度，则可以提高冷水机组的运行效率，降低运行能耗，也不要增加任何设备。鉴于目前空调系统的全年运行过程中，冷水机组的出口水温调节的操作带有很大的随意性。有必要对此进行定量的研究。目前关于变水温调节的定量研究很少，文献[1]主要针对全空气系统中空调机组表冷器变水温性能分析，说明方案可行，并通过对某一冷水机组冷水温度变化时COP值的变化，讨论了节能的效果，但是没有涉及到风机盘管机组，文献[2]通过对某大型国际机场特定的空调系统，针对该机场的负荷特点和气象条件，给出了分阶段变水温运行的方案。但并没有对冷水变化对末端空气处理设备除湿能力下降做具体分析。

1中央空调系统变水温性能

1.1风机盘管变水温性能

在制定空调系统变水温运行方案时必须考虑末端空气处理设备的性能。文献[3]对风机盘管性能参数进行整理和分析，运用多元回归的数学方法得出风机盘管冷量回归方程(假定风机盘管的风量和水流量不变)。

(1)

(2)

(3)

式中下标t,s,l分别表示风机盘管的全热，显热和潜热；kW；

下标“0”表示在标准工况条件下，没有下标表示在使用工况条件下；

t1、ts1—表示空气进口干、湿球温度，℃；

tw1—表示冷水出口温度，℃。

现取某厂家生产的风机盘管FP-6.3型为例进行研究，标况下风机盘管进风干球温度27℃，湿球温度19.5℃，冷水供水温度7℃，温差为5℃。此型号盘管标况下的全热冷量和显热冷量分别为4.41KW和2.98KW。根据上面公式编制程序，运行得出下面的计算结果：

表1冷冻水温度变化对风机盘管性能的影响

7℃8℃9℃10℃11℃12℃13℃

Qt/Qt01.000.920.840.760.680.600.52

Qs/Qs01.000.950.900.850.800.750.70

Ql/Ql01.000.860.710.570.430.290.14

图1风机盘管的冷量随冷水温度变化曲线

随着风机盘管进口冷水温度的升高，风机盘管的制冷量逐渐下降，呈线性变化。当冷水温度由7℃改变为9℃时，风机盘管的制冷能力下降了16%；改变为12℃时，风机盘管的制冷能力下降了40%。从图1中三条曲线可以看到，冷水温度的升高导致制冷量下降，但冷冻水温度提高对全热冷量、显热冷量和潜热冷量的影响程度是不同的，其中对潜热冷量的影响最大，显热冷量影响最小，全热冷量介于其间。

1.2新风机组变水温性能

在冷水温度满足风机盘管的热湿处理能力的同时，还要保证在相同冷水温度下，新风机组的处理能力也满足要求。表冷器的热工性能受到以下几个因素的影响：①进口空气参数；②处理风量；③冷水温度；④冷水流量。为便于研究，选用JW30－4型6排通用型表冷器进行分析，处理风量16000kg/h，水流量23500kg/h，迎面风速2.5m/s，水流速1.6m/s。本文采用全热交换效率计算方法讨论处理风量和水流量不变，通过改变冷水温度和进出口空气参数来具体分析表冷器的热工性能。

空调负荷率可以认为与室外空气干球温度的线性关系。下面是根据ARI标准[4]计算出来得负荷率与室外干球温度的对应关系。

表2负荷率与室外空气干、湿球温度的关系负荷率/%1009590858075706560

室外干球温度/℃3533.932.831.730.629.428.327.226.1

室外湿球温度/℃2927.6326.2724.923.5322.1720.819.4318.07

编制表冷器计算程序，运行得到变工况下新风机组的热工性能。

表3部分负荷时新风机组的热工性能部分负荷率/％10090807060

冷水温度/℃78.29.410.611.8

室外新风干球温度/℃3532.830.528.326.1

室外新风湿球温度/℃2926.2723.5320.818.07

新风送风干球温度/℃15.715.415.11514.9

处理空气所需的的Eg0.6890.7070.7310.7510.783

表冷器实际能达到的Eg′0.6890.7110.7340.7590.788

从表3可以看到，在由于室外气象条件变化，空调负减少荷时，新风机组采取提高冷水温度做法，室外参对新风机组的影响超过了冷水温度提高对新风机组的影响，处理后的新风送风干球温度略有下降，说明在室外气象条件变化时，冷水温度提高对新风机组处理新风终状态影响不大，部分负荷时，相应提高冷水温度是可行的。

