特种空调设计

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3.0——7.0，热负荷系数取值范围为1.1——1.8，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，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t
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
=10℃
度更些低，取蒸发温度t
冷凝温度t
k
采用风冷式冷凝器时，其冷凝温度应比夏季空气调节室外计算干球温度高
=65℃
15℃，环境空气最高温度为50℃，取冷凝温度t
k
吸气温度t
r
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t
l
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=KF△t
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t
w
=50℃，
行车内温度t
n
=26℃。

查得数据：
（1）室外表面换热系数α
w
=29 w/(㎡·K)；
（2）室内表面换热系数α
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λ=35.7W/(m·K)；
（5）玻璃棉毡导热系数λ=0.036W/(m·K)；
（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
5mm 普通玻璃
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=（1.2×1+1.2×1.5+1.5×1）×2×0.6=5.4㎡
总的传热系数:
K=1/[1/α
w +1/k+1/α
n
]=1/[1/29+1/6.75+1/23]=4.44w/(㎡·K)；
则玻璃冷负荷:
Q
1
=KF△t=4.44×5.4×(50-26)=575.4w 2.3.2 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=12×0.4-1.5×1=2.4㎡
传热系数
K=1/[1/αw +Σ(δ/λ)+1/αn ]
= 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: Q 2=KF △t=1.57×2.4×(70-26)=166w 2.3.3 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=1.2×1=1.2㎡ 行车屋面围护结构所需冷负荷:
Q 3=KF △t=122×1.2×(50-26)=3513.6w; 2.3.4 总的冷负荷
Q=Q 1+Q 2+Q 3=575.4+166+3513.6=4255w;
取修正系数k=1.05,则所需制冷量
Q
=KQ=1.05×4255=4467.7w
2.4 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：
R134a压焓图各点参数如下表
表2-1 制冷剂R134a热力性质表
单位质量制冷量:q
0=h
1
-h
5
=404-290=114KJ/Kg
单位容积制冷量:q
v = q
/v
1
=114/0.05=2280KJ/m3
制冷剂的质量流量:M
R =φ
/q
=4.5/114=0.0395Kg/s
制冷剂体积流量:V
R =M
R
v
1
=0.0395×0.05=0.002m3/s
压缩机理论耗功率为:P
th =M
R
(h
2
- h
1
′)=0.0395×(450-409)=1.7KW
涡旋压缩机的容积效率η
v 一般为0.8-0.95,此处取η
v
=0.85.
压缩机理论输气量为:V
h =φ
/q
v
=4.5/2280=0.002m3/s
h 图2-5 制冷剂R134a压焓图
则压缩机实际输气量为:
V h =V
s
×η
v
=0.002×0.85=0.0017m3/s
据此选择谷轮涡旋式压缩机型号ZR28K3—PFJ，马力2.33HP，排气量
V=6.83m3/h，在ARI工况蒸发温度7.2—10℃，冷凝器54.4—65℃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φ
k =φ
k
式中k——热负荷系数，取k=1.7，则
φ
k
=4.5×1.7=7.65kw
2.6.2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φ10×0.35mm的黄铜管，翅片为δ
f
=0.2mm的铝片，横向管中心距s1=25mm，纵向间距s2=22mm，管束正三角叉排。

管排数为6，考虑到行车空调器工作环境积
尘严重，设计冷凝器时，翅片间距应取S
f
=2.8mm，通过冷凝器风速取值也应较大取2.8m/s。

如结构计算下图所示
δ
δ
db
di
do
δ
图2-7 冷凝器尺寸计算示意图
根据以上条件进行结构尺寸计算如下： 翅片根部外径：d b =d o +2δf =10+2×0.2=10.4mm
翅片管当量直径：d eq =4(S1-d b )(S f -δf )/2(S1-d b +S f -δf )=4.41mm 管内径：d i =d o -2δ=10-2×0.35=9.3mm 管平均直径：d m =(d i +d o )/2=9.65 mm
单位管长管子平均面积：f m =πdm=3.14×9.65=0.030301m 2/m 单位管长管子内表面积：f i =πd i =3.14×9.3=0.029202m 2/m 单位管长翅片表面积：f f =2(s1s2-πd b 2/4)/s f ×10-3=0.3322m 2/m 单位管长管子外表面积：f b =πd b (S f -δf )/S f ×10-3=0.0303m 2/m 单位管长管子总外表面：f t =f f +f b =0.3322+0.0303=0.3625m 2/m 翅化系数：β=f t /f i =0.3625/0.029202=12.4 迎风面积比：λ=A min /A f =(S f -δf )(S1-d b )/S1S f =0.542 2.6.3 确定循环空气流量
取空气通过冷凝器温升为8℃，则空气出口温度t a0=58℃，进出口空气平均温度t m =(t ai +t a0)/2=（58+50）/2=54℃。

