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届毕业设计 论文 课题名称课题名称1 立方米热泵干燥箱设计 院院 系系 能源科学与工程学院 专专业业能源与动力工程 姓姓名名姜飞宇 学学号号3501120213 起讫日期起讫日期2016 1 2016 6 指导教师指导教师金苏敏 2016 南京工业大学本科生毕业设计 论文 I 1 立方米热泵干燥箱设计 摘要 在全球能源消耗日益增加的今天 如何节能已成为当今世界的一大主题 人们日常生 活中所需的多种必须品都需要经过干燥过程 而常规的干燥过程及常规干燥装置在干燥产 品时 不仅干燥产品质量低 而且 干燥过程中的能耗巨大 此过程存在着广大的节能空 间 本课题所设计的就是一种新型干燥装置 热泵干燥机 热泵干燥机作为一种新兴的 干燥装置 不仅体积小 干燥质量高 干燥周期短 而且更重要的是它在节能方面有着更 加突出的优势 因而在市场推广方面有着广阔的发展前景 热泵干燥机分为两大子系统 热泵子系统和干燥子系统 两大子系统通过干燥介质 此设计中为空气 有机的耦合成一 个统一的整体 系统运行时 从干燥室流出的湿空气首先经蒸发器冷凝 空气温度降低到 露点以下 析出多余的水分 绝对含湿量降低 随后 冷却空气与旁路系统中的空气充分 混合后 一同流入冷凝器 经冷凝器加热后 空气的相对湿度增加 成为具备良好吸湿能 力的热干空气 热空气经风机送入干燥室 开始下一循环过程 热泵子系统主要有压缩机 冷凝器 节流阀 蒸发器等部件组成 系统运行时 经压缩机压缩后的高温 高压的制冷 剂气体流经冷凝器 将热量传递给从冷凝器流过的空气后 制冷剂温度降低到其对应的沸 点一下 成为液态制冷剂 液态制冷剂经毛细管节流后压力降低 并在蒸发器中吸收流经 蒸发器的空气的热量 再次成为气态 并进入压缩机中压缩 开始下一循环 本课题的设计采用理论计算的形式 主要对热泵子系统进行热平衡计算 即蒸发器中 湿空气的除湿计算和单级热泵循环的计算 进而确定蒸发器的湿负荷 蒸发器 冷凝器的 热负荷 以及它们的进出口温度 然后再根据这些数据 进行冷凝器 蒸发器的结构设计 确定其外形尺寸 再进行冷凝器 蒸发器侧的阻力计算 并依据风量和阻力压降选定风机 本课题在设计计算时认真考虑了冷凝器 蒸发器的强化传热问题 由于空气的换热系 数大 为了减小装置体积 就必须提高空气侧的传热系数 为此 设计中换热管采用叉排 排列方式 并在换热管外加上铝箔翅片 增加传热面积 并且 为了便于冷凝水流出 蒸 发器翅片采用清水膜处理 通过本课题 可以看出 热泵干燥机具有高效节能 干燥质量好 干燥时间短 环境 友好 操作简单 干燥周期短等优点 可广泛应用于农林牧副渔等各行各业的多种物品的 摘要 II 干燥 对于我国的经济环境发展具有重大意义 并且 随着科技的发展以及人们对于环境 友好性要求的提高 热泵干燥装置以其节能高效 环境友好的优势 有着广阔的发展前景 关键词关键词 热泵干燥机 风循环 蒸发器 冷凝器 南京工业大学本科生毕业设计 论文 III The design of one cubic meterheat pump dryer Abstract Facing with the increasing global energy consumption today energy conservation has become a major theme of the world Many commodities are required to be dried while products dried through conventional means in conventional drying machinery often have lower quality And the huge energy consumption in this process makes it to have great potential of energy conservation A new type of drying equipment is designed in this paper a heat pump dryer HPD Compared with conventional devices HPD not only has smaller volume higher drying quality shorter drying period but most importantly it has more predominant energy saving advantages which gives it a broad development prospects in marketing Two subsystems are included in a HPD heat pump subsystem and drying subsystem They coupled with each other to be a whole system through drying medium in this design air When operating after going to evaporator firstly the temperature of the wet air