双源型全新风除湿机15000风量设计报告书蒸发冷凝R134a改1文档格式.docx
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干）的左侧区域内，我们以相对湿度95%作为机器露点的参考基准，可得蒸发器极限出风状态点为L点（具体位置如图1中的L点所示），其相关参数如下：
表1蒸发器极限出风状态点（L点）参数
干球温度
湿球温度
露点温度
焓
相对湿度
含湿量
空气密度
℃
kJ/kg·
干
%
g/kg·
kg/m3
11.6
11.147
10.728
31.858
95
8
1.234
L点即为满足出风含湿量≤8g/kg·
干的蒸发器极限出风状态点。
为了充分保证机组夏季设计出风工况的要求，系统设计时考虑足够的安全余量，同时本着既能满足用户要求，又兼顾设计经济型的原则，我们根据上述焓湿图分析，以相对湿度90%作为机器露点的参考基准，确定双冷源全新风除湿机的蒸发器出风状态点为L2点（具体位置如焓湿图中的L2点所示），其相关参数如下：
表2蒸发器实际出风状态点（L2点）参数
12
11.16
10.43
32.13
90
7.93
1.232
夏季室外新风首先通过空气过滤器过滤，再经热管换热器的蒸发段预冷降温，然后经过表冷器初步降温除湿，机器露点达到19℃，而后再经过直接蒸发冷深度降温除湿，使出风的机器露点达到12℃，最后经过再热冷凝器加热，通过调节再热冷凝的热负荷，使机组送风参数连续可调，从而达到设计要求的温湿度参数（tDB=16～22℃），送入房间。
新风处理过程及焓湿图分析如图2、图3所示。
图2：
新风处理过程图
图3：
夏季新风处理焓湿图
而室内排风将经过蒸发冷凝器降温、热管换热器冷凝段及散热冷凝器升温后排出机组。
排风的利用使热管换热器的热回收得以实现。
排风的空气处理过程及焓湿图分析如图4、图5所示。
图4：
排风处理过程图
图5：
夏季排风处理焓湿图
3.设计计算
3.1进风状态参数
新风状态参数W（W’）：
表3
B
tW
φW
ρW
iW
dW
twbW
tdpW
kPa
kJ/kg
g/kg
101
33
63
1.2
85.59
20.41
27
25.18
回风状态参数N：
表4
tN
φN
ρN
iN
dN
twbN
tdpN
50
56.03
11.28
19.5
15.72
3.2热管换热器设计
经热管热回收器预冷后空气状态A为：
表5
tA
φA
ρA
iA
dA
twbA
tdpA
29.6
76.7
82.03
26.28
25.17
计算显热回收量：
QA=V1×
1.2×
（tW–tA）×
1.05/3600
=（15000×
1.2）×
（33-29.6）×
=17.8kW
热管换热器设计
初步设计热管换热器为：
表6
热管
迎风面
长×
宽
排数
列数
间距
总传热
面积
风量
迎面
风速
mm
排
列
m2
m3/h
m/s
蒸发段
2200×
1064
6
28
2.6
316
15000
1.78
冷凝段
12000
1.42
3.3表冷器设计
经表冷器冷却去湿后空气状态参数L1为：
表5
tL1
φL1
ρL1
iL1
dL1
twbL1
tdpL1
19
52.75
13.24
18.54
18.2
计算表冷制冷量：
QL1=V1×
（iW–iA）/3600
（82.03-52.75）/3600
=146.4kW
计算表冷除湿量：
WL1=V1×
（d1–d2）/1000
1.2）×
（20.41-13.24）
=129.06kg/h
计算表冷冷冻水流量：
机组冷水供回水温度为15/20℃,则冷冻水流量为：
GL1=
=
=25223kg/h=25.2t/h。
表冷器设计
表冷器逆流设计，空气侧进出风温度29.6/19℃，水侧进出水温度15/20℃，则传热温差为：
