制冷机范文10篇

制冷机范文篇1

关键词：太阳能气泡泵吸收式制冷机传热计算

1简介

太阳能吸收式空调在我国目前应用很广泛。它将常规的溴化锂或氨水吸收式空调与太阳能热水相结合，实现夏季空调、冬季供热或全年供热水功能。虽然吸收式空调采用溴化锂制冷机方案技术已相对成熟，但系统成本若不能大幅度降低，推广前景并不乐观。日本矢崎株式会社已商品化生产小型无泵循环溴化锂制冷机，有制冷量4000W到174000W系列产品。我国尚未实现小功率溴化锂制冷机生产，现有的厂家生产成本过高，功率偏大，同时辅助热源又不可缺少，管理难度大。因此，开发生产低成本的系列制冷机，如无泵溴化锂制冷机、小型氨水制冷机及其循环泵等，并实现其商品化生产已成为当务之急。

图1是小型太阳能吸收式制冷机组成的太阳能空调和供热系统的原理图。本系统主要有太阳能集热器、蓄热槽、辅助热源、热水型吸收式制冷机、冷却塔、空调器和控制系统等组成。

图1小型太阳能空调、供热系统

太阳能吸收式制冷机的加热热源是75～95℃的热水。热水在发生器管中作强制对流换热，加热溶液产生蒸汽，一般设计成单效。该机无溶液泵与冷剂泵，溶液的循环靠气泡泵来实现。

2热力计算

设计计算参数：吸收式制冷机额定制冷量为2.0；经蒸发器的冷冻水进口温度12.0～15.0℃、出口温度9.0～11.0℃；经吸收器或冷凝器的冷却水进口温度30.0～32.0℃，出口温度34.0～38.0℃；加热热水温度75.0～90.0℃。

2.1设计工况计算

取冷冻水进口温度＝14℃，冷冻水出口温度＝9℃；冷却水进口温度＝29.5℃，冷却水出口温度＝34.5℃；加热热水进口温度℃，加热热水出口温度℃。

2.2选定设计参数

图2单效吸收式制冷循环h-ξ

假定不考虑的影响。

①蒸发温度＝7℃，则蒸发压力＝1001pa；

②吸收器压力，取＝80pa，则＝920pa；

③冷凝器和吸收器的冷却水用并流动方式，冷凝温度＝38.0℃，冷凝压力＝5631pa；

④发生器出口浓溶液温度＝82.0℃；

⑤吸收器出口稀溶液温度＝38.0℃；

⑥根据压力，和温度，，在图上查得：＝56，＝60，可得－＝4.0。

⑦溶液热交换器出口浓溶液温度＝，取＝17℃，则＝55℃。由＝60，查溴化锂溶液的结晶曲线，其结晶温度约为39℃。－＝55-39＝16℃，因此选取＝17℃是可行的。由得

式中，可得kJ/kg，则＝62℃。

2.3各状态点参数值

根据上述所选取的参数，可确定制冷循环中各状态点的比焓值以及温度、压力和质量分数。循环中各状态点号见图2。各状点参数值见表1。

2.4各换热设备的热负荷计算

各换热设备的热负荷计算见表2。

由蒸发器的单位热负荷，可求得冷剂水的循环量：kg/h

热平衡计算得：5471.83kJ/kg，5471.87kJ/kg相差很小，热平衡。

热力系数计算：

表1各状态点参数表序号

名称

状态点

比焓值（kJ/kg）

温度（℃）

压力（Pa）

质量分数（％）

1

蒸发器出口冷剂蒸汽

1’

2933.84

7

1001

2

蒸发器中冷剂水

1

448.46

7

1001

3

吸收器出口稀溶液

2

255.59

38

920

56

4

冷凝器出口冷剂水

3

578.14

38

5631

5

冷凝器进口冷剂蒸汽

3’

2990.40

79

5631

6

发生器出口浓溶液

4

326.82

82

5631

60

7

发生器中开始沸腾溶液

5

317.60

72

5631

56

8

吸收器进口浓溶液

6

272.35

47

920

60

9

溶液热交换器出口稀溶液

7

293.65

62

－

56

10

溶液热交换器出口浓溶液

8

282.83

55

－

60

表2各换热设备的热负荷计算表设备名称

单位热负荷计算公式

单位热负荷（kJ/kg）

热负荷计算公式

热负荷值（kw）

发生器

3116.13

2.65

冷凝器

2412.26

2.05

蒸发器

2355.70

2.60

吸收器

3059.61

2.00

溶液热交换器

615.9

0.52

2.5各工作介质的流量计算

2.5.1加热热水流量

加热水的温度从86℃降到80℃，则产生单位冷剂蒸汽的加热量为：＝＝25.20kJ/kg，考虑15的热损失裕量，则加热热水量＝435.4kg/h

2.5.2冷水量

＝0.35

2.5.3冷却水量

冷却水带走的热量为：＝4.05kw

冷却水量为：＝0.697

2.5.4稀溶液循环量

＝0.028

3传热面积计算

3.1k值的选取

传热管的材料，除发生器采用不锈钢管外，其余换热设备均采用紫铜管。

对于发生器采用整体轧制低翅片管，其传热系数可以达到1300～1600，这里取为1300。由于冷凝器的传热系数比较高，在机组中占的空间也较小，相对而言强化传热的要求就不迫切。采用光管时的传热系数就可达4100～5200，本文取为4500。蒸发器采用喷淋形式，因此喷淋密度，喷淋方式对传热性能有较大的影响。以铜管为传热管的蒸发器，传热系数的值一般在2200～2500之间，这里取=2300。

对于吸收器采用目前国内使用较多的F管，也称为斜槽管，在合适的运行条件及造作参数下，F管的传热系数可达1500，但是F管易出现冷量衰减的情况。这里取＝1200。对于溶液热交换器，设计流速为0.4～0.5m/s时，传热系数可达450～580，这里取＝580。

3.2传热系数校核

传热系数可用下式校核：

式中：——以原管外表面积为基准的传热系数，；

、——管内、外表面换热系数，；

、——管内、外表面单位面积上的污垢热阻，；

、——圆内、管外径，m；

——圆管材料的热导系数，。

计算传热系数的关键在于如何求得圆管内、外两侧的表面换热系数。对于发生器，以热水为热源，可按下式计算管内对流表面传热系数：

式中：——传热管内热水的流速，；

——热水在进出口平均温度下的导热系数，；

——热水在进出口平均温度下的运动粘性系数，；

——热水在进出口平均温度下的普朗特数。

发生器中溴化锂溶液在管外沸腾，对于喷淋式发生器，可用下式估算：

式中是喷淋密度，，试验范围为0.022～0.035。文中，设＝2，＝0.015m，＝0.016m，＝0.0001，＝0.00008，紫铜管＝550.94，＝0.676，＝0.353，＝2.13，＝0.028，把上述值代入式（3.2.1）、(3.2.2)、(3.3.3)中可得＝1305，所选值合适。

3.3传热面积计算

各设备传热面积计算见表3。

表3制冷机各设备所需的传热面积设备名称

传热系数(W/m2K)

计算公式

传热外表面积（）

冷凝器

4500

0.087

蒸发器

2300

0.268

发生器

1300

0.476

吸收器

1200

0.237

溶液

热交换器

580

0.048

4结构计算

设计太阳能吸收式制冷机，还要进行结构计算。结构计算的内容包括：各换热设备的结构尺寸，配管大小，传热管的数量，工作介质在系统中的流速，阻力损失，主要零部件强度刚度和温差热力计算以及溴化锂溶液需要量的估算等。

4.1各换热设备传热管数n的计算

根据求得的传热面积用下式确定传热管数：

式中：——换热设备所需总管子数；

——换热设备传热面积；

——传热管的有效长度(m)；

——传热管外径（m）。

各换热设备传热管数计算结果见表4。

表4各换热设备传热管数计算设备

传热管外径（m）

传热管有效长度（m）

所需总管子根数

冷凝器

0.016

0.43

4

蒸发器

0.016

0.44

12

发生器

0.016

0.80

12

吸收器

0.016

0.40

12

溶液热交换器

0.010

0.38

4

4.2配管尺寸计算

配管尺寸由下式计算：

式中：——配管内径（m）；

——配管中介质流速。

水在配管中的流速一般为1.5～3.0m/s。

由于热水流量较小，可以取更小值。这里取加热热水配管流速1.0m/s.则热水进出口配管内径为0.012m。

取冷却水进口配管流速1.5m/s。计算得配管内径为0.013m。

取冷媒水进口配管流速1m/s。计算得冷媒水进口配管内径为0.011m。

5总结

溴化锂吸收式制冷机在不同的热源温度下工作。随着热水温度的降低，发生器温度和溶液循环量随之减少，热水温度对制冷量的影响较大，因此存在最适宜的集热温度，目前该温度一般为80～90℃。在设计时，应酌情考虑提高冷媒水出口温度，降低冷去水进出口温度。优化设计及变工况条件下最佳运行参数的调整越来越要求利用计算机进行设计和计算。本文旨在为小型太阳能气泡泵吸收式制冷机的设计提供一定的理论基础和初步的设计计算，对于新机型的开发还需要计算机的辅助设计和计算以及更广大科技人员和厂家的大力合作。

参考文献

制冷机范文篇2

关键词：双层制冷机房;BIM技术;钢结构受力软件;装配式

随着大型商业综合体设计的日趋成熟，业态规划日益多样化，相比传统建筑而言，中央空调系统的冷量需求高出较多，制冷系统的设计复杂加大。与此同时，受限于开发投资的经济性考量，机房面积受设计约束，使得机房内设备管线布置密集，如果没有完整的优化设计将影响后期的运营维护。本项目制冷机房原设计设备布置凌乱，整体观感差，无法满足通行检修要求，借助于BIM技术综合排布技术以及钢结构受力软件应用，对空调水泵采用双层设计优化，以期解决空调泵组安装后运营检修空间不足的问题，为装配式立体机房的实施提供支持。

1工程概况

本项目位于深圳市南山区西丽片区，总建筑面积约28.64万m2，共3栋办公楼，项目制冷机房位于B塔正下方负三层，面积784m2，机房区域负二负三层通高，室内净高超过6m，共分布两台双工况冷水机组和两台基载冷水机组，此外，还有3台板式换热器和15台水泵。

2冷冻机房设备优化设计

2.1方案分析

通过不同的BIM排布方案模拟分析，解决东侧水泵检修空间及人员通行空间的问题，以及提高现场设备布局的整体观感效果，经过方案对比分析，本项目冰蓄冷机房拟采用空调水泵组双层排布设计，调整内容主要包括：（1）调整所有空调水泵安装角度，全部由斜向排布调整为正向排布；（2）调整东侧六台空调水泵设计，分上下两层布置，增加两侧通道宽度；（3）模块段划分，水泵、钢平台以及接驳管道采用装配式施工；（4）采用受力分析软件，校核空调管道联合支架以及钢平台用料规格型号。

2.2制冷机房内设备布局调整

经过方案分析，所有设备调整为正向排布（见图1），原设计2000冷吨制冷主机与300冷吨制冷主机调整位置；六台双吸泵一层布置，修改为两层排布，每层三台排布；东侧次检修通道检修宽度接近2m，更加方便检修，同时整体效果也有提升。

2.3空调水泵双层优化设计及联合支吊架设计

利用BIM技术进行制冷机房综合排布建模，根据空调水泵的选型尺寸及重量，建双层空调水泵双层BIM模型（见图2），东侧6台水泵分上下两层布置。3台1260m3/h板换冷冻水泵安装在下层，3台1590m3/h双工况冷却水泵安装在上层钢平台。冰蓄冷机房位于负三层，机房内管道管径大、数量多，下方为基础底板，若按照常规方式固定于梁上，结构梁的承重载荷加大，机电管线振动会传递至负二层楼板，本机房调整乙二醇、冷冻水、冷却水主管，设置管组联合支吊架。落地支架立杆采用DN150无缝钢管，受力可靠且不会对其他区域造成影响。

