空调的冷凝器设计

.PAGEXV3.中国石油大学（北京）现代远程教育毕业设计（论文）空调的冷凝器设计姓名：学号：性别：专业:机械设计制造及其自动化批次：学习中心：指导教师：..中国石油大学（北京）现代远程教育毕业设计（论文）PAGEXV空调的冷凝器设计摘要通过软件仿真分析计算空气流过冷凝器翅片的换交热，及和制冷剂在光滑管内的冷凝换热特征。通过样机试验，验证设计方法的可行性。通过研究说明，换热模型可以较好地应用于人字形翅片管式冷凝器的设计。关键词：冷凝器；混合式；空调；节能..中国石油大学（北京）现代远程教育毕业设计（论文）PAGEPAGEI目录第一章前言 11.1课题的目的 11.2意义 1第二章全球厂商设计方案对比 22.1国内外现状研究 22.2冷凝器的设计对比 2第三章冷凝器的设计 23.1翅片设计 23.1.1材料的选用 23.1.2翅片设计类型 23.2冷凝器的设计 23.2.1设计的冷凝器类型 23.2.2设计的冷凝器计算 23.3制冷剂液体流量计算 23.3.1设定有关参数 23.3.2热力设计 22.2冷凝器的设计对比 2第四章设计验证校核 2第五章结论 3参考文献 4致谢 5.第一章前言1.1课题的目的随着世界经济的发展，全球常规能源消耗量越来越大，而储量越来越小，导致能源价格不断上涨，要解决这个问题，有两条路:一是寻找新的能源替代品，二是节约和合理利用当前有限的常规能源。在全球能源消耗构成中，夏季空调制冷能耗所占比重越来越大。据统计，夏季空调制冷用电量约占总用电量的40%，研究空调产品换热器的换热效率，提高空调产品的节能指标就具有十分重要的意义。空调器、冰柜等家用制冷设备和工业用制冷设备的生产在我国已经得到长足的发展进步，从产量上来讲，已经步入世界前列，属于生产大国。但是从技术上讲，和欧美等发达国家相比还有一定的差距，尚不属于技术大国，还不是制冷空调产品的强国。可持续发展是当今世界许多国家共同的总体战略，也同样是我们国家发展的重大战略。节约能量消耗，保护自然环境是经济和社会可持续发展战略的需要，这也对制冷机制造业的发展提出了新的要求，指出了发展的方向。冷凝器是空调机组的核心部件，其性能直接影响到空调机组的性能。因此，国内外对冷风器的研究十分重视，先后提出的热工计算方法已不下几十种，这些方法各具特色、各有利弊，即使在国内外空调设计手册和教科书中采用的几种主要热工计算方法计算时也不都能较全面和准确反应风冷器的性能。本文也对风冷式冷凝器进行了相应的理论分析和实验研究，获得大量的实验数据，通过对数据的处理分析，得到一系列有关风冷式冷凝器换热性能和风量测试的结论，对于冷凝器结构的优化设计具有很好的参考借鉴作用。1.2意义节能减排是深入贯彻落实科学发展观，构建和睦社会的重大举措，全球能源的严重缺乏已经是一个严峻的事实，研发，推广，普及节能家电是许多国家积极从事的工作。当前，世界许多企业都在研制更加节能、环保的空调系统。在我国，随着人民生活水平的不断提高及国家家电下乡政策的推动，家用空调已经走向亿万农村家庭。然而，其能耗的增大，将是一个严峻的问题。因此，节能、环保、高效，将是空调发展的主要方向。目前，家用空调冷凝器是以风作为冷却介质，风冷发动机功耗较大，双蒸发器室内换热表面所产生的露水直接排向环境，未能得到利用，造成能源的浪费。本作品利用蒸发器表面露水作为水源，以风冷，水冷复合方式冷却冷凝器，以达到风冷电动机功耗，且充分利用水源的目的。.