近年来随着我国经济的快速发展和人均生活水平的不断提高，制冷行业获得了极其迅猛的发展，制冷技术的发展水平是衡量一个国家国民经济和人民生活水平的重要标志。但长期以来我国经济增长仍是以资源高消耗和牺牲环境为代价的粗放型经济增长模式。统计资料表明，我国现阶段总能源利用率仅达欧美日等发达国家上世纪八十年代水平。制冷行业是国民经济中大耗能行业之一，制冷装置的能耗在我国总耗能中的比重还在逐年上升。因此，制冷装置的节能就成为了我国节能工作中的重要一环，也成为我们制冷行业内重要的研究课题之一。

　　多方面的研究总结，得出：对制冷装置进行科学合理的设计与匹配组成，并通过对系统主要运行参数进行精心、正确合理地的操作控制，就能使制冷装置在最经济合理的工况条件下安全可靠地运行，同时达到产冷量最大，耗功最省，运行效率最高的目的。

　　以下几点在制冷设备的设计选型及运行控制中的节能技术方法，使广大的制冷用户，更经济、合理、安全、节能地设计和使用制冷设备。

　　1.制冷设备主要组成配件的节能选型

　　1.1制冷压缩机的选择

　　1.1.1制冷量

　　制冷量的大小将直接关系到工程设计的一次性投资、占地面积、能量消耗和运行经济效果。通常制冷量的大小是根据用户的热负荷而定的。生产实际中情况千差万别，通常应综合优化考虑一次性投资与运行经济效果。应当注意到，不同用户的用冷规律不同，各地的能源价格不同，以及其它一些因素，都将影响设备的一次性投资与运行经济效果所占的设计比重。因此，设计人员一定要充分调查当地的实际情况，进行系统经济性技术分析，做出全面经济合理的选择，切不可只简单地套用有关的公式数据来选择确定。设计选择上考虑不周，不仅会给制冷设备的操作维护造成困难、导致效率降低、能耗增大，而且可能造成事故产生严重损失。

　　1.1.2温度范围

　　制冷设备设计中选择压缩机，首先应考虑制冷设备对制取温度的要求，同时对用户的用冷情况也应进行深入的调查了解，选择适应温度要求的中高温压缩机或低温压缩机。在第二代活塞式制冷压缩机中，充分考虑了不同工况领域电机功率与气体流量的不同，相同排量的中高温压缩机与低温压缩机是分别采用不同电机与阀板组合优化设计制造的。低温压缩机是决不允许应用于蒸发温度大于-5℃以上的场合，以避免压缩机电机过载;反之，在低温领域若采用相同排量的高温压缩机，往往会因为电机效率下降、功率因素

　　降低、阀板余隙影响等造成制冷设备制冷量明显减少、功耗增大，也是很不经济的。

　　1.1.3能量调节

　　通常压缩机总是根据系统最大制冷量需求来选定的。在生产实际中，热负荷是随着外界条件而经常变化的，这就提出了对压缩机应进行相应有效地调节，使其制冷量与外界热负荷始终保持平衡，减少系统蒸发温度与压力的波动，从而相应减少被冷却对象的温度波动。

　　对于单台压缩机，最简单的能量调节方式就是间歇运行，即当达到规定的温度时，压缩机停止运转;当温度升到规定上限时，压缩机又将重新起动运转。显然这种方法只用于小型压缩机，因为对于功率大于10kW的压缩机，压缩机电机的频繁启动会引起供电回路的电压波动，影响其它设备的正常工作，同时压缩机即使不很频繁的多次重复启动也总会对压缩机产生致命的损伤隐患。

　　对于4缸以上的多缸系列压缩机，多采用每档关闭2缸的能量调节方式，基本上可以满足实际生产中的调节要求，但从节能的角度看，这种调节方式显然是不理想的，因为卸载缸虽不产生制冷压缩工作了，但其活塞连杆仍在运动，仍存在机械运动磨耗，压缩机的耗功几乎保持不变，而非理想的随制冷量同幅降低，这就使压缩机在能量调节的部分负荷下运行并不能保持满负荷下高效的COP值，尤其在50%负荷以下运行，压缩机将更不经济节能。

　　若采用热气旁通调节方式，即随着系统热负荷下降，吸气压力降低，当其低于旁通阀设定压力差时，旁通阀打开使部分高压制冷剂气体直接旁通到吸气管路，这样既能防止吸气压力进一步降低，又能使压缩机的净制冷量下降。由于旁通能量调节中旁通的制冷剂，压缩机对其做了功而其没有产生有效冷量，何况旁通时吸气温度升高会造成压缩机排气温度过高，可能还要通过损失制冷剂对吸气管路进行喷液来消除，又进一步造成了压缩机制冷量的损失，因此，从节能角度不提倡采用这种调节方法，这是很不经济的。