2.4上层空调水泵钢平台设计

水泵进出口水管上安装有截止阀、过滤器、止回阀等阀部件，操作频率较高，因此上层水泵及相应阀部件需要考虑安装安全性以及操作的便利性，结合机房本身条件，考虑在上层水泵基础布置位置以及一周设置钢平台（见图3）。上层钢平台选用20#工字钢作为平台外框主要受力结构以及设备布置区框梁结构，上层空调水泵、水泵底座及浮动基础安装于20#工字钢结构上，选用DN150无缝钢管作为平台的立柱支撑。采用300mm×300mm×10mm热镀锌铁板作为立柱顶面受力板，立柱底座。钢板与热镀锌板采用四个60×60×10三角肋片进行对称焊接加强，底座采用四个φ12膨胀螺栓对称设计，加固于地面。爬梯及上层平台检修通道钢梁中间采用50mm×50mm热镀锌方管壁厚3mm间距400mm，方管上敷设厚度为2.5mm花纹钢板作为日常检修通道，平台四周采用无缝钢管做护栏，高度1.2m，竖向立柱采用DN32无缝钢管，横向的DN20无缝钢管。

2.5计算复核及受力分析

型钢选型计算采用“钢结构设计受力计算”软件辅助计算，根据受力模型进行匹配校核。需要计算载荷以及支架布置点位分布和支架跨度。（1）机电设备及管线重量计算载荷主要包括：空调水泵、惯性地台、管道及阀部件，其中管道按照满水重量计算，设备按照厂家提供的运行重量计算，惯性地台按水泵重量的1.5倍计算，合计重量为6220kg。（2）上层平台受力分析上层平台的主要受力包括：上层空调水泵、水泵基础、水泵相连接的管道、弹簧减震器、配套阀部件，以及管道系统内的介质，受力均落在型钢平台上，按照单侧3个受力点考虑，跨度取最大值3.16m。单个集中力为1036kg×10N/kg=10.36kN。工字钢拟选型为20#工字钢，经过受力分析，完全满足人员通行及承载负荷的需求。（3）联合支架受力分析制冷机房内主空调水管道支架间距在3m~3.5m，管道尺寸有DN700，DN600，全部按照DN700进行核算，钢板尺寸为300mm×300mm。按照最不利点进行计算，3根DN700空调水管联合支架，3.5m跨度，建立受力分析模型，集中力为565kg/m×5m×10N/kg，即14.1kN。支架横担按照25#工字钢进行选型，经过验算，25#工字钢满足空调水管联合支架的承重要求，选择合格。

3空调水支管装配式应用

在完成机房BIM模型的精细化建模后，进行可视化校审和漫游模拟，确保整体效果满足预期要求，依据BIM模型精确定位排布，本项目制冷机房DN500及以上管道采用现场安装方式，管道横向尺寸、标高、中心线偏差控制在3mm以内，严格控制环焊缝位置，避开管道开孔和支架位置，确保管道强度和焊接应力释放。前期的BIM精细化建模给装配式方案的策划及实施奠定了坚实的基础，在此基础上再进行模块划分，装配式管段主要包括制冷机组进出水支管段，空调水泵进出水支管段，装配式管段以空调水主管顺水三通为界，顺水三通以下均采用装配式。在空调水系统BIM模型中，对空调水支管段进行分段分解并编号，由BIM模型直接生成材料清单，由加工厂分段制作，制作完毕后对每个管节贴上二维码，注明系统编号，所属系统管节编号，与模型分解编号保持一致，确保管节运输至现场能快速装配就位。基于BIM的装配式施工大大提高了加工精度和生产效率，通过将加工好的管道和装配式模块运送至施工现场，直接进行机械化装配，有效缩短了安装工期，大大减少了现场焊接量，保护了现场施工环境。

4结语

制冷机范文篇3

关键词：机械制冷机污染传质蒙特卡罗方法传输几率

1前言

近年来斯特林、脉管等机械制冷技术发展迅速，已成功应用于空间、军事、通信等各个领域[1,2]。长寿命技术是微型机械制冷机目前急需解决的一项关键技术，而在长寿命技术中，气体污染是一个重要因素。污染气体在制冷机内产生后，沿着复杂的管路进行传输分布，最后缓慢的吸附凝聚在蓄冷器从而影响制冷性能。

研究机械制冷机污染气体传质过程的意义在于可以从机理上了解污染对制冷机影响的途径、趋势，并对污染控制措施的改进和标准化提出建议。对污染传输过程的研究采用理论计算和实验验证两种方法相结合。

大量的分析结果表明，机械制冷机内的污染气体主要是水蒸气、酒精、丙酮[3]。在制冷机的装配、运行中有两种情况涉及到污染传输：一个是装配后的高温烘烤除气；另一个就是长期运行中的污染传输。一台制冷机装配后要进行烘烤除气，相关部件缓慢释放的污染气体经由微小间隙、圆管等通道被真空泵抽走。在制冷机的长期运行过程中，污染的主要来源是直线电机、蓄冷器等关键部件的放气，直线电机绕组的放气通过间隙密封缓慢的扩散到压缩腔、中间连管、膨胀腔，然后在蓄冷器被吸附冷凝，蓄冷器本身的放气也逐渐在冷端凝结，达到一定程度后制冷机性能会显著下降。机械制冷机的基本结构和污染传输路径如图1所示。

图1机械制冷机构造与污染传输过程简图

2制冷机污染传输机理的理论研究

2.1制冷机传输过程的分析

对制冷机进行烘烤除气时，很容易就可以抽到比较高的真空，此时气体处于分子流状态。制冷机正常运行时污染分子传输的主要障碍是宽度只有几丝（10-5m）的间隙密封和内径只有几毫米的中间连管，其余部分对传输的影响可以忽略。污染气体在氦气工质中的分压很小，而且水蒸气分子在间隙密封的环形通道里克努曾数（Kn）远大于10，也可以用分子流理论来进行仿真建模，计算传输特性。

2.2采用直接模拟蒙特卡罗（DSMC）方法对污染传输过程进行理论建模

对于分子流范畴下气体的求解，有分析方法和数值方法两大类[4]。分析方法计算比较困难，而且对于环状管路很难得出精确解析解。采用直接模拟蒙特卡罗(DSMC)方法是比较合适的，它是一种基于概率统计的数值方法，通过计算机来追踪每个粒子的运动。由于DSMC物理模拟的本质，相比其他方法可以引入更真实更复杂的物理模型，特别是对间隙密封等复杂管道内气体传输特性的计算。

引入传输几率——无规律的进入导管入口的分子通过出口的几率[5]，只与管道的几何结构有关。分子流状态下传输几率与管道的分子流率有下面的关系式：

(1)

式中：——入口处的分子流率；

——入口处气体分子密度；

——分子热运动的平均速度；

­——入口孔的面积。

用DSMC方法来计算的基本步骤为构造贝努利模型、定义随机变量、通过模拟获得子样、统计计算。图2是圆管中DSMC计算的基本流程。如图所示，首先在计算机中产生一系列随机数生成有效粒子，然后跟踪每个粒子与管壁的碰撞情况，通过比较粒子到碰撞壁面的距离、直接返回入口的距离、通过出口的距离的大小来决定是否继续跟踪。通过对大量粒子的跟踪进行统计计算，得到传输几率。环形管路由于涉及到更复杂的几何结构，粒子的反射、碰撞公式、计算流程要更复杂。

2.3传输几率的计算

用DSMC方法编程计算了制冷机内一些关键管路的传输几率，表1是半径1.2mm、长100mm的中间连管传输几率的计算值；表2是内径15.98mm、外径16mm、长度16mm的间隙密封环状管路的传输几率计算值。计算值随追踪粒子的样本数增多而逐渐收敛，一般取样本数超过一万时，计算值就比较稳定了。

图2圆管中的DSMC计算流程简图

表1按不同样本数得到的中间连管传输几率样本数5000200004000060000

传输几率2.84%2.98%2.9925%2.9919%

表2按不同样本数得到的间隙密封传输几率样本数1000300050001000020000

传输几率1.7%2.2%2.3%2.37%2.33%

为了制冷机设计的优化，计算比较了不同尺寸结构管路的传输几率，下面图3是对不同长度L(mm)、不同内外径比值（r/R）环路的传输几率比较（外径设为16mm，改变内径以改变内外径的比值）。由图5可知，长度越长，间隙越小，传输几率越小，而且间隙变化对传输几率的影响比长度的影响要大一些。根据此规律可以在设计的时候对制冷机尺寸进行优化。

为了证明圆管结构DSMC计算模型的有效性，用DSMC方法计算了不同半径R和长度L的圆管传输几率，并与理论解析解和相关资料的实验值[6]进行了表3所示的比较，发现三者吻合的比较好。对于圆环管路的传输几率，用解析法很难得到，而且也未见到相关的实验数据。需要设计、搭建传输实验台进行分析研究。

图3不同结构尺寸圆环DSMC计算结果比较

表3不同方法得到的圆管传输几率比较L/RDSMC值解析解实验值

167.11%67.20%69.5%

251.56%51.36%52.3%

435.78%35.89%36.9%

3制冷机污染传输的实验研究

3.1污染传输实验的设计思想

为了进行具体实验来验证传输几率的理论计算，根据流导的推算方法将传输几率与容器真空度的变化联系起来。分子流导定义为：其分子流率与管的两截面或孔的两侧的平均分子数密度差之比，有两种方法进行计算：

方法一：

根据流导、流率的定义有：

（2）

式中：——分子流率；

——入口与出口平均分子数密度之差。

根据真空度的变化可以得出分子流率的公式：

（3）

（4）

式中：——标准大气压(Pa)；

——入口腔内气体真空度的降率(Pa/s)；

——入口腔的体积(m3)；

——标准状态下1mol气体体积(m3/mol)。

由式（2）、（3）、（4）可得：

（5）

方法二：

引入传输几率的概念，分子流导可以表述为[7]：

（6）

式中：——入口处的分子流率；

——入口与出口平均分子数密度之差；

——入口处气体分子密度(mol/m3)；

——分子热运动的平均速度(m/s)；

­——入口孔的面积(m2)；

（7）

（8）

由式（6）、（7）、（8）可得：

（9）

综合方法一和方法二，由式（5）和式（9）可以得到：

（10）

式中的值可以通过相关手册查出。从而得到传输几率与真空度、真空度降率两者比值的线性关系式。

3.2污染传输实验平台的搭建

搭建如图4所示的污染传输实验台，图中上腔、下腔、活塞、气缸等组成污染传输容器,活塞与气缸之间的间隙构成环形微通道。实验时首先将容器外部缠绕加热带，控制在800C，用两个真空泵将上、下腔抽为高真空，除去内壁吸附的水蒸气等气体。然后关掉真空泵阀门和加热带，往容器中充入小于一个大气压的纯净氮气，只用与下腔直接相连的真空泵抽气至高真空，通过真空计测量上腔真空度的变化，并用计算机进行采集记录。

由图5可知污染传输实验所测得的传输几率值为2.9%左右，与理论计算值2.37%要大，误差约为18%，这是可以接受的。因为误差的原因主要是间隙密封中活塞轴不是正好位于气缸中心的位置，如果活塞偏心，间隙就不是标准的环形了，作为极限情况，把所有间隙密封的空间都挤成一个圆管，传输几率变大为5.7%。在装配过程中不可能保证完全的同心，所以实验结果稍大是正常的。

用纯氮并对容器加热除气，是为了抑制实验过程中金属容器内壁释放水蒸气造成实验误差。在分子流状态下各气体传输几率是一样的，所以此实验结果也适用于污染气体的传输情况.

