冷凝器换热面积计算方
法
集团文件版本号：（M928-T898-M248-WU2669-I2896-DQ586-M1988）
冷凝器换热面积计算方法
(制冷量+压缩机功率)/200~250=冷凝器换热面
例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃
制冷量12527W+压缩机功率11250W
23777/230=气冷凝器换热面积103m2?
水冷凝器换热面积与气冷凝器比例=概算1比18；（103/18）= 6m2
蒸发器的面积根据制冷量（蒸发温度℃×Δt进气温度）
制冷量=温差×重量/时间×比热×安全系数
例如：有一个速冻库1库温-35℃，
2冷冻量1ton/H、3时间2/H内，4冷冻物品（鲜鱼）；5环境温度27℃；6安全系数1.23
计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266kcal/n
可以查压缩机蒸发温度CT=40；CE-40℃；制冷量=31266kcal/h?
NFB与MC选用
无熔丝开关之选用
考虑:框架容量AF(A)、额定跳脱电流AT(A)、额定电压(V)，
低电压配线建议选用标准
(单一压缩机)
AF?取大於AT?一等级之值.(为接点耐电流的程度若开关会热表示AF选太小了)
AT(A ) =?电动机额定电流×1 .5 ~2 .5(如保险丝的IC值)
(多台压缩机)
AT(A )=(最大电动机额定电流×1 .5 ~2 .5)+?其余电动机额定电流总和ＩＣ启断容量，能容许故障时的最大短路电流，如果使用ＩＣ：５ｋＡ的断路器，而遇到１０ｋＡ的短路电流，就无法承受，ＩＣ值愈大则断路器内部的消弧室愈大、体积愈大，愈能承受大一点的故障电流，担保用电安全。要搭配电压来表示220V 5KA?电压380V时IC值是2.5KA。
电磁接触器之选用
考虑使用电压、控制电压，连续电流I t h?之大小（亦即接点承受之电流大小），连续电流I th的估算方式建议为I t h=马达额定电流
×1.25/√3。
直接启动时，电磁接触器之主接点应选用能启闭其额定电流之10倍。
额定值通常以电流A、马力HP或千瓦KW标示，一般皆以三相220V电压之额定值为准。
电磁接触器依启闭电流为额定电流倍数分为：
(1).AC1级：1.5倍以上，电热器或电阻性负载用。
(2).AC2B级：4倍以上，绕线式感应电动机起动用。
(3).AC2级：4倍以上，绕线式感应电动机起动、逆相制动、寸动控制用。
(4).AC3级：闭合10倍以上，启断8倍以上，感应电动机起动用。
(5).AC4级：闭合12倍以上，启断10倍以上，感应电动机起动、逆相制动、寸动控制用。
如士林sp21规格
◎额定容量CNS AC3级3相
220~240V→kW/HP/A：5.5/7.5/24
380~440V→kW/HP/A：11/15/21
压缩功率计算
一.
有关压缩机之效率介绍:
1.体积效率(EFF V)
:用以表示该压缩机泄漏或阀门间隙所造成排出的气体流量减少与进入压缩机冷媒因温度升高造成比体积增加之比值
体积效率(EFF V)=压缩机实际流量/压缩机理论流量
体积效率细分可分为二部分
（1）间隙体积效率
ηvc＝V′/ V
V′：实际之进排气量V：理论之排气量
间隙体积效率一般由厂商提供，当压缩机之压缩比（PH/
PL）增大，即高压愈高或低压愈低，则膨胀行程会增长，ηvc减少。（2）过热体积效率
ηvs＝v / v′
v：理论上进入汽缸之比体积v′：实际进入汽缸之比体积
当压缩比愈大时、汽缸温度愈，冷媒过热度愈大，比体积也愈大，所以ηvs愈小。
整体的体积效率ηv＝ηvc˙ηvs
2.压缩效率(EFF C)
:用以表示该压缩机实际压缩过程与等熵压缩偏离程度
压缩效率(EFF C)=压缩机实际进出口焓差与等熵压缩进出口焓差比值= (h out,等熵- h in) / (h out,实际- h in)
*若假设等其熵压缩其压缩效率就等於1 (冷冻空调全国竞赛试题假设了等熵压缩,其压缩效率=0.63,
很奇怪)
3.断热效率(EFF AD):用以表示如以等熵绝热压缩时之机械效率
断热效率(EFF AD) =等熵绝热压缩冷媒获得能量/压缩机所需之制动马力输入能量,
压缩机输入能量= (h out,等熵- h in) /压缩机制动马力输入能量
*如压缩机实际输入10kw?因某部分消耗在传动摩擦与马达磁耗上,真正传至冷媒可能仅有0.9kw此时断热效率(EFF AD)=0.9
4.机械效率(EFF m):
压缩机进出冷媒时所需要之动力与压缩机运转时所需要的制动马力之比机械效率(EFF m)=压缩机实际进出冷媒所需之动力/压缩机所需之制动马力输入能量= (h out,实际- h in) /压缩机输入制动马力
压缩机之机械效率:ηm?＝P / Pr
机械效率ηm一般约为0.85 ~0.95，实际运转为了安全起见，制动马力应增加10 ~15 %
之安全系数，以应付运转时冷冻负载之增减。(一般压缩机内部有电动机与压缩机构,如60kw的电动机去带动制冷能力50kw的压缩机,机械效率ηm=0.83)
*压缩效率=断热效率/机械效率
当假设系统为等熵线压缩且能量无任何损失，则压缩效率= 1,断热效率=1 ,机械效率=1，
(1).若压缩机输入能量100kw，损失20kw(磁损，摩擦)，但压缩过程若假设为等熵压缩(表示损失热量不会传至冷媒)，因此80kw全转成压缩功(即出入口冷媒焓差)，则压缩效率= 1,断热效率=0.8,
机械效率=0.8。
(2)如有一压缩机输入能量100kw，损失20kw(磁损，摩擦)，但压缩过程热量传至冷媒10kw，
因此有90kw转成出入口冷媒焓差，则压缩效率= 0.8/0.9=0.89 ,断热效率=0.8,
机械效率=0.9。
二、冷媒循环量
冷媒循环量系冷冻系统内单位时间所流过之质量。公制为kg / hr，英制为lb/hr。
则理论冷媒循环量(质量流率)
m＝V / v?V：m3/hr(压缩机之体积流率)
v：m3/kg（(压缩机入口之比体积）
实际冷媒循环量为G′
ms＝ηv˙G
三、冷冻效果
单位质量冷媒流过蒸发器所吸收之热量，一般以r为代号，单位为
kcal/kg或BTU/lb或KJ/kg?。若进入蒸发器前之冷媒焓热量为i1，流出蒸发器之冷媒焓热量为i2，则冷冻效果, r?＝i2?－i1
