船舶轴带制冷压缩机暖冰蓄冷空调方案研究毕业论文

了间接接触方式实验装置，对由R22、R152ａ和R124组成的三元近共沸混合物MP39（R401A）和MP52（R401C）水合物蓄冷进行研究，该装置利用了制冷剂的冷凝—蒸发循环作为工作动力，换热效率比内融式装置有了较大提高，蓄冷密度达到了190MJ/ｍ3，大大高于日本的装置蓄冷密度，和美国Calmac的冰蓄冷装置已经不相上下。沸点相差悬殊的R12/R11很难形成水合物也由肖立全等实验证明。[11] 为了探讨混合工质的水合物生成特性，选择由R22、R152ａ和R124组成的三元近共沸混合物MP39和MP52作为讨论的切入点。目前,作为MP39、MP52组分的R22和R152ａ都已知可以与水形成Ⅱ型水合物，而R124能否形成水合物则迄今未有文献报道。MP39和MP52各组分的四相点及与R12的对比见表1。 表1 MP39和MP52各组分的四相点及与R12的对比 组分 Q2点温度0C Q2点绝对压力MPa R22 R152a R124 R12 16.3 14.9 未知 12.1 0.77 0.44 未知 0.43 一、蓄冷过程分析 图2-7为蓄冷过程温度变化情况，图中可以清楚地看出，MP52在形成水合物时，温度有两个明显的跃升，其温度——时间曲线呈驼峰状，显示有两种不同的水合物(即R22和R152ａ的水合物)生成,这一特点与R12迥异。很显然，温度的跃升是由于水合反应热的作用。蓄冷过程中压力呈指数下降，与R12很接近，比R22的压力低得多。也就是说，MP52在形成水合物时,其特性既不同于R12，也不同于其组元气体，而是趋向于一个共晶点。由于多轮次的实验均观察不到第三个峰，我们有理由判定R124是不能形成水合物的。[11] MP39形成水合物的压力比MP52要高很多, 更接近饱和压力高的R22。MP39的水合反应热比MP52低20%，形成水合物时没有温度跃升现象,其温度曲线呈阶梯状(图2-8)，与ＭＰ52的驼峰状不同，同时其两种组分也是不共晶的。而从图2-8可见，二者的水合过程总传热系数相差并不大。这说明在气层，二者的传热性能几乎相同。 二、 放冷过程分析 从图2-9可以看出，MP52放冷时的温度变化与单工质相似。放冷的初始阶段温度上升很快,然后在16℃附近形成一个平台,这对应着MP52水合物的融解点,温度大致维持不变。越过平台后，水合物已大部分解，温度继续呈线性缓慢上升，其变化规律与单工质R142ｂ的水合物分解规律非常相似。[10] 实验还发现，在同样的热水温度下，MP39水物的分解要困难得多。放冷的初始阶段,外界入的热量几乎全部转化为水的显热。温度一直升到28℃左右，温度平台仍未出现。这表明MP39的分解温度大大高于MP52，如此高的分解温度对于空调工程应用是没有什么意义的。因此对于水合物蓄冷而言，MP39并不是一种理想的工质。[11] 2.2.4.3添加剂对蓄冷过程的影响 一、 添加表面活性剂的影响 在MP52中加入了浓度为0.1%的非离子型表面活性剂TWEEN80(聚氧乙烯失水山梨醇单油酸酯)后，实验观察发现，在加入表面活性剂之前，水层与氟利昂液层界限分明，水层是清澈透明的；加入表面活性剂后，制冷剂被乳化成不透明的乳状液，同时蒸发过程大大加快。从图10(ａ)、(ｂ)可以看到，结晶过冷度减小了4℃，同时温度——时间曲线的两个峰也几乎被削平了，这表明由于换热效率的提高使得水合过程的热量能够及时地带走。在表面活性剂的作用下，蓄冷过程更接近于恒温、恒压。在整个冷却阶段和水合物生长阶段，加入表面活性剂可使传热系数提高，添加剂大大降低了水的表面张力，使得分解出来的微小气泡能够迅速上升至罐顶的气层，从而有效地减小了水合物周围包围的气膜厚度，降低了气膜热阻。放冷过程传热系数呈现周期性大幅振荡，非常类似于池沸腾。在放冷的初始阶段，水合物分解释放出来的气体包围在水合物周围形成气膜，传热系数是下降的，图2-10(ｃ)的平台阶段对应着传热系数最低的阶段；此后产生的气泡不断增多，上升的频率逐渐加快，增加了水层的扰动，对流换热系数的增大又使得传热系数逐步回升，达到一个最大值。在放冷过程的后期,随着水合物逐步分解殆尽，上升的气泡也越来越少，传热系数又开始下降。加入表面活性剂后，传热系数曲线看起来就象将“纯”MP52的传热系数曲线周期压缩后整体上移。这表明传热系数提高的同时振荡也更加剧烈，这与图2-10(ｃ)的结果是吻合的。从图2-10(ｃ)、(ｄ)可以看到，表面活性剂对ＭＰ52水合物的放冷过程影响是相当大的。加入表面活性剂后，水合物分解的速度几乎提高了1倍，而且温度平台也消失了。MP39的实验结果MP39的组分与MP52相同，所不同的是，MP39含有更多的易挥发成分R22，这导致其饱和压力比MP52高出20%。同时，R22本身是一种相当活跃的水合工质，配比的变化会使得水合物特性产生一些不同。 为了更全面地了解表面活性剂对混合工质水合物形成与分解过程的影响，对于MP39,实验采用另一种常用的非离子型表面活性剂——SPAN20(化学名:失水山梨醇单月桂酸酯),这是一种亲油性的活性剂，采用的浓度为0.1%。从图11的结果可见, SPAN20对MP39蓄冷过程不如TWEEN80显著，加入表面活性剂后，结晶过冷度仅略有减小，传热系数则没有明显变化。在放冷过程中，加入表面活性剂后降低了水合物的融解温度，促进了水合物分解，其机理是由于气泡的上升加快，水合物周围的气膜热阻减小。从总的效果来看，对于氟利昂类制冷剂的水合物，HLB值较大的亲水型表面活性剂 TWEEN80是比较好的水合促进剂,而HLB值较小的SPAN20效果不明显。由此可以得到以下结论： (1)在采用制冷剂冷凝—蒸发循环作为水合动力的间接接触式水合物蓄冷装置中，近共沸的三元混合工质MP52和MP39都能够生成水合物。实验中，MP52的水合反应热约为270kj/kg，MP39的水合反应热约为230kj/kg。 (2)MP52在形成水合物时，温度曲线呈驼峰状，显示水合过程中有很大的热效应；MP39的水合热效应较小，温度曲线呈平缓的阶梯状。 (3)加入微量的非离子型表面活性剂TWEEN80可显著地改变MP52水合过程的性态。在表面活性剂的作用下,MP52的水合过程结晶过冷度降低了约4℃，传热系数提高50%～70%，同时温度变化更加平坦，接近一个恒温—恒压过程；而另一种非离子型表面活性剂SPAN20则对蓄冷过程无明显效果。 (4)MP52在形成水合物时，其组分R22和R152ａ趋向于共晶，共晶点约为16℃，而在MP39中是非共晶的。实验中R124不能形成水合物。 (5)混合工质水合物的分解过程与单工质具有相同的特性,存在温度平台现象,传热系数大幅振荡,与饱和池沸腾类似。 (6)MP52是一种适用于船舶蓄冷空调的蓄冷介质 二、添加剂次氯酸钙的影响 次氯酸钙是属于一种氯化盐类，它在水溶液中以Ca(ClO)2·ｘCa(OH)2·ｙＨ2Ｏ形式存在，它是一种化学清洗剂和氧化剂，可以清除水和Ｒ141ｂ中的杂质，而杂质的主要影响是由于它们吸附在晶核或生长晶体的表面，若其不能作为非均匀核化的核心，这种吸附将降低成核率和晶体生长率，因此加入次氯酸钙后，可以降低Ｒ141ｂ水合物生成过冷度，尤其可以加速水合反应的进程。在次氯酸钙溶解度(20/10000)范围内适度增大添加比例。可使其作用更加明显. 三、添加剂苯磺酸钠的影响 苯磺酸钠属于一种非离子型表面活性剂，加入R141ｂ和水中后，一方面，可以降低水的表面张力，从而使水层中的R141ｂ气泡直径更小，上升频率更高，减小气体分子的传质阻力；另一方面，它的存在使得R141ｂ液体被乳化成极小的液滴，这样大大增加了两相间的有效界面面积，也提供了大量水合结晶的晶核。总之，苯磺酸钠通过降低表面张力，在互不相溶的两相中产生乳化作用，使水合致剂液滴悬浮在水相中或水滴悬浮在水合致剂液相中，使一定数量的水分子有机会把水合致剂分子包络起来，从而缩短了形成网状分子排列结构所需时间，提高水合反应速度，降低水合物生成过冷度。苯磺酸钠对气体水合物生成过程从实验中观察发现，在加入次氯酸钙后水层与Ｒ141ｂ液体层依然界限分明，水层是清澈透明的，而加入苯磺酸钠后，液体被乳化成不透明的乳状液，水层变得浑浊，同时上升到液面的气泡直径明显缩小，上升频率显著增加，两者加入后，结晶过程都有了明显改变。首先絮状结晶物很快在上部大约五排盘管的区域内形成，渐渐呈片状下落，沉积于中、下区域，最终在整个蓄冷罐容积内充满了比较均匀的气体水合物，而不象没加入添加剂时，多数结晶物是围绕盘管管壁周围。水合物生成温度和生成速率明显提高。图2-12所示为不加任何添加剂图，图2-13为加入次氯酸钙(8/10000)气体水合物蓄冷实验温度随时间变化曲线（0.08%）　图2-14　为加入苯磺酸钠(3/10000)气体水合物蓄冷实验温度随时间变化曲线。