3.3污染传输实验结果分析

在实验的过程中对真空度数据进行实时采集、处理，实时计算传输几率。对于内径15.98mm、外径16mm、长16mm的环状管路，根据分子流区域的划定，在这间隙密封环形通道中，只要压强小于50帕便可视为分子流。在不同压强下测得的传输几率值与蒙特卡罗法计算的数值比较如图5所示。

图5污染传输几率实验值与理论计算的比较

4结论

对机械制冷机内污染气体的质量传输过程，分子流状态下气体分子的传输几率是一个比较重要的研究对象。通过直接模拟蒙特卡罗方法对制冷机中间细长连管和间隙密封的传输几率进行仿真运算。已有的解析值和实验数据验证了圆管的传输几率计算的正确性；设计实验验证方法，搭建实验平台进行具体测量分析，在可以接受的误差范围内验证了圆环密封传输几率计算的有效性。

对污染气体传输影响比较明显的几段管路中，中间细连管的传输几率为2.99%；对圆环形间隙密封的传输几率，DSMC计算值为2.37%，实验值为2.9%，在正常的误差范围之内。污染传输机理的研究揭示了污染影响的趋势，为污染控制技术的规范化奠定了理论基础。

参考文献

[1]边绍雄.低温制冷机.第二版，北京：机械工业出版社，1991

[2]陈国邦等.新型低温技术.上海：上海交通大学出版社，2003

[3]S.Castles,K.D.Price.SpaceCryocoolerContaminationLessonsLearnedandRecommendedControlProcedures.Cryocooler11,2001：649-657

[4]沈青.稀薄气体动力学.北京：国防工业出版社，2003

[5]达道安.真空设计手册.第三版，北京：国防工业出版社，2004

制冷机范文篇4

关键词：热电冷三联供节能性当量热力系数

一．引言

对于吸收式制冷系统节能性的问题，几年来一直是国内学术界争论的热点。直接以锅炉蒸汽为热源的吸收式制冷机或直燃机一次能耗高于压缩式制冷机，这一点大家的观点是一致的。对于热电冷三联供，即以热电厂供热汽轮机抽汽或背压排汽为热源的吸收式制冷相对于压缩式制冷机的节能性，则在已发表的文章中众说纷纭，多数文章认为热电冷三联供系统是节能的[1][2]，一些文章认为该系统节能是有条件的[3]，而另一些文章则认为热电冷三联供系统并不节能[4]。本文结合国内一些关于热电冷三联供系统节能性的典型文献，谈一下自己的看法。

二．对当量热力系数的认识

代表热电冷三联供系统节能观点的典型文献[1]用当量热力系数对系统进行了分析。当量热力系数表示为单位一次燃料所制取的冷量。设由汽轮机抽汽口得到的每1kJ热能所耗燃料热能本应为TJ，由于蒸汽在抽汽口前已作功wKwh，而每1KWh在凝汽式机组中所耗热能为vkJ，故而抽汽得到的每1kJ热能真正耗用燃料热能的kJ数为：T-wvkJ,其倒数u=1/T-wv表示单位燃料燃烧产生的高品位热量相当于供热汽轮机抽汽或背压排汽口处的低品位热量。吸收式制冷机的当量热力系数可因此表示为：

u的值大于1，它将视热电厂汽轮机入口处和抽汽或背压排汽口处的蒸汽参数及锅炉效率而定。据文献[1]引用巴窦尔克斯等的计算，当抽汽压力不超过0.6MPa的情况下，高压汽轮发电机组的u值可达2.65。在采用此汽轮发电机组的热电冷三联供系统中，某双效吸收式制冷机的当量热力系数为：

这大大超过压缩式制冷机的当量热力系数ξc：

如果汽轮机的初参数降低，则u值和相应的ξea也将随之减小，表1列出了文献[1]给出的不同初参数下的当量热力系数。

由表1可以看出，热电冷三联供制冷能耗要比压缩式制冷低的多。即使采用低参数汽轮机的抽汽或背压排汽作为热源，吸收式制冷机的能耗也大大低于压缩式制冷，此结果多次被引用来说明热电冷三联供系统的节能优势。

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

双效吸收式制冷机的热力系数变化不大，基本上在1.2左右。于是，u值成为影响当量热力系数的关键。文献[1]没有给出u值的计算方法，而只是直接引用几十年前巴窦尔克斯的《吸收式制冷机》的有关值。在此，有必要对u的取值重新计算一下。

根据上述对当量热力系数的定义，u值可简化为下式表示：

若设汽轮机相对内效率为0.82，热电冷三联供系统中汽轮机的抽汽或背压排汽在吸收式制冷机放热凝结后返回电厂系统的温度为饱和温度，机组凝汽器压力为4.9kPa，其他有关参数取值见表2。由以上参数值容易计算出表1所示三种抽凝机组的纯凝汽发电效率ηc2值分别为0.280、0.262和0.230。于是,由式（3）可得三种初蒸汽参数的u值，进而得到此三种初参数下热电冷三联供制冷的当量热力系数,见表1。本文计算出的当量热力系数显然比文献[1]低。

再看一下压缩式制冷机当量热力系数的计算。由于在计算热电冷三联供吸收式制冷机的当量热力系数时没考虑冷水泵、冷却水泵、冷却塔风机和溶液泵等辅助设备的电耗，因此式（2）中的W0应是压缩式制冷系统比吸收式制冷系统多耗的电量，采用表3中的值。同时，压缩式制冷的电动机效率也不应在该式中体现。于是，压缩式制冷的当量热力系数应为：

这样，由重新计算的结果（见表1）来看，虽然与发电效率为0.34的压缩式制冷系统相比，热电冷系统是具有节能优势的，但这种优势并没有文献[1]所描绘的那么大，尤其是对低参数机组。那么，是否凭表1中的几个数值就能说明热电冷三联供系统就一定节能呢？以下进一步谈谈对此问题的认识.

三．对热电冷三联供系统节能性的认识

热电冷三联供系统中吸收式制冷机的当量热力系数与多个因素有关。事实上，评价和分析热电冷三联供系统的节能性应考虑以下几方面：

（1）节能是相对的，与比较对象的选取有关

一个系统是否节能，是相对于具有相同产出的另一系统能耗而言的。热电冷三联供系统在发电方面是与其他发电形式(代替电厂)作比较的，在式(3)中即表现为代替电厂的发电效率ηc2。

对于新建抽凝机组的热电冷三联供系统以及由背压式供热机组构成的热电冷三联供系统，其发电量可由当地电网的其他电厂发电代替，因而，代替电厂发电效率ηc2可选择当地电网的发电效率或全国平均水平发电效率。如果ηc2取为全国平均水平发电效率0.325[5]，则三种热电冷系统的当量热力系数如图1所示。当压缩式制冷以全国平均水平发电效率的电能为动力时,即ηc=0.325，则采用双效机的高、中参数热电冷系统节能效果是明显的，而低参数的热电冷系统在高抽汽参数下节能优势并不大。

对于由抽凝汽轮机组成的现存热电厂，当改造其为热电冷三联供系统时，原本凝汽发电的蒸汽变成以抽汽的形式发电。因而，ηc2可取为该热电厂的凝汽发电效率。这种情况下热电冷三联供系统的当量热力系数如图2所示。可以看出，此时采用双效机的热电冷三联供系统节能优势与图1所示的情况相比更加明显。

在制冷方面，热电冷三联供系统是与压缩式制冷系统作比较的。因此，其节能性与压缩式制冷机的COP以及该制冷机所耗电的发电效率等因素有关。

（2）热电冷三联供系统的节能性与汽轮机初参数的高低有关

在图1和图2中，随着机组初蒸汽参数的降低，热电冷系统当量热力系数也会降低。这是由于初蒸汽参数降低使锅炉中不可逆传热加大，从而增加了系统能耗。因而，当初参数高的热电冷系统节能时初参数低的系统却不一定节能。

（3）汽轮机抽汽或背压排汽的压力对节能性的影响

文献[1]仅考虑该压力为6MPa（绝压）的情况。实际热电厂的供热机组往往不是这个抽汽压力。当较远距离输送蒸汽时，考虑到热网的压损，为满足双效机的热源参数要求，汽轮机抽汽或背压排汽的压力应比此压力高。对于在原有热电厂基础上扩建的热电冷系统，由于原有供热机组的抽汽压力已系列化，使得抽汽参数与制冷机所要求的额定值往往存在较大偏差。因而有必要分析汽轮机抽汽或背压排汽的压力对系统能耗的影响。从图1和图2可看出，系统当量热力系数随着汽轮机背压排气或抽汽压力的升高而降低。从热力学第二定律看，背压排气或抽汽压力的提高，会使蒸汽在汽轮机中作功的火用损失减小，热电厂的火用效率增加，有使热电冷系统能耗减小的趋势。但是，制冷侧的火用效率却以更大幅度减小。随蒸汽压力的改变，制冷机出力变化较为显著，而其COP值的变化并不十分明显，可近似以常数处理。蒸汽压力增大时，制冷机传热传质的不可逆程度增大，甚至为避免溴化锂溶液结晶，要对蒸汽进行减温减压处理，进一步加大了系统的不可逆损失，使得系统的当量热力系数减小。相反，如果大幅度减小汽机抽汽或背压排气压力，虽然系统的能耗降低了，但制冷机的出力会下降。因此从经济上讲，汽轮机抽汽或背压排气压力的选择存在一个优化问题。

（4）吸收式制冷机的机型对系统节能性的影响

这里的机型是指单效或双效。图3和图4分别为ηc2取全国平均水平发电效率和热电冷系统供热机组凝汽发电效率时的当量热力系数。可以看出，在图3中，采用单效机的中、低参数热电冷三联供系统是不节能的。在图4中，高、中参数的热电冷三联供系统在抽汽参数足够低时是节能的，而低参数热电冷三联供系统的能耗明显大于压缩式制冷机。比较采用双效机（图1、2）和单效机（图3、4）的热电冷三联供系统便可很容易看出，采用双效机的系统当量热力系数明显高于采用单效机的系统。显然这是由于单效机的COP远低于双效机所造成的。因此，优先采用双效机，是降低热电冷三联供系统能耗的有效措施。这对制冷站设在热电厂或热量输送系统为蒸汽网的热电冷三联供形式是容易实现的。但热电冷三联供形式之一是热电厂提供的热量通过热水网输送到各建筑物，提供吸收式制冷机所需热量。对不宜修建蒸汽热网的市区，这是可行的方案之一。由于目前普通的直埋热水管道所允许的最高供水温度不超过130℃，这种情况下只能采用单效机，其代价是增大了热电冷系统的能耗。

制冷机范文篇5

关键词：制冷机斯特林循环空间

1.前言

环境一号卫星配置有红外相机。其选用的红外光谱谱段可用以对台风、旱灾和火灾等灾情进行监测和预报。红外相机上的中波红外和长波红外波段的探测器需要低温工作。环境一号卫星的轨道高度为650km，卫星拥有稳定的背阳面，可是由于太阳帆板方向的制约，以及卫星体积的限制，难以采用体积较大的辐射制冷器，必须选择其它空间低温制冷技术。

随着空间遥感技术的发展，出现的长线列、面阵红外探测器需要的冷量大，机械制冷技术也有了新的突破，斯特林制冷机已在航天工程上获得应用。根据HJ-1-B红外相机的中、长波红外波段的探测器需要，研制了相应的低温斯特林机械制冷系统。

低温斯特林机械制冷系统包括：斯特林制冷机及其控制箱，中、长波红外探测器微型杜瓦，系统工作平台（散热支架和屏蔽装置）。该系统已经应用于红外相机样机，并已完成电性星测试等大量试验，获得了清晰的红外图像。

2.斯特林制冷机系统

如上所述，低温斯特林制冷机系统由斯特林制冷机、中长波红外器件微型型杜瓦和系统工作平台及电控箱组成。斯特林制冷机和中长波红外器件微型杜瓦在系统工作平台上联成一体，如图1照片所示。

电控箱是独立的单机，由专用电缆与红外相机控制箱和制冷机连接，对制冷机实施运行遥控和遥测。

在研制过程中，制冷机、电控箱、中长波红外器件微型杜瓦和系统工作平台之间是互相影响、互相牵制的，因此采用了系统工程的方法进行工作流程编制，并进行关键技术的攻关。技术攻关流程如图2所示

3.制冷机选型试验

HJ-1-B卫星对制冷机性能要求列表如下：

表1HJ-1-B对制冷机性能要求HJ-1-B备注

冷却器件数30元温度:85k,95k

在轨工作寿命>3000小时

启动功耗≤45W

冷却时间≤15Min

决定采用LS10-11型号的军品斯特林制冷机，研制配套，按航天要求改造后用于HJ-1-B卫星的红外相机。

表2HJ-1-B的斯特林制冷机性能HJ-1-B用制冷机LS10-11备注

制冷量>1000mW85k,95k

MTTF5500h

重量2.1kg

斯特林制冷机制冷性能测试试验结果：

制冷温度为85K时

制冷量1000mw,功耗≤38W；

功耗45W，制冷量≥1290mw；

冷下去时间≤8分10秒。

试验表明其性能满足红外相机的要求。

4.微型杜瓦制作

金属杜瓦是中长波红外探测器件的封装所必须，也是红外探测器与制冷机耦合的载体,为红外探测器正常工作提供低温条件。

HJ-1-B相机用微型杜瓦的设计，涉及到光、机、热、电、磁、振动、真空等要求。其中，与相机光机及探测器的接口、冷量传输和真空保持是设计的主要要素。这里的光是指与相机光学系统的耦合；机是指与斯特林制冷机和相机的安装匹配；热是冷量输运，减少漏热，降低冷损，保证红外探测器工作温度；电是指电信号传输，解决红外探测器与红外前放的引线匹配；磁是指屏蔽制冷机及其它带电设备对杜瓦内探测器和引线的电磁干扰；振动是指减小制冷机及其冷指振动对探测器的干扰，以及杜瓦对HJ-1-B空间力学环境的适应性；真空是要采取保持真空寿命的措施，满足整机地面试验要求。

对杜瓦进行的主要单项试验有：杜瓦的冷损和可靠性试验。

?

