冷凝器换热面积计算方法.docx

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冷凝器换热面积计算方法

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220V5KA  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Ith 之大小（ 亦即接點承受之電流大小），連續電流Ith 的估算方式建議為Ith=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。

--[if!

supportLists]-->   

--[endif]-->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CNSAC3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（EFFV） :

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（EFFV） = 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´

 v：

理論上進入汽缸之比體積 v´：

實際進入汽缸之比體積

當壓縮比愈大時、汽缸溫度愈，冷媒過熱度愈大，比體積也愈大，所以ηvs愈小。

整體的體積效率ηv＝ηvc˙ηvs

2.壓縮效率（EFFC） :

用以表示該壓縮機實際壓縮過程與等熵壓縮偏離程度

壓縮效率（EFFC）=壓縮機實際進出口焓差與等熵壓縮進出口焓差比值=（hout,等熵 -hin）/（hout,實際 -hin）

*若假設等其熵壓縮其壓縮效率就等於1（冷凍空調全國競賽試題 假設了等熵壓縮,其壓縮效率=0.63, 很奇怪）

3.斷熱效率（EFFAD） :

用以表示如以等熵絕熱壓縮時之機械效率

斷熱效率（EFFAD）=等熵絕熱壓縮冷媒獲得能量/壓縮機所需之制動馬力輸入能量,

壓縮機輸入能量=（hout,等熵 -hin）/ 壓縮機制動馬力輸入能量

*如壓縮機實際輸入10kw 因某部分消耗在傳動摩擦與馬達磁耗上,真正傳至冷媒可能僅有  0.9kw此時斷熱效率（EFFAD）=0.9

4.機械效率（EFFm）:

 壓縮機進出冷媒時所需要之動力與壓縮機運轉時所需要的制動馬力之比

機械效率（EFFm）=壓縮機實際進出冷媒所需之動力/壓縮機所需之制動馬力輸入能量=（hout,實際 -hin）/ 壓縮機輸入制動馬力

壓縮機之機械效率:

ηm ＝ P/Pr

機械效率ηm一般約為0.85~0.95，實際運轉為了安全起見，制動馬力應增加10~15% 之安全係數，以應付運轉時冷凍負載之增減。

（一般壓縮機內部有電動機與壓縮機構,如60kw的電動機去帶動製冷能力50kw的壓縮機,機械效率ηm=0.83）

*壓縮效率 =斷熱效率 /機械效率

當假設系統為等熵線壓縮且能量無任何損失，則壓縮效率 =1, 斷熱效率=1,機械效率=1，

（1）.若壓縮機輸入能量100kw，損失20kw（磁損，摩擦），但壓縮過程若假設為等熵壓縮（表示損失熱量不會傳至冷媒），因此80kw全轉成壓縮功（即出入口冷媒焓差），則壓縮效率 =1, 斷熱效率=0.8, 機械效率=0.8。

（2）如有一壓縮機輸入能量100kw，損失20kw（磁損，摩擦），但壓縮過程熱量傳至冷媒10kw，

因此有90kw轉成出入口冷媒焓差，則壓縮效率 =0.8/0.9=0.89, 斷熱效率=0.8, 機械效率=0.9。

二、冷媒循環量

冷媒循環量系冷凍系統內單位時間所流過之質量。

公制為kg/hr，英制為lb/hr。

則理論冷媒循環量（質量流率）     

m＝V/v    V：

m³/hr（壓縮機之體積流率）

           v：

m³/kg（（壓縮機入口之比體積）

實際冷媒循環量為G´

 ms＝ηv ˙G

三、冷凍效果

單位質量冷媒流過蒸發器所吸收之熱量，一般以r為代號，單位為kcal/kg或BTU/lb或KJ/kg 。

若進入蒸發器前之冷媒焓熱量為i1，流出蒸發器之冷媒焓熱量為i2，則冷凍效果,r ＝i2 － i1

四、冷凍能力

每小時冷媒流過蒸發器所吸收之熱量

公制為kcal/hr，英制為BTU/hr，SI制為KW。

符號一般以R表示，

理論上之冷凍能力;Qe＝m×r

實際上之冷凍能力;Qs＝ms×r。

1,公制冷凍噸:

1JRT＝3320  kcal/hr ≒3.86KW

2,美制冷凍噸:

