美国空调、供暖和制冷协会（AHRI）低GWP值替代制冷剂评估计划（Low-GWP AREP）
测试报告-4#
原制冷剂：R410A
替代制冷剂：R32
机组类型：分体式热泵系统
测试方式：直接充灌（Drop-in）Travis Crawford
Dutch Uselton
雷诺士工业有限公司
1600 Metrocrest Drive Carrollton, TX 75006
2012年12月19日
2013年4月24日更新
该报告作为公司参与AHRI的
Low-GWP AREP计划的一部分
已对外公布
“Copyright to all Contents ? 2013 Air-Conditioning Heating and Refrigeration Institute, Inc. All rights reserved. Translated and used by permission. All unauthorized duplication, reproduction, sale or resale is prohibited.”
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1. 引言：
该报告所进行的性能测试是在一个 3.5冷吨分体热泵系统进行的，此系统是按照R410A制冷剂设计的，这次对R410A和R32（二氟乙烷）两种制冷剂进行了测试。测试是2012年8月在位于德克萨斯州卡罗尔顿的雷诺士产品研发中心进行的。
此次试验的目的是为了研究采用较低GWP值制冷剂作为HFC制冷剂-R410A替代物的适用性。这两种制冷剂的GWP值为：（数据来源：AR4, 2007评估）：
R410A --2088
R32--675
2. 测试设备详情：
a. 系统介绍
室外机组一台，型号为14HPX-042 （实验室清单编号# 29882）。该R410A热泵采用涡旋式压缩机并装有一个在制热模式下控制制冷剂流量的热力膨胀阀，采用POE润滑油，配有量热计的样品压缩机由艾默生气候技术公司提供。
室内机组是一台出风方向可调的风机盘管，其型号为CBX26UH-042 （实验室清单编号#29880）。这台空气处理设备采用了PSC型直接驱动风机并且选择上出风配置进行测试。风量设定为1400CFM名义风量（3.5冷吨空调器标配）。
对于这种系统，AHRI 210/240标准中列出的标定值是：
AHRI#5184649
14HPX-042-230-18 + CBX26UH-042*+TDR
级别: HRCU-A-CB
制冷量（Btuh）：42500
EER额定值（制冷）：12.00
SEER额定值（制冷）：14.00
47℉下的制热量（Btuh）：45500
第IV区域的标定HSPF（制热）：8.20
17℉下的制热量（Btuh）：28200
此系统测得“A”级制冷/制热量的98％，“A”级EER的103％和SEER的105％。b. 系统修改介绍
在液态制冷剂管线中设置了一个制冷剂流量计；在液态制冷剂供液阀处、压缩机吸气口上、排气管线上以及室内膨胀阀进口处的液态管线上设置一些测压塞；在制冷剂配管的外侧设置一些热电偶。为了能进行过热度调整，在膨胀阀上设置一些调节手柄。
c. 测试介绍
采用一对温湿度测试室来进行该热泵系统的性能评估。热泵的室内部分与AMCA 210标准试验装置相连接，在进气口与出气口装有干球/湿球温度采样器。这种装置能测量空气侧的制冷/制热量。采用科里奥利型流量计来确定制冷剂的质量流量。温度与压力传感器用来确定制冷剂的热力学状态，也能用来测量制冷量。测定制冷量和制热量时进行了能量平衡的确定。温湿度测试设备是作为认证过的附属设备来操作的，是按照NIST标准进行年度校准的。所有仪器都确保在这次测试结论所要求的精度范围之内。
已经进行的这些测试是符合AHRI 210/240标准中用来确定SEER与HSPF额定值的测试要求的。该报告中收录了稳态测试的试验数据。虽然还进行了一些非稳态测试，但报告中只收录了周期衰减的数值。
采用的压缩机带有50℉/100℉与45℉/130℉测试点下的量热计数据。我们发现在一个磨合周期之后它的性能有了改善。发布的所有数据都是磨合周期后得出的数据。
试验中充注R410A系统以获取与AHRI 210/240标准进行的产品认证测试中“B” 级测试（82℉的室外温度）相匹配的过冷与过热的数据。当转换为R32时，我们把机组充注到接近“B”测试中相同的过冷度。我们发现有必要调整室内膨胀阀以达到类似的过热。按制热模式运行时，不必调整室外膨胀阀。优化性能时充注量的改变和TXV的调整没有完全到位，进一步提高效率还是有可能的。
图例：
3. 测试结果
本页提供了与该热泵系统相关的信息。
随后几页提供了制冷与制热模式下测试获得的信息。
Basic Information
Alternative Refrigerant R32
Alternative Lubricant 3MAF-POE
Baseline Refrigerant and Lubricant R410A + 3MAF-POE
Make and Model of System Lennox 14HPX-042 + CBX26UH-042 Nominal Capacity and Type of System 3.5 Ton Split Heat Pump
Other System Changes
indoor TXV superheat adjustment
System Data Base. Alt. Ratio Degradation Coefficient (Cooling) – Cd 0.044 0.028 0.64 Seasonal Energy Efficiency Ratio - SEER 14.68 14.60 0.99 Degradation Coefficient (Heating) – Cd 0.109 0.071 0.65 Heating Seasonal Performance Factor – HSPF (region IV, min DHR) 9.07 9.52 1.05
测试数据信息：A测试
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Air Side Data Base. Alt. SI Units Base. Alt. IP Units Ratio Evaporator
Heat Exchange Fluid R410A R32
Flow Rate (air side) 39.84 39.96 m ^ 3/min 1407 1411 CFM 1.00 Inlet Temperature 26.67/19.44 26.67/19.5 C 80.0/67.0 80.0/67.1 F
Outlet Temperature 15.33/14.28 15.56/14.22 C 59.6/57.7 60.0/57.6 F
Condenser
Heat Exchange Fluid R410A R32
Flow Rate (air side) 123.1 123.1 m ^ 3/min 4347 4347 CFM 1.00 Inlet Temperature 35 35 C 95 95 F
Outlet Temperature
not
measured
not
measured
C
not
measured
not
measured
F
Net Air-Side Cooling Capacity kW
41770 42738
BTUH
Refrigerant Side Data Temperatures & Pressures
Baseline Alternative Baseline Alternative T (C)
P
[kPa]
T (C) P [kPa] T [F] P [psia] T [F]
P
[psia]
Compressor Suction 19.5 1067 22.8 1082 67.1 154.8 73.0 156.9 Compressor Discharge 69.4 2548 88.3 2653 157 369.6 191.0 384.8 Condenser Inlet 69.4 2548 88.3 2653 157 369.6 191.0 384.8 Condenser Outlet 38.7 2484 40.9 2616 101.7 360.2 105.6 379.4 Expansion Device Inlet 38.2 2444 40.2 2599 100.8 354.4 104.4 377 Subcooling, at expan. device 2.4 1.4 4.3 2.5 Evaporator Inlet n/a n/a n/a n/a n/a n/a n/a n/a Evaporator Outlet 15.3 1083 16.5 1088 59.6 157 61.7 157.8 Evaporator Superheat 5.3 7.1 9.6 12.7
Net Refrigerant-Side Cooling
Capacity 42001 BTUH 42479 BTUH
测试数据信息：A测试
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Comparison Data Base. Alt. SI Units Base. Alt. IP UNits Ratio Mode (Heating/Cooling) Cooling
Compressor Type scroll scroll
Compressor Displacement 0.122 0.122 M^3/min 4.32 4.32
Ft
^3/min
1.00
Nominal Motor Size n/a n/a hp
Motor Speed 3500 3500 rpm 1.00 Expansion Device Type TXV TXV
Lubricant Charge 1.242 1.242 liters 42 42 fl. oz. 1.00 Refrigerant Charge 6.35 4.863 kg 14 10.72 lb 0.77 Refrigerant Mass Flow Rate* 273.4 185.1 kg/hr 602.8 408.1 lb/hr 0.68 Composition, at compr. Inlet if
applicable
n/a n/a
Ambient Temps. In -
door
db 26.67 26.67 C 80.0 80.0 F
wb 19.44 19.5 C 67.0 67.1 F Out -
door
db 35 35 C 95.0 95.0 F
wb n/a n/a C n/a n/a F
Total Capacity 12242 12526 W 41770 42738 Btu/hr 1.02 Sensible Capacity 9059 8893 W 30910 30344 Btu/hr 0.98 Total System Power Input 3376 3661 W 3376 3661 W 1.08 Compressor Power Input 2685 2963 W 2685 2963 W 1.10 Energy Efficiency Ratio (EER) 12.35 11.67 W/W 12.35 11.67 Btuh/W 0.94 Coeff. Of Performance* (COP) 3.62 3.42 0.94
