西安咸阳国际机场2号制冷站冰蓄冷系统工艺流程设计2.docx
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西安咸阳国际机场2号制冷站冰蓄冷系统工艺流程设计2
第四章制冷站冰蓄冷系统设计
(1)常用制冷机组的型式
①活塞式制冷机组
用于蓄冷空调系统的活塞式制冷压缩机主要是半封闭式和开启式二种。
容量通常在1000kW以下,适合于中小型蓄冷空调,空调工况下COP值为4.1-5.4,用于蓄冰工况时,蒸发器出液温度为-12℃~-10℃,COP值为2.9-3.9。
②螺杆式制冷机组
与活塞式制冷机组相比,螺杆式制冷机组具有结构简单、紧凑、易损件少、可靠性高等优点,尤其是在低蒸发温度或高压缩比工况下仍可采用单级压缩,
采用滑阀调节装置,制冷量可在10%-100%范围内进行无级调节,并可在无负荷情况下启动。
由于排气温度低,热效率高,运转平稳,振动小,故其应用较为
广泛。
③离心式制冷机组
它具有转速高、单机制冷容量大、重量轻、体积小、运转平稳、振动小等
优点,通常可在30%-100%的负荷范围内进行无级调节。
④涡旋式制冷机组
其优点是结构简单、重量轻、易损件少、维修周期长。
由于结构限制,该
型机组容量较小,通常小于210kW,目前已生产出500kW的制冷机组,可用于冰
晶式或制冰滑落式蓄冷系统。
在制冰工况下,蒸发器出液最低温度可达-9℃。
该机组在空调工况下的COP值为3.1-4.1,在制冰工况下的COP值为2.7-2.9。
(2)双工况制冷机组的选择
①离心式制冷机组
按压缩机级数分有单级、双级和三级三种,按冷凝压力可分为低压和中压
两类。
低压系统使用R123作制冷剂,中压系统使用R22或R134a作制冷剂。
离心式制冷机组的容量为1000-5000kW,由于离心式制冷机组具有变流量定压头工作特性,故其制冷机组一般不适用于制冰工况运行。
若用于蓄冰系统,单级压缩机必须进行改装以提高其转速,三级压缩的离心式制冷机组可用于蓄冷系统,其蒸发器出液最低温度为-6℃。
水冷式离心冷水机组在空调工况下的COP
值为5.0-5.9,在蓄冰工况下的COP值为3.5-4.1。
②螺杆式制冷机组
螺杆式制冷机组的容量范围为100-1500kW,空调工况下的COP值为4.1-5.4。
为适应冰蓄冷空调的需要,现已生产出双工况螺杆冷水机组。
由于螺杆压缩机具有恒流量变压头工作特性,故其冷水机组可适用于制冰工况运行;在制冰时,蒸发器出液温度最低为一12℃-7℃,其COP值为2.9-3.9。
选择蓄冷空调制冷机组时应考虑制冷剂的蒸发温度能满足蓄冷温度的求,制冷机的容量和调节范围能满足负荷要求。
对于冰蓄冷系统,常常采用双工况机组,机组既能在常规空调工况下运行,蓄冷时又能在制冰工况下运行。
螺杆式制冷机组具有结构简单、紧凑、易损件少、可靠性高等优点,尤其是在低蒸发温度或高压缩比工况下仍可单级压缩;采用滑阀调节装置,制冷量可10%-100%范围内进行无级调节,并可在无负荷情况下启动。
所以蓄冷系统常用的制冷机组为螺杆式冷水机组。
综上所述,本工程设计时选用螺杆式制冷机组为双工况运行的机组。
由于在设计日空调供冷仅白天运行,可选择双工况主机在夜间进行制冰。