1USRT＝12000  BTU/hr＝3024  kcal/hr＝3.516KW

現在市面上冷凍能力標示以Kw表示,不易混淆。

（1KW＝860kcal/hr）

五、壓縮機所需之動力

 理論上壓縮機所需之壓縮熱為：

AWc＝i3－i2 （kcal/kg）

i3：

理論上壓縮機出口冷媒之焓

i2：

理論上壓縮機入口冷媒之焓

實際上壓縮機所需要的壓縮能量為：

AWc´＝i3´－i2´（kcal/kg）

i3´：

實際上壓縮機出口冷媒之焓

i2´：

實際上壓縮機入口冷媒之焓

壓縮效率ηi＝AWc/AWc´，當縮縮效率等於1, 壓縮效率與體積效率是相等的。

壓縮機所需之動力，以 N（kcal/hr）、H（HP、馬力）及P（KW或W）表示

理論上壓縮機所需之動力;N ＝m×AWc

實際上壓縮機所需之動力;N´＝ms×AWc´

而  1HP＝746W ＝0.746KW＝642kcal/hr;1KW＝860kcal/hr;H＝N/642（HP）;P＝N/860（KW）

六、冷凍循環之性能係數ε（C.O.P）

   冷凍循環之冷凍效果/壓縮熱 理論ε＝ r/AWc; 實際ε´＝r/AWc´

七、冷凍機組之能源效率比值 （EER）

冷凍機組之冷凍能力R之單位為kcal/hr或BTU/hr，而冷凍機組（含冷凝器與蒸發器風扇）之輸入動力單位為W

  EER＝R/P（Kcal/h˙W）

【例一】已知壓縮機之活塞推動量為340m³/hr，若壓縮吸入冷媒之比體積為0.05m³/kg，試求理論冷媒循環量m。

若此壓縮機之體積效率為0.8，試求ms。

m＝V/v＝340/0.05＝6800kg/hr

    ms＝mηv＝6800×0.8＝5440kg/hr

【例二】若此冷凍系統之冷凍效果r為50kcal/kg，試求此冷凍系統理論冷凍能力及實際冷凍能力。

 Qe＝m×r＝6800×50＝340000kcal/h＝340000÷3320＝102.4冷凍噸

 Qs＝ms×r＝5440×50＝272000（kcal/h）＝82冷凍噸

【例三】若進入壓縮機前之冷媒之焓為150kcal/kg，壓縮機排出口冷媒之焓為158kcal/kg，試求此壓縮機所需理論馬力。

若此壓縮機之壓縮效率為0.75,則此壓縮機實際上所需之制動馬力為多少？

AWc＝158－150＝8kcal/kg

  N＝ms×AWc＝6800×8＝54400kcal/h

  H＝N/642≒85（HP）

又AWc´＝AWc/ηi＝8/0.75＝10.7

實際上所需之制動馬力N´＝G´×AWc´＝5440×10.7＝58208kcal/h＝90（HP）

【例四】若考慮壓縮機之機械效率及安全係數時，則實際上應選用之馬達容量為何？

若  機械效率為0.9，安全係數為10%。

Hr＝（H´/ηm）×1.1＝（90/0.9）×1.1＝110（HP）

【例五】求此冷凍系統之冷凍循環性能係數，冷凍機之能源效率比值 （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