如图2-12、2-13和2-14所示，温度变化的规律为：初始阶段蓄冷罐中各测点的温度均一致下降至最低温度点，该最低温度为水合反应温度。由于装置设计中采用了同程并联式换热盘管，该换热盘管有16路等阻力的支管，因而各支管中载冷剂的流量相等，且载冷剂的流量较大，加上促晶器的喷淋和搅拌，致使蓄冷介质中各测点的温度基本一致。从所测工况下的温度曲线可知其水合反应温度，图2-12为6.07℃，图2-13为6.2℃，图2-14为6.85℃。从此点后，各点温度同时回升，标志水合物开始形成，由于气体水合物形成的位置和存留的地点导致蓄冷罐中结晶过程中各测点的温度有差别。当整个蓄冷罐内水合物温度开始下降时，蓄冷过程结束。图4所示的蓄冷过程所需时间为不加添加剂时的68%，而图2-14所示蓄冷过程所需时间却为不加添加剂时的92%。从R141ｂ和水形成的气体水合物相图中可知：R141ｂ的临界分解点为8.4℃、0.042Mpa，该临界分解点对应的温度称为临界分解温度。实验中水合物开始形成时的温度(促晶器流量300L/ｈ)称为水合反应温度。临界分解温度和水合反应温度之差，称为气体水合物生成过冷度。次氯酸钙和苯磺酸钠均可使水合物生成过冷度减小，苯磺酸钠的作用更显著，3/10000的苯磺酸钠可以使过冷度由不加添加剂的2.33℃减小到1.55℃。次氯酸钙和苯磺酸钠均可使水合物生成速度提高，次氯酸钙的作用更显著，8/10000的次氯酸钙可以使水合物平均生成速度由不加添加剂的0.39ｇ/ｓ增加到0.59ｇ/ｓ[4] R141ｂ气体水合物总生成量所具有的相变潜热总量称为蓄冷量。蓄冷槽单位体积的蓄冷量称为蓄冷密度。添加剂加入后，水合反应更加彻底，并在蓄冷罐整个容积内形成了更加均匀的水合物，因此蓄冷量和蓄冷密度都随之增加。加入3/10000的苯磺酸钠时，蓄冷量为4.74MJ，蓄冷密度为206.07MJ/ｍ3。接近商用冰蓄冷设备水平。[4] 次氯酸钙和苯磺酸钠两种添加剂对蓄冷过程有显著影响,这两种添加剂均可使水合物蓄冷时间缩短，这方面，次氯酸钙的效果优于苯磺酸钠，加入8/10000次氯酸钙后，蓄冷(蓄冷量为3.94MJ)所需时间缩短为不加添加剂(蓄冷量为3.87MJ)时的2/3；两种添加剂均可使生成过冷度减小，苯磺酸钠在这方面作用更显著，3/10000的苯磺酸钠可以使过冷度由不加添加剂的2.33℃减小到1.55℃；水合物生成速度明显提高，蓄冷密度显著增加。加入3/10000的苯磺酸钠时，蓄冷量为4.74MJ，蓄冷密度为206.07MJ/ｍ3，可以满足实际蓄冷空调工程应用的要求。[4] 3船舶轴带制冷压缩机与蓄冷器的匹配 制冷压缩机是制冷系统中最主要的设备，它在整个制冷系统中起着举足轻重的作用，正向着节能、高效、机组化、模块化的方向发展。目前常用的有离心式制冷压缩机、活塞式压缩机、螺杆式压缩机等，近来涡旋式制冷压缩机以其优良的性能正在逐步得到应用。 3.1轴带式制冷压缩机的性能要求 轴带式制冷压缩机除了一般电动制冷机组具备的条件外，还需满足下列要求 a轴带式制冷压缩机的排出压力在船舶航区范围内的极端气候变化条件下满足制冷系统冷凝压力的要求，确保轴带式制冷压缩机空调系统的正常运行。 b在主机转速从最低稳定转速到额定转速之间运行时轴带式制冷压缩机能正常工作时，排气量满足空调器负荷的需要。 c轴带式制冷压缩机排气量调节功能可满足空调器不同运行方式负荷变化的要求。 d适用于变工况，震动小，抗摇摆性强，体积小，启动力矩小，制冷系统结构简单，。 e便于安装，传动系统简单可靠，使用寿命长，维护管理工作量小。 f轴带式制冷压缩机传动机构具有优良的调速性能等 3.2不同种类制冷压缩机的工作性能比较 压缩机有离心式和容积式两类。容积式压缩机又有往复式、回转式两类。离心式制冷压缩机通常用于较高蒸发温度和制冷能量较大的场合。它是利用高速旋转的叶轮对制冷剂气体作功，使气体获得动能，而后再将动能转变为压力能以提高气体压力。离心式制冷压缩机具有结构简单、工作安全体积小、重量轻、变速方便和能量调节范围大可实现多级压缩和节流，能适应多种蒸发温度要求的特点因而在大型空调系统中应用越来越多。容积型压缩机由于理论排出压力与流量、转速无关，流量调节方便易行，非常适合在原动机转速变动大的场合使用，因而是轴带压缩机的理想选择。容积型压缩机有往复式和回转式两种。 3.2.1离心式制冷压缩机 离心式制冷压缩机排出压力大约与叶轮的转速的平方成正比、流量与转速成正比，因而这种压缩机对压缩机的转速要求较高。用于轴带压缩机时采用传统的定比增速耦合连接或变速器耦合连接不能满足空调系统运行的压力、流量的要求。为满足主机变工况运行时轴带离心式制冷压缩机的转速的稳定，需改进机械调速。图3-1是BCL507离心压缩机不同转速下的实测性能曲线，由图可知，喘振线（虚线）右侧是稳定工作区，进气量和压力比随着转速的提高而增加，在相同的转速下，压力比随着流量的增加而减少，制冷系统冷凝压力的变化对排气量的变化有很大的影响，即可通过控制冷凝压力的方法来调节排气量。反之，当外界环境温度发生变化引起冷凝压力变化时，会影响排气量，引起供气的波动。图3-2是离心压缩机调速前后工况点示意图。由图可知，在转速提高后，制冷系统的工况点由B移到A，进气量和压力比随着转速的提高而增加，压力比的增加幅度大于流量的增加幅度。 适用于轴带离心式制冷压缩机的机械调速方案是在增速箱齿轮加装液力耦合器。采用带增速齿轮的液力耦合器取代原齿轮增速箱，可以在主机变速运动的情况下实施压缩机调速或稳速。增速箱的齿轮大小可根据所需的传动比确定增速箱齿轮尺寸。齿轮箱增速简单易行，成本低廉，运转可靠，并通过加强系统管理使功耗降低，经济效益明显。调速改造时，首先应确定合理的调速幅度，调速幅度既要满足制冷系统运行参数压力、流量的要求，又要使调速后的转速避开压缩机的临界转速，防止出现喘振工况，并保证较佳的综合节能效果。轴带离心式制冷压缩机采用加装液力耦合器的增速箱齿轮可解决压缩机转速控制问题，但其仅适用于大功率且工况较稳定的场合。因此，选择离心式制冷压缩机作为船舶轴带压缩机并非最佳方案。 3.2.2往复式制冷压缩机 往复式制冷压缩机是问世最早、至今广为应用的型式，它依靠活塞在汽缸内作往复运动来实现工作容积的周期性变化，单机功率范围为0.1～150ｋＷ，缸径为20～180ｍｍ。这种压缩机具有排出压力较高、压力不随流量的改变而改变、小流量时效率较高等优点。是目前船舶空调器使用最多的制冷压缩机。不足之处是体积和重量都较大，且噪声大，运行不平稳。在各种类型的制冷压缩机中，活塞式压缩机是间世最早的一种机型。它具有各类制冷压缩机难以取代的一些突出优点：①压力范围广，不随排气量而变，能适应比较宽的冷量要求。这种特性是速度式压缩机难以具备的。②热效率较高，单位电耗相对较少。③无需耗用特殊钢材，加工比较容易，造价也较低廉。活塞式制冷压缩机在国内外有很长的发展历史，氨活塞式制冷压缩机早在一百多年前就已投人市场，由于一百多年的发展，技术已很成熟，产品有很高的技术经济指标。有的专家认为活塞式压缩机的技术完善程度已达到95％～96％。近二十年括塞式制冷压缩机本身技术没有明显提高。 大连冷冻机厂已发展成为我国制冷机制造行业中规模最大的专业厂，是我国制冷设备成套出口的最主要厂家，1959年开始自行开发活塞式制冷压缩机，投人可观的人力和财力，在性能和可靠性方面取得了显著的成绩，是我国制冷机制造业中产品品种最多、规格最全、成套能力最强、出口创汇最多的厂家，该厂制造的七个系列活塞制冷压缩机产品均达到了世界九十年代初的先进水平。其中50和60系列串封闭制冷压缩机和美国考布兰公司水平相当，是机电部推广的节能产品之一；长行程100系列和170系列活塞式制冷压缩机，已赶上了代表世界活塞式制冷压缩机最先进水平的丹麦SABROE公司产品水平；气缸直径为 250mm的高速多缸制冷压缩机是大连冷冻机厂首创，它的ke值达3200kcl/kwh已达到世界先进水平，而且是世界最大的高速多缸制冷压缩机，整机无故障运转时间已达到900余小时。 由于活塞式压缩机具备了许多优点，不仅品种多、规格全，还在产品结构、易损件寿命和自动化方面不断进行改进，因而使活塞式压缩机得到了广泛的发展。国外活塞式制冷压缩机无论在设计制造方面，还是在运转管理方面，都已积累了相当多的经验，世界各主要工业国家也均早已形成系列，批量生产。目前，国外高速多缸型压缩机在结构形式上没有多大的变化，各制造厂家主要是致力于改进局部结构，改进加工工艺，以便提高产品的工作性能，并延长其使用寿命。 国外高速多缸活塞式压缩机产品由开启式转向半封闭式或全封闭式。在日本除船用以及用氨作制冷剂的功率为 5.5～7.5kw机器采用开启式外，其余的都从开启式转为半封闭式，即使150kw以上的中型制冷机，也已向半封式迅速发展。在美国，转向半封闭和全封闭的倾向比日本更为显著。