Data Source(s) for
Refrigerant Properties
NIST REFPROP Version 9
Submitted By:
Uselton / Crawford
测试数据信息：B测试
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Air Side Data Base. Alt. SI Units Base. Alt. IP Units Ratio Evaporator
Heat Exchange Fluid R410A R32
Flow Rate (air side) 39.87 39.76
m ^
3/min
1408 1404 CFM 1.00
Inlet Temperature 26.67/19.44 26.67/19.5 C 80.0/67.0 80.0/67.1 F Outlet Temperature 14.94/13.83 14.88/13.72 C 58.9/56.9 58.8/56.7 F Condenser
Heat Exchange Fluid R410A R32
Flow Rate (air side) 123.1 123.1
m ^
3/min
4347 4347 CFM 1.00
Inlet Temperature 27.78 27.78 C 82.0 82.0 F Outlet Temperature n/a n/a C n/a n/a F
Net Air-Side Cooling Capacity kW
44807 46210
BTUH
Refrigerant Side Data Baseline Alternative Baseline
T (C) P [kPa] T (C) P [kPa] T [F] P [psia]
18.2 1044 21.0 1071 64.8 151.4 Compressor Discharge 59.4 2118 73.8 2213 139 307.2
59.4 2118 73.8 2213 139 307.2
30.7 2060 33.1 2175 87.2 298.8 Expansion Device Inlet 30.6 2022 32.9 2157 87.1 293.3 Subcooling, at expan. device 2.3 1.6 4.1
n/a n/a n/a n/a n/a n/a
测试数据信息：B测试
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Comparison Data Base. Alt. SI Units Base. Alt. IP Units Ratio Mode (Heating/Cooling) Cooling
Compressor Type scroll scroll
Compressor Displacement 0.122 0.122 M^3/min 4.32 4.32
Ft
^3/min
1.00
Nominal Motor Size n/a n/a hp
Motor Speed 3500 3500 rpm 1.00 Expansion Device Type TXV TXV
Lubricant Charge 1.242 1.242 liters 42 42 fl. oz. 1.00 Refrigerant Charge 6.35 4.863 kg 14 10.72 lb 0.77 Refrigerant Mass Flow Rate* 174.4 121.4 kg/hr 595.0 414.2 lb/hr 0.70 Composition, at compr. Inlet if
applicable
n/a n/a
Ambient Temps. In -
door
db 26.67 26.67 C 80.0 80.0 F
wb 19.44 19.5 C 67.0 67.1 F Out -
door
db 35 35 C 82.0 82.0 F
wb n/a n/a C n/a n/a F
Total Capacity 13132 13543 W 44807 46210 Btu/hr 1.03 Sensible Capacity 9468 9345 W 32306 31884 Btu/hr .99 Total System Power Input 2983 3119 W 2983 3119 W 1.05 Compressor Power Input 2287 2425 W 2287 2425 W 1.06 Energy Efficiency Ratio (EER) 15.02 14.82 W/W 15.02 14.82 Btuh/W .99 Coeff. Of Performance (COP) 4.40 4.34 .99
Data Source(s) for
Refrigerant Properties
NIST REFPROP Version 9
Submitted By:
Uselton/Crawford
测试数据信息：H1测试
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32 Heat Exchange Fluid R410A R32
Flow Rate (air side) 39.67 39.02
m ^
3/min
1399 1378
Inlet Temperature 21.11 21.11 C 70.0 70.0 Outlet Temperature 37.56 37.67 C 99.6 99.8 Net Air-Side Heating
44625 44285
Refrigerant Side Data Temperatures & Pressures
Baseline Alternative Baseline
T (C)
P
[kPa]
T (C) P [kPa] T [F] P [psia]
Compressor Suction 8.3 838 9.6 865 47.7 121.3 Compressor Discharge 77.3 2830 87.4 2670 170.8 407.5
73.9 2822 81.4 2661 164.7 406.2
25.0 2779 28.0 2639 77.4 400.1 Expansion Device Inlet 23.4 2750 26.1 2619 74.7 395.7
测试数据信息：H1测试
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Comparison Data Base. Alt. SI Units Base. Alt.
IP
UNits
Ratio
Mode (Heating/Cooling) Heating Compressor Type scroll scroll
Compressor Displacement 0.122 0.122 M^3/min 4.32 4.32
Ft
^3/min
1.00
Nominal Motor Size n/a n/a hp
Motor Speed 3500 3500 rpm 1.00 Expansion Device Type TXV TXV
Lubricant Charge 1.242 1.242 liters 42 42 fl. oz. 1.00 Refrigerant Charge 6.35 4.863 kg 14 10.72 lb 0.77 Refrigerant Mass Flow Rate* 210.2 151.1 kg/hr 463.6 333.2 lb/hr 0.72 Composition, at compr. Inlet if
applicable
n/a n/a
Ambien t Temps. In -
door
db 21.11 21.11 C 70.0 70.0 F
wb n/a n/a C n/a n/a F Out -
door
db 8.33 8.33 C 47.0 47.0 F
wb 6.11 6.11 C 43.0 43.0 F
Total Capacity 13079 12979 W 44625 44285 Btu/hr 0.99 Sensible Capacity 13079 12979 W 44625 44285 Btu/hr 0.99 Total System Power Input 3704 3633 W 3704 3633 W 0.98 Compressor Power Input 2978 2918 W 2978 2918 W 0.98 Energy Efficiency Ratio (EER) n/a n/a W/W n/a n/a Btuh/W n/a Coeff. Of Performance (COP) 3.53 3.57 1.01
Data Source(s) for
Refrigerant Properties
NIST REFPROP Version 9
Submitted By:
Uselton/Crawford
测试数据信息：H3测试（17℉稳态制热）
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Flow Rate (air side) 39.5 40.35
m ^
3/min
1395 1425
Inlet Temperature 21.11 21.11 C 70.0 70.0 Outlet Temperature 32.22 32.00 C 90.0 89.6 Net Air-Side Heating
kW
30032 30177
Refrigerant Side Data Temperatures & Pressures
Baseline Alternative Baseline
T (C)
P
[kPa]
T (C) P [kPa] T [F] P [psia]
Compressor Suction -8.6 524 -5.7 542 16.5 76.1 Compressor Discharge 77.9 2416 90.8 2263 172.3 350.4
70.6 2410 77.3 2259 159.0 349.5 Condenser Outlet 22.2 2398 23.4 2250 72.0 347.9 Expansion Device Inlet 18.9 2384 19.9 2241 66.0 345.8 Subcooling, at expan. device 17.6 12.7 31.7
测试数据信息：H3测试（17℉稳态制热）
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Comparison Data Base. Alt. SI Units Base. Alt.
