分体式热泵空调机设计.doc
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分体式热泵空调机设计
制冷及低温原理课程设计
学生姓名：
朱瑞
指导教师：
刘玉东副教授
专 业：
热能与动力工程
学科门类：
工程热物理
重庆大学动力工程学院
二O一五年四月
目录
前言 1
1.设计目的和要求 2
1.1目的 2
1.2要求 2
2.设计任务 3
3.设计依据 4
3.1设计原始资料 4
4．热力计算 8
4.1夏季单独制冷 8
4.2制热工况 12
5.系统选型、设计 15
5.1压缩机选择 15
5.2夏季制冷工况下蒸发器的设计 16
5.3冷凝器选型 29
5.4校核制热工况下室内机 37
6．节流阀选择 42
6.1制冷工况毛细管的选择计算 42
6.2制热工况毛细管的选择计算 43
7.制冷系统管道设计计算 44
7.1吸气管 44
7.2排气管 47
7.3高压液管 48
7.4低压液管及回气管 49
8.其他设备的选择 50
8.1干燥过滤器 50
8.2电磁阀选择 51
8.3气液分离器的选择 52
8.4消声器的选取 53
8.5四通阀的选择 55
9．设计冬季室外除霜方案 57
9.1除霜循环 57
9.2热气旁通阀的选择 59
10.热泵系统图及室内外机结构设计 60
10.1热泵系统图 60
10.1.1热泵系统图 60
10.1.2热泵系统图描述 61
10.2室内外机结构 62
10.2.1室内机结构 62
10.2.2室外机结构 63
10.2.3蒸发器结构 64
10.2.4冷凝器结构 65
11.设计感想 66
12.参考文献 67
分体式热泵空调机说明书2012级热能06班20123811朱瑞
前言
制冷空调的水平是一个国家现代化的重要标志。
在现代社会中，在国民经济各个行业，如：
高科技、建筑水利、医疗卫生、日常生活等各个方面，制冷空调都已经成为必不可少的部分。
因此，学习《制冷与低温技术原理》课程显得异常重要。
制冷与低温原理课程设计是《制冷及低温技术原理》课程的重要教学环节之一，通过这一环节达到了解制冷系统的设计内容、程序和基本原则，学习设计计算方法，巩固所学知识，培养学生运用所学知识解决工程问题的能力。
通过课程设计要求学生了解制冷装置设计的一般步骤，培养运用设计规范和设计手册的能力，能正确的应用所学知识进行设计计算，并掌握绘制装置图纸的能力。
本次课程设计的设计内容为——设计分体热泵型房间空调器。
根据设计参数进行制冷/热泵系统的方案设计和热力计算，选配制冷压缩机，设计室外和室内换热器，完成辅助设备的计算和选用，以及制冷系统管路设计。
1.设计目的和要求
1.1目的
本课程设计是“制冷及低温技术原理”的重要教学环节之一，通过这一环节达到了解制冷系统的设计任务、设计步骤和基本原则，学习设计计算方法，巩固所学知识，培养学生运用所学知识解决工程问题的能力。
1.2要求
1）了解制冷装置设计的一般步骤；
2）培养运用设计规范、设计手册的能力；
3）能正确应用所学知识进行设计计算；
4）初步具备绘制装置图纸的能力。
2.设计任务
设计一台分体式热泵空调器，使其额定制冷能效比EER不小于3.0。
制冷剂采用R22。
进行热泵空调器的方案设计、热力计算、选配制冷压缩机（定频或变频）、设计室外和室内换热器、完成辅助设备的计算和选用、制冷系统管路设计、根据设计规范命名空调器的型号，并确定其能效等级。
室内外机均采用翅片管式换热器，气候类型为T1（温带气候），室外气象资料查规范《房间空气调节器GBT7725-2004》[9]。
室内机采用挂壁式。
3.设计依据
1.《房间空气调节器GBT7725-2004》[9]
