dnf风神加点-小故事大哲理

逆卡诺循环P504
T
0

T
k


冷热源温度K
q
0
T
0

(s
1
s
4
)< br>

q
0
w
q
k
T
k< br>
(s
1
s
4
)

wq
k
q
0

s
1
s
4

状态点1和4的比熵kJkg·K
q
0
-面积14ba1
q
k
-面积23ba2

T
0

(T
k

T
0

)

湿蒸气区逆卡诺循环(理想循环)P504
∑w-12341
h
1
h
2
h
3
h
4

状态1 2 3 4的焓kJKg
w
c
-消耗功，面积123041
q
0
h
1
h
4

q
k
h
2
h
3

w
e
-获得膨胀功，面积3043
ww
c
w
e
(h
2
h
1
)(h
3
h
4< br>)


∑w-面积12341

(h
1
h
4
)[(h
2
h
1
)(h
3
h
4
)]

有传热温差的制冷循环P505

(T0

T
0
)[(T
k

T
0< br>
)(T
k
T
0
)]


膨胀阀代替膨胀机理论理论循环P506

与理想循环比：
制冷量减少-面积44´b´b4
膨胀功减少-面积034´0
q
0
h
1

h
4


h
1


wh
2



h
1

)


(h
1

h
4
)(h
2
1

同上 干压缩代替湿压缩P506
q
0
h
1
h
4

wh
2
h
1


制冷量增加- 面积a11´a´a
耗功量增加-面积122´1´1

(h
1
h
4
)(h
2
h
1
)

蒸气压缩式制冷理论循环的热力计算
P507
q
0
h
1< br>h
4
q
0
-单位质量制冷量kJKg
q
v
-单位容积制冷量kJm
3

q
0
h
1
h
4

q
v


v
1
v
1
v
1
-压缩机吸气比容，即压缩机入口气态制冷剂的比容m3kg
M
R


0
q
0

V
R
M
R
v
1


0
q
v

M
R
-制冷剂质量流量kgs
V
R
-体积流量ms
3
q
k
h
2
h
3

k
M
R
q
k
M
R
(h
2
h
3
)

w
th
h
2
h
1

P
th
M
R
(h
2
h
1
)


0
-制冷量kJs或kw
q
k
-冷凝器单位质量换热量kJKg

k
-冷凝器热负荷kJs或kw
w
th
-压缩机单位质量耗功量kJKg

th


0
P
th
q
0
w
th
(h
1
h
4
)(h
2
h
1
)
P
th
-压缩机理论耗功率kJs或kw

th
-理论制冷系数







Rth

R
-制冷效率
平衡检验

制冷量增加-面积a44´ba

k


0
P
th
或
q
k
q
0
w
th


过冷冷循环P508

)](h
2
h
1)

0

无过冷的饱和循环制冷系数

过冷
(q
0
q
0
)w
c
[(h
1
h
4
)(h
4
h
4


•t
r•c
)(h
2
h
1
)



0
(C
x


制冷剂液体在
T
k
和
T
r•c
之间[即12（
T
k
+
T
r•c
）]的平均比热 kJKg.K

C
x


2

回热循环P509


(q
0< br>q
0
)(w
c
w
c
)

制冷量增加-面积44´b´b4

)(h
2
h
1h
2

h
1

)

(h
1
h
4
h
4
h
4
压缩机耗功量增加 -面积1´2´211´

)(h
2
h
1
h
2

h
1

)

(h
1
h
4


h
1

h
1

h
4
h
4

一次节流、中间完全冷却的双级压缩制冷

P512

m
R1


0
( h
1
h
8
)


Kw=kgs×kJKg m
R1
(h
2
h
3
)m
R1
(h
5
h
7
)m
R2
(h
3
h
6
)

适用于氨双级制冷系统
m
R2
m
R1< br>[(h
2
h
3
)(h
5
h
7
)](h
3
h
6
)

低、高级压缩机理论耗功率
P
th1
m
R1
(h
2
h
1
)

P
th2
m
R
(h
4
h3
)

P
th
P
th1
P
th2

理论制冷系数

th


0
P
th

0
(P
th1
P
th2
)



3

一次节流、中间不完全冷却的双级压缩制冷

(m
R1
mR2
)h
3
m
R
h
3

m
R1
h
2
m
R2
h
3
m
R1


0
(h
0
h
9
)

< br>
h
6
)m
R1
(h
5
h
7
)

m
R2
(h
3
低、高级压缩机理论耗功率 < br>P
th
P
th1
P
th2
m
R1(h
2
h
1
)m
R
(h
4
h< br>3
)
理论制冷系数

