1、空調制冷系統高能效初步設計空調制冷系統高能效初步設計序言去年底今年初，一場在全國范圍內爆發的“電荒”危機在為人們敲響節約能源的警鐘之際，也燒熱了沉寂已久的空調市場，空調節能刻不容緩。據統計，目前中國家用空調的年耗電量為400億千瓦時以上，約占中國每年全國電力消耗的15%左右，而其年增長率卻和全國實際GDP增長率相近，遠遠高出我國每年新增電力的增長量。隨著空調的進一步普及，這個數字還將進一步提高，我國目前正在制定家用空調的能效標準，以解決空調用戶日益增多所帶來的電力供應壓力。空調的核心技術是制冷、制熱的能力與效率，更高能效比意味著更強、更高的制冷制熱能力和更低的消耗。日本以及大多數西方國家經過多

2、年努力在空調效率方面取得長足進步：日本規定，所有家用空調器的能效比必須在3.5以上；歐洲、美洲以及香港等國家和地區也都相應制定了能效比標準與規定來引導空調行業不斷開發生產更高效率的產品，并引導消費者選購高效空調。而我國空調行業對空調能效比技術一直沒有給予足夠的關注與投入，致使中國空調器的核心技術一一能效比平均水平遠遠低于發達國家，目前市場上的空調平均能效水平過低，僅有2.6,空調的能耗問題己日漸成為影響空調業未來發展的關鍵。提升空調能效水平是一個系統工程，空調的能效水平與壓縮機、換熱器、電機、風機、風系統、制冷劑、控制系統、系統匹配等眾多因素有非常密切的作用關系，為此各空調制造商展開了深入的研

3、究和分析。國家正通過政策引導促進空調企業致力于節能空調的研發，企業通過對高效節能空調的推廣，將有利于搶占市場競爭的主動權，為此廣東志高空調股份有限公司為響應號召、順應潮流，以便角逐高能效空調市場研發一款高能效單冷式家用分體空調，型號為KF-28GW/G。1 / 51空調制冷系統高能效初步設計一.制冷劑選型從分子組成來分，制冷劑分為幾種：1) CFC,以R12為典型代表。它含有的C1離子會與大氣平流層中能吸收太陽紫外線輻射的臭氧層中a結合，使&分解成a,因此這種制冷劑雖然制冷能力高，但是由于環保原因，目前已經被禁止使用。2) HC,主要代表有丙烷、異丁烷，它們最大的缺點是可燃，對于有高壓

4、而且有電氣系統的空調器來說，從安全角度考慮是很少采用這種制冷劑。3) HFC,主要代表有R23、R32、R125、R134a,它們分子組成中不含有C1離子，因此是環保工質，但它們都制冷能力都不夠理想。4) HCFC,以R22為典型代表。制冷能力雖比R12要小，但仍較好。但畢竟對環境還有一定的影響，因此會逐步禁用。5) HFC混合制冷劑，主要代表有R407C、R410A«制冷能力比HFC單質制冷劑的制冷能力好，且環保。綜合地考慮，較為優越的制冷劑有R22、R407C、R410A。進一步進行比較:在冷凝溫度45,蒸發溫度6.5.C,過熱度1CTC,過冷度5的情況下冷凝壓力蒸發壓力吸收熱量

5、吸入狀態密度制冷能力MPaMPaKJ/KgKg/m3無壓力損失R221.6280.511165.1424.666.07R407C1.7580.533160.5725.955.94R410A2.6250.876168.99355.67壓力損失相同R221.6280.511167.0820.195.08R407C1.7590.533162.9121.334.99R410A2.6250.876171.430.755.07高壓制冷劑壓R221.6280.511167.0820.195.08R407C1.7590.533162.9121.334.99力損失小R410A2.6250.876170.1931

6、.985.32（廣州松下萬寶壓縮機公司提供的三種壓力損失條件下的實驗數據）由上面實驗數據我們可以得出以下結論4 / 51空調制冷系統高能效初步設計5 / 51:在無壓力損失和壓力損失相同的情況下，R22的制冷能力均是1好的;在高壓制冷劑壓力損失小的情況下，R410A優于R22。相比之下，R407c性能較低，而且R407c是一種非共沸混合制冷劑，充注和補充制冷劑的時候都會有一定的麻煩；R410A是新型環保工質，由于本身工質特性，壓力強度較R22時大，與它相溶的潤滑油對水份管理、殘渣管理要求加強，這些都給實際操作帶來困難；由于對R22性能的長期了解和它本身特性仍具有的優越性,本次設計的制冷劑選型定

7、為R22oR22根據含水量和其它雜質量的不同又可以分為合格品、一級品、優質品三類。系統中含水量超標則有可能引起冰堵和鍍銅腐蝕。R22的含水量限制在25ppm以下。采用杜邦優質R22,它的含水量低,在相同的質量下，工質制冷能力較高。lg P二.壓縮機的選擇虛領表示常規機標準設計雙熔圖實致表示高能效機實際的雙熔圖37。°l68高能效機壓焙圖之所以與常規機的不同,主要是它加大了兩器面積并加強了它們的換熱效果。低壓側蒸發能力加大，液體成分減小，壓力上升；高壓側換熱能力增強，壓力下降。在壓縮機的選擇方面，普通的壓縮機不能適用，需用高能效壓縮機。壓縮機型號選用的一般原則為壓縮機單體能力的85%為