　　另还有采用变频调速装置进行能量调节，从压缩机使用的三相异步电机角度能很好解决制冷量与电机功率始终高效匹配的问题，但在一定高、低转速范围，活塞式压缩机存在气阀的开启运动规律、润滑油量等问题，且变频调速装置产生的一次性投资成本的增加也不易被接受。

　　通过生产运用实践，我们逐步认识到多机并联型系统，即在同一系统中采用多台压缩机并联替代单台大功率压缩机，是实现制冷设备制冷量调节较为合理可靠的方法，能保证制冷设备在部分负荷下运行的高效率，实现节能运行，这对较大冷量的系统尤为有利。表1显示了同样系统分别采用1台压缩机与4台压缩机系统耗能的实验研究对比结果。

　　表1 单台与4台压缩机系统运行耗能的比较

　　100% 负荷75% 负荷50% 负荷25% 负荷

　　单台系统耗能100%86%77%67%

　　4台系统耗能100%75%50%25%

　　4台系统节能0%11%27%42%

　　可见，当部分负荷越小，采用压缩机的台数越多时，则运行节能效果也将越显著。同时系统中多机的逐台启动，避免了对电网过大的波动冲击，综合提高了制冷装置运行的经济性、安全性，而当多台中的某台压缩机发生故障时，还可以进行单台维修而系统仍然可以维持运行。

　　生产实际中各种制冷系统在部分负荷下运行的时间，都占有相当大的比例，因此，采用多机并联型系统对运行的节能也就具有相当大的潜力，值得在设计选择时做深入的分析比较。当然，这也会有其使一次性投资加大，设备所占空间增大等不利的一面。因此，是否选用多台系统以及具体选用多少台数，都应根据用户的实际情况进行深入比较分析，全面衡量后再确定最佳合理的设计选型方案。

　　一般推荐认为，在较大型制冷设备设计中，确定压缩机配置的台数应尽量少，以简化系统和便于操作管理，但总台数不宜少于2台，以保证热负荷变化时冷量的有效调节，以及检修时单台维持系统的运行。

　　1.2换热器的选择

　　1.2.1冷凝器

　　空气冷却式冷凝器，由于空气的传热较差，其冷凝温度常较高，使冷凝压力升高，制冷机效率降低，耗能增加。因此，其比较适用于夏季室外温度不太高地区，或冷凝压力较低的制冷剂。其最大的优点是不需要冷却水，特别适宜于缺水地区或供水困难地区使用。

　　自然界水温一般较低，并且水的传热性能优良，故水冷冷凝器的冷凝温度比较低，这对压缩机的制冷能力和运行的经济性都比较有利，目前在工业制冷系统中得到了广泛应用，为节约水资源，普遍采用冷却水塔装置，使冷凝器的出水得到冷却降温，以供水冷冷凝器重复循环使用。

　　蒸发式冷凝器，其利用了冷却水蒸发时的气化潜热，来吸收制冷剂放出的热量，故实现了冷凝热量的转移只需少量的冷却水。一般水冷冷凝器中1kg冷却水能带走16.75~25.12 kJ的热量，而1kg水在常压下蒸发能带走约2428 kJ的热量，因而蒸发式冷凝器理论耗水量约为一般水冷式冷凝器的1%。实际上，考虑到吹散损失、排污等损耗，其耗水量也大约只有一般水冷冷凝器的5%~10%。

　　蒸发式冷凝器由于省去冷却水在冷凝器中显热传递阶段，使冷凝温度有可能更接近空气的湿球温度，从而降低了压缩机能量消耗。通过对冷藏库的研究分析表明，冷凝温度与空气湿球温度的偏差在8.3℃以内是比较实际和经济的。在这样条件下，采用蒸发式冷凝器系统与冷却塔和管壳式冷凝器相结合的系统相比，压缩机的动力消耗，可节约10%以上;与采用空冷式冷凝器系统比较，可节约30%以上。由于其本身起到了冷却塔的作用，故其初期投资实际还会低于水冷冷凝器和冷却塔的综合初期投资。

　　冷凝器换热面积是设计选型中的另一重要内容，设计中应充分考虑到国内制冷装置的设计制造水平以及用户在使用中维护管理意识水平普遍较低的现状，适当选择较大的冷凝面积还是比较经济实用，比较符合我国国情的。

　　综上，各种冷凝器各有其优缺点。对于一定的应用场合，选用不同冷凝器的直接后果是冷凝温度与压力不同，制冷机运行的经济性不同。但目前国内大多用户在实际选择冷凝器时，往往对不同冷凝器运行能耗的差异影响考虑很少。实际上，冷凝器的选择对制冷装置能耗的影响，必须引起我们的高度重视!在设备的设计中应对采用不同冷凝器的不同方案进行全面的技术经济分析，综合考虑初期投资、安装位置环境、操作维护等各方面因素，然后选择最佳合理方案。