除特殊用途者外，小型活塞式已几乎找不到开启式。在苏联1968年更新系列时，也规定了产冷量从 1万～7万 kcal／ h的活塞式压缩机使用半封闭。至于活塞式压缩机的出厂形式，国外也愈来愈采取以机组的形式出厂，如与冷风机配套的机组或与蒸发式冷凝器配套的机组等。而目前随着科学技术的发展，作为关键的问题的气阀设计的完善，压缩机转速在提高。总体来说，选择活塞式压缩机作为轴带压缩机是较理想的方案。 但活塞式压缩机采用曲柄连杆结构，活塞作往复运动，存在着惯性力，因而机器转速受到一定限制。容量大时活塞直径大，机器体积和重量都较大。并且由于存在易损零件较多，维修工作量大，运转时振动较大等缺点，所以在大容量范围内逐渐被螺杆式压缩机所取代。 3.2.3回转式制冷压缩机 回转式压缩机是借助于转子在汽缸内作回转动运来实现工作容积的周期性变化，从而进行气体的压缩。这种压缩机在小型热泵中用得较多的是滚动转子式和涡旋式。一般而言，制冷量在1 1ｋＷ以下，滚动转子式效率较高；制冷量在1～15ｋＷ，涡旋式效率最高。这种压缩机的缺点是转子表面大多是复杂的曲面，给加工和检测带来一定的困难，此外，这种压缩机的各部件常以保持一定的运动间隙来达到密封，气体通过间隙势必会引起泄漏，从而导致回转式压缩机难以达到较大的压比，因此大多数压缩机多在空调工况下使用。就目前的工艺而言，生产大型的滚动转子式、涡旋式压缩机的成本很高，无市场竞争能力。 3.2.3.1 滚动转子式制冷压缩机 滚动转子式压缩机是回转式压缩机的一种，它是利用一个偏心圆筒形转子在汽缸内转动来缩小工作容积，以实现气体的压缩。主要由汽缸、转子、滑片、弹簧、排气阀及偏心轴等组成。滚动转子式压缩机近年来已得到广泛应用。它的发展历史仅有50～60年，美国Vilter公司在30年代首次推出该型式的压缩机，以后瑞士Escher Wyess公司亦开始生产，作为制冷装置的主机于50年代在全球风行一时，但所采用的复杂结构与系统难以与当时崛起的螺杆式压缩机相竞争，与传统的活塞式压缩机也无法竞争。70年代后，由于节能和舒适性要求越来越高，滚动转子式压缩机在小型空调、热泵、家用冰箱中的使用越来越广泛，在小容量范围(0.3～5ｋＷ)有替代往复式压缩机的趋势。这主要是因为这种压缩机具有体积小、结构简单、运转平稳、噪声低的特点，尤其是能适应较大的工况变化(压力变化)。一般情况下,和具有相同制冷量的往复式压缩机相比，滚动转子式压缩机零件少1/3，体积、重量均仅为往复式的1/2左右，耗电量少10%，而效率提高10%以上。国外生产开启式压缩机冷量范围(R22)1675～2512KJ/ｈ，主要产品有日本东芝公司的KRH-DAL系列，日立公司的T、W、M型系列。特别是在家用窗式空调器方面，日本自1967年以来，几乎转子式压缩机。90年代我国已有不少企业及合资企业如上海冰箱压缩机厂、日立电器公司、西安庆安公司、西安东方机械厂等能较大批量生产这种压缩机。但这种压缩机也有不利之处： (1)转子和汽缸的间隙应严格保证，否则会显著降低压缩机的可靠性和效率，因此，制造精度要求高。 (2)由于在有相对运动的部位必须有油润滑，而这种压缩机仍有气阀，因此，该机型既不易设计成无油型，也不易采用其它无气阀回转式压缩机所采用的喷油系统。 (3)用于热泵运转时制热量小。 由于滚动转子式压缩机具有往复式压缩机所不具有的优点，近年来仍在长足发展。可以预见，随着滚动转子式压缩机的研究不断深入和加工精度的提高，今后在小型家用空调中的应用会越来越广泛。但作为船舶轴带制冷压缩机，目前条件还不具备。 3.2.3.2涡旋式制冷压缩机 涡旋式压缩机也是一种容积式压缩机，它是利用涡旋转子与涡旋定子的啮合，形成多个压缩室,随着涡旋转子的平动回转，使各压缩室的容积不断变化来压缩气体的。但由于难以得到高精度的涡旋形状，缺乏实用和可靠的驱动结构以及摩擦磨损问题不能妥善解决，因此涡旋压缩机在将近七十年的时间内未得到普及使用。直到70年代初，由于能源危机的加剧及数控加工技术的发展，给涡旋式压缩机的发展带来了机遇。在1973～1976年间，美国和瑞士先后开发了空气、氮气及氟利昂等涡旋式压缩机。1987年,美国开始着手生产压缩机并成为美国第一家涡旋式压缩机制造公司，它的涡旋式压缩机无论在质量和数量上都作为美国高技术而享有很高的声誉。之后，美国Carrier公司、Trane公司也开始批量生产涡旋式压缩机。日本于1981年推出了用于汽车空调的涡旋式压缩机。时隔两年，日本日立公司开发出22～37ｋＷ的全封闭涡旋式压缩机，并用于单元式空调机上。进入90年代，日本松下电器公司生产出用于家用空调的小型全封闭式涡旋压缩机。东芝公司推出了列车空调压缩机。我国的研究开发始于1986年,由西安交通大学研制成功第一台涡旋式压缩机，以后经过十余年的努力，已形成了比较成熟的涡旋式空调与制冷压缩机设计制造技术，22～59ｋＷ的柜式空调用涡旋压缩机已工业化小批量生产，其它特殊用途的涡旋压缩机也在研究开发之中。纵观涡旋式压缩机的发展历史，可以看出，涡旋压缩机作为一种新型压缩机，它具有效率高、可靠性强、噪声低、重量轻和尺寸小等特点，倍受国内外重视,被称为全新一代压缩机。它与相同容量的往复式压缩机相比，体积小40%，重量轻15%，零件数少85%，效率高10%，噪声低5dB(Ａ)。而且自石油危机以来，由于在供暖、空调与制冷应用中，主要能量消耗于压缩机，高效压缩机对美国市场已成为重要因素。在欧洲和日本，低噪声、低振动的需要也很突出。因而，兼有高效、低噪两大优势的涡旋压缩机成为换代产品已是必然趋势。同时又要看到，尽管涡旋式压缩机在原理上有一系列突出的优点，但是制造它需要有高精度的加工设备及方法，以及精确的调试装配技术，这就限制了它的普遍使用。目前多用于小型空调器中。涡旋压缩机普遍采用间隙密封的方法，因而具有很高的可靠性，适用于轴带，可以预见,涡旋压缩机在我国也将会有广阔的发展前景。但目前国产涡旋压缩机的功率不能满足船舶空调机的需要，进口涡旋压缩机可满足船舶中小型空调的要求，但成本较高，配件不易取得。目前还不能作为船舶轴带压缩机最佳选择方案。 3.2.3.3螺杆式制冷压缩机 螺杆式制冷压缩机也是一种容积式压缩机，自从本世纪三十年代间世以来，由于汽缸内无油，噪音大，转子间泄漏量较大，压缩比较小，因此进展较缓慢。五十年代末期，由于喷油螺杆压缩机的出现，推动了螺杆压缩机的发展。此后，这种螺杆压缩机的结构不断完善，喷油螺杆式压缩机在大、中制冷量的场合，日益显现出其优越性。螺杆式压缩机具有结构简单，凡乎没有易损零件，体积小，制冷量大，可实现能量控制的无级调节，工作性能可靠，一般运转几万小时才大修一次．运转时输气均匀．气流没有脉动现象等优点。目前各国原来生产活塞式压缩机的工厂也都发展了螺杆式压缩机，其制冷量范围下限约为 9万 kcal／ h，上限约为 400 万 kcal／ h，欧洲各国喷油螺杆制冷压缩机绝大部分做成开启式，以机组形式出厂，美国则在七十年代初开始生产半封闭式螺杆制冷压缩机。 螺杆制冷压缩机的核心部件是转子，其转子型线的研究巳有五十多年的历史，至今仍是提高螺杆制冷机效率的关键。近几年来，世界各国均致力于研究螺杆制冷机的转子齿形，每年国外专利文献中都可以找到数十条有关的发明。例如，瑞典SRM公司在原有的LYSHOLM、NILSSON齿形的基础上，使螺杆制冷机的齿形由A级，经过B级、C级，现已研制到D级。先后有英国、西德、法国、瑞典、日本、美国、前苏联、东德和丹麦等国家三十几个公司购买了瑞典SMR公司的专利技术。如购买瑞典SMR公司D级齿形专利技术后，使英国 HOWDEN公司螺杆制冷机向新的水平发展。 目前国内螺杆制冷机制造厂转子齿形大都是采用单边非对称圆弧摆线，转子刀具的计算方法大部分是采用接触计算方法。采用该齿形转子加工工艺差，精加工转子刀具使用寿命短．这种齿形相当于国际六十年代水平，同瑞典SRM公司 D级齿形相比，不论在机器的性能指标上，还是在转子加工工艺上都有较大的差距，有待于我国制冷行业在实践中不断地改进，以适应发展。 计算机技术的发展，为螺杆制冷机的转子型线不断更新，新结构型式螺杆制冷机的出现，是螺杆制冷机的效率得到提高的基础，在相同的使用条件下．其功耗已低于活塞式制冷机。因此，螺杆制冷机的应用范围日益扩大。 七十年代末期、八十年代初期，螺杆式制冷机的产量直线上升，有的厂家由生产活寒式制冷机转向生产螺杆式制冷机。近年来，瑞典、德国、英国、美国、日本等国家都竟相制造，在型式上、产量上均有很大的提高，在结构上、性能上更加完善。应用范围不断地扩大，产量飞跃增加，使螺杆制冷机已与活塞制冷机相当。它已在相当大的范围内代替活塞式制冷机，大有超过活塞式制冷机之势。日本前川制作所，现生产的活塞式制冷机最大缸径为125mm，淘汰了大型活塞式制冷机。总之，石油、化工、冷冻、空调等部门越来越多地途用螺杆制冷机。 