210kW溴化锂吸收式制冷系统设计毕业论文.docx

1、210kW溴化锂吸收式制冷系统设计毕业论文-文档均为word文档，下载后可直接编辑使用亦可打印-摘要:本工作提出了一个全面的冷水机模型，基于科学的基本原理和工程原理，适用于冷水机的设计和广泛的，详细的测试数据的分析。所研究的制冷机是16kw(4.6制冷剂吨)的LiBr-H2O双效吸收式制冷机。它已经在卡内基梅隆大学的一个微型建筑冷却、加热和动力(BCHP)系统中安装和测试。摘要利用吸收式冷水机组在不同工况下的试验数据，对所建立的冷水机组稳态计算性能模型进行了修正，用于分析冷水机组的性能，改进冷水机组的设计。关键词：吸收式制冷机；双效； LiBr-H2O；性能系数；传热系数。1. 介绍热电联产系

2、统在现场产生电能，回收废热，用于空间加热和冷却等有用的目的。与传统电厂相比，热电联产系统可将总能源效率从30%提高到70%或更高。吸收式制冷机是热电联产系统中的重要设备之一。这是一种主要由热驱动的机器，它可以直接燃烧天然气或其他燃料，或从发电或工业过程等中回收热量，以产生用于空间和通风空气冷却的冷冻水。热电联产已在大型工厂、医院、大学校园和城市地区的能源系统中证明了其有效性。然而，到目前为止，功率在500kw以下的微型热电联产系统仍处于研究阶段。为了探索微尺度热电联产技术的技术可行性，在卡内基梅隆大学6500英尺的智能工作场所(IW)设计了一套微热电联产能源供应系统，用于提供电力、冷却、加热和

3、通风。作为整个系统实现的第一步，一台16kw的蒸汽-溴化锂(LiBr-H2O)双效吸收式制冷机安装了辅助蒸汽和冷却水供应和测试负载系统。这款由远大公司提供的冷水机是目前市场上最小的冷水机。吸收式制冷机在本世纪初使用非常频繁。自1945年以来，利贝霍吸收式制冷机得到了广泛的应用。这一趋势在20世纪60年代达到顶峰，然后在70年代后期随着廉价可靠的压缩机和电动机的发展而减弱。该技术最近在亚洲重新流行起来，因为快速增长的电力需求限制了电驱动蒸汽压缩制冷机的应用。今天，随着热电联产系统的应用，力比奥吸收式制冷机技术正在回归美国。在过去的几十年里，人们开发了计算机模型来研究各种LiBr-H2O吸收式制冷

4、机循环的性能。在这些模型中，有一些1,3是特定于特定机器、流配置和工作材料的系统。其他的4,9,10是用一个模块化模型处理各种潜在吸收周期的通用方法。系统特定模型是针对具体设计进行建模并研究其在各种运行条件下的性能的性能模型;通用模型旨在探索新的吸收循环，并评估其在各种边界条件下的性能。系统特定模型或性能模型的优点是，该模型可以详细地模拟吸收式制冷机系统的结构。基于冷水机的物理细节，可以研究冷水机的热力循环、热量和传质特性。在大多数情况下，采用简化的方法来求解模型，例如制造商提供的特定冷水机组部件的指定传热系数。在热力学理论的基础上，通常建立一个通用的模型来研究不同的吸收循环和工质的性能。这种

5、类型的模型用于吸收式制冷机的概念设计。它可以有效地用于预测不同设计配置的性能，但是由于它的一般特性，很难研究冷水机及其组件的物理配置细节。除了吸收循环模拟，建模工作2,6-8,11主要集中于冷水机组组件设计。对吸收式制冷机的传热传质、工作液添加剂、不凝气措施等特性进行了大量的建模研究和实验研究。在实验的基础上，对几种典型的吸收体结构和工质提出了传热传质联合的经验关联式。然而，现有的LiBr-H2O吸收式制冷机的仿真模型主要集中于商业建筑或区域能源中心的相对大规模的安装。上述研究均未考虑制冷量少于17kW的微型吸收式制冷机，应用于住宅或轻型商业。大型吸收式制冷机和微型吸收式制冷机在科学原理和工程