8、整機能力；對應于高能效空調器，壓縮機型號選用的一般原則為壓縮機單體能力的95%105%為整機能力。此次開發的指導思想是把能效比盡量做到最高（初定4.0以上）。所以在選擇壓縮機時，要求壓縮機單體能力與整機能力比會比一般高能效壓縮機高。空調制冷系統高能效初步設計（盡量先找國內其它廠家的同類產品進行比較，選額定能效比高的。為什么選轉子式不選渦旋式？）選擇兩款開發潛力大的超高能效機，初步選定型號為2P14S225ANE和2P15S225ANE萬寶壓縮機。由于它們的制冷量和額定壓縮機能效比相近，具有很好的可比性。簡要規格書對比如下:額定參數2P14S225ANE（簡稱2P14）2P15S225ANE（簡

9、稱2P15）額定制冷量（W）22202425額定輸入功率（W）705785單冷充注量（g）max800800電容（UF）3030說明：壓縮機的額定冷媒充注量并不代表就是它的極限充注能力。當系統換熱能力增強后，充注量（在不超過最大充注量的前提下）也要相應地增加。所謂極限充注量，以2P14為例，最大充注量：油充注量=76%:24%。由規格書可知，油的充注量為350cm3,ATOMOSM60油的密度約等于水的密度，故算得最大充注量為1100g.當超出它的最大充注量，潤滑效果變差，壓縮機的損耗會劇增。制冷劑的溶油性是系統特性和壓縮機壽命的決定因素。此外，還要考慮儲液罐的容積，防止過多的冷媒使壓縮機發生

10、液擊。分別用這兩種壓縮機配同一個系統,并通過多次試驗調節使系統到達最佳狀態，再最終優化系統，比較壓縮機的性能得出以下結果:節流毛細管L4X400,交流電機轉速860rpm2P15（充注量870g）制冷量2745w輸入功率797w能效3.442P14（充注量880g）制冷量2517w輸入功率726w能效3.47節流毛細管L4X400,直流電機轉速810rpm2P15 （充注1=1 局I880g）制冷量2750w輸入功率763w能效3.602P14（充注量880g）制冷量2512w輸入功率692w能效3.63不難得出：2P15的制冷量雖較大，但輸入功率較高，對降低功率不利；且能效比也不如2P14的

11、高。故放棄2P15而采用2P14。2P14S225ANE的出廠額定工況:蒸發溫度7.2，C,冷凝溫度54.4,過冷卻溫度46.1,回氣溫度35,排氣溫度其主要性能參數如下：產品型號松下萬寶2P14S225ANE壓縮機類型滾動轉子式電源形式單相制冷量（W）2220額定輸入功率（W）705氣缸容積（cm3/rev）13.2制冷劑R22吸氣連接管外徑（mm）012.7排氣連接管外徑（mm）08.0電源220V/50HZ三.冷凝器的設計計算及選型1 .確定冷凝器熱負荷及空氣流量有關設計溫度參數如下：冷凝溫度4=43,蒸發溫度0=15,進風干球溫度%=35,出風干球溫度5=42C由小型制冷裝置設計指導圖

12、3-1查得矽在115、4=43時,冷凝器負荷系數c0=l.13,則冷凝熱負荷：Qk=coXQo=l.13X2800=3164w進出口空氣溫差%-J=42-35=7C,則空氣流量V=a“夕/“（嚷一心）1.092xl.013x7xl03=0.4（W/s室外溫度t=35C時空氣密度，取1.092X10skg/m5；-空氣定壓比熱，取L013kJ/kg。2 .冷凝器結構的初步規劃及有關參數管排方式采用非正三角形叉排排列（經過長期測試，非正三角形比正三角形的換熱有所提高，并說明原因），沿氣流方向排數N,=2排，冷凝管用。7x0.25的紫銅管（薄壁高齒內螺紋），橫向管中心距S=21?,縱S2=14，外套

13、為=0.Umm厚的鋁片；翅片間距St=1.56?？，翅片寬度b=2S2=2X14=28mm,翅片為親水膜波紋管百葉窗片。管束排列方式及尺寸，=4)+2%=7+2X0.11=7.22mm套片管單位管長的翅片側面面積：2x($S,一半)=：=0.32441n2/mSf單位管長翅片間管子外表面積：A=(1-)=x0.00722x(l-)=0.021翅化面積：f。=Sf1.56ff+fh=0.3244+0.0211=O.3455/772/m翅化系數：B =%+fb _ 0.3455 =7力 4 x 0.006529 / 513 .計算空氣側換熱系數”°及表面效率按選定的翅片參數第=3y&qu

14、ot;)_(0.021-0.00722)(0.00156-0.00011)-0.021x0.00156選定迎風面風速Wf=L8m/s,故最窄截面風速：Aminw =_LJL0.610= 2.957/s微元最窄截面的當量直徑:2($一4)(5/2) 2x13.78x1,45 (S-(S,a)13.78 + 1.45=2.624/?進出口空氣的平均溫度:”=笠產=39。查空氣的熱物性表，得,=17.5x10'nfIs；布=0.02643VV/(?k)；pf=1.0955kg/*Winaxj2.95X2.624X103-故R=m4=442.5/vf17.5b/d=O.028/0.002624

