空调制冷系统高能效初步设计

1、.;空调制冷系统高能效初步设计空调制冷系统高能效初步设计序言去年底今年初，一场在全国范围内爆发的“电荒”危机在为人们敲响节约能源的警钟之际，也烧热了沉寂已久的空调市场，空调节能刻不容缓。 据统计，目前中国家用空调的年耗电量为 400 亿千瓦时以上，约占中国每年全国电力消耗的 15%左右，而其年增长率却和全国实际 GDP 增长率相近，远远高出我国每年新增电力的增长量。随着空调的进一步普及，这个数字还将进一步提高，我国目前正在制定家用空调的能效标准，以解决空调用户日益增多所带来的电力供应压力。空调的核心技术是制冷、制热的能力与效率，更高能效比意味着更强、更高的制冷制热能力和更低的消耗。日本以及大多

2、数西方国家经过多年努力在空调效率方面取得长足进步：日本规定，所有家用空调器的能效比必须在 3.5 以上；欧洲、美洲以及香港等国家和地区也都相应制定了能效比标准与规定来引导空调行业不断开发生产更高效率的产品，并引导消费者选购高效空调。而我国空调行业对空调能效比技术一直没有给予足够的关注与投入，致使中国空调器的核心技术能效比平均水平远远低于发达国家，目前市场上的空调平均能效水平过低，仅有 2.6，空调的能耗问题已日渐成为影响空调业未来发展的关键。提升空调能效水平是一个系统工程，空调的能效水平与压缩机、换热器、电机、风机、风系统、制冷剂、控制系统、系统匹配等众多因素有非常密切的作用关系，为此各空调制

3、造商展开了深入的研究和分析。国家正通过政策引导促进空调企业致力于节能空调的研发，企业通过对高效节能空调的推广，将有利于抢占市场竞争的主动权，为此广东志高空调股份有限公司为响应号召、顺应潮流，以便角逐高能效空调市场研发一款高能效单冷式家用分体空调，型号为 KF-28GW/G。.;一一.制冷剂选型制冷剂选型从分子组成来分，制冷剂分为几种:1）CFC，以 R12 为典型代表。它含有的 Cl 离子会与大气平流层中能吸收太阳紫外线辐射的臭氧层中 O3结合，使 O3分解成 O2，因此这种制冷剂虽然制冷能力高，但是由于环保原因，目前已经被禁止使用。2）HC，主要代表有丙烷、异丁烷，它们最大的缺点是可燃，对于

4、有高压而且有电气系统的空调器来说，从安全角度考虑是很少采用这种制冷剂。3）HFC，主要代表有 R23、R32、R125、R134a，它们分子组成中不含有 Cl 离子，因此是环保工质，但它们都制冷能力都不够理想。4）HCFC，以 R22 为典型代表。制冷能力虽比 R12 要小，但仍较好。但毕竟对环境还有一定的影响，因此会逐步禁用。5）HFC 混合制冷剂，主要代表有 R407C、R410A。制冷能力比HFC 单质制冷剂的制冷能力好，且环保。综合地考虑，较为优越的制冷剂有 R22、R407C、R410A。进一步进行比较:在冷凝温度 45，蒸发温度 6.5，过热度 10，过冷度5的情况下.;冷凝压力蒸

5、发压力吸收热量吸入状态密度制冷能力MPaMPaKJ/KgKg/m3R221.6280.511165.1424.666.07R407C1.7580.533160.5725.955.94无压力损失R410A2.6250.876168.99355.67R221.6280.511167.0820.195.08R407C1.7590.533162.9121.334.99压力损失相同R410A2.6250.876171.430.755.07R221.6280.511167.0820.195.08R407C1.7590.533162.9121.334.99高压制冷剂压力损失小R410A2.6250.8761

6、70.1931.985.32（广州松下万宝压缩机公司提供的三种压力损失条件下的实验数据）由上面实验数据我们可以得出以下结论:在无压力损失和压力损失相同的情况下，R22 的制冷能力均是最好的;在高压制冷剂压力损失小的情况下，R410A 优于 R22。相比之下，R407C 性能较低，而且R407C 是一种非共沸混合制冷剂，充注和补充制冷剂的时候都会有一定的麻烦；R410A 是新型环保工质，由于本身工质特性，压力强.;度较 R22 时大，与它相溶的润滑油对水份管理、残渣管理要求加强，这些都给实际操作带来困难；由于对 R22 性能的长期了解和它本身特性仍具有的优越性，本次设计的制冷剂选型定为 R22。

7、R22 根据含水量和其它杂质量的不同又可以分为合格品、一级品、优质品三类。系统中含水量超标则有可能引起冰堵和镀铜腐蚀。R22 的含水量限制在 25ppm 以下。采用杜邦优质 R22，它的含水量低，在相同的质量下，工质制冷能力较高。二二.压缩机的选择压缩机的选择图4315lg p37h1868虚线表示常规机标准设计压焓图实线表示高能效机实际的压焓图高能效机压焓图之所以与常规机的不同，主要是它加大了两器面积并加强了它们的换热效果。低压侧蒸发能力加大，液体成分减小，压力上升；高压侧换热能力增强，压力下降。在压缩机的选择方面，普通的压缩机不能适用，需用高能效压缩机。压缩机型号选用的一般原则为压缩机单体