按制冷系数最大为原则确定中间压力
按高低压压缩机的压缩比相等为原则
制热系数P514

P513




适用于R22、R134a等制冷系统
此循环一般增设回热器，使流出蒸发器的制冷剂蒸气由t0升到t1


低 压级压缩机吸气过热度取20～50℃，循环中t
7
比t
6
高5～8℃ 
th


0
P
th


0
(P
th1
P
th2
)

t
佳
0.4t
k
0.6t
0
3

P514
P514
公式成立条件必须是工况（冷凝、蒸发温度、再冷度、过热度）完全相同
pp
k
•p
0


h

h
P(

0
P)P

1


0


h
(1
逆卡诺循环制热系数P514
空气调节器中压缩机向蒸发器提供的
实际冷量
1

h
1
)


h


0
(1)


hc


c
1T
k

(T
k
T
0

)

Q0.9Q
k
0.9kQ
0
W
最大

Qk－压缩机在空调工况下的制冷量W
Q
0
－标准工况(t1=30℃，tz=-15℃下的制冷量)W
活塞式< br>kQ
k
Q
0
1.72ne
0.0437t

1

4

制冷剂P517
活塞式制冷压缩机理论输气量P540
滚动转子式压缩机理论输气量P540
双螺杆式制冷压缩机理论输气量P540
单螺杆式制冷压缩机理论输气量P540
2m+2=n+p+q+r
V
h

V
h

饱和碳氢化合物C
m
H
2
m
+2
卤代烃C
m
H
n
F
p
Cl
q
Br
r

气缸气缸直径D（m）、活塞行程S（m）、气缸数Z、曲轴转数n（rmin）
气缸半径R（cm）、转子半径r（cm）、气缸轴向厚度L（cm）、压缩机转速n（rmin）、
气缸数Z
主动转子公称直径D
0
（m）、转子长度L（m）、面积利用系数Cn、扭 角系数C
φ
、主动
转子转速n（rmin）

240
D
2
SnZ
m³s 
60
1
V
h
C
n
C

D
2
0
Ln
m³s
60
V
h

2V
p
Zn
60
m³s
n(R
2
r
2
)LZ
cm³s
星轮封闭时的最大基元容积Vp、转子齿数Z、转子转速n（rmin）
涡旋式制冷压缩机理论输气量P540
1


V
h
n

P
h
H(P
h
2

)(2N 1)
m³s
30

V

v

R

v

p

t

l
V
h
涡旋体高度H（m）、涡旋体壁厚δ（m）、基圆半径a（m）、涡旋节距P
h
=2πa（m）、
小室数N、回转角θ（rad）、转速n（rmin）
﹡
容积效率P540
实际输气量V
R
、理论输气量Vh
余隙系数、节流系数、预热系数、气密系数：λv、λp、λt、λl
1
中小型活塞式压缩机容积效率P541
p

v
0.9 40.085[(
2
)
m
1]

p
1
CV
c
V
g

制冷量Kw
C约为0.04、转数等于或大于720 rmin、
氨多变指数m=1.28；R22，m=1.18
余隙容积Vc、气缸工作容积Vg 相对余隙容积P541
P542 图4.3-12


0
M
R
(h
1
h
5
)(

v
V< br>h
v
2
)(h
1
h
5
)
v
V
h
q
v
制热量Kw
M
R
－
制冷剂单位单位质量流量，kgs
h
1

蒸发器出口制冷剂的比焓，kJKg
；
h
5

蒸发器进口制 冷剂的比焓，
kJKg

h
M
R
(h
3
h
4
)M
R
(h
1
h
5
)M< br>R
(h
3
h
1
)

v

制冷压缩机的容积效率；
V
h

制冷压缩机的理论输气量，m
3
s

h


0
fP
in


v
2

制冷压缩机入口气态制冷剂的比容，mＫg
5
3

h
3

制冷压缩机出口气态制冷剂的比焓，kJKg
h
4

冷凝器出口液态制冷剂的比焓，kJKg
P
in

压缩机配用电机的输入功率，Kw
f
输入功率 转化为制热量的系数，小型压缩机0.75，良好的大型压缩机0.9，不计
散热1

耗功率P543
P
i
M
R
w
i
M< br>R
w
th

i


v
V
h
(h
3
h
2
)

v
1

i
w
i

单位质量制冷剂的实际耗功率，kJKg
w
th

单位质量制冷剂的理论耗功率，kJKg

i< br>P
th
P
i
(M
R
w
th
)( M
R
w
i
)w
th
w
i



T
0
bt
0

T
k
h
2

制冷压缩机气缸入口处气态制冷剂的比焓，kJKg
ｂ－氨取0.001；R22 取0.0025
P
i

指示功率，Kw
w
th
h
3
h
2

P
e

轴功率，Kw
P
i
M
R
(h
3
h
2
)

i

P
m

摩擦功率，Kw
P
e
P
iP
m
P
i


m
P
th


i

m


v
V
h
h
3
h
2
v
1

i

m
P
th

理论功率，Kw

i

指示效率

m

摩擦效率

m
P
i
P
e

P
in
P
th


i

m

e
P< br>e


e
P
th


s



s


i

m

e



e

轴效率
6

开启式制冷压缩机配用电动机的功率Kw

s

绝热效率
P(1.101.15)P
e


d

P
e

d

P
i

m

d

P
th

i

m

d


v
V
h
(h
3
h
2
)