flowing out of the drying chamber is decreased lower than its corresponding dew point making redundant water vapor condense and wet air s absolute humidity reduce Subsequently after mixing together cooling air and the air in the bypass system flows into the condenser After heating by it relative humidity of the air decrease giving the air huge absorption capacity of water vapor Then the hot air was fanned into the drying chamber to go to the next cycle Heat pump subsystem is consists of a compressor a condenser throttle valve two evaporators and other components While operating refrigerant gas with high temperature high pressure after compressed by the compressor flows into the condenser to transfer its heat to the air flowing at the outside of the condenser Then the temperature of the refrigerant gas is reduced to its corresponding boiling point After throttled by the capillary the pressure of the refrigerant liquid is reduced Coupling with the heat absorbed in the air flowing through the evaporator refrigerant liquid re become gas Abstract IV and flows into the compressor to begin the next cycle Theoretical calculation is used in this design and it mainly focus on heat balance calculations of the heat pump subsystem that is the calculation of moist air dehumidification in the evaporator and single stage heat pump cycle calculations By doing so we can determine the moisture load of the evaporator heat load of the condenser and the evaporator coupled with their inlet and outlet temperatures Based on these data the structures of evaporator and condenser can be designed their dimensions determined pressure drop by resistance calculated and fan can be chosen according to the calculating results Serious consideration of enhanced heat transfer is taken in this design As air has a small heat transfer coefficient in order to reduce size of the device it is necessary to increase the air side heat transfer coefficient For this reason staggered arrangement of tubes and aluminum fins is used to increase heat transfer area And in order to facilitate the flow of the water condensed Shimizu film is used in evaporator fins Through this paper what can be seen is that HPD has advantages such like higher efficiency better drying quality shorter drying period easy operation