15、=10.67對于平套片翅片順排管簇空氣側換熱系數可按下式計算：a。02令Re而整張波紋翅片叉排管簇空氣側傳熱系數應是上式1.1再乘以L2倍,查小型制冷裝置設計指導表3-18和3-19,用插入法求得：中=0.327,n=0.516,c=l.26,m=-0.28o則空氣側表面傳熱系數：ao=c方竺Rex1.1x1.2de=1.26X0.327X.°-()2643-x442.50516x10.67-0-28x1.1x1.20.002624=49.6w/(nrk)翅片當量高度由小型制冷裝置設計指導式(3-15)計算，等邊三角形叉排c=l.063,近似取c=1.063則:hi=g(；_l)l+

16、0.351n(c：)240400.007 0.02120.007-l)l+0.351n(1.063x0.0210.007=0.010m由式(3-14)計算翅片參數m=昆=J2x49.6=66.7/V203x0.00011人,一一鋁片導熱系數，取203W/mk由式(3-13)計算翅片效率r/z(66.7xO.010)八11f=0.8/4f叫66.7x0.010故表面效率n尸1-4（1一,）=1一（1-0.874）=0.8817fo0.34554 .計算管內側冷凝換熱系數查小型制冷裝置設計指導表311,R22在tk=43C的物性集合系數B=1422.76,心蒸氣在管內凝結的表面傳熱系數由式3-17

17、計算：ai=0.555Bdi"25（tktwi）"5=0.555X1422.76X0.OO65-025（43-twi）''=2781X（43-5）725t.管壁內表面溫度；t.空氣出口平均溫度（九二笠產=39）如忽略銅管熱阻和接觸熱阻的影響，twi=tw（tw壁面平均溫度）由管內外熱平衡關系：aidi(tk-t»)=n,aofo(t,-to)2781XnX0,0065X(43-3=0.8056X92X0.3455X(tw-39)解上式得tw=4L7,故a尸2781X(43-41.7J=2604.4W/(m0.3455F2604.4x0.03041k

18、)5 .計算傳熱系數及傳熱面積取空氣側塵埃垢層熱阻ro=O.0001m2k/w,污垢熱阻rO,則Ko=（共呼+郛”+ 0.0001 +10.8817x49.60.00025x0.3455393x0.0211=36<57W/m2k紫銅管的導熱率入=393W/(mk)由于采用了內螺紋管，換熱效果可以比光管提高50%,且材料工藝水平較高，比一般常規冷凝器換熱效果好，可提高48%的換熱效果。即K0=1.9X36.57=72.4W/m2k平均傳熱溫差為em=2%=1.=3.671ikTaii43-35In-In九一的43-42故需要的傳熱面積:以尸焉=72言.67=112所需翅片管總長:"

19、;I fo 0.3455=34>44m6 .確定空冷冷凝器的結構尺寸據設計的實際情況，取有效單管長L=0.75m,冷凝器的迎風面高度H=0.5m.迎風面上的管排數：N=-l=7T74=23-8取24st20.0212排。空氣流通方向上的管排數：n=J±±L“9排IN0.75x24取整數n=2排,與計算空氣側表傳熱系數時預計的空氣流通方向上的管排數相符。這樣，冷凝器的實際有效總管長為L=xNx/=2x24xO.75=36?，實際傳熱面積為S=foxL=0.3455x36=12.44”/,較傳熱計算所需傳熱面積大4.5%,能滿足冷凝器負荷的傳熱要求。實際垂直氣流方向管排數

20、m=24,沿氣流方向排數m=2,則冷凝器尺寸：寬A二一J=二二二0.75mnBxnL24x2®B=nBXSi=24X0.021=0.504m深C=mXS2=2X0.014=0.028m實際迎風面積：Af=AB=0.75X0.504=0.378實際氣流方向排數的迎面風速為：Wf=1.08m/sA,0.378與原假設的迎面風速相近，不再另作計算。為節省空間，在不改變換熱面積的情況下，把雙排冷凝器做成L型。冷)疑器具體參數表冷凝需管道材料紫銅管規格(mmXinm)4)7X0.25外套鋁片厚度(mm)0.11鋁片形式親水膜百葉窗波紋片翅片節距(mm)1.56沿氣流方向排數2垂直氣流方向排數2

21、4縱向管間距離(mm)21橫向管間距離(mm)14管簇排列形式叉排四.蒸發器的設計計算及選型進口空氣干球溫度tai=27'C,濕球溫度tS1=19;出口空氣干球溫度%=16.3,濕球溫度ts2=14.6；制冷量Qo=28OOW(測得當地大氣壓PKL01.llkPa)1.選定蒸發器的結構參數選用4>7mmXO.32mm的紫銅管,翅片選用6f=0.12mm的鋁套片,翅片間距Sf=L56mm.管束按非正三角形叉排排列,垂直于流動方向管間距Si=17.6mm,S2=12.7mm沿流動方向管排數nL=2,迎面風速Wf=3m/so算幾何參數翅片為開縫形翅片,先考慮用平直套片的方法來計算,套片