第二章全球厂商设计方案对比2.1国内外现状研究冷风器是冷库、空调等制冷系统的一个重要部件，由于其工作温度较低而经常结霜，为使其正常工作，不得不对蒸发器进行定期除霜，这不仅要耗费额外的能源，而且除霜期间制冷系统要停止工作，整个制冷系统的制冷效果无疑会大大降低，所以了解冷风器在结霜工况下的运行特性，以及霜的形成规律及其对蒸发器工作性能的影响，可以指导我们对系统进行优化，合理除霜，以便于提高空冷器的性能，这也一直是我们对冷风器不断进行研究的原因和动力。冷风器作为空调系统中水侧和风侧子系统的重要接口，国内外对其研究主要集中在强化换热、热工计算方法、仿真、应用范围的拓宽、开发更加紧凑型的翅片管水冷式表冷器等方面。现在空调用冷风器大多数采用铜管套铝片结构，也有少量的使用钢管铝翅片，铝管铝翅片，但最终目标都希望能采用新的技术，强化表冷器的传热，从而提高机组制冷量、处理空气效率，降低冷风器风阻，使产品结构更加紧凑，减少铜、铝等金属材料的用量。对管翅式铜管铝翅片的换热器研究表明，其热阻分布规律为：管内热阻与铜管翅片的接触热阻及管外空气侧的热阻比为2∶1∶7，可见管外翅片的换热仍然是制约换热器效能的主要因素。因此,提高空气侧换热系数成为管翅式换热器强化换热的重要问题。翅片结构形式包括间距、厚度、外型等对翅片管式换热器传热性能和阻力性能有很大影响，可以通过改变翅片的结构形式来增加翅片的换热面积、加强空气侧的气流扰动，进而增大空气侧换热系数。就如何优化冷风器的结构使其达到最佳传热状态，国内外从实验到数值模拟做了大量的研究工作。目前应用的翅片片型主要有平板型、皱纹型（波纹板等）及开缝型（如条缝型、百叶窗型等），除平板型以外的片型因为对传热有明显的强化作用又称为强化翅片。由于平翅片管换热器在制造上的简单方便、使用上的耐久性及其较好的适用性，它仍是最为常用的一种翅片管换热器，国内外对它的研究也最多。条缝形翅片和百叶窗翅片依靠破坏空气边界层PAGEXV3.的原理减小空气侧热阻从而增强换热，目前它们已经被广泛使用到空调系统中。波纹形翅片可以加长空气流道，并且能够对气流造成充分的混合，所以也能增强空气侧换热，目前对它的研究是以上三种强化管换热器中最多的。2.2冷凝器设计对比空调器中的冷凝器和蒸发器统称为换热器。换热器的性能直接影响空调的制冷性能，而且金属材料消耗大，体积大，它的重量占整个空调重量的50%-70%,它所占的空间直接影响空调器的体积大小，因此研制生产高效换热器是极为重要的。提高冷凝器的换热效率，在一定换热量和能量消耗的前提下使设备紧凑，减少占地和材料消耗，降低成本，是现阶段冷凝器发展的总的趋势。目前制冷空调机组的冷凝器多采用水冷式和风冷式。水冷式冷凝器是用水冷却高压气态制冷剂，使之冷凝。由于采用水冷式冷凝器可以得到比较低的冷凝温度，这对于制冷系统的制冷能力和运行经济性均较为有利。而风冷式空调机组是利用空气使气态制冷剂冷凝，在全负荷时，风冷冷凝器的冷凝温度要高于水冷式冷凝器，故风冷式空调机组的性能系数相对较低。因此，同样制冷量的风冷冷凝器对应的制冷压缩机需要更大的功率来运行。但是在只有部分负荷的情况下，风冷机组和水冷机组的性能系数却相差不大。水冷和空冷是目前工业装置中最重要的两种冷却方式。这两种冷却方式各有优点和不足，选用时要视具体情况。如果冷却水供应困难，又要求严格控制环境的污染，自然选用空冷器；如果厂地面积、空间都受到限制，水源也无问题，也就只有选用结构紧凑的水冷器。但在一般情况下需作全面比较，因为影响因素比较复杂。有关专家已作了许多分析和比较，一般都认为空冷优点多于水冷，所以即使在水源比较充足的地方，也推荐采用空冷。空冷的优点主要有：1）对环境污染小；2）空气可随意取得；3）选厂址不受限制；4）空气腐蚀性小，设备使用寿命长；5）空气侧的压降小，操作费用低；6．