滑雪場(chǎng)造雪系統(tǒng)中炮式造雪機(jī)的整體設(shè)計(jì)含SW三維及8張CAD圖,滑雪場(chǎng),系統(tǒng),中炮式造雪機(jī),整體,總體,設(shè)計(jì),sw,三維,cad 課題簡(jiǎn)介 人工造雪是相當(dāng)昂貴的。然而，當(dāng)對(duì)比成本與收益時(shí)，就會(huì)發(fā)現(xiàn)人工造雪給許多旅游點(diǎn)帶來(lái)了豐厚的利潤(rùn)。人工造雪能夠顯著地增加顧客的滑雪體驗(yàn)。機(jī)器造雪能夠在整個(gè)滑雪季中提供足夠的雪量。在滑雪季初期，滑雪場(chǎng)幾乎完全依賴人工造雪。機(jī)器造雪也易于在較長(zhǎng)時(shí)間內(nèi)保證雪的質(zhì)量不變，并且比自然雪更適于抵抗升華及來(lái)自光源的熱量的影響，滑雪者的裝備也能夠重復(fù)使用。山上的雪一旦失去其晶體結(jié)構(gòu)就會(huì)變成球形的，也就不再能被塑造成形。將人造雪覆蓋在已經(jīng)失去晶體結(jié)構(gòu)的雪體的表面可以重新激發(fā)其晶體結(jié)構(gòu)，從而使雪恢復(fù)生命力。而機(jī)器造雪的設(shè)計(jì)被造雪機(jī)的基本原理并沒(méi)有任何變化。將水注入一個(gè)專用噴嘴或噴槍，在那里接觸到高壓空氣，高壓空氣將水流分割成微小的粒子并噴入寒冷的外部空氣中，在落到地面以前這些小水滴凝固成冰晶，也就是人們看到的雪花。造雪機(jī)是一種可以迅速把大量液態(tài)水轉(zhuǎn)化成為高壓霧化冰晶的電氣裝置，主要用于人工造雪，布置人工滑雪場(chǎng)地、消防等方面。多數(shù)配有方便移動(dòng)的履帶式車輪，上載有直徑較寬（直徑約半米）粗短的噴雪炮筒。數(shù)配有方便移動(dòng)的履帶式車輪，上載有直徑較寬（直徑約半米）粗短的噴雪炮筒。造雪機(jī)原理是在-15℃的蒸發(fā)器上結(jié)成冰，通過(guò)冷卻的空氣輸送到滑雪道方式的不受大氣溫度影響的嶄新造雪系統(tǒng)。人工造雪機(jī)不受氣候的影響，只要能保持一定的水量就可以造雪。 具體任務(wù)、內(nèi)容及要求（包括設(shè)計(jì)計(jì)算、實(shí)驗(yàn)分析、繪圖質(zhì)量各類圖紙張數(shù)、外文翻譯、參考文獻(xiàn)及撰寫外文摘要等要求） 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容及要求： 1、 查閱文獻(xiàn)、熟悉課題、撰寫開(kāi)題報(bào)告； 2、 造雪機(jī)的工藝分析； 3、 造雪機(jī)的運(yùn)動(dòng)特性分析； 4、 造雪機(jī)及其控制電路的設(shè)計(jì)； 5、 俯仰運(yùn)動(dòng)的實(shí)現(xiàn)與機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)； 6、 確定造雪機(jī)設(shè)計(jì)； 7、 運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算； 8、 根據(jù)課題要求設(shè)計(jì)整體尺寸及零部件強(qiáng)度計(jì)算； 9、 用CAD軟件繪造雪機(jī)的設(shè)計(jì)總裝配圖； 10、重要零件的2D圖。 編寫一本不少于10000字的設(shè)計(jì)說(shuō)明書，撰寫1500字以上的文獻(xiàn)綜述，獨(dú)立翻譯一篇2000字以上、與課題相關(guān)的外文參考文獻(xiàn)，所有設(shè)計(jì)內(nèi)容均由計(jì)算機(jī)及相應(yīng)軟件形成電子文檔并打印，繪圖量不少于折成A0號(hào)圖紙4張，參考文獻(xiàn)不少于10篇。 時(shí)間進(jìn)度安排 實(shí)習(xí)調(diào)研、查閱資料 第 1-2 周 上機(jī)運(yùn)算（繪圖） 第 10-13 周 方案確定 第 3-4 周 撰寫說(shuō)明書（論文） 第 14 周 設(shè)計(jì)計(jì)算（實(shí)驗(yàn)） 第 5-9 周 上交論文（設(shè)計(jì)） 第 15 周 教研室主任簽章： 畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）領(lǐng)導(dǎo)小組組長(zhǎng)簽章： 教務(wù)處制表 滑雪場(chǎng)降雪系統(tǒng)的炮式造雪機(jī)整體設(shè)計(jì) 隨著滑雪運(yùn)動(dòng)的普及，越來(lái)越多的滑雪場(chǎng)都離不開(kāi)人工造雪機(jī)的功能。它能夠通過(guò)冷卻空氣，在－25℃的臨界溫度下形成冰雪，并輸送到滑雪場(chǎng)之上，為整個(gè)化學(xué)系統(tǒng)提供一個(gè)適宜的環(huán)境。以往的人工降雪機(jī)，為了實(shí)現(xiàn)最好的降雪效果，通常都在夜間工作，因此需要大量的輔助設(shè)備，例如儲(chǔ)水系統(tǒng)等等，因此也給日常的運(yùn)營(yíng)和維護(hù)造成了額外的工作量和成本。而反觀人工造雪機(jī)，可以完美的解決這個(gè)問(wèn)題，可以根據(jù)跑道情況隨時(shí)造雪，因此也為整個(gè)滑雪場(chǎng)節(jié)省了運(yùn)營(yíng)成本。因此，人工造雪機(jī)的這些優(yōu)點(diǎn)，可以讓滑雪場(chǎng)決定具體的營(yíng)業(yè)日、計(jì)劃、營(yíng)業(yè)計(jì)劃、資材調(diào)達(dá)、人員分配等計(jì)劃型經(jīng)營(yíng)。 世界上第一臺(tái)造雪機(jī)在20世紀(jì)50年代產(chǎn)生于美國(guó)，當(dāng)時(shí)這臺(tái)設(shè)備的主要原理是利用水的凝固，將水蒸氣噴射到冷空氣當(dāng)中，實(shí)現(xiàn)人工造雪，這也是后續(xù)雪炮的主要工作原理。但是這種方式容易在雪道上凝結(jié)成冰，對(duì)跑道質(zhì)量產(chǎn)生一定的影響。為了對(duì)這種造雪機(jī)進(jìn)行進(jìn)一步的改進(jìn)，1958年產(chǎn)生了第二代造雪機(jī)：風(fēng)扇造雪機(jī)，能夠降低冰的產(chǎn)生量，且雪的分布更加均勻。1969年，第三代造雪機(jī)應(yīng)允而生，它是在傳統(tǒng)風(fēng)扇造雪機(jī)的基礎(chǔ)上，將風(fēng)扇結(jié)構(gòu)進(jìn)行改良，運(yùn)用機(jī)械的方式使從后部進(jìn)入的水變成原子化的水滴，從而加速雪的形成。第三代造雪機(jī)也成為了目前應(yīng)用廣泛的造雪機(jī)原理及結(jié)構(gòu)方式。很多國(guó)家都在此基礎(chǔ)上制造了適合本國(guó)發(fā)展的人工造雪機(jī)。 造雪機(jī)在工作原理方面可以分為以下幾類： （1）壓縮空氣外混合型造雪機(jī)：其原理主要是通過(guò)壓縮空氣使水在空氣中形成很多小分子顆粒，通過(guò)風(fēng)扇的擾動(dòng)，在冷空氣中不斷碰撞和結(jié)合，進(jìn)而形成雪花。整個(gè)過(guò)程可以分為三步：首先，壓縮空氣使冷水隨氣流霧化成細(xì)小的水分子；然后，利用風(fēng)的作用將水分子吹向空中；最后，利用壓縮空氣的動(dòng)能，使水分子相互結(jié)合并凝結(jié)，形成冰雪。對(duì)于壓縮空氣造雪機(jī)的控制，其核心在于控制空氣的不斷膨脹和壓縮，從而促進(jìn)水到雪花的轉(zhuǎn)換過(guò)程。因此，該類型的造雪機(jī)受風(fēng)的大小和風(fēng)向的影響較大，并且雪的濃度不易調(diào)整，形成時(shí)間較長(zhǎng)，因此該類型的造雪機(jī)常常安裝在塔架上。 （2）風(fēng)扇型造雪機(jī)，也稱為無(wú)壓縮空氣雪炮。其工作原理十分簡(jiǎn)單，首先利用噴嘴將冷水霧化，然后利用大功率的風(fēng)扇將水分子吹出，由于動(dòng)能較強(qiáng)，水分子有充足的時(shí)間進(jìn)行凝結(jié)。其優(yōu)點(diǎn)是工作原理簡(jiǎn)單，易于控制，不需要壓縮空氣。但是缺點(diǎn)也很明顯，對(duì)環(huán)境溫度的要求顯然更低。該類型造雪機(jī)是目前國(guó)內(nèi)應(yīng)用最為廣泛的，因?yàn)槠浼夹g(shù)門檻較低，容易制造。但是該種造雪機(jī)也間接的影響了我國(guó)滑雪場(chǎng)的雪道質(zhì)量。 （3）碎冰型造雪機(jī)，其工作原理更像是碎冰機(jī)。它不再通過(guò)水的凝結(jié)過(guò)程形成冰雪，而是直接將現(xiàn)有的冰塊進(jìn)行粉碎，再通過(guò)風(fēng)扇吹到空中。雖然這種方式對(duì)于環(huán)境溫度沒(méi)有任何要求，但是對(duì)于冰塊的輸送和保存，都是一個(gè)較為困難和繁瑣的過(guò)程，因此應(yīng)用程度非常的低。 造雪機(jī)的結(jié)構(gòu)一般由拖車、造雪系統(tǒng)、管道、電路、風(fēng)扇、操動(dòng)機(jī)構(gòu)六大部分構(gòu)成。下面介紹最為重要的三個(gè)結(jié)構(gòu)： （1）拖車結(jié)構(gòu)。由于造雪車非常的笨重，因此拖車是運(yùn)輸造雪車的必要工具。拖車的主要結(jié)構(gòu)包括底盤、支架、轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)構(gòu)、車輪。通常來(lái)說(shuō)，為了使結(jié)構(gòu)更加緊湊，一般采用三輪結(jié)構(gòu)，其本身不具備動(dòng)力系統(tǒng)，大多都是由卡車等運(yùn)輸車輛拖動(dòng)進(jìn)行運(yùn)輸，將其運(yùn)輸?shù)缴降鼗蜻h(yuǎn)郊等地形不便的地方。 （2）造雪系統(tǒng)。造雪系統(tǒng)是整個(gè)造雪機(jī)的中心，也是造雪機(jī)性能優(yōu)劣的決定因素。通常來(lái)講，衡量造雪系統(tǒng)性能優(yōu)劣的指標(biāo)包括造雪速度、造雪量、雪的品質(zhì)、操作性能、維護(hù)方式容易程度等等。造雪系統(tǒng)包括：噴嘴、圓盤、噴管、軸流風(fēng)機(jī)、核子圈等幾部分組成。 （3）輔助機(jī)構(gòu)。輔助機(jī)構(gòu)由螺旋機(jī)構(gòu)，搖桿機(jī)構(gòu)等組成。