杜瓦的冷损试验，采用液氮蒸发测试方法。即在杜瓦芯管存储液氮，用电子天平测试液氮蒸发量。将液氮蒸发结束时的测试值换算成冷量，此值即为该杜瓦的冷损。试验杜瓦冷损为：∽300mw，见图3所示。

杜瓦的可靠性试验，系按HJ-1-B卫星规定的条件，对杜瓦试样进行了力学和热循环考核试验。结果表明，杜瓦满足使用要求。

5.系统工作匹配试验

所谓匹配试验是指：制冷机在作制冷性能试验后，再配装中长波器微型件杜瓦组件，及其工作平台，进行系统的性能试验。然而在HJ-1-B红外相机上，进行整机的工作试验。

系统测试试验结果见图4，冷下去时间小于15分钟，功耗45瓦;维持低温工作功耗为28瓦，符合红外相机要求。

经装入红外相机的电磁信号观察测试，制冷机开机时，无可见干扰，并进行了红外成像试验，获得红外图象。系统还通过了EMC试验。

图4系统开机降温时间与功耗

6.结论

完成微型杜瓦和系统工作平台的设计与试制,以及系统遥控与遥测的实施。制冷机系统样机已通过光、机、电、热诸项匹配试验及EMC试验，并已在红外相机分系统上使用。

低温斯特林制冷机系统自方案设计,攻关研制，考核试验,表明LS10-11军品制冷机在性能上可以满足中长波红外器件工作条件，低温斯特林制冷机系统符合HJ-1-B红外相机工作要求。

参考文献

制冷机范文篇6

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。

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制冷机范文篇7

关键词：中央空调市场选型制冷机

第一章中国制冷机组和大型空调设备的发展趋势

中国目前集中空调的市场形势良好，在数量上增长很多，但由于竞争导致了价格下降。制冷机的平均价格的大幅下降，也反映了制冷逐渐小型化的趋势。

风机盘管还是主要的末端产品。空调箱（组合式空调器）和其它的末端设备有所增加，但他们对风机盘管的主流地位没有形成重要威胁。

一、制冷机规格

根据BSRIA（UK）的调查，以产品的制冷量计算，大型设备的市场规模减小了（1000kw，285Reftons）；但加以价值计算，制冷量在401kw（114ton）和401kw以上的制冷机在2000年占了67%，或达到4.24亿美元。并且仅1000kw以上的总销售额就达3.02亿美元，占总市场销售额的47%.

最近几年，大量的小型制冷机，主要是涡旋式的，应用在家用领域。中型的制冷机的销售有上升的趋势，基于以下的原因：

●螺杆机受到设计人员和用户越来越多的欢迎。

●有一种用多台小型机组代替一台大型机组的趋势。这样在只有部分负荷的情况下，减少了运行频率，达到节能和更高的稳定性。

经过国企改革和重组，非常大的工业项目投资减少了，在过去这是大型制冷机的主要领域。在其它的领域，有大规模的外资企业投资于新的商业建筑、工厂设施等。

采用国外的先进技术推动了具有更高性能的新产品的出现，主要表现在螺杆、离心压缩机，热交换器和电子控制等方面。与此同时，吸收式制冷机的技术则是由国内的领导厂商开发和提高。

二、制冷类型

在中国销售的绝大多数的制冷机是风冷的，占了整个市场的76%，而在1997年水冷机组占据了67%的市场。这标志着一个重要的转变，这种趋势还将持续下去。

1、制冷机类型

一个明显的趋势是应用螺杆和涡旋技术。活塞机在3年前还处于主导地位，现在的市场份额却急剧下降到15%左右。

吸收式机组由于电力供应的改善和油价的上涨，市场也在萎缩。

由于没有太多的如机场、医院和高等级的写字楼等大型建设项目，离心机的市场在2000年保持在850台左右。

1.1、吸收式制冷机

1.1.1、概况：吸收式制冷机的发展在很大程度由能源结构状况决定。在过去的2－3年中，吸收式制冷机的市场由于以下的原因而萎缩：

●电力供应的增加；

●油价的上涨；

●电制冷机更换为HCFC（活塞、螺杆、涡旋、离心机）；

●电制冷机效率的提高。

1.1.2、发展简史

直到90年代中期，蒸汽机主要是由国内厂商提供，而直燃机组要从日本进口。江苏双良在中国处于领先地位。尽管双良曾于美国特灵在90年代后半段建立了一家合资企业，且双方于99年（实际是2000年3月，译者注）已经解除了合资关系，双良一直是排名第一的中国吸收式制冷机的制造商。双良并且已经开始积极向海外市场拓展。

90年代初，中国厂商远大推出了直燃型吸收式冷热水机组（主要是燃油型）。燃气直燃机最初采用低热值的城市煤气。随着天然气管网在大城市的发展，燃天然气的直燃机也随之增多。

1993－1995市场繁荣期。根据蒙特利尔议定书，中国宣布在2006年前分期淘汰工商业制冷机使用的CFC.由于电制冷机没有大规模使用新的制冷剂，作为替代，吸收式制冷机得到了快速扩张。另外，政府把吸收式制冷机的应用作为解决当时电力短缺的一种途径，因此也鼓励发展吸收式技术。这样，市场需求突然转向了吸收式制冷机，同时也吸引了数十个竞争对手进入吸收式制冷机市场。

1995－1998市场稳定期。这时期市场逐步走向成熟。技术提高得很快，许多的市场参与者被淘汰。双良、远大、三洋和开利主宰了市场。烟台荏原和LG同和次之。远大的直燃机在扩张。

与此同时，电制冷机在更换完制冷剂后，正逐步重新夺回失去的市场。从1998至今，吸收式制冷机面临着电力制冷机的激烈竞争：电力供应增加，一些地区的电价下降。更甚的是油价却在上涨。涡旋和螺杆机由于性能和效率的原因越来越受欢迎。高额初期投入和能源供给的方便性，导致一些客户转向了其它形式的制冷机。

1.1.3、供应

吸收式制冷机是唯一具有自主知识产权的集中空调产品。中国已经成为除日本外的第二大吸收式制冷机的生产国。

国内需求的绝大部分是由国内生产来满足。出口的数量微乎其微。但随着双良和远大的海外拓展战略的执行，出口将会增加。

值得特别关注的是开利的战略。它已决定关闭其它的工厂而将上海一冷的工厂作为全球吸收式制冷机市场的供应中心。因此，这也将促进出口。

1.1.4、燃料分析

直燃机在中国渐受欢迎的原因是由于不需要锅炉来供暖，因此就节省了成本。在主要的城市，吸收式制冷机中多数是直燃型的。在有区域热源的地方还是采用蒸汽／热水型机组。

由于昂贵的油价和燃气管网的建设，燃气已成为直燃机的主要燃料，并且未来的趋势也是如此。而目前单效的吸收式机组在中国已很少见。

1.2、离心机

离心机的市场容量大约在700－1200台之间徘徊。因为要基于大型的基建项目，而过去2－3年大型的基建项目不是很多，因此离心机的市场也较平淡。

离心机市场的特点是采用水冷和通常大于800kw的大型机组。

市场被美国品牌如约克、开利、特灵和麦克维尔所垄断。进口机组大约占了整个国内市场的50%.这个比例是所有制冷机中最高的。

自从1999年电力供应富余以来，封闭性离心机的市场稳定增长。国内制造的机组也引进了先进的技术。合众开利已在上海组装和制造封闭式压缩机，并且也采用当地其它合资企业的部件来组装制冷机。而其它的公司还是采用组装好的进口压缩机。

1.3、螺杆机

螺杆机市场正在增长。因为被认为具有高性能和低噪音，在小于800kw的机型中挤占活塞机的份额。甚至在大于800kw的机型中，与离心机相比又具有灵活性的特点。所以，螺杆机越来越受到用户和设计院的喜爱。

螺杆机增长的另一个因素是近年来对中型制冷机的需求的增加。在工业领域投资的主体是私有企业和合资企业，他们的工厂大多为中型建筑。螺杆机组自然是最佳的选择。

螺杆机组中多数是水冷型。但风冷型，特别是风冷热泵机组逐步增长。日立、大金、约克、特灵、开利、顿汉布什、麦克维尔和吉荣是市场中主要参与者。不过，大约1／4的机组的进口的。所有这些厂家都在中国有组装工厂。日立即将在广州万宝生产风冷螺杆单元式空调机，万宝广州已经生产水冷单元式空调。

还有很多中国当地厂商从Bitzer、Hanbell，Fusheng，Refcomp等公司进口压缩机或用国产的压缩机来设计和组装制冷机。这些厂商是大连冰山、浙江王牌、上海富田、重庆嘉陵、武汉冷冷机厂等。意大利品牌如RC、Climavereta、Clivet也较知名。台湾知名厂商Kuenling也于去年4月在上海建立了工厂。

1.4、活塞机

活塞机被涡旋机和螺杆机分割了大量的市场。并且已退出了家用市场，只在商业和工业领域保持了一些市场份额。多数机组的制冷量低于350kw，并且热泵的比例也在增加。开利、约克、麦克维尔和其它国内品牌如大连冰山、南京五洲、吉荣和烟台冰轮在市场中处于领先地位。鉴于国内技术的已成熟和市场的萎缩，进口的机组很少见。

1.5、涡旋式

Copeland和Danfoss是中国最大的涡旋压缩机供货商。大多数涡旋压缩机用于单元式空调机。

2000年中国市场共销售大约2万台涡旋制冷机。其中大部分的制冷量为5－35kw，主要用于高级别墅和多居室的公寓。作为户式中央空调一种主要类型，涡旋机的市场在1999和2000年开始繁荣。未来几年的情景依然看好。

制冷量大于35kw的机组适用于小型商业领域如办公室、小酒店、剧院等。这种类型的涡旋机中的大多数实际上是模块化的涡旋机。只有特灵能提供单台大型的涡旋机组。

2、最近的趋势

在中国销售的大多数机组是国内厂商或合资企业在中国境内生产的。关键部件现在也本地化了。中国制冷空调工业凭借低成本和不断提高质量的产品，正在由进口导向逐渐转向出口导向。

2.1、蒸汽压缩型（容积式）制冷机

由于政府的管理和温和的气候，空气源热泵是长江流域市场的宠儿。冬季用来取暖的燃煤锅炉在长江以南的区域已被政府禁止使用。因此，包括房间空调器，主要用于制冷，同时也能制热的热泵深受这一地区的喜爱。热泵能用于取暖，因此就可以省去锅炉。直燃型冷热水机组的应用也是如此。

采用活塞或涡旋式压缩机的制冷量为5－10RT的小型风冷或热泵制冷机的大多数用于户式中央空调系统。制冷量为20－400RT的风冷、空气源热泵和水冷活塞、涡旋或螺杆机主要用于商业建筑。400RT以上的蒸汽压缩制冷机大多数是半封闭的离心机组。

由于具有高效和高可靠性的特点，封闭螺杆机正在抢占活塞机的市场。同时由于电力富余和初投资低的因素也挤占吸收式制冷机的市场。而螺杆压缩机的本地化可以降低成本。

2.2、吸收式制冷机

在过去电力短缺时，政府对总电力消费进行管制，但也没有对吸收式的销售给于任何特殊的优惠政策。吸收式的购买是由用户基于他们个人对产品经济性、质量、可靠性和售后服务的评估来决定的。

根据行业统计资料，2000年吸收式市场容量大约为2600台（其中蒸汽双效占50%，燃油直燃机占25%，燃气直燃机占25%）。单效和热水型机组非常少。

2000年，双良、远大和大连三洋被认为是市场的领导者。烟台荏原和LG同和的市场份额增加的同时，开利却在丢失市场份额。

2001年政府建立了新的吸收式制冷机组国家标准，其中规定冷却水进水温度从原来的32℃变为30℃，而新的直燃机在制冷时LHV状态下COP最低为11（在HHV状态下为10）。这些指标被认为即使是现有的机型也很容易达到。

2.3、制冷剂问题

自1995年来，中国是世界上最大的CFC使用国。根据蒙特利尔议定书，中国计划在10年内淘汰使用CFC.