空冷系统的维护费用，一般情况下仅为水冷系统的20％--30％；7）一旦风机电源被切断，仍有30%～40％的自然冷却能力。8）无二次水冷却问题。空冷的缺点主要有：1）由于空气比热小，且冷却效果取决于气温温度，通常把工艺流体冷却到环境温度比较困难；2）大气温度波动大，风、雨、阳光，以及季节变化，均会影响空冷器的性能，在冬季还可能引起管内介质冻结；3）由于空气侧膜传热系数低，故空冷器的冷却面积要人得多；4）空冷器不能紧靠大的障碍物，如建筑物、人树，否则会引起热风循环；5）要求用特殊工艺设备制造翅片管；6）噪声大。水冷的优点主要有：1）水冷通常能使工艺流体冷却剑低于环境空气温度2-3℃，且循环水在凉水塔中可被冷却到接近环境湿球温度；2）水冷对环境温度变化不敏感；3）水冷器结构紧凑，其冷却面积比空冷器小得多4）水冷器可以设置在其他设备之间，如管线下面；5）用一般列管式换热器即可满足要求；6）噪声小。水冷的缺点主要有：1）对环境污染严重；2）冷却水往往受水源限制，需要设置管线和泵站等设施：3）特别对较大的工厂和装置，选厂址时必须考虑有充足的水源；4）水腐蚀性强，需要进行处理，以防结垢和杂质的淤积；5）循环水压头高(取决于冷却器和冷水塔的相对位置)，故水冷能耗高；6）由于水冷设备多，易于结垢，在温暖气候条件下还易生长微生物，附于冷却器表面，常常需要停工清洗：7）电源一断，即要全部停产。空调负荷在整个夏季的分布是极不平均的，甚至在一天之内，不同时间段负荷也差别很大。各种家用或商用空调器在最大负荷下运行的时间将会是极其有限的。按一般统计，空调负荷在90%以上的运行时间仅占到全部时间的7-8%，而负荷在60%以下的运行时间则要占到50-60%，即家用空调器在整个夏季几乎都不是处在全负荷运行之中川。所以总的来看，风冷式冷水机组的全年耗电量并不会比水冷式机组高多少。水冷制冷机以湿球温度为基准，对于湿球温度变化不大且较低的地区较为适用。风冷制冷机以干球温度为基准，在一天之内干球温度变化大的地区使用较为有利。当干球温度稍低时，制冷效果会更好。由于使用条件的不同，风冷冷凝器多应用在我国干燥缺水地区，而水冷式冷凝器多在水资源较丰富的地区运用。但随着我国工农业用水量的逐年升高，节约用水的呼声日益高涨，使用节水型的风冷冷凝器将会成为主要的选择。随着城市建设对建筑物立面要求，冷却塔的使用会逐步减少，对风冷制冷机的需求也会愈来愈大。风冷冷凝器无需各种水力管道、阀门，加工成本较低。同时，由于水质的关系，水冷式冷凝器要求定期清除水垢，否则传热系数将会显著降低，但是水垢的化学或物理清除都要求较大的费用;而风冷冷凝器中的积尘虽然也会降低传热系数，但清洗较简便，经济性更好。第三章冷凝器的设计3.1翅片设计3.1.1材料的选用空调器中使用的风冷冷凝器多为铜管翅片式热交换器，制冷工质在铜管内流动冷凝，铜管外通过机械胀管的方法套平行的连续翅片以增加换热面积。铜管一般采用圆的光滑管或内螺纹管，翅片通常由铝箔制成。翅片的形式有很多种，如平翅片、波纹片、百叶窗型翅片、条缝片等[1]。图1所示为人字形波纹片。根据不同的结构尺寸和换热量的要求，冷凝器可以由一排或多排翅片管组成，制冷剂的流路可以是一路或多路。目前对风冷冷凝器的研究主要集中在两个方面。一个方面是管内冷凝换热特征的研究；另一个方面是不同形式强化翅片换热及阻力特性的研究。制冷工质在管内冷凝由于存在相变，因此换热现象复杂。许多学者的研究结果表明，影响管内冷凝的重要因素是制冷工质在管内的流型。流型主要分为三种。即层状流、环状流、及这两种流型之间的过渡流。3.1.2翅片设计类型翅片通常由铝箔材料制成。