etc thus can be widely used on a variety of item s drying in all folks of life which has great significance to the development of our country s environment and economy Keywords heat pump drier air circulation evaporator condenser 目录 摘要 I Abstract III 第一章 引言 1 1 1 热泵干燥装置的分类 1 1 2 封闭直接式热泵干燥装置的结构 1 1 3 热泵干燥技术的基本原理 1 1 4 热泵干燥技术的特点 2 1 5 热泵干燥的研究现状 3 1 5 1 国外研究进展 3 1 5 2 国内研究进展 4 第二章 1 立方米热泵干燥箱设计 6 2 1 原始设计参数 6 2 2 热泵干燥箱系统图 6 2 3 压缩机选型 6 2 4 热泵循环的计算 6 2 4 1 热泵循环的计算 6 2 4 2 热泵循环的参数 8 表 2 2热泵循环的性能指标 8 2 5 蒸发器 冷凝器的风量和除湿量计算 9 2 5 1 蒸发器风量选取及除湿量计算 9 2 5 2 旁通风量计算及冷凝器风量选取 9 2 6 蒸发器的设计计算 11 2 6 1 蒸发器热力计算及结构计算 11 2 6 2 空气流经蒸发器时的阻力计算 14 2 7 冷凝的设计计算 15 2 7 1 冷凝器热力计算与结构计算 15 2 7 2 空气流经冷凝器时的阻力计算 18 2 7 3 风机选取 19 2 8 设计结果汇总 20 结语 22 参考文献 23 致谢 26 南京工业大学本科生毕业设计 论文 1 第一章第一章 引言引言 1 1 1 1 热泵干燥装置的分类热泵干燥装置的分类 热泵干燥装置根据不同的标准 可以划分为多种不同种类 1 根据热空气的循环方式划分 可分为开放式 半开放式和封闭式 1 2 按照其两个子系统结合方式划分 可分为直接式和间接式 2 3 按照干燥介质划分 主要干燥介质有 空气 氮气 二氧化碳 氩气和氢气 3 4 按照热泵种类划分 通常可使用的热泵有蒸汽压缩式热泵 吸收式热泵 化学热泵 将不同的热泵与干燥子系统进行组合就会形成不同的热泵干燥装置 4 5 按照热泵工质划分 就常用的蒸汽压缩式热泵而言 其常见工质有 氟利昂 氨气 二氧化碳等 5 6 按照工作温度划分 6 可大致将热泵干燥装置划分为 低温热泵干燥装置 干燥介质或者是加热面低于 60 中温热泵干燥装置 干燥介质或者是加热面在 60 120 之间 高温热泵干燥装置 干燥介质或者是加热面高于 120 7 按照驱动能源划分 由于输入的能源不同 可将热泵干燥装置划分为 电动式 燃油 式 燃气式 地热能式 太阳能式等 7 1 1 2 2 封闭直接式热泵干燥封闭直接式热泵干燥装置的装置的结构结构 本课题设计研究的是闭合直接式热泵干燥箱 闭合式指的是干燥装置在运行的时候 不与环境进行空气交换 空气整个除湿及加热流程全部在热泵系统中独立进行 这样可以 有效的提高能源的利用效率 采用导热传热的直接耦合式热泵干燥机中热空气分别在蒸发 器中放出热量和在冷凝器中吸收热量 蒸发器和冷凝器都是间壁式换热器 内部流动的是 热泵工质 外部是作为介质的热空气 热空气与热泵工质通过管壁直接换热 没有其余的 传热介质 传热效率较高 8 1 31 3 热泵干燥技术的基本原理热泵干燥技术的基本原理 热泵可以从周围环境或者余热等低温热源中吸取热量 以得到比输入的能量更多的输 出热能 9 系统结构组成如图 1 1 所示 10 第一章引言 2 图 1 1热泵干燥系统 1 冷凝器 2 压缩机 3 干燥室 4 循环风机 5 排水口 6 蒸发器 7 节流阀 如图 1 1 所示 热泵系统工作时 干燥室的出口空气在蒸发器中放出低位热能 在冷 凝器中吸收能量转变为高位热能 热泵工质在蒸发器内吸热后转变成蒸汽 经过压缩机做 功后 再进入冷凝器中放热 同时干燥室出口湿空气在蒸发器中放出显热和潜热并且析出 水分 由冷凝器加热为热干空气再进入干燥室 对待干燥产品进行干燥 11 1 41 4 热泵干燥技术的特点热泵干燥技术的特点 1 节约能源 利用湿热空气通过蒸发器时释放热量析出水分来进行干燥 2 提高产品质量 可与传感和控制技术结合 来精确调节干燥介质的参数 进行 实时调控 12 3 环境友好 全封闭热泵干燥装置 干燥过程中不需要与环境进行空气交换 可 以避免环境污染和物料污染 13 4 干燥范围广 干燥介质在工作状态下 温度一般在 20 100 之间 相对湿 度一般为 15 80 可用于多类型物料的干燥 14 5 与其他干燥系统相比 其对于能量的利用效率较高 工作运行所需要的费用 较低 15 南京工业大学本科生毕业设计 论文 3 6 干燥过程强化 干燥产品的温度较低 可以有效的保持产品的质量 1 51 5 热泵干燥的研究现状热泵干燥的研究现状 1 5 1 国外研究进展 Salvador使用计算机进行模拟实验 跟电加热式的干燥装置作对比实验 结果表明 大部分情况下前者耗能少 而后者受外界影响较大 而且在外界温度和运行温度差距不大 的时候效率很低 16 Hodget 将比较了热泵干燥装置和对流干燥装置 结果表明 前者单位 SMER 为 hkW k0 4 0 1 g 而传统对流干燥器的 SMER 