分體式熱泵空調機說明書.doc

分體式熱泵空調機說明書 目錄1符號說明2任務說明3設計工況4設計內容4.1負荷計算4.2方案確定與工作控制原理4.3熱力計算（夏季制冷）4.3.1制冷量4.3.2 消耗的功率4.3.3 放出熱量4.4系統(tǒng)選型、設計4.4.1壓縮機選擇4.4.2蒸發(fā)器設計4.4.3冷凝器選型4.4.4節(jié)流閥選擇4.4.5管道選擇4.4.6其他設備的選擇4.4.7其他閥門選擇4.5冬季供熱校核計算5 參考文獻6 附錄1符號說明表1-1列出改設計說明書中常用的參數(shù)符號說明，其他符號將在計算過程中進行說明。表1-1 常用符號說明應用場合參數(shù)名稱符號單位蒸發(fā)器要求制冷量Q0rW制冷量（蒸發(fā)器熱負荷）Q0W單位質量制冷量q0kJ/kg蒸發(fā)溫度t0冷凝器要求制熱量QkrW制熱量（冷凝器熱負荷）QkW單位質量制熱量qkkJ/kg冷凝溫度tk熱力循環(huán)圖蒸發(fā)溫度下飽和氣相溫度t1蒸發(fā)溫度下飽和氣相比焓h1kJ/kg蒸發(fā)器出口溫度t1蒸發(fā)器出口比焓h1kJ/kg壓縮機吸氣口溫度t1壓縮機吸氣口比焓h1kJ/kg壓縮機吸氣口比體積v1”m3/kg壓縮機排氣口溫度t2壓縮機排氣口比焓h2kJ/kg壓縮機排氣口比體積v2m3/kg冷凝溫度下飽和液相溫度t3冷凝溫度下飽和液相比焓h3kJ/kg冷凝器出口溫度t4冷凝器出口比焓h4kJ/kg蒸發(fā)器進口溫度t5蒸發(fā)器進口比焓h5kJ/kg制冷劑理論質量流量qmtkg/s制冷劑實際質量流量qmakg/s制冷劑理論體積流量qvtm3/s制冷劑實際體積流量qvam3/s容積系數(shù)v壓力比壓縮機功率理論比功wtkJ/kg理論功率PtkW指示功率PikW軸功率PekW電功率PelkW電效率el性能系數(shù)COP其他參數(shù)水的比熱容CkJ/(kg)傳熱溫差t熱水器的熱負荷QwW加熱水所需熱量QwkJ加熱水時間min換熱面積Am2傳熱系數(shù)KW/(m2K)熱流密度qW/ m22任務說明本次制冷技術與低溫原理的課程設計，要求設計一款“分體式熱泵空調機”，即具有夏季制冷、制熱兩種功能的空調機。要求能在一定的負荷條件、不同的工況條件下，實現(xiàn)不同的功能。3設計工況根據(jù)任務說明以及設計要求，所要設計的空調需在兩種工況情況下運行，工況說明如下：（1） 夏季單獨制冷（以下簡稱“夏季單冷”）要求在夏季，作為類似普通家用制冷空調，完成一定制冷負荷的制冷功能。此時室內的換熱器即為蒸發(fā)器，室外的換熱器即為冷凝器；室內為熱源，室外為熱匯。（2） 冬季單獨供暖（以下簡稱“冬季制熱”）要求在冬天，與普通家用空調相同，空調作為熱泵制熱供暖，室內換熱器為冷凝器，室外換熱器為蒸發(fā)器；室內為熱匯，室外為熱源。根據(jù)上述討論，并考慮到氣象參數(shù)、自來水冬夏溫度等因素，選定兩種不同工作方式時的標準工況（空冷冷凝器名義工況、蒸發(fā)器名義工況、熱泵工況）如（表3-1）所示。表3-1兩種工作方式的標準工況空冷冷凝器名義工況迎面風速2.5m/s空氣側干球溫度35.0入口溫度濕球溫度24.0入口過熱蒸汽溫度95.0制冷機側入口壓力對應的過冷溫度54.4過冷度5.0蒸發(fā)器的名義工況迎面風速2.0m/s空氣側干球溫度27.0入口溫度濕球溫度19.5膨脹閥前過冷液溫度46.1制冷機側出口壓力對應蒸發(fā)溫度7.2出口溫度15.0 熱泵工況實驗室內干球溫度20室外干球溫度7濕球溫度6蒸發(fā)溫度2吸氣溫度12冷凝溫度35液體溫度254設計內容4.1負荷計算 根據(jù)制冷設計說明書，則需要的制冷量Q0為Q0=2950W4.2方案確定工作控制原理根據(jù)所需制冷量Q0=2950W，并考慮到應用于家庭的空調，故采用窗式分體式空調。根據(jù)常見的家庭空調機，本次設計使用的室外換熱器、室內換熱器均為強制通風、空氣對流換熱式熱交換器，這種類型的換熱器換熱效果良好，為非水冷換熱器，受環(huán)境制約小，且制作工藝成熟，廣泛應用與一般小型制冷設備。