中国淘汰CFC计划表：

汽车空调系统到2002年工商业制冷机到2006年家用空调到2010年

目前使用HCFC－22的制冷机将被使用HFC－407C或－410A的活塞、螺杆和涡旋机替代。制冷机组的制冷剂替换比单元式空调机组的替换要快得多。集中空调系统从CFC（R12）更换为HCFC（R22）的工作已完成。

活塞、螺杆和涡旋机中的绝大多数仍旧使用R22.市场中有一些使用R134A和个别使用R407C的，通常是客户要求的。70%的离心机已从R22转向R134A.也有使用其它的替代物如R407C和R123.不过，R134A将是最通常的选择。

2.4、单元式空调机组

商业和多居室住宅使用的单元式空调机组的市场容量大约为80万－100万台／年。其中80%以上的是风冷分体式。10%左右是水冷室内单元式。其中大多数是当地组装的，主要的厂商有：春兰、海尔、美的、格力、科龙、吉荣和华南。这部分市场正在快速成长。

美的从两年前引进东芝开利的技术开始制造和销售VRF空调系统。海尔的技术也来自东芝开利。最初，日本的主要厂商大金采取从日本出口的方式，但由于关税的原因降低了价格的竞争力，因此大金决定从今年开始在中国进行生产（见8月份JAPN）。

日立刚宣布了一个将日立空调制冷设备（广州）公司的资本翻倍的计划。用于增加风冷制冷机和将单元式空调机组国产化。

第二章主机选型综述

（—）冷水机组类综述

冷水机组是中央空调系统的心脏，正确选择冷水机组，不仅是工程设计成功的保证，同时对系统的运行也产生长期影响。因此，冷水机组的选择是一项重要的工作。

1.选择冷水机组的考虑因素：

★建筑物的用途。

★各类冷水机组的性能和特征。

★当地水源（包括水量水温和水质）、电源和热源（包括热源种类、性质及品位）。

★建筑物全年空调冷负荷（热负荷）的分布规律。

★初投资和运行费用。

★对氟利昂类制冷剂限用期限及使用替代制冷剂的可能性。

2.冷水机组的选择注意事项：

在充分考虑上述几方面因素之后，选择冷水机组时，还应注意以下几点：

★对大型集中空调系统的冷源，宜选用结构紧凑、占地面积小及压缩机、电动机、冷凝器、蒸发器和自控组件等都组装在同一框架上的冷水机组。对小型全空气调节系统，宜采用直接蒸发式压缩冷凝机组。

★对有合适热源特别是有余热或废热等场所或电力缺乏的场所，宜采用吸收式冷水机组。

★制冷机组一般以选用2～4台为宜，中小型规模宜选用2台，较大型可选用3台，特大型可选用4台。机组之间要考虑其互为备用和切换使用的可能性。同一机房内可采用不同类型、不同容量的机组搭配的组合式方案，以节约能耗。并联运行的机组中至少应选择一台自动化程度较高、调节性能较好、能保证部分负荷下能高效运行的机组。选择活塞式冷水机组时，宜优先选用多机头自动联控的冷水机组。

★选择电力驱动的冷水机组时，当单机空调制冷量φ＞1163kW时，宜选用离心式；φ＝582～1163kW时，宜选用离心式或螺杆式；φ＜582kW时，宜选用活塞式。

★电力驱动的制冷机的制冷系数COP比吸收式制冷机的热力系数高，前者为后者的二倍以上。能耗由低到高的顺序为：离心式、螺杆式、活塞式、吸收式（国外机组螺杆式排在离心式之前）。但各类机组各有其特点，应用其所长。

★选择制冷机时应考虑其对环境的污染：一是噪声与振动，要满足周围环境的要求；二是制冷剂CFCs对大气臭氧层的危害程度和产生温室效应的大小，特别要注意CFCs的禁用时间表。在防止CFCs污染方向吸收式制冷机有着明显的优势。

★无专用机房位置或空调改造加装工程可考虑选用模块式冷水机组。

★尽可能选用国产机组。我国制冷设备产业近十年得到了飞速发展，绝大多数的产品性能都已接近国际先进水平，特别是中小型冷水机组，完全可以和进口产品媲美，且价格上有着无可比拟的优势。因此在同等条件下，应优先选用国产冷水机组。

（二）热泵机组类

★热泵机组的冷负荷计算方法同于常规空调系统，热负荷计算方法于采暖系统大致相同，但需考虑新风耗热量；

★选型时要注意当地是否有足够的水源（包括水量、水温及水质）、电源和热源（包括热源性质、品位高低）；

★风冷热泵机组的供水温度一般为45℃，而风机盘管机组和组合式空调机组等样本中提供的供热量，通常都是以60℃进水为前提，所以，必须对这些设备的供热量进行修正；

★选择热泵机组时，一般应以冬季供暖负荷作为选择依据，同时校核夏季的冷负荷；

★对于商场、餐厅等内部负荷和新风负荷特别大的建筑物，由于供暖负荷一般仅为供冷负荷的60％～70％。所以，宜采用热泵机组与单冷机组联合供应的方式，例如“3十1”模式，即3台风冷热泵机组加1台单冷机组；

★风冷热泵机组的额定供热量，通常都是标准工况（环境温度t0＝7℃，出水温度ts＝45℃条件下的数值，当环境温度低于7℃时，供热量将大幅度降低。一般的降低幅度大致如下：t0＝5℃时，下降百分比为5％～8％；t0＝3℃时，下降百分比为12％～14％，t0＝0℃时，下降百分比为25％～32％；t0＝-3℃时，下降百分比为45％～50％；t0＝-5℃时，下降百分比为55％～65％。注：按标准工况设计的风冷热泵机组，实际上在一3℃以下时已不能正常运行；

★风冷热泵机组的单台容量较小，宜应用于中小型工程；

★冬季室外的空气温度，白天总是高于夜晚。因此，室外供暖计算温度久tw＝-3℃地区，对于仅白天使用的建筑物如办公楼、商场等，可以采用风冷热泵机组。对于全天（24小时）要求供暖的建筑物，采用风冷热泵时则应谨慎对待；

★水源热泵系统比较适合于多住户的公寓楼及面积较大的大型别墅。设计时应确保系统水流量计算准确。以便于冷却塔、水泵等设备的选型；

★在相对湿度较高的地区，选用热泵时，应特别注意分析运行条件，并采取有效的除霜措施。

（三）地源热泵的机房内热泵机组部分

1.地源热泵的机房内热泵机组部分可以参照下列步骤进行选型：

★水源热泵机组的容量不要过大。中央空调冷热源设备选型时，设备制冷（热）量约为设计冷（热）负荷的1.05～1.10.

★水源热泵机组选型时，应尽量接近设计冷（热）负荷。若机组偏大时，运行时间短，启动频繁。机组容量合适，运行时间长，有利于除湿。

★封闭水系统水温的选择，夏季要求水温低些，目的是提高能效，降低耗电功率。冬季水温不要太高，因为水温高时，虽然制冷量高了，但耗电功率也高了，能效系数变化不大。

★设计时要考虑采暖空调对象建筑物的同时使用系数。同时使用系数的取值与建筑物类型有关，与建筑物的数量有关，需通过理论计算和实测确定。《住宅建筑空调负荷计算中同时使用系数的确定》列出数据是：当住户〈100户时，该系数为0.7；当户数为100～150户时，为0.65～0.7；当户数为150～200户时为0.6.

2.室外地下换热部分可参照以下步骤进行选择：

地热换热器的选型包括型式和结构的选取，对于给定的建筑场地条件应尽量使设计在满足运行需要的同时成本最低。地热换热器的选型主要涉及以下几个方面：

★地热换热器的布置型式，包括埋管方式和联结方式，如图所示。埋管方式可分为水平式和垂直式。选择主要取决于场地大小、当地土壤类型以及挖掘成本，如果场地足够大且无坚硬岩石，则水平式较经济；如果场地面积有限时则采用垂直式布置，很多场合下这是唯一的选择。如果场地土中有坚硬的岩石，用钻岩石的钻头可以成功钻孔。联结方式有串联和并联两种，在串联系统中只有一个流体信道，而并联系统中流体在管路中可有两个以上的流道。采用串联或并联取决于成本的大小，串联系统较并联系统采用的管子管径要大，而大直径的管子成本要高。另外，由于管径较大，系统所需的防冻液也较多，管子重量也相应增大，导致安装的劳动力成本也较大。

★塑料管的选择，包括材料、管径、长度、循环流体的压头损失。聚乙烯是地热换热器中最常用的管子材料。这种管材的柔韧性好、且可以通过加热熔合形成比管子自身强度更好的连接接头。管径的选择需遵循以下两条原则：其一，管径足够大，使得循环泵的能耗较小；其二：管径足够小，以使管内的流体处于紊流区、使流体和管内壁之间的换热效果好。同时在设计时还要考虑到安装成本的大小问题。

★循环泵的选择。选择的循环泵应该能够满足驱动流体持续地流过热泵和地热换热器，而且消耗功率较低。一般在设计中循环泵应能够达到每吨循环液所需的功率为100W的耗能水平。

（四）水源热泵机组

★水源热泵机组的容量不要过大。中央空调冷热源设备选型时，设备制冷（热）量约为设计冷（热）负荷的1.05～1.10.水源热泵机组选型时，应尽量接近设计冷（热）负荷。若机组偏大时，运行时间短，启动频繁。机组容量合适，运行时间长，有利于除湿。

★封闭水系统水温的选择，夏季要求水温低些，目的是提高能效，降低耗电功率。冬季水温不要太高，因为水温高时，虽然制冷量高了，但耗电功率也高了，能效系数变化不大。

★设计时要考虑采暖空调对象建筑物的同时使用系数。同时使用系数的取值与建筑物类型有关，与建筑物的数量有关，需通过理论计算和实测确定。《住宅建筑空调负荷计算中同时使用系数的确定》列出数据是：当住户〈100户时，该系数为0.7；当户数为100～150户时，为0.65～0.7；当户数为150～200户时为0.6.

（五）直燃机机组

直燃机设计选型时要确保同时满足冷热负荷的需要，但不设过大余量，以防造成主机投资浪费。一个系统最好配置两台以上主机且分别配置独立的冷却水循环泵、冷却塔及冷热水循环泵，这样可以使系统可靠性更高，低负荷时水泵电耗更低。由于直燃机运转时无振动、无磨损，运转可靠，如选用单台主机也具有明显的经济优势而不降低其可靠性。

标准型直燃机供热量是制冷量的80％，即.如果热负荷大（如制冷时供卫生热水，或供暖时供卫生热水或供暖负荷大于制冷负荷），则可选择高压发生器加大型以提高供热能力，或选择大冷量机组来实现（这样初投资较大）。每加大一号高压发生器，供热能力增加20％，即Q增加＝0.8×0.2.如夏季制冷并供应卫生热水（按夏季制冷量选型）则有：，或，，N为高压发生器的加大号数。如系统需夏季制冷、冬季供暖并供应卫生热水（满足夏季制冷量要求选定机型后校核冬季供热量）则：

①满足夏冬两季使用要求；

②如冬季热负荷大，采取加大高压发生器满足；

③如冬季热负荷大，采取加大机组型号来满足使用要求（，指机组加大型号后的制冷量）。若须加大机组型号满足使用要求，则夏季靠调节燃烧器以保证经济运行。在过渡季节系统则靠调节燃烧器火头以保证经济运行。另外，制冷量和供热量的比例也可利用一些阀门来调节实现。

（六）热泵机组

★机组负荷选择风冷热泵机组的容量通常是根据建筑物的夏季冷负荷来选择，同时对冬季热负荷进行校核计算。如果机组供热量大于采暖负荷，则该机组满足冬季采暖要求；如果采暖负荷大于机组供热量，可按下面2种情况考虑：当机组供热量小于等于采暖负荷的50％～60％时，可增加辅助电加热装置；反之则应综合考虑初投资和运行费用来确定机组的容量，即适当加大机组的装机容量。

★辅助电加热装量的形式风冷热泵机组空调系统的辅助电加热装置有以下几种形式可供选择：（1）在风机盘管系统中设置小型锅炉，以此来提高冬季机组的供水温度；（2）在有另外热源（热水或废热水）时，可采用扳式热交换器提高冬季供水温度；（3）采用直烧式（气源可为水煤气、天煤气、柴油等）加热器提高冬季供水温度；（4）采用电加热器提高冬季供水温度。

★蓄冷（热）负荷在选择风冷热泵机组时还应考虑建筑物的蓄冷（热）负荷。一般公共建筑，空调设备往往是间歇运行，即白天运行、夜间关闭，这样在第2天运行时，由于建筑物的蓄冷（热），房间温度需要运行一定的时间后能达到设定值，如果要求缩短这一时间，在选择机组时就要考虑蓄冷（热）负荷。它与预冷（热）时间有关，一般预冷（热）时间按2～3h.