輔助機(jī)構(gòu)主要有兩大作用：一是對(duì)于整個(gè)機(jī)器進(jìn)行加固和穩(wěn)定，實(shí)現(xiàn)其在更好的環(huán)境下工作；二是控制造雪機(jī)的吹雪角度及距離，實(shí)現(xiàn)雪場(chǎng)的全方位覆蓋。同時(shí)，輔助機(jī)構(gòu)應(yīng)具備安全閉鎖裝置，在造雪機(jī)歪曲、翻倒等特殊情形下，可以使造雪機(jī)及時(shí)停留在任何位置并進(jìn)行自鎖。提高了調(diào)整的可靠性。 下面分析一下我國(guó)造雪機(jī)的發(fā)展及市場(chǎng)占有率。 我國(guó)于20世紀(jì)末期由航天部工作人員試制了第一臺(tái)人工造雪機(jī)，并且實(shí)現(xiàn)了試驗(yàn)成功。2005 年，我國(guó)原產(chǎn)研發(fā)了雪獅牌造雪機(jī)，分為立式、槍式和移動(dòng)式三種，并分別在山東、北京等雪場(chǎng)試運(yùn)行。隨著滑雪運(yùn)動(dòng)的普及，越來(lái)越多的國(guó)產(chǎn)品牌開(kāi)始出現(xiàn)，例如諾泰克造雪機(jī)、牡丹江雪城牌造雪機(jī)等。 我國(guó)以東北、華北和西北為代表的滑雪資源富集區(qū)域，但是這些地區(qū)的降雪并不豐富。因此，這就要求大部分滑雪場(chǎng)都需要配備人工造雪系統(tǒng)。主要采取臨時(shí)的移動(dòng)水泵站和租聘的造雪機(jī)。從國(guó)內(nèi)的調(diào)研情況來(lái)看，目前國(guó)內(nèi)大多數(shù)滑雪場(chǎng)的造雪機(jī)哈愛(ài)是以進(jìn)口為主，例如美國(guó)、日本生產(chǎn)的先進(jìn)造雪機(jī)或者其在國(guó)內(nèi)的代理商所生產(chǎn)。據(jù)有關(guān)資料統(tǒng)計(jì)，2015年，我國(guó)滑雪場(chǎng)內(nèi)全部造雪機(jī)數(shù)量大約為4000臺(tái)，其中進(jìn)口造雪機(jī)數(shù)量約為3500臺(tái)，國(guó)產(chǎn)造雪機(jī)數(shù)量約為 500 臺(tái)，由此可見(jiàn)，我國(guó)自產(chǎn)的造雪機(jī)市場(chǎng)份額是非常低的。在進(jìn)口品牌中，最熱門的造雪機(jī)來(lái)自于美國(guó)、意大利、奧地利，日本，這些廠商大多都在我國(guó)開(kāi)設(shè)了專門的設(shè)備制造廠和銷售市場(chǎng)。和國(guó)外的造雪機(jī)相比，我國(guó)原產(chǎn)的機(jī)器在成雪質(zhì)量和出雪量方面基本能滿足滑雪場(chǎng)的造雪使用需求，但由于產(chǎn)品設(shè)計(jì)基本采用仿造國(guó)外產(chǎn)品，在技術(shù)上與國(guó)外先進(jìn)產(chǎn)品有代差。且穩(wěn)定性、耐用性較差，導(dǎo)致了市場(chǎng)占有率較低。 2 設(shè)計(jì)（XX）開(kāi)題報(bào)告表 課題名稱 學(xué)生姓名 課題簡(jiǎn)介： 設(shè)計(jì)一套炮式造雪機(jī)，并對(duì)造雪機(jī)的特性、工作狀態(tài)進(jìn)行分析?？紤]到造雪機(jī)的研究發(fā)展?fàn)顩r，針對(duì)中小型滑雪場(chǎng)的現(xiàn)實(shí)需求，設(shè)計(jì)炮式造雪機(jī)時(shí)，必須滿足低成本、高效率的要求。所以，在設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)此造雪設(shè)備時(shí)，力求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊、功能實(shí)用齊備、速度快、效率高、通用性強(qiáng)而且維修方便。 本課題是在充分考慮了專業(yè)教學(xué)需要基礎(chǔ)上，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際而選定的。既有一定的實(shí)用價(jià)值，又為學(xué)生將來(lái)從事機(jī)械設(shè)計(jì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容及要求： 1、查閱文獻(xiàn)、熟悉課題、撰寫開(kāi)題報(bào)告； 2、確定造雪機(jī)的設(shè)計(jì)； 3、運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算； 4、根據(jù)課題要求設(shè)計(jì)整體尺寸及零部件強(qiáng)度計(jì)算； 5、用CAD軟件繪制造雪機(jī)的設(shè)計(jì)總裝配圖； 6、重要零件的2D圖； 7、編寫一本不少于10000字的設(shè)計(jì)說(shuō)明書； 8、撰寫1500字以上的文獻(xiàn)綜述； 9、獨(dú)立翻譯一篇3000字以上、與課題相關(guān)的外文參考文獻(xiàn)； 10、所有設(shè)計(jì)內(nèi)容均由計(jì)算機(jī)及相應(yīng)軟件形成電子文檔并打??； 11、繪圖量不少于折成A0號(hào)圖紙4張； 12、參考文獻(xiàn)不少于10篇。 指導(dǎo)教師意見(jiàn)： 是否同意開(kāi)題： □是 □否 指導(dǎo)教師簽名： 日期： 教務(wù)處制表 滑雪場(chǎng)降雪系統(tǒng)中炮式造雪機(jī)的整體設(shè)計(jì)導(dǎo)：班級(jí)：目錄01 選題背景02 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)03 總結(jié)與致謝Part One研究目的與意義選題背景趨勢(shì)概述研究?jī)?nèi)容工作原理01Part One選題背景和意義隨著人們生活生活水平的不斷提升，滑雪作為一項(xiàng)常見(jiàn)的運(yùn)動(dòng)得到人們的歡迎，在一些場(chǎng)合，需要采用造雪機(jī)進(jìn)行造雪，對(duì)地面實(shí)現(xiàn)足量的雪才能方便滑雪。在冬天初期階段，基本上都是采用造雪機(jī)進(jìn)行人工造雪的?？梢?jiàn)造雪機(jī)的使用范圍較為廣泛，本文通過(guò)設(shè)計(jì)一款人工造雪機(jī)，以目前的造雪機(jī)作為設(shè)計(jì)藍(lán)圖，結(jié)合實(shí)習(xí)內(nèi)容，將所學(xué)的內(nèi)容進(jìn)行充分利用，提高自身的設(shè)計(jì)水平，可見(jiàn)其在實(shí)際與理論方面，都具備很重要的意義。02Part Two趨勢(shì)概述 現(xiàn)階段，可將造雪機(jī)的工作類型劃分成兩類：第一類是制冰設(shè)備首先將片冰制造出來(lái)，隨后將片冰作為原材料進(jìn)行雪的制造，使用碎冰設(shè)備將片冰切碎，并用風(fēng)機(jī)噴出。這種造雪系統(tǒng)通常很復(fù)雜，所造的“雪”與自然雪存在巨大的品質(zhì)差異，且制造成本相對(duì)較高。另一種是采用高壓水與空氣混合造雪。水源通過(guò)高壓水泵揚(yáng)起后與空壓機(jī)制造的高壓空氣在進(jìn)口噴嘴位置時(shí)融合成霧化水。該方式造雪系統(tǒng)相對(duì)簡(jiǎn)單，形成的雪核與自然雪相近，但霧化水的水滴越小，整體的蒸發(fā)量越大，且對(duì)環(huán)境溫度的以來(lái)較高，造雪效率相對(duì)較低，其制造成本相對(duì)較低，考慮到成本問(wèn)題，本設(shè)計(jì)將采用第二種工作形式。03Part Three研究?jī)?nèi)容123 根據(jù)目前的人工造雪機(jī)的種類以及使用情況，確定本文研究人工造雪機(jī)的造雪方式使其能夠滿足要求。確定本文所研究的的人工造雪機(jī)的總體結(jié)構(gòu)。壓低制造成本。對(duì)本文設(shè)計(jì)的俯仰及擺動(dòng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，使其結(jié)構(gòu)傳動(dòng)符合技術(shù)要求。本課題人工造雪機(jī)設(shè)計(jì)方案是采用目前使用范圍較為廣泛的了解目前造雪機(jī)的總體發(fā)展現(xiàn)狀以及發(fā)展趨勢(shì)，確定本文研究的造雪機(jī)的總體結(jié)構(gòu)，確定其實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)以及造雪功能部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并對(duì)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)/計(jì)算與校核。并采用單片機(jī)進(jìn)行控制，使用三維建模軟件建模其三維模型，完成本文的人工造雪機(jī)的全部設(shè)計(jì)內(nèi)容。工作原理用高壓水泵將水源中的水抽出通過(guò)配水管理與壓縮機(jī)產(chǎn)生的高壓空氣經(jīng)過(guò)混合霧化之后，由傳遞到核子器的噴嘴噴入炮筒，隨后，風(fēng)機(jī)制造強(qiáng)風(fēng)將霧化水噴出，最終均勻發(fā)散到空中。在此過(guò)程中，當(dāng)空氣與水霧達(dá)到一定比例時(shí)，核子器就會(huì)制造出雪核，一旦雪核在空中遇泠，那么就會(huì)形成雪花。Part Two結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)確定整體設(shè)計(jì)01Part One參數(shù)確定1、工作環(huán)境溫度：零下5至零下25；2、有效的降雪面積700；3、在最大的降雪面積條件下，降雪的強(qiáng)度每小時(shí)約為10mm-75mm；4、雪密度：不大于500kg/m；5、水粒直徑：不大于100m；6、最大降雪強(qiáng)度：可持續(xù)3個(gè)小時(shí)；7、1080俯仰角度可調(diào)；8、炮筒擺動(dòng)范圍為-9090可調(diào)；9、采用變頻風(fēng)機(jī)，噴射距離可調(diào)；為了保證造雪機(jī)能夠滿足實(shí)際使用的要求，根據(jù)目前已有的設(shè)備相關(guān)參數(shù)，確定本文設(shè)計(jì)的造雪機(jī)的基本參數(shù)，具體如下：02Part Two整體設(shè)計(jì) 采用炮式風(fēng)扇型布局，成型管材、板材焊接主體框架，底盤與蒙皮，大規(guī)模使用現(xiàn)有成熟零部件降低制造成本。