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1、1绪论 1.1前言 特种空调技术是伴随着化工、钢铁、冶金、机械等工业发展起来的。由于这些行业的特殊性，要为操作人员提供舒适的环境，是一般的空调器所不能实现的，必须采用高温制冷剂的特种空调系统。该设计项目是为车间内行车设计一种空调器，使操作人员在适宜的环境下进行工作。特种空调器与普通空调器相比：第一，工作环境温度不同。特种空调器的工作环境温度一般都在50以上；而普通的空调器在这个温度下根本无法启动。由于环境温度高，则特种空调所使用制冷剂应为高温制冷剂，目前较为普遍地采用R142b和R134a，同时也会使系统压力高，给制冷系统的安全性提出了更高的要求；第二，工作区的含尘量过多、振动剧烈、化学腐蚀等
2、因素，都给系统的设计制造和材料选配上提出了更高的要求；第三，运行工况不稳定；由于行车在工作中不断转动，改变方向，使其热负荷不断的变化，造成特种空调工况不稳定，设计时应保证在室外环境改变时，行车内温度基本稳定；第四，由于行车内空间较小，为更好地使操作人员工作应在行车空调装置上设有新风口、排风口、空气净化装置。综上考虑，特种空调工作环境和运行特点的分析，在设计时应考虑多种因素，遵循“大风量低焓差”的原则。由于特种空调起步较晚，对于特种空调的参考文献很少，本次设计基本上是参考房间空调器和汽车空调器的设计资料的前提下，结合试验数据，充分考虑到特种空调的工作特点等因素进行特种空调的设计，不足之处还望指导
3、老师多多指正。1.2.方案论证根据设计的原始条件，特种空调采用最常见的蒸汽压缩式制冷方式。1.2.1压缩机的选用 目前特种空调器压缩机主要有两种形式：往复活塞式压缩机和涡旋式压缩机。由于活塞式压缩机体积大，质量也较重，在行车较小时，不宜采用。涡旋式压缩机因其结构简单、体积小、重量轻、可靠性好、振动小、噪声低、效率高、力矩变化小等特点，它已在特种空调中得到广泛的应用。选择压缩机还应考虑高温制冷剂和冷冻机油的种类。1.2.2蒸发器的选用 特种空调用的蒸发器一般采用翅片式换热器，由于行车内空间小，蒸发器应设在行车顶部或则上方。蒸发器在湿工况下运行，应根据行车的特点选择凝结水的排出方法。一般采用自然排
4、水和动力排水，自然排水即将凝结水管设置一定的坡度，使凝结水依靠自重自然流到车外排除；动力排水即在凝结水管路上设置排水泵根据接水盘的水位控制其开停，将水位控制在一定的范围；1.2.3冷凝器的选用由于应用冷凝器的场合比较特殊，冷凝器形式应为风冷式冷凝器。由于环境空气含尘量较大，应在冷凝器出口设置粗、中效过滤器，为防止较小粉尘颗粒在冷凝器翅片间积累，设计冷凝器时，翅片间距应较普通空调器冷凝器翅片间距大些，使冷凝器正常运行。设计时需要综合考虑风速、换热器体积、传热效果以及合理的分路等多种因素。冷凝器设计中，由于室外环境温度高，热负荷系数的选择将高于一般空调的冷凝器，根据有关经验数据：压缩比为3.07.