IP
UNits
Ratio
Mode (Heating/Cooling) Heating Compressor Type scroll scroll
Compressor Displacement 0.122 0.122 M^3/min 4.32 4.32
Ft
^3/min
1.00
Nominal Motor Size n/a n/a hp
Motor Speed 3500 3500 rpm 1.00 Expansion Device Type TXV TXV
Lubricant Charge 1.242 1.242 liters 42 42 fl. oz. 1.00 Refrigerant Charge 6.35 4.863 kg 14 10.72 lb 0.77 Refrigerant Mass Flow Rate* 130.0 92.7 kg/hr 286.7 204.5 lb/hr 0.71 Composition, at compr. Inlet if
applicable
n/a n/a
Ambient Temps. In -
door
db 21.11 21.11 C 70.0 70.0 F
wb n/a n/a C n/a n/a F Out -
door
db -8.33 -8.33 C 17.0 17.0 F
wb -9.39 -9.33 C 15.1 15.2 F
Total Capacity 8802 8844 W 30032 30177 Btu/hr 1.00 Sensible Capacity 8802 8844 W 30032 30177 Btu/hr 1.00 Total System Power Input 3427 3314 W 3427 3314 W 1.00 Compressor Power Input 2698 2565 W 2698 2565 W .95 Energy Efficiency Ratio (EER) n/a n/a W/W n/a n/a Btuh/W n/a Coeff. Of Performance (COP) 2.57 2.67 1.04
Data Source(s) for
Refrigerant Properties
NIST REFPROP Version 9
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Uselton/Crawford
4. 结论
该替代制冷剂在没有做显著设备修改的R-410A系统中运行（没有确定其长期可靠性）。在测试期间，有必要对工作人员和设备采取一些预防性保护措施，因为R-32是中等可燃的，属于ASHRAE A2L分级。
对于R32的测试来说，稳态制冷效率下降而制热效率升高；SEERs值比较接近（由于采用R32，测得了低Cd）；HSPF值高一些；制冷量稍有提高，而制热量基本持平。
采用R32时，质量流量比较较低一点。
我们发现需要通过调整室内膨胀阀的设定值以达到与R410A类似的过热度和过冷度。
采用R32时，在“A”测试（95℉室外温度）中的压缩机排气温度高于26℉。
R32的充注量是R410A的77％。R410A的GWP是2088，而R32的GWP是它的32％，即675。在TEWI计算中，采用R32的直接变暖贡献将减少到0.77×0.32；或者说对于所测试
的系统来说，是R410A贡献的25％。
附录
说明：参与本计划的公司可选择在适合设备类型，高环境工况下开展其它测试。表中数据是在室外环境115℉（46.1℃）制冷运行时采集的。
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Air Side Data Base. Alt. SI Units Base. Alt. IP Units Ratio Evaporator
Heat Exchange Fluid R410A R32
Flow Rate (air side) 39.84 39.96 m ^ 3/min 1407 1411 CFM 1.00 Inlet Temperature 26.7/19.4 26.7/ 19.5 C 80.0/67.0 80.0/67.1 F
Outlet Temperature 16.0 / 14.8 16.3 / 14.72 C 60.8/58.7 61.3/58.5 F
Condenser
Heat Exchange Fluid R410A R32
Flow Rate (air side) 123.1 123.1 m ^ 3/min 4347 4347 CFM 1.00 Inlet Temperature 46.1 46.2 C 115.0 115.1 F
Outlet Temperature
not
measured
not
measured
C
not
measured
not
measured
F
Net Air-Side Cooling Capacity kW
37217 37889
BTUH
Refrigerant Side Data Temperatures & Pressures
Baseline Alternative Baseline Alternative T (C)
P
[kPa]
T (C) P [kPa] T [F] P [psia] T [F]
P
[psia]
Compressor Suction 50.4 1103 26 1110 122.8 160 78.8 161 Compressor Discharge 85.8 3269 109 3400 186.4 474 229 493 Condenser Inlet 79.4 3269 97 3400 175 474 207 493 Condenser Outlet 49.9 3200 52 3358 121.8 464 125 487 Expansion Device Inlet 49.1 3158 50.6 3347 120.3 458 123 485 Subcooling, at expan. device 2.3 2.2 4.1 3.9 Evaporator Inlet n/a n/a n/a n/a n/a n/a n/a n/a Evaporator Outlet 16.2 1117 17.2 1117 61.2 162 62.9 162 Evaporator Superheat 5.2 6.9 9.4 12.4
Net Refrigerant-Side Cooling
Capacity BTUH BTUH
测试数据信息：115℉测试
测试系统：分体式热泵替代制冷剂：R32
Comparison Data Base. Alt. SI Units Base. Alt. IP UNits Ratio Mode (Heating/Cooling) Cooling
Compressor Type scroll scroll
Compressor Displacement 0.122 0.122 M^3/min 4.32 4.32
Ft
^3/min
1.00
Nominal Motor Size n/a n/a hp
Motor Speed 3500 3500 rpm 1.00 Expansion Device Type TXV TXV
Lubricant Charge 1.242 1.242 liters 42 42 fl. oz. 1.00 Refrigerant Charge 6.35 4.863 kg 14 10.72 lb 0.77 Refrigerant Mass Flow Rate* 27.6 184 kg/hr 607.4 405.6 lb/hr Composition, at compr. Inlet if
applicable
n/a n/a
Ambient Temps. In -
door
db 26.67 26.67 C 80.0 80.0 F
wb 19.44 19.44 C 67.0 67.0 F Out -
door
db 46.1 46.2 C 115.0 115.1 F
wb n/a n/a C n/a n/a F
Total Capacity 10908 11104 W 37217 37889 Btu/hr 1.02 Sensible Capacity 8521 8219 W 29075 28043 Btu/hr 0.96 Total System Power Input 4115 4418 W 4115 4418 W 1.07 Compressor Power Input 3429 3740 W 3429 3740 W 1.09 Energy Efficiency Ratio (EER) n/a n/a W/W 9.01 8.54 Btuh/W 0.95 Coeff. Of Performance* (COP) 2.64 2.50 0.95