底盤采用帶有輪胎的正三角結(jié)構(gòu)，可在工作場(chǎng)地中靈活移動(dòng)。造雪能力在大型炮式造雪機(jī)與槍式造雪機(jī)之間。在現(xiàn)有設(shè)備的基礎(chǔ)上增加俯仰角度調(diào)節(jié)及擺動(dòng)機(jī)構(gòu)，能夠適應(yīng)小型室外滑雪場(chǎng)的需求。文獻(xiàn)綜述 題目多功能電動(dòng)跑步機(jī)的設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 專業(yè)班級(jí) 學(xué)號(hào) 系（部）機(jī)械工程學(xué)院 指導(dǎo)教師(職稱)完成時(shí)間 2014年 2 月 25日 多功能電動(dòng)跑步機(jī)的設(shè)計(jì) 1 多功能電動(dòng)跑步機(jī)的設(shè)計(jì) 摘要：跑步機(jī)的基本功能是構(gòu)建一條運(yùn)動(dòng)的跑道（跑步帶），跑帶的運(yùn)動(dòng) 方向與運(yùn)動(dòng)者的跑動(dòng)方向相反，但速度必須自動(dòng)保持一致，這樣就使得運(yùn)動(dòng)者能夠在原地進(jìn)行跑步鍛煉了。關(guān)鍵詞：跑步機(jī)PWM調(diào)速 設(shè)計(jì)傳動(dòng) 提高研究 研究背景 研究伴隨著社會(huì)的發(fā)展，科技的進(jìn)步，人們的生活水平隨之提高，人們對(duì)健康的生活質(zhì)量要求越來(lái)越高！在當(dāng)前的社會(huì)環(huán)境下，如何有效的提高生活質(zhì)量至關(guān)重要?，F(xiàn)在，社會(huì)的發(fā)展忽略環(huán)境的保護(hù)，追求GDP的增長(zhǎng)，室外的環(huán)境已嚴(yán)重不適合人們進(jìn)行身體鍛煉，汽車的普及，道路上車流如織，汽車尾氣的排放、噪聲的污染、交通事故的頻繁發(fā)生。諸多原因，造成室外的環(huán)境鍛煉已不適合于人們，有效的進(jìn)行室內(nèi)鍛煉成為人們提高身體健康、鍛煉的必然趨勢(shì)。而多功能跑步機(jī)是當(dāng)今家庭健身器材中最簡(jiǎn)單的一種，是家庭健身器的最佳選擇，不受外界天氣、空氣污染、噪聲污染，在室內(nèi)進(jìn)行有氧運(yùn)動(dòng)，隨時(shí)隨地，方便高效。跑步機(jī)的設(shè)計(jì)上有減震功能，對(duì)腳踝和膝部反沖擊有減弱作用，減輕在鍛煉時(shí)對(duì)我們身體的副作用！跑步機(jī)上有里程、時(shí)間、速度顯示，可更好的控制運(yùn)動(dòng)頻率和運(yùn)動(dòng)強(qiáng)度，有的跑步機(jī)上還有電視顯示屏、MP3、心率和熱量消耗統(tǒng)計(jì)，這些能讓使用者更好的把握運(yùn)動(dòng)量，讓運(yùn)動(dòng)者更好的更高效的更科學(xué)的進(jìn)行鍛煉。因此，電動(dòng)跑步機(jī)設(shè)計(jì)是時(shí)代和人民生活水平發(fā)展進(jìn)步所需，非常具有現(xiàn) 多功能電動(dòng)跑步機(jī)的設(shè)計(jì) 2 實(shí)意義。有力的推進(jìn)全民健身，拉動(dòng)體育消費(fèi)，有效地帶動(dòng)了體育產(chǎn)業(yè)的長(zhǎng)足發(fā)展，對(duì)提升中國(guó)體育用品公眾認(rèn)知度具有深遠(yuǎn)意義，對(duì)包括電動(dòng)跑步機(jī)在內(nèi)的體育用品業(yè)的發(fā)展，對(duì)促進(jìn)體育用品業(yè)行業(yè)的整體提升，構(gòu)筑規(guī)模效益，進(jìn)入全球市場(chǎng)，都將提供一個(gè)大舞臺(tái)。研究現(xiàn)狀 國(guó)內(nèi)現(xiàn)狀 國(guó)內(nèi)智能跑步機(jī)，在軟件結(jié)構(gòu)里面，雖然說(shuō)有所攝入，但是投入還是遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠，只要推廣以下幾個(gè)方向，輕便、小巧、操作方便，更具有散步、快走、跑步、扭腰、壓腿、按摩等多種運(yùn)動(dòng)功能，能夠滿足使用者全家的健康需求，讓人變得更加健康。用五大人性化操作，LED智能視窗、快捷速度鍵、手握式心律測(cè)試器、安全制動(dòng)快關(guān)、高保真音箱。面板有LED屏，能夠顯示速度、距離、心率、時(shí)間、卡路里消耗五種數(shù)據(jù)，讓使用全面掌握運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，保持最佳運(yùn)動(dòng)效果?？傊?，國(guó)內(nèi)的跑步機(jī)還是注重跑步機(jī)的實(shí)用性，對(duì)跑步鍛煉的基本要求的實(shí)現(xiàn)比較注重，而在智能和高科技方面和外國(guó)相比，顯得略微薄弱一些。需要投入更多關(guān)于人的關(guān)懷，不同人群的興趣偏好，科技含量的攝入等。國(guó)外現(xiàn)狀 國(guó)外的跑步機(jī)也不外乎有像中國(guó)那樣傳統(tǒng)的跑步機(jī)，由于發(fā)達(dá)國(guó)家科技發(fā)展領(lǐng)先，也出現(xiàn)了一些新型的跑步機(jī)，比如源自美國(guó)航天局的最新航空技術(shù)設(shè)計(jì)的反重力跑步機(jī)10（如圖1）。使用氣壓平緩地舉起健身者。該跑步機(jī)基于一個(gè)充氣墊可使健身者減輕體重，從而避免體能鍛煉時(shí)出現(xiàn)的受傷。02Part Two整體設(shè)計(jì)俯仰角設(shè)計(jì) 造雪機(jī)俯仰角通過(guò)控制推桿電機(jī)可實(shí)現(xiàn)1080可調(diào)，推桿電機(jī)一端固定在機(jī)架上，一端固定在風(fēng)筒上。根據(jù)所需角度，控制推桿電機(jī)行程。風(fēng)筒的旋轉(zhuǎn)支點(diǎn)選在風(fēng)筒重心位置，確保風(fēng)筒旋轉(zhuǎn)時(shí)不會(huì)偏載，電機(jī)不會(huì)受偏載力。當(dāng)推桿電機(jī)推出時(shí)，風(fēng)筒圍繞支點(diǎn)上揚(yáng)，當(dāng)推桿電機(jī)拉回時(shí)，風(fēng)筒圍繞支點(diǎn)下擺。風(fēng)筒安裝角位移傳感器，可以感應(yīng)俯仰角度推動(dòng)風(fēng)筒做俯仰動(dòng)作的推桿電機(jī)02Part Two整體設(shè)計(jì)擺動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 造雪機(jī)風(fēng)筒擺動(dòng)角度可由變頻電機(jī)帶動(dòng)齒輪驅(qū)動(dòng)風(fēng)筒支架旋轉(zhuǎn)，控制其擺動(dòng)角度，通過(guò)角位移傳感器控制感應(yīng)動(dòng)角度，實(shí)現(xiàn)-9090內(nèi)自動(dòng)可調(diào)，擺動(dòng)頻率變頻可調(diào)，最大2次/min。通過(guò)電磁離合器實(shí)現(xiàn)風(fēng)筒支架電往復(fù)動(dòng)旋轉(zhuǎn)、手動(dòng)旋轉(zhuǎn)切換，通電時(shí)，電磁離合器吸合，電機(jī)帶動(dòng)支架旋轉(zhuǎn)；斷電時(shí)，電磁離合器脫開(kāi)，可手動(dòng)旋轉(zhuǎn)支架。電磁離合器回轉(zhuǎn)支承角位移傳感器02Part Two結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)噴雪距離設(shè)計(jì)噴雪距離通過(guò)調(diào)節(jié)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行調(diào)節(jié)，噴雪空中行程在10m50m內(nèi)可調(diào)。工作環(huán)境中的風(fēng)速、溫度及俯仰角等因素均會(huì)影響噴雪的距離，依據(jù)過(guò)去積累的經(jīng)驗(yàn)，判斷出噴雪距離與風(fēng)速、溫度及俯仰角之間的關(guān)系，詳見(jiàn)左側(cè)表噴雪距離噴雪距離(m)風(fēng)速風(fēng)速(m/s)溫度（溫度（）俯仰角（俯仰角（）1015-1050802020-1050603025-840604030-540505040-54502Part Two整體設(shè)計(jì) 作為霧化水形成的一個(gè)核心器件，噴嘴自身的參數(shù)會(huì)對(duì)造雪整體效率造成直接影響。在對(duì)噴嘴進(jìn)行選擇時(shí)，需注意如下幾點(diǎn)：第一是噴嘴的形狀，直接決定了射流的形狀。形狀大體上有扇形、圓形、O形等。第二是噴嘴的入水口直徑，直接決定了射流的流量，對(duì)射流的壓力有一定影響。第三點(diǎn)是噴嘴的材質(zhì)，主要材質(zhì)包括了鐵、銅、不銹鋼等，對(duì)使用年限造成影響?；趯?duì)噴射壓力及噴射覆蓋面進(jìn)行考慮，按照射流公式推倒的原則，決定以扇形的噴嘴作為主體，其他部位采用圓形噴嘴的形式。噴嘴的選擇與空間布置工藝流程 在開(kāi)展降雪試驗(yàn)時(shí)，水、電需求由供水系統(tǒng)和供電系統(tǒng)提供。待環(huán)境室溫度、濕度以及供水水溫達(dá)到降雪要求時(shí)，系統(tǒng)開(kāi)始供水、供電。通過(guò)增壓水泵和電磁閥控制供水壓力及流量實(shí)現(xiàn)不同的降雪強(qiáng)度。造雪距離通過(guò)造雪機(jī)自配變頻風(fēng)機(jī)控制。降雪面積及厚度通過(guò)調(diào)節(jié)雪炮噴口仰角和擺動(dòng)角度及擺動(dòng)頻率控制。Part three總結(jié)與致謝Part One結(jié)論 人工造雪機(jī)參考現(xiàn)有成熟方案，使造雪機(jī)更加小型廉價(jià)，使用可移動(dòng)的底盤與炮式風(fēng)扇型布局，輔以俯仰角控制及炮筒擺動(dòng)機(jī)構(gòu)，使其使其相對(duì)于現(xiàn)有的大型炮式與塔式造雪機(jī)的布置方案更靈活，能夠適應(yīng)小成本的小型室外滑雪場(chǎng)的使用需求。