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）（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：Snap1.jpg(2.37 KB, 下载次数: 112)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。

Snap1.jpg(2.58 KB, 下载次数: 36)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：[本帖最后由 killzx99 于 2012-2-22 09:16 编辑]Snap1.jpg(7.13 KB, 下载次数: 24)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。

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Snap1.jpg(2.21 KB, 下载次数: 22)Snap2.jpg(7.03 KB, 下载次数: 16)Snap3.jpg(4.9 KB, 下载次数: 19)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。

（3）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。

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。

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。

[本帖最后由 killzx99 于 2012-2-23 09:28 编辑]点评adingkgb蒸发温度的提高分两种：热负荷增加导致的系统蒸发温度被动提高，符合版主本楼层的解释如果是由于制冷系统主动调节（增加节流装置通径或压缩机卸载）使蒸发温度提高，那么系统效率会有所提高两者冷凝温度表现不同（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详见样本参数表格未命名.JPG(66.11 KB, 下载次数: 22)2012-2-28 08:59 上传点击文件名下载附件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。

Snap1.jpg(25.62 KB, 下载次数: 14)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。