毕业设计（论文）-1立方米热泵干燥箱设计.doc

2016 届毕业设计（论文）课题名称1立方米热泵干燥箱设计院 （系）能源科学与工程学院专 业能源与动力工程姓 名学 号起讫日期指导教师南京工业大学本科生毕业设计（论文）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：热泵干燥机 风循环 蒸发器 冷凝器 全套图纸加扣 3012250582I南京工业大学本科生毕业设计（论文）The design of one cubic meterheat pump dryerAbstractFacing 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 airs 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 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 items drying in all folks of life, which has great significance to the development of our countrys environment and economy. Keywords: heat pump drier; air circulation; evaporator; condenser III目 录摘 要IAbstractIII第一章 引言11.1 热泵干燥装置的分类11.2 封闭直接式热泵干燥装置的结构11.3 热泵干燥技术的基本原理11.4 热泵干燥技术的特点21.5 热泵干燥的研究现状31.5.1 国外研究进展31.5.2 国内研究进展4第二章 1立方米热泵干燥箱设计62.1原始设计参数62.2 热泵干燥箱系统图62.3压缩机选型62.4热泵循环的计算62.4.1热泵循环的计算62.4.2 热泵循环的参数8表2.2 热泵循环的性能指标82.5蒸发器、冷凝器的风量和除湿量计算92.5.1蒸发器风量选取及除湿量计算92.5.2旁通风量计算及冷凝器风量选取92.6 蒸发器的设计计算102.6.1 蒸发器热力计算及结构计算112.6.2空气流经蒸发器时的阻力计算142.7 冷凝的设计计算142.7.1 冷凝器热力计算与结构计算152.7.2 空气流经冷凝器时的阻力计算182.7.3 风机选取192.8 设计结果汇总20结语21参考文献22致 谢25南京工业大学本科生毕业设计（论文）第一章 引言 1.1 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。 1.2 封闭直接式热泵干燥装置的结构 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。1.3 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。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。1.4 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20100之间， 相对湿度一般为1580），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。（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。1.5 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，而传统对流干燥器的SMER值为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，SMER范围在。比传统装置节能，并且干燥的时间减少了18。1Jolly.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，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。在压缩机转速为时时，cop达到了7。此时蒸发器的集热器和空气集热器效率分别为0.86和0.7。 在压缩机转速为，产品量为，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，单位能耗除湿量在范围内25。Schmidt E.L等人发现相同装置下使用和R134a作为工质，前者的COP、单位能耗制冷量等比后者好。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%，时间减少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。25第二章 1立方米热泵干燥箱设计2.1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：R222.2 热泵干燥箱系统图 图2-1 热泵干燥箱系统图2.3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。2.4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。查压-焓图得热泵循环的p-h 图,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15为饱和气体温度，查压焓图得，kPa584.32kJ/kg406.85296.3等熵线与等压线的交点kPa2997.4kJ/kg448.3370为饱和液体温度，查压焓图得kPa2997.4kJ/kg293.1465=，取过冷度5kPa2997.4kJ/kg284.8554-5为节流过程，=kPa584.32kJ/kg205.92.4.2 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2.062制热量kW已知6.813制冷量kW已知4.754制热系数3.35R22质量流量kg/s0.0246单位制冷量200.957单位容积制冷量4978.98压缩机单位耗功41.459压缩机理论功耗kW0.99510压缩机指示功率kW已知1.21511冷凝器单位散热量163.512冷凝器总散热量kW3.92413理论制冷系数4.8514实际制冷系数3.615卡诺循环制冷系数5.4516热力完善度0.662.5蒸发器、冷凝器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=4.75kW；蒸发器进口空气焓为=323.88KJ/kg ， 空气含湿量为=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/ 。