0102Part Two致謝 通過(guò)此次設(shè)計(jì)，一方面讓我認(rèn)識(shí)到只學(xué)習(xí)理論是遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠的，還要結(jié)合實(shí)際，設(shè)計(jì)時(shí)要考慮多種多樣的因素；另一方面又積累豐富的知識(shí)，吸取別人好的方法和經(jīng)驗(yàn)，增強(qiáng)對(duì)復(fù)雜問(wèn)題的解決能力，摸索出一套解決綜合問(wèn)題的方法，為自己以后的工作和學(xué)習(xí)打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ) 在這里我首先要感謝榮治明老師，在他的悉心指導(dǎo)下，使我們本來(lái)很困難的畢業(yè)設(shè)計(jì)變得沒(méi)那么的困難，他開(kāi)始的時(shí)候給我們講出了畢業(yè)設(shè)計(jì)的大范圍前進(jìn)方向，然后在講解大方向范圍下的 個(gè)個(gè)難點(diǎn)細(xì)節(jié)，逐步擊破每一個(gè)難關(guān)，讓本來(lái)一無(wú)所知感到迷茫的我有了方向。這次的設(shè)計(jì)由于個(gè)人水平有限，還是存在許多不足之處，希望各位指導(dǎo)老師提出批評(píng)與建議。最后，衷心祝愿各位老師工作順利，生活幸福。感謝各位老師觀看！指導(dǎo)老師：報(bào)告人： 外文文獻(xiàn) Ejector refrigeration systems have long been an attractive research subject for a lot of researchers due to being heat- driven systems and having simple designs. Two importan drawbacks of these systems are primarily being refrigeration systems with low COP and using mechanically driven pumps. If the two disadvantages could be eliminated, especially the first one, the systems could find a wide area of application in air-conditioning and refrigeration industries. To produce a cooling effect, such heat-driven refrigeration systems could use low-grade energy sources, which are widely available and have low-cost such as solar and geothermal energy and waste heat. If the liquid pumps used in these systems could be ther- mally driven or an ejector refrigeration system without the pump could be developed, then the systems will be indepen- dent of electrical energy. In addition, the problems dealing with the operation of the pump and some additional devices coming with the pump will be eliminated. As expected, recent researches on the ejector refrigeration systems have focused on the improvement of energy conversion performance of these systems. Studies carried out to increase their efficien- cies are generally on a better design of ejector, the selection of a proper refrigerant, the optimization of operating condi- tions and the addition of various (secondary) devices such as a pre-cooler and regenerator to the refrigeration cycle. Scien- tists have densely studied on these research subjects for sev- eral decades and have achieved a significant improvement in the coefficient of performance of the systems using one or more methods Chang and Chen (2000) used a petal nozzle to enhance the performance of a steam-jet refrigeration system. According to their experimental results, when the system is operated at larger area ratios, the performance of system with a petal noz- zle is better than that with a conical nozzle. It is an attractive subject to develop an ejector refrigeration system without a liquid pump or with only thermal-driven. If this is achieved, such systems will not contain any moving part. For this purpose, Huang et al. (2006) have tried develop- ing an ejector cooling system with thermal pumping effect. The authors designed a cooling system with a multi-function generator which serves as both a liquid pump and a generator, thus eliminating a pump from system. These researchers tested the system and concluded that the design of such a sys- tem is feasible and it is possible to produce continuousl a cooling effect by regularly switching the two multi-function generators of the system. Eames (2002) introduced a new method for designing ejec- tors to be used in ejector refrigeration systems. It is assumed in the method that the momentum of flow changes at a con- stant rate within the diffuser passage of a supersonic ejector. The theoretical method produces a diffuser geometry that removes the thermodynamic shock process within the dif- fuser at the design-point operating conditions. Eames et al. (1999) examined the effects of ejector geometry on the performance of steam jet-pump refrigerators, using two primary nozzles and three diffusers with mixing chamber. It is seen from their experimental results that the entrainment ra- tio increases almost linearly with the ejector ratio area, if the primary pressure ratio ( pg/pc) and the ratio of the primary noz- zle exit area to throat area (Ane/Ant) are held constant. Chunnanond and Aphornratana (2004) examined the ef- fects of the nozzle geometry and position on the performance of a steam ejector refrigerator with a conical mixing chamber. Based on their tests, they expressed that decreasing the gener- ator pressure, using a nozzle with smaller throat area (hence higher area ratio) and retracing the nozzle out of the mixing chamber can increase the COP and cooling capacity of the re- frigerator, provided that the critical condenser pressure is