四、冷冻能力
每小时冷媒流过蒸发器所吸收之热量
公制为kcal / hr，英制为BTU/hr，SI制为KW。符号一般以R表示，
理论上之冷冻能力;Qe＝m×r
实际上之冷冻能力;Qs＝ms×r。
1,公制冷冻吨: 1 JRT＝3320kcal/hr≒3.86 KW
2,美制冷冻吨: 1US RT＝12000?BTU/hr＝3024?kcal/hr＝3.516 KW
现在市面上冷冻能力标示以Kw表示,不易混淆。（1KW＝860 kcal/hr）五、压缩机所需之动力
理论上压缩机所需之压缩热为：AWc＝i3－i2?（kcal/kg）
i3：理论上压缩机出口冷媒之焓
i2：理论上压缩机入口冷媒之焓
实际上压缩机所需要的压缩能量为：AWc′＝i3′－i2′（kcal/kg）
i3′：实际上压缩机出口冷媒之焓
i2′：实际上压缩机入口冷媒之焓
压缩效率ηi＝AWc / AWc′，当缩缩效率等於1,
压缩效率与体积效率是相等的。
压缩机所需之动力，以N（kcal/hr）、H（HP、马力）及P（KW或W）表示
理论上压缩机所需之动力;N?＝m×AWc
实际上压缩机所需之动力;N′＝ms×AWc′
而1 HP＝746 W?＝0.746 KW＝642 kcal/hr; 1 KW＝860 kcal/hr; H＝
N/642（HP）;P＝N/860（KW）
六、冷冻循环之性能系数ε（C.O.P）
冷冻循环之冷冻效果/压缩热理论ε＝r / AWc ;
实际ε′＝r / AWc′
七、冷冻机组之能源效率比值(EER)
冷冻机组之冷冻能力R之单位为kcal/hr或BTU/hr，而冷冻机组(含冷凝器与蒸发器风扇)之输入动力单位为W
EER＝R / P（Kcal/h˙W）
【例一】已知压缩机之活塞推动量为340m3/hr，若压缩吸入冷媒之比体积为0.05 m3/kg，试求理论冷媒循环量m。若此压缩机之体积效率为
0.8，试求ms。
m＝V/v＝340/0.05＝6800 kg/hr
ms＝mηv＝6800×0.8＝5440 kg/hr
【例二】若此冷冻系统之冷冻效果r为50kcal/kg，试求此冷冻系统理论冷冻能力及实际冷冻能力。
Qe＝m×r＝6800×50＝340000 kcal/h＝340000÷3320＝102.4冷冻吨Qs＝ms×r＝5440×50＝272000（kcal/h）＝82冷冻吨
【例三】若进入压缩机前之冷媒之焓为150kcal/kg，压缩机排出口冷媒之焓为158kcal/kg，试求此压缩机所需理论马力。若此压缩机之压缩效率为0.75,则此压缩机实际上所需之制动马力为多少？
AWc＝158－150＝8 kcal/kg
N＝ms×AWc＝6800×8＝54400 kcal/h
H＝N/642≒85（HP）
又AWc′＝AWc/ηi＝8/0.75＝10.7
实际上所需之制动马力N′＝G′×AWc′＝5440×10.7＝58208 kcal/h＝90（HP）
【例四】若考虑压缩机之机械效率及安全系数时，则实际上应选用之马达容量为何？若机械效率为0.9，安全系数为10%。
Hr＝（H′/ηm）×1.1＝（90/0.9）×1.1＝110（HP）
【例五】求此冷冻系统之冷冻循环性能系数，冷冻机之能源效率比值(EER)。
ε＝r / AWc＝50/8＝6.25
ε′＝r / AWc′＝50/10.7＝4.67
εa＝Qe / N＝340000/54400＝6.25
εa′＝Qs/ N′＝272000/58208＝4.67
EER＝R′/P＝272000/82060
＝3.3kcal/hr.w
螺旋式冰水主机操作注意事项
.1?压缩机
冷冻油油位是否满油视窗
油加热器加热是否足够？
每一手动阀(冷却水、冰水之出入口阀及冷媒侧之进出口关断阀)是否皆已开
加卸载电磁阀毛细管是否扭曲破损
马达线圈与排气温度保护开关之接线确实连接且作动正常？
.2?电气系统
压缩机之主电源与控制电源之电压与频率是否正确？
马达端子相间与对地之绝缘值是否1 0 MΩ以上？
马达端子与接地线是否固定确实？
各项控制器之设定值是否正确？
(注意)
开始抽真空後直到冷媒充填完成之前，切勿量测绝缘。
新机冷媒充填完成後绝缘量测至少有5 0 0 MΩ （DC500V）以上，否则应确认是否有抽真空程序不良、冷媒含水量过高、泄漏等因素。马达温度保护接点请以DC9V?量测绝缘，切勿使用高阻计。
3?管路系统
吸排气端之配件与管路焊接处是否有泄漏？
4?抽真空注意事项
尽可能使用大口径接管抽真空。
高低压两侧同时抽真空。
冬天或低温地区抽真空时，尽可能提高周边温度以确保效果。
抽真空期间，绝对不得测量马达绝缘，可能造成马达线圈严重损坏。
5?运转中注意事项
启动後确认转向，注意吸气压力为下降、排气压力为上升，否则应立即关机，且变换马达相序後再开机。
压缩机运转过热度最佳范围在R - 2 2 / R-1 3 4 a : 5~10℃，R- 4 0
7 C : 8 ~ 1 2
℃，过热太大或太小皆有不良影响。系统初启动时可能因负载大而过热太大，造成压缩机马达线圈温度保护开关作动而停机。
过热度不足，可能造成转子液压缩而损坏压缩机。并且造成失油状况，影响润滑轴承之功能。
在湿度较高地区，压缩机应用於低温系统时，电气接头如有水份凝结而影响电气安全时，请於端子接头加附绝缘绝热树脂，以避免因环境露水造成相间电气短路。
在低环境温度下运转，为确保最低压力差在5 b a r?以上
在冰水回水温度11℃以上100％负载运转、11~10℃75％负载运转、10~9℃50％负载运转、8℃停机；当冰水回水温度升高，若设定於
9℃压缩机再次启动运转，将造成马达启动频繁、起动/停机间距短、马达积热无法完全排除、润滑循环不充分等恶劣状况。因此设定压缩机在12℃以上再次启动运转，以避免之。
压缩机每次到达设定温度停机前务必以25％负载运转20~30?秒，确保下次启动时滑块在最低负载位置。
运转压力(表压)：最高吸气压力R - 2 2( R- 4 07 C ) : 6b ar；R - 1
3 4 a : 3 b a r .最高排气压力R - 2 2 ( R- 4 0 7 C ) : 2 5 b
ar ;R - 1 3 4 a : 1 9 b a r .