　　1.2.2蒸发器

　　在实际工程设备设计中，蒸发器的选择主要考虑蒸发器类型和传热面积两方面因素。近年来，对于换热器的设计选型有一个一致的倾向，即采用较小的传热温差，当传热量一定时，传热温差减少就必须增大传热面积，传热面积增大就意味着增加投资和减少运行费用。随着能源短缺矛盾的突出，世界各国都对节能提出了更高的要求，并采取了相应的政策措施，因此，适当增加投资，可以减少常年运行的能耗，达到节能的目的，且随着运行费用的上升，由于节能而增加的投资回收期也将逐渐缩短，最终得到较高的经济效益。换热器对运行费用的影响日益受到重视，板式换热器等各种新型高效换热器正在不断被开发、应用。

　　1.3节流装置的选择

　　节流装置没有外功输出，因而没有效率消耗的概念，但是节流装置的工作特性，直接影响到制冷装置的制冷性能，影响到装置运行的效率和能耗水平。热力膨胀阀选择不当，将造成蒸发器的蒸发面积利用率下降，制冷装置的效率降低，能耗增加等，甚至产生湿冲程对压缩机产生致命的损坏。

　　正确地选择调节膨胀阀是制冷装置节能中的重要一环。热力膨胀阀的容量是随工况而变的，选择容量时应根据生产厂家提供的热力膨胀阀性能表进行选择，但必须注意，还应该全面考虑热力膨胀阀的平衡方式，蒸发温度、阀前后压差和阀进口液体温度等因素对膨胀阀容量的影响进行修正，这样才能保证热力膨胀阀与制冷装置很好地匹配，使制冷装置处于最佳的运行状态，达到高效节能的目的。

　　目前国内大多用户及工程商在制冷设备、工程设计施工中，都或多或少存在注重压缩机主机而忽视辅助设备的观念做法。在实际选择换热器、节流装置等制冷系统配件时，往往很少考虑这些辅助配置引起制冷设备运行能耗的差异及对运行安全的影响。在我国制冷系统中辅助设备的配置性能明显落后，并也因此制约了压缩机主机性能的充分发挥，甚至对压缩机主机会形成致命的事故隐患。在重视压缩机的同时，换热器、节流装置等辅助配件的合理优化选择对制冷设备能耗的影响，必须引起我们的高度重视!

　　2.制冷系统主要运行参数的节能控制调节

　　在实际的制冷设备及系统工程运行中，我们认识到不仅应该把制冷系统调整到合理的运行范围，满足制冷工艺的要求，维持其安全正常运行，而且还应该并可以进一步将制冷系统调整到最佳运行状态，实现高效节能的运行目的，提高制冷设备运行的节能水平。

　　2.1蒸发温度和蒸发压力

　　在制冷设备的设计中，提高蒸发温度将使制冷系统的压缩比降低、功耗减少，这对节能是十分有利的。问题是蒸发温度取决于被冷却对象，调整蒸发温度必须以不影响被冷却对象的制冷工艺要求为前提。但在制冷装置的操作调节中，应注意观察，及时采取相应措施，如适当除霜、适当增大供液量、对蒸发器进行放油除污垢清理、对压缩机实施有效能量调节等，使蒸发温度稳定在设计温度，避免蒸发温度不必要地过低还是非常必要的。

　　从节能的角度来讲，适当地提高蒸发温度是经济合理的，计算表明当用-25℃的库温代替-30℃库温时，由于蒸发温度升高，将节约电能达9.8%。因此，对于贮存期较短，质量对低温要求不高的情况，可以适当地提高蒸发温度，达到节能的效果。另外一般制冷装置都按满负荷进行设计，而实际在满负荷运行的时间并不长，大部分时间是在小于设计负荷的条件下运行。在部分负荷即耗冷量减少时，提高蒸发温度，可以利用减小蒸发器的传热温差，达到同样的降温效果。例如，当冷凝温度为38℃时，制冷系统的蒸发温度-33℃;当耗冷量减少为原设计的50%，原蒸发器传热温差由10℃减少为5℃，库房仍利用原有设备，使库温维持在-23℃，但此时蒸发温度提高为-28℃，计算表明节能效果可达15%。

　　2.2冷凝温度和冷凝压力

　　冷凝温度过高，将引起压缩机排气压力过高，排气温度升高，这对压缩机的安全运行十分不利，容易造成事故;同时使制冷装置效率降低，能耗增加。从节能角度，在制冷设备设计时应适当选取较高的冷凝温度，即配置较大的冷凝换热面积，达到实际节能运行的目的。

