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冷凝器存在问题及解决措施 一、氨压机房制冷系统运行现状 氨系统 系统配置 氨系统现有7台螺杆压缩机，具体容量配置如下（标准状况下）： 机组编号 机组型号 运行工况 功率kw 制冷量×104kcal/h 1#压缩机 GSV-185 +38℃/-10℃ 450 104 2#压缩机 GSV-185 +38℃/-10℃ 450 104 3#压缩机 GSV-263 450 150/45.17 4#压缩机 GSB-185 -10℃/-30℃ 110 53.1 5#压缩机 GSB-263 -10℃/-40℃ 132 44.5 6#压缩机 GSB-263 -10℃/-40℃ 132 44.5 7#压缩机 GSB-263 -10℃/-40℃ 132 44.5 注：①1#、2#机为高压机，3#机为备用机（可作低压机,也可作高压机）； ②4#机所带负荷为两个-20℃库(700T、1000T)和三台制冰机； ③5#、6#、7#机所带负荷分别为1#和2#、3#和4#、5#和6#速冻库。 系统运行现状 经系统负荷校核计算得如下结论（设计合同数据）： 4#机热负荷为41.675×104kcal/hr, 压缩机制冷量为53.1×104kcal/hr, Q余=（53.1-41.675）×104=11.425×104kcal/hr Q余用于抵消系统热损耗及压降损耗后,还有一定的余量。 5#、6#、7#机各自热负荷为41.2×104kcal/hr, 制冷量为44.5×104kcal/hr, Q余=（44.5-41.2）×104=3.3×104kcal/hr Q余用于抵消系统热损耗及压降损耗。 1#机和2#机制冷量共为208×104kcal/hr,热负荷为208.32×104kcal/hr, 设备已处于满负荷运行。 注：因各个速冻库热源基本在10-12T间，远大于设计标准8T。由于热量比较大，使对数平均温差加大，据公式QC=S×K×△tm可知，单位时间内蒸发器蒸发量大于原设计能力，加大了各低压机负荷。在中间冷却器内,由于低压机负荷增加，而高压机已满负荷运行，不能将中间冷却器内气体及时抽走，导致中间冷却器内压力升高，饱和温度升高，据实际测得，中间冷却器内温度为-5℃，高于设计标准-10℃。由于中间冷却器压力升高，导致四台低压机单位质量制冷量减少，在热负荷不变的情况下，要求质量流量增加，而高压机已处于满负荷运行，不能再处理多余的制冷剂蒸汽，同时也加大了冷凝器负荷，进一步加大了冷凝压力。 蒸发式冷凝器现状 氨系统现配置有3台ECO 1600型蒸发式冷凝器 单台冷凝器理论排热量：Q理=1587.2×860=136.5×104kcal/hr Q总= Q理×3=136.5×3××104=409.5×104kcal/hr（三台共计） 热负荷：Q负=Q高+N高=208×104+1000×860=294.32×104kcal/hr Q负max= Q负×1.21=294.32×1.21×104=356.12×104kcal/hr Q总 （按夏季最高气温42℃，湿球温度29℃，取排热系数为1.21） ⑤ 将冷凝器表层水垢考虑在内：（水垢按2mm考虑） Q总=373.23×104kcal/hr Q负max ⑥取20%的余量后：Q总’=373.23×80%=298.58×104kcal/hr Q负max 结论 1#、2#机已满负荷运行； 5#、6#、7#机已满负荷运行； 三台蒸发式冷凝器在无水垢的条件下可满足制冷要求，但结水垢后不能满足制冷要求。 2.氟系统 系统配置 氟系统配置有2台活塞式压缩机，具体配置如下(标准状况下)： 机组编号 机组型号 运行工况 功率 制冷量(×104kcal/hr) 8#机组 HC800 -10℃/+36℃ 90KW 18.6 9#机组 HC800 -10℃/+36℃ 90KW 18.6 系统负荷 8#最大负荷为机组额定制冷量的50%，9#机最大负荷为机组额定制冷量的100%。 3）冷凝器负荷 氟系统现配置有两台ECO 1080型蒸发式冷凝器 单台蒸发式冷凝器理论排热量：Q理=1094.2×860=94.11×104kcal/hr 热负荷：Q负=Q高+N高=18.6×2×104+90×2×860=52.68×104kcal/hr 最大负荷