容许最高排气温度：110℃
停机後须待1 0?分钟後，才可再行开机。
每小时马达之启动次数不得超过六次。
每次开机运转时间至少五分钟以上。
电压范围：额定电压±10%
频率范围：额定频率±2%
三相电压不平衡量：±2 .2 5 %
三相电流不平衡量：±5%
马达线圈保护跳脱温度：1 3 0±5℃；复归温度: 1 1 0?±5℃。
排气高温保护跳脱温度：1 1 0±5℃;复归温度9 0?±5℃
三相过电流保护电驿运转电流可由性能曲线表查得机组允许操作状态下的
油位开关连续1 5 ~ 3 0 s e c?呈现低油位时，强制压缩机停机
油压差保护开关压差设定1 ~ 1 . 5 b a r
最低运转高低压差5 b a r
启动程序Y-Δ转换时之电磁接触器切换时间须控制在4 0ms ec以下
进相电容压缩机起动完成後至少0. 5?秒，再连接进相电容。
功因补偿上限为0 .9 5。
停机前一秒(至少)，先切离进相电容原则上进相电容仅在运转中作用。
压缩机效率说明
＊容积效率:
ηv=实际流量÷理论流量=实际压缩排出的容积÷活塞移动的容积
＊压缩效率:
ηc=压缩机进出等熵焓差÷压缩机进出实际焓差＝【等熵效率】
＊断热效率:
ηad=压缩机进出等熵焓差(kw)
÷压缩机输入功率(kw)
＊机械效率:
ηm=压缩机进出实际焓差(kw)/压缩机输入功率(kw)
ηc=ηad÷ηm
理想的等熵压缩ηad＝ηm＝ηad＝1
若输入功率为100，损耗为20ηad＝ηm＝0.8ηc＝0.8÷0.8＝1
若输入功率100，损耗为20，回传10ηad＝0.8ηm＝0.9ηc＝0.8÷0.9满液式冰水机液位控制
孔口板——液位控制
在冰水12℃/7℃；冷却水30℃/35℃满载负荷运转时，孔口板向蒸发
器的供液量与蒸发负荷相刚好匹配。若负载变化时。当压差大，孔口板
供液量比蒸发器负荷需要的液量大，吸气过热度降低，易引起液压缩；
当压差小，蒸发器存液量比蒸发器负荷需要的液量小，吸气过热度升
高，制冷量降低，COP减小，制冷装置能耗增大；
在由低负载转为高负载，蒸发器需量增大，过热度升高，在由高负载转
为低负载时，蒸发器负荷需量减小，过热度降低，引起液压缩，机组满
负载运转突然停机，蒸发器需量减小75%，短时间蒸发器实际存液量比蒸
发器负荷需要的液量大55%，吸气过热度急速降低，进而降低排气过热
度，油分离效果下降，甚至导致压缩机失油。孔口板要在一定范围负载
变动可自动调节，负载变动极大，一般不宜采用。
电子膨胀阀——液位控制
当蒸发器内的液面上下变化时，蒸发器内的液位感测器将液位变动
的比例关系用4 -20m A信号传给液位元控制器,
液位元控制器将信号处理後，随後输出指令作用於电子膨胀主阀的步进
马达，使其开度增大、减小，以保持液位在限定的范围内。电子膨胀阀
的步进马达是根据制冷剂液位变化即时输出变化的驱动，使阀的开度满
足蒸发器供液量的需求，进而蒸发器的供液量能即时与蒸发负荷相匹
配，有效的控制蒸发液位。
直流变频与交流变频空调机的简述
第一代交流变频空调机—交流变频压缩机，风扇是交流的
第二代直流变频空调机—-直流压缩机，风扇是交流的
第三代全直流变频空调机—-直流压缩机，风扇是直流的
H＝(进出水压力差÷r)＋(流速平方差÷2g)＋压力表处高度差=68.2m 轴功率＝kw=( r×Q×H )÷(6120×η)=5.29kw
水泵运转特性曲线
练习
空调水配管
采用镀锌无缝钢管(GIP) PVC管
密闭式、开放式概念
空调密闭冰水系统配管方式可分为直接回水配管与逆回水配管
设计逆回水配管法，各回路空调设备盘管压降要一样，若实际上每一回路空调设备盘管压力降不同，既使使用逆回水配管法，也无法使系统流量均衡。因此在密闭管路宜采直接回水配管法，再加上平衡阀的适当安装调整较妥。
水管路摩擦损失与流体黏度、比重、流速；管子的粗造、长度、管径有关。
选用管径步骤：
绘制管路图计算各管段水流量
设定管路摩擦损失3~8m / 100m
由图决定管径
再验证流速是否合宜否则重复步骤2
1.冷却水管流量80 GPM?流速不可超过5.0 ft/s-
-----管径？
2.冷却水管流量6 CMH?流速不可超过1.2 m/s------管径？
水箱静压:P=DH+1ATM
管子△P=PA-PB?∞Q2?摩擦损失=f*(L/D)*(V2/2g)
配件摩擦损失=K*(V2/2g)
KV:15℃水流过阀件产生1bar的流量(CMH)
避免空调系统能源浪费及冷热不一水系统要保持三个条件
每台送风机空调箱需达到设计流量
控制阀压插变化不宜太大
依次测与二次测水量热交换量要相配合
比例观念先建立
方法一:
补偿法:
1.适用没有装分歧阀的管路系统
1.最远端的阀当参考阀
2.将参考阀调整到设计的流量,调好後就不要再动了
3.调整其他阀的流量,会改变参考阀的流量,此时需配合分歧阀保持参考
阀流量
. 新乡双赢蒸发器选择计算的任务是选择合适的蒸发器类型和计算蒸发器的传热面积，确定定型产品的型号与规格。蒸发器的传热面积计算公式为 Qe=kA△tm 式中Qe----蒸发器的制冷量，W； K-----蒸发器的传热系数，W/(M2.℃); A-----蒸发器的传热面积，M2； Tm----蒸发器的平均传热温差，℃。 对于冷却液体或空气的蒸发器，蒸发器的制冷量应为 Qe=Mc（T1-T2） Qe=M（H1-H2） 式中M---被冷却液体（水、乙二醇）或空气的质量流量，kg/s; C--------被冷却液体的比热，J/(kg.℃); T1、T2----被冷却液体进、出蒸发器的温度，℃； H1、H2----被冷却空气进、出蒸发器的比焓，J/kg。 对于制冷系统，M、c、T1、T2，通常是已知的。例如，为空调系统制备冷冻水，其流量、要求供出的冷冻水温度（T2)及回蒸发器的冷冻水温度（T1)都是已知的。因此，蒸发器的热负荷Qe是已知的。对于热泵系统，进蒸发器的温度T1与热泵的低位热源有关。例如，水作低位热源时，T1决定于水位（河水、湖水、地下水、海水等）的温度。而T2、M的确定需综合考虑热泵的COPh、经济性等因素确定。 蒸发器内制冷剂出口可能有一定的过热度，但过热所吸收的热量比例很小，因此在计算传热温差时，制冷剂的温度就认为是蒸发温度Te，平均传热温差应为 T1--T2 △tm=----------------- T1--Te LN--------- T2--Te △tm和Te的确定影响到系统的运行能耗、设备费用、运行费用等。如果Te取得低，则△tm增大，传热面积减少，降低了蒸发器设备费用；而系统的制冷量、性能系数减小，压缩机的功耗增加，运行费用增大。如果取得高，则与之相反。用于制取冷水的满液式蒸发器Te一般不低于2℃。关于△tm或（T2-Te）的推荐值列于表中。蒸发器的传热系数K与管内、外的放热系数、污垢热阻等因素有关，详细计算请参阅文献。表中还列出了常用蒸发器传热系数K的推荐值。 '.