1.3冷水机组变水温性能

图2冷水出口温度对机组COP的影响

图2是某空调公司特定型号的三种类型（活塞式、螺杆式、离心式）冷水机组COP和冷水温度的关系，可以看出当冷却水供回水温度不变（32/37℃），冷水温度提高时，COP值变大，效率提高，冷水温度由7℃提高到10℃时，活塞式COP值提高了8.7％，螺杆式COP值提高了9.2％，离心式COP值提高了5.5％，节能潜力很大。

2变水温对室内温湿度的影响

根据上面的分析，当室外气象条件变化，空调系统处于部分负荷时，可以通过提高冷冻水供水温度，在满足室内负荷的同时，可以提高冷水机组的运行效率，以节约能耗。但变水温运行，冷水温度提高不仅会对风机盘管的热湿处理能力产生影响，还会影响到新风机组的处理能力，最终会对室内参数以及舒适度产生多大的影响，有必要对此进行定量的研究。本文采用室内热湿平衡方程来研究变水温对室内温湿度的影响，室内热湿平衡方程为：

（6）

（7）

式中：GF—风机盘管送风量，kg/s；

GW—室内新风量，kg/s；

i0—风机盘管送风焓值，kJ/kg；

i2—新风送风焓值，kJ/kg；

iN¹—室内实际计算焓值，kJ/kg；

d0—风机盘管送风含湿量，g/kg；

d2—室内新风的含湿量，g/kg；

dN¹—室内实际计算含湿量，g/kg；

Q—室内余热量，kW；

W—室内余湿量，g/s。

首先根据上面的分析，编制程序，程序设计流程图如下：

图3室内温湿度计算流程图

下面通过实例来说明部分负荷时冷水温度变化对室内参数的影响

某空调房间，室内总余热量Q＝3.314kW，总余湿量W＝0.264g/s，夏季室内计算参数为：tN＝25℃，ФN＝50％，当地大气压力为101325Pa。新风机组和风机盘管都是定型的。新风量L＝90m3/h，新风比为0.15。讨论当由于室外气象条件引起室内余热总量变化，总余湿量不变时，负荷率与冷水温度以及新风送风干求温度的关系。

解：根据上述公式编制的程序，通过迭代运算，运行结果如下表：

表4部分负荷率时参数的变化负荷率/%10090807060

冷水温度/℃78.29.410.611.8

新风送风干球温度/℃16.215.915.615.515.4

FCU送风干球温度/℃室内干球温度/℃11.525.113.224.914.824.516.424.318.124.1

室内相对湿度/%49.852.85558.663

从表4可以看到：当室内处于部分负荷状态时，通过调节冷水供水温度，可以使室内温湿度在舒适标准范围之内。实际上随着室外干湿球温度的下降，室内余湿量也会有所降低，所以实际室内相对湿度会略有一定程度的降低。因此，对于舒适性空调系统采用变水温质调节是可以满足要求的。

3变水温运行方案

对南京某饭店实际运行情况调研分析，并根据当地气象条件的特点，制定了以下几个阶段的变水温运行方案。

表5某饭店变水温运行调节方案时间供水温度/℃运行机组台数

～5月上旬11.51

5月中旬～6月上旬101～2

6月中旬～7月上旬8.22

7月中旬～8月中旬72

8月下旬～9月中旬8.22

9月下旬～10月上旬101～2

10月中旬～11.51

根据对改饭店的现场测试结果，随着室外气象条件的变化，变水温运行对空调房间温湿度的影响不大，可以满足室内舒适度的要求。可见，该饭店采用变水温运行方案，是可行的。

4结语

1由于空调系统负荷在大部分时间里都在设计负荷以下，可以考虑采用质调节的方法达到既满足室内负荷要求，又能够节约能耗的目的。如当负荷率为70％时，采用10℃的冷水供水温度，与设计工况相比，离心式机组耗电量下降了5.5％，螺杆式机组耗电量下降了9.2％，节能效果明显。