6、原理上理论上没有区别，但微型吸收式制冷机的设计标准和运行条件与大容量吸收式制冷机是不同的。其次，目前吸收式制冷机的性能模型几乎都是数值模拟，没有在设计工况和非设计工况下进行重要的实验验证。第三，模型验证方法在以往的研究中被简化。用实验结果与性能模拟结果的偏差来判断模型的整体质量。摘要介绍了一台16kW双效吸收式制冷机在不同运行条件下的实验验证数学模型及性能分析。图1 收式制冷机原理图.2. 吸收式制冷机测试程序2.1. 吸收式制冷机的描述吸收式制冷机通过除去水中的热量并将热量转化为汽化制冷剂而产生冷冻水。吸收式制冷机主要由蒸发器、吸收器、发生器和冷凝器组成。吸收式制冷机需要两种工质、一种制冷剂

7、和一种制冷剂的吸附剂溶液。在溴化锂吸收式制冷机中，水是制冷剂;和水溴化锂溶液，即吸附剂。在吸收式制冷机循环过程中，制冷剂在冷凝器和蒸发器中发生相变;吸收剂溶液，吸收剂和蒸发器中浓度的变化。制冷剂液体流入蒸发器，在较低的压力和温度下蒸发，并从流经蒸发器的管状冷冻水中吸收热量。来自蒸发器的制冷剂蒸汽在低压下被吸收到吸收器中的吸收液中。当制冷剂的蒸汽被吸收时，热量被释放出来。这种热量是通过流过吸收器的冷却水来消除的。吸收剂中的稀释吸收剂溶液然后被泵到发生器中，在高温高压下通过添加热量从吸收剂溶液中蒸发出制冷剂蒸汽。制冷剂蒸汽在冷凝器中以高压和高温凝结，同时将热量转移到环境或冷却水中。冷凝器中的液体制

8、冷剂通过膨胀阀回流到蒸发器。然后从蒸发器重复吸收循环。机组采用蒸汽驱动、双效、水基溴化锂、并吸式串冷水冷带冷却塔的吸收式冷水机组。这台制冷机由远大公司提供，额定制冷量为16kW。它是目前市场上最小的吸收式制冷机，也是世界上唯一具有这种容量的蒸汽驱动吸收式制冷机。它是在基本吸收循环的基础上设计的，经过了几次修改，以减少操作冷水机所需的热量，同时也减少了与机器相结合的传热面。该双效吸收式制冷机的原理流程图如图1所示，其吸收周期如图4所示。首先，双效吸收式制冷机中有两个发电机:一个低温发电机和一个高温发电机。离开高温和高压发生器的制冷剂蒸汽用于从第二发生器中蒸发同等数量的制冷剂，该第二发生器在较低的

9、温度和压力下工作。这种二次再生将吸收式制冷机的热需求降低了接近2倍。其次，在连接两台发电机的两种吸附剂溶液流之间进行了逆流换热。这种交换可以显著减少两者运行时所涉及的热量;更少的热量将需要提供给发电机，更少的热量将需要从吸收器中提取。因此，稀释溶液从吸收器被泵到两个平行的发电机;来自两个发电机的浓缩溶液被重新组合并返回到吸收塔。如图1所示，吸收式制冷机由5个主要传热元件和4个次要传热元件、3个泵、1个冷却塔(CT)、1个自动惰性气体净化装置、以及相关的阀门和管件组成。具体来说，五个主要部件是:蒸发器(EVP)、逆流两相换热器;吸收体(ABS)、逆流两相热交换器;高温发生器(HTG)、混合良好的