蒸发器设计计算 已知条件：工质为R22，制冷量kW 3，蒸发温度C t ?=70，进口空气的干球温度为C t a ?=211，湿球温度为C t b ?=5.151，相对湿度为34.56=φ％；出口空气的干球温度为C t a ?=132，湿球温度为C t b ?=1.112，相对湿度为80=φ％；当地大气压力Pa P b 101325=。 （1）蒸发器结构参数选择 选用mm mm 7.010?φ紫铜管，翅片厚度mm f 2.0=δ的铝套片，肋片间距mm s f 5.2=，管排方式采用正三角排列，垂直于气流方向管间距mm s 251=，沿气流方向的管排数4=L n ，迎面风速取s m w f /3=。 （2）计算几何参数 翅片为平直套片，考虑套片后的管外径为 沿气流方向的管间距为 沿气流方向套片的长度为 设计结果为 mm s L 95.892565.2132532=+?=+= 每米管长翅片表面积： 每米管长翅片间管子表面积： 每米管长总外表面积： 每米管长管内面积： 每米管长的外表面积： 肋化系数： 每米管长平均直径的表面积： （3）计算空气侧的干表面传热系数 ①空气的物性 空气的平均温度为 空气在下C ?17的物性参数 ②最窄截面处空气流速
③干表面传热系数 干表面传热系数用小型制冷装置设计指导式(4-8)计算 （4）确定空气在蒸发器内的变化过程 根据给定的进出口温度由湿空气的焓湿图可得kg g d kg g d kg kJ h kg kJ h 443.7,723.8,924.31,364.432121====。在空气的焓湿图上连接空气的进出口状态点1和点2，并延长与饱和气线()0.1=?相交于点w ，该点的参数是C t kg g d kg kJ h w w w ?===8,6.6,25。 在蒸发器中空气的平均比焓值 由焓湿图查得kg g d C t m m 8,2.16=?= 析湿系数 （5）循环空气量的计算 进口状态下干空气的比体积 循环空气的体积流量 （6）空气侧当量表面传热系数的计算 对于正三角形排列的平直套片管束，翅片效率f η小型制冷装置设计指导式（4-13）计算，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4.24 .1025d B ,1b m ===ρ且B A 肋折合高度为 凝露工况下翅片效率为 当量表面传热系数 （7）管内R22蒸发时的表面传热系数 R22在C t ?=70时的物性参数为： 饱和液体密度 33.1257m kg l =ρ 饱和蒸气密度 343.26m kg g =ρ 液体粘度 s Pa l ??=-6102.202μ
6．3．2 蒸发过程的传热系数 蒸发中的传热系数K是影响蒸发设计计算的重要因素之一。根据传热学知识知 （6-6） 上式忽略了管壁厚度的影响。式中蒸汽冷凝传热系数αo可按膜式冷凝的公式计算；管壁热阻R W往往可以忽略；污垢热阻Rs 可按经验值估计，确定蒸发总传热系数K的关键是确定溶液在管内沸腾的传热膜系数a i。研究表明影响a i的因素较多，如溶液的性质、浓度、沸腾方式、蒸发器结构型式及操作条件等，具体计算可参阅有关文献 [1,6]。 一、总传热系数的经验值 目前，虽然已有较多的管内沸腾传热研究，但因各种蒸发器内的流动情况难以准确预料，使用一般的经验公式有时并不可靠；加之管内污垢热阻会有较大变化，蒸发的总传热系数往往主要靠现场实测。表6-1给出了常用蒸发器的传热系数范围，可供参考。 表6-1 常用蒸发器传热系数K的经验值 蒸发器的型式总传热系数K, W / (m2K) 标准式（自然循环）600～3000 标准式（强制循环）1200～6000 悬筐式600～3000 升膜式1200～6000
降膜式1200～3500 二、提高总传热系数的方法 管外蒸汽冷凝的传热膜系数αo通常较大，但加热室内不凝性气体的不断积累将使管外传热膜系数αo减小，故须注意及时排除其中的不凝性气体以降低热阻。管内沸腾传热膜系数αi涉及到管内液体自下而上经过管子的两相流动。在管子底部，液体接受热量但尚未沸腾，液体与管壁之间传热属单相对流传热，传热系数较小；沿管子向上，液体逐渐沸腾汽泡渐多，起初的传热方式与大容积沸腾相近。由于密度差引起的自然对流会造成虹吸作用，管中心的汽泡快速带动液体在管壁四周形成液膜向上流动，流动液膜与管壁之间的传热膜系数逐渐增加并达最大值。但如果管子长度足够，沿管子再向上液膜会被蒸干，汽流夹带着雾滴一起流动，传热系数又趋下降。因此，为提高全管长内的平均传热系数，应尽可能扩大膜状流动的区域。 管内壁液体一侧的污垢热阻Rs与溶液的性质、管内液体的运动状况有关。由于溶液中常含有少量的杂质盐类如CaSO4、CaCO3、Mg(OH)2等，溶液在加热表面汽化会使这些盐的局部浓度达到过饱和状态，从而在加热面上析出，形成污垢层。尤其是CaSO4等，其溶解度随温度升高而下降，更易在传热面上结垢，且质地较硬，难以清除；以CaCO3为主的垢层质地虽软利于清除，但导热系数较小；此外，垢层的多孔性也使其导热系数较低。所以即使厚度为1～2mm的垢层也具有较大的热阻。为降低Rs，工程上可采取定期清理、提高循环速度、加阻垢剂，或添加少量晶种使易结晶的物料在溶液中而不是在加热面上析出等方法。 返回目录 6.5.2 多效蒸发的优缺点
冷凝器換熱面積計算方法 (製冷量+壓縮機功率)/200~250=冷凝器換熱面 例如：（3SS1-1500壓縮機）CT=40℃：CE=-25℃ 製冷量12527W+壓縮機功率11250W 23777/230=氣冷凝器換熱面積103m2 水冷凝器換熱面積與氣冷凝器比例=概算1比18；（103/18）= 6m2 蒸發器的面積根據製冷量（蒸發溫度℃×Δt進氣溫度） 製冷量=溫差×重量/時間×比熱×安全係數 例如：有一個速凍庫1庫溫-35℃，2冷凍量1ton/H、3時間2/H內，4冷凍物品（鮮魚）；5環境溫度27℃； 6安全係數1.23 計算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266kcal/n 可以查壓縮機蒸發溫度CT=40；CE-40℃；製冷量=31266kcal/h NFB與MC選用 無熔絲開關之選用 考慮:框架容量AF(A)、額定跳脫電流AT(A)、額定電壓(V)， 低電壓配線建議選用標準 (單一壓縮機) AF 取大於AT 一等級之值.(為接點耐電流的程度若開關會熱表示AF選太小了) AT(A ) = 電動機額定電流×1 .5 ~2 .5(如保險絲的IC值) (多台壓縮機) AT(A )=(最大電動機額定電流×1 .5 ~2 .5)+ 其餘電動機額定電流總和 ＩＣ啟斷容量，能容許故障時的最大短路電流，如果使用ＩＣ：５ｋＡ的斷路器，而遇到１０ｋＡ的短路電流，就無法承受，ＩＣ值愈大則斷路器內部的消弧室愈大、體積愈大，愈能承受大一點的故障電流，擔保用電安全。要搭配電壓來表示220V 5KA 電壓380V時IC值是2.5KA。
電磁接觸器之選用 考慮使用電壓、控制電壓，連續電流I t h 之大小（亦即接點承受之電流大小），連續電流I th 的估算方式建議為I t h=馬達額定電流×1.25/√ 3。 直接啟動時，電磁接觸器之主接點應選用能啟閉其額定電流之10倍。 額定值通常以電流A、馬力HP或千瓦KW標示，一般皆以三相220V電壓之額定值為準。 電磁接觸器依啟閉電流為額定電流倍數分為： (1).AC1級：1.5倍以上，電熱器或電阻性負載用。 (2).AC2B級：4倍以上，繞線式感應電動機起動用。 (3).AC2級：4倍以上，繞線式感應電動機起動、逆相制動、寸動控制用。 (4).AC3級：閉合10倍以上，啟斷8倍以上，感應電動機起動用。 (5).AC4級：閉合12倍以上，啟斷10倍以上，感應電動機起動、逆相制動、寸動控制用。 如士林sp21規格 ◎額定容量CNS AC3級 3相 220~240V→kW/HP/A：5.5/7.5/24 380~440V→kW/HP/A：11/15/21 壓縮功率計算 一. 有關壓縮機之效率介紹: 1.體積效率(EFF V) :用以表示該壓縮機洩漏或閥門間隙所造成排出的氣體流量 減少與進入壓縮機冷媒因溫度升高造成比體積增加之比值 體積效率(EFF V)=壓縮機實際流量/壓縮機理論流量 體積效率細分可分為二部分 （1）間隙體積效率 ηvc＝V′ / V V′：實際之進排氣量 V ：理論之排氣量 間隙體積效率一般由廠商提供，當壓縮機之壓縮比（PH / PL）增大，即高壓愈高或低壓愈低，則膨脹行程會增長，ηvc減少。 （2）過熱體積效率 ηvs＝v / v′