v
1

i

m

d

d

传动效率，直联1，三角皮带0.90－0.95

P
in
P
e
P
i
P
th

制冷性能系数COP P544
开启式
COP

0
P
e


th

i
m


ww或ＫwＫw
封闭式
COP
< br>0
P
in



th

i

m

d

e

0
P
th

i

m

d

e

制热性能系数 P544
开启式
COP
h


h
P
e

封闭式
COP
h


h
P
in


ww或ＫwＫw
蒸汽压缩式部分负荷综合性能系数
IPLV2.3%A41.5 %B46.1%C10.1%D

(IPLV)

IPLV0.01A0.42B0.45C0.12D

70Ｋw以上的机组应配置容量卸载机构
美国标准P426
冷水机组的噪声P553
A－100%负荷时的性能系数ww，冷却水进水温度30℃
B－75%负荷时的性能系数ww，冷却水进水温度26℃
C－50%负荷时的性能系数ww，冷却水进水温度23℃
D－25%负荷时的性能系数ww，冷却水进水温度19℃
LL
0
20lg
风冷热泵机组冬季制热量P553
r
3
dB
r
0
L
0
－距机组1m、距地面1.5m处的噪声值，dB
ｑ－产品样本中的瞬时制热量（室外空气干球温度7℃，湿球温度6℃
ｋ1－使用地区室外空调计算干球温度的修正系数
ｋ2－机组化霜修正系数，每小时化霜一次0.9，二次0.8
7

h
qk
1
k
2
Ｋw

冷却水泵扬程P562


H
ｆ
、H
ｄ
－冷却水管路系统总的沿程阻力和局部阻力MPａ
H
m
－冷凝器冷却水侧阻力MPａ
H
ｓ
－
冷却塔 中水的提升高度（从塔底部水池到喷淋器的高差m）×0.0098 MPａ
H
0
－
冷却塔布水器喷头的喷雾压力MPａ，引风式0.02-0.05 MPａ水喷射式
0.08-0.15 MPａ

H
P
1.1(H< br>f
H
d
H
m
H
s
H
0)
MPａ



冷凝温度



冷却水量


冷却塔的冷却能力P565
水冷
t
t
w1
t
w2
48
℃
2
T
w1
、t
w2
－冷却水进、出水温度℃；
t
k
－夏季空调室外计算干球温度℃
风冷t=t
k
+15 ℃
G
1.2Q1.2Q

kgs
c(t< br>w2
t
w1
)ct
Q－压缩机的实际制冷量KW；
⊿t－冷却水温升，卧式冷凝器4-8℃，进水温度高取下限、冷凝器水行
程数少取下限。
Q
c
K
a
AH(MED)
kJh
Ｋ
ａ
－冷却塔填料部分的总焓移动系数； H－填料层高度，m
MED－对数平均比焓差，kJkg
I
w1
、iw2
－对应于T
w1
、t
w2
饱和空气的比焓，kJkg I
s1
、i
s2
－对应于T
s1
、t
s2饱和空气的比焓，kJkg
T
w1
、t
w2
－
冷却水进出口的水温℃
； T
s1
、t
s2
－
室外空气进出口的湿球温度℃

W－冷却塔水量，kgh； G－冷却塔风量，kgh
α、β－系数分别为0.45和0.60
A－冷却塔断面积，m²； C1－P566表4.4-9
8
MED
12

1
ln
2
1i
w1
i
s2

2i
w2
i
s1

K
a
C
1
(WA)

(GA)


冷却塔的实际冷却能力=实际MEDs样本MEDy

氨-水工质对P571

溴化理-水工质对
吸收式制冷机的热力系数P571


m
NH
3
m
NH
3
m
H
2
O
kg kg


m
LiBr
kg kg
m
LiBr
m
H
2
O



最大热力系数P571

热力完善度


0


g

0
－制冷量；

g

消耗的热量
T
g
－
发生器中热媒温度；
T
0
－
蒸发器中被冷却物温度（可取进出水平均温度）；
T
e
－环境温度（可取冷却水进出水平均温度）

max
T
0
(T
g
T
e
)T
g
(T
e
T
0
)

c

c


d




max


c

逆卡诺循环制冷系数；

c

正卡诺循环制冷系数
tAt

B

M
1
=m
2
=m
3


3


w

A、B－系数，为浓度的函数

P574





水溶液的沸点与同压力下水的沸点成
正比P572

7
0


4


s

M
3
=m
7
+m
4
m
3

3
m
7
7
m
4

4


m
3
m
7

4


7

s
m
7
m
7
f


4


3

s


w
m
3

s


m
7

s


w

s

浓溶液浓度
循环分倍率
f

w

稀溶液浓度




9
放气范围




s< br>

w

P571
单 效型
Q
吸
Q
冷
Q
发
Q
蒸

双效型
Q
k
Q
0
Q
g
Q
0
(1

1

)