10、两相沸腾式热交换器;低温发生器(LTG)，一种混合良好的两相沸腾式热交换器;冷凝器(COND)，逆流式热交换器。四个小部件是:高温换热器(HTHX)、逆电流、单相换热器;低温换热器(LTHX)、逆流式单相换热器;热回收式换热器(HRHX)、逆流式单相换热器;制冷剂旁路换热器(BPHX)，逆电流，单相换热器。三个泵分别为:溶液泵(SP)、变速泵;冷却水泵(CHWP)，单速泵;制冷剂泵(RP)，单速泵。2.2. 吸收式制冷机测试程序建立了吸收式制冷机的性能测试系统，并对吸收式制冷机在各种内外运行条件下的性能进行了评价。在系统中，吸收式制冷机与供汽系统和变冷负荷系统相连接。冷水机的系统测试要求负载能

11、够独立调整，并在测试运行期间保持恒定。该负荷由管壳式换热器提供，该换热器将80的水从建筑热水网输送到管壳。从冷水机出口到负载交换器管的冷冻水的流量由阀门控制，以达到所需的流量设定值。进入换热器的热水流量也由阀门控制，以保持冷水机进口处所需的设置点温度。冷水机组测试系统的操作,仪器仪表、控制和数据采集系统已自动逻辑有限公司提供的基于web的数据采集和控制系统(ALC)开发和安装操作冷水机组及其辅助设备,存储和显示测试测量数据。除制造商在冷水机内安装的仪器及传感器外，现场总共安装了27个传感器，包括表面温度传感器(范围:0e204 C；精度:0.1%全跨度)，RTD温度传感器(范围:10e122

12、C；流量传感器(精度:满量程的0.1%)、流量传感器(精度:满量程的1%)、压力传感器(精度:满量程的0.13%)和电传感器(量程:0e2400 A，精度:满量程的1%)。根据测试程序对冷水机进行了各种工况下的测试。在试验方案的基础上，系统地考察了不同冷却水、冷却水和蒸汽输入工况对冷水机组性能和制冷量系数的影响。冷水机组首先在设计工况下进行测试，然后在非设计工况下进行测试。一台冷水机的测试是通过设置六种操作条件来进行的，这些操作条件是测试系统的主要输入，都在冷水机的外部：饱和蒸汽供应的压力；冷冻水的流量、入口和出口温度；冷却水的流量和入口温度。如表1所示，六种操作条件在设计值的范围内每次改变一

13、种。每个操作条件都在这六个变量的范围内以5-10的值进行了测试。每次试验收集20-200数据集，这些数据集是在冷水机稳态运行期间每隔2分钟获得的。在估计220小时的冷水机组操作期间，总共进行了38次试验。通过观察这些条件在20分钟或更长时间内有一个恒定的平均值，从而建立稳态。计算了冷水机组的负荷、性能系数和功耗。冷水机负荷是冷冻水流、冷冻水进出口温差和冷冻水比热的乘积。COP是冷水机负荷与冷水机入口蒸汽和出口冷凝液焓差的比值。对机组蒸汽流量、冷却水出口温度、机组负荷、机组COP等参数的测试结果进行了报告和讨论。表1 测试程序的输入和主要输出3. 吸收式制冷机性能模型为了进一步加深对冷水机组工作

14、原理的理解，分析冷水机组的试验数据，建立了一个综合的计算模型测试程序，协助设备设计，并评估各种BCHP系统的性能。3.1. 性能模型描述根据图1所示的吸收式制冷机的原理流程图，建立简化的流程图，并标注相应的状态点，如图2所示。每个状态点都由它的压力、温度、组成和流量来表示。每个冷水机组部件的稳态计算模型由表示水和溴化锂的质量平衡、能量平衡、工作流体性质关系以及涉及进入和离开部件的流的状态点条件的热和质量传递关系的方程组成。在工程方程求解器(EES)中编写了这些非线性代数方程。冷水机模型由416个变量、状态点运行条件和409个表达基本工程原理的方程组成。当给定适当的假设条件和一定数量的运行参数时