螺旋式冰水主機操作注意事項

.1 壓縮機

   冷凍油油位是否滿油視窗

   油加熱器加熱是否足夠？

   每一手動閥（冷卻水、冰水之出入口閥及冷媒側之進出口關斷閥）是否皆已開

   加卸載電磁閥毛細管是否扭曲破損

   馬達線圈與排氣溫度保護開關之接線確實連接且作動正常？

.2 電氣系統 􀂊

   壓縮機之主電源與控制電源之電壓與頻率是否正確？

   馬達端子相間與對地之絕緣值是否10MΩ以上？

   馬達端子與接地線是否固定確實？

   各項控制器之設定值是否正確？

（注意）

   開始抽真空後直到冷媒充填完成之前，切勿量測絕緣。

   新機冷媒充填完成後絕緣量測至少有500MΩ（ DC500V）以上，否則應確認是否有抽真空程序不良、冷媒含水量過高、洩漏等因素。

   馬達溫度保護接點請以DC9V 量測絕緣，切勿使用高阻計。

3 管路系統

吸排氣端之配件與管路焊接處是否有洩漏？

4 抽真空注意事項

   儘可能使用大口徑接管抽真空。

   高低壓兩側同時抽真空。

   冬天或低溫地區抽真空時， 儘可能提高週邊溫度以確保效果。

   抽真空期間， 絕對不得測量馬達絕緣，可能造成馬達線圈嚴重損壞。

5 運轉中注意事項

   啟動後確認轉向，注意吸氣壓力為下降、排氣壓力為上升，否則應立即關機，且變換馬達相序後再開機。

   壓縮機運轉過熱度最佳範圍在R-22/R-134a:

5~10℃ ， R-407C:

8~12

℃，過熱太大或太小皆有不良影響。

系統初啟動時可能因負載大而過熱太大，造成壓縮機馬達線圈溫度保護開關作動而停機。

過熱度不足， 可能造成轉子液壓縮而損壞壓縮機。

並且造成失油狀況， 影響潤滑軸承之功能。

在濕度較高地區， 壓縮機應用於低溫系統時， 電氣接頭如有水份凝結而影響電氣安全時， 請於端子接頭加附絕緣絕熱樹脂，以避免因環境露水造成相間電氣短路。

   在低環境溫度下運轉， 為確保最低壓力差在5bar 以上

   在冰水回水溫度11℃以上100％ 負載運轉、11~10℃ 75％ 負載運轉、10~9℃ 50％ 負載運轉、8℃ 停機；當冰水回水溫度升高，若設定於9℃ 壓縮機再次啟動運轉，將造成馬達啟動頻繁、起動/停機間距短、馬達積熱無法完全排除、潤滑循環不充分等惡劣狀況。

因此設定壓縮機在12℃以上再次啟動運轉，以避免之。

   壓縮機每次到達設定溫度停機前務必以25％ 負載運轉20~30 秒，確保下次啟動時滑塊在最低負載位置。

   運轉壓力（表壓）：

最高吸氣壓力R-22（R-407C）:

6bar ；R-134a:

3bar.最高排氣壓力R-22（R-407C）:

25bar;R-134a:

19bar.

   容許最高排氣溫度：

 110℃

   停機後須待10 分鐘後， 才可再行開機。

   每小時馬達之啟動次數不得超過六次。

   每次開機運轉時間至少五分鐘以上。

   電壓範圍：

 額定電壓±10%

   頻率範圍：

 額定頻率±2%

   三相電壓不平衡量：

 ±2.25%

   三相電流不平衡量：

 ±5%

   馬達線圈保護跳脫溫度：

 130 ±5℃ ； 復歸溫度:

110 ±5℃ 。

   排氣高溫保護跳脫溫度：

 110 ±5℃ ;復歸溫度90 ±5℃

   三相過電流保護電驛運轉電流可由性能曲線表查得機組允許操作狀態下的

   油位開關連續15~30sec 呈現低油位時，強制壓縮機停機

   油壓差保護開關壓差設定1~1.5bar

   最低運轉高低壓差5bar

   啟動程序Y-Δ 轉換時之電磁接觸器切換時間須控制在40msec 以下

   進相電容壓縮機起動完成後至少0.5 秒，再連接進相電容。

   功因補償上限為0.95。

   停機前一秒（至少）， 先切離進相電容原則上進相電容僅在運轉中作用。

壓縮機效率說明

＊容積效率:

 ηv=實際流量÷理論流量=實際壓縮排出的容積÷活塞移動的容積

＊壓縮效率:

 ηc=壓縮機進出等熵焓差÷壓縮機進出實際焓差＝【等熵效率】

＊斷熱效率:

 ηad=壓縮機進出等熵焓差（kw） ÷壓縮機輸入功率（kw）

＊機械效率:

 ηm=壓縮機進出實際焓差（kw）/壓縮機輸入功率（kw）

ηc=ηad÷ηm

理想的等熵壓縮ηad＝ηm＝ηad＝1

若輸入功率為100，損耗為20  ηad＝ηm＝0.8  ηc＝0.8÷0.8＝1

若輸入功率100，損耗為20，回傳10  ηad＝0.8  ηm＝0.9 ηc＝0.8÷0.9

滿液式冰水機液位控制

孔口板——液位控制

　在冰水12℃/7℃；冷卻水30℃/35℃滿載負荷運轉時，孔口板向蒸發器的供液量與蒸發負荷相剛好匹配。

若負載變化時。

當壓差大，孔口板供液量比蒸發器負荷需要的液量大，吸氣過熱度降低，易引起液壓縮；當壓差小，蒸發器存液量比蒸發器負荷需要的液量小，吸氣過熱度升高，製冷量降低，COP減小，製冷裝置能耗增大；