8、能力的 85%为整机能力；对应于高能效空调器，压缩机型号选用的一般原则为压缩机单体能力的 95%-105%为整机能力。此次开发的指导思想是把能效比尽量做到最高（初定 4.0 以上） 。所以在选择压缩机时，要求压缩.;机单体能力与整机能力比会比一般高能效压缩机高。（尽量先找国内其它厂家的同类产品进行比较，选额定能效比高的。为什么选转子式不选涡旋式？）选择两款开发潜力大的超高能效机，初步选定型号为 2P14S225ANE 和 2P15S225ANE 万宝压缩机。 由于它们的制冷量和额定压缩机能效比相近，具有很好的可比性。简要规格书对比如下:额定参数2P14S225ANE（简称2P14）2P15S2

9、25ANE（简称2P15）额定制冷量(w)22202425额定输入功率(w)705785单冷充注量(g)max800800电容(F)3030说明：压缩机的额定冷媒充注量并不代表就是它的极限充注能力。当系统换热能力增强后，充注量（在不超过最大充注量的前提下）也要相应地增加。所谓极限充注量，以 2P14 为例，最大充注量：油充注量=76%:24%。由规格书可知，油的充注量为 350cm3，ATOMOS M60 油的密度约等于水的密度，故算得最大充注量为 1100g。当超出它的最大充注量，润滑效果变差，压缩机的损耗会剧增。制冷剂的溶油性是系统特性和压缩机寿命的决定因素。此外,还要考虑储液罐的容积,防

10、止过多的冷媒使压缩机发生液击。分别用这两种压缩机配同一个系统，并通过多次试验调节使系统到达最佳状态，再最终优化系统，比较压缩机的性能得出以下结果:节流毛细管 1.4400，交流电机转速 860rpm2P15（充注量 870g） 制冷量 2745w 输入功率 797w 能效 3.44.;2P14（充注量 880g） 制冷量 2517w 输入功率 726w 能效 3.47节流毛细管 1.4400，直流电机转速 810rpm2P15（充注量 880g） 制冷量 2750w 输入功率 763w 能效3.602P14（充注量 880g） 制冷量 2512w 输入功率 692w 能效3.63不难得出:2P

11、15 的制冷量虽较大，但输入功率较高，对降低功率不利；且能效比也不如 2P14 的高。故放弃 2P15 而采用 2P14。2P14S225ANE 的出厂额定工况:蒸发温度 7.2,冷凝温度54.4,过冷却温度 46.1，回气温度 35，排气温度 115。 其主要性能参数如下：产品型号松下万宝 2P14S225ANE压缩机类型滚动转子式电源形式单相制冷量 （W）2220额定输入功率（W）705气缸容积（cm3/rev）13.2制冷剂R22吸气连接管外径（mm）12.7排气连接管外径(mm)8.0电源220V /50HZ三三. .冷凝器的设计计算及选型冷凝器的设计计算及选型 1. 确定冷凝器热负荷

12、及空气流量.;有关设计温度参数如下：冷凝温度， 蒸发温度 ， 43kt150t进风干球温度， 出风干球温度35ait42aot由小型制冷装置设计指导图 31 查得在、22R150t43kt时，冷凝器负荷系数 c0=1.13,则冷凝热负荷： Qk= c0Q0=1.132800=3164w进出口空气温差 ,则空气流量73542aiaott)(aiaopakattcQV3107013. 1092. 13164=sm /408. 03 室外温度 t=35时空气密度，取 1.092103 kg/m3 ；a 空气定压比热，取 1.013kJ/kg。pac2. 冷凝器结构的初步规划及有关参数管排方式采用非正

13、三角形叉排排列(经过长期测试，非正三角形比正三角形的换热有所提高，并说明原因)，沿气流方向排数排，冷凝管用的紫铜管（薄壁高齿内螺纹） ，2LNmm25. 07横向管中心距,纵S2，外套0.11mm 厚的铝片；mmS211mm14f翅片间距,翅片宽度 b=2 S2=214=28mm，翅片为亲水mmSf56. 1膜波纹管百叶窗片。 .;管束排列方式及尺寸d0=7S2=14S1=21+27+20.117.22mmbd0df套片管单位管长的翅片侧面面积：=0.3244m2/mfbfSdSSf)4(2221单位管长翅片间管子外表面积： )1 (ffbbSdf)56. 111. 01 (00722. 0m

14、m /0211. 02翅化面积： 0fmmffbf/3455. 00211. 03244. 02翅化系数：=17ibffffB0065. 03455. 03. 计算空气侧换热系数及表面效率 0a按选定的翅片参数fffbfSSSdSAA11min)( 00156. 0021. 0)00011. 000156. 0)(00722. 0021. 0(=0.610选定迎风面风速 Wf=1.8m/s，故最窄截面风速：ffWAAWminmax610. 08 . 1sm/95. 2.;微元最窄截面的当量直径:)()()(211ffbffbeqSdSSdSd45. 178.1345. 178.132mm624

15、. 2进出口空气的平均温度： amt392423520aaitt查空气的热物性表，得； ；smvf/105 .1726)/(02643. 0kmWa3/0955. 1mkgf故 5 .4425 .1710624. 295. 23maxfeqefvdWRb/de=0.028/0.002624=10.67对于平套片翅片顺排管簇空气侧换热系数可按下式计算：of =cmeqnfeadbd)/(Re而整张波纹翅片叉排管簇空气侧传热系数应是上式 1.1 再乘以 1.2 倍，查小型制冷装置设计指导表 3-18 和 3-19，用插入法求得：=0.327,n=0.516,c=1.26,m=-0.28。则空气侧表