吸收式机组名义制冷量、制热量P578
COP
0


0
(

g
P)
ＫｗＫｗ
COP
h


h
(

g
P)
ＫｗＫｗ

g

名义加热源耗热量 Ｋｗ
P－名义消耗电功率 Ｋｗ
蓄冷
平均法P597
Q－设备选用日总冷负荷kｗh； Q
ｄ
－设备计算日总冷负荷kｗh
ｑ
ｉ
－ｉ时刻空调冷负荷kｗ；
ｑ
mａｘ
－设计日最大小时冷负荷kｗ
Q

q
i
nmq
max
nq
P

i1
24
Q(1k)Q
d

ｑ
Ｐ
－设计日平均小时冷负荷kｗ
ｎ－设计日空调运行小时数h
m－平均负荷系数，宜取0.7-0.8；
ｋ－制冷站设计日附加系数,5%-8%
全负荷蓄冷P597










蓄冷装置有效容量
Q
s


q
i1
24

i
n
1
c
f
q
c

ｑ
ｉ
－建筑物逐时冷负荷
ｎ
1
－夜间制冷机在制冰工况下运行的小时数
ｎ
2
－白天制冷机在空调工况下运行小时数
蓄冷装置名义容量
Q
s0


Q
s
制冷机空调工况制冷量
q
c


q
i1
24
c
n
1
c
f

ε－蓄冷装置的实际放大系数
c
f
－制冷机制冰时制冷能力的变化率即实际制冷量与空调工况制冷量的
10

部分负荷蓄冷P597

蓄冷装置有效容量
Q
s< br>n
1
c
f
q
c

蓄冷装置名义容量
Q
s0


Q
s
比值，活塞0.6-0.65；螺杆0.64-0.7；离心（中压）0.62-0.66；离
心（ 三级）0.72-0.8
制冷机空调工况制冷量
q
c

有限电时蓄冷装置有效容量P598

q
i1
24
c
n
2
n
1< br>c
f

Q
s

max
q
imax

q
c
Q
s
(n
1
c
f
)

Q
s

为满足限电要求所需蓄冷装置容量kｗh

max

所选蓄冷装置的最大小时取冷率
q
imax

限电时段空调系统的最大小时冷负荷kｗ
q
c

修正后的制冷机空调工况制冷量kｗh
水蓄冷贮槽容积P598
Q
s
P
V
m³
1.163

t
Qs－设计日所需蓄冷量kｗh
P－容积率1.08-1.3，分层型及容量大的右取低限，其余形式及容量小的取高限



蓄冷效率0.8-0.85
t
蓄冷槽可利用的进出水温差5-8℃
稳流器P598







稳流器进口的Re

Fr q[
gh
i
(

1


a
)3

a
]
0.5

Fr－稳流器进口的Fr数
q－稳流器有效单位长度的体积流量m³(ms)
g－重力加速度9.81ms²
h
i
－稳流器最小进口高度m，对下部稳流器进口高度是指其出水孔与槽底
的垂直距离 ，对上部是指其出水孔与液面的垂直距离
ρ
1
－进口水密度kgm³； ρ
a
－周围水密度kgm³
v－进水的运动黏度m²s
11
一般Fr<2，取Fr=1




Re=qv

工程中泵的流量 25%乙烯乙二醇溶液（工作温度-6～5℃）
Q
j
－输送冷量kw
Δt－供回液温差℃
LQ
j
(3.83t)
Ls
卤水泵
LQ
j
(4.2t)
Ls
食品的比热容P614 食品的温度在冻结点以上
X
s
－食品中固形物的质量分数%
3
c
r
4. 192.30X
s
0.628X
s
kJkgK
食品的温度在冻结点以下水分冻结量
X
i
－食品中水分的冻结质量分数%
X
w
－食品的含水率（质量分数）%
t
f
－食品的初始冻结点℃
t－食品冻结终了温度℃
X
i