近几年来，世界各国致力于研究带经济器螺杆制冷机，以改善螺杆制冷机在低温工况下的性能。大连冷冻机厂于1980年开始对带经济器螺杆制冷机从理论上进行了分析计算探讨，1983年大连冷冻机厂接受了机械工业部下达的关于节能产品的试制任务。对KA16C带经济器螺杆制冷机进行了试验研究，经过上千小时的探索、比较、论证和试验室测定，并经过工业运转考核，比同行业螺杆制冷机生产厂提高一年月，于1986年7月迎过国家技求鉴定，在低温工况下，节能效果显著。填补了我国带经济器螺杆制冷机的空白。现在生产的各种型号螺杆制冷机都设有补气孔口，以满足设计单位选用。 带经济器螺杆制冷机的主要功能是冷热工质间的换热。从冷凝器出来的氨液，一支经节流后进人经济器的壳体内；另一支高压液体直接进人经济器的管内。两支工质在经济器内进行热交换，被节流后的工质受热蒸发成气体，带走高压液体中的热量，使高压液体过冷，然后在蒸发器里去用于制冷，受热蒸发的气体进人压缩机的补气孔口。通过补气孔口补进压缩机的气体，被压缩到高压，制冷机的功耗也必然要增加，由于制冷量增加的幅度远大于功消耗增加的幅度，使单位功功率的制冷量得到了大幅度的提高，因此，可以节省大量的电耗，达到节能的目的。可见带经济器螺杆制冷压缩机是很有发展前途的产品． 目前在我国自己建造的带有制冷装置的船舶上安装螺杆式制冷机较少，特别是在捕鱼的作业船上几乎没有，基本上都是使用活塞式制冷机。螺杆式制冷机体积小重量轻、启动力矩小、制冷系统结构简单、适用于变工况、震动小、抗摇摆性强、排气温度低、与柴油机匹配性能好，易于隔噪消声的特点非常适合船舶使用。上述的几个方面特点都明显地优于活塞式制冷机。 螺杆式制冷机在国外已经广泛地应用在船舶制冷、空调装置中。根据资料报导，瑞典斯塔公司建造的船舶制冷装置中，在 1964～1973年中供应 439套螺杆式制冷机，分别安装在113艘船上，过去船上还经常采用螺杆式制冷机加活塞式制冷机的方案．但在1968年以后，一般就完全采用螺杆式制冷机了，该公司从1968年后，装备活塞式制冷机的仅10艘船32套，而90％的船都是安装的螺杆式制冷机1969年日本首次将前川制作所生产的N200L型螺杆式制冷机安装在船上，据报导一直运转良好，到目前未曾拆修过。所以此后日本将大批的螺杆式制冷机安装上船，特别是渔船上。现在，一般西方国家螺杆式制冷机在船上的安装率都达80％以上；由此可见，螺杆式制冷机在船舶上应用是发展趋势。 1974年一机部在国内某些厂试制螺杆式制冷压缩机的基础上，制订了我国螺杆式制冷机型式机基本参数系列，并在我国制冷工业上开始得到应用。产品系列也正在逐步完善之中，通过国内外现状的分析可得出，螺杆式制冷压缩机不仅具有良好的船用特性，而且能大幅度减轻操作人员的劳动强度，其经济效益明显高于活塞式制冷机，安全系数大。随着制冷技术的发展，活塞式制冷机在船舶上的统治地位即将被螺杆式制冷机所代替。如欧美的空调制冷工程师们已重新认识到．基于螺杆式压缩机使用对环境安全的制冷剂R22的机组的优越性，越来越多的螺杆机得到广泛的应用。据（日）《JARN，2000／8》报道，意大利EMICON公司1999.11月推出 PERFOR－MA新系列采用环保制冷剂R134a，COP达到5.8的高效率、小充注量和低成本螺杆冷水机组，与常规机组的COP为4.28相比，提高了35.9%。由此可以看出，螺杆式压缩机是轴带压缩机的理想选择。 在轴带螺杆压缩机中，气量调节系统是很重要的一个系统，气量调节系统设计合理与否关系到轴带螺杆压缩机运行的可靠性和经济性。由于轴带螺杆压缩机的原动机转速由船舶的航行条件决定，因而其排气量调节不能考虑要采用转速调节，可考虑以下几种气量调节方法： 1）停机——起动的气量调节该方法属于间断性的气量调节。当蓄冷完成时脱开离合器，压缩机停止工作，当蓄冷须重新开始时合上离合器。重新起动轴带螺杆压缩机。其经济性高，结构简单，但排气量受主机转速影响很大，主机在低速时容积效率较低。排气量较小，制冷系统的制冷能力不能充分发挥，可使用大速比增速，满足排气量的要求。 2）管路调节 进气节流(即比例调节)进气节流等于降低吸气压力从而减少气量，通过其它控制件能使减荷阀的进气口面积随着用气量的减少而减少；然后随着用气量的增加而逐渐增加直到减荷阀完全打开。可作为蓄冷负荷变化时的辅助调节。 3）减荷阀调节 减荷阀关闭，停止进气，螺杆压缩机排气量为0；减荷阀打开，螺杆压缩机进气，螺杆压缩机投入工作，从而调节排气量。 3.3轴带式制冷压缩机与蓄冷器的匹配方案 轴带式制冷压缩机与蓄冷器的匹配根据蓄冷空调系统的运行方式的不同而采用不同的匹配方案。一般有两种情况：全量蓄冷和分量蓄冷。 3.3.1全量蓄冷方案 根据夜间负荷的不同可分为两种情况： (1)当空调系统夜间不运行，仅白天运行，或者夜间运行的空调负荷较少。在这种情况下，热平衡计算公式应为： 总制冷量 Q =Cqc N (3.1) 日间放冷 Q0= C0qc N。 (3.2) 夜间蓄冷 Q1= C qc N (3.3) 当Q0= Q1时计算所得的qc值即为制冷机组的单位制冷量kw 式中： qc为以空调释冷时标定工况的每小时热流量即制冷机组标定空调工况下单位制冷量kj/h； Q0、Q1分别为日间放冷量、夜间蓄冷量kj，即蓄冰槽容量kj； N0为白天制冷主机在空调工况下的运行小时数； C。为时间修正系数；由于白天制冷主机不一定均为满载运行，计算时该值可取（ 0.8－1.0）； N为夜间制冷主机在蓄冰工况下的运行小时数； C为冷水机组系数．即冷水机组蓄冰工况制冷能力与空调工况制冷能力的比值。由于制冷机组在蓄冰工况的蒸发温度比空调工况时低,其制冷能力比空调工况差。一般活塞式与离心式冷水机组约C为0．65，螺杆式冷水机组C约为0.7，它取决于工况的温度条件和机组型号。 根据这个公式，就可得出应配置的冷水机组的制冷能力与蓄冰槽容量。 （2）空调系统部分夜间运行，而且所需的冷负荷比较大。日夜冷负荷都按部分释冷方式进行，在这种情况下，我们一般以每昼夜所需的冷负荷为依据，选择压缩机组。 总制冷量 Q=Cqc N （3.4） 日间放冷量 Q0= C。qc1 N。 （3.5） 夜间蓄冷量 Q1= Cqc N一C qc2 N （3.6） 当Q0=Q1时的qc值为制冷机组的单位制冷量kj/h 式中： Q每昼夜的总冷量kj qc1、qc2分别为日间、夜间空调系统设计热负荷kj/h Q1为蓄冷槽的容量kj。 3.3.2分量蓄冷方案 这种方案假设空调器的制冷系统连续运行，利用制冷系统在夜间工作时带空调负荷后的富裕功率进行蓄冷，补充白天制冷系统制冷量的不足为为条件配置的冷水机组的制冷能力与蓄冰槽容量。 总制冷量 Q=24Cqc （3.7） 日间冷负荷 Q0= C。qc1 N0 （3.8） 夜间冷负荷 Q1= C qc2 N （3.9） 夜间蓄冷量 Q2= Cqc N一C qc2 N （3.10） 日间放冷量 Q3= C0qc1 N0—C0qc N0 （3.11） 令 Q= Q0 +Q1，Q2= Q3； 即可选择制冷系统的制冷量和蓄冷槽的容量。 由于船舶的航行区域大，外界气候变化莫测，容易出现极端天气情况，且存在着船舶靠泊时的供冷情况，因而在实际配置制冷系统容量和蓄冷槽容量时应有适当的储备量，保证主机停车时的冷量供给。 3.4轴带式制冷压缩机与柴油机的相互耦合 轴带压缩机的直接耦合、变速器耦合仅限于定速航行时使用或变工况时柴油机转速相对稳定的情况下运行，当柴油机转速不稳定的情况下，轴带离心式压缩机转速不能满足制冷和蓄冷的要求，轴带容积式压缩机则会造成排气量的下降。液压传动方式耦合具有单位重量功率大、反应快、易控制、输出力大等诸多优点，并且通过变向变量泵的无级调速的特性，满足柴油机转速不稳定的情况下轴带压缩机的转速稳定要求，通过增速装置满足离心式压缩机转速要求，保证设备的正常运行。采用液压传动方式耦合有以下的优点： (1)液压元件可以在很大压力下工作，目前工程上已达32MPa以上 。故液压传动极易到较大的力或力矩，液压传动装置体积和重量在相同输出功率条件下，较其他传动装置结构紧凑。体积小、重量轻。其外形尺寸仅为电气设备的1/8，重量为1/8-1/10。符合船舶设备要求重量轻，体积小的要求。 (2)液压元件惯性小，油液可视为无压缩性，故系统动作灵敏、响应快，换向速度和换向时间不超过0.1s，适应船舶海况变化迅速的要求。 (3)液压传动能在较大范围内方便地实现无级调速。调速范围在0.02L/min到100L/min的节流阀，其调速比高达5000。采用变向变量泵和定量油马达的闭式系统可平稳实现从零到最大转速之间的调速仍保持高效率。 (4)液压传动以液压油作为工作介质，油液本身具有吸振能力，故运动平稳，能在低速下稳定工作。 (5) 液压传动易实现过载保护。