15、，该模型可以计算出冷水机内各状态点的压力、温度、组成和流量。图2 冷水机模型简化流程图3.1.1. 模型的假设采用下列假设适当的重新发送吸收周期：系统在稳定条件下运行，组件之间的流控制只允许所有液体或所有气体流动，在系统内的任何一点都没有质量或能量的积累或消耗。整个系统被认为是一个三压系统：高压，Ph值，是由平衡的水汽压和进入冷凝器的温度决定的，HTG和LTG加热管中的压力都在这个高压下。中间压力Pm由离开冷凝器的制冷剂的平衡水气压和温度决定，吸收剂溶液在LTG中的压力就是这个中间压力。低压P由蒸发器中制冷剂的水气压和温度决定，吸收剂溶液在吸收器中的压力是相同的，从蒸发器到吸收器的流动产生的压

16、差小到可以忽略不计。图3状态点18处的平衡压力表示吸收塔和蒸发器内的低压。离开吸收器的稀溶液在与从蒸发器出来的制冷剂相同的水汽压下处于相平衡状态.离开两个发生器的过热蒸汽的温度与离开HTG和LTG的浓缩溶液的温度相同。离开发生器的蒸汽在发生器压力下具有弱溶液的平衡温度。输入蒸汽为饱和蒸汽，疏水阀后的凝结水为饱和液体。在蒸发器和吸收器之间没有液体结转。流量限制器，如膨胀阀、喷嘴和疏水阀都是绝热的。泵功是等熵的，除了流量限制器和泵外，没有压力变化，管道系统中的水头损失可以忽略不计。没有对流和辐射热损失通过表面到环境。图3 设计条件下的杜林海图3.1.2. 传热传质对于每个冷水机组部件，制冷剂、冷冻

17、水、冷却水、蒸汽和冷凝水以及溴化锂的质量和热量平衡被用于稳态性能模型。在模型中，采用对数平均温差法来确定吸收体、蒸发器、冷凝器、HTG、LTG、HRHX、BPHX等传热元件的尺寸和性能。另外两个小型换热器(HTHX和LTHX)采用传热效率法进行评估。效率定义为实际传热与最大潜在传热之比。在实际应用中，换热器的总传热系数U不是一个恒定的变量，而是流量、温度、压力等性能的函数。在计算总传热系数和换热器表面积时，必须了解换热器结构的物理信息和进出换热器的流量特性。传热面积，有时当考虑部分负载操作时，不是常数。例如，在低流量条件下，从吸收管组表面的喷嘴喷出的浓溶液和从蒸发器管组表面的喷嘴喷出的制冷剂可

18、能不能覆盖管。在这个模型中，所有的传热面积都假定为常数。耦合传热和工质性质使传质过程变得复杂。传质发生在吸收器、热重和热重中。然而，LTG和HTG中的沸腾过程使溶液充分混合，因此传质效果最小。在模型中只考虑了吸收器内的传质。虽然充分了解吸收体内的传热传质过程是必要的和关键的，但是通常第一步的传热研究和下一步的耦合传质研究对它们分别进行分析更为方便。大量的模拟和实验研究发现，吸收过程是由液体侧的传质阻力控制的。这是因为在液体界面吸收的制冷剂蒸汽缓慢地转移到液体的大部分。额外制冷剂的吸收被抑制。在液体界面上释放的能量导致了那里的温度升高，而这种能量也必须通过液体薄膜传递到液体的大部分。在科森沙 2