16、面传热系数： o =c2 . 11 . 1)/(Remeqnfedbda=1.260.3272 . 11 . 167.105 .442002624. 002643. 028. 0516. 0=49.6w/()2km 翅片当量高度由小型制冷装置设计指导式（3-15）计算，等边三角形叉排 c1.063，近似取 c1.063 则：h1 =)ln(35. 01)1(201010dscdsd.; =)007. 0021. 0063. 1ln(35. 01)1007. 0021. 0(2007. 0 =0.010m由式（3-14）计算翅片参数 m =66.700011. 02036 .49220ffaf铝

17、片导热系数，取 203 W/mk由式（3-13）计算翅片效率 874. 0010. 07 .66)010. 07 .66()(11thmhmhthf故表面效率 s=1-0.8817)874. 01 (3455. 03244. 01)1 (0ffff4计算管内侧冷凝换热系数查小型制冷装置设计指导表 3-11,R22 在 tk=43的物性集合系数 B=1422.76, 蒸气在管内凝结的表面传热系数由式 3-17 计算：22Ri=0.555Bdi-0.25(tk-twi)-0.25 =0.5551422.760.0065-0.25(43-twi)-0.25 =2781(43-twi)-0.25 tw

18、管壁内表面温度；tm空气出口平均温度（tm=39）24335如忽略铜管热阻和接触热阻的影响，twi=tw （tw壁面平均温度）由管内外热平衡关系：idi(tk-tw)= s0f0(tw-tm)27810.0065(43-tw =0.8056920.3455(tw-39)43).;解上式得 tw=41.7，故i=2781(43-41.7=2604.4 W/（m2k）41)5.计算传热系数及传热面积取空气侧尘埃垢层热阻 r0=0.0001 m2k/w，污垢热阻 ri=0,则 K0 = 00001)1(1arffffrsbtiii = 6 .498817. 010001. 00211. 039334

19、55. 000025. 003041. 04 .26043455. 01= 36.57W/m2k紫铜管的导热率 393W/(mk)由于采用了内螺纹管，换热效果可以比光管提高 50，且材料工艺水平较高，比一般常规冷凝器换热效果好，可提高 48%的换热效果。即 K0 = 1.936.5772.4 W/m2k平均传热温差为m = =3.6742433543ln7ln2112akakaatttttt故需要的传热面积：F0=m29 .1167. 34 .7231640mkKQ所需翅片管总长：L=34.44 m3455. 09 .1100fF6.确定空冷冷凝器的结构尺寸据设计的实际情况，取有效单管长 L=

20、0.75m,冷凝器的迎风面高.;度 H=0.5m.迎风面上的管排数：N=排， 取 248 .2321021. 05 . 0211sH排。空气流通方向上的管排数： n=排9 . 12475. 044.34lNL取整数 n=2 排，与计算空气侧表传热系数时预计的空气流通方向上的管排数相符。这样，冷凝器的实际有效总管长为 L=,mlNn3675. 0242实际传热面积为 S=,较传热计算所需传热面244.12363455. 0mLfo积大 4.5,能满足冷凝器负荷的传热要求。实际垂直气流方向管排数 nB=24，沿气流方向排数 nl=2,则冷凝器尺寸：宽 A= =0.75 m22436LBtnnL高

21、B=nBS1=240.021=0.504 m深 C=nlS2=20.014=0.028 m实际迎风面积：Af=AB=0.750.504=0.378实际气流方向排数的迎面风速为：Wf= =1.08 m/s378. 0409. 0faAV与原假设的迎面风速相近，不再另作计算。 为节省空间，在不改变换热面积的情况下，把双排冷凝器做成L 型。冷凝器具体参数表冷凝器.;管道材料紫铜管规格(mmmm)70.25外套铝片厚度 (mm)0.11铝片形式亲水膜百叶窗波纹片翅片节距(mm)1.56沿气流方向排数2垂直气流方向排数24纵向管间距离(mm)21横向管间距离(mm) 14管簇排列形式叉排四四. .蒸发器

22、的设计计算及选型蒸发器的设计计算及选型进口空气干球温度 ta1=27,湿球温度 ts1=19；出口空气干球温度 ta2=16.3,湿球温度 ts2=14.6 ；制冷量 Q0=2800W （测得当地大气压 PB=101.11kPa）1.选定蒸发器的结构参数选用 7mm0.32mm 的紫铜管,翅片选用 f=0.12mm 的铝套片,翅片间距 Sf=1.56mm.管束按非正三角形叉排排列,垂直于流动方向管间距 S1=17.6mm, S2=12.7mm 沿流动方向管排数 nL=2,迎面风速 Wf=3m/s。Comment hhb1: 页：14 .; 17.612.72.计算几何参数翅片为开缝形翅片,先考

23、虑用平直套片的方法来计算，套片的管外径为：db=d02f=7+20.12=7.24mm沿气流方向套片的长度L=2S2=212.7=25.4mmaf=2（S1S2/4db2）1000/Sf =2（17.612.73.1416/47.242）1000/1.56=0.2338m2/m每米管长翅片的管子表面积 ab=db（Sff）1000/Sf=3.14167.24（1.560.12）1000/1.56=0.0210 m2/m每米管长的翅片总外表面积a0f= af ab=0.2338+0.0210=0.2548 m2/m.;每米管长的外表面积ab0=db1=0.02275 m2/m由以上计算可得 a0