当动力设备发生故障时，安全阀可应急动作，起安全保护作用。这对于远离陆地的海上工作的船舶尤为重要。 (6) 液压元件相对运动表面附有液压油膜，能自行润滑，延长元件工作寿命，避免海上潮气的影响 (7) 操纵方便。液压与电气配合，易实现远距离控制和自动控制，使电气和液压两者充分发挥各自的长处。 (8) 传动平稳，能吸收冲击，允许频繁换向，可以进行不停车变速。 (9)液压元件易实行通用化，标准化和系列化。便于设计制造、使用和海上的维修。 液压传动耦合的工作原理简述如下： 如图所示，轴带压缩机的输入轴通过增速机构与油马达的输出轴相连。液压传动耦合所采用的能量变换元件是容积式的液压泵和液压马达。主机带动液压泵工作，将机械能转换为液压能，向油马达供给一定流量的压力油液，推动油马达作功将液压能转换成机械能，带动压缩机工作。系统中双向变量泵输出流量，决定着液压马达的输出转速，通过自动控制双向变量泵A的变量机构（斜盘倾角），使变量泵A的输出流量Q变化，马达输出转速也随之做相应改变。双向变量泵改变变量机斜盘倾角的方向，变量泵流量Q改换流向，液压马达输出转速方向也随之改变，（用于轴带压缩机耦合不须换向）。在上图中补油泵D，溢流阀E组成低压恒压油源。单向阀（3），（4）与低压恒压油源组成系统的低压补油路，双向补油。单向阀（1），（2）和安全阀（即溢流阀）组成双向安全油路。上述系统通过变向变量泵和定量液压马达的容积调速回路，可以在一定调速范围内实现无级调速。 为了保持轴带压缩机的转速稳定，使轴带发电机在主柴油机变速的情况下仍能保持恒定转速运转，维持轴带压缩机转速稳定，保证制冷系统正常运行，安装一个液压调速器自动控制变量泵的流量调节机构，通过控制变量泵流量控制液压马达的转速稳定在额定转速，保证压缩机排量满足制冷系统的工作要求。 变向变量泵最小排量应在柴油机最低稳定转速条件下，在变向变量机构达到最大位置时满足轴带压缩机转速要求。在额定输出油压时，能满足轴带压缩机最大功率工作的要求。 液压马达的转速为： （3.12） 式中： nM 、qM、 分别为液压马达转速、排量、容积效率 、QT分别为变量泵的容积效率、理论流量 由上式可以看出，液压马达的转速决定于变量泵的流量。如果变量泵和液压马达的容积效率是不变的，只要流量保持不变那么液压马达的速度和负载无关。可是，实际上无论是变量泵或是液压马达，其容积效率均随着负载压力的提高而下降，这就使得执行元件的速度也随着负载增加而下降，如图3-4所示： 液压马达的转矩 （3.13） 式中：Mth、 qM分别为液压马达的理论转矩、机械效率、每转排量 p——变量泵的进出口压力差，由安全阀调定 由于取压缩机转速信号作为调速控制信号，可以使压缩机转速始终保持稳定。因此液压马达的实际输出转矩取决于液压马达的进出口压力差其输出特性如下图所示。 分析液压耦合装置的特性可知： 液压马达的实际转速，主要取决于供入液压马达的流量、液压马达的工作容积（即每转排量）和容积效率。因此，要维持液压马达的转速稳定，可采用容积调速的方法保持变向变量泵输出流量稳定，从而使液压马达在输出扭矩变化时仍能维持转速稳定。液压马达的扭矩M，主要取决于变量泵的进出口压力差P和液压马达的每转排量qM。提高压力差P，不仅可以增大液压马达的输出扭矩M，而且还可以在功率不变的前提下，使液压元件和管路的尺寸相应减少，但是也受到了强度、密封等的条件限制，并给管理工作带来了不利的影响。 轴带压缩机液压传动方式耦合是一种性能优良的耦合方式。但相比直接耦合、齿轮箱耦合其结构较复杂，初投资成本上升。 4船舶轴带制冷压缩机暖冰蓄冷系统方案研究 4.1制冷系统方案分析比较 暖冰蓄冷空调系统运行方式可分为全量蓄冷和分量蓄冷。全量蓄冷是指冷水机组在夜间运转就能提供次日高峰期所需全部冷量,而冷水机组不运行。分量蓄冷是指夜间冷水机组工作提供次日高峰期所需部分冷量,而高峰期冷水机组照常工作,并补足所需冷量。根据暖冰蓄冷槽和冷水机组在蓄冷系统中的相对位置关系，可有两种布置方式；一是冷水机组上游布置方式，即把冷水机组放在蓄冷槽的上游，这种布置方式适合于全量蓄冷工作方式或者是蓄冷槽的出口温度无需再降低的情况，且冷水机组的工作在较高的温度，其效率较高。二是冷水机组下游布置方式，即把冷水机组放在蓄冷槽的下游,这种布置方式适合于分量蓄冷工作方式或蓄冷槽出来的冷水温度需要继续降低的场合，但冷水机组必须工作在较低的温度，所以冷水机组的效率较低。 暖冰蓄冷系统可使用常规冷水机组，轴带压缩机暖冰蓄冷系统原动机转速一般不稳定，且压缩机容量一般不大，所以采用螺杆式冷水机组较多。蓄冷系统只要加一个蓄冷槽和相应的管道及一些辅助设备，就可以连到现有的空调系统中了，现有的空调系统无需改动或改动很少。陆用蓄冷空调与船舶蓄冷空调不同，陆用蓄冷空调可充分利用政府部门的峰谷电优惠政策，利用夜间谷电进行蓄冷，节约电费开支，相比白天蓄冷，夜间蓄冷还具制冷系数COP值高，单位蓄冷量的功耗少的优点，有采用全量蓄冷可能有更高的经济效益，同时为电网移峰填谷，提高电网运行经济性作出贡献。对于船舶而言，由于蓄冷量都是通过消耗燃油得到，日间与夜间的油价成本毫无差别，只是利用夜间蓄冷制冷系数COP值高，单位蓄冷量的功耗少的优点，而冷量储存有一定的损耗，因而采用全量蓄冷的经济性并不非常明显。全量蓄冷投资的初期成本较大，对于船舶蓄冷而言，投资的回收期较长。而采用部分蓄冷方式，根据船舶夜间空调负荷较小实际情况，可充分利用制冷系统的富裕功率进行蓄冷，既可利用夜间蓄冷制冷系数COP值高，又可充分发挥制冷系统工作潜力，降低投资的初期成本。由此可见，部分蓄冷方式成本回收期较短，综合经济性优于全量蓄冷。 4.2蓄冷系统方案分析比较 已研究开发的暖冰蓄冷系统主要有以下4种形式：1) 利用热管机理的在蓄冷罐气层和液层内分别设置蓄冷换热器和释冷换热器的蓄冷方式[5]，这种系统蓄、放冷时的传热过程都是均通过蓄冷器内的换热器进行，蓄冷若冰霜系统和蓄冷系统相互隔离，两个系统相互独立，不需要昂贵的无油压缩机，技术上比较易于实现。系统蓄、放冷时的传热过程利用水合介质的蒸发和冷凝产生的自然循环效应作为水合循环动力，间壁式传热存在着较大温差，故要求过冷度较大，制冷系统的蒸发温度较低，制冷系数较低；2)美国加州储热能技术公司开发的利用R11气体为水合介质的外置反应和换热的蓄冷方式[6]，蓄冷温度为8.5℃，实际蓄冷密度为139.8MJ/m3，但在整个蓄冷过程中，水合物与水形成的冰浆在输送管道和换热器以及蓄冷槽中循环流动，故必须保证其有足够的流动性，以免堵塞管道和换热器，从而限制了冰浆浓度和蓄冷密度的提高。3)日本超级热泵计划开发的以R141b气体为水合介质的内置式反应和热交换蓄冷方式[7]，蓄冷温度8.2℃，实际蓄冷密度为117.2MJ/m3，内置搅拌器强化了传热，有利于快速蓄冷和放冷，但内置搅拌器功耗随蓄冷密度的增大而增大，限制了蓄冷密度的提高。4)中科院广州能源研究所研究的以R134a/R141b和R151a/R141b二元混合气体为水合介质的内置式换热/外置促晶蓄冷方式[8]，换热器置于蓄冷罐液体层中，兼作蓄冷换热器和释冷换热器，从水层和水合介质液层中按比例抽取水和水合介质液，经外置促晶器形成微小水合物晶核，并循环回到蓄冷罐。该系统蓄冷密度可达161.1MJ/m3，添加表面活性剂后甚至可达206.07MJ/m3 ，但一个蓄冷期内循环流过促晶器的流体量很大，约为蓄冷罐容量的100倍，此外，当暖冰达到一定浓度时，导热性差的暖冰将降低内置换热器的换热速率，进而影响蓄冷速率和释冷速率。 针对上述蓄冷装置的不足，设计了一种新型的蓄冷系统，该暖冰蓄冷空调系统有制冰蓄冷、融冰释冷和常规空调供冷三个循环回路，如附图所示。制冰蓄冷回路主要由蓄冷器、泵（兼作混合促晶器）、制冷系统的蒸发器、及管路组成。蓄冷时，泵分别按比例从蓄冷器上部水层和底部水合介质液层分多点抽水和水合介质，经泵混合和促晶后由管路送至蒸发器，进行间接换热和水合反应，形成冰液两相流，暖冰的质量分率为5%~15%，该两相流由位于蓄冷器中部水平布置的环形喷管沿一假想圆切向分多点喷入蓄冷器，由于密度差的作用，蓄冷器内自上而下形成水合介质气层、水层、水合物层、水合介质液层。 融冰释冷回路由蓄冷器、泵、空调负荷器及管路组成。可通过逐层融冰达到均匀释冷的目的。常规空调回路由蒸发器、泵、空调负荷器及管路组成。蓄冷系统可实现常规空调运行。 4.3运行模式控制 新型暖冰蓄冷装置运行模式有制冷系统蓄冷运行模式、蓄冷系统放冷运行模式、常规空调运行模式、制冷系统制冷与蓄冷槽放冷并联供冷运行模式、制冷系统制冷与蓄冷槽放冷串联供冷运行模式、制冷系统蓄冷和蓄冷槽放冷运行模式、常规空调供冷和蓄冷运行模式。满足船舶不同空调负荷和不同供风参数的要求。 4.3.1制冷系统蓄冷运行模式 系统蓄冷模式适用于日夜温差大，晚间气温适宜仅需通风，白天天气较热需供冷的情况的气候条件。