查得此温度下的空气物性参数为：比热C P =1.005kj/kg ·k ，密度ρ=1.0765kg/ m 3，导热系数λ=0.02865 W/(m ·K)，动力黏度μ=1.985×10-5kg/（m ·s ），则
运动黏度υ=μ/ρ=1.985×10-5/1.0765=1.844×10-5m 2/s 。

故空气体积流量Va=φK /ρCp(t ao -t ai )=7.65/（1.0765×1.005×8）
=0.7 m 3/s =2520 m 3/h 。

2.6.4确定空气侧换热系数及翅片效率
取迎风风速ω
f
=2.8m/s（取值范围2.5—3.0m/s），
最狭处风速ω
max =ω
f
/λ=2.8/0.542=5.2m/s，则有
R ef =ω
MAX
d
eq
/υ
f
=5.2×4.41×10-3/1.985×10-5=1155
L/d
eq
=6s2/4.41×10-3=6×22×10-3/4.41×10-3=29.93 又
A=0.518-0.02315 L/d
eq +0.000425 （L/d
eq
）2-3×10-6（L/d
eq
）3=0.1254
C=A[1.36-（0.24 R
ef
）/1000]=0.1254×（1.36-0.24×1155/1000）=0.13
N=0.45+0.0066 L/d
eq
=0.45+0.0066×29.93=0.647
M=-0.28+0.08R
ef
/1000=-0.28+0.08×1155/1000=-0.18
故有α
o =1.1C(λ
f
/d
eq
)R
ef
n(L/d
eq
)m
=1.1×0.13×(0.02865/0.00441) ×1155 0.647 ×29.93 -0.18 =50 w/(㎡·K)
对正三角叉排翅片管束：L/B=1（L/B为叉排翅片六角形的长对边距离和短对边距离之比），由此，得：
ρ′=1.27ρ(L/B-0.3)0.5=1.27(S1/dB)(L/B-0.3)0.5=2.554
六角形翅片当量翅高为：
h=(d
b
/2)(ρ′-1)(1+0.35lnρ′)=10.73mm
翅片参数：
m=(2α
0/λ
f
δ
f
)0.5=[2×50/（220×0.2×10-3）] 0.5=47.67
（其中λ
f
=220W/(m·℃)为铝片在52.5℃时的导热系数) 故翅片效率为：
η
f
=th(mh)/mh=[e mh-e-mh/ e mh+e-mh]/mh=0.92
表面效率：
ηs=1-(f f/ f t)(1-ηf)
=1-(0.3322/0.3625) ×（1-0.92）=0.93
2.6.5 计算管内侧冷凝换热系数
假设壁面t
w =55℃，则平均温度t
m
=（t
w
+t
k
）/2=（55+65）/2=60℃
查得R
134a
的物性参数为：汽化潜热r=139.12kj/kg，导热系数λ=0.0658 W/(m·K)，
密度ρ=1052.9kg/m3，运动黏度υ=0.1308×10-6 m2/s,则
r0.25=3.434，综合系数B
m
=(9.81ρλ3/υ)0.25=[9.81×1052.9×0.06583/（0.1308
×10-6）]
m
1/4=68.87
从而知R
134a
在管内冷凝时放热系数为：
αi=0.683r0.25Bmd i-0.25(t K-t W)-0.25=908.45(t K-t W)-0.25
忽略铜管壁和接触热阻，则由管内外热平衡得出：
αiπd i（t K-t W）=ηsαo f t（t K-t a）
即908.45×3.14×0.0093×（65- t
W ）=0.93×50×0.3625×（t
W
-57.5），
解得：t
W
=61.1℃，与假设的60℃接近，故不必重算，则有αi=908.45×（65-61.1）-0.25=646 w/(㎡·K)
2.6.6 计算传热系数、传热面积及冷凝器结构尺寸
1）取管内污垢热阻r
i =0，管外污垢热阻r
o
=0.0001m2·K/W,则有传热系数:
K=1/[(1/α
i +r
i
)f
t
/f
i
+(f
t
δ/f
m
λ
t
)+r
o
+1/η
S
α
o
]
=28.54 W/(m2·K)；2）确定对数平均温差θ
m
θ
m =(t
ao
-t
ai
)/ln[(t
k
-t
ai
)/(t
k
-t
ao
)]
=（58-50）/ ln[（65-50）/（65-58）] =11.4℃
故所需传热面积为：
F
O =Φ
K
/k
o
θ
m
=7.65/（28.54×11.4）=23.4 m2
所需翅片管总长：
L
t =F
O
/f
t
=23.4/0.3625=64.55m
3）选取垂直气流方向管排数n
b =18,沿气流方向排数n
l
=6,则有:
宽 A=L
t /n
b
n
l
=64.55/(18×6)=0.597m
高 B=n
b
S1=25×18=0.45m
深 C=n
l
S2=6×22=0.132m
考虑到迎面风速的不均匀性，取实际宽A=0.6，则迎风面积为
A
f
=AB=0.6×0.45=0.27m2
实际风速ω
f =V
a
/A
f
=0.7/0.27=2.6m/s，与原假设的迎风风速
ωf=2.8m/s相差不大，不必重算.
该冷凝器实际外形尺寸650×450×132mm,每一排18列迎风管总共108根传热管,其总长L
t
=0.6×108=64.8m﹥64.55m,符合设计要求.
2.6.7 计算空气侧阻力及选定风机
空气横向流过整套片翅片管簇时的阻力为:
Δp a=9.81A(L/d e)(ρmωmax)1.7
=9.81×0.0113×29.93×(1.0765×5.2) 1.7
=62 Pa
故冷凝器所需风机额定风量为:
V
a
=0.7m3/s=2520 m3/h
可选冷凝器风机风量为格瑞德集团生产的T35—11型机号为3.55轴流通风机，叶轮直径355mm，叶轮周速27m/s，主轴转速1300r/min，叶片角度25deq，风量2737m3/h，全压71pa，全压效率0895，需用轴功率0.059kw，配用轴功率0.068kw，采用电机型号YSF—5624，功率0.090kw，符合设计要求。