22、的管外徑為：4=4+26f=7+2X0.12=7.24mm沿氣流方向套片的長度L=2XS2=2X12.7=25.4mmaf=2(SxXS2-Jt/4Xd?)X1000/Sf=2(17.6X12.7-3.1416/4X7.242)X1000/1.56=0.2338m7m每米管長翅片的管子表面積ab=ndb(Sf-6f)X1000/Sf=3.1416X7.24(1.56-0.12)X1000/1.56=0.0210m7m每米管長的翅片總外表面積aoLaf+&二。.2338+0.0210=0.2548m2/id每米管長的外表面積abo=ndbX1=0.02275m2/m由以上計算可得aof/

23、abo=O.2548/0.02275=11.2m7m3.計算空氣側干表面傳熱系數(1)空氣的物性空氣的平均溫度為t產(ta2+tax)/2=21.7取空氣在22下的物性Pf=1.195kg/m5Cpf=1005J/(kgk)Prf=O.7025Vf=15.295X10-m/s(2)最窄截面處空氣流速Wmax=WfXSfXS1/(S-db)(Sf-6t)=3X1.56X17.6/(17.6-7.2)/(1.56-0.12)=5.52m/s(3)干表面傳熱系數四排管時的平均表面傳熱系數：a4=0.0014+0.2618(Wmaxdo/vf)4(ao£/aw)-0-15=0.0014+0.

24、2618(5.52X0.0072/15.295X10")X(11.201)-0.15=0.00923N排管的平均表面傳熱系數和四排管的平均表面傳熱系之間的關系式是;&=0,9922,24Re廣畋(斗-。刖產07m力%4因此a2=0.992a42.24(Wmaxdb/Vf)-0.092(2/4)-o.osio,607(2-4)=0.992X0.009232.24(5.52X0.0072/15.29)-X(2/4)-o.Ml0.607(2-4)=0.00807a0=a2pfqcpf/(prf)<2/3)=0.00808XI.195X4.97X1005/(0.725)2/5=

25、67.71w/(m2.k)(4)確定在蒸發器內的狀態變化過程根據給定的空氣進出口溫度可得hi=54kJ/kgh2=40kJ/kgdi=10.3g/kgd2=9.3g/kg連接空氣的進出口狀態點1和點2,并延長與飽和空氣線相交于3點，該點的參數為h=35.8kJ/kgt=12.8&=9.lg/kg在蒸發器中空氣的平均比培hm=hw+(hi+h2)/In(hi-hw)/(h2-hw)=35.8+(54-40)/In(54-35.8)/(40-35.8)=45.3kJ/kg與hrn=45.3kJ/kg線的交點讀得tm=22dm=9.2g/kg。析濕系數可由下式確定g=1+2.46(dm-dw

26、)/=1+2.46(9.2-9.1)/(22-12.8)=1.03(5)循環空氣量的計算qrn,da=Qo/(h-h2)=2.8X3600/(54-40)=720kg/h進口狀態下干空氣的比體積可由下式確定VRaLd+O.0016dJ/pb=287.4X(273+27)(1+0.0016X10.3)/101110=0.867m3/kg故循環空氣的體積流量為qv,a=qm,da%=720X0.867=624m7h(6)空氣側當量表面傳熱系數的計算對于開縫翅片的當量表面傳熱系數，而沖縫翅片比平直套片的熱交換率強L6倍需要修正，公式為aj=l.6XCa0(n，&+)/(af+aj)對于正三角

27、形叉排排列的平直套片管束，翅片效率1公式，叉排時翅片可視為六角形，且此時翅片的長對邊距離和短對邊距離之比A/B=2/31/2=l.1547,且Pm=Si/db=17.6/7.2,故P-1.27Pm(A/B-0.3)1/2=1.27X(17.6/7.2)/(1.1547-0.3)1/2=2.854肋片折合高度為K=db(P-l)(1+0.351nP*)/2=7.2X(2.854-1)(1+0.351n2.854)/2=9.176mmm=(2aOC/XfSf)1/2=(2X67.71X1.03/237X0.12XIO-3)1/2=69.92L/m取鋁片熱導率入=237w/(mk),故在凝露工況下的

28、翅片效率為nf=th(mh')/(mh1)=th(69.92X9.176X10-5)/(69.92X9.176XIO-3)=0.8822當量表面傳熱系數為a-1.6X1.03X67.71X(0.8822X0.2338+0.0210)/0.2548)=99.2W/(m2K)(7)管內R22蒸發時表面傳熱系數的計算R22在to=15時的物性為：飽和液體比定壓熱容Cpi=l.231kJ/(kgK)飽和蒸氣比定壓熱容CP=0.691kJ/(kgK)飽和液體密度Pi=1231.6kg/m3飽和蒸氣密度P產34.15kg/m5氣化潛熱r=192.2kJ/kg飽和壓力ps=O.79Mpa表面張力。=

29、50.2X10-5N/m液體粘度5=2.45Xl(TPaS蒸氣粘度uc=38.8X10Pa-S液體熱導率X尸0.089W/(mK)蒸氣熱導率入t=l.12WXIO血K)液體普朗特數Pn=3.37蒸氣普朗特數Pr,=0.77已知R22進入蒸發器時的千度xf0.15,出口干度X2=1.0,則R22的總質量流量為q.=QoX3600/r(xi-x2)=2.8X3600/192.2X(1.0-0.15)=61.7kg/h作為迭代計算的初值，取qi=7000W/m2,考慮到R22的阻力比相同條件下R12要大，故取R22在管內的質量流速qi'=200kg/(ms)o則總流通截面為A=q/(qjX3