2由于冷水温度的提高，使得末端空气处理设备的除湿能力下降，室内相对湿度变大，使得冷水温度不能提高很多，从上面的分析得出，当室内负荷为60％，采用11.8℃的冷水温度，室内相对湿度就达到了63％，所以，对舒适性空调系统，冷水温度的提高一般以不超过12℃为宜。

3分阶段变水温运行是针对过渡季节部分负荷条件下空调制冷系统节能运行调节而提出的，不需要增加任何设备，比变流量的节能方案更容易操作，只需考虑室外气象条件，负荷分布规律等影响因素，可以根据实际空调系统的动态空调负荷计算和空调制冷系统运行实践制定出更为细致的运行方案，使节能达到最优化。它对于一般舒适性空调系统来说，是一种简便可行的节能运行方案。

参考文献：

1刘金平，周登锦.空调系统变冷水温度调节的节能分析.暖通空调.2004,34(5):90～91

2陆琼文，刘传聚，曹静.浦东国际机场变空调供水温度节能运行方案分析.暖通空调.2003,33(2):123～125

3韩伟国，陆亚俊.风机盘管加新风空调系统ε值比较设计方法.暖通空调.2002，35(2)：80～83

4ARI550590-1998标准

5张雅锐，袁东立.建筑空调冷水系统变水温运行的节能分析.暖通空调.1991，21(5)：12～15

6林仁生.改变冷水出水温度对主机运行能耗及影响空气处理效果的分析.全国暖通空调制冷2000年学术会论文集.707～710

冷水机组范文篇10

关键字：离心式制冷压缩机国产化

一、离心式制冷压缩机的特点。

离心式制冷压缩机作为一种速度型压缩机，具有以下优点：

1.在相同冷量的情况下，特别在大容量时，与螺杆压缩机组相比，省去了庞大的油分装置，机组的重量及尺寸较小，占地面积小；

2.离心式压缩机结构简单紧凑，运动件少，工作可靠，经久耐用，运行费用低；

3.容易实现多级压缩和多种蒸发温度，容易实现中间冷却，使得耗功较低；

4.离心机组中混入的润滑油极少，对换热器的传热效果影响较小，机组具有较高的效率。

具有以下缺点：

1.转子转速较高，为了保证叶轮一定的宽度，必须用于大中流量场合，不适合于小流量场合；

2.单级压比低，为了得到较高压比须采用多级叶轮，一般还要用增速齿轮；

3.喘振是离心式压缩机固有的缺点，机组须添加防喘振系统；

4.同一台机组工况不能有大的变动，适用的范围较窄。

二、离心式制冷压缩机的应用状况及趋势。

目前国内离心式冷水机组的大部分市场主要由欧日美一些制冷企业所占据。比较有名的企业如特灵、开利、约克、麦克维尔、AXIMA（原苏尔寿）、荏原、三菱等依靠先进的技术及良好工艺主导离心冷水机组市场。国内企业主要为重庆通用，早期引进NREC的技术来开发离心式制冷机。随着社会的发展，用户需要的冷量越来越高，另外由于节能的要求使得离心机组具有越来越广的市场。一些国内空调厂家如海尔、澳克玛、格力及美的（与重庆通用合并）纷纷推出自己的离心式冷水机组。大冷与AXIMA合作开发出离心冷水机组及区域供暖的离心热泵机组。这些离心机组大部分采用环保工质R134a.