decreased. No matter what the working refrigerant, the type of ejector and the secondary devices are used in ejector refrigeration systems; it is required to optimize the operating conditions of the systems according to geometrical and flow parameters, to obtain maximum performance from them. Optimum oper- ating conditions of these systems mainly change depending upon the ejector area ratio (Nahdi et al., 1993; Yap?c? and Ersoy, 2005; Sun and Eames, 1996). In other words, when oper- ating temperatures or pressures were determined based on practical considerations such as heat source, refrigerated me- dium and heat rejected medium temperatures, an ejector should be designed so that its area ratio and nozzle position are optimum for the selected operating conditions. The aim of this study is to determine the optimized operating condi- tions of an ejector refrigeration system using R-123 in a wide In the first part of the study, primary vapor flow rates through these nozzles were measured at various generator temperatures and then the optimum nozzle position for each area ratio was found separately by taking the minimum pressure at the suction chamber of the ejector as the criteria. In the second part of the study, it is described how the opti- mum operating condition is determined for a given area ratio To do this, as an example, the experimental results including the effects of operating temperatures or pressures on the COP of the system were also presented for the smallest area ratio 6.5 in the present study. That is, three different experiments were conducted to find the optimum operating point for each area ratio. In consequence, the optimum generator tempera- ture for the area ratio was found at the evaporator temperature of 10 oC and the condenser pressure of 125 kPa. In the last part of the study, the optimum generator tem- peratures for the remaining five area ratios were determined separately by repeating experiments at the same evaporator and condenser conditions. It was seen that there exists only an optimum generator temperature for each area ratio. All ex- perimental curves showing variations in COP against the gen- erator temperature were totally presented on a graph and the optimum performance curve was generated as a function of the temperature. Moreover, the optimum experimental re- sults were compared with the optimized analytical results obtained for the same refrigerant by using the ejector flow model given in the literature (Yap?c? and Ersoy, 2005). The optimum COP almost linearly increases with the gen- erator temperature at the fixed evaporator and condenser conditions. The experimental curve of the optimum COP coin- cides with that of theoretical COP while the efficiencies of the primary nozzle and diffuser are 0.90. Fig. 1 schematically depicts the experimental setup. The main elements of the test facility are a vapor generator, an ejector with movable nozzle, a condenser, a receiver tank, an expan- sion valve, an evaporator, a sub-cooler and a sliding vane pump; the refrigerant fluid circulates through the devices. The secondary elements of the refrigeration system are a hot water boiler, a circulating pump, pre-heater, through them which water flows, the measuring and control devices. The experimental setup and procedure, and the operation principle of the ejector refrigeration system are described in detail in the literature (Yap?c?, 2008). The output signals from the measurement devices were transferred to a PC through a data acquisition board and all readings were monitored and also recorded by the computer. All devices used for the measurement were calibrated to- gether with the data acquisition system in their measurement range. The pressure of the vapor generator was measured with the accuracy of 土 10 kPa, whereas other pressures in the system were measured with the accuracies of 土 1 kPa. The water flow rate of the evaporator was measured with an accuracy of 土 0.03 L/min. The temperature of the vapor in the generator was measured with the accuracy of 土 0.5 oC. Other temperatures were measured within 土 0.2 oC accuracy. Based on the inaccuracies in measuring the temperature, vol- ume and time period, the uncertainty in the mass flow rate of the primary vapor is determined to be within 土 4.8 %. The un- certainties in COP at the optimum operating conditions arewithin 土5.7%. The ejector model used in this study is shown in Fig. 2. In this model, inlet to the mixing chamber is with rounded- entry, the mixing chamber is of constant-area and the diffuser is conical. The ejectors were designed based on the constant- area ejector flow model given in the literature (Yap?c? and