2.7蒸发器的设计计算
2.7.1工况参数
进口空气状态参数:干球温度26℃,相对湿度51%；
出口空气状态参数:干球温度18℃,相对湿度90%；
当地大气压力P
B
=101.325Kpa，蒸发温度10℃，要求制冷量
Q
=4.5KW.
2.7.2几何参数选定
选φ10×0.35mm的铜管，翅片厚为δ
f =0.2mm的铝片，片距S
f
=2.2mm，横向管
中心距S
1=25mm，纵向管中心距S
2
=22mm，管簇正三角形叉排，管排数为4，蒸发器
结构图同冷凝器；结构计算示意图如如下所示，
δ
δ
db
di
do
δ
图2-8 蒸发器尺寸计算示意图
根据以上条件进行结构尺寸计算如下：
翅片根部外径d b =d o +2δf =10+2×0.2=10.4mm
翅片管当量直径d eq =4(S1-d b )(S f -δf )/2(S1-d b +S f -δf )=3.52mm 管内径 d i =d o -2δ=10-2×0.35=9.3mm
管平均直径d m =(d i +d o )/2=（10+9.3）/2=9.65mm
单位管长管子平均面积f m =πdm=3.14×9.65=0.030301m 2/m 单位管长管子内表面积 f i =πd i =3.14×9.3=0.029202m 2/m 单位管长翅片面积 f f =2(s1s2-πd b 2/4)/s f ×10-3=0.4228m 2/m 单位管长管外表面积 f b =πd b (S f -δf )/S f ×10-3=0.02967m 2/m
单位管长管子总外表面积 f t =f f +f b =0.4525m 2/m 翅化系数 β=f t /f i =0.4525/0.029202=15.49 迎风面积比 λ=A min /A f =(S f -δf )(S1-d b )/S1S f =0.531 2.7.3 确定空气在蒸发器内状态变化及循环空气量
由给定的进出风口参数查空气的焓湿图（h-d 图）得出h 1=53.4kj/kg ，h 2=42kj/kg ，d 1=10.6g/kg ，d 2=10.2g/kg 。