如何根据压缩机的制冷量配冷凝器散热面积？ 帖子创建时间: 2013年03月04日08:34评论：1浏览：2520投稿 1）风冷凝器换热面积计算方法 制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2 2）水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2 蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。 3）制冷量的计算方法：=温差×重量/时间×比热×设备维护机构 例如：有一个速冻库 1）库温-35℃ 2）速冻量1T/H 3）时间2/H内 4）速冻物质（鲜鱼） 5）环境温度27℃ 6）设备维护机构保温板计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266 kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT =40 CE-40℃制冷量=31266 kcal/n 冷凝器换热面积大于蒸发器换热面积有什么缺点 如果通过加大冷凝风扇的风量可以吗 rainbowyincai |浏览1306 次 发布于2015-06-07 10:19 最佳答案 冷凝器换热面积大于蒸发器换热面积的缺点： 1、高压压力过低；
2、压机走湿行程，易液击，通过加大蒸发器风扇的风量。风冷
冷凝器和蒸发器换热面积计算方法： 1、风冷凝器换热面积计算方法：制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面积 例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527 W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2。 2、水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2，蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。 （注：文档可能无法思考全面，请浏览后下载，供参考。可复制、编制，期待你的好评与关注）
多效蒸发器设计计算 （一） 蒸发器的设计步骤 多效蒸发的计算一般采用迭代计算法 （1） 根据工艺要求及溶液的性质，确定蒸发的操作条件（如加热蒸汽压强及冷凝 器压强）、蒸发器的形式（升膜蒸发器、降膜蒸发器、强制循环蒸发器、刮膜蒸发器）、流程和效数。 （2） 根据生产经验数据，初步估计各效蒸发量和各效完成液的组成。 （3） 根据经验，假设蒸汽通过各效的压强降相等，估算各效溶液沸点和有效总温 差。 （4） 根据蒸发器的焓衡算，求各效的蒸发量和传热量。 （5） 根据传热速率方程计算各效的传热面积。若求得的各效传热面积不相等，则 应按下面介绍的方法重新分配有效温度差，重复步骤（3）至（5），直到所求得的各效传热面积相等（或满足预先给出的精度要求）为止。 （二） 蒸发器的计算方法 下面以三效并流加料的蒸发装置为例介绍多效蒸发的计算方法。 1.估值各效蒸发量和完成液组成 总蒸发量 （1-1） 在蒸发过程中，总蒸发量为各效蒸发量之和 W = W 1 + W 2 + … + W n （1-2） 任何一效中料液的组成为 （1-3） 一般情况下，各效蒸发量可按总政发来那个的平均值估算，即 （1-4） 对于并流操作的多效蒸发，因有自蒸发现象，课按如下比例进行估计。例如，三效W1：W2：W3=1：1.1：1.2 （1-5） 以上各式中 W — 总蒸发量，kg/h ； W 1，W 2 ，… ，W n — 各效的蒸发量，kg/h ； F — 原料液流量，kg/h ； x 0, x 1,…, x n — 原料液及各效完成液的组成，质量分数。 2.估值各效溶液沸点及有效总温度差 欲求各效沸点温度，需假定压强，一般加热蒸汽压强和冷凝器中的压强（或末效压强）是给定的，其他各效压强可按各效间蒸汽压强降相等的假设来确定。即 （1-6） 式中 — 各效加热蒸汽压强与二次蒸汽压强之差，Pa ； — 第一效加热蒸汽的压强，Pa ； — 末效冷凝器中的二次蒸汽的压强，Pa 。 多效蒸发中的有效传热总温度差可用下式计算： （1-7） 式中 — 有效总温度差，为各效有效温度差之和，℃； — 第一效加热蒸汽的温度，℃； — 冷凝器操作压强下二次蒸汽的饱和温度，℃； — 总的温度差损失，为各效温度差损失之和，℃。 p ?1p k p '∑∑? -'-=?)(1k T T t ∑?t 1T k T '∑?
冷凝器换热面积计算方法 (制冷量+压缩机功率)/200~250=冷凝器换热面 例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃ 制冷量12527W+压缩机功率11250W 23777/230=气冷凝器换热面积103m2 水冷凝器换热面积与气冷凝器比例=概算1比18；（103/18）= 6m2 蒸发器的面积根据制冷量（蒸发温度℃×Δt进气温度） 制冷量=温差×重量/时间×比热×安全系数 例如：有一个速冻库1库温-35℃，2冷冻量1ton/H、3时间2/H内，4冷冻物品（鲜鱼）；5环境温度27℃； 6安全系数1.23 计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT=40；CE-40℃；制冷量=31266kcal/h NFB与MC选用 无熔丝开关之选用 考虑:框架容量AF(A)、额定跳脱电流AT(A)、额定电压(V)， 低电压配线建议选用标准 (单一压缩机) AF 取大于AT 一等级之值.(为接点耐电流的程度若开关会热表示AF选太小了) AT(A ) = 电动机额定电流×1 .5 ~2 .5(如保险丝的IC值) (多台压缩机) AT(A )=(最大电动机额定电流×1 .5 ~2 .5)+ 其余电动机额定电流总和 ＩＣ启断容量，能容许故障时的最大短路电流，如果使用ＩＣ：５ｋＡ的断路器，而遇到１０ｋＡ的短路电流，就无法承受，ＩＣ值愈大则断路器内部的消弧室愈大、体积愈大，愈能承受大一点的故障电流，担保用电安全。要搭配电压来表示220V 5KA 电压380V时IC值是2.5KA。
电磁接触器之选用 考虑使用电压、控制电压，連续电流I t h 之大小（亦即接点承受之电流大小），連续电流I th 的估算方式建议为I t h=马达额定电流×1.25/√ 3。 直接启动时，电磁接触器之主接点应选用能启闭其额定电流之10倍。 额定值通常以电流A、马力HP或千瓦KW标示，一般皆以三相220V电压之额定值为准。 电磁接触器依启闭电流为额定电流倍数分为： (1).AC1级：1.5倍以上，电热器或电阻性负载用。 (2).AC2B级：4倍以上，绕线式感应电动机起动用。 (3).AC2级：4倍以上，绕线式感应电动机起动、逆相制动、寸动控制用。 (4).AC3级：闭合10倍以上，启断8倍以上，感应电动机起动用。 (5).AC4级：闭合12倍以上，启断10倍以上，感应电动机起动、逆相制动、寸动控制用。 如士林sp21规格 ◎额定容量CNS AC3级 3相 220~240V→kW/HP/A：5.5/7.5/24 380~440V→kW/HP/A：11/15/21 压缩功率计算 一. 有关压缩机之效率介绍: 1.体积效率(EFF V) :用以表示该压缩机泄漏或阀门间隙所造成排出的气体流量 减少与进入压缩机冷媒因温度升高造成比体积增加之比值 体积效率(EFF V)=压缩机实际流量/压缩机理论流量 体积效率细分可分为二部分 （1）间隙体积效率 ηvc＝V′ / V V′：实际之进排气量 V ：理论之排气量 间隙体积效率一般由厂商提供，当压缩机之压缩比（PH / PL）增大，即高压愈高或低压愈低，则膨胀行程会增长，ηvc减少。 （2）过热体积效率 ηvs＝v / v′