19、给出的相关关系的基础上，建立了吸收体的耦合传质和传热模型。通过对19mm管束的实验观察，他们发现传质率与换热率呈线性关系。4. 基于模型的数据分析利用该模型对冷水机组的试验数据进行了分析。4.1 分析方法首先，从获得的稳态试验数据中剔除离群数据。从冷水机测试得到的其余数据取平均值。将平均数据中的7个运行参数作为模型输入，对模型进行求解。将冷水机组试验的实测值与冷水机组模型计算的相同参数进行了比较。比较表明，测量值与模型计算值存在差异。对11个运行参数的计算值与实测值之间的差异进行加权和统计，得出数据准确性和模型有效性的测度。通过对模型和实验设置中的方程和假设进行检验，发现测量值和模型解之间的差

20、异主要是由以下因素引起的:安装在外部管道表面的传感器测量的流量、温度不准确；定期测量向锅炉加水引起的蒸汽流量波动；由于安装流量传感器的空间限制，无法精确测量冷却水流量；关于各种冷水机组部件的制冷剂流量质量的不准确假设；根据相关系数计算出的传热系数值不准确。采用均方根偏差和加权误差对模型进行了验证。通过统计分析程序计算初始标准误差和加权误差，然后逐个调整模型假设，减少标准误差和加权误差。这已证明在改进模型和确定可能改进冷水机性能的方法方面是有效的。在设计条件下，测量值与模型解之间的总偏差约为5%，加权总偏差为1.67%。主要偏差由蒸汽流量计和冷却水流量计引入。通过使用权值，减少了两个流量计引入的

21、系统偏差。4.2 设计条件下的模型分析利用改进后的模型对试验程序的所有试验数据进行了分析，在模型计算的基础上，将每个测试的吸收周期绘制在Duhring图上，以可视化吸收周期和相关的设计参数。杜林图是一种工具，可以快速地对测量数据或模型解决方案进行多次检查。在这样的图中，可以说明许多设计参数，如散热温度、溶液浓度、平衡压力和每个传热元件的夹点。图3为设计工况下的杜林图。一个典型的Duhring plot的纵坐标是水的平衡蒸汽压(kPa)，横坐标是相应的温度(C)， plot左侧的斜线代表水制冷剂的蒸汽压-温度关系。图中的平行线表示不同浓度和温度下吸附剂溶液的水汽压。在图表的底部有一条结晶线。如果

22、溶液的状态点低于这条线，吸附剂溶液会倾向于沉积溴化锂固体晶体。图中间的粗体线条连接的是水-溴化锂吸附剂溶液，粗体虚线表示制冷剂。这些管道连接形成两个完整的循环:吸附剂溶液循环和制冷剂循环。图3描述在虚线椭圆中主要冷水机组件的性能。图中还指出了换热器的夹点。温度夹点是传热过程中所涉及的流体之间的最小温差点。夹点处较小的温差要求换热器内有较大的换热面积。4.3 冷负荷变化分析在冷负荷变化敏感分析中，模型通过调节冷水回水温度，在冷水供应温度和流量固定的情况下改变冷水机组的冷负荷。在9个试验中，冷却负荷从100%到35%不等。根据模型计算结果，图4给出了9个稳态试验在不同负荷条件下的制冷机性能。在杜林

23、图中，主要状态点的变化趋势说明了组成、温度和平衡压力随工作负载条件的变化。图4 吸收周期随负荷变化而变化图5 制冷机在各种负载条件下的性能曲线4.3.1. 制冷机在各种负载条件下的性能曲线模型计算的冷水机组COP平均比测量值高8%，如图5所示。产生这种差异的原因是热量输入的计算。模型与被测对象具有相同的蒸汽入口压力/温度和流量，但在被测对象中，冷水机组的冷凝物被认为是常压下的饱和水。然而，模型的解决方案显示，当冷凝液离开冷水机超过82%的设计负荷时，冷凝液部分蒸发。因此，该模型预测的制冷机换热量低于实际测量值。在82%负荷条件下，该模型预测的凝析油回流温度高于实际测量值。从理论上讲，该模型计算