1.105X
w

0.8765
1 
ln(t
f
t1)
食品冻结后的比热容
c
r
0.8371.256X
w
kJkgK
食品的比焓P614

取t=-40℃时食品冻结状态的比焓食品在初始冻结点以上的比焓 kJkg
值作为计算零点，是一相对值
3
hh
f
(tt
f< br>)(4.192.30X
s
0.628X
s
)



h－食品在初始冻结点t
f
以上的比焓 kJkg
h
f
－食品在初始冻结点t
f
时的比焓 kJkg

t－食品的温度℃

t
f
－食品的初始冻结点℃

X
s
－食品中固形物的质量分数%

食品在初始冻结点以下
h－食品在初始冻结点t
f
以上的比焓 kJkg
h(tt
r
)[1.551.26X
s



(X
w
X
b
)r
0
t
f
tf
t
]

t－食品冻结终了温度℃
t
r
－食品中水分全部冻结时的参考温度（取-40℃）
12

r
0
－水的冻结潜热，333.6 kJkg
X
b
0.4X
P




果蔬表面水蒸发所造成的失水量P615
食品冻结时间P616
食品的冻结点按-1℃计算，冻结终了热
中心点的温度为-15℃



冻结终了不是-15℃时，从图4.7-1
P616 中根据冻结终了温度查出修正系
数m

X
w
－食品的含水率（质量分数）%
X
b
－食品中结合水的含量（质量分数）%
X
P
－食品中蛋白质的质量分数%
β－蒸发系数1sPa； P616表4.7-12 M－果蔬的质量kg
pg－果蔬表面的水蒸气压Pa； ps－果蔬周围空气的水蒸气压Pa

δ－食品的厚度或半径m
α－表面传热系数Wm²K；P617，表4.7-13
λ－食品冻结后的热导率WmK
W－食品的含水量kgm³
t
c
－冷却介质的温度℃


m

M(p
g
p
s
)
kgs
平板状食品

15

W(1050.42t
c
)
5.3


(

)

10.7

(1t
c
)

圆柱状

15

球状
W(1050.42t
c
)< br>3.0


(

)

6.3
< br>(1t
c
)


15

冷库计算吨位 P617
W(1050.42t
c
)
3.7


(

)

11.3

(1t
c
)

Vi－冷藏间或冰库的公称体积m³
η－冷藏间或冰库的体积利用系数P617，表4.7-14 ；表4.7-15
ρs－食品的计算密度kgm³P618，4.7-16
m
ｄ
－设有吊轨的冷却间、冻结间每日冷加工能力t
ｌ－吊轨有效长度m； t－货物冷加工时间ｈ
GV
i

s

1000
t
吊挂式 冷却间和冻结间冷加工能力P618

1000)(24t)

m
d
(lm
d


13

搁架排管式
m´
ｄ
－吊轨单位长度净载货质量kgm，P618 表4.7-17
m
g
－搁架式冻结间每日冷加工能力t； m´
g
－每件食品的净质量kg
N－搁架式冻结设备设计摆放冻结食品容器的件数
m
g
(Nm

g
1000)(24t)

围护结构蒸汽渗透量P622
假定：
1、 蒸汽渗透过程均以气态形式进行
2、 蒸汽渗透过程均处于稳定状态
P(P
sw
P
sn
)H
g（m²ｈ）
HR
w
R
1
R
2
••• R
n

R=δμ
冷库蒸汽渗透阻的验算
Psw－围护结构高温侧空气的水蒸气的分压力Pa
Psn－围护结构低温侧空气的水蒸气的分压力Pa
H－围护结构隔热层各层材料的蒸汽渗透阻之和m²ｈPag
Rw－围护结构外表面的蒸汽渗透阻Pa，4m²ｈPag；
Rn－围护结构内表面的蒸汽渗透阻Pa，8（当库内有强力通风装置时为4）
δ－材料的厚度m； μ－材料的蒸汽渗透率g（mｈPa）
H
0
－围护结构隔热层高温侧各层材料（隔热层以外）的蒸汽渗透阻之和
m²ｈPag
H
0
1.6(P
sw
P
sn
)

冷库围护结构最小总热阻P627 热惰性指标
DR
1
S
1R
2
S
2
•••

最小总热阻
R
min

隔热层层厚度P规718




隔热材料设计热导率P规718
t
g
t
d
t
g
t
l
bR
w
m²℃w
S－蓄热系数w m²℃
tg－围结构高温侧的气温℃
td－围结构低温侧的气温℃
tl－围护结构高温侧空气的露点温度℃
b－热阻修正系数，D≤4时b =1.2；其他b =1.0
Rw－围护结构外表面热阻m²℃w
λ´－所采用隔热材料的导热系数w m℃
K－围护结构的传热系数w m²℃
δ－各层建筑材料的厚度
λ－各层建筑材料的导热系数w m℃
αw、αn－墙或屋面的外、内表面放热系数w m
λ´－正常条件下测定的热导率w m℃；
b－热导率修正系数P规718 表4.4.4
11

1




[()]
m
K

w

n

λ=λ´b w m℃

14

围护结构热流量P628

1
KA

(t
w
t
n
)
W
K－围护结构传热系数wm²K； A－围护结构的传热面积m²
α－围护结构两侧温差修正系数，P628 表4.7-29
tw－围护结构外侧计算温度℃，P624
tn－围护结构内侧计算温度℃，P627表4.7-34
货物热流量P631