换热面积计算 800KW蒸发器、冷凝器换热面积计算一、800KW蒸发器换热面积: A=Q/(K*?t), ?t=,t-t,/ln(t-t/ t-t) 21c1c2 2A:换热面积m(基于工作介质:水、R22); Q:压缩机制冷量KW，为800KW; K:传热系数，采用波纹状螺纹管取3.4 t为进水温度，为12?; 1 t为出水温度，为7? 2 t为蒸发温度= t-(2-4)?，取t=4? c2c 22经计算A=46.23 m，实际A=A*(1.1-1.15)=51.78 m(取1.12) 计计 二、800KW冷凝器换热面积: A=Q*1.2/(K*?t), ?t=(t-t)/ln(t-t/ t-t) 21c1c2 2A:换热面积m(基于工作介质:水、R22); Q:压缩机制冷量KW，为800KW; K:传热系数，采用波纹状螺纹管取3.14 t为进水温度，为30?; 1 t为出水温度，为35? 2 t为冷凝温度= t+5?，取t=40? c2c 22经计算A=42.46 m，实际A=A*(1.1-1.15)=47.5 m(取1.12) 计计 三、无锡约克公司蒸发器换热面积: 无锡约克公司提供给我司一款直径为650mm，制冷量为967KW， 蒸发温度为5.2?干式蒸发器(基于工作介质:水、R134a)的设计参 数为:采用直径为9.52 mm，壁厚0.8 mm波纹状螺纹管，铜管长度为2446mm，数量为1400根。 采用上述计算公式: 22换热面积A=55.88 m，实际A=A(1.1-1.15)=62.59 m(取1.12) 计计
根据GB151-1999管壳式换热器中3.7.1有关换热面积的解释及计算方法，1400根铜管的外表面积就为换热面积A。 2 A=3.14DL*1400=3.14*0.00952*(2.446-0.05*2)*1400=98.18 m 2(大于62.59 m，满足设计要求) 四、铜管数量的计算: 按江苏萃隆铜业有限公司推荐的行业用铜管材料，蒸发器用 ,12.7*0.85(名义壁厚)波纹状螺纹管;冷凝器用,15.88*0.64(名义壁厚)波纹状螺纹管。 经初步设计二容器均采用3米长铜管，根据GB151-1999管壳式换热器每根铜管的换热面积: 2A=3.14*(12.7/1000)*(3-0.5*2)=0.1156 m 蒸发器 2 A=3.14*(15.88/1000)*(3-0.5*2)=0.1446 m冷凝器 (其中0.5为铜管伸入管板内的长度)。 蒸发器所用铜管数量n=A/ A=51.78/0.1156=448根蒸发器 冷凝器所用铜管数量n=A/ A=47.5/0.1446=329根冷凝器 考虑到铜管在折流板中尚有部分换热面积的损失，同时根据GB151-1999管壳式换热器5.6.3中布管要求，方便布管取蒸发器所用铜管数量为454根，冷凝器所用铜管数量为338根。 ---------------------------------------------------------------精品范文 ------------------------------------------------------------- 精品范文 3 / 4 ---------------------------------------------------------------精品范文 ------------------------------------------------------------- 精品范文
冷凝器换热面积计算方法 （制冷量 +压缩机功率）/200~250=冷凝器换热面 例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃ 制冷量12527W+压缩机功率11250W 23777/230=气冷凝器换热面积103m2 水冷凝器换热面积与气冷凝器比例=概算1 比18；（103/18）= 6m2 蒸发器的面积根据制冷量（蒸发温度℃× Δt 进气温度） 制冷量=温差×重量/时间×比热×安全系数例如：有一个速冻库1 库温-35℃，2冷冻量1ton/H、3时间2/H 内，4 冷冻物品（鲜鱼）；5环境温度27℃；6 安全系数1.23 计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT=40；CE-40℃；制冷量=31266kcal/h NFB 与MC 选用 无熔丝开关之选用 考虑:框架容量AF（A）、额定跳脱电流AT（A）、额定电压（V），低电压配线建议选用标准 （单一压缩机） AF 取大于AT 一等级之值.（为接点耐电流的程度若开关会热表示AF选太小了） AT（A ） =电动机额定电流×1 .5 ~2 .5（如保险丝的IC 值） （多台压缩机） AT（A ）=（最大电动机额定电流×1 .5 ~2 .5）+其余电动机额定电流总和 ＩＣ启断容量，能容许故障时的最大短路电流，如果使用ＩＣ：５ｋＡ的断路器，而遇到１０ｋＡ的短路电流，就无法承受，ＩＣ值愈大则断路器内部
的消弧室愈大、体积愈大，愈能承受大一点的故障电流，担保用电安全。要搭配电压来表示220V 5KA 电压380V时IC值是2.5KA。 电磁接触器之选用 考虑使用电压、控制电压，連续电流I t h 之大小( 亦即接点承受之电流大小)，連续电流I th 的估算方式建议为I t h=马达额定电流×1.25/√ 3。直接启动时，电磁接触器之主接点应选用能启闭其额定电流之10 倍。额定值通常以电流A、马力HP或千瓦KW标示，一般皆以三相220V 电压之额定值为准。 电磁接触器依启闭电流为额 定电流倍数分为： (1).AC1级：1.5 倍以上，电热器或电阻性负载用。 (2).AC2B级：4 倍以上，绕线式感应电动机起动用。 (3).AC2级：4 倍以上，绕线式感应电动机起动、逆相制动、寸动控制用。 (4).AC3级：闭合10 倍以上，启断8 倍以上，感应电动机起动用。 (5).AC4级：闭合12 倍以上，启断10 倍以上，感应电动机起动、逆相制动、寸动控制用。 如士林sp21 规格 ◎额定容量CNS AC3级3 相 220~240V→kW/HP/A：5.5/7.5/24 380~440V→kW/HP/A：11/15/21 压缩功率计算 一. 有关压缩机之效率介绍: 1.体积效率(EFF V): 用以表示该压缩机泄漏或阀门间隙所造成排出的气体 流量减少与进入压缩机冷媒因温度升高造成比体积增加之比值 体积效率(EFF V)=压缩机实际流量/压缩机理论流量体积效率细分可分为二部分 (1)间隙体积效率 η vc＝V′ / V V′：实际之进排气量V ：理论之排气量间隙体积效率一般由厂商提供，当压
蒸发器工艺尺寸计算 加热管的选择和管数的初步估计 1加热管的选择和管数的初步估计 蒸发器的加热管通常选用38*2.5mm无缝钢管。 加热管的长度一般为0.6—2m，但也有选用2m以上的管子。管子长度的选择应根据溶液结垢后的难以程度、溶液的起泡性和厂房的高度等因素来考虑，易结垢和易起泡沫溶液的蒸发易选用短管。根据我们的设计任务和溶液性质，我们选用以下的管子。 可根据经验我们选取：L=2M，38*2.5mm 可以根据加热管的规格与长度初步估计所需的管子数n’， =124（根） 式中S=----蒸发器的传热面积，m2，由前面的工艺计算决定（优化后的面积）； d0----加热管外径，m；L---加热管长度，m；因加热管固定在管板上，考虑管板厚度所占据的传热面积，则计算n’时的管长应用（L—0.1）m. 2循环管的选择 循环管的截面积是根据使循环阻力尽量减小的原则考虑的。我们选用的中央循环管式蒸发器的循环管截面积可取加热管总截面积的40%--100%。加热管的总截面积可按n’计算。循环管内径以D1表示，则 所以mm 对于加热面积较小的蒸发器，应去较大的百分数。选取管子的直径为：循环管管长与加热管管长相同为2m。 按上式计算出的D1后应从管规格表中选取的管径相近的标准管，只要n和n’相差不大。循环管的规格一次确定。循环管的管长与加热管相等，循环管的表面积不计入传热面积中。 3加热室直径及加热管数目的确定 加热室的内径取决于加热管和循环管的规格、数目及在管板撒谎能够的排列方式。 加热管在管板上的排列方式有三角形排列、正方形排列、同心圆排列。根据我们的数据表加以比较我们选用三角形排列式。