值为hkW k6 0 2 0 g 17 Phani K Adapa 等人采用循环式热泵干燥装置干燥草药等物料 产品温度保持在 35 30 SMER 范围在hkW kg61 0 06 0 比传统装置节能 22 并且干燥的时间减 少了 65 18 1 Jolly Jia 等人研究认为 由于空气流量影响到热交换热量的多少和冷凝器蒸发器工 作是的压力温度等状态 所以可以通过改变空气流量来影响热泵干燥产品的产量与质量等 参数 19 Xi 等人对热泵干燥装置进行了模拟实验 最后得出的结论 将蒸发器空气旁通可以将 单位能耗除湿量提高 20左右 而旁通率对单位能耗除湿量的最大值影响不大 在冷凝器 入口处加回热器效果比蒸发器入口处加回热器效果好 20 Shane 等人研究表示 应该将进入蒸发器的空气保持在一个较高的相对湿度状态下 他们的研究结果表明改变旁通率只能提高单位能耗除湿量 9 其影响是较小的 21 S praserisan 和 P saen saby 认为 再循环率比旁通率对于系统的影响大得多 22 Marshall M G将实验数据和模拟结果进行了比较 最后得出使用声频能在干燥的降 速阶段进行加速并提高传质速率同事能提高能量的利用率 23 Hawlader M N A 等人使用绿豆为干燥物料研究试验 该试验使用太阳能热泵干燥装置 在压缩机转速为时min 1800r时 cop 达到了 7 此时蒸发器的集热器和空气集热器效率分 第一章引言 4 别为 0 86 和 0 7 在压缩机转速为min r1200 产品量为kg20 单位能耗除湿量为 0 65 试验结果表明太阳能辐射量 压缩机的转速和产品产量是三个影响系统效率的重要因素 24 Zuhal Oktay 使用开放式热泵干燥装置对湿毛绒进行试验 空气介质质量流速在 sm 2 kg50 1 78 0范围变化 再循环率和旁通率介于 20 80 之间 cop 介于 2 5 3 单 位能耗除湿量在hkW kg8 2 5 1范围内 25 Schmidt E L等人发现相同装置下使用 2 CO和 R134a 作为工质 前者的 COP 单位能 耗制冷量等比后者好 2 CO 对环境友好并且具有良好的热力性质被视为有发展前景的工质 26 Sivakumar 等人实验发现 使用 R134a 和 R32 混合工质比使用 R134a 工质的开放式装 置节约能量 69 干燥时间减少 13 27 最近几年 由于计算机的快速发展 计算机模拟进行实验研究受到人们的大力支持与 关注 Joly 等人通过计算机建立了热泵系统和干燥室有关热量传递和质量传递的数学模 型 并用质量和能量的守恒定律将其联系在一起 28 Siva Achariyaviriya 等人研究实验影响热泵干燥装置性能的几大因素 发现主要有 环境条件 旁通率和热泵介质的温度等影响最大 29 Prasersan S 等人模拟了四个不同的热泵干燥系统 三个开放式一个闭合式 并 使用有限差分法计算工质参数和热量传递过程 30 1 5 2 国内研究进展 金苏敏等人进行了相关研究与实验 得出证明 空气进行回热可以提升除湿量 24以上 并且发现空气相对湿度减小其提升量增加 31 马一太 张嘉辉 牛莹等人通过实验提出了最佳蒸发温度这一概念 通过分析计算热泵干 燥系统的最佳运行状态 比较不同的热泵工质的工作效果 研究空气回热的原理 并且建立起 干燥系统的模拟数学模型 编写出其对应的计算程序 进行试验来验证其可靠性 模拟了有旁 南京工业大学本科生毕业设计 论文 5 通的装置 理论上研究了其影响参数 32 杜垲 徐锡武等使用闭合空气式热泵干燥装置实验比较了有无回热器的热泵干燥装 置 最后得出结论 有回热的装置的 SMER 值比无回热的装置的 SMER 值高 20 33 王剑峰 高广春 欧阳应秀等人利用相变热效应原理回收能量 得出结果 相变材料应用 于热泵干燥装置中具有节能效果 34 北京林业大学在干燥木材的装置上研究得出了大量的数据与经验 并在应用过程中效果显 著 35 通过上述结论证明热泵干燥系统在干燥领域优点十分明显 因此该装置对于大部分热敏性 产品来说都是非常理想的干燥装置 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 6 第二章 1 立方米热泵干燥箱设计 2 12 1 原始设计参数原始设计参数 已知条件 蒸发器进口干球温度 60 相对湿度 70 压缩机功率 1 5HP制冷剂 R22 2 22 2 热泵干燥箱系统图热泵干燥箱系统图 图 2 1热泵干燥箱系统图 2 32 3 压缩机选型压缩机选型 根据制冷量需要 选择型号为 ZB15KQ 的美国谷轮热泵压缩机 功率为 2 06kW 制冷 量为 4 75kW 蒸发温度为 5 冷凝温度为 70 2 42 4 热泵循环的计算热泵循环的计算 2 4 1 热泵循环的计算 已知制冷剂的蒸发温度为 5 冷凝温度为 70 查 22 R压 焓图得热泵循环的 p h 图 南京工业大学本科生毕业设计 论文 7 如图 2 2 所示 表 2 1 单级热泵的计算如下表 状态点参数单位R22备注 1 1 t 5 1 t为饱和气体温度 查压焓 图得 1 p 1 h 1 pkPa584 32 1 hkJ kg406 85 2 2 t 96 3 等熵线 1 s与等压线 3 p的交点 2 pkPa2997 4 2 hkJ kg448 3 3 3 t 70 3 t为饱和液体温度 