制冷系统设计经验总结_绝对原创_20150313

蒸发及冷凝温度对系统的影响
讨论这类问题，关键在于头脑中要有压焓图，作为从事冷链行业的技术员，压焓图是非 常重要的工具， 必须得把实际的循环过程弄的很熟， 包括我自己在内好多同事刚刚开始都会 忽略这个工具， 插播一段很悲催的经历， 记得有一年去南京的一家很小的空气源热水器厂去 面试，好像还是澳大利亚的，面试前 HR 给了我一张试卷，上面有一个问题，热力学三大定 律、压焓图、还有 EER 和 COP 之间的关系，据说老总是搞技术的天津大学的留学归来的博 士，我随便应付了一下，最后可能写的不是很全，人家愣是连面试的机会都没给我，回来之 后把我气的， 我大老远的从外地转几趟车才摸到这个跨国小作坊， 最后尽然落得如此下场不 过后来想想自己的问题就是你自己的老本专业的基础性的知识应该熟记于心。 言归正传， 把一个参数的变化借助压焓图这个工具放到整个制冷系统里去全面的看。 制 冷循环作为一个系统来说， 某一侧一个参数的变化会影响整个循环的工作状态， 这就可以很 形象的在图上表示出来。很多从事系统设计多年的工程师，往往只是看到一个方面，不能系 统的全面的去解释制冷系统的循环变化，他的思维是片面的、间断的、有时分析一圈很难自 圆其说。 例如举个简单的例子， 由于热负荷的提高导致制冷系统的变化。 前提是制冷系统 （风 量、换热器等）不变，热汇温度不变。我是这样理解的：由于热端瞬时负荷的增加，相当于 瞬时热源温度提高，当蒸发温度还未改变时，蒸发侧换热温差增加，导致蒸发侧瞬时吸热量 增加，过热度的提高，压缩机排气温度提高。由于热端吸热量的增加给冷凝侧带来更多的负 荷。这一推论外在的标志就是压缩机瞬时排气温度的升高；另一方面，随着膨胀阀的反馈， 过热度升高导致阀芯下移， 供液量的提高导致蒸发温度提高， 系统整体通过阻碍蒸发侧换热 温差的增加来抵消瞬时热负荷增加对整个系统的影响， 进而达到新的平衡。 这一推论外在的 标志就是可测得蒸发侧压力的升高。 可能很多人都会说，蒸发温度提高是会提高制冷系数的，这是片面的，特别是在冷凝侧 换热本身就是短板的前提下。 比如我们进口一些欧洲的冷凝机组， 很多都是按照环温较低的 工况匹配的冷凝器。冷凝侧本身就是短板，此时由于前面提到的原因蒸发温度提高后，吸气 比容减小， 根据上面的计算可知最终质量流量增加。 单位制冷量增加同时与增加的质量流量 共同作用导致蒸发侧换热量增加， 压缩机侧由于质量流量的增加功耗也会增加。 这两方面的 负荷都需要经过冷凝侧放热排出。 在系统冷凝侧不具备较大富裕量的情况下， 往往冷凝温度 会提高（系统冷凝侧通过增加与热汇侧的温差来实现更大的散热量） ，按照等压线在压焓图
制冷系统设计经验总结
----------转行了，想留下点什么。
理论和经验的关系
在学校时书本上学的理论好比一个个点， 而工作实践经验相当于一条线。 随着毕业后时 间的累加，慢慢地各个知识点就会逐渐被遗忘，相信记忆再好的人，如果毕业一段时间内不 从事所学专业内的工作，最后可能也仅剩下模糊的印象，甚至忘的精光，因为没有实践经验 支撑的理论终究是会被遗忘的。而随着相关工作的进行，在实践中，你会发现在产品设计开 发中、试验甚至失败中验证了课本上所学的一个个内容，于是重新捡起来，回归课本、经过 思考，才能真正被消化。久而久之，各个关键参数和公式算法通过实践这条线连成串，经过 自己大脑的联想、列举、归纳又横向交织成网，相互验证，形成了属于自己的知识，很难遗 忘了。
Vh
n i VP 60
压缩机汽缸容积与系统制冷量的关系。 在给定的制冷系统里， 很多参数都是随着工况变化的， 很多人问我设计的根源是什么，从哪出发。这就要首先找到一个不变量。对于一台已有的制 冷压缩机来说，在制冷系统中，理论输气量 Vh 为定值，它也是我们确定工况后进行系统设 计的出发点。 该工况下查压焓图的单位制冷量 q0 为 143.64kJ/kg，实际质量流量 qm 可由下式求得：
从图中可以看出来，流体经孔板主要由突然缩小的压降和突然放大的压降组成。当然， 计算的前提是流体节流是瞬间完成的，节流过程非常的短，沿程阻力不予计算，认为节流过 程是等焓压降过程。