24、出的性能曲线较好地反映了冷水机组的性能。为了研究冷水机组各部件的热工性能，各部件在冷水机组中的传热量如图6所示。五大传热元件的负荷与冷却负荷呈线性关系。HTHX、LTHX、HRHX、BPHX四种小型余热交换器所传递的热量是相对恒定的。如图6所示，BPHX中的传热可以忽略不计。图6 各部件在不同负荷条件下的传热负荷图7 不同负载条件下的吸着剂溶液分流比4.3.2. 流量在不同负荷条件下的变化稀释吸收剂溶液从吸收塔到HTG和LTG的流量在不同负载条件下发生变化，如图7所示。稀溶液在HTG中的流动保持相对恒定。随着冷却负荷的降低，吸着剂溶液的流量逐渐减小。这一结果与变频溶液泵在HTG中保持吸着剂溶液

25、水平的冷水机组控制原理是一致的。吸着剂溶液分流比是由稀释吸着剂溶液流到HTG的比例除以从吸着剂流出的总溶液流量确定的。冷水机不控制吸附剂溶液的分配比例，在设计负荷条件下，通过预先确定各吸附剂气流的管径，将该比例大致预设为0.5。当冷负荷降低时，HTG的压降要快于LTG，因此如图7所示，进入HTG的吸附剂溶液要比LTG多，当冷水机工作在34%时，吸附剂溶液分流比增加到0.7。模型计算结果表明，制冷剂在蒸发器内的蒸发量与冷负荷工况成正比，如图8所示。HTG始终比LTG产生更多的制冷剂。该结果与冷水机组控制原理吻合较好，即在较低负荷工况下，蒸发器水盘中的制冷剂液位下降，制冷剂泵开/关频率低于较高负荷

26、工况。图8 不同负荷条件下制冷剂再生速率4.3.3. 不同负载条件下的温度变化在蒸发器中的制冷剂蒸发温度在图9中被绘制出来以更清楚地说明状态点18。制冷剂蒸发温度与吸收塔内的蒸气压处于平衡状态。制冷剂的蒸发温度较高，在设计工况下约为3.2 C;在34%的设计负荷条件下，该温度降至0.5。结果与冷水机控制原理一致，即当冷负荷过低时，蒸发器内可能形成冰。结冰堵塞了喷头，影响了冷水机组的运行;只要冷水机停一会，问题就会自动解决。为了避免再循环泵结冰的危险，在蒸发器上安装一个电加热器，以保护制冷剂泵不结冰。图9 制冷剂在各种负荷条件下的蒸发温度4.3.4. 在不同负载条件下组成会发生变化吸附剂溶液的组

27、成随负载条件的变化而变化，如图10所示，在设计负载条件下，离开HTG的吸着剂溶液的浓度高于LTG，随着负载的降低，离开LTG的吸附剂浓度高于HTG，这一结果是由吸着剂溶液的分流比从设计负荷变化到部分负荷情况而得到的。稀溶液的浓度变化不大，从设计负荷工况到较低负荷工况，吸着剂溶液的平均浓度接近57%。该结果与生产厂家的设计参数吻合较好，说明了冷水机组停机时稀溶液浓度为57%。稀溶液和浓溶液组成的差异反映了冷水机组性能的变化。当HTG中吸附剂溶液浓度大于LTG时，稀释吸附剂溶液与浓缩吸附剂溶液的差异越大，COP值越高。图10 在不同的负载条件下，吸附剂溶液的组成会发生变化图11 制冷剂蒸汽质量在各

28、种负载条件下离开LTG4.3.5. 不同负荷条件下蒸汽质量的变化模型中假设了冷水机内部不同状态点的蒸汽质量。制冷剂蒸汽的高温凝胶状态点23最初认为是完全凝聚在LTG,所以只有饱和水进入冷凝器在24个国家时候,q240。这一假设导致产生高COP值，因为LTG通过冷凝过程回收了大部分潜热。然而，这个假设对所有9个数据集产生了更高的总体和加权偏差。蒸汽质量q24的数值已经调整，如图11所示。通过使用这些新的q24值，总体和加权偏差显著降低。通过采取适当的措施减少蒸汽结转，可以提高冷水机组的性能。4.3.6. 不同负荷条件下换热面积的变化 五个主要传热元件的UA值如图12所示。五种主要换热元件的总换热