//
//
图2-9 湿空气焓湿图
由此得稀湿系数
ε=（h 1 - h 2）/c ap （t 1-t 2） =（53.4-42）/1.01×（26-18） =1.41
循环空气量：
Ga=Q o /（h1-h2）=0.396kg/s 故空气体积流量为：
Va=Ga υ1=0.396×0.847=0.335m 3/s=1206m 3/h (查26℃进口状态干空气比容υ1=0.847 m 3/kg)
2.7.4 空气侧换热系数及凝露工况下的当量换热系数的计算
1）.取迎面风速ωf =2.5m/s ，则最窄处风速
ωmax =ωf /λ=2.5/0.531=4.7m/s
由t f =t a1+t a2=26+18/2=22℃，从《干空气的热物理性质表》中查得空气特性参数如下：
空气运动黏度υf =15.154×10-6m 2/s ； 空气导热系数λf =2.56×10-2 w/(m ·K)； 密度ρm=1.181kg/m 3；
故L/deq=4S2/deq=4×0.022/0.0035=25；
Ref=ωmax ·deq/υf=4.7×0.035/15.154×10-6=1085； 又
A=0.518-0.02315L/deq+0.000425（L/deq）2 -3×10-6（L/deq）3 =0.158；
C=A（1.36-0.24Ref/1000）=0.174；
N=0.45+0.0066（L/deq）=0.615；
M=-0.28+0.08Ref/1000=-0.1932
因管路为正三角形叉排布置，则有
αo=1.1C(λf/d eq)R ef n(L/d eq)m=55.28w/(㎡·K)
2)凝露工况下的当量换热系数aj按正三角形排列的管簇L/B=1（L/B为叉排翅片六角形对边距离和短边距离之比），由此，
得：
ρ′=1.27ρ(L/B-0.3)0.5=1.27(S
1/d
b
)(L/B-0.3)0.5=2.554
六角形翅片当量翅高为
h=d
b
(ρ′-1)(1+0.35㏑ρ′)
=10.4/2(2.554-1)(1+0.35㏑2.554)
=10.73mm
翅片参数m
w =(2a
o
ξ/λ
f
δ
f
)0.5
=[2×55.28×1.13/(395×0.2×10-3)]0.5 =40
(铜管在22℃时,λf=395 w/(m·K))
凝露工况下翅片效率为:
ηfw=th(m w h)/m w h=[e mwh-e-mwh/ e mwh+e-mwh]/m w h=0.943
a j =ξa
o
(η
fw
f
f
+f
b
)/(f
f
+f
b
)=1.13×55.28×[(0.943×
0.4228+0.02967)/(0.4228+0.02967)]
=59.14 w/(㎡·K)
2.7.5 管内R134a蒸发时换热系数的计算
查制冷剂R134a的热物理性质表,得
蒸发温度to=10℃时,液态R134a物性参数:
比热cp=1.367 kj/kg·k,导热系数λ=0.0888 w/(m·K),密度ρ
=1260.2kg/m3,动力黏度μ=235.41×10-6pa·s；
蒸发温度to=10℃时,气态R134a物性参数:
比热cp=0.93kj/kg·k, 导热系数λ=0.085 w/(m·K)，密度ρ
=20.212kg/m3,汽化潜热r=190.74kj/kg。

