2024年4月10日发(作者：让晗日)

逆卡诺循环P504

T

0



/T

k





冷热源温度K

q

0

T

0



(s

1

s

4

)



q

0

/w

q

k

T

k



(s

1

s

4

)

wq

k

q

0

s

1

/s

4



状态点1和4的比熵kJ/kg·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kJ/Kg

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

)

∑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



(T

0



T

0

)/[(T

k



T

0



)(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

h

4

q

0

-单位质量制冷量kJ/Kg

q

v

-单位容积制冷量kJ/m

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m3/kg

M

R





0

q

0

V

R

M

R

v

1





0

q

v

M

R

-制冷剂质量流量kg/s

V

R

-体积流量m/s

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kJ/s或kw

q

k

-冷凝器单位质量换热量kJ/Kg



k

-冷凝器热负荷kJ/s或kw

w

th

-压缩机单位质量耗功量kJ/Kg



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kJ/s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1/2（

T

k

+

T

r•c

）]的平均比热 kJ/Kg.K

C

x

2

回热循环P509



(q

0

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=kg/s×kJ/Kg

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

[(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

h

3

)

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

m

R2

)h

3

m

R

h

3

m

R1

h

2

m

R2

h

3

m

R1





0

/(h

0

h

9

)



h

6

)m

R1

(h

5

h

7

)

m

R2

(h

3

低、高级压缩机理论耗功率

P

th

P

th1

P

th2

m

R1

(h

2

h

1

)m

R

(h

4

h

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

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（r/min）

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（r/min）、

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（r/min）



240

D

2

SnZ

m³/s



60

1

V

h

C

n

C



D

2

0

Ln

m³/s

60

V

h



2V

p

Zn

60

m³/s

n(R

2

r

2

)LZ

cm³/s

星轮封闭时的最大基元容积Vp、转子齿数Z、转子转速n（r/min）

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)

m³/s

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（r/min）

﹡

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

0.94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 r/min、

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

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，kg/s

h

1



蒸发器出口制冷剂的比焓，kJ/Kg

；

h

5



蒸发器进口制冷剂的比焓，

kJ/Kg



h

M

R

(h

3

h

4

)M

R

(h

1

h

5

)M

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，m/Ｋg

5

3

h

3



制冷压缩机出口气态制冷剂的比焓，kJ/Kg

h

4



冷凝器出口液态制冷剂的比焓，kJ/Kg

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

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，kJ/Kg

w

th



单位质量制冷剂的理论耗功率，kJ/Kg



i

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，kJ/Kg

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

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

w/w或Ｋw/Ｋw

封闭式

COP



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

w/w或Ｋw/Ｋw

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w/w，冷却水进水温度30℃

B－75%负荷时的性能系数w/w，冷却水进水温度26℃

C－50%负荷时的性能系数w/w，冷却水进水温度23℃

D－25%负荷时的性能系数w/w，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

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



kg/s

c(t

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)

kJ/h

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，kJ/kg

I

w1

、i

w2

－对应于T

w1

、t

w2

饱和空气的比焓，kJ/kg

I

s1

、i

s2

－对应于T

s1

、t

s2

饱和空气的比焓，kJ/kg

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，kg/h； G－冷却塔风量，kg/h

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

(W/A)



(G/A)



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





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)

Ｋｗ/Ｋｗ

COP

h





h

/(



g

P)

Ｋｗ/Ｋｗ



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

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

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9.81m/s²

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kg/m³； ρ

a

－周围水密度kg/m³

v－进水的运动黏度m²/s

11

一般Fr<2，取Fr=1

Re=q/v

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)

L/s

卤水泵

LQ

j

/(4.2t)

L/s

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

kJ/kgK

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

kJ/kgK

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 kJ/kg

值作为计算零点，是一相对值

3

hh

f

(tt

f

)(4.192.30X

s

0.628X

s

)

h－食品在初始冻结点t

f

以上的比焓 kJ/kg

h

f

－食品在初始冻结点t

f

时的比焓 kJ/kg

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 kJ/kg

h(tt

r

)[1.551.26X

s



(X

w

X

b

)r

0

t

f

t

f

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 kJ/kg

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1/sPa； 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W/m²K；P617，表4.7-13

λ－食品冻结后的热导率W/mK

W－食品的含水量kg/m³

t

c

－冷却介质的温度℃

m



M(p

g

p

s

)

kg/s

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

)

3.0





(



)

6.3



(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kg/m³P618，4.7-16

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)(24/t)

m

d

(lm

d

13

搁架排管式

m´

ｄ

－吊轨单位长度净载货质量kg/m，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)(24/t)