（七）组合式空调器类综述

目前，在各类综合性功能高层建筑的中央空调系统中，往往对所需温度、湿度、新风量、冷（热）负荷的空气气流组织，采用分层或分区进行集中处理，其优点是便于建筑物内的物业管理和使用中的节能。

组合式空调机组的特点是以功能段为组合单元，用户可根据空气调节和空气处理的需要，任选所需各段进行自由排列组合，有极大的自由度和灵活性。

考虑到运行和检修方便、气流均匀等因素，应适当设置中间段。

选型时必须注意到以下几点：

1、向制造厂家提供组合式空调机组所需功能段的组合示意图。示意图上应注明所选机组型号、规格、段号、功能段长度、排列先后次序以及左右式方位等基本要求。

2、组合式空调机组的操作面规定为：

（1）送、回风机有传动皮带的一侧；

（2）袋式过滤器能装卸过滤袋的一侧；

（3）自动卷绕式过滤器设有控制箱的一侧；

（4）冷（热）媒进、出口的一侧，有排水管一侧；

（5）喷水室（段）喷水管接水管的一侧。

当人面对机组操作时，气流向右吹为右式，反之则为左式，选型订货时需说明所需机组的左、右式。

3、选用表冷器、加热器和消声器前，必须设置过滤器（段），以保护换热器和消声器表面清洁度，防止堵塞孔、缝，并应设置中间段。

4、喷水段、表冷段等，除已有排水管接至空调机组之外，还应考虑排水的水封装置。

5、选用喷水室（段）时，应说明几级几排。

6、选用表冷器、加热器（段）时，应注明型式和排数，使用的冷（热）媒性质、温度和压力等。机组用蒸汽供热时，空气温升不小于20℃；以热水加热时，空气温升不小于15℃。

7、选用干蒸汽加湿器需要说明加湿量、供汽压力和控制方法（手动、电动或气动）。

8、选用风机段要说明风机的型号、规格、安装形式、出风口位置，风机段前应设置中间段，保证气流均匀。新风机组的空气焓降应不小于34kJ/kg.

9、注明各风口接口的位置、方向和尺寸，送、回风阀的型式、规格，采用的控制方式（手动、电动或气动）。风机出口应有柔性短管，风机底座应有减振装置。

10、需要留出的观察孔以及仪表安装孔位置和个数，风机供电的引线位置走向。

11、机组的基础应高于室内地平面，基础四周应设有排水沟或地漏，以便排除冷凝水和放空设备底部存水。

12、机组四周或机组与机组（多台时）布置时应留出足够的操作和检修空间。

13、考虑到机组防腐性能，箱体材料最好选用镀锌钢板、玻璃钢或特殊铝合金。对于黑色金属制作的构件表面应作过防腐处理；对于玻璃钢箱体应采用氧指数不小于30的阻燃树脂制作。

14、机组漏风率标准：

（1）机组内静压保持700Pa时，机组漏风率不大于3%

（2）净化空调系统的机组内静压保持1000Pa、洁净度低于1000级时，机组漏风率不大于2%；洁净度高于或等于1000级时，机组漏风率不大于1%.

对机组性能考核要求：机组的风量、余压、供冷量和供热量的实测值应大于或等于其名义值的93%.机组的水阻力和输入功率的实测值不得大于其名义值的110%.

基本参数应符合下列规定：

a机组风量实测值不低于额定值的95%，全压实测值不低于额定值的88%.

b机组额定供冷量的空气焓降应不小于17kJ/kg；新风机组的空气焓降应不小于34kJ/kg.

c机组供热量的空气温升至少应不小于蒸汽加热时温升20℃热水加热时温升15℃

机组在85%的额定电压下能正常启动和工作。

机组的盘管及其管路在下列相应条件下应能长期正常运行，且无渗漏：

a冷水盘管在980kPa压力下，或通热水使用时，在980kPa压力、60℃的热水条件下；

b热水盘管在980kPa压力、130℃的热水条件下；

c蒸汽盘管在70kPa压力、112℃的蒸汽条件下。

机组箱内的隔热、隔声材料应具有无毒、无异味、自熄性和不吸水性能。不应使用裸露的含石棉或玻璃纤维的材料。隔热、隔声材料与面板之间应贴牢固、平整、无缝隙，保证在运行时箱体外表面无凝露。

机组应有凝结水处理设置，在运行中箱体外不应有渗漏水，箱体内不应有积水，排水应通畅。

箱体和检查门应具有良好的气密性，机组的漏风率应不大于5%.检查门锁紧性能要好，防止因内、外压差而自行开关。盘管的迎面风、风速超过2.5m/s时，应加设挡水板。喷水段进、出风侧应有挡水板。

机组箱体应具有足够的刚度，在运行中不应产生变形。机组采用黑色金属材料制成的构件，其表面均应做防腐处理。

第三章辅助设备选型综述

一、清水泵类产品选型指南：

1、选择清水泵主要看参数流量和扬程；

2、离心泵适用于大流量、大扬程的场所；

3、管道泵流量范围不大，适用于扬程低的场所；

4、常规选择卧式泵，当安装有局限时选立式泵；

5、当单级泵不能满足要求时选择双级泵；

6、当温度t>65℃，选热水泵；当t≤65℃，选冷水泵。

二、新风机设备选型步骤如下：

1、据安装设置选择新风机的形式；

2、设备风量、风压选用时以不小于设计值为原则；

对于特殊行业，如医院（手术室、特护窝病房）、实验室、工业车间、按文书行业相关规范条例确定所需新风量。

3、确定制冷量及制热量的设计工况；

4、原则上一台新风机组只负责一层楼面所需的新风量；

三、风机盘管设备选型步骤如下：

1、明确所选用机组的型式、规格、风口位置等要求。

在选用风机盘管制冷机组时，是把设计预热负荷与机组显热负荷相匹配。在大多数情况下，盘管有足够的潜热容量，可满足设计需要。如使用室外空气则相应修整其负荷及计算公式：水温升（℃）=空气温升（℃db）

先要确定工作要求：

制冷：室内预热制冷负荷（），室内总热制冷负荷（），进风温度（℃db/℃wb），进水温度（℃），风量（）；

制热：通常按制冷选用的机组，供暖能力是足够的，回执量是按照水流量相同时来选定的。即用进水温度来满足室内所需加热负荷。室内加热负荷（），进风温度（℃）。

然后再确定机组规格、水量、所需水温及压降等参数。

2、明确所选用机组的接水管左出或右出方向（与管道布置等有关）。

3、明确风机电动机轴承是否采用含油或不含油轴泵。若选用不含油轴泵，使用中一贯内按规定定期加油。

4、注意出水的保温措施，以免夏季使用时产生凝露，污损室内建筑物。

5、冬季通热水，水温一般不超过60℃，可减少结垢，同时减轻冷热交替作用使胀管胀紧力减弱，影响传热。

6、机组盘管最高处设置放气阀。

四、冷水塔类综述

1、按照被冷却水的温度选择：高温塔、中温塔、常温塔。

2、按照安装位置的现状及对噪声的要求选择：横流塔与逆流塔。

3、按照冷水机组的冷却水量选择冷却水量，原则上冷却塔的水量要略大于冷水机组的冷却水量。

4、选用多台水塔时尽量选择同一型号。

其次，冷却塔选型需要注意：

1、塔体结构材料要稳定、经久耐用、耐腐蚀，组装配合精确。

2、配水均匀、壁流较少、喷溅装置选用合理，不易堵塞。

3、淋水填料的型式符合水质、水温要求。

4、风机匹配，能够保证长期正常运行，无振动和异常噪声，而且叶片耐水侵蚀性好并有足够的强度。风机叶片安装角度可调，但要保证角度一致，且电机的电流不超过电机的额定电流。

5、电耗低、造价低，中小型钢骨架玻璃冷却塔还要求质量轻。

6﹑冷却塔应尽量避免布置在热源、废气和烟气发生点、化学品堆放处和煤堆附近。

7、冷却塔之间或塔与其它建筑物之间的距离，除了考虑塔的通风要求，塔与建筑物相互影响外，还应考虑建筑物防火、防爆的安全距离及冷却塔的施工及检修要求。

8、冷却塔的进水管方向可按90°、180°、270°旋转。

9、冷却塔的材料可耐-50℃低温，但对于最冷月平均气温低于-10℃的地区订货时应说明，以便采取防结冰措施。冷却塔造价约增加3%.

10、循环水的浊度不大于50mg/l，短期不大于100mg/l不宜含有油污和机械性杂质，必要时需采取灭藻及水质稳定措施。

11、布水系统是按名义水量设计的，如实际水量与名义水量相差±15%以上，订货时应说明，以便修改设计。

12、冷却塔零部件在存放运输过程中，其上不得压重物，不得曝晒，且注意防火。冷却塔安装、运输、维修过程中不得运用电、气焊等明火，附近不得燃放爆竹焰火。

13、圆塔多塔设计，塔与塔之间净距离应保持不小于0.5倍塔体直径。横流塔及逆流方塔可并列布置。

14、选用水泵应与冷却塔配套，保证流量，扬程等工艺要求。

15、当选择多台冷却塔的时候，尽可能选用同一型号。

此外，衡量冷却塔的效果还通常采用三个指标：

（1）冷却塔的进水温度t1和出水温度t2之差Δt，Δt被称为冷却水温差，一般来说，温差越大，则冷却效果越好。对生产而言，Δt越大则生产设备所需的冷却水的流量可以减少。但如果进水温度t1很高时，即使温差Δt很大，冷却后的水温不一定降低到符合要求，因此这样一个指标虽是需要的，但说明的问题是不够全面的。

（2）冷却后水温t2和空气湿球温度ξ的接近程度Δt‘，Δt’=t2-ξ（℃），Δt‘称为冷却幅高。Δt’值越小，则冷却效果越好。事实上Δt‘不可能等于零。

（3）考虑冷却塔计算中的淋水密度。淋水密度是指1m2有效面积上每小时所能冷却的水量。用符号q表示。q=Q/F，m3/m2.h（Q-冷却塔流量，m3/h；F-冷却塔的有效淋水面积，m2）

其它说明：

1、根据使用工况及水量确定它的主要参数。

2、优选换效率高的（相同水量体机小的）。

3、优选噪音低的（相同水量风机输入功率低的噪音低）。

4、填料材质好的寿命长、阻燃填料为第一优选。

5、选型位置应考虑不受季风影响。

要求：

1、阻力后的配管不能低于补水管进水口径。

2、冷却塔出水管的阀门离塔越近越好。

3、建议回水管室外部分做保温。

4、多台并联的冷却塔建议水路做成两路，便于在机组能量调整时节能运行。

5、冷却塔启动时一定要先开水泵，后开风机。不允许在没有淋水的情况下是风机运转。

因此，在布水管上设有倾斜的收水板，如果开动风机而没有喷水时，布水器反转，收水板会刮到填料，使填料刮出来被风带走，或者将布水管卡坏，因此，冷却塔启动时，一定要先开水泵，后开风机，停止工作时，应先停风机，后停水泵。

五、风口类产品选型指南

1、首先，根据工艺要求和现场的条件等，确定送回风的形式、气流组织形式以及风口型式；

2、其次，再根据风量来确定风口的外形尺寸；

3、再次，选型时还要注意以下要求：

（1）一般可采用百叶风口或条缝型风口等侧送，有条件时，侧送气流宜贴附。工艺性空气调节房间，当室温允许波动范围小于或等于±0.5℃时，侧送气流应贴附。

（2）当有吊顶可利用时，应根据房间高度以及使用场所对气流的要求，分别采用圆型、方型和条缝型散流器和孔板送风。当单位面积送风量较大，而且工作区内要求风速较小或区域温差要求严格时，应采用孔板送风。

（3）空间较大的公共建筑和室温允许波动范围大于或等于±1.0℃的高大厂房，可采用喷口或旋流风口送风。

采用贴附侧送时，应符合下列要求：

（1）送风口上缘离顶棚距离较大时，送风口处应设置向上倾斜10-20℃的导流片。

（2）送风口内应设置使射流不至左右偏斜的导流片。

（3）射流流程中不得有阻挡物。此外，送风口的出口风速，应根据送风方式、送风口类型、安装高度、室内允许风速和噪声标准等因素确定。消声要求较高时，宜采用2-5m/s，喷口送风可采用4-10m/s.