前面已经论及本工程由蓄冷装置融冰供冷和双工况机组直接供冷满足的负荷为15300kWh,采用部分蓄冷时主机优先策略的双工况主机容量计算公式如下:
式中
RH:
设计日建筑物所需的总冷负荷,kWh;
Q:
蓄冷槽热损失,一般蓄冷槽热损失为3%-5%,蓄冰冷槽热损失约占设计日供冷量的5%-10%,kWh;
D:
白天使用空调的时间,h;
N:
晚间制冰的时间,h;
η:
制冷机组的容量变化率,一般取0.65-0.7;
:
制冷机组在空调工况下的制冷量,kW
:
制冷机组在制冰工况下的制冷量,kW。
考虑裕量20%,则
根据上述计算,双工况机组,选择螺杆式机组两台,单台双工况机组空调
工况下制冷量为650kW,制冰工况下制冷量为450kW,总蓄冷量6400kWh,整机长3535mm,整机宽950,整机高1875mm。
冷却水量120m3/h,冷冻水量100m3/h。
部分蓄冷运行策略下的主机优先的蓄冷设备容量计算式如下:
式中
Q1:
蓄冷设备蓄冷量,kwh;
N:
晚间制冰时间,h;
R:
制冷机组在制冰工况下的制冷量,kw
蓄冷槽的体积计算公式为:
式中:
Q:
蓄冷设备蓄冷量;
q:
单位蓄冷槽体积蓄冷能力,查相关的厂家产品参数取19RTh/m3。
根据设计计算,选取3个蓄冷槽,型号为Dyn-960-Z,单台名义蓄冰容量
960RTh,显热量155RTh,潜热量805RTh。
单台设备外形尺寸:
长6000*宽
2800*高3000mm。
设备空重:
3760kg,运行重量:
45260kg。
冰蓄冷系统中的载冷剂从制冷机组或者蓄冷装置中获得冷量,通过换热器将载冷剂的低温冷量传递给另一侧的空调回水,制成低温空调冷水供应给空调末端设备。
换热器一般采用板式换热器。
板式换热器在蓄冷系统中,由于高低温两种介质相互不接触混合,换热面积大,结构紧凑,传热效率高,运行管理方便,可靠性好,因而得到广泛应用。
目前常用的板式换热器有组合垫片型和整体焊接型两种。
中小型制冷系统
宜选用整体焊接型,大型制冷系统选用组合垫片型。
在结构上都是采用波纹金
属板作为换热板片。
组合式由优质橡胶制成密封元件,板片和垫片按所需要的
流程和面积,经端板、螺杆等夹紧,构成换热器。
整体式为波纹金属板片经真
空烧焊压制成整体的换热器。
板式换热器由于其波纹板片形成通道波纹状,使
介质在低速下获得强烈的湍流,以达到强化换热效果。
根据换热器设计手册,在单相换热时采用以下公式计算:
式中
Q:
换热量,kj;
R:
质量流量,kg/s;
Cp:
流体比热容,kJ/kg.℃
:
换热器对数平均温差,℃。
传热平均温差计算公式为:
℃
总传热系数计算:
w/m℃
式中
:
热流体与冷流体之间的最大温差、最小温差
、
:
流体膜的对流换热系数,一般湍流传热膜系数都由实验数据得到,查相关的手册分别为12000w/m2℃与7213w/m2℃
R1、R2:
板片的污垢热阻,查手册得处理过的冷冻水污垢系数为0.00009m2℃/w,卤水是处理过的软水与乙二醇溶液等抗冻剂的溶液,其污垢系数视为城市用软水的污垢系数,为0.00009m2℃/w
δ:
板片的厚度,取0.8mm;
λ℃左右,应取值为在0℃℃
计算得到板式换热器换热面积:
m2
考虑换热效率后,计算如下:
m2
式中
板式换热效率为0.8。
故选择BR1.6型换热器,选取换热面积为380m2.