查压焓图 得 3 p 3 h 3 p kPa2997 4 3 h kJ kg293 1 4 4 t 65 4 p 2 p 取过冷度 5 4 pkPa2997 4 4 hkJ kg284 8 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 8 5 5 t 5 4 5 为节流过程 4 h 5 h 5 p kPa584 32 5 h kJ kg205 9 2 4 2 热泵循环的参数 表 2 2热泵循环的性能指标 序号名称符号单位计算公式结果备注 1输入功率PkW已知2 06 2制热量 k QkW已知6 81 3制冷量 e QkW已知4 75 4制热系数 H COP06 281 6 PQCOP kH 3 3 5 R22 质量 流量 m q kg s 9 205 85 406 75 4 51 e hh Q qm 0 024 6 单位制冷 量 0 q kg kJ 9 205 85 406 510 hhq 200 95 7 单位容积 制冷量 v q 3 kJ m 04036 095 200 10 vqqv 4978 9 8 压缩机单 位耗功 0 w gk kJ 85 406 3 448 120 hhw 41 45 9 压缩机理 论功耗 0 p kW 45 41024 0 00 wqp m 0 995 10 压缩机指 示功率 i p kW已知1 215 11 冷凝器单 位散热量 k q kgkJ 8 284 3 448 42 hhqk 163 5 12 冷凝器总 散热量 k QkW5 163024 0 kmk qqQ3 924 13 理论制冷 系数 0 45 4195 200 000 wq 4 85 14 实际制冷 系数 s 215 1 92 075 4 e i m s p Q 3 6 南京工业大学本科生毕业设计 论文 9 1 06 3600 h G Q h e 15 卡诺循环 制冷系数 c 0 0 TTT c 5 45 16 热力完善 度 c s 0 66 2 52 5 蒸发器蒸发器 冷凝器冷凝器的风量和除湿量计算的风量和除湿量计算 2 5 1 蒸发器风量选取及除湿量计算 已知蒸发器制冷量为 e Q 4 75kW 蒸发器进口空气焓为 0 h 323 88KJ kg 空气含湿 量为 0 d 0 1009kg kg 设定蒸发器出口相对湿度为 95 标准状况 0 101325Pa 下 空气密度为 1 293kg 3 m 现假定一系列蒸发器进口风量 并计算出系统除湿量 表 2 3蒸发器风量计算 名称符号单位计算公式结果备注 蒸发器 进口风 量 1 G h m3假定5075100125150 蒸发器 出口空 气焓 6 hkJ kg59 38147 55191 63218 08235 71 蒸发出 口风温 6 t 查焓湿图21 0138 2543 5146 1247 68 蒸发器 出口含 湿量 6 dkg kg查焓湿图0 01500 04240 05720 06640 0725 除湿量Dkg h 601 dd GD 5 5535 6735 6505 5765 508 根据表格 当风量为h 75m3时 最大除湿量为 5 673kg h 此时蒸发器出口风温为 38 25 2 5 2 旁通风量计算及冷凝器风量选取 如图所示 冷凝器负荷为 k Q 6 81kW 进入冷凝器的旁通风即是干燥室出口风 其风 量为 1 G 温度为 60 蒸发器出口风量为 1 G 出口风温为 38 25 空气在冷凝器中 吸收热量 温度升高 但空气温度始终高于相应的露点温度 没有水分析出 为了简化计 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 10 算 此时的湿空气可以近似按照干空气进行计算 现分别假定旁通风量 1 G 然后根据热 力学第一定律计算出不同旁通风量下的冷凝器出口风温 图 2 3冷凝器进出风示意图 表 2 4冷凝器风量计算 名称符号单位计算公式结果备注 旁通风量 1 G h m3假定260027002800 冷凝器入口 空气焓 7 hkJ kg 11 0 161 7 h GG hGhG 318 94319 11319 28 冷凝器入口 空气含湿量 7 dkg kg 11 0 161 7 d GG dGdG 0 099260 099320 09937 冷凝器出口 空气焓 8 hkJ kg 11 7 11 8 3600 h GG QhGG k 326 03325 93325 87 冷凝器出口 空气温度 8 t 87 dd 查焓湿图 65 3065 0864 93 现选定旁通风量hG m2700 3 1 冷凝器实际出口风温为 65t8 冷凝器出口 风量hGGG m2775 3 112 冷凝器 冷凝器出口 旁通风蒸发器出口 制冷剂入口制冷剂出口 南京工业大学本科生毕业设计 论文 11 2 62 6 蒸发器的设计计算蒸发器的设计计算 2 6 1 蒸发器热力计算及结构计算 已知空气进蒸发器的温度60t0 含湿量kg kg1009 0d0 相对湿度 70 0 焓kj kg88 323h0 空气出蒸发器的温度 25 38t6 含湿量 kgkg 0424 0d6 相对湿度 95 6 焓kgkj 55 147h6 热泵工质 R22 的蒸发 温度 5t e 蒸发器的传热负荷为kwQ75 4 e 蒸发器采用翅片管式蒸发器 翅片管近似按照正三角形交错排列 