翅片的形式有很多种，如波纹片、条缝片、百叶窗型翅片、平翅片等。图1所示为人字形波纹片。根据不同的结构尺寸和换热量的要求，冷凝器可以由一排或多排翅片管组成，制冷剂的流路可以是一路或多路。目前对风冷冷凝器的研究主要集中在两个方面。一个方面是管内冷凝换热特征的研究；则翅片的材料一般为铝。它有平片、波纹片和冲缝片三种形式，并且这三种形式的表面传热系数也相差较大。对使用波纹片和冲缝片的管簇，其空气侧表面传热系数目前尚无简单准确的计算式。实践表明，采用波纹片和冲缝片时，空气侧表面传热系数较一般平翅片分别大20%和60%以上【1】。由于空气通过叉排管簇时的扰动程度大于顺排，空气通过叉排管簇时的表面传热系数较顺排管簇高10%以上，因而，空冷式冷凝器的管簇排列以叉排为好。为了使弯头的规格统一，一般管簇都按等边三角形排列。为了使翅片有较高的翅片效率，保证弯头的加工工艺要求，管中心矩应是传热管外径的2.5倍。按等边三角形叉排布置的翅片管簇，对每根而言，其翅片相当于正六角形（如图2）图23.2冷凝器的设计3.2.1设计的冷凝器类型在传统的家用空调冷凝器的材料及结构特点，采用此种冷凝方式会造成冷凝器出现一系列问题，在恶劣的环境下，冷凝器易被灰尘堵塞，且冷凝管外易形成水垢，从而严重影响其传热性能，如冷凝器外的铝片在湿热的环境中易被氧化，而影响冷凝器使用寿命。且轴流风机的电动机在湿热的环境中极易出现漏电现象。因此必须对冷凝器作相应的改进：采用高质量的蒸发过滤网，降温，通风效果好，易挡住环境中的灰尘，易清洗。采用高质量的全封闭式电机，散热好，防护等级高，防水，防潮。箱体采用优质镀锌板材，选用静电喷塑工艺，集水器选用不锈钢板。应用不易堵塞的大喷角防漏精细雾化喷嘴。应用小功率流量可调水泵，并配用除垢仪。应用先进的正弦波交叉错位排列的PVC填料层，使饱和湿空气三次转向，两次错位转折，有效地从湿空气中分离水分，防止水分散逸，飘逸率小于0.001%，且收水器分组安装于机组内部，易于拆卸维护。应用蒸发式冷凝器专用的排热湿空气引风式轴流风机，叶片为耐腐蚀的铝合金板材。内补玻璃钢，水箱由4mm钢板整体组焊而成，玻璃钢防腐厚度达1.5mm，确保水箱的稳定性、防腐性能和使用寿命。它集风冷，湿冷于一身，带有两种散热功能，其一是冷凝器表面自循环喷水，循环介质将热由散热器传给其表面的喷淋的水层，水层与空气接触，通过传热与蒸发将废热传给空气；其二循环介质经散热器表面将热直接传给空气。当不淋水时，冷凝器为风冷运行模式，此时无水的蒸发；当喷淋系统淋水时，冷凝器为风冷，水冷结合运行模式。蒸发式冷凝器冷凝温度可以保持在35-37℃以下，能提高制冷压缩机的制冷效率，冷凝温度的降低，使冷凝压力下降，可延长压缩机的使用寿命，因此，使用蒸发式冷凝器是经济的。以循环喷淋水为冷却介质，使水均匀喷淋到冷凝管外表面，形成量层均匀适中的水膜，水膜吸收冷凝管内热蒸气放出的热量而蒸发，再通过轴流风机将水蒸气带出蒸发式冷凝器而将冷凝管内的热量带走，蒸发式冷凝器利用喷淋水的蒸发潜热，以环境空气为媒介，以环境湿球温度为温差进行热交换，具有冷凝温度低，传热温差大，换热充分，动力消耗少，性能稳定等优点。3.2.2设计的冷凝器计算1、设定有关参数【2】取当地大气压强P=98.07kpa，冷凝温度,蒸发温度，进口空气干球温度，进出口空气温差，则出口空气干球温度，制冷量，选用R22作为冷媒。翅片采用冲缝普通铝片，管簇排列形式为正三角形叉排，铝片厚度δ=0.105㎜，翻边高度㎜,传热管采用Φ7×0.25×0.1内螺纹紫铜管【3】，则孔中心距㎜。假定迎面风速，有效单管长即两端板距㎜。