(1)乙二醇泵
在确定冰蓄冷系统循环泵的流量和扬程时,应当从管路流动阻力(包括设备阻力)和所需的流量作为依据,还要同时考虑与此相关的载冷剂的浓度、温度、密度、比热、粘度等参数。
由于载冷剂比较贵,运行时要严格控制泵的泄漏量,对于泵的密封性要求比较高,常采用优质的机械密封泵。
一般蓄冰时,载冷剂温度为-6℃~-4℃,对于泵和密封材料,应考虑具备耐低温的要求。
①泵的流量计算
乙二醇泵流量计算公式如下:
m3/s=202m3
式中:
G:
乙二醇水泵计算流量,m3/s
Q0:
输送的冷量,kW:
ρ:
乙二醇供、回水温度时密度,kg/m3
Cp:
乙二醇供、回水温度时比热,kg/m3℃
℃
②泵的扬程计算
在闭式蓄冷系统中,计算泵的扬程应考虑回路中设备及管路压降。
主机的压降一般为80-100KPa,蓄冷装置的压降一般为30-100KPa;蓄冷回路管道压力降取经验数据,一般为每米管0.06-0.15KPa;板式换热器压力降一般为50-100KPa。
泵的扬程计算公式如下:
对于泵的扬程计算,一般不采用裕量系数。
③泵的功率计算
泵的功率计算公式如下,并取其效率η
(2)冷冻水泵
①泵的流量计算
℃℃;冷冻水泵取最大负荷时所需的最大冷冻水泵处理能力。
式中:
G:
冷冻水泵计算流量,m3/s
Q0:
输送的冷量,kW:
ρ:
冷冻水供、回水温度时密度,kg/m3
Cp:
冷冻水供、回水温度时比热,kg/m3℃
℃
②泵的扬程计算
冷冻水回路管道压力降一般为每米管0.06-0.15kpa,板式换热器压力降一般为50-100kPa,空调末端设备压力降一般为50-100kPa。
泵的扬程计算公式如下
对于泵的扬程计算,一般不采用裕量系数。
③泵的功率计算
泵的功率计算公式如下,并取其效率η
(3)冷却水泵
①泵的流量计算
根据冷凝器负荷(即制冷系统制冷量)计算,冷却水量计算公式
式中
:
冷却水总水量(m3/h);
:
输送的冷量(KW);
:
水的进出口温差,通常冷却塔进水温度37℃、出水温度32℃,取温差5℃。
;
②泵的扬程计算
冷冻水回路管道压力降一般为每米管0.06-0.15kpa,设备阻力一般为50-100kPa,冷却塔喷嘴喷雾压力一般为5mH2O,冷却塔中水的提升高度mH2O
泵的扬程计算公式如下
对于泵的扬程计算,一般不采用裕量系数。
③泵的功率计算
泵的功率计算公式如下,并取其效率η
型号
,流量125m3/h,扬程32m
(1)冷却塔的选型
①冷却塔的水量计算
冷却塔是使水在塔内与空气进行热湿交换而得到降温,采用开放逆流式并配有风机,使空气与待处理的冷却水强制对流,以提高水的降温效果。
根据制冷机样本直接查取所需冷却水水量值或者计算得出冷却水量,乘以一定的安全裕量计算G值,然后根据G值从产品样本选择型号和规格。
计算公式如下:
式中:
Q—冷却塔排走热量,kW
c—水的比热,kJ/(kg·oC),常温时c=4.1868kJ/(kg·oC)
—冷却塔的进出水温差,oC;取4~5oC
不同机型冷凝器的单位产冷量的散热量,可按下式估算:
螺杆式制冷机组:
Q=(1.2~1.3)Q0
根据冷却塔的选型原则,本设计拟选用两台相同的冷却塔,按每台机组承担956.25kW的能量来计算,则系统总共所需冷却水量为:
每台冷却塔的冷却水量:
②冷却塔的风量计算:
ts1—夏季空气调节室外计算湿球温度,查得26℃
ts2=ts1+5℃=31℃
查焓湿图得Is1=82.75kJ/kg,Is2
Qc=2×Qc1=
=2295KW
所以:
G=3600×2295÷÷(108.2-82.75)
33)
根据干湿球温度、冷却水量和供、回水温度、冷却塔选型表即可选定冷却塔,选用SC-140UL两台,其主要技术参数如下表:
冷却塔技术参数表
型号
参数
T=28℃冷却水量(m3/h)
T=27℃冷却水量(m3/h)
主要尺寸(mm)
风量
(m3/h)
风机
直径
电机
功率(KW)
重量(kg)
进水
压力
噪声dB(A)
直径
Dm
△t=5℃
△t=8℃
△t=5℃
△t=8℃
总高度
最大
直径