2.《GB12021.3-2010房间空气调节器能效限定值及能效等级》[10]
3.《压缩机选型设计规范》[7]
4.《流路设计规范》
5.《毛细管冷媒量匹配设计规范》
6.《制冷系统保护设计规范》[8]
7.设计原始资料
3.1设计原始资料
类型：
气候环境T1（温带气候）
使用地区：
重庆
房间类型：
家居卧室
房间面积：
15m2
结构形式：
分体式F
主要功能：
热泵型R
冷却方式：
风冷式
压缩机控制方式：
定频型
制冷剂:
R22
房间面积、使用类型、使用地区见表1。
表1空调房间的基本资料
房间面积（m2）
房间类型
所在地区
15
家居卧室
重庆
根据我国主要城市的室外空气气象参数表查得，重庆地区气象参数见表2。
表2重庆地区气象参数
季节
大气压力（kPa）
室外计算干球温度（0C）
室外计算干球相对湿度（%）
室外平均风速（m/s）
夏
97.32
36.5
75
1.4
冬
99.12
2
82
1.2
根据“采暖、制冷、冷热负荷设计估算指标”，查得重庆地区冷热负荷经验值：
家居卧室冷负荷180-200W/m2,家居卧室房间热负荷为70-110W/m2。
现取单位面积热负荷100W/m2，单位面积冷负荷200W/m2，则总冷负荷QL和总热负荷QR分别为：
QL=3000W
QR=1500W
表1-1列出改设计说明书中常用的参数符号说明，其他符号将在计算过程中进行说明。
表1-1常用符号说明
应用场合
参数名称
符号
单位
蒸发器
要求制冷量
Q0r
W
制冷量（蒸发器热负荷）
Q0
W
单位质量制冷量
q0
kJ/kg
蒸发温度
T0
℃
冷凝器
要求制热量
Qkr
W
制热量（冷凝器热负荷）
Qk
W
单位质量制热量
qk
kJ/kg
冷凝温度
tk
℃
热力循环图
蒸发温度下饱和气相温度
T1
℃
蒸发温度下饱和气相比焓
h1
kJ/kg
蒸发器出口温度
T1'
℃
蒸发器出口比焓
h1’
kJ/kg
压缩机吸气口温度
T1"
℃
压缩机吸气口比焓
h1"
kJ/kg
压缩机吸气口比体积
v1”
m3/kg
压缩机排气口温度
T2
℃
压缩机排气口比焓
h2
kJ/kg
压缩机排气口比体积
v2
m3/kg
冷凝温度下饱和液相温度
T3
℃
冷凝温度下饱和液相比焓
h3
kJ/kg
冷凝器出口温度
T4
℃
冷凝器出口比焓
h4
kJ/kg
蒸发器进口温度
T5
℃
蒸发器进口比焓
h5
kJ/kg
制冷剂理论质量流量
qmt
kg/s
制冷剂实际质量流量
qma
kg/s
制冷剂理论体积流量
qvt
m3/s
制冷剂实际体积流量
qva
m3/s
容积系数
ηv
压力比
ε
压缩机功率
理论比功
wt
kJ/kg
理论功率
Pt
kW
指示功率
Pi
kW
轴功率
Pe
kW
电功率
Pel
kW
电效率
ηel
性能系数
COP
其他参数
水的比热容
C
kJ/（kg·℃）
传热温差
Δt
℃
热水器的热负荷
Qw
W
加热水所需热量
Qw’
kJ
加热水时间
τ
min
换热面积
A
m2
传热系数
K
W/（m2·K）
热流密度
q
W/m2
4．热力计算
4.1夏季单独制冷
制冷循环在p-h图上的循环曲线如4-1图所示：
图4-1制冷循环图
根据该循环，分别讨论不同工况下制冷循环的各项热力循环参数，计算如下文所示。
根据图4-1所示的蒸发温度5℃、冷凝温度45℃。
过热度：
5℃
过冷度：
5℃
从p-h图上查的各点的参数如表4-1所示：
各点数据如下所示：
序号
温度T（℃）
压力P（MPa）
比焓h（kJ/kg）
比体积v（m3/kg）
0
5
0.5838
406.970
0.040171
1
10
0.5838
410.860