5、0，热负荷系数取值范围为1.11.8，再考虑到行车空调器的实际工况，取热负荷系数为1.7。冷凝器运行时，必须定期清洗过滤网，防止过滤网积尘太厚，影响传热效果，增加运行成本。1.2.4节流元件的选择由于特种空调运行时其热负荷不断变化从而导致运行工况的不稳定，节流元件的选择就显得很重要，在特种空调设计中普遍采用热力膨胀阀。调节膨胀阀时，分两次调节：粗调和细调。粗调时每调一次可旋调节一圈左右，当制冷系统的工作温度接近给定值而又达不到给定值时，应进行细调，即每调一次可旋调节杆1/2圈1/4圈，直到达到给定值。1.2.5干燥过滤器 当系统中采用的制冷剂为R134a时，常用的冷冻油为PAG和ESTER两种
6、，这类润滑油存在吸水性强的缺点，水分易使制冷系统的节流元件发生冰堵，因此要加强系统的密封性，生产过程中要求严格控制水分和零部件矿物油含油，造成生产麻烦，费用增加，这对制冷剂的生产过程和制冷系统的充灌工艺提出了严格的要求。1.2.6回热交换器 在特种空调器中，采用回热交换器可提高系统的制冷系数，有利于特种空调器的运行。但采用回热交换器是否有利于制冷系统，还与制冷剂的种类有关，回热交换器会导致吸气温度升高，最终使排气温度升高（一般排气温度不能超过120，否则不能使用回热循环系统），回热交换器有两种形式：套管式和盘管式；套管式和盘管式热交换器一般热交换量较大，当热交换量小时，可将冷凝器出口的液管与蒸
7、发器出口的回气管采用保温材料包扎起来，以此来实现回热交换，即冷凝器出口液体过冷，蒸发器回气过热。1.2.7喷液装置的应用 目前在空调技术中，为了防止压缩机排气温度过高，一般采用喷液装置直接从蒸发器引入低温喷射到压缩机出口以降低排气温度及平均冷凝温度。这种方式虽然造成了制冷量的损失，但是有效地降低排气温度，提高空调器的性能。由于行车空调的运行工况不稳定，负荷变化较大，可将变频技术引入压缩机，这样可降低压缩机的运行成本，提高压缩机的使用寿命。特种空调器在设计时由于工作环境的特殊性还应考虑到抗振、防尘、防腐、检修、管道走向等多种工艺问题。2 计算说明书2.1 原始资料设计一特种空调器，在以下条件可以
8、长期工作：环境空气最高温度为50；现场空气有轻微的粉尘污染，设计的空调器为车间行车提供夏季的制冷服务。性车内温度要求不高于26，假设的行车维护结构为侧面上部5毫米的普通玻璃，占总面积的60%，其它部分为双层钢板，厚度为1毫米，夹心层为20毫米的超细玻璃棉毡，容重为60千克/立方。下方为表面温度70炉体，上方为普通钢板屋面瓦，厚度为3毫米。计算负荷大小（按稳定传热）。2.2 设计工况的确定蒸发温度t0 采用空气做载冷剂时，蒸发温度要比所要求的空气温度低8-10。由于制冷系统工作环境温度高，为使蒸发压力不至于过高，蒸发温度要可比所要求的空气温度更些低，取蒸发温度t0=10冷凝温度tk采用风冷式冷凝
9、器时，其冷凝温度应比夏季空气调节室外计算干球温度高15，环境空气最高温度为50，取冷凝温度tk=65吸气温度tr 由于氟利昂压缩机，可采用回热循环，其吸气温度为15。过冷温度tl 过冷温度是指制冷剂在冷凝压力下，其温度低于冷凝温度时的温度称为过冷温度，过冷度就是冷凝温度与过冷温度的差值。过冷度一般为3-5，取过冷度为3。2.3 计算冷负荷（按稳定传热计算）稳定传热计算公式可表示为Q=KFt 式中Q冷负荷，kw F传热面积， K传热系数，w/(K) t传热温差，假设行车空调围护结构尺寸长1.2m，宽1m，高1.5m，周围环境最高温度tw=50，行车内温度tn=26。查得数据：（1）室外表面换热系