其结构如图 2 4 所 示 据此进行蒸发器结构计算 图 2 4蒸发器结构示意图 表 2 5翅片管的结构参数及管外传热系数的计算见下表 名称符号单位计算公式结果备注 基管尺寸 0 Dmmmm 选定7 010 前后管中心距 1 Smm选定20 上下管中心距 2 Smm选定25 翅片厚 mm选定0 2 空气流动 空气流动 40 S1 20 铜管 翅片 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 12 翅片间距S mm 选定3 2 基管复合外径D mm2 02102 0 DD 10 4 每米长基管 外表面积 1 A 2 m 10003 2 02 34 1014 3 1000 SDSDA 0 306 每米长基管 外翅片表面 积 2 A 2 m 2 31000 4 1014 3 4 1 20252 1000 4 1 2 2 2 212 SDSSA 0 26 每米基管总 外表面积 W A 2 m 259434 0030615 0 21w AAA 0 29 每米基管内 壁表面积 N A 1000 121014 3 1000 2 00 DAN 0 025 肋化系数 02512 0 290049 0 N W A A 11 54 平均温度 T 2 25 3860 2 60 tt T49 空气运动粘 度 ea s m2查干空气热物性表 6 1086 17 空气热导率 ea KmW 查干空气热物性表 2 1082 2 垂直空气流 动方向上基 管中心间距 S mm255 05 0 2 SS12 5 迎面风速 1 m s假定1 最窄面风速 max m s 4 105 122 02 3 5 122 3 1 1max DSS SS 6 35 肋片当量直 径 d Dmm 2 02 34 1025 2 02 34 10252 2 2 2 d SDS SDS D 5 南京工业大学本科生毕业设计 论文 13 雷诺数eR 6 3 max 1086 17 10535 6 e ea d D R 1778 肋片高hmm2044h 1 S80 干空气对流 换热系数 ad KmW 2 14 054 0 65 0 14 054 0 65 0 ad 2 3 80 2 3 4 10 0032 0 0282 0 1778205 0 Re205 0 S h S D S ea 78 92 空气当量对 流换热系数 aw KmW 2 9 092 7816 4 aw fad 295 48 翅片形状参数 m 1 m 5 0 5 0 0002 0238 48 29522 Al aw m 111 4 翅片形状参数P 5 0 5 0 2 3 08 0 4 10 25 27 1 3 027 1 B L D S P 2 2 翅片当量高度 h mm 2 2ln35 0112 24 105 0 ln35 0115 0 PPDh 7 96 翅片效率 ch 3 3 1096 74 111 1096 74 111 th mh mhth ch 0 8 翅片管效率 f 290049 0 030615 0259434 08 0 12 w ch f A AA 0 82 R22管内沸腾换 热系数 re KmW 2 47 0 47 0 13 024702470 rre W 947 蒸发器传热系 数 e k KmW 2 54 11 947 1 0018 0 82 0 1 0003 0 48 295 1 1111 re f f w awe RR k 26 7 平均传热温差 em T 525 38 560 ln 25 3860 t ln 6 0 60 e e m t tt tt T 43 22 传热面积 e A 2 m 22 437 26 4750 eme e e Tk Q A 4 1 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 14 表 2 6蒸发器的尺寸计算 名称符号单位计算公式结果备注 空气风量 ae V sm 3 3600 500 ae V0 139 迎面风速 1 sm 见上表1 迎风面积 y F 2 m 1 139 0 1 ae y V F 0 139 沿迎风面高度 方向管排数 p N 排假定16 高度H mm2516 2 SNH p 400 宽度B mm 1000 4 0 139 0 H F B y 347 5 所需管根数 s N 根 3475 02 14 s BLN te 41 需要管排数 t N 排 排取46 2 16 41 p s t N N N 4 厚度E mm204 ttS NE 80 2 6 2 空气流经蒸发器时的阻力计算 空气侧流动阻力 凝露工况下 气流横向流过整体套片的叉排管束时 阻力可按下式 计算 Pa D E Ap m d 3 180 2 135 609 1 5 340 007 081 92 1 81 92 1 7 1 7 1 max 式中 翅片表面为亲水膜 007 0 A 当量直径mmDd0 5 气流方向蒸发器长mmE340 空气密度 3 09 1mkg m 凝露工况下2 1 翅片管总长度 te L m 290049 0 1 4 w e te A A L 14 2 南京工业大学本科生毕业设计 论文 15 2 72 7 冷凝的设计计算冷凝的设计计算 2 7 1 冷凝器热力计算与结构计算 冷凝器进口空气为蒸发器出口空气与旁通空气的的混合空气 