0.041464
2
67.6
1.7290
438.643
3
40
1.7290
249.674
4
5
0.5838
249.674
表4-1p-h图各点参数
热力计算过程如下：
（1）由上表数据得单位质量制冷量
q0=h0－h4=406.970－249.674=157.296（kJ/kg）
（2）制冷剂理论循环的质量流量
qm=Q0/q0=3000/157.296=0.0190723（kg/s）
单位容积制冷量
qzv=q0/v0=3915.66055kJ/m3
（3）实际输气量与理论输气量
qvs=qm×v1=9.53616×10-3×0.041464=0.7908×10-3m3/s
qvh=qvs/λ=0.3954×10-3/0.9=0.8786×10-3m3/s（λ为容积效率=0.9）
（4）冷凝器入口处制冷剂的比焓值h2s
h2s=h1+（h2-h1）/ηi=441.730kJ/kg
冷凝器热负荷
Qk=qm×（h2s-h3）=0.0190723×441.730=3664W
（5）压缩机理论比功
w=h2-h1=438.643kJ/kg-406.970kJ/kg=31.673kJ/kg
指示比功（取ηi=0.9）
wi=w/i=31.673kJ/kg÷0.9=35.192kJ/kg
压缩机理论功率
P=qm×w=0.0190723×31.673=0.6040KW
压缩机指示功率
Pi=qm×wi=0.0190723×35.192=0.6712KW
压缩机轴功率（机械效率0.9）
Pe=Pi÷ηm=0.6712÷0.9=0.7458KW
压缩机电功率
Pel=Pe÷ηmo=0.7458÷0.9=0.8286KW
电效率
（6）性能系数
理论值
指示值
（7）热力学完善度
逆卡诺循环的性能系数为
COPc=TL/（TH-TL）=（273+5）/（45-5）=6.95
因此指示循环效率为
η=COPi/COPc=0.66
4.2制热工况
通过查《采暖通风与空气调节设计规范GBJ19-87》[6]（15页舒适性空调相关参数的确定和129页室外气象参数），确定冬季舒适性空调室内温度范围为18℃-22℃，相对湿度应采用40-60%，风速应不大于0.2m/s。
并查得重庆地区冬季采暖温度为2℃；室内20℃（干球温度）。
蒸发温度设为-3℃，冷凝温度设为40℃；过冷度5℃，过热度10℃。
制冷循环图如下：
蒸发温度:
t0=-3℃,tk=40℃
过冷度5℃，过热度10℃。
循环特征点的状态参数：
序号
温度T（℃）
压力P（MPa）
比焓h（kJ/kg）
比体积v（m3/kg）
0
-3
0.4507
404.280
0.054573
1
7
0.4507
408.490
0.054573
0.018217
2
70.2
1.5335
438.633
4
35
1.5335
249.101
5
-3
0.4507
249.101
（1）压缩机理论比功
w=h2-h1=438.633kJ/kg-408.490kJ/kg=30.143kJ/kg
指示比功（取ηi=0.9）
wi=w/i=30.143kJ/kg÷0.9=33.492kJ/kg
（2）冷凝器入口的制冷剂比焓值h2s
h2s=h1+（h2-h1）/ηi=441.982kJ/kg
（3）冷凝器单位热负荷
（4）通过调节阀改变制冷剂循环的质量流量为
（5）制热量为
而所需制热负荷为ΦR=15×100=1.50kW
由以上计算可知：
故设计是合理的。
（6）压缩机理论功率
又
故压缩机电功率
则：
5.系统选型、设计
5.1压缩机选择
所需制冷量为3.0KW，压缩机指示功率Pi为0.6712KW，理论输气量为0.8786×10-3m3/s.