24、f/ ab0=0.2548/0.02275=11.2 m2/m3.计算空气侧干表面传热系数(1)空气的物性空气的平均温度为 tf=（ta2ta1）/2=21.7取空气在 22下的物性f=1.195/m3 Cpf=1005J/(kgk)Prf=0.7025 Vf=15.29510-6m/s(2)最窄截面处空气流速 Wmax=WfSfS1/(S1-db)(Sft)=31.5617.6/(17.6-7.2)/(1.56-0.12)=5.52m/s(3)干表面传热系数四排管时的平均表面传热系数：4=0.0014+0.2618 (Wmaxd0/vf)-0.4(a0f/ab0)-0.15 =0.0014+

25、0.2618(5.520.0072/15.29510-6)-0.4 (11.201)-0.15 =0.00923N 排管的平均表面传热系数和四排管的平均表面传热系之间的关系式是：)4(607. 0031. 0092. 04)4(Re24. 2992. 0NdnNaa.;因此 2=0.99242.24( Wmax db/ Vf)-0.092 (2/4)-0.031 0.607(2-4) =0.9920.009232.24(5.520.0072/15.29)-0.092 (2/4)-0.031 0.607(2-4) =0.008070 =2fmaxcpf/(prf)(2/3) =0.008081.

26、1954.971005/(0.725)2/3=67.71w/(m2.k) (4)确定在蒸发器内的状态变化过程根据给定的空气进出口温度可得 h1=54kJ/kg h2=40kJ/kg d1=10.3g/kg d2=9.3g/kg连接空气的进出口状态点 1 和点 2，并延长与饱和空气线（=1.0）相交于 点，该点的参数为 hw=35.8kJ/kg tw=12.8 dw=9.1g/kg在蒸发器中空气的平均比焓hm=hw+(h1+h2)/ln(h1-hw)/(h2-hw) =35.8+(54-40)/ln(54-35.8)/(40-35.8) =45.3kJ/kg与 hm=45.3kJ/kg 线的交点

27、读得 tm=22oC dm=9.2g/kg。析湿系数可由下式确定=1+2.46(dm-dw)/(tm-tw).;=1+2.46(9.2-9.1)/(22-12.8)=1.03(5)循环空气量的计算 qm,da=Q0/(h1-h2)=2.83600/(54-40)=720kg/h进口状态下干空气的比体积可由下式确定V1=RaT1(1+0.0016d1)/pb=287.4(273+27)(1+0.001610.3)/101110=0.867m3/kg故循环空气的体积流量为 qv,a=qm,daV1=7200.867 =624 m3/h(6)空气侧当量表面传热系数的计算对于开缝翅片的当量表面传热系数

28、，而冲缝翅片比平直套片的热交换率强 1.6 倍需要修正，公式为 j=1.60(faf+ab)/(af+ab)对于正三角形叉排排列的平直套片管束，翅片效率 f公式，叉排时翅片可视为六角形，且此时翅片的长对边距离和短对边距离之比 A/B=2/31/2=1.1547，且 m=S1/db=17.6/7.2,故,=1.27m(A/B-0.3)1/2=1.27(17.6/7.2)/(1.1547-0.3)1/2=2.854肋片折合高度为h,=db(,-1)(1+0.35ln,)/2.; =7.2(2.854-1)(1+0.35ln2.854)/2 =9.176mmm=(20/ff)1/2=(267.711

29、.03/2370.1210-3)1/2=69.92L/m取铝片热导率 =237w/(mk),故在凝露工况下的翅片效率为 f=th(mh,)/ (mh,)=th(69.929.17610-3)/ (69.929.17610-3)=0.8822当量表面传热系数为j=1.61.0367.71(0.88220.2338+0.0210)/0.2548=99.2 W/(m2K)(7)管内 R22 蒸发时表面传热系数的计算R22 在 t0=15oC 时的物性为：饱和液体比定压热容 Cpl=1.231kJ/(kgK)饱和蒸气比定压热容 Cpg=0.691kJ/(kgK)饱和液体密度 l=1231.6kg/m3

30、饱和蒸气密度 g=34.15 kg/m3气化潜热 r=192.2kJ/kg饱和压力 ps=0.79 Mpa表面张力 =50.210-3N/m.;液体粘度 ul=2.4510-4PaS蒸气粘度 ug=38.810-6PaS液体热导率 l=0.089W/(mK)蒸气热导率 g=1.12W10-2/(mK)液体普朗特数 Prl=3.37蒸气普朗特数 Prg=0.77已知 R22 进入蒸发器时的干度 x1=0.15，出口干度 x2=1.0，则 R22 的总质量流量为qm=Q03600/r(x1-x2)=2.83600/192.2(1.0-0.15)=61.7kg/h作为迭代计算的初值，取 qi=700

31、0W/m2,考虑到 R22 的阻力比相同条件下 R12 要大，故取 R22 在管内的质量流速qi=200kg/(ms)。则总流通截面为 A =qm/(qi3600)=61.7/(2503600)=0.000086 m2每根管子的有效流通截面 Ai=di2/4=3.14(0.0064)2/4=0.000032 m2蒸发器的分路数 Z=A/Ai=0.000086/0.0000323Z 为 3 路，则每一分钟中 R22 的质量流量为 qm d=qm/3=61.7/3=20.57 kg/h.;每一分钟中 R22 在管内的实际质量流速 gi =gm/3600Ai=20.57/(36000.000032)

32、 kg/( m2s)= 179.8kg/( m2s)于是，沸腾特征数B0=qi/(gir)=7/(250179.8)=0.000182X=(X1+X2)/2=0.575C0 =(1-X)/ X0.8（l/g）0.5=(0.425/0.575) 0.8(34.15/1231.6) 0.5=0.13075Frl = gi2/2gdi=(179.8)2/(1231.629.8/0064)=0.34206Rel =gi(1-X)di/ ul=179.80.4250.0064/24510-6=1984l =0.023(Rel) 0.8 (Prl)0.4l/ di=0.023(1984) 0.8 (3.3