(mm)
自重
运转重
104Pa
Dm
10m
16m
DBNL3-150
150
112
171
129
3553
3732
84000
2400
4
1695
4125
52
(2)冷却塔补水计算
根据相关资料,电制冷时,冷却塔的补水按冷却水量的1%~2%计算;吸收式制冷补水按冷却水量的2%~2.5%计算。
考虑到安全系数,本设计冷却塔补水按冷却水量的3%计算。
补水量为:
G=117×3%=3.51m3/h
4.8分水器、集水器的选择
集水器和分水器实际上是一段大管径的管子,只是在其上按设计要求焊接上若干不同管径的管接头,一般是为了便于连接通向各个环路的许多并联管道而设置的,分水器用于供水管路上,集水器用于回水管路上,在一定程度上也起到均压作用。
集水器和分水器的直径,可按并联接管的总流量通过集水器和分水器时的断面流速V=1.0~1.5m/s来确定。
流量特别大时,允许增大流速,但最大不宜超过4m/s。
集水器和分水器都用无缝钢管制作。
选用的管壁和封头板的厚度以及焊接作法应按耐压要求确定。
集水器和分水器应设温度计、压力表,底部应有排污管接口,一般选用DN40,两者之间应设均压管,配管间距应考虑两阀门手轮之间便于操作。
供回水集管的管径按其中水的流速为~0.8m/s范围确定。
管长由所需连接的管的接头个数、管径及间距确定,两相邻管接头中心线间距为两管外径+120mm,两边管接头中心线距集管断面宜为管外径+60mm。
其配管图如图8-1所示。
图8-1分、集水器配管图
(1)直径计算
m/s
L=3×100=300m3/3/s2,D=406mm,取450mm,分集水器内流速为v=m/s3/s。
所选集水器和分水器的特性:
内径(mm)
管壁厚(mm)
封头壁厚(mm)
支架(角钢)
支架(圆钢)
450
8
18
L60×5
D16
(2)分水器和集水器的长度计算
集水器的长度:
D1=250mm,D2=125mm,D3=125mm,D4=125mm(D1为冷冻水泵进水管直径,D2和D3,D4为用户管路直径,D5为旁通管直径)
L1=D1+60=310mm,
L2=D1+D2+120=495mm,
L3=D2+D3+120=370mm,
L4=D3+D4+120=370mm,
L4=D3+D4+120=370mm,
L5=D4+D5+120=445mm,
L6=D5+60=260mm
总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+18×2=2620mm
分水器的长度:
D1=250mm,D2=125mm,D3=125mm,D4=125mm(D1为冷冻水泵出水管直径,D2和D3,D4为用户管路直径,D5为旁通管直径)
L1=D1+60=310mm,
L2=D1+D2+120=495mm,
L3=D2+D3+120=370mm,
L4=D3+D4+120=370mm,
L4=D3+D4+120=370mm,
L5=D4+D5+120=445mm,
L6=D5+60=260mm
总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+18×2=2620mm
集水器和分水器一般会设置排污口的直径取DN40mm
蓄冰空调系统应尽量避免采用开式系统,因为乙二醇溶液长久暴露在大气中会发生氧化形成泡沫及沉淀,造成溶液变质或浓度降低,影响蓄冰系统蓄冷及释冷的性能。
更为严重的是,由于溶液凝固点随浓度降低而升高,有可能造成制冷机组蒸发器的冻结,引起事故。
乙二醇溶液与空气接触,空气中的二氧化碳溶入会增强乙二醇溶液原本具有的酸性,对系统中的制冷机组、板式换热器、循环水泵等重要设备及管路的腐蚀性增强,甚至造成乙烯乙二醇溶液的大量泄露,严重影响整个蓄冷系统的使用寿命。
在蓄冷系统闭式流程上设置闭式膨胀水箱,其特点是:
(1)温度变化时,可补偿系统中二次冷剂的体积变化,避免二次冷剂的外溢
(2)减少管网因二次冷剂的体积变化而引起的损坏;及时排除系统内的不凝性气体,有利于系统的正常工作,能保证溶液泵在正压下工作,避免气食尘。