30、600)=61.7/(250X3600)=0.000086m2每根管子的有效流通截面Ai=ni74=3.14X(0.0064)2/4=0.000032m2蒸發器的分路數Z=A/Ai=0.000086/0.0000323Z為3路，則每一分鐘中R22的質量流量為qnM1=qm/3=61.7/3=20.57kg/h每一分鐘中R22在管內的實際質量流速gi=gm/3600XAi=20.57/(3600X0.000032)kg/(m2s)=179.8kg/(m2s)于是，沸騰特征數Bo=qi/(gir)=7/(250X179.8)=0.000182X=(X1+X2)/2=0.575Co=(l-X)/X0

31、8(Pi/pJ°”=(0.425/0.575)°8X(34.15/1231.6)05=0.13075Fri=gi2/P2gdi=(179.8)7(1231.62X9.8/0064)=0.34206=179.8X0.425X0.0064/245X10'=1984ai=0.023(Rei)08(Pn)04入1/di=0.023X(1984)08X(3.37)04X0.089/0.0064=227.38a產a屆G)02(25FJc+GB0c%=227.38X1.136X(0.13075)9X(25X0.34206)05+667.2X(0.000182)°7X2.

32、2=3873.31W/(m2-K)(8)傳熱溫差的初步計算暫先不計R22的阻力對蒸發器溫度的影響，則有8m'=(tai-ta2)/In(tai-ta2)/(tai-ta2)=(27-16.3)/In(27-15)/(16.3-15)=4.8'C(9)傳熱系數的計算由于R22與聚酯油能互溶，故管內污垢熱阻可忽略，據文獻介紹翅片側污垢熱阻，管壁導熱熱阻及翅片與管壁間接觸熱阻之和rw+rs+(at/am)rt可取為0.0048W/(2K),故Ko=1/aOf/(aiXai)+rw+rs+(at/am)rt+l/aj=l/(0.2548/0.01998X3873.31)+0.0048+

33、1/99.2=55.03W/(m2K)內螺紋管的換熱效果比光管的換熱效果提高30-50%左右，且蒸發器工藝材料都比一般的要好，換熱效果也會提高大約60%故K»=(1+0.5+0.6)IL'=115.56W/(m2K)(10)核算假設的qi值K。q°=(em'=115.56X4.8W/m2=556.34W/m2Qi=(aof/ai)qo=(0.2548/0.01998)X556.34W/m2=7094W/m2計算表明，假設的qi初值7000W/m2與核算值7094W/m2較接近，偏差小于2%,故假設有效。(11)蒸發器結構尺寸的確定蒸發器所需的表面傳熱面積A&

34、#39;i=Qo/qi=28OO/7OOO=O.4m2A'o=Qo/qo=2800/556.34=5.03m2蒸發器所需傳熱管總長1't=A'o/a0f=5.03/0.2548=19.75m迎風面積Af=qv,a/wf=624/(3X3600)=0.0578m2取蒸發器寬B=650mm,®H=280mm,則實際迎風面積A0.65X0.28=0.182m2已選定垂直于氣流方向的管間距為Sf17.6mm,故垂直于氣流方向的每排管子數為m=H/si=280/17.6=16深度方向(沿氣流流動方向)為2排，共布置32根傳熱管，傳熱管的實際總長度為lt=0.65X16X

35、2=20.8m傳熱管的實際內表面傳熱面積為A£=16X2X0.65Xndi=32X3.14X0.0064X0.65m2=0.413m2又A'/Ag.413/0.4=1.0331t/lt=20.8/19.75=1.053說明計算約有裕度。上面的計算沒有考慮制冷劑蒸氣出口過熱度的影響,當蒸氣在管內被過熱時,過熱段的局部表面傳熱系數很低,即使過熱溫度不高，如3-5C,過熱所需增加的換熱面積仍可高達10-20%。值得注意的是，盡管用“計算單元”算出的傳熱管總內表面積于上面計算出的實際內表面傳熱面積相同，但是，按“計算單元”計算出的總外表面積卻與蒸發器的實際總外表面積不同。“計算單元”

36、計算出的總外表面積比蒸發器的實際總外表面積稍偏低。偏差的原因是，實際蒸發器有時并不一定能嚴格按“計算單元”劃分，而且實際存在的計算單元的數量也常大于理論上的“計算單元”的數量，但是在幾何參數計算時，由于蒸發器尚在設計中，無法精確知道“計算單元”的數目，只能先按單個“計算單元”作概算，待蒸發器設計好后在作核算。以上設計是建立在假設蒸發器形狀為單折平面式的。為了有效利用空間和與貫流式風機的合理配合,理想情況是將蒸發器外形做成圓形使風平行與翅片吹過。但實際工藝上難以做到，采用三折n型平蒸發器盡量與做到與理想狀態相似。由于室內機外觀厚度的限制,使得蒸發器不能太厚，故在前兩折蒸發器上各布置六條U形管，后