Ersoy, 2005; Ersoy, 1999). The configurations and dimensions of the six ejectors used in the experiments are presented in Table 1. These six configurations are obtained by using differ- ent three supersonic nozzles and two mixing chambers with diffusers. The coefficient of performance (COP) is the most important parameter for evaluating the performance of the ejector re- frigeration system. It indicates the cooling capacity relative to the energy input into the system. The energy input to the system in the refrigerant pump is too low compared with the energy input in the vapor generator. Therefore, neglecting the power of the liquid pump, the performance coefficient of the ejector refrigeration system is calculated from the follow- ing expression. COP (Qe/ Qg)/4(1) The cooling capacity was determined from Q_ e ? m_ cwCpeTin — TexTe(2) where m_ cw is the mass flow rate of chilling water. The heat input to the vapor generator was calculated from Q_ g ? m_ pehex — hinTg (3) To determine the flow rates of primary vapor at various generator temperatures for each nozzle, the experiments were carried out and the mass flow rates of the primary nozzles were separately found as a function of the vapor generator temperature. Variations in the mass flow rate of primary vapor with the generator temperature are shown in Fig. 3 for three nozzles used in the experiments. Using the method of least squares, the m_ p—— Tg curves were separately fitted to the experimental data for each nozzle. The equations of the curves were found and used in deter- mining the primary mass flow rates at the various generator temperatures. The relative nozzle position Ln/dm is in the range 0.5 < Ln/ dm < 2 according to the experimental results for refrigerant R-11 given in Nahdi et al. (1993). In the preliminary experi- ments carried out, similar results were found for ejector with the cylindrical mixing chamber at Pc ? 125 kPa, Pg ? 752.4 kPa (98 oC) and Ar ? 9.97, and using refrigerant R-123. Therefore, the nozzle position was adjusted to Ln ? —5 mm (upstream the entry of cylindrical mixing cham- ber) in each experiment and the optimum generator tempera- tures were determined first separately by keeping evaporator and condenser conditions constant. After that, the variations of the suction chamber pressure with the nozzle position were measured at the optimum generator temperatures. Finally, it was controlled whether the adjusted nozzle distance is in the optimum range. The results for these experiments are shown in Fig. 4. In determination of the optimum nozzle posi- tion, as in the literature (Hamner, 1978), the minimum pres- sure in the suction chamber was taken as criteria.It is clearly seen from the foregoing figure that the optimum range of the adjusted nozzle position for all nozzles is within —10 to 5 mm. When the condenser and evaporator temperatures/ pressures are known, it is possible to find the optimum gener ator temperature for a given ejector area ratio. In this study, he evaporator temperature is selected as 10 oC, which is ppropriate for air-conditioning. To ensure the operation of he system at the choked operating conditions even at the smallest ejector area ratio, the condenser pressure is taken as 125 kPa (saturation temperature nearly 34 oC). As an exam- ple, the result of experiment carried out to determine the optimum generator temperature is shown in Fig. 5 for the ejector area ratio Ar ? 6.56. The maximum COP for this area ratio was obtained at Tg ? 83 oC and hence the temperature is optimum generator temperature. In order to determine the critical condenser pressure and hence to control whether the ejector operates at the condi- tions with choking in the mixing chamber, the variation of COP with condenser pressure is investigated at Tg ? 83 oC and Te ? 10 oC. According to the curve shown in Fig. 6, the crit- ical condenser pressure is about 126 kPa and thus operating point of the ejector is very near the critical operating condi- tion, that is, the system operates in maximum cooling capac- ity at the given area ratio. Fig. 7 shows how COP changed with the evaporator tem- perature at the same area ratio. Actually, this last experiment for the area ratio was done to verify the COP value at the opti- mum operating condition specified above. Thus the experi- mentation at an operating point becomes repeated three times. Referring to Fig. 7, we see that COP value at Te ? 