回风口的布置方式，应符合下列要求：

制冷机范文篇8

关键词：热电冷三联供节能性当量热力系数

一．引言

对于吸收式制冷系统节能性的问题，几年来一直是国内学术界争论的热点。直接以锅炉蒸汽为热源的吸收式制冷机或直燃机一次能耗高于压缩式制冷机，这一点大家的观点是一致的。对于热电冷三联供，即以热电厂供热汽轮机抽汽或背压排汽为热源的吸收式制冷相对于压缩式制冷机的节能性，则在已发表的文章中众说纷纭，多数文章认为热电冷三联供系统是节能的[1][2]，一些文章认为该系统节能是有条件的[3]，而另一些文章则认为热电冷三联供系统并不节能[4]。本文结合国内一些关于热电冷三联供系统节能性的典型文献，谈一下自己的看法。

二．对当量热力系数的认识

代表热电冷三联供系统节能观点的典型文献[1]用当量热力系数对系统进行了分析。当量热力系数表示为单位一次燃料所制取的冷量。设由汽轮机抽汽口得到的每1kJ热能所耗燃料热能本应为TJ，由于蒸汽在抽汽口前已作功wKwh，而每1KWh在凝汽式机组中所耗热能为vkJ，故而抽汽得到的每1kJ热能真正耗用燃料热能的kJ数为：T-wvkJ,其倒数u=1/T-wv表示单位燃料燃烧产生的高品位热量相当于供热汽轮机抽汽或背压排汽口处的低品位热量。吸收式制冷机的当量热力系数可因此表示为：

u的值大于1，它将视热电厂汽轮机入口处和抽汽或背压排汽口处的蒸汽参数及锅炉效率而定。据文献[1]引用巴窦尔克斯等的计算，当抽汽压力不超过0.6MPa的情况下，高压汽轮发电机组的u值可达2.65。在采用此汽轮发电机组的热电冷三联供系统中，某双效吸收式制冷机的当量热力系数为：

这大大超过压缩式制冷机的当量热力系数ξc：

如果汽轮机的初参数降低，则u值和相应的ξea也将随之减小，表1列出了文献[1]给出的不同初参数下的当量热力系数。

由表1可以看出，热电冷三联供制冷能耗要比压缩式制冷低的多。即使采用低参数汽轮机的抽汽或背压排汽作为热源，吸收式制冷机的能耗也大大低于压缩式制冷，此结果多次被引用来说明热电冷三联供系统的节能优势。

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

表1不同初参数下热电冷三联供制冷和压缩式制冷的当量热力系数

双效吸收式制冷机的热力系数变化不大，基本上在1.2左右。于是，u值成为影响当量热力系数的关键。文献[1]没有给出u值的计算方法，而只是直接引用几十年前巴窦尔克斯的《吸收式制冷机》的有关值。在此，有必要对u的取值重新计算一下。

根据上述对当量热力系数的定义，u值可简化为下式表示：

若设汽轮机相对内效率为0.82，热电冷三联供系统中汽轮机的抽汽或背压排汽在吸收式制冷机放热凝结后返回电厂系统的温度为饱和温度，机组凝汽器压力为4.9kPa，其他有关参数取值见表2。由以上参数值容易计算出表1所示三种抽凝机组的纯凝汽发电效率ηc2值分别为0.280、0.262和0.230。于是,由式（3）可得三种初蒸汽参数的u值，进而得到此三种初参数下热电冷三联供制冷的当量热力系数,见表1。本文计算出的当量热力系数显然比文献[1]低。

再看一下压缩式制冷机当量热力系数的计算。由于在计算热电冷三联供吸收式制冷机的当量热力系数时没考虑冷水泵、冷却水泵、冷却塔风机和溶液泵等辅助设备的电耗，因此式（2）中的W0应是压缩式制冷系统比吸收式制冷系统多耗的电量，采用表3中的值。同时，压缩式制冷的电动机效率也不应在该式中体现。于是，压缩式制冷的当量热力系数应为：

这样，由重新计算的结果（见表1）来看，虽然与发电效率为0.34的压缩式制冷系统相比，热电冷系统是具有节能优势的，但这种优势并没有文献[1]所描绘的那么大，尤其是对低参数机组。那么，是否凭表1中的几个数值就能说明热电冷三联供系统就一定节能呢？以下进一步谈谈对此问题的认识.

1|2

三．对热电冷三联供系统节能性的认识

热电冷三联供系统中吸收式制冷机的当量热力系数与多个因素有关。事实上，评价和分析热电冷三联供系统的节能性应考虑以下几方面：

（1）节能是相对的，与比较对象的选取有关

一个系统是否节能，是相对于具有相同产出的另一系统能耗而言的。热电冷三联供系统在发电方面是与其他发电形式(代替电厂)作比较的，在式(3)中即表现为代替电厂的发电效率ηc2。

对于新建抽凝机组的热电冷三联供系统以及由背压式供热机组构成的热电冷三联供系统，其发电量可由当地电网的其他电厂发电代替，因而，代替电厂发电效率ηc2可选择当地电网的发电效率或全国平均水平发电效率。如果ηc2取为全国平均水平发电效率0.325[5]，则三种热电冷系统的当量热力系数如图1所示。当压缩式制冷以全国平均水平发电效率的电能为动力时,即ηc=0.325，则采用双效机的高、中参数热电冷系统节能效果是明显的，而低参数的热电冷系统在高抽汽参数下节能优势并不大。

对于由抽凝汽轮机组成的现存热电厂，当改造其为热电冷三联供系统时，原本凝汽发电的蒸汽变成以抽汽的形式发电。因而，ηc2可取为该热电厂的凝汽发电效率。这种情况下热电冷三联供系统的当量热力系数如图2所示。可以看出，此时采用双效机的热电冷三联供系统节能优势与图1所示的情况相比更加明显。

在制冷方面，热电冷三联供系统是与压缩式制冷系统作比较的。因此，其节能性与压缩式制冷机的COP以及该制冷机所耗电的发电效率等因素有关。

（2）热电冷三联供系统的节能性与汽轮机初参数的高低有关

在图1和图2中，随着机组初蒸汽参数的降低，热电冷系统当量热力系数也会降低。这是由于初蒸汽参数降低使锅炉中不可逆传热加大，从而增加了系统能耗。因而，当初参数高的热电冷系统节能时初参数低的系统却不一定节能。

（3）汽轮机抽汽或背压排汽的压力对节能性的影响

文献[1]仅考虑该压力为6MPa（绝压）的情况。实际热电厂的供热机组往往不是这个抽汽压力。当较远距离输送蒸汽时，考虑到热网的压损，为满足双效机的热源参数要求，汽轮机抽汽或背压排汽的压力应比此压力高。对于在原有热电厂基础上扩建的热电冷系统，由于原有供热机组的抽汽压力已系列化，使得抽汽参数与制冷机所要求的额定值往往存在较大偏差。因而有必要分析汽轮机抽汽或背压排汽的压力对系统能耗的影响。从图1和图2可看出，系统当量热力系数随着汽轮机背压排气或抽汽压力的升高而降低。从热力学第二定律看，背压排气或抽汽压力的提高，会使蒸汽在汽轮机中作功的火用损失减小，热电厂的火用效率增加，有使热电冷系统能耗减小的趋势。但是，制冷侧的火用效率却以更大幅度减小。随蒸汽压力的改变，制冷机出力变化较为显著，而其COP值的变化并不十分明显，可近似以常数处理。蒸汽压力增大时，制冷机传热传质的不可逆程度增大，甚至为避免溴化锂溶液结晶，要对蒸汽进行减温减压处理，进一步加大了系统的不可逆损失，使得系统的当量热力系数减小。相反，如果大幅度减小汽机抽汽或背压排气压力，虽然系统的能耗降低了，但制冷机的出力会下降。因此从经济上讲，汽轮机抽汽或背压排气压力的选择存在一个优化问题。

（4）吸收式制冷机的机型对系统节能性的影响

这里的机型是指单效或双效。图3和图4分别为ηc2取全国平均水平发电效率和热电冷系统供热机组凝汽发电效率时的当量热力系数。可以看出，在图3中，采用单效机的中、低参数热电冷三联供系统是不节能的。在图4中，高、中参数的热电冷三联供系统在抽汽参数足够低时是节能的，而低参数热电冷三联供系统的能耗明显大于压缩式制冷机。比较采用双效机（图1、2）和单效机（图3、4）的热电冷三联供系统便可很容易看出，采用双效机的系统当量热力系数明显高于采用单效机的系统。显然这是由于单效机的COP远低于双效机所造成的。因此，优先采用双效机，是降低热电冷三联供系统能耗的有效措施。这对制冷站设在热电厂或热量输送系统为蒸汽网的热电冷三联供形式是容易实现的。但热电冷三联供形式之一是热电厂提供的热量通过热水网输送到各建筑物，提供吸收式制冷机所需热量。对不宜修建蒸汽热网的市区，这是可行的方案之一。由于目前普通的直埋热水管道所允许的最高供水温度不超过130℃，这种情况下只能采用单效机，其代价是增大了热电冷系统的能耗。

制冷机范文篇9

在分析蓄冰系统优化控制的基础上，提出了基于专家系统的新方法。该算法的数学基础是运筹学的目标规划，通过一系列简化而成为一个整数规划问题，进而提出标准运行模式的概念，并由专家系统方法建立外温等影响热负荷的因素与标准运行模式的对应关系，这个关系是统计的和动态的。

关键词：优化控制整数规划标准运行模式专家系统方法

Abstract

Putsforwardamethodbasedamethodbasedontheexpertsystemafteranalyzingtheoptimizingcontroloficestoragesystems.Themathematicalbaseofthesolutionisobjectprogramminginoperationalresearch,throughaseriesofsimplifyingitbecomesanintegralprogrammingproblem.Givesstandardrunningmodels.Therelationshipisstatisticalanddynamic.

Keywords：optimizingcontrolintegralprogrammingstandardrunningmodelexpertsystemmethod

0引言

蓄冰系统常见的控制策略有制冷机优先、蓄冰罐优先、均匀融冰和优化控制等。优化控制是指提出一经济性目标函数，然后在一定的约束条件下求解以使该目标函数达到最小值的方法。

清华大学建筑技术科学系于1997年推出了一套蓄冰系统优化控制算法，笔者在该算法的基础上作了进一步研究。

1优化控制算法基本思路及在工程应用中存在的主要问题

1．1基本思路

①温度预测：根据历史数据和天气预报（最高温和最低温）预测第二天的24h温度曲线。

②负荷预测：根据历史数据在每日供冷开始前预测当天的负荷曲线。

③负荷优化分配：建立负荷优化的数学模型，用单纯的型法求解。

1．2存在的主要问题

①上述优化优化控制给出的逐时负荷分配结果常常使制冷机承担的负荷值逐时变化较大，导致制冷机启停频繁。这不仅造成运行管理不便，而且由于制冷机的启停带来的供冷量突然变化使得控制系统的稳定性下降。

②不易准确实测负荷。

③负荷预测过程中的大量矩阵运算，影响控制系统的可靠性。

2优化控制算法的数学模型的分析和简化

2．1负荷优化分配的数学模型

设用户k时刻的负荷为qk，其中制冷机负担qrk，蓄冰罐负担qik，冷冻机出力qrk的费用为R(qrk)，蓄冰罐出力qik费用为I(qik)，则全天的运行费M为

(1)

优化的目标是从经济性考虑全天的运行M最小化，优化的约束条件是：

0≤qrk≤qrkmax0≤qik≤qikmax

qrk+qik=qk(2)

其中qrkmax为冷冻机k时刻的最大制冷能力；qikmax为蓄冰罐k时刻的最大融冰供冷能力。

进一步分析，按电价结构、用户负荷、系统性能给出具体目标函数：

（3）

qikmax=r

假设蓄冰罐k时刻的最大融冰供冷能力与剩冰成线性关系：

（4）

其中ak是制冷机单位供冷负荷的费用；bk是冰罐单位冷负荷的费用；c，d是蓄冰罐k时刻的最大融冰供冷能力与剩冰之间的线性关系的两个常量，可根据蓄冰罐的融冰特性曲线求得；常量r是制冷机的最大制冷能力。

