空调高能效初步设计.doc

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.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发压力吸收热量吸入状态密度制冷能力MPaMPaKJ/KgKg/m3无压力损失R221.6280.511165.1424.666.07R407C1.7580.533160.5725.955.94R410A2.6250.876168.99355.67压力损失相同R221.6280.511167.0820.195.08R407C1.7590.533162.9121.334.99R410A2.6250.876171.430.755.07高压制冷剂压力损失小R221.6280.511167.0820.195.08R407C1.7590.533162.9121.334.99R410A2.6250.876170.1931.985.32（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。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.压缩机的选择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）2P15S225ANE（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1.4×400，交流电机转速860rpm2P15（充注量870g） 制冷量2745w 输入功率797w 能效3.442P14（充注量880g） 制冷量2517w 输入功率726w 能效3.47节流毛细管1.4×400，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:2P15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.冷凝器的设计计算及选型 1. 确定冷凝器热负荷及空气流量有关设计温度参数如下：冷凝温度， 蒸发温度 ， 进风干球温度， 出风干球温度由小型制冷装置设计指导图31查得在、时，冷凝器负荷系数c0=1.13,则冷凝热负荷： Qk= c0×Q0=1.13×2800=3164w进出口空气温差 ,则空气流量= 室外温度t=35时空气密度，取1.092×103 kg/m3 ； 空气定压比热，取1.013kJ/kg。2. 冷凝器结构的初步规划及有关参数管排方式采用非正三角形叉排排列(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），横向管中心距,纵S2，外套0.11mm厚的铝片；翅片间距,翅片宽度b=2 S2=2×14=28mm，翅片为亲水膜波纹管百叶窗片。 +27+2×0.117.22mm套片管单位管长的翅片侧面面积：=0.3244m2/m单位管长翅片间管子外表面积： 翅化面积： 翅化系数：=173. 计算空气侧换热系数及表面效率 按选定的翅片参数 =0.610选定迎风面风速Wf=1.8m/s，故最窄截面风速：微元最窄截面的当量直径:进出口空气的平均温度： 查空气的热物性表，得； ；故 b/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 =c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。则空气侧表面传热系数： o =c=1.26×0.327×=49.6w/(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 = = =0.010m由式（3-14）计算翅片参数 m =66.7f铝片导热系数，取203 W/m·k由式（3-13）计算翅片效率 故表面效率 s=1-0.88174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：i=0.555Bdi-0.25(tk-twi)-0.25 =0.555×1422.76×0.0065-0.25(43-twi)-0.25 =2781×(43-twi)-0.25 tw管壁内表面温度；tm空气出口平均温度（tm=39）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)2781××0.0065×(43-tw =0.8056×92×0.3455×(tw-39)解上式得tw=41.7，故i=2781×(43-41.7=2604.4 W/（m2·k）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 m2·k/w，污垢热阻ri=0,则 K0 = = = 36.57W/m2·k紫铜管的导热率393W/(m·k)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 = 1.9×36.5772.4 W/m2·k平均传热温差为m = =3.67故需要的传热面积：F0=m2所需翅片管总长：L=34.44 m6.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=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24排。空气流通方向上的管排数： n=排取整数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=,实际传热面积为S=,较传热计算所需传热面积大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 m高B=nB×S1=24×0.021=0.504 m深C=nl×S2=2×0.014=0.028 m实际迎风面积：Af=AB=0.75×0.504=0.378实际气流方向排数的迎面风速为：Wf= =1.08 m/s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(mm×mm)7×0.25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.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7mm×0.32mm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。 2.计算几何参数翅片为开缝形翅片,先考虑用平直套片的方法来计算，套片的管外径为：db=d02f=7+2×0.12=7.24mm沿气流方向套片的长度L=2×S2=2×12.7=25.4mmaf=2（S1×S2/4×db2）×1000/Sf =2（17.6×12.73.1416/4×7.242）×1000/1.56=0.2338m2/m每米管长翅片的管子表面积 ab页：13=db（Sff）×1000/Sf=3.1416×7.24（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=db×1=0.02275 m2/m由以上计算可得 a0f/ 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/(kg·k)Prf=0.7025 Vf=15.295×10-6m/s(2)最窄截面处空气流速 Wmax=Wf×Sf×S1/(S1-db)(Sft)=3×1.56×17.6/(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+0.2618(5.52×0.0072/15.295×10-6)-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：因此 2=0.99242.24( Wmax db/ Vf)-0.092 (2/4)-0.031 