双源型全新风除湿机15000风量设计报告书蒸发冷凝R134a改1Word格式文档下载.docx
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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
项
目
单
位
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℃，即夏季机组不需要补水。
蒸发冷凝器的出风参数B为：
表13
tB
φB
ρB
iB
dB
twbB
tdpB
82.8
21.78
26.45
26.24
热管换热器的校核
由热管蒸发段的显热回收量计算热管冷凝段的出风参数，考虑有3％的热损失。
则出风干球为：
tc＝27+17.8×
（1-3％）×
3600/12000/1.2/1.05＝27＋4＝31℃
等湿加热后，空气的出风参数为：
表14
tc
φc
ρc
ic
dc
twbc
tdpc
31
75.38
87
27.37
26.25
这样，热管的热效率为:
h＝
散热冷凝器的设计
在蒸发冷凝器的前面增加两排的散热冷凝器，使高压气态制冷剂首先在此部分被冷却至接近饱和温度，再进入蒸发冷凝器的冷凝盘管冷凝成液态。
这样，一方面可充分利用空气带走雾状水滴进行冷却，同时还可以减轻盘管上的结构现象。
在冷凝温度40℃，过热5℃的情况下，过热区的热负荷约为总热负荷的15％，即：
QD=Qk×
0.15=124×
0.15=18.6kW。
空气被等湿加热，则出风干球为：
tD＝31+18.6×
3600/12000/1.2＋4.65＝35.65℃
表15
tD
φD
ρD
iD
dD
twbD
tdpD
35.65
58.08
91.89
28.39
则散热冷凝器的传热温差为：
＝21.6℃
FD=18.6×
1000/30/21.4=29m2
则初步设计散热冷凝器：
表16
1
52.6
热力膨胀阀的选配
按Qo=103kW，因有分液头，系统压降较大，故选用外平衡式热力膨胀阀，根据tk、to、△p、Q0的具体数值，制冷系统采用单系统，选用“ALCO”的TRAE-30H型热力膨胀阀一个。
3.5机组最低出风参数的校核
当室外新风温度很低时，表冷器失去意义，机组按50％的能量运行。
校核机组的最低出风参数。
制冷量Q00.5＝Q0/2=111/2=55.5kW；
保证蒸发器出风参数L2不变，机组进风焓值为
i0.5=55.5×
3600/15000/1.2＋32.12＝11.1＋32.12＝43.22kJ/kg；
查焓湿图，可得在相对湿度95％的情况下，机组进风w0.5的参数为：
表17
tw0.5
φw0.5
ρw0.5
iw0.5
dw0.5
twbw0.5
tdpw0.5
15.8
43.19
10.77
15.38
15.01
这时候蒸发器的传热温差为
△tm0.5=
＝10.8℃
F0.5=55.5×
1000/35/10.8=146.8m2，远小于蒸发器设计面积239.2m2，机组可以正常运行。
当蒸发器出风参数为保证不结霜的状态时，即
表18
tL2min
φL2min
ρL2min
iL2min
dL2min
twpL2min
tdpL2min
23.29
6.05
7.27
6.54
这时候压缩机SRC-S-163在蒸发温度0℃，冷凝温度35℃时，制冷量为104.8kW，对应的输入功率为22.1kW。
这样机组进风焓值为：
i0.5=104.8/2×
3600/15000/1.2＋23.29＝10.48＋23.29＝33.77kJ/kg
查焓湿图，可得在相对湿度90％的情况下，机组进风wmin的参数为：
表19
twmin
φwmin
ρwmin
iwmin
dwmin
twbwmin
tdpwmin
12.5
92
33.78
8.39
11.84
11.25
这样，蒸发器的传热温差为：
△tmmin=
＝10.3
Fmin=104.8/2×
1000/35/10.3=145.4m2，远小于蒸发器设计面积239.2m2，机组可以正常运行。
3.6最大补水量的计算
当机组工作在进风很干燥的工况，这时表冷器的进、出风露点接近冷冻水的进水温度15℃，表冷器进行干降温过程，机组全部的冷凝水来自蒸发器，压缩机、蒸发器全负荷运行，蒸发器出风参数不变。
这样，由露点15℃，焓值52.75kJ/kg得出表冷器的出风参数，即蒸发器的进风参数为：
表20
25
53.96
10.8
15.05
这时，机组的冷凝水量，即蒸发除湿量为：
W’L2=V1×
（10.8-7.93）/1000
=51.66kg/h
而蒸发冷凝器的理论最大蒸发量为151kg/h，这样机组的最大补水量为：
W补＝153-52≈100kg/h。
3.7确定风口尺寸及风机的选配
风口尺寸及风速如下表：
表21
风速限制
实际风速
尺寸
mm×
新风口
3～4
4.2
1000×
1000
送风口
5~6
5.2
800
回风口
排风口
3~4
按照要求：
a.工作电源：
b.蜗壳风机；
c.机外余压400Pa；
送风机15000m3/h，全压900Pa。
选用rosenberg的DKNB09-630，如图6所示：
图6：
送风机曲线参数图
排风机12000m3/h，全压500Pa。
选用rosenberg的DKNB09-630，如图7所示：
图7：
排风机曲线参数图
4.其他季节工况下机组的校核计算
在夏季最恶劣工况、过渡季节、冬季对机组进行校核计算，保证机组在不同的进风参数下正常运行。
4.1夏季最恶劣工况
变表冷器冷冻水流量，定出水温度、定风量
表22夏季最恶劣工况下新风处理过程一中各状态点参数表
状态点
t
twb
tdp
i
φ
d
ρ
W
32
30.64
30.33
103.41
27.78
W’
A
101.53
100
L1
L2
S1
S2
41.37
表23夏季最恶劣工况下排风处理过程一中各状态点参数表
twp
N
15.7
56.02
C
29
26.91
84.9
84.55
D
33.65
27.96
89.79
64.9
表24夏季最恶劣工况下机组的主要参数表一
型号
性能数据
CS15X-A/12
总冷量
kW
356
总除湿量
kg/h
357
显热回收量
8.9
表冷制冷量
245
蒸发制冷量
103
冷凝热回收量
20～70
冷冻水流量
t/h
42.2
压缩机功率
24.7
由上分析可知，在夏季最恶劣进风参数下，机组可以正常运行，这时表冷器的负荷加大，冷冻水流量增加。
定表冷器冷冻水流量，变出水温度、定风量
如果在保证表冷器最大负荷及最大冷冻水流量不变，再重新校核机组如下。
当状态A的空气经过表冷器降温除湿后，L1的焓值为：
i=101.53-146×
3600/15000/1.2＝101.53-29.2＝72.33kJ/kg
表冷器全负荷运行，取传热系数为55W/（m2·
K），换热面积为422m2，则传热温差为：
△tm=146×
1000/55/422＝6.29℃
这样，计算表冷器的出风温度t＝
表25夏季最恶劣工况下新风处理过程二中各状态点参数表
24.5
23.98
23.73
72.3
18.69
14
表26夏季最恶劣工况下排风处理过程二中各状态点参数表
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