两部分压降之和即为节流前后的压降， 且 ρ 孔节流的液体密度按节流后的蒸发温度下的 制冷剂的比体积进行换算，由上图计算图表知，节流后的比体积 v=16.36l/kg，节流前后系 统的管子采用 Φ8 及 Φ6 的铜管，管子厚度均为 0.75mm，对应的截面直径 d2=6.5mm， d2=4.5mm，所以根据已知条件可列出如下方程组：
Байду номын сангаасqm
Vh

其中 λ 为压缩机输气系数， 该工况下取 0.9。 υ 比容， 查得该吸气点比容为 39.16×10-3m3/kg。 计算该工况下制冷量为，1.16kW。 可见由压缩机汽缸容积结合设计工况计算的制冷量与样本标称值相差不大， 常规空调、 冰箱 工况下，系统压缩机多数可由样本选型，这是厂家为如今设计人员提供的方便。但在低温工 况时，如果采用复式系统时往往需要通过计算来选型压缩机。本着科学的原则，也应该知道 压缩机是如何计算得来的
0
TL TH TL
可以看出低温热源温度越高，高温热汇和低温热源温差越小，制冷系数越大。某些厂家 为了提高制冷系数，随意改变工况或为了使蒸发、冷凝温度更接近热源、热汇温度，不惜成 本的成倍加大换热面积从而减小换热温差， 这也就是目前小压缩机配大换热器的例子比比皆 是的原因。需要说明的是，确定热源、热汇温度后综合考虑经济性温差进而合理的匹配换热 面积才符合我们科学设计的原则。 压缩机汽缸容积与系统制冷量的关系。 在给定的制冷系统里， 很多参数都是随着工况变 化的，很多人问我设计的根源是什么，从哪出发。这就要首先找到一个不变量。对于一台已 有的制冷压缩机来说，在制冷系统中，理论输气量 Vh 为定值，它也是我们确定工况后进行 系统设计的出发点。
制冷系统对空气显热和潜热的影响
针对设计工况下空调对空气的处理过程来看， 除去的潜热负荷约占总负荷的 40%~50%， 稍小于显热负荷。 空调对潜热负荷的处理多采用冷凝除湿法， 即使得蒸发温度在该工况露点 温度以下。湿空气和蒸发器表面接触时析出凝结水。因此，采用冷凝除湿法除去潜热负荷这 就要求冷源温度低于空气露点温度，且满足设计温差。而对空气显热的处理，只需使冷源温 度低于空气设计状态点的干球温度，满足设计温差。具体来说，理想空气状态点需满足人体 舒适性要求，如 25℃，相对湿度 60%，此时露点温度为 16.6℃。如果此时仅需要除去显热 负荷， 那只需将冷源温度提高到 16.6℃~25℃之间， 同时考虑冷源和干球温度的经济性温差。 如设计机房空调时往往采用的就是增加风量和换热面积的方法， 使显热比达到 87%以上。 由 于普通空调需要参与潜热负荷的处理，所以蒸发温度需要低于露点温度 16.6℃，考虑到蒸发 侧换热时经济性温差，故系统工况与 T2 工况较为接近，设计蒸发温度为 7.2℃。当然，如采 用冷冻水为载冷剂，出水温度同样设计为 7℃，此时蒸发温度会更低一些。 有个不错的案例很好的解释了制冷系统对温湿度的控制， 摘自某厂家除湿机组参与某高 温高湿度环境下的处理效果， 已知设计制冷量 400kw、 蒸发器风量 12-13m3/s、 压力降 1150Pa 入口温湿度 32 度 70%出口温湿度 20 度 100%凝结水量 325kg/h 详见样本参数表格 名义制冷量 迎面风量 空气压降 入口空气温度 入口空气湿度 出口空气温度 出口空气湿度 400kW 12~13m3/h 1150Pa 32℃ 70% 20℃ 100%
膨胀节流机构的理论及应用
膨胀阀对制冷系统压降产生的原因主要为制冷剂由冷凝端通过阀芯小孔断面时的突然 缩小过程和由小孔断面至蒸发端断面突然扩大、 制冷剂的膨胀过程。 我们可用孔板节流来简 化并等效的解释这一过程。 所谓孔板节流， 即使一定量的制冷剂在绝热流动的前提下经流过 一定尺寸的小孔致使产生局部水头损失，从而达到压力降低，流速增快，温度下降的目的。 如图 3-1，我们同样限定一下工况，把孔板节流模型放到充注 134A 冷媒的蒸汽压缩式制冷 系统中， 设计工况为： 蒸发温度 To=7.2℃、 过热 Tsh=11.1K; 冷凝温度 TK=43.3℃;过冷 Tsc=5K。 绘制压焓图经过计算和查得导出以下所需状态参数，冷凝压力 Pk=1.47MPa 、蒸发压力 P0=0.38MPa、质量流量 qm=3.41g/s、节流后比体积 v=16.36l/kg。