在由低負載轉為高負載，蒸發器需量增大，過熱度升高，在由高負載轉為低負載時，蒸發器負荷需量減小，過熱度降低，引起液壓縮，機組滿負載運轉突然停機，蒸發器需量減小75%，短時間蒸發器實際存液量比蒸發器負荷需要的液量大55%，吸氣過熱度急速降低，進而降低排氣過熱度，油分離效果下降，甚至導致壓縮機失油。

孔口板要在一定範圍負載變動可自動調節，負載變動極大，一般不宜採用。

 電子膨脹閥——液位控制

　　當蒸發器內的液面上下變化時，蒸發器內的液位感測器將液位變動的比例關係用4-20mA信號傳給液位元控制器, 液位元控制器將信號處理後，隨後輸出指令作用於電子膨脹主閥的步進馬達，使其開度增大、減小，以保持液位在限定的範圍內。

電子膨脹閥的步進馬達是根據製冷劑液位變化即時輸出變化的驅動，使閥的開度滿足蒸發器供液量的需求，進而蒸發器的供液量能即時與蒸發負荷相匹配，有效的控制蒸發液位。

直流變頻與交流變頻空調機的簡述 

第一代交流變頻空調機—交流變頻壓縮機，風扇是交流的

第二代直流變頻空調機—-直流壓縮機，風扇是交流的

第三代全直流變頻空調機—-直流壓縮機，風扇是直流的

   “直流怎麼變頻”，直流變頻空調機是把60Hz交流電源轉換為直流電源，並經功率電路板，透過微電腦控制，改變直流電壓來調節壓縮機的轉速，而壓縮機是直流電機，不像交流變頻需採用交流壓縮機，交流變頻空調機是將60Hz交流電源轉換為直流電源，並經變流器將直流再轉換交流電改變頻率輸給交流壓縮機調整轉速，而改變空調機的製冷量，直流變頻空調機比交流少了變流器之環節及電動機之損耗，所以比較省電15%電費；又安靜。

，

※交流變頻壓縮機：

當通電到定子的線圈而產生旋轉磁場，轉子在定子旋轉磁場中作用下，感應到電流而產生感應磁場，此時定子的旋轉磁場與轉子的感應磁場相互作用，促使轉子旋轉。

※　直流變頻壓縮機：

轉子用稀土永磁材料製作的，當通電到定子的線圈而產生旋轉磁場，與轉子永磁磁場就直接作用而旋轉，可以改變直流電壓來改變轉速。

冷媒管管徑計算步驟

冷媒管管徑計算步驟

1

依cns測試條件設定

冷凝溫度？

蒸發溫度？

過冷度？

過熱度？

2

依上述條件 繪製於冷媒特性圖，設冷媒種類及冷凍能力

3

找出蒸發潛熱（冷凍效果）

4

冷凍能力÷冷凍效果=冷媒質量流率

5

冷媒質量流率÷比體積=體積流率

6

取適當建議流速

吸氣管    4.5~20m/s

排氣管    10~18m/s

液管（冷凝器至儲液器）         0.5m/s 以下

液管（儲液器至蒸發器）         1.5m/s 以下

7

體積流率=建議流速×冷媒管截面積

8

冷媒管截面積=πr2

9

.r=?