但該種換熱器需要風機的加入來完成強制通風，增加了電耗。制冷劑采用R410A，該種制冷劑較為廣泛的應用與小型空調裝置中，與潤滑油有一定的溶解能力，且性能良好，適用于本次設計。根據(jù)以上對制冷設備、制冷劑的選擇，制定如附錄所示的制冷裝置循環(huán)圖及蒸發(fā)器的視圖。 4.3熱力計算制冷循環(huán)在p-h圖上的循環(huán)曲線如4-1圖所示：圖4-1 制冷循環(huán)圖1：t0飽和蒸氣點；1：蒸發(fā)器出口；1”：壓縮機吸氣口；2：壓縮機排氣口；3：tk飽和液點；4：冷凝器出口；5：蒸發(fā)器進口根據(jù)該循環(huán)，分別討論不同工況下制冷循環(huán)的各項熱力循環(huán)參數(shù)，計算如下文所示。4.3.1夏季單獨制冷根據(jù)表4-1所示的蒸發(fā)溫度、冷凝溫度，從p-h圖上查的各點的參數(shù)如表4-2所示：圖中各點t/p/MPah/(kJ/kg)v/(m3/kg)17.20.9978424.50980.026024031150.9978433.47710.0275461200.9978438.90860.02845492953.3931486.14830.009595429354.43.3931296.44620.001148391446.13.3931278.12190.001054794 表4-2 p-h圖各點參數(shù)熱力計算過程如下（1） 由上表數(shù)據(jù)得單位質量制冷量（2） 由Q0=3.012kW得制冷劑理論循環(huán)的質量流量 理論體積流量（3） 冷凝器單位質量制冷劑熱負荷 冷凝器熱負荷（4） 壓縮機理論比功（取i=0.8） 指示比功 壓縮機理論功率 壓縮機指示功率 壓縮機軸功率壓縮機電功率電效率（5） 性能系數(shù)理論值指示值 4.4系統(tǒng)選型、設計4.4.1壓縮機選擇選擇松下K型R410A壓縮機系列的5KS140EBA21，其性能參數(shù)如表4-3所示：表4-3松下K型R410A壓縮機系列的SKS140EBA21性能參數(shù)型號類型能效比COP工況 7.2/54.4冷媒凈重制冷量/W輸入功率/W5KS140EBA21定速2.847/2.8253360/33901180/1200R410A16.24.4.2夏季制冷工況下蒸發(fā)器的設計以夏季單獨制冷的工況為例，設計蒸發(fā)器（即室內換熱器），設計與計算過程如下：夏季室內換熱器為蒸發(fā)器，選擇強制對流式空冷蒸發(fā)器，制冷循環(huán)如前所述，則已知條件如表 4-4所列：參數(shù)說明符號參數(shù)值單位空氣側進氣干球溫度ta127空氣側進氣濕球溫度ts118氣壓(絕對壓力)pb101.32kPa制冷劑側蒸發(fā)溫度t07.2制冷劑側蒸發(fā)壓力p03393.1kPa制冷量Q02950W 表4-4 夏季制冷工況計算過程中，參數(shù)全部采用國際標準單位，僅書名計算結果的單位，計算公式中省略單位。如有不采用國際標準單位情況，將作特殊說明。（1） 選定蒸發(fā)器結構參數(shù)紫銅管選用，翅片選擇鋁套片，管束按正三角形叉排列，其他參數(shù)見表4-5參數(shù)說明符號參數(shù)值單位銅管外徑do10mm銅管內徑di8.6mm翅片厚度f0.2mm翅片熱導率f237W/(m2K)翅片間距sf2.2mm垂直于流動方向的管間距s125mm沿流動方向的管排數(shù)nl4迎面風速uf2.0m/s表4-5 蒸發(fā)器結構參數(shù)（2）蒸發(fā)器幾何參數(shù)計算 翅片為平直套片，考慮套片后的管外徑為 由管束的正三角形叉排排列，則沿氣流流動方向的管間距為 沿氣流方向套片的長度為 每米管長翅片的外表面面積 每米管長翅片間的管子表面面積 每米管長的總外表面面積 每米管長的外表面面積 每米管長的內表面面積 每米管長平均直徑處的表面面積 由以上計算得 (3) 計算空氣側干空氣表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)1） 空氣的物性參數(shù) 空氣的平均溫度為查得空氣在此溫度下的物性約為：密度a=1.194kg/m3，定壓比熱容cpa=1005J/( kgK)，普朗特數(shù)Pra=0.7026，動力粘度a=15.3810-6m2/s。