注：
1、 仅鲜水果、鲜蔬菜冷藏间计算







2a

食品热流量W；

2b

包装材料和运载工具热流量W

2c

货物冷却时的呼吸热流量W；

2d

货物冷藏时的呼吸热流量W
m－冷间的每日进货质量kg，P631

2


2a< br>

2b


2c


2d



2c
和

2d

如冻结过程中需加水时，应把水的热流
量加入
(m
z
m)


W




1m(h
1
h
2
)c
b
(

1


2
)m(





)
[mB
b

h1 －货物进入冷间初始温度时的比焓kJkg
3.6tt2
h2－货物在冷间内终止降温时的比焓kJkg
t－
货物冷却加工时间h，冷藏间取24，冷却间、冷冻间取设计冷加工时间；

B
b

货物包装材料或运载工具质量系数P632 表4.8-1
c
b

包装材料或运载工具的比热容kJkgK

1

包装材料或运载工具进入冷间时的温度℃ P632 P632 表4.8-2

2

包装材料或运载工具在冷间内终止降温时的温度，宜为 该冷间的设计温度；℃



货物冷却初始温度时单位质量的呼吸热流量wkg



货物冷却终止温度时单位质量的呼吸热流量wkg
m
z

冷却物冷藏间的冷藏质量kg

15

通风换气热流量W P632

注：
1、 本条只适用于贮存有呼吸的食品
的冷间
有操作人员长期停留的冷间如加工间、
包装间 等，应计算操作人员需要新鲜空
气的热流量

3b
，其余冷间不计。
电动机运转热流量P633


3a

冷间换气热流量W

3


3a


3b



3b

操作人员需要的新鲜空气热流量W
1
(h< br>w
h
n
)nV
n

n
[30n


n
(h
w
h
n
)]

3.624

hw－冷间外空气的比焓kJkg
hn－冷间内空气的比焓kJkg
n－每日换气次数可采用2-3次 Vn－冷间内净体积m³
ρn－冷间内空气密度kgm³ n
τ
－操作人员数量

4
1000P
d

b
W
Ｐｄ－电动机额定功率kw；
ζ－热转化系数，电动机在冷间内取1，在冷间外取0.75
b－
电动机运转时间系 数，对空气冷却器配用的电动机取1，对冷间内其他设备配用
的电动机可按实际情况取值，如按每昼夜操 作8ｈ计，取824

操作热流量W P633


5a

照明热流量W；
5


5a


5b


5 c



5b

每扇门的开门热流量W

d
A
d



5c

操作人员热流量W；

n
k
V
n
(h
w
h
n
)M

n
31< br>n
k
n



3.62424

d

每ｍ²地板面积照明热流量，冷却间、冻结间、冷藏间、冰库和冷间内穿堂可取
2.3wｍ²操作人员长时间停留的加工间、包装间等可取4.7wｍ²
Aｄ－冷间地面面积ｍ²；



门樘数
n
k
nk－每日开门换气次数，可按图4.8 -1（P634）取值，对需经常开门的冷
间，每日开门换气次数可按实际情况采用
M－空气幕效率修正系数，可取0.5；如不设空气幕时，应取1


< br>每个操作人员产生的热流量W，冷间设计温度高于或等于-5℃时，
宜取279W，冷间设计温度 低于-5℃时，宜取395℃

16

冷间冷却设备负荷P634
冷却间、冻结间和货物不经冷却而进入
冷却物冷藏间的货物热流量系数P应取1.3，
其他冷间取1

s


1
P

2

3


4


5
W
Φ1－围护结构热流量W； Φ2－货物热流量W
Φ3－通风换气热流量W； Φ4－电动机运转热流量W
Φ5－操作热流量W； P－货物热流量系数
N1－围护结构热流量的季节修正系数，宜取1
n2－货物热流量折减系数P634 表4.8-3
n3－
同期换气次数，宜取0.5-1.0(“同时最大换气量与全库每日总换 气量的比数”
大时取大值)
冷间机械负荷P634 W

J
(n
1


1
n
2
< br>
2
n
3


3
n
4


4
n
5


5
)R

n4－冷间用的电动机同期运转系数；P635 表4.8-4
n5－冷间同期操作系数P635 表4.8-4
R－
制冷装置和管道等冷损耗补偿 系数，直接冷却系统宜取1，间接冷却系统宜取1.2

冷凝器热负荷P641

c


e
P
i
KW
单级压缩

c


e
KW
Φe－压缩机在计算工况下的制冷量KW
Pi－压缩机在计算工况下的消耗功率KW
Ψ－冷凝器负荷系数P641图4.8-3
K冷凝器、蒸发器的传热系数ｗ(ｍ²Ｋ) 冷凝器传热面积P642


蒸发器传热面积P644

冷凝器混合循环水冷却时，补充水量
P规735

A

c
K

m


c
q
l
ｍ²
A

c
K

m


c
q
ｍ²


m

冷凝器、蒸发器的对数平均温差℃
ｑｌ－冷凝器的热流密度ｗｍ²；
ｑ－蒸发器的热流密度ｗｍ²
Q－冷却水量m³h
Q
b
Q
t
2
t
1
m³h
t
2
t
0
t
1
－冷却水进水温度℃； t
2
－冷却水出水温度℃
t
0
－补充水温度℃
中间冷却器的的直径P规728
4