轴带压缩机暖冰蓄冷空调夜间蓄冷，白天蓄冷槽放冷提供空调器所需冷量。此时，打开截止阀9、10、11、12，关闭其他各阀，起动制冷系统和泵2，即可进行蓄冷工作。泵2分别按比例经阀10从蓄冷器上部水层和经阀10底部水合介质液层分多点抽水和水合介质，水和水合介质经泵混合促晶后送到蒸发器3进行间接换热和水合反应，形成冰液两相流，通过调节截止阀10、11的开度控制暖冰的生成量，保持暖冰质量分率为5%~15%，确保两相流的流动性。该两相流由位于蓄冷器中部水平布置的环形喷管沿一假想圆切向分多点喷入蓄冷器，使蓄冷槽内的两相混合物产生逆时针方向的旋转，由于离心力和重力作用下使暖冰与水分离。在蓄冷器内形成自上而下水合介质气层、水层、水合物层、水合介质液层。保证下一循环的顺利进行。使整个蓄冷过程保持高效传热。 4.3.2蓄冷系统放冷运行模式 融冰释冷回路由蓄冷器1、泵5、空调负荷器4及管路组成。融冰释冷回路适用于应急供冷及船舶柴油机停车或其他需供冷场合。打开截止阀16、15、14，关闭其他各阀。泵5从蓄冷器的水层多点抽冷水，经截止阀16送至空调负荷器，释冷后温度升高的回水由位于蓄冷器不同高度层面上的多层环形喷管中的一个或若干个环形喷管（高释冷负荷时可开通一个以上环形喷管）沿各自假想圆切向分多点喷入蓄冷器，与暖冰直接接触换热融冰。蓄冷器的尺寸大小决定环形喷管的层数，蓄冷器内的储冰量或冰层位置决定开通哪一层环形喷管。泵从蓄冷器的水层多点抽冷水可减小泵的吸入阻力，防止吸入管路堵塞；先上后下，逐层开通环形喷管，逐层融冰，这样可减小水穿过冰层的路程、时间及压降，保证在蓄冷器高储冰率时也有高释冷速率；环形喷管回水，可形成逆时针方向的水流转动，加强放冷层水流扰动，增强传热效果。这样的设计可随意控制放冷的速度，满足应急情况下的高速释冷要求。 4.3.3常规空调运行模式 常规空调工作回路由泵5、空调负荷4、截止阀13、制冷系统的蒸发器3、截止阀8及连接管路组成。适用于蓄冷槽无冷可供或轴带压缩机制冷系统直接供冷可满足供冷要求的场合。直接供冷避免了蓄冷过程中的冷量损失，因而具有较高的经济性。泵5经截止阀8抽取经制冷系统的蒸发器3冷却后的低温水，泵入空调负荷器4对空气进行降温除湿，温度升高后经截止阀13进入制冷系统的蒸发器3，冷却后的低温水成低温水后进入下一循环。从而实现常规空调制冷运行模式。 4.3.4冷系统制冷与蓄冷槽放冷并联供冷运行模式 冷系统制冷与蓄冷槽放冷并联供冷模式由蓄冷器1、泵5、空调负荷4、截止阀13、制冷系统的蒸发器3、截止阀8及连接管路组成常规空调工作回路，由蓄冷器1、泵5、空调负荷器4及管路组成融冰释冷回路。由于制冷系统供冷和蓄冷槽供冷两者为并联供冷关系，供冷能力为两者相加，因此适合于要求冷负荷大、快速供冷的场合，例如会议室、餐厅、娱乐场所的供冷或应急供冷，船舶中午的高峰期供冷等。对于船舶轴带压缩机暖冰蓄冷的空调系统，常规空调工作回路作为主供冷回路，蓄冷槽供冷只作为制冷系统直接供冷的补充供冷，这样可以充分发挥轴带压缩机制冷系统的节能作用，减少供冷过程中的能量损失，同时使医疗费冷若冰霜槽的应急供冷功能得到充分发挥。在控制两者供冷比例的控制可调节截止阀8、14、15、等的开度实现。在充分发挥常规空调工作回路的前提下，应全开截止阀8、13，根据蓄冷槽的暖冰量选择截止阀15、14等的开度来控制供冷量与空调负荷的平衡。由于泵2、泵5都采用后弯叶片的离心泵，改变截止阀14、15等开度或开启数量时，泵5的管路特性发生改变，从而使泵5的流量和压头关系发生改变，在保持常规空调工作水流量基本稳定的条件下，改变了进入蓄冷槽的工作水流量，达到利用蓄冷槽暖冰释冷调节空调负荷的目的。 4.3.5制冷系统制冷与蓄冷槽放冷串联供冷运行模式 制冷系统制冷与蓄冷槽放冷串联供冷模式的供冷回路由蓄冷器1、截止阀10、泵2、截止阀9、制冷系统的蒸发器3、截止阀13、空调负荷4、泵5、截止阀16及管路组成。打开截止阀10、9、13、16，关闭其他各阀，起动泵2和制冷系统即可实现制冷系统制冷与蓄冷槽放冷串联供冷模式工作。该模式适合于需要送风温度低、空调负荷大、需要除湿等场合。由图可知，工作水在蓄冷槽内放出热量后，在蓄冷器1上层经截止阀10被泵2抽取，排入制冷系统的蒸发器3进一步冷却降低温度后进入空调负荷器4放冷，达到供冷目的。由于进入空调负荷器的工作水温度低，所以具有较强的除湿能力；空调负荷器4内工作水与空调空气的温差较大，供冷能力较常规空调供冷或蓄冷槽供冷时强。工作水的回水管应插入蓄冷槽较深处，加强工作水对蓄冷槽内液化的扰动，保证工作水在蓄冷槽内充分冷却。 4.3.6制冷系统蓄冷和蓄冷槽放冷运行模式 制冷系统蓄冷和蓄冷槽放冷模式运行时，制冷系统的蓄冷工作循环和蓄冷槽的释冷工作循环同时工作，蓄冷槽工作在边蓄冷边放冷的动态平衡中。这种运行模式可用于不同空调负荷，蓄冷槽内的扰动强，换热系数大。但泵2、泵5同时工作，系统运行的功耗较大，且蓄冷槽存在着少量冷量损失，经济性较差。适用于蓄冷量明显大于放冷量时或有必要设置成该种模式下运行的情况或常规空调供冷系统故障。例如夜间空调负荷较低，制冷系统具有多余功率用于蓄冷的场所。是夜间轴带压缩机暖冰蓄冷空调的主要运行模式。 4.3.7常规空调供冷蓄冷槽蓄冷运行模式 常规空调供冷蓄冷槽蓄冷运行模式的运行回路由蓄冷器1、截止阀8、9、10、11、12、13、泵2、泵5、制冷系统蒸发器3、空调负荷器4等组成。适用于轴带制冷压缩机的功率大于空调负荷时边蓄冷边供冷的情况。工作时调节好截止阀10、11的开度，泵2 分别通过截止阀10和11从蓄冷槽上部的水层、底部的介质层按比例吸入水和介质，促晶后通过截止9进入制冷系统的蒸发器放热并进行水合反应，形成水合物占10-15%的两相流。一部分经截止阀12进入蓄冷槽增加蓄冷量，另一部分通过截止阀13进入空调负荷器冷却空气，工作水在空调负荷器中吸热后经泵5加压后经截止阀8进入制冷系统蒸发器3重新降温冷却，进行下一个工作循环。这种运行模式中的常规空调工作介质是两相流，工作介质的热流密度大，工作介质的循环量小，泵的功耗较小；但两相流暖冰含量堵塞过高时会产生常规空调循环管路堵塞，影响空调系统的正常运行。空调负荷与蓄冷量的比例可通过调节截止阀12、13的开度加以控制。 5船舶轴带制冷压缩机暖冰蓄冷系统的可行性分析 5.1运行可靠性分析 船舶轴带制冷压缩机暖冰蓄冷系统必须满足船员、旅客日常生活供冷的要求，同时满足船舶节能的要求，因而其运行可靠性非常重要。从以下几个方面进行探讨。 5.1.1影响船舶轴带制冷压缩机暖冰蓄冷系统工作的因素 影响船舶轴带制冷压缩机暖冰蓄冷系统工作的因素的因素很多，影响程度也各不相同，总的可归结为船舶运行对制冷系统、蓄冷系统的影响和轴带压缩机对船舶主机运行的影响。 5.1.1.1船舶摇摆及颠簸与蓄冷系统工作的关系 船舶在海洋航行，气候条件变化无常，风浪天气时常出现，船舶摇摆及颠簸不可避免。因而对蓄冷系统会造成影响。一方面，由于蓄冷槽存在着自由液面，如果蓄冷槽内的换热面布置不当，会使换热面露出自由液面，从而造成有效换热面积的减少，造成蓄冷速度的不均匀，在船舶倾斜航行时可能造成蒸发器表面的暖冰不能及时脱离，引起换热阻的增大，造成蓄冷速度减慢。另一方面，船舶摇摆及颠簸使蓄冷介质的扰动明显增加，有利于增大对流换热系数，并使蓄冷介质内部物质的分布更加均匀，有利于蓄冷槽的快速放冷。为了充分利用船舶摇摆及颠簸对蓄冷系统扰动效应，应合理布置换热面，防止换热面在船舶摇摆及颠簸时露出蓄冷介质的表面，增强传热效果。 5.1.1.2船舶摇摆及颠簸与轴带压缩机工作的关系 船舶摇摆及颠簸轴带压缩机工作的影响主要由主机转速变化引起。由于船舶主机的调速器大多采用极限式调速器，柴油机转速未达到设定转速时，调速器不发生作用，油门开度保持不变。当船舶产生摇摆及颠簸时，船舶的兴波阻力、摩擦阻力、旋涡阻力及附加阻力都将增加及大幅度的波动，螺旋桨特性曲线变陡，柴油机的工况点变化，即引起船速减慢，使螺旋桨的阻转矩增加及波动，造成柴油机转速的下降和波动。若轴带压缩机与柴油机为定速比连接，则柴油机转速的变化变化必将引起轴带压缩机转速的变化，从而引起压缩机流量、制冷系统冷凝压力等的一系列变化。若轴带压缩机为离心式压缩机，还将使排出压力降低，进一步降低压缩机的流量，严重时不能排气。造成制冷系统不能工作。这也是选用离心式轴带压缩机时必须增加液力耦合装置或液压耦合装置保证离心压缩机转速的原因。若轴带压缩机为容积式压缩机，虽然船舶摇摆及颠簸对排出压力影响不大，但流量和容积效率降低也将明显影响蓄冷器的蓄冷效果。另外，船舶摇摆及颠簸也可能造成压缩机润滑不良，造成压缩机故障的发生。因此，船舶轴带压缩机的润滑系统最好采用压力润滑，确保压缩机的润滑良好。 