随着能源的形式日趋紧张，节能降耗是产品发展的一大趋势。另外由于中国城镇化水平的不断提高，建筑能耗不断增加。具有最高性能系数的离心冷水机组无疑将成为市场的热点，近年来离心冷水机组的销量不断提高。

国内大部分开发离心冷水机组的企业只是购买进口压缩机，基本上没什么利润。国外离心机厂家不会轻易出让自己的核心技术，要想研制离心式制冷压缩机，只有走自主开发的道路。随着设计及制造技术的不断成熟，使得国产离心式制冷压缩机的研制成为可能。

三、开发研制离心式压缩机的难点、重点及对策。

研制一台离心压缩机包括多方面的内容：气动热力计算、强度与振动计算、结构设计、各种材料的选择、加工制造工艺设计、自动控制与调节设计、以及驱动型式选择等。其中的难重点主要有以下几个方面：

1.叶轮的设计

转子作为离心压缩机的运动部件，其核心部分为叶轮。现在国内外各大离心机厂家均采用三元流方法进行叶轮设计。三元流方法要求设计人员具备数值模拟、计算流体动力学、流体机械内部流场理论等非常专业的知识。国内公司技术人员大部分不具备这些专业知识，要设计高效的三元叶轮，只有和高校科研机构合作。高校中离心式压缩机方面的专家主要有上海交大的谷传纲教授、西安交大的王尚锦教授。谷教授长期从事离心机方面的研究，先后主持完成6项国家自然科学基金项目，在离心机三元流设计，压缩机组试验、监测及控制，系统防喘振等方面均有深入的研究，他所主持完成的《多级离心压缩机气动设计技术与应用》项目获2004年国家科技进步二等奖。王教授领导的西安交大赛尔机泵科研组，以独具特色的“可控涡叶轮设计理论”，在石化等领域的机组改造中有出色的应用。

2.叶轮的加工制作

以三元流理论设计的叶轮叶片形状一般为空间曲面，叶片及叶轮的加工成型是制造的重点，也是难点。对于三元叶轮，常用的加工方法主要有两种：

1）三体焊形式：也就是说、叶片、轮盖分别加工。这种加工方法对设备要求比较简单，、轮盖只需要车出外形就够了。叶片加工要麻烦一些，首先要利用三坐标机床铣出叶片模具，然后将下好料的叶片进行热处理，压型得到所需的叶片形状。最后将叶片焊接到上，再将轮盖焊好。这样的话需要的设备大概是三坐标铣床、热处理炉、油压机以及其他所需的一些常规设备，所需投资比较低，更适合开始做。

2）整体铣制：也就是和叶片是在一起利用多坐标设备进行整体铣制而得到一个半开式叶轮。为避免干涉，目前国际上对这种叶轮的加工大都是利用五坐标加工中心进行。一台五坐标设备大概从几百万到上千万不止，成本非常高。以加工600mm叶轮为例，国内五轴床大概要350万人民币，进口五轴床大概要480万人民币。通过四坐标机床旋转工作台的倾斜实现三元叶轮的四坐标整体铣制，如果叶片稠度比较大，干涉问题在四坐标上就不可避免。四坐标的设备相对比较便宜，大概100多万人民币。

3.转子的临界转速的计算

临界转速是设计转子转速时要考虑的一个重要因素，转子转速要避开临界转速。临界转速的计算一般采用普洛尔法，市场上有专门计算临界转速的软件，也可以自己开发计算软件。

4.防喘振系统的设计

由离心式压缩机的工作机理可知，喘振是离心机所固有的性质，不可消除，但可通过有效途径加以避免。离心式制冷压缩机发生喘振的原因：流量过低及冷凝压力过高。喘振对机组的危害相当大，须认真设计防喘振系统。

5.滑动轴承的设计

离心式制冷压缩机一般采用增速齿轮，转子转速一般都在5000RPM以上，都采用滑动轴承，滑动轴承的设计也是研制离心机的一个重点。

四、开发研制离心式压缩机的大致步骤：

1.搜集、学习离心式压缩机及离心式冷水机组的相关标准。

2.组织有关人员学习离心式压缩机的基本知识，达到用一元流理论设计压缩机的水平。

3.组织有关人员到相关科研院所及专业生产厂家学习参观。

4.与科研院所合作进行三元叶轮的设计。

5.研制开发整机。

6.样机试验改进。

五、一点想法