R134a进入蒸发器时干度x1=0.45，出蒸发器干度x2=1.0，则 R134a总流量为：
Gr=Q
o /r（x
1
-x
2
）
=4.5×3600/190.74×（1-0.45）
=146.44kg/h
取内表面热流量q
i
=11000w/m2，由此取R134a质量流速g=110kg/（m2·s），则R134a 总流通截面为：
A=Gr/g=146.44/（110×3600）=3.7×10-4m2
每根管子的有效流通截面为：
A
i =πd2
i
=3.14×（0.0093）2/4=6.8×10-5m2
故蒸发器的分路数为：
Z=A/A
i
=3.7×10-4/6.8×10-5=5.44
取Z=6（为分路方便，取Z=6），每一路R134a流量为：
G
d
=Gr/3600Z=146.44/3600×6=0.00678kg/s
于是R134a在管内蒸发时换热系数为：
ai=BG
d 0.2q
i
0.6/d
i
0.6=1.185×0.006780.2×110000.6=1921.8 w/(m2·K)
2.7.6传热系数ko及传热温差θm的计算
由于R134a与润滑油互溶，可忽略管内侧污垢热阻rt，取管壁导热热阻和翅片与管壁接触热阻之和为4.8×10-3 (m·K)/w，则有
K
0=1/[（f
t
/f
i
a
i
）+r
w
+r
s
+（f
t
r
t
/f
m
）+1/a
j
]
=1/（15.49/1921.8+0.0048+0+1/59.14）
=33.59 w/(m2·K)
若不计算R134a阻力对蒸发温度的温度，则传热温差为：θm=t a1-t a2/[㏑（t a1-t0）/（t a2-t0）]
=（26-18）/㏑（26-10）/（18-10）
=11.5℃
2.7.7 确定蒸发器传热面积及其结构尺寸
由公式Q
o =F
o
k
o
θm，得
F o =Q
o
/k
o
θm=4.5/33.59×11.5=10.8m2
所需传热管长L
t =F
o
/F
t
=10.8/0.4525=23.8m
迎风面积为F
f =Va/ω
f
=0.335/2.5=0.134m2
取蒸发器长A=500mm，高B=280mm，则实际迎风面积
F
f
=0.5×0.28=0.14m2。

已选管间距S1=25mm，故每排管子数n
B
=280/25=11.2，应取整数故为12列；
已选深度方向（沿气流方向）n
L =4排，故共布置12×4=48根传热管，其总长L
t
=0.5
×48=24m﹥23.8m，设计满足要求。

2.7.8制冷剂流动阻力的计算
R134a质量流速：
g=4G
d d
i
2/π=4×0.00678/3.14×（9.3×10-3）2
=99.8kg/（m2·s）；
按设计值F
i =L
t
πd
i
=23.8×3.14×9.3×10-3=0.695m2
q
i =Q
o
/F
i
=4500/0.695=6474.8w/m2
R134a在管内蒸发时的阻力可计算如下：
△ Po=5.986×10-5×（qi·g）0.91/dil
=5.986×10-5×[（6474.8×99.8）0.91/0.0093] ×0.5×6
=3.74kpa
2.7.9 空气侧阻力计算和风机的选择
空气流过套管翅片管簇，在工况下的阻力为
△ Pa=9.81A（L/de）（ρ
m ω
max
）1.7
=9.81×0.0113×25×（1.181×4.7）1.7
=51.059pa
凝露工况下由于凝结水滞留在翅片表面形成一薄层水膜，因而凝露工况下空气侧流动阻力增大，则有
△ Pw=ψ·△Pa=1.26×51.059=64.33pa
式中ψ——凝露工况下阻力增加系数
据此选用蒸发器风机轴流式DWT—I型风机性能参数：叶轮直径300mm，风量1450m3/h，风压72pa，转速1450r/min功率0.06kw，燥声52dB，符合设计要求。

2.8热力膨胀阀的选择和制冷剂管道的计算
2.8.1 膨胀阀的选择
由于制冷剂供液管分6路，需要用分液和集液器，故采用外平衡式热力膨胀阀；系统制冷量Q
o
=4.5kw，故选用适用制冷剂R134a型号TEN2毛细管 1.5m，出口×入口：3/8×1/2in,10×12mm，不带MOP,N系列蒸发器-40—+10℃流口编号03，R134a 名义制冷量4.6kw的热力膨胀阀。