制冷剂为R22，根据上述计算可知压缩机电功率为0.8286KW
根据《2013美芝压缩机手册》[7]选择美芝G1型R22压缩机系列的PH165G1C-4DZH，其性能参数如表5-1所示：
表5-1美芝G1型R22压缩机系列的PH165G1C-4DZH的性能参数
机型
排量（cm3/rev）
制冷量（w）
功率（w）
能效比（w/w）
电容（V）
压缩机高度（mm）
排气管内径（mm）
回气管内径（mm）
PH165G1C-4DZH
16.4
3525
945
3.94
35/370
285
8.2
9.8
储液器直径55mm,底角27度，直径150mm
5.2夏季制冷工况下蒸发器的设计
以夏季单独制冷的工况为例，设计蒸发器（即室内换热器），设计与计算程如下：
夏季室内换热器为蒸发器，选择强制对流式空冷蒸发器，制冷循环如前所述，
则已知条件如下表5-2所列：
参数说明
符号
参数值
单位
空气侧进气干球温度
ta1
27
℃
空气侧进气湿球温度
ts1
18
℃
气压（绝对压力）
pb
101.32
kPa
制冷剂侧蒸发温度
t0
5
℃
制冷剂侧蒸发压力
p0
2147
kPa
制冷量
Q0
1500
W
表5-2夏季制冷工况
计算过程中，参数全部采用国际标准单位，仅书名计算结果的单位，计算公式中省略单位。
如有不采用国际标准单位情况，将作特殊说明。
（1）选定蒸发器结构参数
紫铜管选用，翅片选择铝套片，管束按正三角形叉排列，其他参数见表4-5
参数说明
符号
参数值
单位
铜管外径
do
10
mm
铜管内径
di
8.0
mm
翅片厚度
δf
0.2
mm
翅片热导率
λf
237
W/（m2·K）
翅片间距
sf
2.2
mm
垂直于流动方向的管间距
s1
25
mm
表4-5蒸发器结构参数
（2）蒸发器几何参数计算
翅片为平直套片，考虑套片后的管外径为
由管束的正三角形叉排排列，则沿气流流动方向的管间距为
沿气流方向套片的长度为
每米管长翅片的外表面面积
每米管长翅片间的管子表面面积
每米管长的总外表面面积
每米管长的外表面面积
每米管长的内表面面积
每米管长平均直径处的表面面积
由以上计算得
（3）计算空气侧干空气表面传热系数
1）空气的物性参数
空气的平均温度为
℃
查得空气在此温度下的物性约为：
密度ρa=1.194kg/m3，定压比热容
cpa=1005J/（kg·K），普朗特数Pra=0.7026，动力粘度νa=15.38×10-6m2/s。
2）最窄处界面处的空气流速
3）空气侧干表面传热系数
（4）确定空气在蒸发器内的状态变化过程
根据给定的空气进出口温度，由湿空气的h-d图可得h1=55.6kJ/kg，h2=40.7kJ/kg，d1=11.1g/kg，d2=9.2g/kg。
在h-d图上连接空气的进出口状态点1和点2，并延长与饱和空气线相交于w点，该点的参数是hw"=29.5kJ/kg，tw=9℃，dw"=7.13g/kg。
则在蒸发器中，空气的平均比焓为
在h-d图上按过程线与hm=47.1kJ/kg线的交点读得tm=21.4℃，dm=10g/kg。
析湿系数可由下式确定：
（5）循环空气量的计算
进口状态下空气的比体积可由下式确定：
故循环空气量的体积流量为
（6）空气侧当量表面传热系数的计算
当量表面传热系数
对于正三角形叉排排列的平直套片管束，翅片效率计算如下：
叉排翅片可视为正六角形，且此时翅片的长对边距离和短对边距离之比为A/B=1，且ρm=B/db，其中B=s1，故
肋片折合高度为
故在凝露工况下的翅片效率为
当量表面传热系数为
（7）管内R22蒸发时表面传热系数的计算
R22在蒸发温度t0=5℃时物性参数如下：
液体密度：
1264.311kg/m3，气体密度：
24.848kg/m3，
气体比容：
0.0402439m3/kg；汽化潜热：
201.244kJ/（kg*K）；
饱和压力：
583.78KPa；
液体粘度：
；气体粘度：
饱和液体比定压热容：
1.184kJ/（kg*K）；
饱和气体比定压热容：
0.761kJ/（kg*K）
液体导热率0.093W/（m*K）；蒸汽导热率0.00977W/（m*K）；
液体普朗特数：
=2.64；蒸汽普朗特数=0.914。
已知R22进入蒸发器时的干度x1=0.2391，出口干度x2=1.0，则R22的总质量流量为