可见，优化负荷分配的数学模型是一个线性规划问题。求解上述线性规划问题的结果即可得到各时刻冷冻机和蓄冰罐分别负担的冷负荷qrk，qik。

2．2线性规划问题的多解性

上述问题为线性规划问题，其经典求解方法是单纯型法。例：某地电价结构如表1所示。

表1某地电价

时段8：00～11：0011：00～18：0018：00～22：0022：00～8：00

电价/元/kWh1.20.81.20.3

共3台制冷机，总最大出力1000kW，蓄冰总量8000kWh。

供冷时间为8：00～17：00，逐时负荷和由单纯型法求得的逐时负荷分配表2。

表2由单纯型法求得的制冷机和蓄冰罐的逐时负荷分配

时段8：00～9：009：00～10：0010：00～11：0011：00～12：0012：00～13：0013：00～14：0014：00～15：0015：00～16：0016：00～17：00

电价/元/kWh1.21.21.20.80.80.80.80.80.8

负荷/kW80010001400180020002200240020001400

qik/kW70040011008001000120014001000400

Qrk/kW100600300100010001000100010001000

上述给出的解，使制冷机在上午的运行负荷从100kW，变为600kW，后为300kW，不断变化。

但进一步分析发现，表3所示的负荷分配也是方程的一个解，但单纯型法没给出。

表3由优化方程得出的制冷机和蓄冰罐的逐时负荷分配

时段8：00～9：009：00～10：0010：00～11：0011：00～12：0012：00～13：0013：00～14：0014：00～15：0015：00～16：0016：00～17：00

负荷/kW80010001400180020002200240020001400

qik/kW50070010008001000120014001000400

qrk/kW333333334100010001000100010001000

我们还能发现上述方程的很多解。其实只要保证上午8：00～11：00制冷机供冷1000kW，而其余的负荷由融冰来承担，这样的分配就是优化方程的一个解。可见上述问题有无穷多个解。

常规的线性规划问题一般只有惟一解，但这里的优化方程有无数个解。这是因为我们所研究的线性规划问题有其特殊性：电价结构分段，而非逐时不同，从而导致在很多程度上，制冷机的出力可以在同一个电价段内进行平移，而不影响经济性。

比较优化方程的无数人解，可分出其"优劣"。

在上例中，制冷机的出力（kW）逐时为333，333，334，1000，1000，1000，1000，1000，1000是一个最优解，这个解对应的逐时的运行方式为：前3h1台制冷机全工况、后6h3台制冷机全工况运行。

2.3规划的改进全工况运行

如果从数学的角度分析上述例子，可以在原有的线性规划问题中地加下述约束：

qr9=qr10=qr11，qr12=qr13=qr14，qr15=qr16=qr17

3数学模型的离散近似解：标准运行模式

3．1数学模型的离散近似解

改进的数学模型用单纯型法求解，就能得到一个较满意的解。但如果从工程的角度考虑，有一个全新的解决之道，即离散近似解的解决方法。

从工程的角度看，把qrk求解准确到小数点后多少位并不重要。把qrk限制为制冷机最大出力的0，1/10，1/5，3/10，2/5，1/2，3/5，7/10，4/5，9/10，1等就已足够了，更为简单的处理是将qrk限制为冷机最大出力的0，1/4，1/2，3/4，1，或0，1/3，2/3，1，对经济性影响较小。

如果在新的规划总是中，把逐时的制冷机出力限制在若干个点上，就成了线性整数规划问题。由于解的可能组合并不多，因而完全可以采用试算法求解：把所有的可能组合代入整数规划的函数中，符合要求的就是要求的解。

为叙述方便，以qrk限制制冷机最大出的0，1/4，1/2，3/4，1作进一步的讨论。以上一个实例分析所有可能的组合有5×5×5=125种。求解时只要遍历所有这些可能就可以选择到需要的解。

3．2标准运行模式

引进标准运行模式的概念，就可以使问题更加简化。

就上述例子，qrk限制为制冷机最大出力的0，1/4，1/2，3/4，1，共有125种可能的运行方式，我们把每一种运行方式称为一个运行模式，而标准运行模式就是运行模式的一个子集，如表4所示。

表4不同运行模式

8：00～11：0011：00～14：0014：00～17：00

模式1000

模式2001/4

模式301/41/4

模式401/41/2

模式501/21/2

模式601/23/4

模式703/43/4

模式803/41

模式9011

模式101/411

模式111/211

模式123/411

模式13111

以上这些模式对应于负荷从小到大时运行模式的更替。原有125种可能，而表3中给出的仅为13种，它的特殊性在于每一种模式对应于一定负荷范围内的最经济（或接近最经济）的运行方式。也就是说考虑经济性的情况下，原有的125种可能性变成了10余种。

标准运行模式是这样一个解集：在运行模式中去掉大量的不可能是最经济的模式，由剩下的模式所构成的解集。

日逐时负荷千变万化，然而对应的运行模式却仅有10余种。显然每一种运行模式都要对应一组千变万化的日逐时负荷分布。这种对应关系可以通过"典型总负荷"来说明。从另一角度看，可以把日逐时负荷分布按运行模式进行分类。

可以定量地分析上述的标准运行模式的划分是否最佳，从而对其进行一定的修改。

4初值条件到运行模式的统计的对应关系--计算机专家系统方法的应用

4．1离散化和对应关系

有了标准运行模式的概念，就可以直接建立室外最高温和最低温与标准运行模式（运行方案）的对应关系。

以北京的夏季供冷为例，假设最高温度tmax∈[28，42]，最低温度tmin∈[18，35]。注意tmax>tmin。则这样的[tmax，tmin]组合共有2000余种。

如果假设逐时负荷决定于该日最高温和最低温，每一种可能的组合[tmax，tmin]惟一地对应于某一逐时负荷图，某一逐时负荷图又对应标准运行模式。

4．2统计的动态的对应关系

上述的对应关系基于这样的假设：负荷决定于室外最高温和最低温。而实际上系统负荷除主要与室外温度有关外，还与天气阴晴、建筑物的使用情况、建筑内的人员情况，甚至与星期几和季节等因素有关。如果把这些相关因素成是一个随机的变量，这些因素会导致负荷的波动，使得室外温度和负荷的对应关系呈现一种概率的现象，最终使得室外温度与最佳运行模式的对应关系带有一种统计性。

由于制冷机、蓄冰槽等设备本身在长期使用中性能会慢慢改变，建筑物的功能也会变化，因此对应关系是动态的。

以上的分析完成了整个工作的一半，应用专家系统方法建立外温、星期等与运行模式之间的对应关系是整个工作的另一半，此处不作介绍。

参考文献

1王勇，蓄冰系统优化控制研究：[硕士学位论文]。北京：清华大学，1997

2郑大钟，线性系统理论。北京：清华大学出版社，1990

制冷机范文篇10

1、直燃式空调符合当今日益高涨的环保要求。目前各地政府对影响经济可持续发展的环境保护问题高度重视，直燃机采用溴化锂做为制冷剂，与用氟利昂做制冷剂的传统电制冷机相比，更加符合当今的环保要求。直燃机通过对系统的优化控制，提高燃烧效率，最大限度地减少对大气的污染。

2、燃气直燃机与电力制冷机相比，提高了对一次能源的利用效率，一次能源经过发电、送配电，到最终用户整个过程中能量的浪费很大，对电力制冷系统来讲一次能源的综合利用效率只有30％，即有70％的能源浪费掉了，根据国外有关资料显示，提高电力系统的效率只有10％的空间，而燃气节能尚有40％潜力。另一个问题就是电力系统的调峰问题，随着经济的发展，电力消耗不断增加，年高峰用量差距不断加大，国家计委提出到2000年减少电峰值1000—1200万千瓦，有效的手段就是提高电峰谷差价。因此，珠江三角洲地区的电力价格将形成不断上浮的增长趋势。

3、燃气直燃机操作简便，运行安全，故障率低，维护费用低。电力制冷系统随着运行时间的增加，系统的维护费用和维修工作量将逐渐增加，同时，氟利昂作为制冷剂也需要按时补充；直燃机不采用简单的机械式控制，而由PLC进行控制，大大提高了系统的安全性和维修操作的简便性。因此，直燃机的维护费用比电制冷机有其明显的优势，一般电制冷机的维修成本大于设备成本，而直燃机的维修成本只占设备总成本的10％。

4、直燃机的综合利用率高，可满足客户的不同要求。与电制冷机相比，可同时提供制冷、供热及热水供应。对于一些既要制冷又需要采暖及热水的用户来讲，节约了锅炉等设备的投资。

二、经济性能比较

仅仅拥有技术上的先进及环保的因素，并不能使直燃机具有明显的竞争优势，作为用户首先考虑的就是价格因素，包括系统的一次投资费用和运行中的各项费用，只有在价格上有明显优势才会对用户有吸引力。现在我们就综合比较一下直燃机制冷系统与电力制冷系统的经济性。

1、直燃机的一次投资费用与传统的电制冷机的一次投资相比，二者大体相当，当制冷量较小时，直燃机的一次投资费用甚至大于电冷机。

2、运行费用上，由于世界天然气价格呈逐年下降趋势，而电价呈逐年上升趋势，即燃气直燃机的运行费用将逐渐降低，传统的电力制冷系统的运行费用会逐渐提高。

3、在维修费用与使用年限方面，直燃机的维修成本低于设备成本直燃机在20年的寿命中，维修的费用占总成本不到1O％，而电力制冷机的维修成本远远大于设备成本。同时电制冷机还需要不断补充氟利昂，另外传统的电制冷机的正常使用寿命明显低于直燃机的寿命。

三、综合费用比较

现举例列表说明，某用户的酒店面积为40539m2，购物中心面积为23000m2，需提供制冷与供应卫生热水，总冷量为946×104Kcal，卫生热水量为171×104Kcal。

方案一：选用离心冷水机组550USRT三台供应酒店空调，750USRT两台供应购物中心空调，W-80燃气热水器两台供应热水。

方案二：远大Ⅶ型直燃机BZ300ⅦC型三台，同时供应空调制冷和卫生热水。

根据深圳地区98年实际价格，电力增容费：450元/KAV，电价：1.00元/KWH，燃气价格：8.5元/Nm3(26000Kcal/Nm3)

一次投资比较：

运行费用比较:

四、利用现状

深圳地处亚热带地区，经济较为发达，人民生活水平普遍较高，几乎所有的办公、娱乐、饮食、商业等场所都需要空调，目前深圳地区现有的集中空调系统，绝大部分是使用电制冷空调，而直燃机目前在深圳地区仅有34台，总计只有约2万冷吨，只占总制冷能力的3％以下，造成这个局面的原因是多方面的，主要问题有：

1、现行的燃气价格无优势。燃气直燃机与燃油直燃机的投资成本相比较并不具有优势，燃气企业现行的一些经营政策也没有及时进行相应的调整，燃气的开户费、增容费等投资费用较高，同时由于城市燃气管网尚不完善，一些开发项目需投入较多的资金用于燃气管道的完善。此外目前的燃气价格与电及燃油价格相比也无优势可言。

2、新技术、新产品尚未被人们接受。在人们的意识中只有电力制冷空调是成熟的，而直燃机技术是在最近几年才进入我们的生活。它的可靠性，安全性，经济性是否能与电制冷机匹敌?这个问题不仅一般人不清楚，对于许多投资决策者来讲也不十分了解。

3、受现行规范与技术标准的限制。为充分利用建筑空间，一般业主都将空调卞机布置在地下一层或地下二层。由于深圳市目前只有液化石油气单一气源，这样就与现行的城镇燃气规范等技术标准中不准液化石油气引入地下室的规定有矛盾。

五、前景和展望

1、随着环保意识的加强，环保问题已引起人们的重视。深圳市政府积极支持环保项目的开发，并相应出台了一系列对特区内推广使用清洁能源的优惠政策。同时加大了对污染环境的燃油项目，以及氟利昂产品的限制，给直燃机的发展创造了良机。

2、深圳燃气集团从自身经济发展的角度出发，通过积极推广使用直燃机，可大幅度提高燃气用量，使其成为燃气企业新的经济增长点。为此我们制订了优先发展燃气直燃机用户的策略，从价格、费用等多方面给予优惠政策，为直燃机的广泛应用创造了条件。

3、通过直燃机生产企业的不懈努力，直燃机的技术水平和产品质量不断提高，直燃机已逐步为人们认识和接受。

4、随着广东天然气引进项目的建设，到2005年，清洁的LNG将源源不断地供应深圳地区，这不仅保证了气源的充足供应，而且燃气价格可降低30％。这将会使燃气直燃机有较明显的价格优势，推动直燃机的普及。