其焓值为 319 11KJ Kg 查焓湿图可得 t 59 32 冷凝器出口风温为 65 冷凝器热负荷kW055 5Qk 由于 空气流经冷凝器时空气温度并未降低到相应的露点温度以下 冷凝器中没有水分析出 因 而可以将流过冷凝器的空气近似当作干空气进行计算 冷凝器采用翅片管式冷凝器 其结构与蒸发器相似 近似按正三角形交错排列 翅片 管的结构参数及管外传热系数的计算见表 表 2 7冷凝器翅片管结构参数及管外传热系数的计算 名称符号单位计算公式结果备注 基管尺寸 0 Dmmmm 选取 7 010 前后管中心距 1 Smm选取22 上下管中心距 2 Smm选取25 翅片厚 mm 选取0 2 翅片间距S mm 选取1 8 基管复合面积D mm2 02102 0 DD10 4 每米长基管外 表直径 1 A 2 m 10008 1 2 0 8 1 4 1014 3 S1000 S DA1 0 02903 每米长基管外 翅片的表面积 2 A 2 m 8 11000 24 1014 3 4 1 22252 S1000 D 4 1 SS2 A 2 2 21 2 0 51677 每米基管总外 表面积 w A 2 m 516772 0029028 0AAA 21w 0 54580 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 16 每米基管内壁 表面积 N A 2 m 1000 12 10 14 3 1000 2 D A 00 N 0 02512 肋化系数 025120 0 54580 0 A A N W 21 73 空气平均温差 ca t 2 32 5965 2 tt t 87 ca 62 16 空气运动粘度 c v sm 2 查空气热物性表 6 102 19 空气热导率 c KmW 查空气热物性表0 02913 空气普朗特数 r P查空气热物性表0 6956 上下管中心距 S mm 255 0S5 0S 2 12 5 迎面风速 1 sm 假定3 最窄面风速 max m s 4 105 12 2 08 1 5 128 1 3 D S S SS W 1max 20 肋片当量直径 d D mm 2 08 1 4 1025 2 08 1 4 1025 2 SD S S D S 2 D 2 2 d 2 88 雷诺数Re 6 3 c dmax 102 19 1088 220 v D Re 3013 每米翅片管平 均面积 m A 2 m 1000 1 10 14 3 DA 00m 0 02826 空气侧对流换 热系数 ac KmW 2 33 0375 0 m W 0 65 cca ac Pr A A Re D C 33 0375 0 65 0 6956 0 02826 0 5458 0 3013 0104 0 02913 0 45 0 67 24 45 0 a C 南京工业大学本科生毕业设计 论文 17 R22 热物性参 数 热导率 rc KmW 查 R22 热力性质表 0 071 冷凝 温度 为 70 密度 rc 3 mkg1000 相变潜热 c rkgJ 135300 动力黏度 rc 2 msN 4 1003 1 c 4 23 rc c 2 rc 3 rc c 1003 1 13530081 91000071 0 gr 12 1062 4 管内径 n Dmm12 102 DD 00n 8 管内对流换热 系数 管壁温度 rc b T KmW 2 25 0 bc 25 0 n c rrc T T 1 D C 25 025 0 3 12 6570 1 108 1061 4 555 0 65 b T 1818 rc 取 r C 0 55 5 翅片管热导率 cu KmW 查表384 冷凝器基于管 外表面的传热 系数 c k KmW 2 N w rcm w cu 0 w acc A A1 A A R 1 k 1 02512 0 5458 0 1818 1 02826 0 5458 0 384 001 0 0003 0 24 67 1 36 80 平均传热温差 cm T 65 70 32 59 70 ln 32 59 65 t t t t ln t t T 8k 7k 78 cm 7 5 传热面积 c A 2 m 5 780 36 5055 cmc c c Tk Q A 18 3 翅片管总长 tc L m 5458 0 3 18 A A L w c tc 33 53 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 18 依据冷凝器翅片管结构参数及管外传热系数的计算结果 可以进行冷凝器尺寸计算 冷凝器尺寸计算结果见下表 表 2 8冷凝器的尺寸计算 名称符号单位计算公式结果备注 空气风量 ac V sm 3 3600 270075 Vac 0 77 迎面风速 1 sm 假定3 迎风面积 y F 2 m 3 77 0 W V F 1 ac y 0 257 沿迎风面高度方向 管排数 p N 排假定20 高度H mm2520SNH 2p 500 宽度B mm 1000 5 0 257 0 H F B y 514 每排翅片管总长 p Lmm51420BNL pp 10278 需要管排数 t N 排 4 26 3 277 10 53 33 L L N p tc t 取 4 厚度E mm224SNE 1t 88 2 7 2 