　　从操作调节的角度，应控制制冷设备在尽可能低的冷凝温度下运行，以提高制冷效率，降低运行费用。冷凝温度决定于冷却介质的温度、流量、流速、冷凝面积、压缩机的排气量以及空气湿度、油污、水垢等影响冷凝器传热效率的各种因素。要使冷凝温度尽量低，主要从两方面入手：一是保持换热面积的清洁，消除影响热交换的因素，即及时除垢、放油、排除不凝结气体;另一方面，就是控制冷却介质的流量、流速，保证冷却介质均匀地流过换热面积;还要特别注意冷却水在冷凝器中分配的均匀性。在系统设备部分负荷下运行时，应特别注意同时对应控制调节冷凝系统的水泵或风机负荷，避免无效的换热功耗。因为制冷设备的总能耗包括了压缩机的能耗和换热器水泵和风机的能耗。

　　2.3液体过冷度和吸气过热度

　　液态制冷剂节流后进入两相湿蒸汽区，此时制冷剂的干度越小，其在蒸发器中气化时的吸热量即制冷量越大，循环的制冷系数亦越高。在一定的冷凝温度、蒸发温度下，采用使节流前制冷剂液体过冷的方法可达到减小节流后制冷剂干度的目的，提高制冷循环的制冷量。

　　通常情况下，假定冷凝器出水温度比冷凝温度低3~5K，冷却水在冷凝器中的温升为3~8K，因而冷却水的进口温度比冷凝温度低5~13K，这就足以使制冷剂出口温度达到一定的过冷度。在卧式壳管冷凝器中，如果冷凝后的液体不立即从冷凝器的底部排出，而是积存在冷凝器内部，这部分液体将继续把热量传给管内的冷却水和周围介质，排出时便可获得一定过冷度。

　　过冷度的获得产生并不产生压缩机耗功的增加，这就意味着过冷度必定导致设备系统制冷系数的增加，提高制冷设备运行的经济性。研究计算表明，在冷凝温度40℃，蒸发温度5℃工况条件下，5K的过冷度，会使R22制冷设备制冷量增加4.27%，输入功率无变化，COP值提高4.27%。同时，一定的过冷度还有效防止了液态制冷剂在从冷凝器到节流阀间的管道中发生部分气化造成制冷量下降和膨胀阀故障。

　　相比较对于R22制冷设备而言，吸气过热度的影响就更为复杂了，因为吸气过热度在有效改善提高压缩机的容积效率和系统单位质量制冷量的同时，亦不可避免地增加了压缩机吸气的比容、排气温度、耗功和冷凝器的热负荷。尽管其综合影响还是会使制冷量随着过热度的增加有所增加，但设备系统的制冷系数则是随之降低的。这虽似与设备的节能运行有相驳之处，但在制冷设备，特别是在低温制冷设备中，吸气温度过低会使压缩机产生严重结霜，润滑条件恶化。在湿冲程下，压缩机运行的容积效率大幅降低，指示效率、机械效率及电效率均会有所减低，从而使压缩机的COP值会有更大幅度的下降。更为甚者，湿冲程极易产生液击对压缩机产生致命的机械损伤。

　　可见，压缩机的吸气温度既是运行效率和能耗水平的标志，更是设备系统安全正常运行的标志。所以，在实际运行操作中应保持密切的监控，及时调节，使之保持在合理的范围之内。维持适当合理的吸气过热度，来保证制冷设备更为安全可靠、高效节能地经济运行。

　　当然，上面提及的吸气过热度，均是指发生在蒸发器本身，或安装于被冷却间内的吸气管道上，过热所吸收的热量来自于被冷却的空间介质，即吸气过热产生了有效的制冷效果。那些未对被冷却空间介质产生制冷效果的无效过热，则只单方面增加了压缩机的能耗，为有害过热应严格采取保温措施有效避免，否则会使制冷设备的运行经济性恶化。

　　除此之外，充分利用昼夜温差引起的夜间热负荷降低，冷凝温度降低及夜间低谷电网，尽可能使制冷设备在夜间运行;在制冷环境中优化设计均匀的气流组织;采用多级分段制冷工艺使制冷设备在各个时段中采用不同的运行参数，降低传热温差，利用连续变温调节时制冷系数大的原理，以不增加投资实现实际制冷冻结过程的节能也都具有较为明显的经济效益。

　　综上所述，随着能源问题的日益突出，对节约能源提出了更高的要求，世界各国都相应制定了新的能源经济政策措施，我国政府也已在政府工作报告中制定了单位GDP能耗降低20%的能源控制目标。因此，总体上讲，在制冷设备的设计施工中，适当增加初期一次性投资，以降低制冷设备运行的能耗，达到高效节能的目的，降低设备运行费用，是应当采用的设计思想。随着能源价格致使设备运行费用的上升，由于节能使增加的初期投资回收期逐渐缩短，可获得较高的综合经济效益。