V

V
d< br>z
0.0188
m
3600

WxWx
λ－氨压缩机高压级的输气系数，应按产品规定取值
Ｖ－氨压缩机高压级理论输气量m³h
Wx－中间冷却器内气体速度，不应大于0.5ms

17

中间冷却器蛇形管面积P规728
A

z
K

z
ｍ²
Φz－中间冷却器蛇形管的热流量W
K－蛇形管的传热系数,应按产品规定取,无规定时取465-580ｗ(ｍ²℃)


z


1


c
℃



z
2.3lg
1

c


z


z

对数平均温差℃
θ1－冷凝温度℃；
θz－中间冷却温度℃
θc－中间冷却器蛇形管的出液温度℃,应比中间冷却温度高3-5℃
λ－氨压缩机的输气系数（双级压缩时取高压级的），应按产品规定取值
Ｖ－氨压缩机的理论输气量（双级压缩时取高压级的）m³h
Wy－油分离器内气体速度，填料式取0.3-0.5ms,其他不应大于0.8ms

－贮液器的体积系数P646 表4.8-20
β－贮液器的氨液充满度，应取70%
v－冷凝温度下饱和液体的比体积ｍ³kg
油分离器直径P规728
4

V

V
d
y
0.0188
m
3600

WyWy
V
s
(



)vq
m
ｍ³

低压循环贮液器
1、 上进下出
贮液器的体积P646
q
m

制冷装置中每小时氨液的总循环量kgh
θq－冷却设备蒸发器的设计灌氨体积百分比%
Vq－冷却设备蒸发器的体积ｍ³；
Vh－回气管体积ｍ³
V
d
(

q
V
q
0.6V
h
)0.5
ｍ³

2、 下进上出
V
q


各冷间中，冷却设备灌氨量最大一间蒸发器的体积ｍ³
Vb－一台氨泵的体积流量ｍ³h
tb－
氨泵由启动到液体自系统返回低压循环贮液器时间，可采用0.15-0.2 h

V
d
(0.2V
q

0.6V
h
t
b
V
b
)0.7
ｍ³
低压循环贮液器直径P646
d
d

4

V< br>
V
0.0188
3600

W
d
d
n
d
W
d

d
n
d
λ－< br>氨压缩机的输气系数(双级压缩时取低压级的输气系数),应按产品规定取值
V－
氨压缩机的理论输气量(双级压缩时,取低压级的理论输气量) ｍ³h

ｍ
Wd－
低压循环贮液器内的气体速度,立式不应大于0.5ｍs，卧式不应大 于0.8ｍs


d

低压循环贮液器面积系数，立式取1，卧式取0.3
nd－
低压循环贮液器气体进气口的个数，立式取1，卧式取1或2（按实际情况）


18

氨泵的体积流量P647


n
x

循环倍数,对负荷较稳定蒸发器较少、不易积油的蒸发器的下进上出供液系统取
3-4倍；负荷有波动、蒸发器组数较多、易积油的蒸发器下进上出供液系统取
5-6倍；上进 下出液系统取7-8倍
q
v
n
x
q
z
V
z
ｍ³h
q
z

氨泵所供同一蒸发温度的氨液蒸发量kgh
V
z

蒸发温度下氨饱和液体的比体积ｍ³kg
冷却设备的传热面积P648
A
s


s
(K< br>s


s
)
ｍ²
Φs－冷间冷却设备负荷W； Ks－冷却设备的传热系数ｗ(ｍ²℃)


s

冷间温度与冷却设备蒸发温度的计算温度差℃ P649
冷却设备的传热系数P649
压缩机安全阀口径P654
KK

C
1
C
2
C
3

dC
1
(q
v
)
0.5
ｍｍ
K′－P规739； C
1
－P规740； C
2
－规740； C
3
－规740
ｑ
ｖ
－
压缩机的排气量ｍ³h

C
1
－计算系数，R717、R22制冷剂分别取0.9、0.6
压力容器上安全阀口径P654
dC
2
(DL)
0.5
ｍｍ
计算吨位
D、L－压力容器的直径和长度ｍ
C
2
－计算系数，R717、R22制冷剂高压侧取8；低压侧取11
装配式冷库P658
GV
i

s

1000
t
每天进货量
ｍ＝0.1G ｋｇ
围护结构热流量


1
[

1
As


2
A
c
A
x
]()(tw
t
n
)
W

货物耗冷量

Vi－冷藏间或冰库的公称体积m³
η－冷藏间或冰库的体积利用系数P617，表4.7-14 ；表4.7-15
ρs－食品的计算密度kgm³P618，4.7-16
C－货物的比热容ｋJ(ｋｇ℃)
θ1－货物进入冷库时的温度℃θ2－冷库的设计温度℃
α1－冷库项围护结构的传热系数修正值,室内型为1.0,室外型为1.6
α2－冷库侧围护结构的传热系数修正值室内型为1.0,室外型为1.3
As－冷库顶围护结构的传热面积ｍ²
Ac－冷库侧围护结构的传热面积ｍ²
19