＝6.4℃
取传热系数为55W/（m2·
K），则所需面积为：
FL1=146.4×
1000/55/6.4
=416m2
初步设计表冷器：
表7
迎风面长×
总传热面积
迎面风速
422
铜管采用¢
15.6×
0.75型，满足设计要求。
3.4冷冻除湿各元件的设计
经蒸发器降温去湿后空气状态参数L2为：
表8
tL2
φL2
ρL2
iL2
dL2
twbL2
tdpL2
32.12
计算蒸发冷量：
QL2=V1×
（iL1–iL2）/3600
（52.75－32.12）/3600=103.2kW
计算蒸发除湿量：
WL2=V1×
（dL1–dL2）/1000
（13.24-7.93）/1000
=95.58kg/h
压缩机的选配
a．蒸发器出风温度t2=12℃，据此确定蒸发温度to=3℃，采用蒸发冷凝器冷凝，确定冷凝温度tk=40℃；
b．按制冷量Qo=103kW，工质为R134a，选择“Refcomp”SRC-S-163一台，在to=3℃，tk=40℃时的制冷量为111kW，对应压缩机输入功率为24.7kW。
蒸发器设计
蒸发器逆流设计，空气侧进出风温度19/12℃，蒸发温度为3℃，传热温差为
△tm=
＝12.12℃
取传热系数为35W/（m2·
K），则所需面积为FL2=103×
1000/35/12.12=243.3m2
初步设计蒸发器：
表9
3.5
239.2
采用单系统，铜管为¢
0.5型，满足设计要求。
再热冷凝器设计
按照蒸发温度t0=3℃，冷凝温度tk=40℃，查《制冷原理与设备》第210页图8-2得：
冷凝负荷系数C0=1.2，冷凝热负荷Qk=CoQo=1.2×
103.2=124kW。
a.当机组出风温度16℃时，空气温升△t1=16-12＝4℃，则需再热量为：
QS1=CP×
V1×
△t/3600
=1.05×
（15000×
4/3600
=21kW
这样，空气经再热冷凝器加热升温，达到要求的机组出风，状态参数S1为：
表10
tS1
φS1
ρS1
iS1
dS1
twbS1
tdpS1
16
69.38
36.22
12.8
b.当机组出风温度22℃时，空气温升△t2=22-12＝10℃，则需冷凝再热量为：
V×
=1.05×
10/3600
=52.5kW
这样，空气经再热冷凝器加热升温，达到要求的机组出风，状态参数S2为：
表11
tS2
φS2
ρS2
iS2
dS2
twbS2
tdpS2
22
47.7
42.37
15.09
按最大热负荷设计再热冷凝器。
逆流布置，空气侧进出风温度12/22℃，冷凝温度为40℃，传热温差为：
＝22.6℃
取传热系数为30W/（m2·
FS2=52.5×
1000/30/22.6=77.4m2
初步设计再热冷凝器：
表12
2
80
蒸发冷凝器的设计
机组制冷系统包括再热冷凝器，蒸发冷凝器和散热冷凝器。
三个冷凝器串联连接。
当再热冷凝器热负荷最小时，即当机组送风温度为16℃时，蒸发冷凝器热负荷最大，这时蒸发冷凝器热负荷为Qk=124-21=103kW。
回风经过蒸发冷凝器前的湿球温度19.5℃，根据热负荷、进风湿球温度和冷凝温度，确定蒸发冷凝器。
总排热量以热负荷为
103kW
的蒸发式冷凝器为例，水膜表面的温度介于冷凝温度40℃，与进风湿球温度19.5℃之间，假设水膜温度一般比进风湿球温度高5～6度，取水蒸发汽化的最终温度为26℃，即水在26℃完全汽化时，最大理论耗水量计算为（26℃时水的汽化热值为：
2440kJ/kg）：
103×
3600/2430＝153kg/h。
而机组的总除湿量为224.6kg/h，水温为16℃，即夏季机组不需要
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