下面进行迭代计算，取热流密度qi=10.0kW，R22在馆内的质量流速为qi’=87kg/（m2·s），则总的流通截面面积为
每根管子的有效流通截面面积为
蒸发器的分路数
取Z=5，则每一分路中R22的质量流量为
每一分路中R22在管内的实际质量流速为
于是
采用经验公式：
由上面计算结果，时，则C2=-0.9；C5=0.3；C4=0.7；C1=1.136；C2=666.2；Ffl=2.2
（8）传热温差的初步计算
先不计R22的阻力对蒸发温度的影响，则有
（9）传热系数的计算
式中：
由于R22与聚酯油能互溶，故管内污垢热阻可忽略。
根据文献，翅片侧的污垢热阻、管壁导热热阻及翅片与管壁间的接触热阻之和可取4.8×10-3m3·K/W。
（其中，为翅片污垢热阻；为管壁导热热阻；为翅片与管壁间接触热阻）
（10）核算假设的qi的值
则假设的qi初值为10000W/m2与核算值10599W/m2较为接近，偏差为6.0%<10﹪,故假设有效。
（11）蒸发器结构尺寸的确定
蒸发器所需的内表面传热面积
蒸发器所需的外表面传热面积
蒸发管所需传热管总长
迎风面积
取蒸发器长L=830mm，高H=275mm，则实际迎风面积
前面已选定垂直于气流方向的管间距s1=25mm，故垂直于气流方向的每排管数为
深度方向（沿气流流动方向）为2排，共布置24根传热管，传热管实际总长为
传热管的实际内表面传热面积为
则
即计算有一定的裕度。
由于上述计算未考虑制冷剂蒸气出口处的过热度，而当蒸气在管内被加热时，过热段的局部表面传热系数很低，即使过热温度不高，为3-5℃，过热所增加的换热面积仍可高达10%-20%，所以上述设计是合理的。
（12）R22的流动阻力及其对传热温差的影响
根据经验公式可计算R22在管内蒸发时的流动阻力如下
代入数据得Δp=2.06kPa，则Δp/ps=0.20%（ps为蒸发压力），则流动损失在饱和压力中所占比例较小，可忽略不计，则计算可靠。
（13）风量及风机的选择
进口温度为27℃，重庆地区夏季大气压力为97.32kPa，查空气的物性参有密度:
ρ=1.1297kg/m3,翅片宽度:
0.0433m
动压：
（相对静压太小可忽略）
静压：
微元最窄界面的当量直径
干工况空气流动阻力：
对于错排布置的蒸发器流动阻力增加20%，即
对于湿工况，阻力修正系数查得为1.53，则：
风机全压
其中ΔP2为蒸发器前过滤网阻力取40pa,ΔP3为出风栅阻力取10pa,ΔP4为机外余压取40pa。
循环空气量
风机采用电动机直接传动，则传动效率=1；取风机全压效率=0.6，则电动机输入功率为：
选择GFD365-120型风机，功率40，风量大于580m3/h
参数说明
符号
参数值
单位
铜管外径×壁厚
d0×δ
10×1
mm×mm
翅片类型
平直铝套片
翅片厚度
δf
0.2
mm
翅片热导率
λf
237
W/（m2·K）
翅片间距
sf
2.2
mm
换热量
QL
3000
W
沿流动方向的管排数
nl
2
分路数
Z
4
垂直于气流方向每排管数
nz
12
迎面风速
uf
2.0
m/s
蒸发器长度×宽度×厚度
L×H×B
830×275×40
mm×mm×mm
换热面积
A
4.5
m2
风机风量
qv
630
m3/h
风机功率
P
40
w
风机静压
H
118.7
pa
表4-6蒸发器总体结构参数
5.3冷凝器选型
采用强制通风空气冷却式冷凝器
冷凝器设计工况如表5-4所示
冷凝温度tk
45
进出口空气温差
8
进口空气干球温度ta1
30
出口空气干球温度ta2
38
表5-4
（1）有关温度参数及冷凝器热负荷的确定。
对数平均温差
由《小型制冷装置设计指导》[1]图3-1查得R22在冷凝温度45℃，蒸发温度5℃时的冷凝负荷系数C0=1.19,则冷凝器热负荷为
=4190W
（2）翅片管簇结构参数选择及计算
选择φ12mm1mm的紫铜管为传热管，选用翅片厚度σ=0.15mm的波纹形整张铝制套片。
取翅片节距=2mm，迎风面上管中心距=25mm，管簇排列采用正三角行叉排。
单位管长有关传热面积：
/m
=+=0.4581/m
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