Data Source(s) for
Refrigerant Properties
NIST REFPROP Version 9
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Uselton / Crawford
CFC、HCFC、HFC等制冷剂替代的相关情况 1.《蒙特利尔议定书》对某种物质的禁用是明确的，而《京都议定书》只是对温室气体总排放量提出要求，并不涉及具体禁用。 2.现在需要作的是让两者统一。任何降低效率的制冷剂替代品在地球变暖方面的负面影响将超过正面影响（如寿命周期的温室效应气体（GHG）排放或TEWI）。当泄露非常低时，制冷剂ODP与GWP的重要性就会降低。低ODP与GWP的制冷剂对环境的最坏影响是制冷剂泄露所造成的能耗增加，从而提高了CO2和其它GHG的排放。即使是零GWP制冷剂，由于效率下降也会对环境造成影响。 3.蒙特利尔议定书成功地禁用了CFC制冷剂，并将最终禁用HCFC。发展中国家内CFC的禁用预期将在2010年完成。中国已于2006年提前实现。 4.1997年12月在日本京都召开了联合国气候变化框架公约会议（UNFCCC）的第3次会议，会上确定了6种温室效应气体。HFC也包括在京都议定书规定的气体中。 5.虽然研究人员在探索天然工质作为HCFC和HFC的替代物方面进行了卓绝的研究，但还没有找到R22的理想替代物。欧洲联盟国会要求加速R22（HCFC）的禁用日程，给制冷和空调业制造了强烈的反应。欧洲联盟对HCFC于2005年1月1日起禁用。 6.丹麦已经超出了京都议定书关于二氧化碳排放量的规定，并于20020年（可能是2000）在其领土范围内禁用HFC。 7.丹麦政府提议，现在制冷系统中所用的全部HFC都应被禁止。丹麦政
府关于禁用HFC的提议对欧洲制冷和空调业是一次冲击。而在美国和日本HFC原先被宣称是CFC的长期替代物。 8.由于关系到HFC制冷剂是否能长期应用，化工部门可能在决定投资兴建有关生产设施方面举棋不定，从而影响HFC的供应。 9.在《蒙特利尔协议》中已经规定包括R22的HCFC是过渡性制冷剂，发达国家从2004年、发展中国家从2015年开始，逐步限制并淘汰这类HCFC类制冷剂。欧盟实际于2005年1月1日起已经禁用HCFC，并且在促使其它国家也提前淘汰。发展中国家到2040年全面禁用。 10.R22在我国使用广泛。有一部分专家认为，如果R123能够最终解禁，那么R22解禁的日子也就不远了，他们也在极力行动，希望将R22也归为环保制冷剂，认为从环保、安全、效率等方面综合考虑，R22是最优秀的制冷剂,而臭氧层的破坏、温室效应也不仅仅是制冷剂的影响，不能因噎废食，一刀切的将R22淘汰。我国有部分专家指出，我国能使用R22至2040年，是付出了政治和外交代价而取得的，如果现在按某些厂家的要求，提前禁用R22，对经济的影响太大，制冷剂和润滑油都需要进口，是我国自己对自己不负责任；何况现在R123和R22的命运还不一定。 11.R123与R22一样，也是HCFC类制冷剂，现在有些厂家，将R123作为R22的替代物在宣传。另外，这些厂家以“R123在制冷系统蒸发器中负压运行,泄漏少”为理由，在极力对相关部门做工作，希望将R123 归为环保制冷剂。 12.R134a最初是作为R12的替代物出现的，其热物理性质及单位容积
报告题目：离心泵性能试验 实验时间：2015年12月16日 报告人： 同组人： 报告摘要 本实验以水为工作流体，使用了额定扬程He为20m，转速为2900 r/min IS 型号的离心泵实验装置。实验通过调节阀门改变流量，测得不同流量下离心泵的各项性能参数，流量通过计量槽和秒表测量。实验中直接测量量有P真空表、P 压力表、电机功率N电、孔板压差ΔP、计量槽水位上升高度ΔL、时间t,根据上述测量量来计算泵的扬程He、泵的有效功率Ne、轴功率 N轴及效率η,从而绘制He-Q、Ne-Q和η-Q三条曲线即泵的特性曲线图,并根据此图求出泵的最佳操作范围；又由P、Q求出孔流系数C0、Re，从而绘制C0-Re曲线图，求出孔板孔流系数C0；最后绘制管路特性曲线H-Q曲线图。 本实验数据由EXCEL处理，所有图形的绘制由ORIGIN来完成 实验目的及任务 ①了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 ②测定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作范围。 ③熟悉孔板流量计的构造、性能及安装方法。 ④测定孔板流量计的孔流系数。 ⑤测定管路特性曲线。 基本理论 1.离心泵特性曲线测定 离心泵的性能参数取决于泵的内部结构、叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系，可通过对泵内液体质点运动的理论分析得到，如图4-3中的曲线。由于流体流经泵时，不可避免地会遇到各种阻力，产生能量损失，诸如摩擦损失、环流损失等，因此，实际压头比理论压头小，且难以通过计算求得，因此通常采用实验方法，直接测定其参数间的关系，并将测出的He-Q、N-Q和η-Q三条曲线称为离心泵的特性曲线。另外，根据此曲线也可以求出泵的最佳操作范围，作为选泵的依据。
目录: Linux硬件基础 CPU：就像人的大脑，主要负责相关事情的判断以及实际处理的机制。 CPU：CPU的性能主要体现在其运行程序的速度上。影响运行速度的性能指标包括CPU的工作频率、Cache容量、指令系统和逻辑结构等参数。 查询指令：cat /proc/cpuinfo 内存：大脑中的记忆区块，将皮肤、眼睛等所收集到的信息记录起来的地方，以供CPU 进行判断。 内存：影响内存的性能主要是内存主频、内容容量。 查询指令：cat /proc/meminfo 硬盘：大脑中的记忆区块，将重要的数据记录起来，以便未来再次使用这些数据。 硬盘：容量、转速、平均访问时间、传输速率、缓存。 查询指令：fdisk -l (需要root权限) Linux监控命令 linux性能监控分析命令 vmstat vmstat使用说明 vmstat可以对操作系统的内存信息、进程状态、CPU活动、磁盘等信息进行监控，不足之处是无法对某个进程进行深入分析。 vmstat [-a] [-n] [-S unit] [delay [ count]] -a：显示活跃和非活跃内存 -m：显示slabinfo -n：只在开始时显示一次各字段名称。 -s：显示内存相关统计信息及多种系统活动数量。 delay：刷新时间间隔。如果不指定，只显示一条结果。 count：刷新次数。如果不指定刷新次数，但指定了刷新时间间隔，这时刷新次数为无穷。-d：显示各个磁盘相关统计信息。 Sar sar是非常强大性能分析命令，通过sar命令可以全面的获取系统的CPU、运行队列、磁盘I/O、交换区、内存、cpu中断、网络等性能数据。 sar 命 令行
离心泵特性曲线实验报告 一.实验目的 1、熟悉离心泵的构造和操作 2、掌握离心泵在一定转速下特性曲线的测定方法 3、学习工业上流量、功率、转速、压力和温度等参数的测量方法，使学生 了解涡轮流量计、电动调节阀以及相关仪表的原理和操作。 二， 基本原理 离心泵的主要性能参数有流量Q 、压头H 、效率和轴功率N ，在一定转速下，离心泵的送液能力（流量）可以通过调节出口阀门使之从零至最大值间变化。而且，当期流量变化时，泵的压头、功率、及效率也随之变化。因此要正确选择和使用离心泵，就必须掌握流量变化时，其压头、功率、和效率的变化规律、即查明离心泵的特性曲线。 用实验方法测出某离心泵在一定转速下的Q 、H 、n 、N ，并做出H-Q 、n-Q 、N-Q 曲线，称为该离心泵的特性曲线。 1、扬程（压头）H （m ） 分别取离心泵进口真空表和出口压力表处为1、2截面，列柏努利方程得： f H g u g p z H g u g p z +++=+++222 2222 111ρρ 因两截面间的管长很短，通常可忽略阻力损失项H f ，流速的平方差也很小 故可忽略，则： +H0 式中 ρ：流体密度，kg/m 3 ； p 1、p 2：分别为泵进、出口的压强，Pa ； g p p H ? 1 2 ? ?