29、系数(Us)分别为管两侧的质量流量、进出口温度的函数;流率和温度的影响。该模型最初假定各传热元件的接触面积(As)保持不变。然而，模型分析表明，蒸发器内传热元件的表面接触面积的减小和部分负荷条件下的LTG可能是UA值减小的原因之一。在蒸发器和LTG的接触面积的变化是由于显着的流量变化。图13给出了基于测量值和模型解之间的总体偏差对蒸发器和LTG的面积变化的估计。在部分负载条件下，蒸发器的表面接触面积减少了30e50%。这一变化的原因是制冷剂流量显著下降。例如，从图8可以看出，在34%的设计工况下，这一数值从0.0075 kg/s下降到0.0016 kg/s。从设计荷载工况到局部荷载工况，由于流

30、量的减小，LTG中也存在表面变化。从图7可以看出，分配到LTG的吸附剂溶液从设计负荷时的0.048 kg/s下降到34%设计负荷时的0.022 kg/s。冷水机控制HTG中的解决方案级别，但不控制LTG中的解决方案级别。LTG的总接触面积预计将从设计负荷减少20e30%至设计负荷状态的34%。这意味着在较低的负载条件下，LTG中的一些管可能会暴露在制冷剂蒸汽中。HTG、冷凝器和吸收塔的表面接触面积受负载变化的影响不大。首先，控制系统保持HTG中的解决方案级别。如图7所示，在所有加载条件下，溶液吸着剂溶液流量相对恒定;其次，在设计负载条件和部分负载条件下，吸收体接触面积变化不大，因为在所有负载条

31、件下，稀吸收剂溶液循环速率变化不大;第三，冷凝器的接触面积变化不大，因为管道始终暴露在制冷剂蒸汽中。图12 在不同的负载条件下，五种主要元件的UA值都发生了变化图13 表面接触面积在不同载荷条件下发生变化4.3.7. 不同负载条件下的偏差变化统计分析程序用于评估模型计算和测试测量之间的偏差。测量值和模型解的总体偏差和加权偏差如图14所示。当冷负荷大于设计工况的60%时，总体偏差小于6%。当负荷低于60%,总体偏差快速增加到13%至34%的设计荷载条件。总体偏差的显著增加是由于蒸汽流量测量误差和相对增加差异之间的凝结水回流温度测量值和模型的解决方案。通过使用模型中的权重,模型解决方案之间的整体偏

32、差和测量被测量的不确定性的影响较小。所有操作条件的加权偏差在2%左右。只有冷负荷变化测试的结果提出了在这一节中。其他测试数据的分析提出了由阴关于对警察的影响5,能力,和冷冻水供应温度、冷却水流量、冷却温度、供应冷水供应流量,蒸汽供应温度。图14 在各种负载条件下整体和加权偏差5. 建议和结论这些研究成果为今后微型吸收式制冷机的设计、应用和仿真研究奠定了坚实的基础。对于制造商和设备设计人员来说，该模型已用于确定冷水机组组件的大小和确定矿井的配置;对于建筑系统工程师和建筑师来说，该模型已被用于预测冷水机组在各种设计条件下的性能。本研究开发了一种用于微型热电联产系统的吸收式制冷机的有效设计和评估方法，以减少能源消耗，降低运行成本，并提高住宅和轻型商业建筑的环境效益。这项工作在未来可以扩展到许多研究领域。该模型可以推广到其他各种热源，包括天然气、热水、发动机和燃气轮机排放的废气。基于所开发的冷水机组模型，可以将单个吸收式冷水机组的设计和分析扩展到整个冷热水机组系统。一个综合的设计、控制和操作策略可以被开发，以最大限