氣冷式冷氣機系統設計之程序

1、冷房能力kcal/hrx1.3做為comp之選擇標準

2、過冷卻5℃；過熱3℃；蒸發溫度為3.5~7℃   冷凝溫度為48~52℃

從comp之特性由線表找出合於要求之comp

3蒸發器之設計，溫度條件決定後予以決定.冷卻能力、.管距、散熱片厚度、散熱片節距；前面風速一般取0.9~1.4m/s

4散熱器之設計，

        at     CT=54.6℃、ET=5.2 ℃Wcomp=2230W     

        散熱量Q=3750+2230wx0.86=5667kcal/hr（1w=0.86kcal/hr）

        回風溫度Tin=35 ℃

        出風溫度=一般為Tin+15 ℃=50 ℃（sharp）

        風量＝    5667=Wout×60×1.08×0.24×（50-35）t=24.3m3/min

5Propeller選用 及管排之設計

水系統

水泵揚程（H）＝ 泵出入口能量差＝（進出水壓力差÷r）＋（流速平方差÷2g）＋壓力表處高度差

水泵推動水所需要的功率=r×Q×H（kg—m/s）   kw=（r×Q×H）÷6120

推動水泵所需要的馬達功率=軸功率＝kw=（r×Q×H）÷（6120×η）

練習：

離心式水泵資料

壓力kg/cm2

表高度差m

管径 cm

流量 LPM

比重 kg/cm3

效率

出水

7

0

5.1

0.378

983.2

0.78

入水

0.35

0

7.6

0.378

983.2

H＝（進出水壓力差÷r）＋（流速平方差÷2g）＋壓力表處高度差=68.2m

軸功率＝kw=（r×Q×H）÷（6120×η）=5.29kw

水泵運轉特性曲線

練習

一水泵1170rpm， 揚程：

H=490-0.26Q2  管路阻力：

HR=100+1.5Q2

若單一水泵運轉其流量（工作點）

H=HR   Q=14.9gpm 

若二台水泵並聯其流量（工作點）

管路流量為原流量1/2倍  490-0.26（Q/2）2=100+1.5Q2   Q=15.8gpm

若二台水泵串聯其流量（工作點）

管路揚程為原揚程2倍    2（490-0.26Q2）=100+1.5Q2   Q=20.9gpm

孔蝕現象:

泵吸入口壓力小於水飽和蒸氣壓而產生氣泡 加壓後氣泡破裂而產生振動與噪音

解決方法:

 泵吸入口壓力要大於水飽和蒸氣壓；此壓力稱淨正吸入水頭NPSH

NPSH＞＝RNPSH

水泵定律:

Q1/Q2=N1/N2  H1/H2=（N1/N2）2   KW1/KW2=（N1/N2）2

練習

預估改變轉速或葉輪尺寸後，泵浦的性能的變化

轉速     1450RPM；流量 4CMM ；  揚程 H=25m   ； 軸功率20  kw

轉速降為 750RPM ； 其流量變為 2.07CMM ；揚程 H=6.69m ； 軸功率2.77kw

Q1 及 h1 是系統操作點，流量400 加崙 / 分鐘，揚程 45 英呎。

泵浦的運轉狀態是在 Q2 及 h2。

其中 Q2 及 h2目前未知，由下式

當改變 h2 值，可得 Q2 值，依此計算一直到 Q2 及 h2 落在泵浦性能曲線上。

得到 Q2=477 加侖 / 分鐘，h2= 64 英呎，該點泵浦效率約78%，轉速約 1467rpm

 （400/477*1750=1467）。

再由泵浦制動馬力的公式計算出所需馬力數

= 流量

= 泵浦在設計點的揚程

= 泵浦在 Q2 及 h2 操作點的效率

空調水配管

採用鍍鋅無縫鋼管（GIP）  PVC管

密閉式、開放式概念 

空調密閉冰水系統配管方式可分為直接回水配管與逆回水配管

設計逆回水配管法，各回路空調設備盤管壓降要一樣，若實際上每一回路空調設備盤管壓力降不同，既使使用逆回水配管法，也無法使系統流量均衡。

因此在密閉管路宜採直接回水配管法，再加上平衡閥的適當安裝調整較妥。

水管路摩擦損失與流體黏度、比重、流速； 管子的粗造、長度、管径有關。

選用管径步驟：

繪製管路圖 計算各管段水流量

設定管路摩擦損失3~8m/100m

由圖決定管径

再驗證流速是否合宜 否則重複步驟2

1.冷卻水管流量80GPM  流速不可超過5.0ft/s   ------管径？

2.冷卻水管流量6CMH   流速不可超過1.2m/s  ------ 管径？

水箱靜壓:

P=DH+1ATM

管子△P=PA-PB  ∞Q2  摩擦損失=f*（L/D）*（V2/2g）

配件摩擦損失=K*（V2/2g）    KV:

15℃水流過閥件產