u 1、u 2：分别为泵进、出口的流速，m/s ； z 1、z 2：分别为真空表、压力表的安装高度，m 。 由上式可知，由真空表和压力表上的读数及两表的安装高度差，就可算出泵的扬程。 2、轴功率N （W ） N= N 电η电 =电 其中，N 电为泵的轴功率，η电为电机功率。 3、效率η（％） 泵的效率η是泵的有效功率与轴功率的比值。反映泵的水力损失、 容积损失和机械损失的大小。泵的有效功率Ne 可用下式计算： g HQ Ne ρ= 故泵的效率为 %100?= N g HQ ρη 4、泵转速改变时的换算 泵的特性曲线是在定转速下的实验测定所得。但是，实际上感应电动机在转矩改变时，其转速会有变化，这样随着流量Q 的变化，多个实验点的转速n 将有所差异，因此在绘制特性曲线之前，须将实测数据换算为某一定转速n ￠ 下（可取离心泵的额定转速）的数据。换算关系如下： 流量 n n Q Q '=' 扬程 2 )(n n H H ' =' 轴功率 3 )(n n N N ' =' 效率 ηρρη==''= 'N g QH N g H Q ' 三， 实验装置流程示意图
?每台服务器每秒平均PV量= （（80%*总PV）/（24*60*60*（9/24）））/服务器数量， ?即每台服务器每秒平均PV量=2.14*（总PV）/* （24*60*60） /服务器数量 ?最高峰的pv量是1.29倍的平均pv值 性能测试策略 1.模拟生产线真实的硬件环境。 2.服务器置于同一机房，最大限度避免网络问题。 3.以PV为切入点，通过模型将其转换成性能测试可量化的TPS。 4.性能测试数据分为基础数据和业务数据两部分，索引和SQL都会被测试到。 5.日志等级设置成warn，避免大量打印log对性能测试结果的影响。 6.屏蔽ESI缓存，模拟最坏的情况。 7.先单场景，后混合场景，确保每个性能瓶颈都得到调优。 8.拆分问题，隔离分析，定位性能瓶颈。 9.根据性能测试通过标准，来判断被测性能点通过与否。 10.针对当前无法解决的性能瓶颈，录入QC域进行跟踪，并请专家进行风险评估。 性能测试压力变化模型
a点：性能期望值 b点：高于期望，系统资源处于临界点 c点：高于期望，拐点 d点：超过负载，系统崩溃 性能测试 a点到b点之间的系统性能，以性能预期目标为前提，对系统不断施加压力，验证系统在资源可接受范围内，是否能达到性能预期。 负载测试 b点的系统性能，对系统不断地增加压力或增加一定压力下的持续时间，直到系统的某项或多项性能指标达到极限，例如某种资源已经达到饱和状态等。 压力测试 b点到d点之间，超过安全负载的情况下，对系统不断施加压力，是通过确定一个系统的瓶颈或不能接收用户请求的性能点，来获得系统能提供的最大服务级别的测试。
稳定性测试 a点到b点之间，被测试系统在特定硬件、软件、网络环境条件下，给系统加载一定业务压力，使系统运行一段较长时间，以此检测系统是否稳定，一般稳定性测试时间为n*12小时。 监控指标 性能测试通常需要监控的指标包括： 1.服务器 Linux（包括CPU、Memory、Load、I/O）。 2.数据库：1.Mysql 2.Oracle（缓存命中、索引、单条SQL性能、数据库线程数、数据池连接数）。 3.中间件：1.Jboss 2. Apache（包括线程数、连接数、日志）。 4.网络：吞吐量、吞吐率。 5.应用： jvm内存、日志、Full GC频率。 6.监控工具（LoadRunner）：用户执行情况、场景状态、事务响应时间、TPS等。 7.测试机资源：CPU、Memory、网络、磁盘空间。 监控工具 性能测试通常采用下列工具进行监控： 1.Profiler。一个记录log的类，阿里巴巴集团自主开发，嵌入到应用代码中使用。 2.Jstat。监控java 进程GC情况，判断GC是否正常。 3.JConsole。监控java内存、java CPU使用率、线程执行情况等，需要在JVM参数中进行配置。 4.JMap。监控java程序是否有内存泄漏，需要配合eclipse插件或者MemoryAnalyzer 来使用。 5.JProfiler。全面监控每个节点的CPU使用率、内存使用率、响应时间累计值、线程执行情况等，需要在JVM参数中进行配置。 6.Nmon。全面监控linux系统资源使用情况，包括CPU、内存、I/O等，可独立于应用监控。
第一章实验装置说明 第一节系统概述 一、装置概述 目前我国传热元件的结构形式繁多，其换热性能差异较大，在合理选用和设计换热器的过程中，传热系数是度量其性能好坏的重要指标。本装置通过以应用较为广泛的间壁式换热器（共有套管式换热器、螺旋板式换热器、列管式换热器和钎焊板式换热器四种）为实验对象，对其传热性能进行测试。。 二、系统特点 1.采用四种不同结构的换热器（分别为套管式换热器、螺旋板式换热器、列管式换热器和钎焊板式换热器）作为实验对象，对其进行性能测量。 2.实验装置可测定换热器总的传热系数、对数传热温差和热平衡误差等，并能根据不同的换热器对传热情况和性能进行比较分析。 3.实验装置采用工业现场的真实换热器部件，与实际应用接轨。 三、技术性能 1.输入电源：三相五线制 AC380V±10% 50Hz 2.工作环境：温度-10℃～+40℃；相对湿度＜85%(25℃)；海拔＜4000m 3.装置容量：＜4kVA 4.套管式换热器：换热面积0.14m2 5.螺旋板式换换热器：换热面积1m2 6.列管式换热器：换热面积0.5m2 7.钎焊板式换热器：0.144m2 8.电加热器总功率：＜3.5kW 9.安全保护：设有电流型漏电保护、接地保护，安全符合国家标准。 四、系统配置 1.被控对象系统：主要由不锈钢钢架、热水箱、热水泵、冷水箱、冷水泵、涡轮流量计、PT100温度传感器、板式换热器、列管式换热器、套管式换热器、螺旋板式换热器、冷凝器、电加热棒、电磁阀、电动球阀、黄铜闸阀以及管道管件等。 2.控制系统：主要由电源控制箱、漏电保护器、温度控制仪、流量显示仪、调压模块、开关电源以及开关指示灯等。 第二节换热器的认识 一、换热器的形式 能使热流体向冷流体传递热量，满足工艺要求的装置称为换热器。换热器的形式有很多，
制冷剂的淘汰与替代进展华中科技大学何国庚
目录 一、制冷剂替代 二、我国的行动 三、HFCs的削减 四、房间空调器行业制冷剂替代 五、R290房间空调器标准进展 六、R290制冷剂D的应用进展 七、制冷剂的替代正当时
一、制冷剂替代
1834年在伦敦工作的美国发明家帕金斯(Jacob Perkins)正式 呈递了乙醚在封闭循环中膨胀制冷的英国专利申请(No．6662)。这是蒸气压缩式制冷机的雏型， 1874年德国人林德(Linde)建造第一台氨制冷机后，氨压缩式制冷机在工业上获得了较普遍的使用。1929年发现氟利昂，氟利昂制冷剂快速发展，并在应用中超过氨制冷机 1974年美国加利福尼亚大学的莫利纳（M.J.Molina)和罗兰(F.S.Rowland)教授首次指出卤代烃中的氯原子会破坏大气臭氧层。 1980年代初，南极考察发现南极上空的臭氧空洞。 1987年，《关于破坏臭氧层物质的蒙特利尔议定书》诞生1995年的诺贝尔化学奖授予了这两位教授以表彰他们在大气化学特别是臭氧的形成和分解研究方面作出的杰出贡献。
1834年在伦敦工作的美国发明家帕金斯(Jacob Perkins)正式呈递了乙醚在封闭循环中膨胀制冷的英国专利申请(No. 6662)。这是蒸气压缩式制冷机的雏型。 1874年德国人林德(Linde)建造第一台氨制冷机后，氨压缩式制冷机在工业上获得了较普遍的使用。 1929年发现氟利昂，氟利昂制冷剂快速发展，并在应用中超过氨制冷机
1974年美国加利福尼亚大学的莫利纳 （M.J.Molina)和罗兰(F.S.Rowland)教授首次指出卤代烃中的氯原子会破坏大气臭氧层。1980年代初，南极考察发现南极上空的臭氧空洞。 1987年，《关于破坏臭氧层物质的蒙特利尔议定书》诞生。 1995年的诺贝尔化学奖授予了这两位教授以表彰他们在大气化学特别是臭氧的形成和分解研究方面作出的杰出贡献。
离心泵特性测定实验报告 一、实验目的 1．了解离心泵结构与特性，熟悉离心泵的使用； 2．测定离心泵在恒定转速下的操作特性，做出特性曲线； 3．了解电动调节阀、流量计的工作原理和使用方法。 二、基本原理 离心泵的特性曲线是选择和使用离心泵的重要依据之一，其特性曲线是在恒定转速下泵的扬程H 、轴功率N 及效率η与泵的流量Q 之间的关系曲线，它是流体在泵内流动规律的宏观表现形式。由于泵内部流动情况复杂，不能用理论方法推导出泵的特性关系曲线，只能依靠实验测定。 1．扬程H 的测定与计算 取离心泵进口真空表和出口压力表处为1、2两截面，列机械能衡算方程： f h g u g p z H g u g p z ∑+++=+++222 2222111ρρ （1） 由于两截面间的管长较短，通常可忽略阻力项f h ∑，速度平方差也很小故可忽略，则有 (=H g p p z z ρ1 212)-+ - 210(H H H ++=表值） （2） 式中： 120z z H -=，表示泵出口和进口间的位差，m ； ρ——流体密度，kg/m 3 ； g ——重力加速度 m/s 2； p 1、p 2——分别为泵进、出口的真空度和表压，Pa ； H 1、H 2——分别为泵进、出口的真空度和表压对应的压头，m ； u 1、u 2——分别为泵进、出口的流速，m/s ； z 1、z 2——分别为真空表、压力表的安装高度，m 。 由上式可知，只要直接读出真空表和压力表上的数值，及两表的安装高度差，就可计算出泵的扬程。 2．轴功率N 的测量与计算 k N N ?=电 （3） 其中，N 电为电功率表显示值，k 代表电机传动效率，可取95.0＝k 。 即：电N N 95.0= （4） 3．效率η的计算