2、设计计算（1）平均温度及对数平均温差

（2）冷凝热负荷查R22冷凝负荷系数图【4】，当、时，其冷凝负荷系数，因此冷凝热负荷（3）肋化系数每米管长翅片侧面面积【5】

㎡/m每米管长翅片间管面面积（即翻边面积）

=0.0212㎡/m则每米管长总外表面积

=0.2805+0.0212=0.3017㎡/m每米管长总内表面积㎡/m所以肋化系数

（4）迎风面积查干空气物理性质表，在大气压力P=98.07kpa、空气平均温度tm＝39oC条件下，其性质如下：在进风温度ta1＝35oC

条件下，则冷凝器所需空气的体积流量所以迎风面积

（5）迎风面高度（即翅片长度）

（6）迎风面上管排数

（7）最窄截面风速

（8）冷凝器的总传热系数目前，对冷凝器的总传热系数的计算主要有三种方法：（1）通过公式

来求；（2）直接取经验值（比如有的书上直接取

K=35W/(㎡.k)）

；（3）通过经验公式

来求。第一种方法计算精确，但过于复杂，不适合工程应用；第二种方法简单有效，但必须有在同一厂家较长的工作经验；第三种方法适用范围广并且比较简单，适合工程应用。下面将利用第三种方法来求K值。但由于该公式没有考虑冲缝翅片和内螺纹管对K值的影响，因此我针对此问题进行了粗略的研究比较，即利用计算K值的理论图3表明了在肋化系数τ=15时管外传热系数αo对K值的影响。数据显示，开始时，αo每增加10%，K值可增加7%以上，但随着αo的继续增加，K值的增加逐步呈下降趋势。但在αo的增加不超过100%情况下，αo每增加10%，K值平均增加6%左右。

图4表明了在肋化系数τ=15时管内传热系数αi对K值的影响。数据显示，开始时，αi每增加10%，K值可增加2%以上。和管外传热系数对K值的影响一样，随着αi的继续增加，K值的增加呈下降趋势。当αi的增加达到250%时，αi每增加10%，K值只增加0.5%左右。在αi的增加超过200%但不超过300%情况下，αi每增加10%，K值平均增加0.8%左右。前面第二部分已经提到过，采用冲缝片和内螺纹传热管时，空气侧表面传热系数αo和制冷剂侧表面传热系数αi分别较一般平翅片和光管大60%和2~3倍以上。因此，计算冲缝片加内螺纹传热管的空冷式冷凝器的总传热系数时，我们可以在经验公式后面再乘以1.36和1.24【6】，即

（9）冷凝器所需的传热面积

（10）所需有效传热管总长

（11）空气流通方向上的管排数取整数n=2排

（12）翅片宽度冷凝器的实际有效传热管长为L=nlN=2×0.398×18=14.328m,实际传热面积为A=L·ao=14.328×0.3017=4.323㎡,较传热计算所需传热面积大5.4%，能满足冷凝负荷的传热要求。此外，冷凝器的实际迎面风速与所取迎面风速相一致。

