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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