2

1
mC(

1
< br>
2
)
W
3.6
通风换气耗冷量

3


3a


3b


1
(h
w
h
n)nV
n

n
[30n


n
(h
w
h
n
)]

3.624
冷库总制冷负荷

1.1(

1


2

< br>3
)

P661
Ax－冷库地坪的传热面积ｍ²
λ－隔热材料的导热系数ｗ(ｍ²℃)； δ－隔热材料的厚度ｍ
tw－冷库围护结构外侧计算温度℃P624
tn－冷库围护结构内侧计算温度℃

3a

冷间换气热流量W ；

3b

操作人员需要的新鲜空气热流量W
hw－冷间外空气的比焓kJkg； hn－冷间内空气的比焓kJkg
n－每日换气次数可采用2-3次 Vn－冷间内净体积m³
ρn－冷间内空气密度kgm³ n
τ
－操作人员数量


K
1
dd

1
[()
油
()
水垢
]
外

外


1

d
平
d
内

2
1
d
平
(d
外
d
内
)2

管道和设备保温层厚度的确定，要
设备壁面：
考虑经济上的合理性，但是，最小保温
t
a
t
f
厚度应使其外表面温度比最热月室外
1t
a
t
s
空气的平均露点温度高2℃左右，以保
证保温层外表 面不结露。在计算保温层
对于管道：
厚度时，可忽略管壁导热热阻和管内表
tt< br>
a
d
o
af
面的对流换热热阻
1(

a



t
a
t< br>s
d
o
2



)ln()


2d
o
ta——空气干球温度，以最热月室外空气平均温度计算，℃；
tf——管道或设备内介质的温度，℃；
ts——
保温层的表面温度，比最热月室外空气的平均露点温度高2℃；

αa——外表面的对流换热系数，一般取5.8 W(m
2
K)
λ——保温材料的导热系数，W(mK)
δ——保温层厚度，m；
do——管道的外径，m。

m´
b
－冰块质量kg； n
b
－冰桶数量； t
j
－结冰时间h
C－系数，可取0.53-0.6；制不透明冰时宜取小值
lb－冰块顶端横断面短边的长度mm
θb－制冰池内盐水的平均温度，可取-10℃
20
制冰池的日制冰能力P规732

n
b
24m
b
t日
m
b

1000t
j
Cl
t
j
0.01
b
h


b
2

制冰池内冷却设备传热面积P规732
A
b


m
ｍ² K

Φ－制冰原料水初温在25-30℃时，每日生产1t冰的热流量，取7000Wt
m－制冰池每日制冰生产能力t
K－
冰池蒸发器传热系数，当冷却设备用V型蒸发器 ，而盐水流速在0.70-0.75mｓ，
取465-580ｗ(ｍ²℃)；采用螺旋管蒸发器时取46 5-523ｗ(ｍ²℃)
⊿θ－氨蒸发温度与盐水平均温度之差可取5℃
采暖地区机械通风地面防冻加热负荷
P规736

地面加加热层传入冷间的热流量

土壤传给地面加热层的热流量

土壤传热系数



机械通风送风量
24
< br>f


(

g


m
)
W
t
g
α－
计算修正值，当室外年平均气温小 于10℃时取1；等于10-14℃时取1.15

Φg－地面加热层传入冷间的热流量W
Φ
tu
－土壤传给地面加热层的热流量W

g
A
d
(

r


n
)K
d
W
tg－通风加热装置每日运行的时间，不小于4h
A
d
－
冷间地面面积ｍ²；
θr－
地面加热层的温度℃；
θn－
冷间内空气温度℃；

tu
A
d
(

tu

r
)K
tu
W
K
tu

1

tu


in

tu

in
3.6

f
ｗ(ｍ²℃)
K
d
－冷间地面传热系数ｗ(ｍ²℃)；
θ
tu
－土壤温度℃；

V
s
1.15
C
k

k
(

s


p
)
ｍ³h
K
tu
－土壤传热系数ｗ(ｍ²℃)
δ
tu
－土壤计算厚度，取3.2m； λ
tu
－土壤的热导率ｗ(ｍ℃)
δ
i－n
－加热层至土壤表面各层材料的厚度m
λ
i－n
－加热层至土壤表面各层材料的热导率ｗ(ｍ℃)
C
k
－空气比热容kJkg℃； ρ
k
－空气密度kgm³
θs－送风温度，取10℃； θp－排风温度，取5℃



21