XXXX系统性能测试报告
1 项目背景 为了了解XXXX系统的性能，特此对该网站进行了压力测试2 编写目的 描述该网站在大数据量的环境下，系统的执行效率和稳定性3 参考文档 4 参与测试人员 5 测试说明 5.1 测试对象 XXXX系统
5.2 测试环境结构图 5.3 软硬件环境 XXXXX 6 测试流程 1、搭建模拟用户真实运行环境 2、安装HP-LoadRunner11.00（以下简称LR） 3、使用LR中VuGen录制并调试测试脚本 4、对录制的脚本进行参数化 5、使用LR中Controller创建场景并执行 6、使用LR中Analysis组件分析测试结果 7、整理并分析测试结果，写测试总结报告 7 测试方法 使用HP公司的性能测试软件LoadRunner11.00，对本系统业务进行脚本录制，测试回放，逐步加压和跟踪记录。测试过程中，由LoadRunner的管理平台调用各前台测试，发起 各种组合业务请求，并跟踪记录服务器端的运行情况和返回给客户端的运行结果。录制登陆业务模块，并模拟30、50、80、100 个虚拟用户并发登陆、添加和提交操作，进行多次连续测试，完成测试目标。 测试评估及数据统计 此次测试通过同一台客户机模拟多个并发用户在因特网环境进行，未考虑因特网的稳定 性的问题。此次测试用户操作流程相对简单，只录制了三个事务，即：用户登录、添加和信息提交，从测试的数据来分析，各项性能指标基本在可控的范围之内。但在测试过程中也发 现一些不容忽视的问题，应予以重视。 1 、模拟80 个用户并发操作时，出现1 个未通过的事务，具体原因需结合程序、网络和服务器综合分析，系统的稳定性并非无可挑剔。 2 、用户登陆事务的平均响应时间与其他两个事务相比等待的时间要长，且波动也较大， 在网速变慢、用户数增加的外部条件下，有可能会影响到系统的稳定性。建议优化系统登录页面程序，提高系统的稳定性。
空气源热泵与水源热泵比较 一、概述： 在我国主要利用三种热泵技术，分别是水源热泵，地源热泵，以及空气源热泵。 热泵即可制冷，又可制热。制冷时，其工作原理跟一般的冷气机没有区别；制热时，利用制冷循环系统的热端，将冷凝器排出的热量送入室内采暖或加热生活用水。这时，热泵的运行过程看起来就像是把低温端的热量，源源不断地抽送到高温端一样，所以形象地称之为热泵。如果热泵的冷端（蒸发器）直接置于室外的空气之中，称之为空气源热泵；如果其冷端（蒸发器）通过管道埋植于水中，则称之为水源热泵。 二、水源热泵 2.1优点： 2.1.1水源热泵技术属可再生能源利用技术 2.1.2水源热泵属经济有效的节能技术 2.1.3水源热泵环境效益显著 2.1.4水源热泵一机多用，应用范围广 2.1.5水源热泵空调系统维护费用低 2.1.6水源热泵高效节能。水源热泵是目前空调系统中能效比（COP值）最高的制冷、制热方式，理论计算可达到7（空气源热泵理论值为2--6），实际运行4～6。 2.2水源热泵的应用限制 2.2.1利用会受到制约；
2.2.2可利用的水源条件限制，对开式系统，地源要求必须满足一定的温度、水量和清洁度； 2.2.3水层的地理结构的限制，对于从地下抽水回灌的使用，必须考虑到使用地的地质的结构，保证用后尾水的回灌可以实现； 2.2.4投资的经济性，由于受到不同地区、不同用户及国家能源政策、燃料价格的影响，虽然总体来说，水源热泵的运行效率较高、费用较低，但与传统的空调制冷取暖方式相比，在不同地区不同需求的条件下，水源热泵的投资经济性会有所不同； 2.3水源热泵目前的市场状况： 水源热泵目前主要应用在北方冬季寒冷的地区，而在广阔的南方很少见到身影。 主要原因：南方主要以空气源热泵为主，冬天对空调制热的依赖不如北方明显，主要用来洗澡，所以空气源热泵基本能满足需要，并且工程相对简单，造价成本要低。所以这类产品有较大的局限性，所以必须要走产品的差异化道路，来做好产品的推广！ 三、污水源热泵： 3.1简介：污水源热泵是水源热泵的一种。众所周知，水源热泵的优点是水的热容量大，设备传热性能好，所以换热设备较紧凑；水温的变化较室外空气温度的变化要小，因而污水源热泵的运行工况比空气源热泵的运行工况要稳定。处理后的污水是一种优良的引入注目的低温余热源，是水/水热泵或水/空气热泵的理想低温热源。 3.2污水源热泵的形式
TSG特种设备安全技术规范 TSG 20XX 热交换器能效测试与评价规则 Energy Efficiency Test and Evaluation Regulation for Heat Exchanger (征求意见稿) 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局颁布 20XX年XX月XX日
前言 2016年7月，国家质量技术监督检验检疫总局(以下简称国家质检总局)特种设备安全监察局(以下简称特种设备局)委托中国特种设备检测研究院（以下简称中国特检院）组织起草《热交换器能效测试与评价规则》（以下简称规则）。 2016年7月，中国特检院组织成立了起草组，在西安召开第一次工作会议，讨论了规则的制定原则、重点内容以及主要问题、结构(章节)框架，并且就起草工作进行了具体分工，制定了起草工作时间表。2016年9月，起草组在上海召开第二次工作会议，对规则内容进行了调整，并形成了规则征求意见稿。2016年XX月，特种设备局对征求意见稿进行审查后，以质监特函[2016]XX 号文对外征求基层部门、有关单位和专家及公民的意见。201X年XX月，根据征求到的意见起草组进行修改形成送审稿，并提交给国家质检总局特种设备安全与节能技术委员会审议，起草组根据审议意见进行修改后形成报批稿，201X年XX月XX日，由国家质检总局批准颁布。 本规则主要起草单位和人员如下： 甘肃蓝科石化高新装备股份有限公司张延丰周文学 西安交通大学白博峰 国家质量监督检验检疫总局特种设备安全监察局冷浩 中国特种设备检测研究院管坚刘雪敏 中国特种设备安全与节能促进会王为国 上海市特种设备监督检验技术研究院汤晓英 甘肃省质量技术监督局特种设备安全监察局严勇 中国石化工程建设有限公司张迎恺 中国石油化工股份有限公司上海高桥分公司蔡隆展 西安市热力总公司唐涤 上海蓝海科创检测有限公司王纪兵 上海板换机械设备有限公司张永德
实验三、离心泵性能实验姓名：杨梦瑶学号：1110700056 实验日期：2014年6月6日 同组人：陈艳月黄燕霞刘洋覃雪徐超张骏捷曹梦珺左佳灵 预习问题： 1.什么是离心泵的特性曲线？为什么要测定离心泵的特性曲线？ 答：离心泵的特性曲线：泵的He、P、η与Q V的关系曲线，它反映了泵的基本性能。要测定离心泵的特性曲线是为了得到离心泵最佳工作条件，即合适的流量范围。 2.为什么离心泵的扬程会随流量变化？ 答：当转速变大时，，沿叶轮切线速度会增大，当流量变大时，沿叶轮法向速度会变大，所以根据伯努力方程，泵的扬程： H=（u22- u12）/2g + (p2- p1) / ρg + (z2- z1) +H f 沿叶轮切线速度变大，扬程变大。反之，亦然。 3.泵吸入端液面应与泵入口位置有什么相对关系？ 答：其相对关系由汽蚀余量决定，低饱和蒸气压时，泵入口位置低于吸入端液面，流体可以凭借势能差吸入泵内；高饱和蒸气压时，相反。但是两种情况下入口位置均应低于允许安装高度，为避免发生汽蚀和气缚现象。 4.实验中的哪些量是根据实验条件恒定的？哪些是每次测试都会变化，需要记录的？哪些 是需要最后计算得出的？ 答：恒定的量是：泵、流体、装置； 每次测试需要记录的是：水温度、出口表压、入口表压、电机功率； 需要计算得出的：扬程、轴功率、效率、需要能量。 一、实验目的： 1.了解离心泵的构造，熟悉离心泵的操作方法及有关测量仪表的使用方法。 2.熟练运用柏努利方程。 3.学习离心泵特性曲线的测定方法，掌握离心泵的性能测定及其图示方法。 4.了解应用计算机进行数据处理的一般方法。 二、装置流程图： 图5 离心泵性能实验装置流程图
性能测试方案