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=δ/μ

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m²ｈPa/g

Rw－围护结构外表面的蒸汽渗透阻Pa，4m²ｈPa/g；

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

m²ｈPa/g

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w/m²K； 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





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kJ/kg

3.6tt2

h2－货物在冷间内终止降温时的比焓kJ/kg

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kJ/kgK



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w/kg







货物冷却终止温度时单位质量的呼吸热流量w/kg

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

w

h

n

)nV

n



n

[30n





n

(h

w

h

n

)]

3.624

hw－冷间外空气的比焓kJ/kg

hn－冷间内空气的比焓kJ/kg

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kg/m³ 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8/24

操作热流量W P633



5a



照明热流量W；



5





5a





5b





5c





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

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

2.3w/ｍ²操作人员长时间停留的加工间、包装间等可取4.7w/ｍ²

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







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





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ｗ/ｍ²；

ｑ－蒸发器的热流密度ｗ/ｍ²

Q－冷却水量m³/h

Q

b

Q

t

2

t

1

m³/h

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

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m³/h

Wx－中间冷却器内气体速度，不应大于0.5m/s

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）m³/h

Wy－油分离器内气体速度，填料式取0.3-0.5m/s,其他不应大于0.8m/s



－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ｍ³/kg

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kg/h

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ｍ³/h

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



V

0.0188

3600



W

d



d

n

d

W

d



d

n

d

λ－

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) ｍ³/h

ｍ

Wd－

低压循环贮液器内的气体速度,立式不应大于0.5ｍ/s，卧式不应大于0.8ｍ/s



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

ｍ³/h

q

z



氨泵所供同一蒸发温度的氨液蒸发量kg/h

V

z



蒸发温度下氨饱和液体的比体积ｍ³/kg

冷却设备的传热面积P648

A

s





s

/(K

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ｍ³/h

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

A

s





2

A

c

A

x

]()(t

w

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kg/m³P618，4.7-16

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





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





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kJ/kg； hn－冷间内空气的比焓kJ/kg

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kg/m³ 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



a

d

o

af

面的对流换热热阻

1(



a





t

a

t

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7000W/t

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0.70-0.75m/ｓ，

取465-580ｗ/(ｍ²℃)；采用螺旋管蒸发器时取465-523ｗ/(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



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

)

ｍ³/h

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kJ/kg℃； ρ

k

－空气密度kg/m³

θs－送风温度，取10℃； θp－排风温度，取5℃

21

2024年4月10日发(作者：让晗日)

逆卡诺循环P504

T

0



/T

k





冷热源温度K

q

0

T

0



(s

1

s

4

)



q

0

/w

q

k

T

k



(s

1

s

4

)

wq

k

q

0

s

1

/s

4



状态点1和4的比熵kJ/kg·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kJ/Kg

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

)

∑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



(T

0



T

0

)/[(T

k



T

0



)(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

h

4

q

0

-单位质量制冷量kJ/Kg

q

v

-单位容积制冷量kJ/m

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m3/kg

M

R





0

q

0

V

R

M

R

v

1





0

q

v

M

R

-制冷剂质量流量kg/s

V

R

-体积流量m/s

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kJ/s或kw

q

k

-冷凝器单位质量换热量kJ/Kg



k

-冷凝器热负荷kJ/s或kw

w

th

-压缩机单位质量耗功量kJ/Kg



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kJ/s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1/2（

T

k

+

T

r•c

）]的平均比热 kJ/Kg.K

C

x

2

回热循环P509



(q

0

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=kg/s×kJ/Kg

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

[(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

h

3

)

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

m

R2

)h

3

m

R

h

3

m

R1

h

2

m

R2

h

3

m

R1





0

/(h

0

h

9

)



h

6

)m

R1

(h

5

h

7

)

m

R2

(h

3

低、高级压缩机理论耗功率

P

th

P

th1

P

th2

m

R1

(h

2

h

1

)m

R

(h

4

h

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

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（r/min）

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（r/min）、

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（r/min）



240

D

2

SnZ

m³/s



60

1

V

h

C

n

C



D

2

0

Ln

m³/s

60

V

h



2V

p

Zn

60

m³/s

n(R

2

r

2

)LZ

cm³/s

星轮封闭时的最大基元容积Vp、转子齿数Z、转子转速n（r/min）

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)