37、一折蒸發器上布置四條U形管。（12）R22的流動阻力及其對傳熱溫差的影響烏越邦和等的試驗表明，在其它條件相同的情況下，R22在管內的流動阻力比R12要高10%,R12在管內蒸發時的流動阻力可按下式計算PRi2=0.00005986X(qigi嚴Xl/di=0.00005986X(7094X197.8)091X20.8/0.0065=69Kpa故PR22=1.1XpR12=l.1X69=75.9Kpa由于在蒸發溫度15時R22的飽和壓力為795Kpa,故流動阻力損失為9. 5%,不超過10%,可以忽略不計。管數16排數2管徑7.0mm翅片形式開窗式片距1.56mm親水性親水膜蒸發器參數五.室內外

38、風機、電機選型空調的特性不僅取決于壓縮機的特性,而且也與室內外側空氣的狀態參數有關,猶如風機的工作點取決于風機本身的特性和管道特性一樣。空調器的工作點也取決于上述兩個特性的平衡點。室外風機采用軸流式風機：效率高，風量大，噪聲大，風壓低（500Pa）；室內風機采用貫流式風機：轉子較長，出風均勻，風壓低，噪聲小。（多節葉輪，電機，蝸殼）氣流沿著與轉子軸線垂直方向，以轉子一側的葉柵進入葉輪，穿過葉輪內部，再次通過葉輪另一側的葉柵將氣體壓出。貫流風葉外形是長筒型與軸流風葉相比，存在風量不均勻現象，尤其長度大于250mm以上更為突出。室內機計算空氣側阻力及選定電機、風機小型制冷裝置（322）動壓：4P尸

39、羋=1.77pa22(323)靜壓:P2= 0.108 x x(p4 1尸=0.108x10.67x(1.092x2.95)17=8.42pannx風機采用電動機直接傳動，則傳動效率*=1,風機全效率=0,4,p=(M+Ag)JR+8.42=25.475外牡X/1x0.4風量：qv=HXLXWf=0.5X0.75X1.8=0.675m7s=2430m7h,則電動機的輸入功率為:=0675x(L77+8.42)=i72w(3-25)"ax/1x0.4據以上的數據，選用YDK-25AM-6B軸流風機電機，該電機的有關資料如下:室外側電機型號YDK-25AM-6B極數6轉速rpm870輸入

40、（輸出）功率W25電源220V (50Hz)電機電容2uF電機效率32%風機名稱及形式郎迪軸流式風葉風葉尺寸4)401X115R1.195 x32室外機計算空氣側阻力及選定電機、風小型制冷裝置P(322)動壓：APi=-=5.3775 pa電機參數表(323)靜壓:P2=0.108xx(pw尸=°-108x3-508x(1.195x5.52)17=9.36padnNnax風機采用電動機直接傳動，則傳動效率/=1,風機全效率=0,4,1x0.4P=(M+A&=5.3775+9.36=3684"HfanXH,n風量：qv=BXHXWf=0.65X0.28X3=0.546

41、m3/s=1965.6m3/h,貝!J電動機的輸入功率為:q二處/十絲j=0a46x(、.3779.36)=?卬(3-25)axnm1x0.4據以上的數據，選用YDKT6-4貫流風機電機,該電機的有關資料如T：室外側電機型號YDK-16-4極數4轉速rpm1350輸入功率W50電源220V(50Hz)電機電容1.2mF風機名稱及形式郎迪貫流式風葉風葉尺寸4>97X633電機參數表風機銘牌上所標出的風量：標準狀態下的氣體體積(P=101325Pa,t=20eC,相對濕度為50%,空氣密度為L2Kg/n?)H=AP.+AP濾+ZkPffi+AP余P,翅片管簇的通風阻力P濾蒸發器前過濾網阻力4

42、0PaP柵出風柵阻力lOPaP余機外余壓40PaH=AP,+1/2(p32)3：出口風速1/2(p32)風冷冷凝器出口動壓出口平均風速：3=qv/(五/4)(D?)5風機風量m5/sD風葉直徑功率與效率：有效功率P.=Hqv/1000六.毛細管的選擇定型毛細管節流是利用制冷劑在細長管內流動的阻力而實現的O毛細管按使用情況分為有熱交換和無熱交換。為減少冷量損失，用毛細管阻尼膠包住，可認為工質在管內絕熱膨脹過程。管內流態將出現純液相流動和汽液兩相流動兩個階段。純液相流動:過冷液進入毛細管,因存在液態流動阻力，制冷劑壓力逐漸降低直到飽和溫度下的飽和壓力，而溫度不變；汽液兩相流動:壓力繼續下降，液體中

43、出現閃蒸汽體，轉變成汽液兩相流動。由于汽液混合物密度增大，流速將增大,致使流動阻力明顯提高，故沿流動方向壓力降低得越來越快，溫度則隨壓力按飽和對應關系變化，直到毛細管出口。原則上講，毛細管的尺寸必須與制冷裝置的容量和工況相匹配,即滿足阻力降和指定的流量要求。毛細管的阻力應能足以在其入口側建立起一段制冷劑液封，又不能有過多的液體工作，但由于管內兩相流動過程的復雜性，使實用而準確的定量計算存在一定困難。另外，還有許多實際因素影響毛細管的節流特性，例如毛細管制造中的內徑偏差，沿管長方向內徑的一致性，安裝中的加工變形以及系統中潤滑油對流動的影響等，目前的做法是先用經驗公式或者計算線圖初步估算出毛細管尺