5.1.1.3柴油机飞车与轴带压缩机工作的相互关系 船舶摇摆及颠簸严重时，特别是船舶轻载航行时摇摆及颠簸会使螺旋桨部分露出水面，使柴油机负荷的突然减轻，而调速器未来得及改变油门，造成柴油机负荷与螺旋桨的功率匹配失衡，柴油机转速突然增加，超过柴油机的额定转速，产生飞车现象。柴油机飞车不但会使柴油机的机械负荷突增，引起柴油机故障和损坏，也会给轴带压缩机造成损坏。由于飞车现象是螺旋桨露出水面时突然产生，使柴油机转速突然增加且幅度很大，轴带压缩机转速是柴油机转速按比例增速得到，其转速为柴油机转速的10倍以上。根据转动惯性力与转速的平方成正比例的规律，可以知道柴油机飞车对轴带压缩机的影响远大于对柴油机的影响，惯性力的增加柴油机的100倍以上，会给轴带压缩机的传动轴和增速装置造成过大的附加扭矩，若不采取有效措施会对轴带压缩机造成严重破坏。解决轴带压缩机的传动轴和增速装置附加扭矩增加的措施是采用液力耦合或液压耦合可装置进行无级平滑增速，利用液压系统优良的抗过载性能和安全保护功能，避免轴带压缩机的损坏，确保其正常工作。柴油机飞车时转速快速大幅度增加，一方面使轴带压缩机的排气量明显增加和排气压力增加，使压缩机功率增加，影响制冷系统的工作。另一方面轴带压缩机功率从柴油机吸收的功率提高，可增加柴油机的功率，轴带压缩机运动部件阻碍柴油机增速的惯性力百倍于等重量的柴油机本身的运动部件惯性，很大程度上抑制飞车的产生和减少飞车的程度。由此可见，轴带压缩的存在有利于避免柴油机的飞车，增加船舶在风流天航行柴油机工作的可靠性。 5.1.1.4柴油机飞车与制冷系统工作的关系 柴油机飞车使制冷系统的工况发生变化也是显而易见的。不论是容积式压缩机还是离心式压缩机，输入轴转速的提高都将使轴带压缩机的容积流量增加，进而破坏冷凝器原有的热平衡，使冷凝压力、冷凝温度提高，使制冷系统的工况发生以下变化过程。 首先，冷凝压力、冷凝温度提高破坏了冷凝器的热平衡，在外界条件不变的情况下，冷凝压力、冷凝温度提高使制冷剂与冷却水的传热温差增大，冷凝器的热交换量增加，即冷凝能力增强。同时，由于压缩机的吸气能力的增强使吸入压力降低，蓄冷器内冷剂的蒸发温度降低，使蒸发器的传热温差也增大，提高了制冷剂与蓄冷工质的传热温差，也使蓄冷器的蓄冷速度增加。其次是冷凝压力与蒸发压力的差值增大，使制冷剂通过膨胀阀的流量增大，冷剂的循环加快，蓄冷系统的蓄冷速度也加快。但冷凝压力与蒸发压力的差值增大会引起单位压缩功增大，制冷系数COP值减小，装置运行的经济性变差，蒸发压力和蒸发温度的降低使单位制冷量减小，吸气比容增大，压缩机的质量流量回落，即压缩机输气能力的下降。制冷系统工程经过一个调节过程，重新建立新的平衡。相比原平衡，新平衡点的蒸发温度略低、冷凝温度略高，单位制冷量略小，单位压缩功偏高，制冷系数略有下降。 由于柴油机飞车只有当螺旋桨露出水面较多、调速器的调节性能不能满足转速快速变化时才会发生，螺旋桨重新入水后就自动消失，所以，柴油机每次飞车的时间比较短。出现飞车的频率随着船舶航向与海浪的夹角、海浪对船的频率、船舶的摇摆及颠簸的频率等因素的改变而周期性变化，因此，柴油机的转速也是周期性变化，轴带压缩机制转速也随柴油机柴油机产生周期性的变化，因而轴带压缩机的耦合增速装置会出现扭振现象，造成压缩机工作寿命的缩短，也造成制冷系统的工作参数出现周期性的变化，使蓄冷过程不稳定。 5.1.1.5蓄冷介质自由液面与船舶稳性的关系 船舶稳性的好坏直接到航行安全，也关系到风浪天航行摇摆周期的大小和摇摆幅度。稳性高度不当，产生不当的摇摆周期和摇摆幅度会使船员产生晕船反应，引起生理疲劳，造成工作效率低下，直接影响到生理健康，严重时可能出现安全事故。影响稳性高度的因素主要有船舶重心、货物配载、自由液面、悬挂物、货物移动等。由于蓄冷槽内存放的工质具有流动性，存在的自由液面会影响到船舶稳性高度。自由液面对稳性高度的影响为： （5.1） 式中：h1为自由液面存在时的稳性高度。 h为自由液面存在前的稳性高度。 r1、r分别为蓄冷工质、舷外水的密度 ix为自由液面的面积对其表面形心纵轴的惯性矩 为船舶排水量 由此可见，自由液面存在总是使船舶稳性高度降低，当自由液面很大时会使稳性高度不能满足船舶航行的要求。通常蓄冷槽的自由液面不大，相比船舶压载水的自由液面基本可以忽略，通常船舶的排水量又很大，因此，蓄冷槽的自由液面对船舶稳性高度降低量可忽略不计。没有必要采取措施消除其影响。 5.1.1.6轴带压缩机与工作可靠性提高的关系 柴油机通过增速机构带动轴带压缩机取代柴油机拖动发电机发电，经配电盘配电，电动机拖动压缩机对工作，省去了许多中间一切，系统的故障可能性降低，工作可靠性提高。且便于管理。 由于蓄冷系统具有快速释冷的能力，可实现制冷系统的短时应急供冷，在最短时间内达到所需要的温度，这是常规供冷系统无法比拟的。靠泊时利用岸电蓄冷可进一步提高运营的经济性。 5.1.2轴带压缩机负荷变化与柴油机转速的关系 轴带压缩机功率约为主机额定功率的2.5%左右。在轴带压缩机突加或突减100%额定功率时的功率变化约为主机功率的2.5%左右，根据柴油机和螺旋桨的功率匹配关系，柴油机功率与转速的三次方成正比，主机功率改变2.5%，其转速变化不到1%，由此可见，在主机持续功率运行时，轴带压缩机负荷变化对柴油机转速的影响可忽略。 当柴油机在部分负荷下工作，特别是在低负荷工作时，轴带压缩机对柴油机的影响会加大，轴带压缩机负荷有时会占到10%以上，因而在改变轴带压缩机负荷时造成柴油机转速的波动，转速波动在3-4%左右，幅度不大，可以通过改变柴油机油门的方法加以调整。较可靠避免柴油机转速波动的方法是，轴带压缩机空载起动，逐步加载，减少对主机的负荷冲击。保证柴油机的稳定运行。 5.2运行经济性分析 采用轴带压缩机的意义表现在燃油消耗率降低、减少轻柴油消耗，提高综合经济性、有利于能量综合利用、减少了维护费用和延长了维护周期、可减少柴油发电机组数量和容量、润滑油消耗减少了初期投资和运行成本、减少了发电机损耗、避免了电动机损耗等多个方面， 还可改善工作环境和条件，为柴油机废气余热、冷却水余热的利用提供更有利的条件。具体分析如下: 5.2.1采用轴带压缩机后对燃油消耗率降低的作用 综合经济性高是轴带压缩机的主要优点，也是本课题研究的主要原因。通常船舶主机的储备功率在10%左右，对于大中型船舶而言，空调压缩机的功率相当于主机功率的2-5%，利用主机储备功率带动轴带压缩机工作完全能够满足船舶空调负荷的需要，且不影响主机推进功率。通常主柴油机采用超长冲程、高增压、高压缩比的低速柴油机，其热效率超过50%比四冲程的发电柴油机（约34%左右）高得多，主柴油机油耗率远小于发电柴油机的油耗率，其节油效果显著。在暂不考虑发电机组供电功率因数、传递效率、发电机内部损失、电动机损失等造成柴油机匹配功率增大的因素，仅按制冷压缩机功率进行节能效益估算，每年的节油量可用下式表示 ΔG1=24 N P（ge1- ge2） (5.2) 式中：ΔG1为采用轴带压缩机z蓄冷空调后每年的节油量 N为蓄冷空调年平均工作时间 天 P为空调负荷，即柴油机负荷的增加值 ge1为发电柴油机的耗油率g/kw.h ge2为主柴油机的耗油率g/kw.h 以设计空调负荷为225KW的z船舶为例，主机为苏尔寿6RTA58柴油机，其额定工况时油耗率为159g/KW.h；发电柴油机为国产6250柴油机，其额定工况时油耗率为230g/KW.h。若按年平均使用蓄冷空调100天，实际空调平均负荷按设计负荷的80%估算，忽略轴带压缩机的能量传递损失，按制冷压缩机功率进行估算，年节油量G0约为： G0=225╳80%╳100╳24╳（230-159）╳10-6=30.7 吨 目前最先进的船舶主柴油机的海上工作时的最低油耗率仅为140g/KW.h，而发电柴油机通常在部分负荷下工作，其实际油耗率比230g/KW.h更高，实际的节能效果比以上估算更好。由此可见，轴带压缩机蓄冷空调系统的节能效果非常显著。 5.2.2对减少轻柴油消耗提高节能的经济性的作用 船舶主机普遍使用劣质燃料油，的价格比柴油发电机使用的轻柴油要便宜得多，因而大幅节约了燃料费用，提高了节能的综合经济性。按制冷压缩机功率对轴带压缩机蓄冷空调系统节省的年燃料费用P1估算，P1可用下式表示： P1= p1G1- p2G2= 24 N P(ge1p1-ge2p2) 10-6 (5.3) P1为年燃料节省的费用 p1为柴油发电机消耗的轻柴油的年平均价格 元/吨 G1为空调负荷产生的柴油发电机年燃料消耗量 吨 p2为船舶主机用油的年平均价格 元/吨 G2为空调负荷产生的船舶主机用油的年燃料消耗量 吨 仍以z船为例，按现市场价0号轻柴油价格为3400元/吨，主机用的燃料油价格为2200元/吨估算，年节约燃料费用P1为 P1=24 100 225 0.8 （230 3400-159 2200） 10-6=151113 元 5.2.3轴带压缩机蓄冷空调负荷对降低 主机油耗率的作用 在接入轴带压缩机蓄冷空调后，在正常航行过程中主机的负荷增加将增加2-3%。