33、7) 0.4 0.089/0.0064=227.38i =lC1(C0) C2(25FL)C5 +C3B0 C4Ffl=227.381.136(0.13075)-0.9 (250.34206) 0.3 +667.2 ( 0.000182) 0.72.2=3873.31W/(m2K)(8)传热温差的初步计算 暂先不计 R22 的阻力对蒸发器温度的影响，则有m=(ta1-ta2)/ln(ta1-ta2)/(ta1-ta2).; =(27-16.3)/ln(27-15)/(16.3-15) =4.8(9)传热系数的计算由于 R22 与聚酯油能互溶，故管内污垢热阻可忽略，据文献介绍翅片侧污垢热阻，管壁

34、导热热阻及翅片与管壁间接触热阻之和rw+rs+ (at /am)rt可取为 0.0048 W/(m2K)，故 Ko =1/ a0f/(i ai)+ rw+rs+ (at /am)rt+1/j =1/(0.2548/0.01998 3873.31)+ 0.0048+1/99.2 =55.03 W/(m2K)内螺纹管的换热效果比光管的换热效果提高 30-50%左右，且蒸发器工艺材料都比一般的要好，换热效果也会提高大约 60%故 Ko=（1+0.5+0.6）Ko =115.56 W/(m2K)(10)核算假设的 qi 值 K0 qo= Kom=115.564.8W/m2=556.34 W/m2qi=

35、(a0f /ai)qo=(0.2548 /0.01998)556.34 W/m2 =7094W/m2计算表明，假设的 qi初值 7000 W/m2与核算值 7094 W/m2较接近，偏差小于 2%，故假设有效。(11)蒸发器结构尺寸的确定蒸发器所需的表面传热面积Ai= Q0/qi=2800/7000=0.4 m2Ao=Q0/qo=2800/556.34=5.03 m2.;蒸发器所需传热管总长lt= Ao /a0f=5.03/0.2548=19.75 m迎风面积 Af= qv,a/wf=624/(33600)=0.0578m2取蒸发器宽 B=650 m m，高 H=280 m m，则实际迎风面积

36、Afs=0.650.28=0.182m2已选定垂直于气流方向的管间距为 S1=17.6mm，故垂直于气流方向的每排管子数为 nl=H/sl=280/17.6=16深度方向（沿气流流动方向）为 2 排，共布置 32 根传热管，传热管的实际总长度为 lt=0.65162=20.8m传热管的实际内表面传热面积为Ai=1620.65di=323.140.00640.65 m2=0.413 m2又 Ai /Ai=0.413/0.4=1.0331 lt/lt=20.8/19.75=1.053说明计算约有裕度。上面的计算没有考虑制冷剂蒸气出口过热度的影响，当蒸气在管内被过热时，过热段的局部表面传热系数很低，

37、即使过热温度不高，如 3-5，过热所需增加的换热面积仍可高达 10-20%。值得注意的是，尽管用“计算单元”算出的传热管总内表面积于上面计算出的实际内表面传热面积相同，但是，按“计算单元”计算出的总外表面积却与蒸发器的实际总外表面积不同。 “计算单元”.;计算出的总外表面积比蒸发器的实际总外表面积稍偏低。偏差的原因是，实际蒸发器有时并不一定能严格按“计算单元”划分，而且实际存在的计算单元的数量也常大于理论上的“计算单元”的数量，但是在几何参数计算时，由于蒸发器尚在设计中，无法精确知道“计算单元”的数目，只能先按单个“计算单元”作概算，待蒸发器设计好后在作核算。以上设计是建立在假设蒸发器形状为单

38、折平面式的。为了有效利用空间和与贯流式风机的合理配合，理想情况是将蒸发器外形做成圆形使风平行与翅片吹过。但实际工艺上难以做到，采用三折 n型平蒸发器尽量与做到与理想状态相似。由于室内机外观厚度的限制，使得蒸发器不能太厚，故在前两折蒸发器上各布置六条 U 形管，后一折蒸发器上布置四条 U 形管。（12）R22 的流动阻力及其对传热温差的影响 乌越邦和等的试验表明，在其它条件相同的情况下，R22 在管内的流动阻力比 R12 要高 10%，R12 在管内蒸发时的流动阻力可按下式计算PR12=0.00005986(qigi)0.91l/di =0.00005986(7094197.8) 0.9120.

39、8/0.0065=69Kpa故 PR22=1.1p R12=1.169=75.9Kpa由于在蒸发温度 15时 R22 的饱和压力为 795Kpa,故流动阻力损失为 9.5%，不超过 10%,可以忽略不计。.;管数16翅片形式开窗式排数2 片距1.56mm管径7.0mm亲水性亲水膜 蒸发器参数五五. .室内外风机、电机选型室内外风机、电机选型空调的特性不仅取决于压缩机的特性，而且也与室内外侧空气的状态参数有关，犹如风机的工作点取决于风机本身的特性和管道特性一样。空调器的工作点也取决于上述两个特性的平衡点。室外风机采用轴流式风机：效率高，风量大，噪声大，风压低（500Pa ；室内风机采用贯流式风机