0.607(2-4) =0.992×0.009232.24(5.52×0.0072/15.29)-0.092 ×(2/4)-0.031 0.607(2-4) =0.008070 =2fmaxcpf/(prf)(2/3) =0.00808×1.195×4.97×1005/(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)=2.8×3600/(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+0.0016×10.3)/101110=0.867m3/kg故循环空气的体积流量为 qv,a=qm,daV1=720×0.867 =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，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=1.6×0(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=(2×67.71×1.03/237×0.12×10-3)1/2=69.92L/m取铝片热导率=237w/(m·k),故在凝露工况下的翅片效率为 f=th(mh,)/ (mh,)=th(69.92×9.176×10-3)/ (69.92×9.176×10-3)=0.8822当量表面传热系数为j=1.6×1.03×67.71×(0.8822×0.2338+0.0210)/0.2548=99.2 W/(m2·K)(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/(kg·K)饱和蒸气比定压热容 Cpg=0.691kJ/(kg·K)饱和液体密度 l=1231.6kg/m3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 =50.2×10-3N/m液体粘度 ul=2.45×10-4Pa·S蒸气粘度 ug=38.8×10-6Pa·S液体热导率 l=0.089W/(m·K)蒸气热导率 g=1.12W×10-2/(m·K)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=Q0×3600/r(x1-x2)=2.8×3600/192.2×(1.0-0.15)=61.7kg/h作为迭代计算的初值，取qi=7000W/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/(m·s)。则总流通截面为 A =qm/(qi×3600)=61.7/(250×3600)=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/3600×Ai=20.57/(3600×0.000032) kg/( m2·s)= 179.8kg/( m2·s)于是，沸腾特征数B0=qi/(gi·r)=7/(250×179.8)=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/(1231.62×9.8/0064)=0.34206Rel =gi(1-X)di/ ul=179.8×0.425×0.0064/245×10-6=1984l =0.023(Rel) 0.8 (Prl)0.4l/ di=0.023×(1984) 0.8× (3.37) 0.4 ×0.089/0.0064=227.38i =lC1(C0) C2(25Fl)C5 +C3B0 C4Ffl=227.38×1.136×(0.13075)-0.9× (25×0.34206) 0.3 +667.2 ×( 0.000182) 0.7×2.2=3873.31W/(m2·K)(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/(m2·K)，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/(m2·K)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/(m2·K)(10)核算假设的qi值K0 qo= Kom=115.56×4.8W/m2=556.34 W/m2qi=(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/(3×3600)=0.0578m2取蒸发器宽B=650 m m，高H=280 m m，则实际迎风面积Afs=0.65×0.28=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=0.65×16×2=20.8m传热管的实际内表面传热面积为Ai=16×2×0.65×di=32×3.14×0.0064×0.65 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，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)0.91×l/di =0.00005986×(7094×197.8) 0.91×20.8/0.0065=69Kpa故 PR22=1.1×p R12=1.1×69=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.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：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=(3-23) 静压：P2=风机采用电动机直接传动，则传动效率风机全效率， P= 风量： qv=H×L×Wf=0.5×0.75×1.8=0.675m3/s=2430m3/h,则电动机的输入功率为：q= (3-25)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401×115R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=(3-23) 静压：P2=风机采用电动机直接传动，则传动效率风机全效率， P= 风量： qv=B×H×Wf=0.65×0.28×3=0.546m3/s=1965.6m3/h,则电动机的输入功率为：q= (3-25)据以上的数据，选用YDK-16-4贯流风机电机，该电机的有关资料如下：电机参数表室外侧电机型号YDK-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97×633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.毛细管的选择定型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=0.67×0.75=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:3mm×1.4mm×450mm绕径为60,过小的弯曲半径易造成弯制后的毛细管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.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=×di2×LH=/4×0.00642×21.3×103 L =0.685 LVK=×di2×LH=/4×0.00652×37×103 L =1.227 L按上式可估算出该系统的制冷剂充注量为：G=0.5334×0.669+0.2247×1.227=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.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