2） 最窄處界面處的空氣流速3） 空氣側干表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)(4) 確定空氣在蒸發(fā)器內的狀態(tài)變化過程 根據(jù)給定的空氣進出口溫度，由濕空氣的h-d圖可得h1=55.6 kJ/kg，h2=40.7kJ/kg，d1=11.1 g/kg，d2=9.2 g/kg。在h-d圖上連接空氣的進出口狀態(tài)點1和點2，并延長與飽和空氣線相交于w點，該點的參數(shù)是hw=29.5 kJ/kg，tw=9，dw=7.13g/kg。則在蒸發(fā)器中，空氣的平均比焓為在h-d圖上按過程線與hm=47.1 kJ/kg線的交點讀得tm=21.4，dm=10g/kg。析濕系數(shù)可由下式確定：(5) 循環(huán)空氣量的計算 當量表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 進口狀態(tài)下空氣的比體積可由下式確定： 故循環(huán)空氣量的體積流量為（2） 空氣側當量表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的計算 當量表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)對于正三角形叉排排列的平直套片管束，翅片效率計算如下： 叉排翅片可視為正六角形，且此時翅片的長對邊距離和短對邊距離之比為A/B=1，且m=B/db，其中B=s1，故 肋片折合高度為 故在凝露工況下的翅片效率為 當量表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為（3） 管內R410A蒸發(fā)時表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的計算 查表得R410A在蒸發(fā)溫度t0=7.2時的物性參數(shù)如表4-6所示參數(shù)說明符號參數(shù)值單位飽和液定壓比熱容cpl1.5604kJ/(kgK)飽和氣定壓比熱容cpg1.2043kJ/(kgK)氣化潛熱r211.19kJ/kg飽和液體密度l1140.3741kg/m3飽和氣體密度g38.426kg/m3氣體飽和壓力ps997.8kPa表面張力0.0112N/m液體動力粘度l1.477962e-004Pas氣體動力粘度g1.259964e-005Pas液體導熱率l0.099W/(mK)氣體導熱率g0.0129W/(mK)液體普朗特數(shù)Prl3.29Pas氣體普朗特數(shù)Prv0.735Pas表4-6已知R410A進入蒸發(fā)器時的干度x1=0.3，出口干度x2=1.0，則R410A的總質量流量為下面進行迭代計算，取熱流密度qi=10.5kW，R410A在館內的質量流速為qi=100kg/(m2s)，則總的流通截面面積為每根管子的有效流通截面面積為蒸發(fā)器的分路數(shù)取Z=3，則每一分路中R410A的質量流量為每一分路中R410A在管內的實際質量流速為于是 采用經驗公式：由上面計算結果，時，則A=-0.9；B=0.3；C=0.7；C1=1.136；C2=666.2；Ffl=2.2（4） 傳熱溫差的初步計算先不計R410A的阻力對蒸發(fā)溫度的影響，則有 （5） 傳熱系數(shù)的計算式中：由于R410A與聚酯油能互溶，故管內污垢熱阻可忽略。