40、：转子较长，出风均匀，风压低，噪声小。 （多节叶轮，电机，蜗壳）气流沿着与转子轴线垂直方向，以转子一侧的叶栅进入叶轮，穿过叶轮内部，再次通过叶轮另一侧的叶栅将气体压出。贯流风叶外形是长筒型与轴流风叶相比，存在风量不均匀现象，尤其长度大于 250mm 以上更为突出。室内机计算空气侧阻力及选定电机、风机小型制冷装置(3-22)动压：P1=payWa77. 128 . 1092. 1222(3-23) 静压：P2=padbae42. 8)95. 2092. 1 (67.10108. 0)(108. 07 . 17 . 1maxW风机采用电动机直接传动，则传动效率风机全效率，, 1m4 . 0fan

41、P= PaPPmfan475.254 . 0142. 877. 1)(21风量： qv=HLWf=0.50.751.8=0.675m3/s=2430m3/h,则电动机的输入功率为：.;q= (3-25)wPPqmfanv2 .174 . 01)42. 877. 1 (675. 0)(21据以上的数据，选用 YDK-25AM-6B 轴流风机电机，该电机的有关资料如下：电机参数表室外机计算空气侧阻力及选定电机、风机小型制冷装置(3-22)动压：P1=payWa3775. 523195. 1222(3-23) 静压：P2=padbae36. 9)52. 5195. 1 (508. 3108. 0)(

42、108. 07 . 17 . 1maxW风机采用电动机直接传动，则传动效率风机全效率，, 1m4 . 0fan P= PaPPmfan84.364 . 0136. 93775. 5)(21风量： qv=BHWf=0.650.283=0.546m3/s=1965.6m3/h,则电动机的输入功率为：q= (3-25)wPPqmfanv2 .204 . 01)36. 93775. 5(546. 0)(21室外侧电机型号YDK25AM6B极数6转速 rpm870输入(输出)功率 w25电源220V（50Hz）电机电容2F电机效率32%风机名称及形式郎迪轴流式风叶风叶尺寸401115R.;据以上的数据，

43、选用 YDK-16-4 贯流风机电机，该电机的有关资料如下：电机参数表风机铭牌上所标出的风量：标准状态下的气体体积（P=101325Pa，t=20，相对湿度为 50%，空气密度为 1.2Kg/m3） H=Ps+P 滤+P 栅+P 余 Ps 翅片管簇的通风阻力P 滤 蒸发器前过滤网阻力 40PaP 栅 出风栅阻力 10PaP 余 机外余压 40PaH=Ps+1/2(2) ：出口风速 1/2(2)风冷冷凝器出口动压出口平均风速：=qv/(/4)(D2) qv 风机风量 m3/s D 风叶直径功率与效率：有效功率 Pe=Hqv/1000六六. .毛细管的选择定型毛细管的选择定型室外侧电机型号YDK-

44、16-4极数4转速 rpm1350输入功率 w50电源220V（50Hz）电机电容1.2F风机名称及形式郎迪贯流式风叶风叶尺寸97633.;毛细管节流是利用制冷剂在细长管内流动的阻力而实现的。毛细管按使用情况分为有热交换和无热交换。为减少冷量损失，用毛细管阻尼胶包住，可认为工质在管内绝热膨胀过程。管内流态将出现纯液相流动和汽液两相流动两个阶段。纯液相流动:过冷液进入毛细管，因存在液态流动阻力，制冷剂压力逐渐降低直到饱和温度下的饱和压力，而温度不变；汽液两相流动:压力继续下降，液体中出现闪蒸汽体，转变成汽液两相流动。由于汽液混合物密度增大，流速将增大，致使流动阻力明显提高，故沿流动方向压力降低得

45、越来越快，温度则随压力按饱和对应关系变化，直到毛细管出口。原则上讲，毛细管的尺寸必须与制冷装置的容量和工况相匹配，即满足阻力降和指定的流量要求。毛细管的阻力应能足以在其入口侧建立起一段制冷剂液封，又不能有过多的液体工作，但由于管内两相流动过程的复杂性，使实用而准确的定量计算存在一定困难。另外，还有许多实际因素影响毛细管的节流特性，例如毛细管制造中的内径偏差，沿管长方向内径的一致性，安装中的加工变形以及系统中润滑油对流动的影响等，目前的做法是先用经验公式或者计算线图初步估算出毛细管尺寸，再通过装置运行实验调整到最佳尺寸和最佳充灌。查图法:毛细管前液体过冷度为 43-37=6，查制冷装置自动化图

46、3-3，得出毛细管长度修正系数为 0.75。利用图 3-2b 查能力为 2800w 的毛细管尺寸，选内径为 1.4mm 的毛细管，则查得基本长度为 0.67m。再考虑到管长修正系数，初选毛细管尺寸为:.;di=1.4mm，L=0.670.75=0.50m实验校正:在匹配时使用此规格毛细管，发现回气温度偏高，冷凝压力低，冷媒过热度大。这说明毛细管过长，节流程度过大，使冷媒循环量小，蒸发完成得早。经过多次调试，当毛细管长度为450mm 时，回气，排气，蒸发，冷凝等各温度较为合理，制冷量也到达最佳值。所以最终确定制冷毛细管为:3mm1.4mm450mm绕径为 60,过小的弯曲半径易造成弯制后的毛细管

47、流量与直管状态下的流量变化较大，进而造成整机性能与样机差别大。七七. .系统制冷剂充注量的估算系统制冷剂充注量的估算 系统中冷媒的充注量对整机制冷能力有着很大的影响。充注量过少，蒸发器只有部分得到润湿，蒸发器面积不能得到充分利用，蒸发量下降，吸气压力降低，蒸发温度降低，蒸发器出口制冷剂过热度增加，这不仅使循环的制冷量下降，而且还会使压缩机的排气温度升高，影响压缩机的使用寿命。充注量过多，不仅蒸发器内积液过多，致使蒸发器压力升高，传热温差减小，严重时甚至会产生压缩机的液击现象，而且会使冷凝器内冷凝后的冷凝液体不能及时排出，使冷凝器的有效面积减小，导致冷凝压力升高，压缩机耗功增加。由此可知，在一定