3.3制冷剂液体流量计算3.3.1设定有关参数选定迎面风速Wf=2.5m/s沿气流方向的排数nl=3冷凝器采用正三角*排翅片厚度δf=0.190.19mm翅片节距Sf=1.8；1.8mm翅片管的纵向距离S1=25mm；翅片管的横向距离S2=21.65mm；翅片管的基管直径Db=9.9mm；单位管长翅片面积Ff=0.515902389m2；单位管长翅片间基管面积Fb=0.0278047m2；单位管长翅片管的总面积F0=0.543707089m2；翅片管的中性面的直径Dm=9.1mm；单位管长内螺纹管的中性面表面积Fm=0.028574m2；翅片管的的内径Di=8.68mm；内螺纹管的内表面积Fi=0.0272552m2；翅化系数β=F0/Fi19.94874699；最小截面与迎面截面面积之比0.540244444；最小截面的风速Wmax=4.627534861m/s；冷凝器的当量直径Deq=2.909754638mm由冷凝器的平均温度Tm，查空气的物性参数动力粘度νf=1.75E-05m2/s导热系数λf=0.0264W/（Mk）密度ρf=1.0955m3/Kg故雷偌数Ref=7.69E+02长径比L/Deq=22.32146971对于平套片管空气的换热系数A=0.518-0.02315*L/Deq+0.000425*（L/Deq）^2-3E-6*(L/Deq)^3A=0.179648497C=A*（1.36-0.24*Ref/1000）2.09E-01n=0.45+0.0066*L/Deq0.5973217m=-0.28+0.08*Ref/1000-2.18E-01对于*排换热系数比顺排高10%则α0=1.1*0.02643*C*Refn/Deq*（L/Deq）^m5.62E+01W/(M2k)对于*排管簇L=S125mmB=S221.65mmρ=B/Db2.186868687ρ'=1.27*ρ*(L/B-0.)^0.52.56768664h'=Db*(ρ'-1)*(1+0.35*lnρ')/20.010321268m=(2α0/(λf*δf))^0.553.99064795故翅片的效率ηf=th（mh’）/mh0.907911856表面效率ηs=1-Ff/F0（1-ηf）0.912621162计算管内的换热系数αi假设壁温Tw=50.5℃液膜平均温度Tm=52.25温度rs1/4Bm4020.19271.655019.81166.84Tm19.7252865.75775管内换热系数αi=0.683*rs1/4*Bm/di1/4*(Tk-Tw)-1/4忽略铜管管壁和接触热阻,由管内外热平衡:αi*3.14*di*(Tk-Tw)=ηs*α0*f0*(Tw-Tm)0.683*rs1/4*Bm/di1/4*(Tk-Tw)-1/4*3.14*di*(Tk-Tw)=ηs*α0*f0*(Tw-Tm)Tw'=4.97E+01℃Δ=|Tw'-Tw|/Tw8.19E-01取壁温Tw=5.05E+01℃则αi=2.12E+03W/(M2k)3.3.2热力设计热负荷 Qo=Qi+Qw=φQi Qi-蒸发器负荷 Qw-压缩机功耗 φ-系数 适合于开启式和制冷量大于1.28kw的全封闭压缩机。小型全封闭压缩机Qo=Qi+Qw-QlQw-电动机功耗，Ql-传到周围介质热量Qo=Qi(A+Btc)28℃≤tc≤54℃， R12，A=0.9,B=0.0052 R22，A=0.86，B=0.0042设计校核测试要求：冷却器在设定的蒸发温度下稳定运行；启动电加热器、通风机等辅助设备，测量被试冷却器的回风温度，使回风测温点的温度稳定均匀，即测点间温度差不超过2℃，平均温度波动不大于1℃；冷却器应在各试验工况及各测点温度稳定后在读取读数。