根據(jù)文獻，翅片側的污垢熱阻、管壁導熱熱阻及翅片與管壁間的接觸熱阻之和可取4.810-3 m3K/W。(其中，為翅片污垢熱阻；為管壁導熱熱阻；為翅片與管壁間接觸熱阻)則（6） 核算假設的qi的值則假設的qi初值為10500 W/ m2與核算值10648.79W/ m2較為接近，偏差為1.4%2%,故假設有效。（7） 蒸發(fā)器結構尺寸的確定蒸發(fā)器所需的內表面?zhèn)鳠崦娣e蒸發(fā)器所需的外表面?zhèn)鳠崦娣e蒸發(fā)管所需傳熱管總長迎風面積取蒸發(fā)器寬B=570mm，高H=150mm，則實際迎風面積前面已選定垂直于氣流方向的管間距s1=25mm，故垂直于氣流方向的每排管數(shù)為深度方向（沿氣流流動方向）為4排，共布置24根傳熱管，傳熱管實際總長為傳熱管的實際內表面?zhèn)鳠崦娣e為則即計算接近有20%的裕度。由于上述計算未考慮制冷劑蒸氣出口處的過熱度，而當蒸氣在管內被加熱時，過熱段的局部表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)很低，即使過熱溫度不高，為3-5，過熱所增加的換熱面積仍可高達10%-20%，所以上述設計是合理的。（8） R410A的流動阻力及其對傳熱溫差的影響根據(jù)經驗公式可計算R410A在管內蒸發(fā)時的流動阻力如下代入數(shù)據(jù)得p=5.410kPa，則p/ps=0.542% ( ps為蒸發(fā)壓力)，則流動損失在飽和壓力中所占比例較小，可忽略不計，則計算可靠。(9) 風量及風機的選擇 根據(jù)循環(huán)空氣量T30-11(03-11 30K4)軸流通風機性能如表選用T30-11(03-11 30K4)軸流通風機，機號為2.5 ，流量為870m3/h,配用電機功率為90W4.4.3冷凝器選型采用強制通風空氣冷卻式冷凝器冷凝器設計工況如表4-7所示冷凝溫度tk54.4進出口空氣溫差8進口空氣干球溫度ta135出口空氣干球溫度ta243表4-7（1） 有關溫度參數(shù)及冷凝器熱負荷的確定。對數(shù)平均溫差冷凝器熱負荷 = =18.989 189.7021=3.6023kW（2）翅片管簇結構參數(shù)選擇及計算選擇10 mm 0.5 mm的紫銅管為傳熱管，選用翅片厚度=0.15mm的波紋形整張鋁制套片。取翅片節(jié)距= 2mm，迎風面上管中心距= 25mm，管簇排列采用正三角行叉排。單位管長有關傳熱面積：/m= + =（0.4579+0.0299）= 0.4878 /m = = 0.009 = 0.0283 /m取當?shù)卮髿鈮篜a = 98.07 kpa, 由空氣熱物理性質表，在空氣平均溫度=39條件下，Cpa= 1013 J/(kg.k)、a =0.02643 W/(m.k) 、 =17.5106 /s,并在進風溫度=35條件下 = 1.1095 kg/。冷凝器所需空氣的體積流量選取迎面風速 = 2.5 m/s ，則迎風面積 = / =0.136 取冷凝器迎風面寬度既有效單管長 l=0.43 m 則迎風面的高度 H = / l = 0.136/ 0.43 = 0.316m迎風面上管排數(shù) N=H/s 0.5 =0.316/0.025 - 0.5 =12排（3） 進行傳熱計算，確定所需傳熱面積Aof、翅片管總長度L 及空氣流通方向上的管排數(shù)n采用整張波紋翅片及密翅距的叉排管簇的空氣側傳熱系數(shù)由乘以1.1 再乘1.2 計算預計冷凝器在空氣流通方向上的管排數(shù) n=4 則翅片寬度微元素最窄截面的當量直徑 最窄截面風速b/= 86.6/3.3 = 26.24 因為Rer= / = 867.4 用插入法求得=0.15 ，n=0.623 ，c=1.152，m= -0.211則空氣的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)查表得R410a在=54.4 