(3)运行可靠,换隔膜方便
(4)投资费用较开式大。
闭式压力式膨胀箱宜采用直接连接,其为一密闭容器,内部以不同形式的隔膜将下部溶液空间与上部气体空间隔开,气体常用氮气或者压缩空气,当系统溶液体积增加时,箱内气体被压缩。
水箱标高至少高出系统1m,此建筑面积是4000㎡,系统初始水容量1L/m2,最大温差△tmax=5℃。
膨胀水箱的容积是由系统中的水容量和最大的水温变化幅度决定的。
计算公式:
式中:
----膨胀水箱的有效容积,
;
----水的体积膨胀系数,
;
----系统在初始温度下的水容积,
;
----水温的最大波动值。
水箱选择宜兴市和桥盛鸿水箱厂玻璃钢方形水箱系列10号水箱,尺寸为400×150×212。
在水系统中的水泵、换热器、孔板以及表冷器(冷热盘管)、加热器等设备入口上设过滤器。
对于表冷器和加热器可在总入口或分支管路上设过滤器。
常用Y型过滤器,也可采用国家标准的除污器。
减压稳定阀前也应装设Y型过滤器。
除污器和水过滤器的型号都是按连接管管径选定,连接管的管径应与干管的管径相同。
在选定除污器和水过滤器时应重视它的耐压要求和安装检修的场地要求。
除污器和水过滤器的前后,应该设置闸阀,供它们在定期检修时与水系统切断之用;安装时必须注意水流方向;在系统运转和清洗管路的初期,宜把其中的虑芯卸下,以免损坏。
4.11放空气器
水系统中所有可能积聚空气的“气囊”顶点,均应设置自动排气阀,自动排气阀的接管上应设置闸阀。
4.12阀门
水系统的阀门可采用闸阀、止回阀、球阀,对于大管路可采用蝶阀,选用阀门时,应和系统的承压能力相适应,阀门型号应与连接管管径相同。
阀门的作用一为检修时关断用,一为调节用。
当需定量调节流量时,可采用平衡阀。
平衡阀可以兼作流量测定、流量调节、关断和排污用。
一般在下列地点设阀门:
(1)水泵的进口和出口;
(2)系统的总入口、总出口;各分支环路的入口和出口;
(3)热交换器、表冷器、加热器、过滤器的进出水管;
(4)自动控制阀双通阀的两端、三通阀的三端,以及为手动运行的旁通阀上;
(5)放水及放气管上;
(6)力表的接管上。
第五章消声减振与保温防腐
空调系统的消声和减振是空调设计中的重要一环,它对于减小噪声和振动,提高人们大额舒适感和工作效率,延长建筑物的使用年限有着极其重要的意义。
对于设有空调等建筑设备的现代建筑,都可能室外及室内两个方面受到噪声和振动源的影响。
一般而言室外噪声源是经过围护结构穿透进入的,而建筑物内部的噪声、振动源主要是由于设置空调、给排水、电气设备后产生的,其中以空调制冷设备产生的噪声影响最大。
包括其中的冷却塔、空调制冷机组、通风机、风管、风阀等产生的噪声。
(1)空调系统中的主要噪声源是通风机。
通风机噪声的产生和许多因素有关,尤其与叶片型式、片数、风量、风压等参数有关。
风机噪声是由叶片上紊流而引起的宽频带的气流噪声以及相应的旋转噪声,后者可由转数和叶片数确定其噪声的频率。
(2)空调系统的噪声源除风机外,还有由于风管内气流压力变化引起钢板的振动而产生的噪声。
尤其当气流遇到障碍物(如阀门)时,产生的噪声较大。
在高速风管中这种噪声不能忽视,而在低速系统中,由于管内风速的选定已考虑了声学因素所以可不必计算。
(3)由于出风口风速过高也会产生噪声,所以在气流组织中都适当限制出风口的风速。
(1)设计通风与空调系统时,应通过声学计算,使通风机的噪声频率特性与消音器提供的频带衰减量之差,保持小于或等于室内允许的噪声频率特性。
(2)通风、空调和制冷机房的位置,宜布置在远离对隔振和消声有较严格要求的房间的位置,机房内部的噪声控制,应以隔振和隔声为主,吸声为辅。
(3)通风机和空调系统产生的噪音,当自然衰减不能达到允许的标准时,应设置消声器或采用其他消声措施。
系统所需要的消声量,应通过计算确定。
(4)选择消声器,应根据系统所需消声量、噪声源频率特性和消声器的声学性能及空气动力特性等因素,经济技术比较,分别采用抗性、阻性和阻抗复合消声器。
(5)选用机械设备时,要选择效果好、噪声低的产品。