48、工况下，系统内存在一个最佳充注量的问题。据有关资料介绍，对制冷剂为 R22 的空冷式空调器而言，系统的制冷剂充注量可用下式估算：G=0.5334VH+0.2247VK.;式中： G -系统制冷剂充注量，kg； VH-蒸发器容积，L； VK-冷凝器容积，L。本设计中，由前面计算可知，蒸发器的传热管总长为 20.8m，冷凝器的传热管总长为 36 m。考虑到弯管等因素，现取蒸发器、冷凝器的总传热管长为 21.3m 和 37m，相应的各自容积为：VH=di2LH=/40.0064221.3103 L =0.685 L4VK=di2LH=/40.0065237103 L =1.227 L4按上式可估算出

49、该系统的制冷剂充注量为：G=0.53340.669+0.22471.227=0.641 kg充注量对系统性能的影响因素是多方面的，也与毛细管的长度有关，在毛细管长度一定的情况下，存在一个最佳充注量，它与确定毛细管尺寸的情况类似，也应该通过在实际装置中进行实验后确定。经过实验校正，此时的排气、回气温度都偏高，说明冷媒充注量太少。经过调整，最后确定机组的冷媒充注量为 1.07 Kg。八八. .管路设计管路设计管路设计原则： 合理选择管材、管径,尽量缩短管线长度,以减少管路阻力损失,并防止制冷剂产生“闪气”现象。采用 R22 制冷剂，因此管材选用紫铜管，为减轻重量和降低成本选用薄壁铜管。 在氟利昂系

50、统中，应尽量减少连接管以避免泄漏，制冷管道采用焊接连接。.;管道的布置原则氟利昂制冷剂的特点是与润滑油相互融解，因此，必须保证从压缩机带出来的润滑油在经过冷凝器、蒸发器和一系列设备、管道之后，能全部回到压缩机的曲轴箱里面。吸气管 考虑到润滑油能从蒸发器不断流回压缩机，压缩机的吸气管应有不少于 0.01 的坡度，坡向压缩机。 防止停机时液态制冷剂从蒸发器流入压缩机，蒸发器回气管应先向上弯曲在向下通至压缩机。3 升吸气立管中的氟利昂气体必须具有一定的流速，才能把润滑油带回压缩机。排气管 1防止润滑油或可能冷凝下来的液体流回压缩机，排气管应有0.010.02 的坡度坡向油分离器或冷凝器。2不用油分离

51、器时，如果压缩机低于冷凝器，排气管应设计成一个U 型弯管，以防止冷凝的液体制冷剂和润滑油返流回压缩机。毛细管与冷凝器的连接管 连接管应考虑在毛细管内有气体反向流入冷凝器时，冷凝器的液体制冷剂能顺利流入毛细管，其管径大小应按满负荷运行时液体流速不小于 0.5m/s 来选择。 要有专门的回油设施：为了保证顺利回油，采用“上进下出”的方式；管内制冷剂要有足够的流速；特别是上升回气立管，在管.;径设计时，必须考虑满足最小带油速度。另外，压缩机排气管上设油分离器，以便将运行中有可能从压缩机带入系统的油减到最少。 配管设计：1.弯曲半径：根据配管空间条件，尽量选用最大的弯曲半径，以免弯管时外壁减薄及内壁起

52、皱，同时增加配管柔性。2.压缩机接管：排气及回气管与压缩机连接时，直管段不得小于50mm，以尽力减少应力集中。而且压缩机与管路的距离须大于15mm。3.减振：压缩机排气管须有 1 个 U 型弯或以上，回气管须有 2 个 U型弯或以上，以加强配管柔性，减少应力集中。而且 U 型弯的两端高度尽量不要一样高。4.配管距离：动管与静管及钣金的距离大于 8mm，动管与动管的距离大于 15mm，配管与电线的间距要大于 15mm; 毛细管与易变形管的距离大于 10mm，同时装配工艺性及整管空间要保证。5.为避免冷媒流动噪音，毛细管及分流管后应有一段过度管，以避免压力突变而发生流动噪音。九九.流路的确定流路的

53、确定 确定原则：选择换热效果好的流路，防止凝露（使空气阻力增加，风量减小，传热恶化） ，流路均匀，配合风量的分布。从换热器流路考虑：蒸发器（冷凝器）中部和出口的饱和温度差不大于 2，各出口间温度差不大于 3；前者是考虑到冷媒流.;动阻力，充分发挥压缩机能力；后者是考虑到冷媒分配的均匀性，充分发挥蒸发器换热能力；对于双排换热器，采用U型回路，以利于在不同工况下换热器都处于良好的换热状态；从配管简化角度考虑，也可以采用上进下出分段设计；对于必须采用分流管才能分流均匀的换热器，应尽量采用 53.5 以上的规格铜管,且尽量使分流管长短一致及尽量的短，以提高制冷系统在变工况下的使用性能；为强化换热，双排

