7年制冷论坛版主的经验

近期论坛高质量文章不多，人气下降明显，版主积极性明显下降。本人正在进行硕士毕设 论文阶段，目前随着写作的进展，特分享一些里面的经验内容供各位看官评论，希望能尽 一份力，为我们的论坛。 由于之后本人不再从事本行业，7 年来本人经验由论坛来，如今经过思索提炼正在草拟 论文，想尽量把相关精彩之处都借助论文这个方式写出来，写到精彩之处不由得想与论坛 各位坛友分享。 （1）知识和经验二者之间的关系。本人毕业后从事制冷设计工作 7 年，校内时书本上学的 各个关键理论好比一个个知识点，而实践经验相当于线。随着毕业后时间的推移，往往各 个知识点会逐渐遗忘，相信记忆再好的人，如果毕业 2 年内不搞相关工作，最后也仅剩下 印象，甚至忘的精光，因为没有实践经验支撑的理论早晚是会被遗忘的。而随着相关工作 的进行，在实践中，你会发现在研发设计，试验甚至失败中印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，也就形成自己的一套理论体系，很难遗忘了。 （2）蒸发、冷凝温度的确定。有很多人在论坛上问过我蒸发温度和冷凝温度是如何限定的， 与环温的关系又是怎样的。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，而不是相反。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、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： 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。 （3）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。 其中 n 为压缩机电机转速，对于 50Hz 的两极电动机来说，转数在 2830rpm，i 指压缩机汽 缸数，Vp 为汽缸容积。具个例子，已知某汽缸标称容积为 7.4cc 的转子压缩机在 T1 工况 下（To=7.2、过热 11K; 冷凝温度 TK=54.4;过冷 5K）标称制冷量为 1.2kW。下面我们 通过汽缸容积和标定工况来求得实际制冷量和样本标称 1.2kW 进行比对。按照上式的理论 输气量为： 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： 其中 为压缩机输气系数，该工况下取 0.9。 比容，查得该吸气点比容为 39.1610- 3m3/kg。则由式 3-3，压缩机在该工况下质量流量为 则该工况下制冷量 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 温工况如采用复叠系统时，低温级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，而不是由样本上查到的。 。 （4）蒸发及冷凝温度对系统的影响。根据我的经验，讨论这类问题，关键在于头脑中要有 压焓图，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。我们做 系统设计，为何学习压焓图和焓湿图？不是为了学习而学习，而是为了便于理解，易于导 出循环变化的过程。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。 （5）制冷系统对空气显热和潜热的处理。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 分析如下 根据已知条件 总热量，根据焓差和风量计算得出 进口 32 度 70%查得 i 进=91.42kj/kg 出口 21 度 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 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 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 基本符合条件 可见湿度较高情况下，潜热量占据较大的制冷量 通过这个案例可以很好的解释上个帖子的理论分析 （6）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。 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 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 8 及 6 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如下方程组： 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。虽然实际在系统设计对膨胀阀的选用过程中，厂家提供了 选型样本或软件，按照工况和设计要求输入主要参数即可。但作为设计我认为我们仍要知 道原理，甚至计算后用样本来校核，这才是科学的方法。 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程阻力部分， 三部分串联。 （7）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 稳态时，可以贴出下列方程： 由式(a)、(b)和(c)联立，消去 t 内壁、t 外壁得： 由式（d）可以看出，总传热系数的倒数为三部分之和。根据经验，管内水（湍流）流动传 热系数 h 水在 200020000w/m2 范围之间，金属（设紫铜管壁厚 1mm） /=380/0.001=380000w/m2，而 h 空在 30100w/m2 之间。可见 h 空的倒数是前两者的高 阶较大项，因此总传热系数与 h 空基本相等。从而可以看出，本例决定总传热系数在管外 侧。工程计算过程中，对于此类模型很多时候我都是仅计算管外侧空气对流换热系数；对 于应用过程中，也往往是忽略管内和管壁的强化措施，因为提高管内水的传热系数或换用 薄壁热导率高金属的效果远不及对管外侧的强化，也就是弱侧强化。传统空调采用典型的 管外弱侧强化的方法比如管外增加肋片，如下图 这样仅管外空气侧对流换热系数发生变化，上面（c）式变为： 其中 f 为肋片效率，因为增加肋片以后，肋根部为 t 外壁温度，肋顶部温度减小，传热 效果下降，故肋片效率小于 1，其定义为，肋片实际散热量与假设肋片表面温度均处于根 部温度下的散热量。通常应用的肋片其肋片效率 f 普遍在 0.50.9 之间。 讨论这类换热器换热面积时，通常以空气侧总换热面积为基准面，也就是定义 AO=A1+A2，这样 (e)式可整理为： (g)式除以 Ai 即以内表面为基准面的传热系数（w/m2K） (g)式除以 A0 即以外表面为基准面的传热系数（w/m2K） 则由(h)式可以看出，因为（图片） 所以通过增加外表面肋片，增加了管外表面的传热系数，从而提高了总传热系数，达到了 弱侧强化事半功倍的效果。而在计算上多采用以外表面为基准面的的传热系数计算式，也 就是(i)式,典型的有翅片空冷器等。 而近些年传统增加翅片式换热器在高温地区无法满足换热要求，则弱侧强化的其他方法为 光管外表面增加辅助循环水喷淋，强化散热。传热模型如下图，其管外侧计算我会在后文 中详细介绍并应用 CFD 软件进行仿真 这样管外侧喷淋水喷淋到管组表面，在换热管外表面形成连续水膜，依靠风机的强制对流， 水膜大量蒸发，排掉了大量潜热，同时吸收并带走了管内热水的热量，使得热水在出口冷 却至环境温度以下，逼近环境的湿球温度，经过实际应用和经验计算，其外表面传热系数 可显著提高几十倍以上，从而大大强化了总传热系数。 究其原因，个人认为，水膜与未饱和空气直接接触时，会发生热量和水分的传递,也就是传 热传质现象，这便是管外侧依靠水膜强化的基本原理。光管外壁直接和空气接触时，管外 壁温与空气干球温度差是管外壁与空气进行热量传递的驱动力，也附和传统经典传热学原 理，可应用对流传热计算；而管外水膜与未饱和空气接触时，管外水膜与未饱和空气的水 蒸气分压力差是管外水膜与空气进行水分传递的驱动力，而水分蒸发时，吸收了管外壁大 量的热量，从而达到了管外侧强化传热的目的。 因此个