(6)经过消声处理后的风管,不宜穿越产生较高噪音的房间。
噪声较高的风管,不宜穿越要求保持较低噪声的房间,当无法避免时,应对风管进行隔声处理。
(7)设计风道时要注意风速,考虑风道自然消声,在设计弯头时加设导流叶片,尽可能的减少空气涡流现象。
(8)在设计送回风处加贴软性吸声材料。
(9)注意风管的连接方法,防止串声事故发生。
(10)避免外界噪声传入风管内。
(11)机房尽量远离要求安静的房间。
安静条件要求不同的房间不要共用一个系统,以防止他们之间串声。
(1)风机
在空调系统中,降低噪声的最有效的办法是降低风机运转所带来的噪声。
因此尽可能采用叶片后倾的离心式风机,此时风机运行产生的噪声功率级最低;风机尽量采用直联型或联轴器传动,对于采用皮带传动的风机,应经常检查皮带的松紧程度并进行必要的处理,以避免由于传动皮带过松时打滑而产生的摩擦噪。
事实证明,由于传动皮带过松时打滑而产的的噪声比正常运转时产生的噪声力要大4-5dB左右。
定时巡视检查设备的运行状况和进行必要的处理;必要时在空调系统中添加消声器来降低风机产生的空气动力噪声,阻止噪声传到空调房间内。
(2)风机进出口
风机进出口的柔性接头应做好维护,其长度一般为100~150mm,且不宜超过150mm。
如果发现破损、穿孔老化变硬等到现象应及时更换,以免由于穿孔处漏风而造成的哨声增加了噪声和由于软接头硬化而失去其隔振作用后,使系统运行噪声增加,同时增加振动噪声通过管道的传播。
(3)做好风道、电机及其他运转设备的减振台座的正常维护,如发现减振台座力不平衡或其中某一个或几个减振器损坏则应对其进行调整或修理或更换,以减少由于风机、电机的振动而产生的噪声。
(4)如果在运行中发现送、回管路(由以送风管路为多见)发生喘振时应及时采取措施予以消除,以减少振动造成的噪声。
如发现风路中的风阀叶片松动时应及时固定好,阻止气流冲击叶片发生振动的噪声。
(5)对空调系统中使用的消声器应定期检查、清洗。
尤其对于内壁微穿孔的如阻性消声器和阻、抗复合式消声器,由于运行时间较长或失去消声效果,此时则应考虑清洗、维护修理或更换部分部件,直至更换整个消声器。
空调系统中的运转设备,如风机、水泵、制冷压缩机等,在运行中由于其本身在制造中材料的不均匀,加工装配时的误差等到原因,使质量分布不均匀和转动中心之间存在着偏心,在作旋转运动时就产生惯性力,这种不平衡的惯性力是机器设备产生振动的根本原因。
运转设备的振动除了以噪声的形式通过空气传播到空调房间,还要通过设备的支承结构(如楼板或基础)或连接管道进行传播。
如运转中的风机所产生的振动可能传给基础,再以弹性波的形式从风机基础沿建筑结构传到其他房间,又以噪声的形式把能量传给空气,这种传声被称为固体声。
这些振动有时会影响人的身体健康,或者影响产品的质量,有时还会危及支承结构和设备本身的安全。
因此必须采取必要的减振措施。
在处理设备的减振时一般均采用防振基础,防振基础有生软木、玻璃纤维、防振橡胶和金属弹簧等。
(1)一般当设备运转n>1500r/min时,宜使用橡胶,软木等弹性材料垫块或橡胶减振器设备转速≤1500r/min时宜使用弹簧减振器。
(2)减振器承受的荷载应大于允许荷载的5%~10%,但不应超过允许工作荷载。
(3)如果使用橡胶减振器时,应考虑环境温度对减振器压缩变形量的影响,计算压缩变形量宜按制造厂提供的极限压缩量的1/3-1/2考虑。
设备旋转频率f与橡胶减振器垂直方向的自振频率f0之比应大于3。
橡胶减振器应有尽尽量避免太阳直射或与油类接触。
(4)使用弹簧减振器时,设备的旋转频率f与弹簧减振器垂直方向的自振频率f0之比应≥2.0。
如果其共振振幅较大时,宜与阻尼比大的材料联合使用。
(5)使用减振器时设备重心不宜太高,否则易发生摇晃。
如果设备重心偏高时或设备重心偏离几何中心较大且不易调整时或减振要求严格时,可以加大减振台座的重量及尺寸,使形体重心下降,以确保设备运转平稳。
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