10 oC is about 29% again. On the other hand, COP increasing with the evaporator temperature is an expected result under such operating conditions. The experimental procedure described above was repeated for the remaining five ejectors and the COP–Tg curves were de- termined experimentally for the six area ratios and are all shown in Fig. 8 by different marks. From these curves, it is clearly seen that an optimum generator temperature for every area ratio exists at the fixed evaporator and condenser tem- peratures. As shown in the same figure, the optimum COP curve is the line which is a tangent to the peaks of COP–Tg curves. Optimum COP increases nearly linearly with the opti- mum generator temperature. The value of COPopt reaches to around 41% at the area ratio 11.45 from 29% at the area ratio 6.56. Based on the results shown in Fig. 7, it can be expressed that a higher COPopt can be obtained by increasing the evapo- rator temperature. Other important result which should be expressed here is that the slope of COP–Tg for a given area ratio is too high at lower temperatures than the optimum generator temperature. Therefore, if the difference between the optimum and operating temperatures of the generator at an area ratio is higher than a given value, which is around 10 oC here, the system does not achieve its function. Comparison of the optimum experimental results with optimum theoretical results is presented in Fig. 9 for the same operating conditions. The optimum theoretical results were determined for three different efficiencies of ejector elements, using the methods provided in literature (Yap?c? and Ersoy, 2005). To obtain these theoretical results, efficien- cies of the supersonic nozzle and diffuser were kept constant at the values shown in Fig. 9. When the efficiencies were 90%, the experimental data agree very well with the theoretical data. Fig. 10 shows variations of the optimum experimental and theoretical area ratios with the generator temperature. According to both experimental and theoretical results, the optimum area ratio increases almost linearly with the temper- ature. In other words, a lower generator temperature means a smaller ejector area ratio. To obtain a higher COP at a fixed generator temperature, the ejector area ratio should be in- creased together with efficiencies of ejector elements. More- over, the theoretical results for efficiencies of 90% agree with the experimental results. The theoretical area ratios are just slightly higher than the experimental ratios. 中文文獻(xiàn) 噴射器制冷系統(tǒng)作為一種熱驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，由于其設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，長(zhǎng)期以來(lái)一直是許多研究者關(guān)注的研究課題。這些系統(tǒng)有兩個(gè)主要缺點(diǎn)制冷效率低和使用機(jī)械驅(qū)動(dòng)泵。如果能消除這兩個(gè)缺點(diǎn)，特別是第一個(gè)缺點(diǎn)，該系統(tǒng)將在空調(diào)和制冷行業(yè)得到廣泛的應(yīng)用。生產(chǎn)這種熱驅(qū)動(dòng)制冷系統(tǒng)具有制冷效果，可以使用低品位的能源，如太陽(yáng)能、地?zé)崮芎陀酂?這些能源廣泛存在，而且成本低廉。如果這些系統(tǒng)中使用的液體泵能夠獨(dú)立驅(qū)動(dòng)，或者能夠開(kāi)發(fā)出沒(méi)有泵的噴射式制冷系統(tǒng)，那么這些系統(tǒng)可以不使用電能。此外，泵和一些與泵相關(guān)的額外設(shè)備將被消除。近年來(lái)對(duì)噴射器制冷系統(tǒng)的研究主要集中在提高系統(tǒng)的能量轉(zhuǎn)換性能上。為提高它們的效率而進(jìn)行的研究一般包括更好地設(shè)計(jì)噴射器、選擇適當(dāng)?shù)闹评鋭?、?yōu)化操作設(shè)備以及在制冷循環(huán)中增加各種設(shè)備，如預(yù)冷器和回?zé)崞??？茖W(xué)家們對(duì)這些研究課題進(jìn)行了數(shù)十年的密集研究，并使用一種或多種方法在系統(tǒng)性能系數(shù)方面取得了顯著的提高。 張和陳使用花瓣噴嘴來(lái)提高蒸汽噴射制冷系統(tǒng)的性能。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，當(dāng)系統(tǒng)在較大的面積比下運(yùn)行時(shí)，花瓣型噴嘴系統(tǒng)的性能優(yōu)于錐型噴嘴系統(tǒng)。 開(kāi)發(fā)一種無(wú)液泵或只有熱驅(qū)動(dòng)的噴射器制冷系統(tǒng)是一個(gè)很有吸引力的課題。如果實(shí)現(xiàn)了這一點(diǎn)，這些系統(tǒng)將不包含任何移動(dòng)部件。為此，黃等人嘗試開(kāi)發(fā)了一種具有熱泵效應(yīng)的噴射器冷卻系統(tǒng)。設(shè)計(jì)了一種集液體泵和發(fā)電機(jī)于一體的多功能發(fā)生器冷卻系統(tǒng)，消除了系統(tǒng)中泵的功能。研究人員對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行了測(cè)試，認(rèn)為該系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是可行的，可以連續(xù)生產(chǎn)通過(guò)定期切換系統(tǒng)的兩個(gè)多功能發(fā)生器，達(dá)到冷卻效果。 埃姆斯介紹了一種設(shè)計(jì)用于噴射器制冷系統(tǒng)的新方法。該方法假定在超音速噴射器的擴(kuò)散段內(nèi)，流動(dòng)動(dòng)量以恒定的速率變化。該理論方法產(chǎn)生了一個(gè)擴(kuò)散器幾何形狀，消除了設(shè)計(jì)工況下dif-熔斷器內(nèi)的熱力學(xué)激波過(guò)程。 埃姆斯等人(1999)使用兩個(gè)主噴嘴和三個(gè)帶有混合室的擴(kuò)散器，研究了噴射器幾何形狀對(duì)蒸汽噴射泵制冷機(jī)性能的影響。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，一次壓力比和主要出口面積與喉道面積的比值保持不變。 Chunnanond和Aphornratana(2004)研究了帶有錐形混合室的蒸汽噴射制冷機(jī)噴嘴幾何形狀和位置對(duì)性能的影響?；谒麄兊臏y(cè)試,他們表示,減少系統(tǒng)壓力,使用較小的噴嘴喉部面積(因此更高的面積比)和使用噴嘴混合室可以提高再保險(xiǎn)——更好的安全性和冷卻能力,提供關(guān)鍵的冷凝器壓力卻降低了。 在噴射器制冷系統(tǒng)中，無(wú)論使用何種工質(zhì)制冷劑，都要考慮噴射器的類型和二次裝置;為了獲得最大的性能，需要根據(jù)幾何參數(shù)和流量參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的運(yùn)行條件進(jìn)行優(yōu)化。這些系統(tǒng)的最佳操作條件主要隨噴射器面積比的變化而變化,換句話說(shuō)，當(dāng)根據(jù)實(shí)際考慮，如熱源、制冷劑和廢熱介質(zhì)溫度來(lái)確定操作溫度或壓力時(shí)，應(yīng)該設(shè)計(jì)一個(gè)噴射器，使其面積比和噴嘴位置在選定的操作條件下是最佳的。本研究的目的是在大范圍內(nèi)確定R-123噴射器制冷系統(tǒng)的優(yōu)化運(yùn)行參數(shù)噴射器面積比的范圍。為了達(dá)到這個(gè)目的，三個(gè)不同的主噴嘴和兩個(gè)不同的混合室被制造成六個(gè)面積比。