m³/s

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（r/min）

﹡

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

0.94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 r/min、

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

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，kg/s

h

1



蒸发器出口制冷剂的比焓，kJ/Kg

；

h

5



蒸发器进口制冷剂的比焓，

kJ/Kg



h

M

R

(h

3

h

4

)M

R

(h

1

h

5

)M

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，m/Ｋg

5

3

h

3



制冷压缩机出口气态制冷剂的比焓，kJ/Kg

h

4



冷凝器出口液态制冷剂的比焓，kJ/Kg

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

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，kJ/Kg

w

th



单位质量制冷剂的理论耗功率，kJ/Kg



i

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，kJ/Kg

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

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

w/w或Ｋw/Ｋw

封闭式

COP



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

w/w或Ｋw/Ｋw

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w/w，冷却水进水温度30℃

B－75%负荷时的性能系数w/w，冷却水进水温度26℃

C－50%负荷时的性能系数w/w，冷却水进水温度23℃

D－25%负荷时的性能系数w/w，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

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



kg/s

c(t

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)

kJ/h

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，kJ/kg

I

w1

、i

w2

－对应于T

w1

、t

w2

饱和空气的比焓，kJ/kg

I

s1

、i

s2

－对应于T

s1

、t

s2

饱和空气的比焓，kJ/kg

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，kg/h； G－冷却塔风量，kg/h

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

(W/A)



(G/A)



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





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)

Ｋｗ/Ｋｗ

COP

h





h

/(



g

P)

Ｋｗ/Ｋｗ



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

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

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9.81m/s²

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kg/m³； ρ

a

－周围水密度kg/m³

v－进水的运动黏度m²/s

11

一般Fr<2，取Fr=1

Re=q/v

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)

L/s

卤水泵

LQ

j

/(4.2t)

L/s

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

kJ/kgK

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

kJ/kgK

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 kJ/kg

值作为计算零点，是一相对值

3

hh

f

(tt

f

)(4.192.30X

s

0.628X

s

)

h－食品在初始冻结点t

f

以上的比焓 kJ/kg

h

f

－食品在初始冻结点t

f

时的比焓 kJ/kg

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 kJ/kg

h(tt

r

)[1.551.26X

s



(X

w

X

b

)r

0

t

f

t

f

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 kJ/kg

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1/sPa； 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W/m²K；P617，表4.7-13

λ－食品冻结后的热导率W/mK

W－食品的含水量kg/m³

t

c

－冷却介质的温度℃

m



M(p

g

p

s

)

kg/s

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

)

3.0





(



)

6.3



(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kg/m³P618，4.7-16

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)(24/t)

m

d

(lm

d

13

搁架排管式

m´

ｄ

－吊轨单位长度净载货质量kg/m，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)(24/t)

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=δ/μ

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m²ｈPa/g

Rw－围护结构外表面的蒸汽渗透阻Pa，4m²ｈPa/g；

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

m²ｈPa/g

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w/m²K； 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





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kJ/kg

3.6tt2

h2－货物在冷间内终止降温时的比焓kJ/kg

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kJ/kgK



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w/kg







货物冷却终止温度时单位质量的呼吸热流量w/kg

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

w

h

n

)nV

n



n

[30n





n

(h

w

h

n

)]

3.624

hw－冷间外空气的比焓kJ/kg

hn－冷间内空气的比焓kJ/kg

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kg/m³ 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8/24

操作热流量W P633



5a



照明热流量W；



5





5a





5b





5c





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

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

2.3w/ｍ²操作人员长时间停留的加工间、包装间等可取4.7w/ｍ²

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







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





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ｗ/ｍ²；

ｑ－蒸发器的热流密度ｗ/ｍ²

Q－冷却水量m³/h

Q

b

Q

t

2

t

1

m³/h

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

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m³/h

Wx－中间冷却器内气体速度，不应大于0.5m/s

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）m³/h

Wy－油分离器内气体速度，填料式取0.3-0.5m/s,其他不应大于0.8m/s



－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ｍ³/kg

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kg/h

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ｍ³/h

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



V

0.0188

3600



W

d



d

n

d

W

d



d

n

d

λ－

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) ｍ³/h

ｍ

Wd－

低压循环贮液器内的气体速度,立式不应大于0.5ｍ/s，卧式不应大于0.8ｍ/s



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

ｍ³/h

q

z



氨泵所供同一蒸发温度的氨液蒸发量kg/h

V

z



蒸发温度下氨饱和液体的比体积ｍ³/kg

冷却设备的传热面积P648

A

s





s

/(K

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ｍ³/h

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

A

s





2

A

c

A

x

]()(t

w

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kg/m³P618，4.7-16

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





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





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kJ/kg； hn－冷间内空气的比焓kJ/kg

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kg/m³ 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



a

d

o

af

面的对流换热热阻

1(



a





t

a

t

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7000W/t

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0.70-0.75m/ｓ，

取465-580ｗ/(ｍ²℃)；采用螺旋管蒸发器时取465-523ｗ/(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



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

)

ｍ³/h

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kJ/kg℃； ρ

k

－空气密度kg/m³

θs－送风温度，取10℃； θp－排风温度，取5℃

21