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假定5075100125150蒸发器出口空气焓kJ/kg59.38147.55191.63218.08235.71蒸发出口风温查焓湿图21.0138.2543.5146.1247.68蒸发器出口含湿量kg/kg查焓湿图0.01500.04240.05720.06640.0725除湿量Dkg/h5.5535.6735.6505.5765.508根据表格,当风量为时，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=6.81kW，进入冷凝器的旁通风即是干燥室出口风，其风量为，温度为60； 蒸发器出口风量为， 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，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。 冷凝器出口制冷剂出口制冷剂入口 冷凝器旁通风蒸发器出口图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假定260027002800冷凝器入口空气焓kJ/kg318.94319.11319.28冷凝器入口空气含湿量kg/kg0.099260.099320.09937冷凝器出口空气焓kJ/kg326.03325.93325.87冷凝器出口空气温度，查焓湿图65.3065.0864.93现选定旁通风量，冷凝器实际出口风温为，冷凝器出口风量。 2.6 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，含湿量，相对湿度，焓。空气出蒸发器的温度，含湿量，相对湿度，焓。热泵工质 R22 的蒸发温度。蒸发器的传热负荷为。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。40S1=20翅片铜管12.5S2=25空气流动空气流动图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选定前后管中心距选定20上下管中心距选定25翅片厚选定0.2翅片间距选定3.2基管复合外径D10.4每米长基管外表面积0.306每米长基管外翅片表面积0.26每米基管总外表面积0.29每米基管内壁表面积0.025肋化系数11.54平均温度49空气运动粘度查干空气热物性表空气热导率查干空气热物性表垂直空气流动方向上基管中心间距12.5迎面风速假定1最窄面风速6.35肋片当量直径5雷诺数1778肋片高80干空气对流换热系数78.92空气当量对流换热系数295.48翅片形状参数111.4翅片形状参数2.2翅片当量高度7.96翅片效率0.8翅片管效率0.82R22管内沸腾换热系数947蒸发器传热系数26.7平均传热温差43.22传热面积4.1翅片管总长度14.2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0.139迎面风速见上表1迎风面积0.139沿迎风面高度方向管排数排假定16高度400宽度347.5所需管根数根41需要管排数排4厚度802.6.2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：式中：翅片表面为亲水膜，； 当量直径； 气流方向蒸发器长； 空气密度 凝露工况下。2.7 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。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选取前后管中心距选取22上下管中心距选取25翅片厚选取0.2翅片间距选取1.8基管复合面积D10.4每米长基管外表直径0.02903每米长基管外翅片的表面积0.51677每米基管总外表面积0.54580每米基管内壁 表面积0.02512肋化系数21.73空气平均温差62.16空气运动粘度查空气热物性表空气热导率查空气热物性表0.02913空气普朗特数查空气热物性表0.6956上下管中心距12.5迎面风速假定3最窄面风速20肋片当量直径2.88雷诺数3013每米翅片管平 均面积0.02826空气侧对流换 热系数67.24R22 热物性参 数热导率查 R22 热力性质表0.071冷凝 温度 为 70密度1000相变潜热135300动力黏度管内径mm8管内对流换热 系数管壁温度取=0.555翅片管热导率查表384冷凝器基于管外表面的传热 系数36.80平均传热温差7.5传热面积18.3翅片管总长m33.53 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0.77迎面风速假定3迎风面积0.257沿迎风面高度方向管排数排假定20高度500宽度514每排翅片管总长10278需要管排数排4厚度882.7.2 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： 式中： 翅片表面为亲水膜，; 当量直径; 气流方向蒸发器长 ; 空气密度2.7.3 风机选取 由计算结果可知，冷凝器风量为，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）风量全压（Pa）FZW-2502205050130080FZW-300220501651400220FZW=35022050702200160FZW-400220501502950140FZW-450220501854350190FZW-500220501355500140表2.10 风机尺寸表型号SFZW-250922502753207470159276FZW-3009230032536074801510286FZW-350102350375422958030112110FZW-400102400425470959030125125FZW-4501054504755229.559030138137FZW-50013850057563210.569030127129FZW-300 型风机的风量为，风机全压为,均满足使用要求。风机外形图可见下图。2-5 风机外形图2.8 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75除湿量Dkg/h5.673迎面风速1迎风面积0.021蒸发器传热系数26.7平均传热温差43.22沿迎风面高速方向管排数排16高度400宽度52.5厚度340换热管排数排17翅片厚度0.2翅片间距3.2换热管排间距20换热管纵向间距25冷凝器风量2775迎面风速3迎风面积0.257管外传热系数36.8平均传热温差7.5沿迎风面高速方向管排数排20高度500宽度514厚度88换热管排数排4翅片厚度0.2翅片间距1.8换热管排间距22换热管纵向间距25风机2台FZW-300型风机结 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。参考文献：1 张立志除湿技术M北京：化学工业出版社，20042 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，20023 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 . 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