上经过冷却、 冷凝过程后势必带来节流后系统干度的增加， 反之阻碍了单位制冷量的进一步 增加， 同样达到了新的平衡。 这一点， 外在的标志可通过量出冷凝压力提高而得到。 所以说， 很多情况下，对于给定设计工况下现有的系统，蒸发温度提高会给系统带来更大的功耗，给 冷凝端带来更大的负荷往往得不偿失。 经过上述分析，也就不难发现，随着热端瞬时负荷的增加，往往可以看到以上所述的外 在表现：排气温度升高、冷凝压力提高、蒸发压力提高，并且由于系统的自平衡性对外界变 化的反馈使之会在新的工况下达到平衡。当然，如果冷凝器设计余量不大，很可能系统会在 达到新平衡态的过程中就保护掉了。
程阻力部分，三部分串联典型传热过程分析及强化措施。热力学第二定律指出，热量只能自 发的由高温处传到低温处。因此，哪里有温度差，哪里就有热传递。温度差也是经典传热学 讨论导热、 对流等传热过程的出发点。 由温度梯度引出傅里叶定律及牛顿冷却公式等进而推 导得出经典公式和定律等理论体系。所以我认为，经典传热学是建立在温差基础上的。典型 的传热过程如下图
蒸发温度与冷凝温度的确定
记得刚刚工作时， 总是揪着蒸发温度和冷凝温度是如何确定的， 为什么总是那么几个值， 与环境温度的关系又是怎样的呢？好多年轻的同事自己也讲不清除， 然后就越绕越糊涂， 在 相当长的时间内对于这块知识很是缺乏自信，以下是我在论坛看到的一位版主的工作心得， 写的好多地方值得我们思考，很多从事了多年维修的师傅由经验反推理论，常常关注蒸发、 冷凝温度，根据表测得的参数去反推进行系统设计，这其实是错误的。制冷系统的蒸发温度 和冷凝温度是根据热源和热汇温度确定的。而热源、热汇的温度并不是人为规定的，热源是 由被冷却物质所需要的温度决定的， 热汇是由放热端所处的环境温度 （冷却水温度） 决定的。 而我们所能做的，就是根据以上条件设计制冷系统，即根据允许的换热面积和氟利昂、水、 空气侧状况，匹配经济性温差进而求得蒸发、冷凝温度。由于很多种热源、热汇温度下又存 在关联或相似性区间， 所以我们又把各个热源热汇划分出区间进行归纳， 方便不同区间相关 配件的选配，如 T1、T2、T3 等工况。这里举个例子就是由卡诺定理，理论上制冷系统的制 冷系数为
由此，带入已知条件，计算可得：针对此种制冷系统下的节流孔孔径为：d 孔=0.7mm， u 孔=156m/s，以上案例，是之前设计一款脉宽电磁阀的部分计算，且经过了实际应用。通 过此案例， 很好的解释了膨胀阀的节流理论。 其实这样计算的主要目的还是想弄清楚节流的 理论， 但是对于个人还是要独立的计算一遍弄清楚选型的原理， 目前一些知名的阀件厂家的 选型软件已经做的很好了， 再说选型完了之后还要装到设备上进行测试试验， 所以没必要纠 结与理论计算。 当然毛细管的两头的简略计算也可以按此算法计算， 但中间长度需要增加延
冷凝水 制冷系统最高压力 分析如下:
325kg/h 2.5Mpa
进口 32℃ 70%查得 i 进=91.42kj/kg，出口 21℃100%查得 i 出=61.41kj/kg，空气密度约 取 1.18kg/m3， 风量据表格取 12m3/s， 则总热量=1.18*12*(91-61)=424KW， 满足标称值 400kw 潜热量的计算如下：可以看出含湿量也降低了 20.3 到 14.9，凝结水为 325kg/h，这样潜热 =2430KJ/kg*325kg/3600s=220KW。 显热量的计算如下： 我再做下粗略计算 Q=C T M=1.1kj/kg C*12C*12m3/s *1.2kg/m3=190kW。 这样总热量=潜热+显热 =220KW+190KW=410KW 基本符 合条。可见湿度较高情况下，潜热量占据较大的制冷量。