漏热系数由下式计算得出：K=（Wd+Wt)/(T1-T2)式中：K—漏热系数，单位为瓦每摄氏度（W/℃)；Wd—加热装置平均消耗功率，单位为瓦（W）；Wt—校准箱量热计其他辅助设备平均消耗功率，单位为瓦（W)；T1—校准箱内的平均温度，单位为摄氏度（℃）；T2—校准箱外的平均温度，单位为摄氏度（℃）；冷却器的供冷量按下式计算：Q=Wd+Wt+K(T2-T1)式中：Q—冷却器的供冷量，单位为瓦（W）；Wd—加热装置平均消耗功率，单位为瓦（W）；Wt—校准箱量热计其他辅助设备平均消耗功率，单位为瓦（W)；T1—校准箱内的平均温度，单位为摄氏度（℃）；T2—校准箱外的平均温度，单位为摄氏度（℃）；K—漏热系数，单位为瓦每摄氏度（W/℃)；2.3.3制冷剂液体流量计法制冷剂液体流量计法的体统原理图见下图5：图5制冷剂液体流量计法的系统原理图1-压缩机；2-冷凝器；3-过冷器；4-截止阀；5-温度计；6-流量计；7-压力表；8-视液镜；9-节流阀；10-空气冷却器；通过流量计测定冷却器循环中的制冷剂液体流量，制冷剂流量以容积或质量为单位，流量计安装在过冷器与节流阀之间的管道中。为防止制冷剂在流量计中气化，进入流量计的制冷剂温度应至少比流量计出口压力对应的制冷剂饱和温度过冷3℃。在每15min测量一次，试验应持续进行，直至连续四次读数在试验工况的读数允差范围内。冷却器的供冷量按下式计算：Q=Vρ（1-X）（h2-h1)-W式中：Q—冷却器的供冷量，单位为瓦（W）；V—流过冷却器的制冷剂-油混合物体积流量，单位为立方米每秒（m3/s)；ρ—测量流量时制冷剂密度，单位为千克每立方米（kg/m3)；X—制冷剂-油混合物液体中的含油量，单位为千克每千克（kg/kg)；h2—冷却器进口制冷剂比焓，单位为焦每千克（J/kg)；h1—冷却器出口制冷剂比焓，单位为焦每千克（J/kg)；W—空气冷却器平均消耗功率，单位为瓦（W）。2.4风冷冷凝器的装置设计2.4.1本实验的实验方法a)制冷剂流量计法2.4.2制冷剂流量计法根据制冷剂焓值的变化和流量确定制冷(热)量。焓值的变化由室内侧进口和出口的制冷剂压力和温度确定，流量由液体管路中的流量计测定。本方法适用于对制冷剂充注量不敏感，安装程序中包括现场连接制冷剂管路的空调机试验，不适用于流量计出口的制冷剂液体过冷度小于2.O℃，室内侧热交换器出口的蒸气过热度小于6.0℃的空调机试验。制冷剂流量的测量:制冷剂流量用积算式流量计测量，流量计接在液体管路中，并在制冷剂控制元件的上流侧。该流量计大小的选择，应按其压力降不超过产生2.O℃温度变化的相应蒸气压力变化值。测量温度和压力的仪表和视镜应紧连在流量计的下流侧，以确定制冷剂液体过冷程度；若过冷度为2.0℃并在离开流量计的液体中无任何蒸气气泡，则认为过冷已足够。流量计装在液体管路中垂直的向下环管的底部，以利用液体产生的静压。在试验结束时，从空调机中将循环的制冷剂和油的混合液取出样品，并根据GB/T5773测量混合液的含油百分比，测出的总流量根据油的循环量进行修正。空气流量的测量：空气流量按喷嘴的装置进行测量，喷嘴是由一个隔板分开的进风室和排风室组成，在隔板上装一只或几只喷嘴。空气从被试空调机出来经过风管进人进风室，通过喷嘴排人试验房间或用风管回到空调机进口。喷嘴装置及其与空调机进口的连接应密封，渗漏空气量应不超过被测空气流量的1%。喷嘴中心之间的距离应不小于较大的一个喷嘴喉径的3倍，从任一喷嘴的中心到最邻近的风室或进风室板壁的距离应不小于该喷嘴喉径的1.5倍。扩散挡板在进风室中的安装位置应在隔板的上风侧，其距离至少为最大喷嘴喉径的1.5倍；在排风室中的安装位置应在隔板的下风侧，其距离至少为最大喷嘴喉径的2.5倍。通过一只或几只喷嘴的静压降采用一只或几只压力计测量，压力计的一端接到装在进风室内壁上并与壁齐平的静压接口上，另一端接到装在排风室内壁上并与壁齐平的静压接口上。