F=Q/kK*△tm F 是换热器的有效换热面积 Q 是总的换热量 k 是污垢系数一般取0.8-0.9 K 是传热系数 △tm 是对数平均温差 1.板式换热器简介 板式换热器是由一系列具有一定波纹形状的金属片叠装而成的一种新型高效换热器。各种板片之间形成薄矩形通道，通过半片进行热量交换。它与常规的管壳式换热器相比，在相同的流动阻力和泵功率消耗情况下，其传热系数要高出很多，在适用的范围内有取代管壳式换热器的趋势。 板式换热器的型式主要有框架式（可拆卸式）和钎焊式两大类，板片形式主要有人字形波纹板、水平平直波纹板和瘤形板片三种。 1.1板式换热器的基本结构 板式换热器主要由框架和板片两大部分组成。 板片由各种材料的制成的薄板用各种不同形式的磨具压成形状各异的波纹，并在板片的四个角上开有角孔，用于介质的流道。板片的周边及角孔处用橡胶垫片加以密封。 框架由固定压紧板、活动压紧板、上下导杆和夹紧螺栓等构成。 板式换热器是将板片以叠加的形式装在固定压紧板、活动压紧板中间，然后用夹紧螺栓夹紧而成。 1.2板式换热器的特点（板式换热器与管壳式换热器的比较） a.传热系数高由于不同的波纹板相互倒置，构成复杂的流道，使流体在波纹板间流道内呈旋转三维流动，能在较低的雷诺数（一般Re=50~200）下产生紊流，所以传热系数高，一般认为是管壳式的3~5倍。 b.对数平均温差大，末端温差小在管壳式换热器中，两种流体分别在管程和壳程内流动，总体上是错流流动，对数平均温差修正系数小，而板式换热器多是并流或逆流流动方式，其修正系数也通常在0.95左右，此外，冷、热流体在板式换热器内的流动平行于换热面、无旁流，因此使得板式换热器的末端温差小，对水换热可低于1℃，而管壳式换热器一般为5℃. c.占地面积小板式换热器结构紧凑，单位体积内的换热面积为管壳式的2~5倍，也不像管壳式那样要预留抽出管束的检修场所，因此实现同样的换热量，板式换热器占地面积约为管壳式换热器的1/5~1/10。 d.容易改变换热面积或流程组合，只要增加或减少几张板，即可达到增加或减少换热面积的目的；改变板片排列或更换几张板片，即可达到所要求的流程组合，适应新的换热工况，而管壳式换热器的传热面积几乎不可能增加。 e.重量轻板式换热器的板片厚度仅为0.4~0.8mm，而管壳式换热器的换热管的厚度为 2.0~2.5mm，管壳式的壳体比板式换热器的框架重得多，板式换热器一般只有管壳式重量的1/5左右。 f. 价格低采用相同材料，在相同换热面积下，板式换热器价格比管壳式约低40%~60%。 g. 制作方便板式换热器的传热板是采用冲压加工，标准化程度高，并可大批生产，管壳式换热器一般采用手工制作。 h. 容易清洗框架式板式换热器只要松动压紧螺栓，即可松开板束，卸下板片进行机械清洗，这对需要经常清洗设备的换热过程十分方便。
用户提供的条件 1、均为蒸发器，流量108m3/h，进油温度：260，温差30度，给水温度：20度，产气量3t/h,工作压力：0.7Mpa （100平方） 2、流量72m3/h，进油温度：260，温差30度，给水温度：20度，产气量3t/h,工作压力：0.7Mpa （70平方） 3、流量460立方/小时，进油温度260度，温差30度，蒸汽压力：1.6Mpa，导热油压力：0.7Mpa ，产气量：12T/H （300平方） 4、流量：600立方/小时，进油温度260度，温差25度，蒸汽压力：1.6Mpa，导热油压力：0.7Mpa ，产气量：15T/H （380平方） 5、流量460立方/小时，进油温度260度，温差30度，蒸汽压力：1.6Mpa，导热油压力：0.7Mpa ，产气量：12T/H（正方形布管，换热管中心距为37mm，300平方） 以上换热面积仅供参考 现选择2计算 1．已知： 热载体油：进油温度260℃，出油温度230℃，流量72m3/h，取重度0.86t/m3 冷载体水：给水温度20℃，出气压力0.8MPa,则对应温度175℃，产气量3t/h 2.水从20℃升至175℃所需的传热量计算 Q2=1.05m s2C p2(t2-t1) m s2-----产气量3000kg/h C p2-----水的比热 4.386kJ/kg. ℃ Q2=1.05X3000X4.386X(175-20)=2.1414645kJ/h=5.95X105w(J/s) 3.平均温差计算 260℃→230℃ 20℃→175℃ 240℃--55℃ △ t m=(240-55)/ln(240/55)=125.56℃ R=(T1-T2)/(t2-t1)=30/155=0.193548 P=(t2-t1)/(T1-T2)=155/240=0.6458 查得△t m=0.95X125.56=119.28℃ 4.导热油与水之间的传热系数K=150~200w/㎡. ℃,现取110 5.所需换热面积的计算值A A=Q/K△t m=5.95X105/(110X119.28)=28㎡ 考虑裕量28㎡X1.15=32㎡
蒸发器的设计计算
蒸发器设计计算 已知条件：工质为R22，制冷量kW 3，蒸发温度C t ?=70，进口空气的干球温度为C t a ?=211，湿球温度为C t b ?=5.151，相对湿度为34.56=φ％；出口空气的干球温度为C t a ?=132，湿球温度为C t b ?=1.112，相对湿度为80=φ％；当地大气压力Pa P b 101325=。 （1）蒸发器结构参数选择 选用mm mm 7.010?φ紫铜管，翅片厚度mm f 2.0=δ的铝套片，肋片间距 mm s f 5.2=，管排方式采用正三角排列，垂直于气流方向管间距mm s 251=，沿 气流方向的管排数4=L n ，迎面风速取s m w f /3=。 （2）计算几何参数 翅片为平直套片，考虑套片后的管外径为 mm d d f o b 4.102.02102=?+=+=δ 沿气流方向的管间距为 mm s s 65.21866.02530cos 12=?=?= 沿气流方向套片的长度为 mm s L 6.8665.21442=?== 设计结果为 mm s L 95.892565.2132532=+?=+= 每米管长翅片表面积： f b f s d s s a 100042221? ??? ? ? -?=π ()5.21000 4.10414.36 5.212522??? ? ???-??= m m 23651.0= 每米管长翅片间管子表面积：
f f f b b s s d a ) (δπ-= ()5 .210002.05.24.1014.3? -??= m m 203.0= 每米管长总外表面积： m m a a a b f of 23951.003.03651.0=+=+= 每米管长管内面积： m m d a i i 2027.0)20007.001.0(14.3=?-?==π 每米管长的外表面积： m m d a b b 2003267.00104.014.3=?==π 肋化系数： 63.14027 .03951 .0== = i of a a β 每米管长平均直径的表面积： m m d a m m 2 02983.020086.00104.014.3=?? ? ??+?==π （3）计算空气侧的干表面传热系数 ①空气的物性 空气的平均温度为 C t t t a a f ?=+=+= 172 1321221 空气在下C ?17的物性参数 3215.1m kg f =ρ ()K kg kJ c pf ?=1005 704.0=rf P s m v f 61048.14-?=
1）风冷凝器换热面积计算方法 制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527W+压缩机电机功率 11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2 2）水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2 蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。冷库蒸发器匹配计算 一、冷藏库冷风机的匹配： 冷藏库每立方米负荷按W0=75W/m3计算。 1 若V(冷库容积)＜30m3，开门次数较频繁的冷库,如鲜肉库,则乘系数A=1.2； 2 若30m3≤V＜100m3，开门次数较频繁的冷库,如鲜肉库,则乘系数A=1.1； 3 若V≥100m3，开门次数较频繁的冷库,如鲜肉库,则乘系数A=1.0； 4 若为单个冷藏库时，则乘系数B=1.1 最终冷库冷风机选配按W=A*B*W0(W 为冷风机负荷)； 5 冷库制冷机组及冷风机匹配按-10oC蒸发温度计算。 二、冷冻库冷风机的匹配： 每立方米负荷按W0=70W/m3计算。 1 若V(冷库容积)＜30m3，开门次数较频繁的冷库,如鲜肉库,则乘系数A=1.2； 2 若30m3≤V＜100m3，开门次数较频繁的冷库,如鲜肉库,则乘系数A=1.1； 3 若V≥100m3，开门次数较频繁的冷库,如鲜肉库,则乘系数A=1.0； 4 若为单个冷冻库时，则乘系数B=1.1 最终冷库冷风机选配按W=A*B*W0(W 为冷风机负荷) 5 当冷库与低温柜共用制冷机组时，机组及冷风机匹配按-35oC蒸发温度计算。当冷库与低温柜分开时，冷库制冷机组及冷风机匹配按-30oC蒸发温度计算。三、冷库加工间冷风机的匹配： 每立方米负荷按W0=110W/m3计算。 1 若V(加工间容积)＜50m3,则乘系数A=1.1； 2 若V≥50m3，则乘系数A=1.0 最终冷库冷风机选配按W=A*W0(W为冷风机负荷)； 3 当加工间与中温柜共用制冷机组时，机组及冷风机匹配按-10oC蒸发温度计算。 当加工间与中温柜分开时，冷库机组及冷风机匹配按0oC蒸发温度计算。以上计算为参考值，精确计算按冷库负荷计算表。