0C物性集合系數(shù)B=1265.4制冷劑在管內凝結的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)=0.555B=2280翅片相當高度 c=1.063 =0.01取鋁片熱導率=203w/(m.k) 翅片參數(shù)m翅片效率表面效率忽略各有關污垢熱阻及接觸熱阻的影響，則= =,將計算所得代入()= ()得（50-）0.75 =0.416（-39）解得以上方程式tw=48.38則R410A在管內的凝結表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) =2388(50-)-0.25=1456取管壁與翅片間接接觸熱阻=0.004 /W,空氣側塵埃垢層熱阻=0.0001/W，紫銅管熱導率=393w/(m.k) 冷凝器的總傳熱系數(shù) 冷凝器的所需傳熱面積所需有效翅片管總長 m空氣流通方向上的管排數(shù) 排取整數(shù)4，與計算空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)時預計的空氣流通方向上的管排數(shù)相符。這樣，冷凝器的實際有效總管長為20.64，實際傳熱面積為 10.07，有一定裕度，能滿足冷凝符合的傳熱要求，此外，冷凝器的實際迎風面風速與所取的迎風面風速相一致。（4） 風機的選擇計算由于冷凝器迎風面寬度l=0.43m，高度H=0.316m，用一臺風機即可滿足需求。動壓：P= =1.095/2=3.5pa靜壓：P=0.108(b/)()1.7=45.3pa風機采用電動機直接傳動，則傳動效率=1;取風機全壓效率=0.6,則電動機輸入功率P= (P+P)/ =0.34(3.5+45.3)/(10.6)=27.65W風機風量為1224/h,輸入功率27.65W，風壓為48pa，選用小型軸流式風機，型號：250FZL-04，實際風量為1440m3/h,扇葉直徑250mm，轉速2700r/min。4.4.4節(jié)流閥選擇選擇毛細管做節(jié)流裝置，通過與較為成熟的，制冷量為3.5kw（3000kcal/h）的空調中所采用的毛細管（內徑=1.6mm，長度L=500mm，兩根并聯(lián)）進行類比： / = / =3.5/2.95=1.19 =，所以采用相同的參數(shù)即可滿足要求，即選擇兩根毛細管并聯(lián)，沒跟毛細管內徑=1.6mm，長度L=500mm。4.4.5管道選擇制冷管路的設計應合理選擇管材、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(xiàn)象。中小型空調器多選用紫銅管，為減輕成本和重量，多選用薄壁銅管（）。取定管徑時，主要是根據(jù)管道總壓力損失的許可值。在系統(tǒng)的制冷劑流量及工況已確定的情況下壓力損失決定于制冷劑流速。常用連接管道用紫銅管規(guī)格規(guī)格壁厚mm凈斷面積cm2每米長外表面積m260.50.50.1960.01896110.1250.018980.50.50.3850.02528110.2820.0252100.50.50.6360.0131100.750.750.5670.013110110.5050.0131表4-8由上表，根據(jù)已知條件（冷凝溫度54.4，蒸發(fā)溫度7.2，制冷量Q=2950W,允許壓力損失P=12kp，制冷劑R410A）可選用規(guī)格100.5 壁厚0.5，凈段面面積0.636，每米管長面積0.0131。4.4.6其他設備的選擇1）干燥過濾器干燥過濾器只適用于氟利昂制冷系統(tǒng)中，裝于節(jié)流機構前的管路上，用來吸附制冷劑中的水分。小型氟利昂制冷裝置中，通常將過濾器與干燥器合為一體，成為干燥過濾器?？筛鶕?jù)直管直徑選用。空調用干燥過濾器基本參數(shù)型號ABCDL最大工作壓力/MpaKG-14.29.625622.5KG-26.03.019702.5KG-32.66.09.619702.5KG-43.06.0