根据柴油机油耗率随主机负荷增加降低、并在额定负荷附近达到最低值的变化规律可知，空调负荷使主机负荷更接近额定负荷工作，运行工况向最佳工况靠近，有利于主机油耗率的降低；特别是在低负荷工作和部分负荷工作的进出港口、复杂航区情况下，空调负荷对主机工况改善有更好的作用，油耗率的降低明显。空调负荷使主机油耗率下降对年节油的影响可用下式表示： ΔG2=24 N（P3+ P）（ge3- ge4.） 10-6. 吨 （5.4） P3为主机未带轴带空调运行时功率 ge3为主机未带轴带空调时的油耗率 ge4为主机带轴带空调时的油耗率 仍以z船为例，根据该船航行试验测定的油耗率数据，额定工况时油耗率为159g/kwh，90%额定负荷时的油耗率为162 g/kwh，主机额定功率为7200kw，若假设年平均空调负荷为180 kw，主机未带轴带空调时运行在90%额定负荷，则每年可节油： ΔG2=24 N（P3+ P）（ge3- ge4.） 10-6 =24 100 （7200 0.9+180） (162-159) 180/[7200 (1-0.9)] 10-6 =11.99 吨 节油产生的经济效益P2为 P2=11.99 2200=26378 元 5.2.4对能量综合利用的作用 主机采用轴带压缩机蓄冷空调后，船舶正常航行时由主机提供动力，不使用柴油发电机的电能，因此减少了柴油发电机组和容量，避免了辅机动力系统的功耗，而主机辅助系统功耗基本不变。目前船舶辅机的排烟余热一般没有得到利用，且四冲程柴油机排烟温度高，排烟余热损失大，因此，浪费了大量的排气余热。而主柴油机余热通过海水淡化装置、废气涡轮增压器、废气锅炉、气轮发电机等装置进行回收，余热利用率较高，使用轴带压缩机蓄冷空调后，空调负荷产生的余热通过主机余热回收装置得到了利用。假设柴油机的热效率为 余热回收率为 ，空调负荷年消耗燃油G2，则余热回收的能量相当于节约的燃油量为ΔG3为： ΔG3= G2（1- ） 吨 （5.5） 以Z船空调系统为例，额定工况时油耗率为159g/kwh对应于柴油机热效率约50%，若余热回收率按30%估算，可节约燃油ΔG3为： ΔG3= G2（1- ） =24 100 180 159 （1-50%） 30% 10-6=10.3 吨. 按0号轻柴油价格折算可得P3 P3=10.3 3400=35020 元 5.2.5对柴油发电机组容量和初投资成本的作用 使用轴带压缩机蓄冷空调后，空调负荷直接由主机拖动，无需发电柴油机提供电力。船舶空调负荷在电力系统所占比例很高，有些船舶占到总负荷的50%以上，许多客轮专门设置空调负荷屏，以免对其他负载造成过大的影响。因而轴带压缩机蓄冷空调使空调负荷从电力网中分离，船舶电力负荷大幅度减少，从而减少了柴油发电机组数和容量,节省了初投资成本。同时也避免了柴油发电机组运行时运行成本的产生。在海上航行时，轴带压缩机蓄冷空调维修工作量和管理工作量比电动压缩机组空调系统要少得多，维护周期也长得多，使船舶的运行管理得到了简化。柴油发电机组的初投资额由柴油发电机组的购买成本、安装调试费、备件费、运输费及配电盘、电缆、控制设备等附加设施费组成。初投资成本可用下式表示： EMBED Equation.3 元 （5.6） 式中p1、p2、p3、 分别表示船舶电力网中各组成部分的售价、安装调试费、备件费、运输费等初投资各项费用。 柴油发电机组设备的成本价格与设备的品牌选择、产地、售后服务等有密切的关系，就目前国产的船用柴油发电机组市场价大多数在900—1000元/千瓦左右，安装调试费、备件费、运输费及配电盘、电缆、控制设备、电动机等附加设施费约为柴油发电机组的20—30%左右。 空调负荷P与柴油机功率W的匹配关系如下： 千瓦 （5.7） 式中：W 为空调负荷所需的柴油机匹配功率 η2为发电机效率 η3为动电机效率 η4为输电线路效率 η5综合机械效率 仍以z船的空调负荷为例，估算采用轴带压缩机蓄冷空调后可减少对船舶电力网的初投资费用。z船空调设计负荷225千瓦，按常规电力拖动制冷压缩机匹配要求，参考电机手册的数据可知，70--200千瓦发电机额定效率为90--92%左右（取90%）、70--100电动机额定效率为90%左右（取90%），柴油机与发电机、电动机与压缩机的传递机械效率在安装良好的条件下在通常在95--98%左右（取95%），柴油机的匹配系数取1.1，忽略线路损失，则柴油机功率W应为 EMBED Equation.3 KW 若柴油发电机组设备的购买成本按900元/千瓦，其他附加费用按200元/千瓦估算，节省的电力系统初投资费P4为 P4=（900+200） 338=371800 元 而轴带压缩机与主柴油机的联接在选择合适的压缩机后选用一个带离合器的两级变速箱即可满足要求，其成本不超过2万元，由此可见， 初投资费大大降低。 5.2.6 对降低发电机组润滑油消耗的作用 采用轴带压缩机蓄冷空调后，由于发电柴油机装机容量的减少,使柴油机运行时的润滑油消耗量大幅度降低，主要体现在气缸油消耗的减少和柴油机系统油充注量的减少，同时也降低发电机组的维护保养成本。通常情况下发电柴油机的气缸油与系统润滑油是相同的，柴油机的平均每小时消耗量可用下式估算： ΔG4=W(ge5+ ge6) 10-3+G5/N1 （5.8） 式中ΔG4为平均每小时柴油机机滑油消耗量 千克 ge5为柴油机系统油每千瓦小时的滑油消耗量 克 ge6为柴油机气缸油每千瓦小时的滑油消耗量 克 G5柴油机系统油的充注量 千克 N1柴油机系统油的使用寿命 小时 由于主柴油机在达到90%--100%额定功率时气缸油和系统油的消耗量基本稳定，其系统滑油和气缸油的增加量可忽略不计，因而式5.5估算结果可认为是节约的滑油量。按目前国产6250柴油机每千瓦小时的系统滑油消耗量0.2—0.3克（取0.2克）、气缸油消耗量1.5--2克（取1.5克），系统油充注量按100kg, 使用寿命500小时估算，可知每小时滑油消耗量为 ΔG4=W(ge5+ ge6) 10-3+G5/N1 =338 （0.2+1.5） 10-3+100/600=0.84 千克/小时 按每年工作100天计算, 滑油价格按市场价14元/千克计算, 则年节约滑油费用为 0.84 24 100 14=28224元 5.2.7 对降低发电机损耗、电动机损耗的作用 采用轴带压缩机蓄冷空调后，原动机与压缩机之间的能量传递由柴油机—发电机—电动机—压缩机变为柴油机—压缩机，避免了发电机、电动机的损耗。发电机、电动机内部的铜耗、涡流损耗、磁滞损耗、机械损耗等都将使传输效率降低，空载损耗还可能使功率因素降低，影响发电机的供电质量。发电机、电动机的内部损耗根据负荷情况、发电机、电动机的功率不同而变化，小型发电机、电动机分别可达20%，200kw左右的电动机、发电机损耗大多数在7-10%左右，由此可以算出传递效率仅为85%左右，而柴油机—压缩机的直接传递方式的能量损失一般不超过5%。由此可见轴带压缩机在能量传递效率方面的突出优点。 5.2.8对改善工作环境和条件的作用 轴带压缩装置的结构紧凑，占地面积小，船舶仅需配备较小容量的辅机，有利于扩大机舱的空间，减低机舱温度并减少机舱的噪音，这对于改善轮机员的工作环境，调整轮机员的工作积极性保护有着良好的促进作用。 5.3轴带压缩机暖冰蓄冷空调与常规空调的运行经济性比较 暖冰蓄冷空调用于船舶虽然没有陆用时的峰谷电价的优惠政策带来的经济效益，也无相应的政策扶持，但通过合理选择蓄冷时间及优良的管理，仍然可以带来可观的经济效益。主要体现在不同环境温度下蓄冷系统的COP值的变化。 5.3.1蒸发温度与COP值的关系 蒸发温度对应于蒸发压力的饱和温度。蒸发压力的大小是由蒸发器单位时间的产气量和压缩机间的吸气量之间的平衡来决定的。如果蓄冷温度降低、蒸发器传热不良、或供液不足，则蒸发量减少，蒸发压力就降低。反之，如果蒸发器的产气量大，则蒸发压力就高。冷凝温度是对应于冷凝压力的饱和温度，冷凝压力的大小是由压缩机的排气流量与冷凝器的单位时间冷凝量的平衡来决定的。如果把压缩机吸入压力提高，质量流量增大，冷凝压力就高，另外冷凝器的换热能力差，则冷凝压力也会升高。 对于容积式轴带压缩来说，压缩机的理论流量主要取决于主机的转速。实际流量还取决于压缩机的容积效率。主机的转速、蒸发压力、冷凝压力及压缩机的泄漏途径等会影响容积效率，也会影响轴带压缩机的轴功率和制冷量。图 为其他条件相同时蒸发温度对理论循环的影响。假设蒸发温度从t0降低到t0，时循环由于某种原因234561改变为1，2，345，6，1。这时循环制冷量稍有降低，即q0’