2.8.2 管道管径的计算
采用公式计算法确定系统管路管径，其计算公式为
d
n =0.0188（νq
m
/ω）1/2
式中dn----管道内径，m；
ν----计算状态下制冷剂比体积，m3/kg；
q
m
----制冷剂质量流量，kg/h；
[ω]----制冷剂允许流速，m/s.
由上述计算、R134a压焓图和制冷剂管道允许流速表，得计算参数表如下：
表2-2 管路各参数表
1)吸气管路管径的确定
由计算公式，得
d
n =0.0188（νq
m
/ω）1/2
=0.0188（0.05×142.2/10）1/2
=0.0158m=15.8mm
查常用连接管道用黄铜管规格表，选用φ16×1mm的黄铜管. 2）排气管路管径的确定
由计算公式，得
d
n =0.0188（νq
m
/ω）1/2
=0.0188（0.012×142.2/15）1/2
=0.006m=6mm
查常用连接管道用黄铜管规格表，选用φ6×1 mm的黄铜管. 3）液体管路管径的确定
由计算公式，得
d
n =0.0188（νq
m
/ω）1/2
=0.0188（0.001×142.2/0.8）1/2
=0.0079m=7.9mm
查常用连接管道用黄铜管规格表，选用φ8×1mm的黄铜管.
2.8.3管道校核计算
根据《空调与制冷技术手册》查得：
氟利昂制冷系统的吸气管道的压力损失不宜超过相当蒸发温度降低1℃；
排气管道的压力损失不宜超过相当冷凝温度升高1℃；
冷凝器至节流机构之间的液体管压力损失不宜小于20 KPa，可取25 KPa。

查制冷剂R134a饱和热力性质表，得：
吸气管道允许压力降[P]=13.7 KPa；排气管道允许压力降[P]=43.9KPa；
制冷剂管道的压力损失包括沿程阻力损失和局部阻力损失两部分，可采用当量长度计算法，按下式计算：
△P=fm（L+Ld）ω2ρ/2dn
式中△P——管道压力损失；Pa
fm ——沿程阻力系数；
（L+Ld）——管道总当量长度；m
ω——管道中制冷剂流速；m/s
ρ——制冷剂的密度；kg/m3
1）.吸气管道的管径校核计算
设吸气管路长L=1m，吸气管路上有局部管件有截止阀、90o弯头两个。

查常用管件的当量长度与管道内径的比值表：
截止阀Ld/dn=340，90o弯头Ld/dn=30；
根据经验数据：沿程阻力系数fm=0.019；
密度ρ=1/ν=1/0.05=20 kg/m3；
则有
△P={0.019×[（1/0.016）+（340+2×30）] ×102×20}/2 =8787.5Pa=8.7875KPa
其吸气管路的压力损失△P=8.7875KPa﹤[P]=13.7 KPa，故所选管径符合要求。

2）排气管道的管径校核计算
设排气管路长L=1m，排气管路上有局部管件有截止阀、止回阀、90o弯头一个。

查常用管件的当量长度与管道内径的比值表：
截止阀Ld/dn=340，、止回阀Ld/dn=80、90o弯头Ld/dn=30；
根据经验数据：沿程阻力系数fm=0.0065；
密度ρ=1/ν=1/0.012=83.3 kg/m3；
则有
△ P={0.2×[（1/0.006）+（340+80+30）] ×152×83.3}/2
=37563.09Pa=37.563KPa
其排气管路的压力损失△P=37.563KPa﹤[P]=43.9 KPa，故所选管径符合要求。

3）液体管道的管径校核计算
设液体管路长L=1m，液体管路上有局部管件有角阀、两段焊成90o弯头。

查常用管件的当量长度与管道内径的比值表：
角阀Ld/dn=170，两段焊成90o弯头Ld/dn=60；
根据经验数据沿程阻力系数fm=0.2；
密度ρ=1/ν=1/0.001=1000 kg/m3
则有
△ P={0.2×[（1/0.008）+（170+60）] ×0.82×1000}/2
+（3.0×0.82×1000/2）
=24640Pa=24.64KPa
其液体管路的压力损失△P=24.64KPa﹤[P]=25 KPa，故所选管径符合要求。

2.8.4管道布置基本原则
1）吸气管道
制冷压缩机的吸气管道应有不小于0.02的坡度，且必须使其坡向制冷压缩机。

以确保停机时润滑油能自动流回制冷压缩机，工作时润滑油能够连续地随制冷剂蒸汽一起流回制冷压缩机。

2）.排气管道
制冷压缩机的排气管道应有不小于0.01的坡度，且必须使其坡向冷凝器。

以确保停机时管道中的润滑油和可能凝结的制冷剂一起流向冷凝器。

3）.液体管道
若供液管上不装设电磁阀，则液体管道应设有倒U形弯，以防止停机时液体继续流向蒸发器。

若供液管上装设电磁阀，可不设置倒U形弯。

2.9其它辅助部件的选择
2.9.1回热交换器的选型计算
经查制冷剂R134a过热气体热力性质表:
当蒸发温度to=10℃,过热度5℃,即吸气温度t
r
=15℃时,
其熵s=1.7386kj/(kg·K),根据冷凝温度tk=65℃和熵s=1.7386kj/(kg·K),采用内插法求得:排气温度tp=80℃,利用回热交换器可提高系统的制冷系数和增加制冷量，有利于特种空调器的运行。