54、冷凝器可采用外排片距宽、内排片距密以提高风量及使内外排换热负荷均衡等，也可以采用内外 U 型管规格如管径、是否内螺纹等设计，在保证换热能力的前提下降低成本；蒸发器输入管（制冷状态下）应在循环空气流的迎风面，有利于减少制热状态下的不可逆换热。 对于单冷机，蒸发器设计与上相同，冷凝器采用上进下出回路，尽量有汇总管，以保证过冷度，减少冷媒充注量。过冷管尽量短，要防止偏流，保证毛细管进口都是液态。 在正常的运行条件下，干式蒸发器中的液体容积约为管内容积的 15%20%。在多管路组成的蒸发器中，为了充分利用每条管路的传热面积，应将制冷剂均匀地分配到各条管路中去。采用一个三路分流分配器，每条通道有相同的流

55、动阻力，制冷剂经分配器进入各条管路中。管道的布置应使蒸发后的制冷剂与温度最高的气流接触，以保证蒸发进入压缩机吸气管道时略有过热。注意点：在回风风速方向靠后的那个蒸发器，它的空气温度已.;经比设计温度低了，而且风速也减小了，那么单位传热量就会减少。在这种情况下，一般要加大风量来弥补单位传热的不足。另外，设计选择管径和分路数时要考虑蒸发器的流量，因为如果液体制冷剂的湿润面积太大了会使蒸发器进、出口的压差因流动阻力的增大而增大，从而降低了制冷系数。管道布置要使得每条管路有相同的流动阻力，尽量使每条管路的蒸发压力和蒸发温度相同。要使得蒸发后的制冷剂与温度最高的气流接触，以保证蒸汽进入压缩机吸气管道时略

56、有过热。进口3进口2进口1蒸发器进口处在迎风面.;从设计上要考虑蒸发器与出风框接水槽底部及侧面不能直接接触，以免形成冷桥 ，进而使结构件外表面形成凝露；如果风量过小，出风温度低时，出风口及导风板易形成露；如果蒸发器流路设计不合理或单路 U 型管过长或换热面积过分大，在接近凝露工况下运行时，U 型管尾端形成循环空气热通道 ，冷热空气混合后易形成喷水滴现象；同理，再保证空调器能力的情况下，应尽量使用流量大的毛细管，同时蒸发器分流管流量的设计以尽量的大为原则，以满足在冷露工况下蒸发器不偏流和冷媒流量不至于减少太多而造成 U 型管尾端过热严重，一般要保证压缩机回气温度不高于 20。十十.实验分析与总结

57、实验分析与总结在具体实验中，还要不断地改进系统。指导方法是 EER=制冷量:输入功率。也就是说，要提高能效比，就要尽量把制冷量提高，并同时降低输入功率。在提高制冷量方面可以采取以下途径:加强两器.;的换热效果:加大两器面积、采用内螺纹管、翅片用开窗亲水膜、合理布管。它给系统带来的好处:蒸发温度上升，冷凝温度下降，导致压力比也下降，那么压缩机启动电容要克服的启动力矩也会减小。这就意味着可以减小压缩机的启动电容包储液罐、回气管、节流毛细管,使之减少对外传热。足够的风量经过两器，保证散热。加大排气管，因为原有的排气管径是在额定充注量 800g 的前提下定的最佳排气管径(8mm)，现在的充注量已经增加

58、到 1070g，排气管径也要随之增大(9.52mm)。在降低输入功率的途径方面主要有:降低压缩机的启动电容降低风机电机的启动电容取消中隔板，既可节约成本，又能降低功率 10w。本来还可以把风机的交流电机通过直流整流，变成直流电机，但由于考虑到成本问题没有采用此办法。一般说来，标准制冷运行时，冷凝器中部温度为 48-50，过冷度为 6-10；蒸发器中部温度为 8-11；回气温度为蒸中温度+3-5，排气温度为冷中温度+30-40；设计时应考虑上述特征温度，使蒸发器和冷凝器的面积、内容积、室内外循环风量、压缩机能力等相匹配。在毛细管内径一定的情况下，增长毛细管回气、排气温度都会升高，冷凝器中部温度也

59、会升高；增加工质量，回气、排气温度都会减少；。它们之间的关系总结如下图所示:.;回气、排气温度工质量毛细管冷凝器中部温度毛细管毛细管制冷量工质量制冷量与毛细管长度和工质的充注量有最佳的匹配值.; 此外，工质量的多少还会影响电机的输入功率:充注量减少，压缩机回油温度上升，压缩机的冷却效果变差；但回气温度也上升，压缩机压缩耗功率会减少。反之亦然，工质量同时影响这两个方面，它们共同作用的结果需要实验方可证明。压缩机的启动电容的变化也会同时影响输入功率的两方面:减小压缩机电容，压缩机启动所需要克服力矩所做的功减小，那么输入功率也会减小；但同时，压缩机的转速也会因为电容的减小而减慢，那么制冷量也会随之减

60、小。两个变量产生的结果也需要通过实验证明。风量考虑:一旦选定电机风机，在其它条件不变的情况下，改变电机转速也就改变了风量。如果加大转速：一方面，输入功率会改变；另一方面，风量加大，两器的换热效果变好，制冷量增加。以上种种的相互联系，使得实验过程的复杂性加大。应用以上原则，对实验不断地进行改进，并最终确定最高能效比如下图示：.;最高能效图最高能效图最高能效图最高能效图.;最高能效图最高能效图最高能效图最高能效图分析：回气温度比蒸发温度低，处于过液状态，部分液体没完全蒸发。从制冷系统的角度来说，未能达到最佳状态，但另一方面回气低可冷却压缩机减少输入功率。此处可改进：少工质，长毛细管。但又会影响冷量