新乡双赢蒸发器选择计算的任务是选择合适的蒸发器类型和计算蒸发器的传热面积，确定定型产品的型号与规格。蒸发器的传热面积计算公式为 Qe=kA△tm 式中Qe----蒸发器的制冷量，W； K-----蒸发器的传热系数，W/(M2.℃); A-----蒸发器的传热面积，M2； Tm----蒸发器的平均传热温差，℃。 对于冷却液体或空气的蒸发器，蒸发器的制冷量应为 Qe=Mc（T1-T2） Qe=M（H1-H2） 式中M---被冷却液体（水、乙二醇）或空气的质量流量，kg/s; C--------被冷却液体的比热，J/(kg.℃); T1、T2----被冷却液体进、出蒸发器的温度，℃； H1、H2----被冷却空气进、出蒸发器的比焓，J/kg。 对于制冷系统，M、c、T1、T2，通常是已知的。例如，为空调系统制备冷冻水，其流量、要求供出的冷冻水温度（T2)及回蒸发器的冷冻水温度（T1)都是已知的。因此，蒸发器的热负荷Qe是已知的。对于热泵系统，进蒸发器的温度T1与热泵的低位热源有关。例如，水作低位热源时，T1决定于水位（河水、湖水、地下水、海水等）的温度。而T2、M的确定需综合考虑热泵的COPh、经济性等因素确定。 蒸发器内制冷剂出口可能有一定的过热度，但过热所吸收的热量比例很小，因此在计算传热温差时，制冷剂的温度就认为是蒸发温度Te，平均传热温差应为 T1--T2 △tm=----------------- T1--Te LN--------- T2--Te △tm和Te的确定影响到系统的运行能耗、设备费用、运行费用等。如果Te取得低，则△tm增大，传热面积减少，降低了蒸发器设备费用；而系统的制冷量、性能系数减小，压缩机的功耗增加，运行费用增大。如果取得高，则与之相反。用于制取冷水的满液式蒸发器Te一般不低于2℃。关于△tm或（T2-Te）的推荐值列于表中。蒸发器的传热系数K与管内、外的放热系数、污垢热阻等因素有关，详细计算请参阅文献。表中还列出了常用蒸发器传热系数K的推荐值。
冷凝器换热面积计算方法 制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面 例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2 水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103/18）=6m2 蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。 制冷量的计算方法 制冷量=温差×重量/时间×比热×设备维护机构 例如：有一个速冻库 1库温-35℃ 2速冻量1T/H 3时间2/H内 4速冻物质（鲜鱼） 5环境温度27℃ 6设备维护机构保温板 计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT=40CE-40℃制冷量=31266kcal/n 关于R410A和R22翅片管换热器回路数比的探讨晨怡热管(特灵亚洲研发中心上海200001)申广玉2008-6-15 20:10:07 摘要:通过理论计算得出了相同换热量和相同工况下,采用5/16″管径R410A蒸发器(或冷凝器)与采用3/8″管径R22蒸发器(或冷凝器)时回路数的比值,并指出比值是两工质物性差异和盘管的内径及当量摩擦阻力系数差异共同作用的结果。 关键词:R410A;回路数;蒸发器;冷凝器 中图分类号:TQ051 文献标识码: B
1前言 随着人类环保意识的提高,新冷媒技术的发展和应用已成为空调器发展的方向和关注的焦点。目前,国际上一致看好的R22替代物是混合工质R407C和R410A。其中R410A是HFC 32和HFC 125按照50%:50%的质量百分比组成的二元近共沸混合制冷剂,它的温度滑移不超过0.2℃(R407C温度滑移约7℃左右),这给制冷剂的充灌、设备的更换提供了很多方便。另外,由于R410A系统运行的蒸发压力和冷凝压力比R22高60%,所以系统性能对压力损失不敏感,每个回路工质循环流速可以加大,有利于换热器的强化换热,这为提高R410A系统的整体能效创造了有力条件。 正是由于R410A具有上述优点,在R22用量最大的单元式空调和热泵产品中,R410A是其首要的替代品。美国有望在2007年底将R410A产品在单元式空调的应用比例提高到80%,并在2009年底接近100%[1]。 但是R410A和R22物性存在着上述明显差异而不能在原R22系统中直接充注替代使用,应该对新的R410A 系统中的压缩机、蒸发器、冷凝器、节流机构和系统管路等部件重新设计才能达到系统的最佳匹配。本文仅以R410A和R22翅片管蒸发器和冷凝器的回路数相对比进行说明。 2R410A和R22翅片管蒸发器回路数比计算 目前常用的R22换热器一般采用的是3/8″内螺纹管,R410A换热器一般采用的是5/16″内螺纹。无特殊说明,所述的R410A和R22换热器即分别指这两种结构的换热器。 无论采用何种工质,在设计蒸发器时,一般均要保证工质在蒸发器中的饱和温度降ΔT相同,即:
如何根据压缩机的制冷量计算冷凝器及蒸发器 的面积 集团标准化工作小组 #Q8QGGQT-GX8G08Q8-GNQGJ8-MHHGN#
如何根据压缩机的制冷量配冷凝器散热面积 帖子创建时间:2013年03月04日 08:34评论：浏览： 1）风冷凝器换热面积计算方法 制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2 2）水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2 ? 蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。 3）制冷量的计算方法：=温差×重量/时间×比热×设备维护机构 例如：有一个速冻库 1）库温-35℃ 2）速冻量1T/H 3）时间2/H内 4）速冻物质（鲜鱼） 5）环境温度27℃ 6）设备维护机构保温板计算：62℃×1000/2/H××=31266 kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT=40 CE-4 0℃制冷量=31266 kcal/n 冷凝器换热面积大于蒸发器换热面积有什么缺点 如果通过加大冷凝风扇的风量可以吗 |浏览 1306 次 发布于2015-06-07 10:19 最佳答案 换热面积大于蒸发器换热面积的缺点： 1、高压压力过低； 2、压机走湿行程，易液击，通过加大蒸发器风扇的风量。 风冷和蒸发器换热面积计算方法：
1、风换热面积计算方法：+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面积 例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：=-25℃压缩机=12527W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2。 2、水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2，蒸发器的面积根据压缩机（℃×Δt的休正系数查表）。