其热交换面积的计算式为：
A=φ/k△t
d
式中：
热交换量：φ=MR（h3-h4）=0.0395×（295-290）=197.5w
传热系数k：当液体流速为0.8—1.0m/s，气体流速为8—10m/s时，光管的传热系数为230—290w/（ m2·K)，故取240 w/（ m2·K).
传热温差△t
d =[（t
k
-t
o
）（t
l
-t
r
）]/ ㏑（t
k
-t
o
）（t
L
-t
r
）
=（55-47）/㏑（55/47）
=50℃
则传热面积A=φ/k△t
d
=197.5/（240×50）
=0.0164m2
由于热交换量小，传热面积较小，因此可采用可将冷凝器出口的液管与蒸发器出口的回气管采用保温材料包扎起来的方法，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。

2.9.2储液器的选型计算
储液器的储液量不应超过储液器本身容积的80%.
储液器的容积按下式计算
V=M
R
ν/2β
式中V---储液器的容积，m3；
M
R
---制冷剂循环总量，kg/h；
ν---冷凝温度下的制冷剂的比体积，m3/kg；
β---液体的最大允许充满度，β=0.8.
则V=（142.2×0.001）/（0.8×2）
=0.088 m3
可选用天津市威路达制冷设备有限公司生产的W-90L卧式储液器，容积为90L 供液接口尺寸1/8in，出口尺寸3/8in，完全符合要求。

2.9.3干燥过滤器的选型
干燥过滤器一般根据连接管径选型的.可选用型号为LFD—02，过滤效果≧85%，安全工作压力3.43mpa，通过最大颗粒直径＜100μm，接管内径φ12，外形尺寸φ×L（mm）68×122，重量0.4kg。

结束语
通过本次设计使我深入地研究了特种空调器的制冷工质、工作工况、系统结构等问题，在分析了普通空调和汽车空调的基础上，设计了由高温制冷剂R134a为制冷工质的特种空调的制冷系统，达到了理论与实际相结合，将书本上的知识与实际工作中的问题结合起来，解决实际问题的能力；并且借助这次设计提高了我搜集资料、整合资料的能力，同时对办公软件和CAD绘图更加运用自如了。

本设计选用涡旋式压缩机，其结构简单、效率高；冷凝器、蒸发器采用风冷式；外平衡式热力膨胀阀、储液器、干燥过滤器采用LFD-02型号；回热交换器是将冷凝器出口的液管与蒸发器出口的回气管采用保温材料包扎起来的方法，用较短的管道将各个部件连接在一起，这样就减小了制冷系统的占用空间，使系统满足操作空间较小的要求。

相信本次毕业设计会对以后的工作、学习有很大的帮助；不光是专业知识的强化，还有对资源的利用、整合和理论与实际相结合去解决实际问题的能力的提高。

设计中出现问题在所难免，还望指导老师指正，并提出宝贵意见。

致谢
在这里，我非常感谢河南机电专科学校对我三年来的培养，感谢学校所有老师，尤其本专业的老师有王宏、张敏、李好学、李建雄等老师，在老师们的精心教导下，使我对专业理论知识和实践都有很大的提高。

更重要的是老师们以严谨的治学态度、丰富的实践经验及渊博的学识让我受益良多。

这次毕业设计是对以前学过的专业知识的掌握程度的一次全面检验，在本次毕业设计过程中，在得到王宏老师、李好学老师等本专业的老师的悉心指导和帮助下，并有许多同学支持和帮助，在经过多次思考论证和修改后，本次设计才使得以完成。

虽然初次设计特种空调器，还有许多方面考虑的不够全面、深刻，但是王宏老师以理论知识和实践经验作为指导使我对本次设计更加全面、深刻。

再次感谢在设计过程中给予悉心指导和帮助的各位老师和同学，还有对毕业设计重视的学校领导。

还请各位老师对于毕业设计给予批评、指正，并提出宝贵意见。

此致
敬礼。