空气流经冷凝器时的阻力计算 空气侧流动阻力计算 干工况下 气体横向流过整体套片的叉排管束时 空气流动阻 力可按下式计算 7 1 maxm d W D E A81 92 1p Pa24039 1309 1 88 2 88 007 081 92 1 7 1 南京工业大学本科生毕业设计 论文 19 式中 翅片表面为亲水膜 007 0A 当量直径mm88 2Dd 气流方向蒸发器长mm88E 空气密度 3 m 09 1mkg 2 7 3 风机选取 由计算结果可知 冷凝器风量为hmG 2775 3 3 空气流经蒸发器时的阻力降为 180 3 Pa 空气流经冷凝器时的阻力降为 240 0 Pa 总阻力降为 420 3Pa 根据以下表格 可以选取 2 个 FZW 400 型风机 表 2 9风机性能参数表 型号电压 V 频率 Hz 功率 W 风量 hm 3 全压 Pa FZW 2502205050130080 FZW 300220501651400220 FZW 35022050702200160 FZW 400220501502950140 FZW 450220501854350190 FZW 500220501355500140 表 2 10风机尺寸表 型号A B C D SM 1 L 2 L 3 L 4 L FZW 250922502753207470159276 FZW 3009230032536074801510286 FZW 350102350375422958030112110 FZW 400102400425470959030125125 FZW 4501054504755229 559030138137 FZW 50013850057563210 569030127129 FZW 300 型风机的风量为hmGhm 2775 280021400 3 3 3 风机全压为 PaPa3 4204402220 均满足使用要求 风机外形图可见下图 第二章1 立方米热泵干燥箱设计 20 2 5风机外形图 2 82 8 设计结果汇总设计结果汇总 现将所有的设计结果汇总在下表 表 2 11 设计汇总表 名称符号单位结果备注 压缩机 一台松下万宝 H164C2PEAAC 蒸 发 器 风量 1 G hm 3 75 除湿量Dkg h5 673 迎面风速 1 m s1 迎风面积 y F 2 m0 021 蒸发器传热系数 e k KmW 2 26 7 平均传热温差 m T 43 22 沿迎风面高速方向 管排数 p N 排16 南京工业大学本科生毕业设计 论文 21 高度H mm 400 宽度B mm 52 5 厚度E mm 340 换热管排数 t N 排17 翅片厚度 mm 0 2 翅片间距S mm 3 2 换热管排间距 1 Smm20 换热管纵向间距 2 Smm25 冷 凝 器 风量 3 G hm 3 2775 迎面风速 1 m s3 迎风面积 y F 2 m0 257 管外传热系数 c k KmW 2 36 8 平均传热温差 m T 7 5 沿迎风面高速方向 管排数 p N 排20 高度H mm 500 宽度B mm 514 厚度E mm 88 换热管排数 t N 排4 翅片厚度 mm 0 2 翅片间距S mm 1 8 换热管排间距 1 Smm22 换热管纵向间距 2 Smm25 风机2 台 FZW 300 型风机 结语 22 结结 语语 本论文中设计的 1 立方米热泵干燥箱 主要通过已知的热泵进口热空气 物料箱出口 热空气 的温度和相对湿度进行设计 通过压缩机的自主选型 假定风量计算出蒸发器的 最大除湿量 然后通过假定旁通风量计算出冷凝器出口的最佳温度以及此时热空气参数 设计内容包括蒸发器 冷凝器的设计 压缩机 风机的选型等 设计前查阅了大量的中英 文文献和书籍 以及通过整个设计对热泵干燥箱有了一定程度的认识和了解 并对产品的 研发过程有了初步的认识 课题的设计主要采用理论计算和图纸设计 理论设计主要有系统的热平衡计算 热泵 循环计算 蒸发器 冷凝器的设计计算 整个设计所涵盖的知识面较广 包括传热学 工 程热力学 流体力学 制冷原理 空气调节工程等理论基础知识 设计从开始到完成历时近 7 个月 尽管设计过程中在金老师的悉心指导下进行了不断 的修正完善 但由于水平有限 论文中难免存在不妥之处 敬请指正 南京工业大学本科生毕业设计 论文 23 参考文献 参考文献 1 张立志 除湿技术 M 北京 化学工业出版社 2004 2 何天祺 供暖通风与空气调节 第 2 版 M 重庆 重庆大学出版社 2002 3 秦瑞弢 空调除湿方式设计探讨 J 机械工业第三设计研究院 煤矿现代化 2006 1 179 181 4 朱冬生 剧霏 李鑫 等 除湿器的研究进展 J 暖通空调 2007 35 4 35 40 5 Hii C L Law C L Suzannah S Drying kinetics of the individual layer of cocoa beans during heat pump drying J Journal of Food Engineering 2012 108 2 276 282 6 Goh L J Othman M Y Mat S et al Review of heat pump systems for drying application J Renewable and Sustainable Energy