应将每一室中的若干个接口并联地接到若干个压力计上或汇集起来接到一只压力计上，可用毕托管测量离开喷嘴后气流的速度头，在采用两只或两只以上的喷嘴时应使用毕托管测出每一喷嘴的气流速度头。空气流量的计算法:风量流过单个喷嘴的质量风量Ga＝（6.556×10-5）CNDN2EY［ΔPNPN1/TN1ab（1－β）（1＋WN1）（1＋WN1/0.62）］0.5Y=1－（0.548＋0.17β4）（1－α）CN=0.9986－7.006／Re0.5＋134.6／Re（适用于L/D＝0.6喷嘴）β=DN/DhDh=（4ab／π）0.5α=PN1／PN2Re=DN2VN2ρN2／μ=（20.5／μ）CNDN2Y（ΔPNPN1／1－Eβ4）可简化为CN=0.99仓式试验台可取α=1，β=0，E=1，Y=1可简化为Qas＝（6.556×10－5）CDN2［ΔPNPN1／TN1ab（1＋WN1）（1＋WN1／0.622）］0.5流过多个喷嘴的质量风量Qa＝［ΔPNPN1／TN1ab（1＋WN1）（1＋WN1／0.622）］0.5∑（6.556×10－5）CDN2风量测量参照标准：GB/T17758-1999《单元式空气调节机试验方法》2.5系统说明试验室由测试环境间、空气处理系统、制冷系统和水系统组成。对于冷风机而言，采用制冷剂流量法、校准箱法测定其制冷量和耗功等技术数据。对于风冷冷凝器而言，通过风管与风洞连接，直接在自然环境里进行风量测试。2.5.1数据采集处理系统工控机：IntelCore2Duo2.8G,2048MB内存,320GB硬盘,17”液晶,带GP-IB接口数据采集:PLC打印机:HPLaserJet2.5.2控制柜主体尺寸:约W2400×H1900×D1000mm保护装置:通风装置、常规电工保护、急停开关等。2.5.3动力柜主体尺寸:约W1600×H1900×D600mm；保护装置:通风装置、常规电工保护等。2.5.4应用软件1)操作系统：WinXP；2)编程软件：组态软件；3)自动、半自动测试：数据采集、工况判稳、工况切换、测量控制、数据处理、试验资料存盘（加密）、查询、检索、打印；4)系统特点：独立的蒸发、冷凝器室环境空调、焓差风洞及压缩机柜热环境控制，保证了可按汽车空调专业标准进行全天候性能试验并可进行部件的优化匹配，研究开发出综合性能优越的车用空调产品；兼容各种结构型式空调系统、单体的全性能试验；第五章结论本文应用换热模型，对人字形波纹片空调冷凝器进行了研究。通过计算，分析了迎面风速、波纹片的翻边角度对翅片管束表面换热系数及压降的影响，同时分析了R134a在管内的冷凝换热特征。然后使用模型对人字形波纹片冷凝器进行设计。通过样机试验说明，换热模型可以较好的反映冷凝器换热的实际情况，模型可以应用于人字形波纹片冷凝器的设计。【1】参看《小型制冷装置设计指导》。【2】参看《小型制冷装置设计指导》。【3】有的书上是2~6排或2~8排，此处仅以科龙型冷凝器为参考依据。（注：如果排数大于4排，过自动焊时就很难保证焊接质量。）【4】此数据是依据科龙型冷凝器的工艺参数计算得出的，折算成接触率就是0.4%~2.05%左右，与《小型制冷装置设计指导》里的0%~2%接近，但与有的书上的2.5%~5%相差较远。【5】相关参数的假定是以国家标准和科龙型冷凝器为参考依据的。【6】请参看《小型制冷装置设计指导》或相关文献。参考文献1机械工业部冷冻设备标准化技术委员会编著，制冷空调技术标准应用手册[S]，机械工业出版社，19982吴业正编著，制冷原理及设备[M]，西安交通大学出版社，19973《制冷工程设计手册册》[S]编写组.制冷工程设计手册.北京：中国建筑工业出版社，19784青岛海信空调有