10、数w=29 w/(K)；（2）室内表面换热系数n=23w/(K)；（3）5mm玻璃的传热系数k=6.75w/(K)；（4）双层钢板导热系数=35.7W/(mK)；（5）玻璃棉毡导热系数=0.036W/(mK)；（6）普通钢板屋面瓦的传热系数k=122w/(K)；2.3.1 由玻璃温差传热引起的冷负荷图2-1 5mm普通玻璃结构示意图已知玻璃面积占围护结构总面积的60%,则玻璃面积为 F=（1.21+1.21.5+1.51）20.6=5.4 总的传热系数:K=1/1/w+1/k+1/n=1/1/29+1/6.75+1/23=4.44w/(K)；则玻璃冷负荷: Q1=KFt=4.445.4(50-
11、26)=575.4w2.3.2 夹心层为玻璃棉毡的钢板负荷 图2-2 夹心层为玻璃棉毡示意图其面积F=120.4-1.51=2.4传热系数 K=1/1/w+(/)+1/n= 1/1/29+(0.002/35.7+0.02/0.036)+1/23=1.57 w/(K)；行车下面部分围护结构(包括底面)的冷负荷:Q2=KFt=1.572.4(70-26)=166w2.3.3 普通钢板屋面瓦所需的冷负荷图2-3 普通钢板屋面结构示意图其传热系数:k=122 w/(K)；其面积:F=1.21=1.2行车屋面围护结构所需冷负荷: Q3=KFt=1221.2(50-26)=3513.6w;2.3.4 总的
12、冷负荷Q=Q1+Q2+Q3=575.4+166+3513.6=4255w;取修正系数k=1.05,则所需制冷量Q0=KQ=1.054255=4467.7w2.4 选择空调器的结构形式和制冷剂种类 此制冷系统采用涡旋式压缩机，风冷式冷凝器，蒸发器与冷凝器均为翅片管式，节流装置采用热力膨胀阀，制冷剂为R134a，R134a在大气压力下的沸点为-26.26，当冷凝温度高达65时，其冷凝压力仅为1.8mPa，不易燃烧，具有较低的毒性，产品比较安全，ODP为0，可替代R12。此制冷剂R134a适用于高中低制冷系统。制冷系统示意图如下所示图2-4高温特种空调制冷系统图2.5 压缩机的选型计算根据设计方案压
13、缩机可选用涡旋式压缩机，其基本原理是由一个顶涡旋片和一个动涡旋片，两涡旋片以180度相位装配起来，动涡旋片的轨道运动在两对压缩腔内产生压缩过程。由于这种压缩机无吸、排气阀，因此工作可靠、寿命长，吸排气连续，气流脉动小，运转平稳且扭矩变化均匀，最高转速可达13000r/min，体积比往复式小40%，涡旋式压缩机不存在余隙容积，因此在较大压比范围内都具有较高的容积效率，一般为0.8-0.95。查R134a压焓图得：图2-5 制冷剂R134a压焓图hlgPR134a压焓图各点参数如下表表2-1 制冷剂R134a热力性质表压力p/mpa焓值h/（kj/kg）比容v/ m3/kg10.414041409
14、0.0521.84500.012329542900.0015290单位质量制冷量:q0=h1-h5=404-290=114KJ/Kg单位容积制冷量:qv= q0/v1=114/0.05=2280KJ/m3制冷剂的质量流量:MR=0/q0=4.5/114=0.0395Kg/s制冷剂体积流量:VR=MRv1=0.03950.05=0.002m3/s压缩机理论耗功率为:Pth=MR(h2- h1)=0.0395(450-409)=1.7KW涡旋压缩机的容积效率v一般为0.8-0.95,此处取v=0.85.压缩机理论输气量为:Vh=0/qv=4.5/2280=0.002m3/s则压缩机实际输气量为:Vh=Vsv=0.0020.85=0.0017m3/s据此选择谷轮涡旋式压缩机型号ZR28K3PFJ，马力2.33HP，排气量V=6.83m3/h，在ARI工况 蒸发温度7.210，冷凝器54.465时，制冷量5920w，输入功率1920w，重量26kg，高度383mm.，符合设计要求。2.6冷凝器的设计计算2.6.1冷凝器的热负荷其计算公式为k=0k 式中k热负荷系数，取k=1.7，则 k=4.51.7=7.65kw2.6.2冷凝器几何参数的确定冷凝器部分结构示意图如下：图2-6 冷凝器结构示意图选用100.35mm的黄铜管，翅片为f=0.2mm的铝片，横