該系統(tǒng)通過(guò)將這些元件安裝在噴射器上進(jìn)行測(cè)試，噴射器內(nèi)的噴嘴可以軸向移動(dòng)。 在研究的第一部分中，首先在不同的發(fā)生器溫度下測(cè)量了這些噴嘴的一次蒸汽流量，然后以噴射器吸力室的最小壓力為準(zhǔn)則，分別找出各面積比下的最佳噴嘴位置。在研究的第二部分，介紹了在給定的面積比下，確定了最小二乘操作條件。為此，以最小面積比為例，給出了包括操作溫度或壓力對(duì)系統(tǒng)的影響在內(nèi)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果 本研究中。即通過(guò)三個(gè)不同的實(shí)驗(yàn)來(lái)尋找各面積比的最佳工作點(diǎn)。結(jié)果表明，在蒸發(fā)器溫度為10℃，冷凝器壓力為125 kPa的情況下，得到了最佳的比表面積溫度。 最后，在相同的蒸發(fā)器和冷凝器條件下，通過(guò)反復(fù)試驗(yàn)，分別確定了其余五種面積比的最佳發(fā)電機(jī)性能。結(jié)果表明，各面積比只存在一個(gè)最優(yōu)的發(fā)電機(jī)溫度。所有表明隨發(fā)生器溫度變化的圍周曲線均在圖上完整地表示出來(lái)，并與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了比較, 以溫度為函數(shù)，得到了最佳性能曲線。此外,優(yōu)化實(shí)驗(yàn),結(jié)果比較與優(yōu)化分析結(jié)果為同一制冷劑通過(guò)使用文獻(xiàn)中給出的噴射流模型。 在固定的蒸發(fā)器和冷凝器條件下，最優(yōu)曲線幾乎隨發(fā)生器溫度線性增加。在一次噴管和擴(kuò)壓器效率為0.90時(shí)，最佳-的實(shí)驗(yàn)曲線與理論曲線一致。 圖1為實(shí)驗(yàn)裝置示意圖。該試驗(yàn)裝置的主要部件為蒸汽發(fā)生器、帶活動(dòng)噴嘴的噴射器、冷凝器、接收罐、膨脹閥、蒸發(fā)器、副冷卻器和滑片泵;制冷劑液體在裝置中循環(huán)。制冷系統(tǒng)的二次元件是熱水鍋爐、循環(huán)泵、預(yù)熱器、流經(jīng)它們的水流、測(cè)控裝置。實(shí)驗(yàn)設(shè)置和過(guò)程和噴射制冷系統(tǒng)的工作原理被詳細(xì)地描述在文獻(xiàn)中。讀數(shù)被監(jiān)測(cè)，并由計(jì)算機(jī)記錄。所有用于測(cè)量的設(shè)備都與測(cè)量范圍內(nèi)的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)校準(zhǔn)。蒸汽發(fā)生器的壓力測(cè)量的準(zhǔn)確性與土10 kPa,而其他系統(tǒng)中壓力測(cè)量的精度為土1 kPa。蒸發(fā)器的水流速測(cè)量的流量為0.03 L / min。的蒸汽發(fā)生器的溫度測(cè)量的溫度為 0.5攝氏度。在測(cè)量溫度、體積和時(shí)間周期誤差的基礎(chǔ)上，確定了流量的不確定度: 本研究采用的噴射器模型如圖2所示。在該模型混合室入口為圓形入口，混合室面積恒定，擴(kuò)散器為圓錐形。噴射器的設(shè)計(jì)基于恒定區(qū)噴射流模型在文獻(xiàn)(Yap?c?Ersoy, 2005;Ersoy, 1999)。實(shí)驗(yàn)中使用的六個(gè)噴射器的結(jié)構(gòu)和尺寸如表1所示。利用不同的三個(gè)超音速噴嘴和兩個(gè)帶擴(kuò)壓器的混合室，得到了這六種結(jié)構(gòu)。 性能系數(shù)(COP)是評(píng)價(jià)噴射器再制冷系統(tǒng)性能的最重要參數(shù)。它表示相對(duì)于輸入系統(tǒng)的能量而言的冷卻能力。與蒸汽發(fā)生器相比，制冷劑泵對(duì)系統(tǒng)的能量輸入過(guò)低。因此，在不考慮液壓泵功率的情況下，由下式計(jì)算出噴射器制冷系統(tǒng)的性能系數(shù)。 制冷量由(Qe/ Qg)/4(1)決定 _ e?m_ cwCpeTin - TexTe 在m_ cw為冷水的質(zhì)量流量。 蒸汽發(fā)生器的熱輸入是由 Q_ g?m_ pehex - - - - - - hinTg 為了確定每個(gè)噴嘴在不同發(fā)生器溫度下的一次蒸汽流量，進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)，分別得到了一次蒸汽流量與發(fā)生器溫度的函數(shù)關(guān)系。實(shí)驗(yàn)中使用的三個(gè)噴嘴的一次蒸汽質(zhì)量流量隨發(fā)生器溫度的變化如圖3所示。利用最小二乘方法，得到了m_ p——Tg 對(duì)每個(gè)噴嘴的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分別擬合曲線。建立了該曲線方程，并將其應(yīng)用于不同發(fā)電機(jī)溫度下的一次質(zhì)量流量預(yù)測(cè)。 相對(duì)噴嘴位置Ln/ dm 在0.5 < L的范圍內(nèi)n/ dm < 2根據(jù)Nahdi等人(1993)對(duì)制冷劑R-11的實(shí)驗(yàn)結(jié)果。在初步的試驗(yàn)中，在Pc ?125 kPa, Pg ?752.4 kPa (98 oC)和r ?9.97,使用制冷劑r - 123。因此，噴嘴位置被調(diào)整到ln ?5毫米(上游的圓柱形混合cham - ber)在每個(gè)實(shí)驗(yàn)和發(fā)電機(jī)最優(yōu),溫度測(cè)定首先分別通過(guò)保持蒸發(fā)器和冷凝器條件不變。在此基礎(chǔ)上，測(cè)量了在最適宜的發(fā)電機(jī)溫度下，吸力室壓力隨噴嘴位置的變化。最后對(duì)調(diào)整后的噴嘴距離是否在最佳范圍內(nèi)進(jìn)行了控制。實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖4所示。在確定最佳噴嘴位置時(shí)，如文獻(xiàn)(Hamner, 1978)中，以吸入室的最小壓力為準(zhǔn)則。 從上圖中可以清楚地看出，所有噴嘴調(diào)整后的最佳噴嘴位置范圍都在-10到5mm之間。 當(dāng)冷凝器和蒸發(fā)器的溫度/壓力已知時(shí)，就有可能找到最合適的時(shí)機(jī) \ 為了確定臨界凝汽器壓力，進(jìn)而控制噴射器在混合室堵塞工況下的工作狀態(tài)，研究了凝汽器性能隨凝汽器壓力的變化規(guī)律g ?83 oC和Te ?10攝氏度。由圖6所示曲線可知，臨界凝汽器壓力約為126kpa，因此噴射器的工作點(diǎn)非常接近臨界工況，即系統(tǒng)在給定的面積比下，以最大的冷卻能力運(yùn)行。 圖7顯示了在相同的面積比下，性能指數(shù)隨蒸發(fā)器溫度的變化情況。實(shí)際上，最后的面積比實(shí)驗(yàn)是為了驗(yàn)證在上述操作條件下的性能值。這樣，在一個(gè)操作點(diǎn)上的經(jīng)驗(yàn)就重復(fù)了三次。由圖7可知，在T時(shí)刻的性能值e ?10度約為29%。另一方面，在這種工況下，性能值隨蒸發(fā)器溫度的升高而升高是預(yù)期的結(jié)果。 對(duì)其余五個(gè)噴射器重復(fù)上述實(shí)驗(yàn)步驟,實(shí)驗(yàn)確定了六種面積比的曲線，并以不同的標(biāo)記如圖8所示。從這些曲線可以清楚地看出，在固定的蒸發(fā)器和冷凝器溫度下，各面積比均存在一個(gè)最優(yōu)的發(fā)電機(jī)溫度。如圖所示，最佳性能曲線為與c峰值相切的直線g 曲線。最優(yōu)COP隨發(fā)生器溫度的升高呈近似線性增長(zhǎng)。COP的值opt 面積比由29%提高到41%左右，面積比由29%提高到6.56~11.45。從圖7的結(jié)果可以看出，COP較高opt 可通過(guò)提高蒸散器溫度來(lái)獲得。另一個(gè)重要的結(jié)果應(yīng)該在這里表示出來(lái)，那就是copt的斜率g 對(duì)于給定的面積比，在較低的溫度下比最佳的發(fā)電機(jī)溫度過(guò)高。因此，如果某一面積比下發(fā)電機(jī)的最優(yōu)運(yùn)行溫度與運(yùn)行溫度之差大于給定值，即10℃左右，則系統(tǒng)無(wú)法實(shí)現(xiàn)其功能。 在相同的工況下，最優(yōu)實(shí)驗(yàn)結(jié)果與最優(yōu)理論結(jié)果如圖9所示。最優(yōu)理論結(jié)果確定三種不同效率的噴射元素,使用文獻(xiàn)中提供的方法(Yap?c?Ersoy, 2005)。為了得到這些理論結(jié)果，將超音速噴嘴和擴(kuò)壓器的效率保持在圖9所示的值不變。當(dāng)效率為90%時(shí)，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論數(shù)據(jù)吻合較好。 圖10顯示了最佳實(shí)驗(yàn)面積比和理論面積比隨發(fā)電機(jī)溫度的變化。實(shí)驗(yàn)結(jié)果和理論計(jì)算結(jié)果表明，最優(yōu)面積比隨回火溫度的增加呈近似線性增長(zhǎng)。換句話說(shuō)，較低的發(fā)生器溫度意味著較小的噴射器面積比。為了在固定的發(fā)生器溫度下獲得更高的COP，應(yīng)該將噴射器面積比與噴射器元件的效率一起增加。此外，理論計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好，效率為90%。理論面積比略高于實(shí)驗(yàn)面積比。 在給定的蒸發(fā)器和冷凝器條件下，以R-123為工質(zhì)，采用帶柱形混合室的噴射器，從實(shí)驗(yàn)和理論上確定了最佳的發(fā)電機(jī)溫度與ejec- tor面積比的函數(shù)關(guān)系。對(duì)于給定的噴射器面積比，存在一個(gè)opti- mum發(fā)生器溫度，在此溫度下，從噴射器制冷系統(tǒng)獲得最大COP。當(dāng)發(fā)電機(jī)溫度低于與面積比相適應(yīng)的最佳溫度時(shí)，系統(tǒng)COP會(huì)急劇下降。在螺柱范圍內(nèi)，最優(yōu)面積比隨發(fā)電機(jī)溫度的升高幾乎呈線性增加。在理論計(jì)算中，將主噴嘴和擴(kuò)壓器的效率取為90%時(shí)，優(yōu)化實(shí)驗(yàn)結(jié)果與優(yōu)化理論結(jié)果吻合較好。 9