目录 前言 (3) 1第一章系统性能测试概述 (3) 1.1 被测系统定义 (3) 1.1.1 功能简介 (4) 1.1.2 性能测试指标 (4) 1.2 系统结构及流程 (4) 1.2.1 系统总体结构 (4) 1.2.2 功能模块描述 (4) 1.2.3 业务流程 (5) 1.2.4 系统的关键点描述（KP） (5) 1.3 性能测试环境 (5) 2 第二章性能测试 (6) 2.1 压力测试 (6) 2.1.1 压力测试概述 (7) 2.1.2 测试目的 (7) 2.1.3 测试方法及测试用例 (7) 2.1.4 测试指标及期望 (8) 2.1.5 测试数据准备 (9) 2.1.6 运行状况记录 (99) 3第三章测试过程及结果描述 (90) 3.1 测试描述 ................................................................................................. 错误！未定义书签。 3.2 测试场景 ................................................................................................. 错误！未定义书签。 3.3 测试结果 ................................................................................................. 错误！未定义书签。 4 第四章测试报告 (11)
随着我国社会的高速发展和人民生活水平的提高，经济发展与环境保护的矛盾也日益突出。为减少采暖燃煤使用量、改善空气环境、提高能源使用效率，我国北方开始推广“煤改电”、“煤改气”等一系列政策。北京怀柔区实施“煤改电”政策后，在电价方面将取消阶梯电价，并且在采暖期最低可享受0.1元/度的优惠电价；在采暖设备方面，对空气源热泵按照实际供热面积每平米200元补贴。基于节能环保的环境要求和供热采暖的生活需求，采暖用空气源热泵代替传统锅炉已成为一种发展较快的趋势。 1 研究现状 1.1热泵发展近况 近年来国内外众多高校、研究机构和企业都一直致力于解决热泵在全年长期运行中的问题，尤其是在低温工况下运行的问题。早在2003年，清华同方就宣称将某热泵产品进行技术革新，使得该产品的工作环境从（-8～7）℃扩大到（-15～45）℃。2006年，南京工业大学的学者王伟设计并搭建了一台可单双级切换的压缩空气源热泵热水器，制冷剂选用R134a，得到双级压缩热泵热水器在-20℃的环境下运行COP能保持在1.5左右，相对于电热水器有较明显的优势。广东长菱空调气冷机公司陈俊骥设计搭建一套采用中间喷射的涡旋热泵热水器并进行了实验，实验表明：该系统能在-20℃～43℃的环境温度下正常运行，制取热水的水温达到65℃；在-15℃的环境温度以下，该设备COP依然能保持在2.0以上。国外对低温空气源热泵热水器的研究主要集中在日本、美国和一些西欧国家。美国学者Wang X等在2009年以R410A 为工质建立一个11kW的实验台，比较了经济器和闪发器对制冷制热的影响，得出结论：外界环境为46.1℃时，闪发蒸汽喷射相对于单级系统制冷量和制冷系数分别提高14%和4%；外界环境为-17.8℃时，制热量和制热系数分别提高30%和20%。 1.2热泵循环研究进展 基于热泵技术的发展要求，许多国内外学者对不同的热泵循环进行了理论对比分析，也根据不同的循环理论进行实验研究。热泵循环的主要形式分为：单级压缩制热循环、双级压缩制热循环、复叠式制热循环三种。其中双级压缩制热循环中包括液体喷射技术、闪发蒸汽喷射技术等一些新型技术的应用。2015年，日本学者Chieko Kondou等 本文以热力学性能为评价指标，对R22、R134a、R410a、R717和R744等十六种常用制冷剂进行对比，分析其在单级、双级和复叠式热泵循环下的性能。综合分析各工质的环保、安全性、制热效率、自然度等因素，得出CO2单级热泵循环系统为最优的热泵循环系统,并从热力学角度，分析了CO2热泵系统循环性能的影响因素。 多种制冷剂热泵循环性能的对比分析 上海理工大学/吕静 张旭 赵琦昊 北京凯昆广胜新能源电器有限公司/张继凯 赵德鹏 2018年11月 44
CFC & HCFC制冷剂无氟替换指引 ※主要的服务型环保制冷剂（臭氧消耗潜值ODP=0）——用于现存设备的无氟替换、更新 R423A环保制冷剂 替换：氟利昂R12（FREON 12） 应用：用于直接替换现存的离心式冷水机组（中央空调）上使用的R12的一种新型环保制冷剂。 优点：提供简单、快速、高效的直接替换；HFC类制冷剂，ODP值为零；替换时只需将冷冻机油更换成酯类油（POE），而无需对系统进行额外冲洗；仍可继续使用现有的冷水设备，避免昂贵的工程改造，节省成本；充注使用后，若发现系统内制冷剂容量不足时，可以直接重新补足，而无须排走全部已灌充的制冷剂。 R422D环保制冷剂 替换：氟利昂R22（FREON 22） 应用：用于直接替换现存的直接膨胀式（DX）水冷系统上使用的R22的一种新型环保制冷剂；同时也可用于家用、商用空调、以及中温制冷系统。 优点：提供简单、快速、高效的直接替换；HFC类制冷剂，ODP值为零；多数情况下，替换过程中不需要更换冷冻机油类型，兼容传统的MO油和新的POE油；容许现有设备使用；充注使用后，若发现系统内制冷剂容量不足时，可以直接重新补足，而无须排走全部已灌充的制冷剂。 R417A环保制冷剂 替换：氟利昂R22（FREON 22） 应用：用于直接替换现存的直接膨胀式固定空调系统上使用的R22的一种新型环保制冷剂；同时也可用于中温商用制冷系统。 优点：提供简单、快速、高效的直接替换；HFC类制冷剂，ODP值为零；多数情况下，替换过程中不需要更换冷冻机油类型，兼容传统的MO油和新的POE油；容许现有设备使用；充注使用后，若发现系统内制冷剂容量不足时，可以直接重新补足，而无须排走全部已灌充的制冷剂。 R422A环保制冷剂 替换：氟利昂R22（FREON 22）、氟利昂R502（FREON 502）、以及含HCFC的混配制冷剂（R402A、R402B，R408A）。 应用：用于直接替换现存的直接膨胀式（DX）水冷系统上使用的R22一种新型环保制冷剂；同时也可用于家用、商用空调、以及中温制冷系统。 优点：提供简单、快速、高效的直接替换，替换过程比使用R404A、R507更简单方便；HFC类制冷剂，ODP值为零；多数情况下，替换过程中不需要更换冷冻机油类型，兼容传统的MO油和新的POE油；容许现有设备使用；具有比R404A、R507低20%的全球温室效应值（GWP）；充注使用后，若发现系统内制冷剂容量不足时，可以直接重新补足，而无须排走全部已灌充的制冷剂。
制冷剂的发展与研究前沿 田玉保安全工程0901 200901145025 摘要：回顾了制冷剂从早期使用至现在的进步历程，探讨了未来方向与一些候选制冷剂。 根据所定义的选择标准把此历程划分为四代制冷剂。考察了对现有国际协定相关方案的展 望，其中包括了分别为防止平流层臭氧耗损与全球气候变化的蒙特利尔与京都议定书的分 析。介绍了多种HCFCs制冷剂的替代物，包括R1234yf，DME，CO2和氨的混合物等。对 下一代制冷剂做出了展望。 关键词：制冷剂温室效应臭氧损耗潜能值全球变暖潜能值 Development on Refrigrants an Reseach Fronts Abstracts Reviews the progression of refrigerants，from early uses to the present，and then addresses future directions and candidates．Breaks the history into four refrigerant generations based on defining selection criteria．refrigerants”．Examines the outlook for current options in the contexts of existing international agreements，including the Montreal and Kyoto Protocols to avert stratospheric ozone depletion and global climate change，respectively．This paper introduced several alternative refrigerants from the basic thermal physical and circulation performance，etc．，including R1234yf，DME and the combination of carbon dioxide an ammonia etc．