44、寸，再通過裝置運行實驗調整到最佳尺寸和最佳充灌。查圖法:毛細管前液體過冷度為43-37=6,查制冷裝置自動化圖3-3,得出毛細管長度修正系數為0.75。利用圖3-2b查能力為2800w的毛細管尺寸，選內徑為1.4mm的毛細管，則查得基本長度為0.67m。再考慮到管長修正系數，初選毛細管尺寸為:di=1.4mm,L=0.67X0.75=0.50m實驗校正:在匹配時使用此規格毛細管，發現回氣溫度偏高，冷凝壓力低，冷媒過熱度大。這說明毛細管過長，節流程度過大，使冷媒循環量小，蒸發完成得早。經過多次調試，當毛細管長度為450mm時，回氣，排氣，蒸發，冷凝等各溫度較為合理，制冷量也到達最佳值。所以最終確

45、定制冷毛細管為：63mmXL4mmX450mm繞徑為660,過小的彎曲半徑易造成彎制后的毛細管流量與直管狀態下的流量變化較大，進而造成整機性能與樣機差別大。七.系統制冷劑充注量的估算系統中冷媒的充注量對整機制冷能力有著很大的影響。充注量過少,蒸發器只有部分得到潤濕，蒸發器面積不能得到充分利用，蒸發量下降，吸氣壓力降低，蒸發溫度降低，蒸發器出口制冷劑過熱度增加,這不僅使循環的制冷量下降，而且還會使壓縮機的排氣溫度升高，影響壓縮機的使用壽命。充注量過多，不僅蒸發器內積液過多，致使蒸發器壓力升高,傳熱溫差減小,嚴重時甚至會產生壓縮機的液擊現象,而且會使冷凝器內冷凝后的冷凝液體不能及時排出，使冷凝器的

46、有效面積減小，導致冷凝壓力升高，壓縮機耗功增加。由此可知，在一定工況下，系統內存在一個最佳充注量的問題。據有關資料介紹，對制冷劑為R22的空冷式空調器而言，系統的制冷劑充注量可用下式估算:G=0.5334V«+0.2247Vk式中：G系統制冷劑充注量，kg；Vh一一蒸發器容積，L；VK-冷凝器容積，Lo本設計中，由前面計算可知，蒸發器的傳熱管總長為20.8m,冷凝器的傳熱管總長為36m。考慮到彎管等因素，現取蒸發器、冷凝器的總傳熱管長為21.3m和37nb相應的各自容積為:VH=-Xdi2XLH=n/4X0.00642X21.3X105L=0.685L4¥k=-Xd?XLh

47、=h/4X0.00652X37X103L=l.227L4按上式可估算出該系統的制冷劑充注量為：G=0.5334X0.669+0.2247X1.227=0.641kg充注量對系統性能的影響因素是多方面的,也與毛細管的長度有關，在毛細管長度一定的情況下，存在一個最佳充注量，它與確定毛細管尺寸的情況類似，也應該通過在實際裝置中進行實驗后確定。經過實驗校正，此時的排氣、回氣溫度都偏高，說明冷媒充注量太少。經過調整，最后確定機組的冷媒充注量為1.07KgoA.管路設計管路設計原則:空調制冷系統高能效初步設計合理選擇管材、管徑，盡量縮短管線長度，以減少管路阻力損失，并防止制冷劑產生“閃氣”現象。采用R22

48、制冷劑，因此管材選用紫銅管,為減輕重量和降低成本選用薄壁銅管。在氟利昂系統中，應盡量減少連接管以避免泄漏，制冷管道采用焊接連接。管道的布置原則氟利昂制冷劑的特點是與潤滑油相互融解，因此，必須保證從壓縮機帶出來的潤滑油在經過冷凝器、蒸發器和一系列設備、管道之后,能全部回到壓縮機的曲軸箱里面。吸氣管考慮到潤滑油能從蒸發器不斷流回壓縮機，壓縮機的吸氣管應有不少于001的坡度，坡向壓縮機。防止停機時液態制冷劑從蒸發器流入壓縮機,蒸發器回氣管應先向上彎曲在向下通至壓縮機。升吸氣立管中的氟利昂氣體必須具有一定的流速，才能把潤滑油帶回壓縮機。排氣管防止潤滑油或可能冷凝下來的液體流回壓縮機，排氣管應有0.01

49、-0.02的坡度坡向油分離器或冷凝器。不用油分離器時，如果壓縮機低于冷凝器，排氣管應設計成一個U型彎管，以防止冷凝的液體制冷劑和潤滑油返流回壓縮機。毛細管與冷凝器的連接管連接管應考慮在毛細管內有氣體反向流入冷凝器時，冷凝器的液體制冷劑能順利流入毛細管，其管徑大小應按滿負荷運行時液體流速不小于0.5m/s來選擇。要有專門的回油設施：為了保證順利回油，采用“上進下出”的方式；管內制冷劑要有足夠的流速；特別是上升回氣立管，在管徑設計時，必須考慮滿足最小帶油速度。另外，壓縮機排氣管上設油分離器，以便將運行中有可能從壓縮機帶入系統的油減到最少。配管設計：1 .彎曲半徑：根據配管空間條件，盡量選用最大的彎

50、曲半徑，以免彎管時外壁減薄及內壁起皺，同時增加配管柔性。2 .壓縮機接管：排氣及回氣管與壓縮機連接時，直管段不得小于50mm,以盡力減少應力集中。而且壓縮機與管路的距離須大于15mm。3 .減振：壓縮機排氣管須有1個U型彎或以上，回氣管須有2個U型彎或以上，以加強配管柔性，減少應力集中。而且U型彎的兩端高度盡量不要一樣高。4 .配管距離：動管與靜管及鍍金的距離大于8mm,動管與動管的距離大于15mm，配管與電線的間距要大于15mm;毛細管與易變形管的距離大于10mm,同時裝配工藝性及整管空間要保證。5為避免冷媒流動噪音，毛細管及分流管后應有一段過度管，以避免壓力突變而發生流動噪音。九.流路的確

51、定確定原則：選擇換熱效果好的流路，防止凝露（使空氣阻力增加，風量減小，傳熱惡化），流路均勻，配合風量的分布。從換熱器流路考慮：蒸發器（冷凝器）中部和出口的飽和溫度差不大于2C,各出口間溫度差不大于39；前者是考慮到冷媒流動阻力，充分發揮壓縮機能力；后者是考慮到冷媒分配的均勻性，充分發揮蒸發器換熱能力；對于雙排換熱器，采用'U，型回路，以利于在不同工況下換熱器都處于良好的換熱狀態；從配管簡化角度考慮，也可以采用上進下出分段設計；對于必須采用分流管才能分流均勻的換熱器，應盡量采用65X3.5以上的規格銅管,且盡量使分流管長短一致及盡量的短，以提高制冷系統在變工況下的使用性能；為強化換熱，雙

52、排冷凝器可采用外排片距寬、內排片距密以提高風量及使內外排換熱負荷均衡等，也可以采用內外U型管規格如管徑、是否內螺紋等設計，在保證換熱能力的前提下降低成本；蒸發器輸入管（制冷狀態下）應在循環空氣流的迎風面，有利于減少制熱狀態下的不可逆換熱。對于單冷機，蒸發器設計與上相同，冷凝器采用上進下出回路，盡量有匯總管，以保證過冷度，減少冷媒充注量。過冷管盡量短，要防止偏流，保證毛細管進口都是液態。在正常的運行條件下，干式蒸發器中的液體容積約為管內容積的15%20%。在多管路組成的蒸發器中，為了充分利用每條管路的傳熱面積，應將制冷劑均勻地分配到各條管路中去。采用一個三路分流分配器，每條通道有相同的流動阻力，

53、制冷劑經分配器進入各條管路中。管道的布置應使蒸發后的制冷劑與溫度最高的氣流接觸，以保證蒸發進入壓縮機吸氣管道時略有過熱。注意點：在回風風速方向靠后的那個蒸發器，它的空氣溫度已經比設計溫度低了，而且風速也減小了，那么單位傳熱量就會減少。在這種情況下，一般要加大風量來彌補單位傳熱的不足。另外，設計選擇管徑和分路數時要考慮蒸發器的流量,因為如果液體制冷劑的濕潤面積太大了會使蒸發器進、出口的壓差因流動阻力的增大而增大，從而降低了制冷系數。管道布置要使得每條管路有相同的流動阻力，盡量使每條管路的蒸發壓力和蒸發溫度相同。要使得蒸發后的制冷劑與溫度最高的氣流接觸，以保證蒸汽進入壓縮機吸氣管道時略有過熱。蒸發

54、器進口處在迎風面冷凝器進口處在背風面從設計上要考慮蒸發器與出風框接水槽底部及側面不能直接接觸，以免形成冷橋'，進而使結構件外表面形成凝露；如果風量過小，出風溫度低時，出風口及導風板易形成露；如果蒸發器流路設計不合理或單路U型管過長或換熱面積過分大,在接近凝露工況下運行時，U型管尾端形成循環空氣'熱通道'，冷熱空氣混合后易形成噴水滴現象；同理，再保證空調器能力的情況下，應盡量使用流量大的毛細管，同時蒸發器分流管流量的設計以盡量的大為原則，以滿足在冷露工況下蒸發器不偏流和冷媒流量不至于減少太多而造成U型管尾端過熱嚴重，一般要保證壓縮機回氣溫度不高于20C。十.實驗分析與總結在具體實驗中，還要不斷地改進系統。指導方法是££1二制冷量:輸入功率。也就是說，要提高能效比，就要盡量把制冷量提高，并同時降低輸入功率。在提高制冷量方面可以采取以下途徑:加強兩器的換熱效果:加大兩器面積、采用內螺紋管、翅片用開窗親水膜、合理布管。它給系統帶來的好處:蒸發溫度上升，冷凝溫度下降，導致壓力比也下降，那么壓縮機啟動電容要克服的啟動力矩也會減小。這就意味著可以減小壓縮機的啟動電容包儲液罐、回氣管、節流毛細管,使之減少對外傳熱。足夠的風量經過兩器，保證散熱。加大排氣管，因為原有的排氣管徑