Also,a briefe glance of the future of next generation of refrigrantsis given. Keywords Refrigetants Greenhouse effects ODP GWP 臭氧层的破坏和全球气候变化，是当前世界所面临的主要环境问题。由于制冷空调热泵行业广泛采用的CFC与HCFC类制冷剂对臭氧层有破坏作用以及产生温室效应，使全世界这一行业面临严重挑战。但是，迄今为止，国外的一些HFC类和碳氢类替代制冷剂均或多或少地存在一些问题，还不太理想，例如大多数HFC类制冷剂及其混合制冷剂的温室效应潜能值(GWP)还比较高，被列为“温室气体”，需控制其排放量；而碳氢类制冷剂则存在强可燃性引起的安全问题，特别对于大中型制冷空调热泵设备，需要行之有效的安全措拖和技术。因此，这一行业均在探索如何从制冷剂的发展历史中，总结经验，寻求正确、科学地解决由于环保要求提出的制冷剂替代问题，力争少走弯路。 1.制冷剂的发展历程 制冷的历史可追溯到古代，当时用以储冰和一些蒸发过程。从历史上看，制冷剂的发展经历了四个阶段[1]（图1）。第一阶段是十九世纪的早期制冷剂；第二阶段是二十世纪时代的CFC与HCFC类制冷剂；第三阶段是二十一世纪的绿色环保制冷剂。第四阶段是今后制冷剂发展的主要方向，即以防止全球变暖为主要目标的制冷剂的研发。
热交换器能效测试与评价规则
TSG特种设备安全技术规范 TSG 20XX 热交换器能效测试与评价规则Energy Efficiency Test and Evaluation Regulation for Heat Exchanger (征求意见稿) 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局颁布 20XX年XX月XX日
前言 2016年7月，国家质量技术监督检验检疫总局(以下简称国家质检总局)特种设备安全监察局(以下简称特种设备局)委托中国特种设备检测研究院（以下简称中国特检院）组织起草《热交换器能效测试与评价规则》（以下简称规则）。 2016年7月，中国特检院组织成立了起草组，在西安召开第一次工作会议，讨论了规则的制定原则、重点内容以及主要问题、结构(章节)框架，并且就起草工作进行了具体分工，制定了起草工作时间表。2016年9月，起草组在上海召开第二次工作会议，对规则内容进行了调整，并形成了规则征求意见稿。2016年XX月，特种设备局对征求意见稿进行审查后，以质监特函[2016]XX 号文对外征求基层部门、有关单位和专家及公民的意见。201X年XX月，根据征求到的意见起草组进行修改形成送审稿，并提交给国家质检总局特种设备安全与节能技术委员会审议，起草组根据审议意见进行修改后形成报批稿，201X年XX月XX日，由国家质检总局批准颁布。 本规则主要起草单位和人员如下： 甘肃蓝科石化高新装备股份有限公司张延丰周文学 西安交通大学白博峰 国家质量监督检验检疫总局特种设备安全监察局冷浩 中国特种设备检测研究院管坚刘雪敏 中国特种设备安全与节能促进会王为国 上海市特种设备监督检验技术研究院汤晓英 甘肃省质量技术监督局特种设备安全监察局严勇 中国石化工程建设有限公司张迎恺 中国石油化工股份有限公司上海高桥分公司蔡隆展 西安市热力总公司唐涤 上海蓝海科创检测有限公司王纪兵 上海板换机械设备有限公司张永德
北京化工大学 化工原理实验报告 实验名称：离心泵性能实验 班级：化工13 姓名： 学号： 20130 序号： 同组人： 实验二：离心泵性能实验 摘要：本实验以水为介质，使用离心泵性能实验装置，测定了不同流速下，离心泵的性能、孔板流量计的孔流系数以及管路的性能曲线。实验验证了离心泵的扬程He随着流量的增大而减小，且呈2次方的关系；有效效率有一最大值，实际操作生产中可根据该值选取合适的工作范围；泵的轴功率随流量的增大而增大； 当Re大于某值时，C 0为一定值，使用该孔板流量计时，应使其在C 为定值的条 件下。 关键词：性能参数（N H Q, , , ）离心泵特性曲线管路特性曲线C0一．目的及任务
1.了解离心泵的构造，掌握其操作和调节方法。 2.测定离心泵在恒定转速下的特性曲线，并确定泵的最佳工作范围。 3.熟悉孔板流量计的构造，性能和安装方法。 4.测定孔板流量计的孔流系数。 5.测定管路特性曲线。 二． 实验原理 1.离心泵特性曲线测定 离心泵的性能参数取决于泵的内部结构，叶轮形式及转速。其中理论压头与流量的关系，可通过对泵内液体质点运动的理论分析得到，如图1中的曲线。由于流体流经泵时，不可避免的会遇到种种阻力，产生能量损失，诸如摩擦损失，环流损失等，因此通常采用实验方法，直接测定参数间的关系，并将测出的He-Q,N-Q 和η-Q 三条曲线称为离心泵的特性曲线。另外，根据此曲线也可以求出泵的最佳操作范围，作为泵的选择依据。 图1.离心泵的理论压头与实际压头 （1）泵的扬程He He=0真空表压力表H H H ++ 式中 H 压力表——泵出口处的压力，mH 2o ； H 真空表——泵入口处的真空度，mH 2o ； H 0——压力表和真空表测压口之间的垂直距离，H 0=。 （2）泵的有效功率和效率 由于泵在运转过程中存在种种能量损失，使泵的实际压头和流量较理论值为低，而输入泵的功率又比理论值为高，所以泵的总效率为 轴 ηN Ne = 102 QHe Ne ρ = 式中 Ne ——泵的有效功率，kW ；
常用的性能测试方法和测试要点 2008-12-16 13:58:04 / 个人分类：转载好东西 常用的性能测试方法和测试要点 1、明确用户的性能需求（显示的和隐式的），性能测试点，找出瓶颈 1）用户直接需求的和使用过程中（行业经验）可能遇到的性能瓶颈点必须测试和分析到。当然，客户不需要的，也没有必要去花时间和精力。 2）从中获取相应的性能测试参数，峰值和平均值。 3）客户的性能容忍度和系统所能承受的容忍度同样重要。 4）确认系统运行的最低硬件环境要求（虽然硬件便宜的多了，但客户能不能改造自己的环境还得客户说了算） 5）如果可以的话，将系统的容错性做为性能测试的一部分进行测试 2、测试对象和性能负载分布 1）基本的3个对对像：C/S、B/S中的客户端和服务器，其中还有网络进行连接或中间件。 2）服务端可能分为数据端、业务端和服务容器。 3）跟据实际的测试结果合理的进行相应的性能负载分布。 3、负载、容量和压力测试逐一进行（如果需要） 1）更多的情况下，性能测试中出现的问题是最初的设计时应存在的问题。如果可能，建议对相应的性能提前做测试和优化。 2）够用就好，不是所有的系统都要进行性能测试，一切以客户需求和实际需要为准。 4、测试点 1）CPU和内存使用（系统自身的原因）。是否可以正常的使用和释放，是否存在内存溢出。 2）访问的速度（客户需求或是实际的应用要求说了算） 3）网络。网络传输速度，网络传输丢包率。（找些工具，有免费的）
4）服务器。指令、服务应答响应时间，服务器对信息处理的时效性，服务器对峰值的处理（建议进行服务器优化或是进行服务负载均衡，有大量的文档对此进行描述） 5）中间件。中间件在信息传递中的处理性能及信息处理的正确性。 5、测试和监控数据 1）均值下的持续运行（通过分析对整体的性能进行预测和评估） 2）短时间的峰值运行（分析系统的处理能力） 3）最低配置和最佳配置下的性能对比 4）多用户。同时访问，同时提交。 5）对4 中的数据进行记录和监控 6、选择测试工具 现有的测试工具太多了，不在一一列举。 适用就好，推荐开源的工具。 作为一名测试新人加入团队，大多数情况下，项目组成员都是一种热情欢迎的态度，并且主动提供力所能及的支持和帮助，如何快速熟悉项目业务和测试环境，尽快投入到实际工作中去，我谈谈个人的经验和一些看法，供同行参考： 1、寻找新公司的团队元老： 一般来说，一个新人进入新公司，都要指定一个师傅带一段时间，这也就是我们说的测试前辈。很多时候，测试前辈都是经验非常丰富的测试高人，如何您和他相处融洽，关系不错，凭他个人丰富的业务经验，给您指点迷津，也许会比你自己摸索10倍的时间效果还好。很多的测试新手，刚进入新公司时，自高自大，眼高收低，测试前辈都不愿意交，结果到了试用期转正答辩的时候，一问三不知，被迫离开公司，被炒鱿鱼。这样的例子我看到的不下于10例，很可惜丢失了很多工作机会。 2、虚心的学习态度： 刚到一家新公司，保持谦虚的学习态度非常必要。记得我刚毕业那年，公司招聘了一个测试主管，他有4到5年的工作经验，阅历算是不简单，也是我们心目中的牛人吧。但是那个人，除了听总监的话以外，对于我们部门的其它人来说，他简直是自高自大，目中无人，根本不把部门里的其他人放到眼里，觉得部门的人都不如他。他作为一个空降兵，老员工和新员工，对他都很冷漠，碰到什么问题，需要小组成员帮忙的时候，大家都不愿意帮助他，互相推诿，