小型果蔬冷藏库用太阳能喷射制冷系统设计

小型果蔬冷藏库用太阳能喷射制冷系统设计目录第一章 绪论2第二章 冷库制冷负荷52.1 设计要求和设计参数52.2 冷库热流量计算52.2.1 围护结构传热量62.2.2 货物热量62.2.3 换气热量72.2.4 电动机运转热流量82.2.5 操作热流量82.2.6 冷库总制冷负荷9第三章 太阳能喷射制冷循环系统103.1太阳能喷射制冷循环图及系统热力循环图103.2蒸发器设计计算113.2.1蒸发器的分类和选用113.2.2直接蒸发式空气冷却器设计计算123.3喷射器的设计计算243.3.1蒸汽喷射器的工作原理243.3.2 喷射器级数的选择253.3.3 级蒸汽喷射器设计263.3.4 级蒸汽喷射器设计323.4冷凝器设计计算393.4.1冷凝器的结构型式和选型393.4.2 空气式冷凝器的设计计算403.4.3 风机的选择计算453.5 集热器设计453.5.1 集热面积463.5.2集热器型号的选取48第四章 制冷系统变工况分析494.1 制冷量随太阳辐射的变化494.2冷库温度、环境温度对制冷量的影响504.3冷库温度、环境温度对COP的影响51第五章 总结52参考文献53附录55附录一 主要符号表55附录二 外文资料与翻译56SUMMARY：56NOMENCLATURE70m = mass ow rate(Kgs-1)70REFERENCES71摘要:731.引言732. 太阳能集热喷射制冷循环742.1、建模喷射冷却子系统762.2、太阳能集热器性能773、结果与讨论774、结论82参考文献84第一章 绪论1.1 本课题设计意义能源是人类生存和发展的重要物质基础。随着我国经济的持续快速发展，能源需求也迅速增加。目前中国能源消费量达到22亿吨，已面临严峻的能源安全问题、环境污染问题等。在经济全球化深入发展和中国现代化加快推进的大背景下，中国必须进一步寻求可持续的能源消费和供应途径。太阳能是一种清洁、高效和永不衰竭的新能源，是最有希望成为未来可代替能源之一。我国幅员辽阔，有着十分丰富的太阳能资源。我国的西藏和美国的西南部、非洲、澳大利亚、中东等地区是全球全年辐射量或日照时数最多的地方，也是世界上太阳能资源最丰富的地区。这为我国太阳能利用的发展提供了极佳的自然条件。我国已经成为全世界公认的太阳能利用大国，截至2009年，仅太阳能热水器的生产量就有4200万m2 。太阳能制冷是太阳能利用的一个重要方面，人们在这一领域已经进行了大量研究。目前，实现太阳能制冷主要有两种形式：一种是光电转换制冷，实际上是太阳能发电的一种应用，先实现光电转换，再利用太阳能电池驱动冰箱的压缩式制冷系统；另一种是太阳能光热转换制冷，其研究方向主要包括太阳能吸收式制冷、太阳能吸附式制冷和太阳能喷射式制冷。一直以来，蒸汽压缩式制冷循环，以其结构紧凑和高性能的优点受到了广泛的使用。但是，它不仅要消耗大量的电能，而且还会造成对环境的严重污染。利用太阳能作为驱动动力，清洁无污染，且水可作为制冷剂，对环境无害,能够缓解能源短缺和解决环境问题，而且结构简单、安装方便、维护费用低、工作稳定可靠，具有广泛的发展前景。国内外有许多研究人员从事太阳能喷射制冷技术的研究，并取得了一定的进展1。但是，相对机械压缩机式制冷，太阳能喷射式制冷的性能仍然很低，太阳能喷射制冷技术离实际应用和推广还有距离。吸收式制冷技术是出现最早制冷方法，技术相对成熟，目前太阳能溴化锂吸收式制冷机已广泛应用在大型空调领域，但是吸收式制冷系统庞大，运行复杂，并且制冷剂存在易结晶、腐蚀性强、蒸发温度只能在0以上等缺点，同时其工作压力高，具有一定危险性。在喷射式制冷技术中，系统设置比较简单、运行稳定、可靠性高、投资较少等优点，但喷射制冷性能系数COP较低。如何提高COP，国内外学者在喷射式制冷技术的研究方面开展了大量的工作 1。虽然太阳能光热和光电技术具有许多优势，但太阳能能流密度低，受季节、地点和气候等多种因素影响而不能维持常量，且用于太阳能转换的设备投资较高，其技术尚需进一步完善。利用太阳能驱动实现制冷这门技术仍处于初步应用与实验阶段。虽然世界上已有太阳能制冷系统投入商业运营，但是距离大规模的应用还有很大的差距，如何降低太阳能制冷系统的造价使之更加广泛地走向商业化应用是当今太阳能制冷领域的主要研究课题。我国是农业大国，是世界上 熟菜种类最多、种植面积最大的国家。我国熟菜年产量约6亿吨，居世界第一，人均约400千克/年，水果年产量约5000万吨，居世界第二，人均约40千克/年。2010年，我国人均占有量接近或超过世界人均水平，但是我国果蔬采后的损失过大。按目前技术处理水平，水果的产后损失率在20%25%，蔬菜的产后损失率在25%30%；按现在生产水平计算，仅蔬菜年损失就超过1亿吨，水果和蔬菜的损失价值达1000亿人民币，这与国外采后损失水平1.7%5%相比较，我国采后处理水平还有很大空间。做好果蔬保鲜具有较高的经济价值，有利于解决城乡协调发展，改善农村产业结构，提高农民收入，而且有利我国果蔬参与国际市场的竞争。1.2太阳能喷射式制冷技术 蒸汽喷射式制冷机循环由蒸汽喷射器、冷凝器、蒸发器、泵等几部分组成。制冷剂在换热器中吸热后汽化、增压，产生饱和蒸汽，蒸汽进入喷射器，经过喷嘴高速喷出膨胀，在喷嘴附近产生真空，将蒸发器中的低压蒸汽吸入喷射器，经过喷射器出来的混合气体进入冷凝器放热、凝结，然后冷凝液的一部分通过节流阀进入蒸发器吸收热量后汽化，这部分工质完成的循环是制冷循环。另一部分通过循环泵升压后进入换热器，重新吸热汽化，他们所做的循环称为动力循环。 图1-1太阳能喷射式制冷循环系统喷射式制冷系统中循环泵是唯一的系统设置比吸收式制冷系统简单，运行性较高等优点, 缺点是性能系数COP较低。增压喷射循环和压缩喷射混合循环两种解决方案，以消耗少量电能为代价，换取系统性能系数COP的大幅提高。将喷射器与其他系统结合使用，可以有效的改进工艺过程、降低能耗或者在不增加系统复杂性的基础上产生出新的更高效的制冷系统。人们提出了喷射一压缩和喷射一吸收等混合系统。初步实验表明系统的COP值比传统的纯喷射制冷循环的COP值提高50。 太阳能制冷技术中的另一个关键因素是太阳能集热板。目前的太阳能集热板主要有平板式和真空管式，效率有待提高在太阳能吸热材料方面的研究，太阳能制冷中太阳能集热器的成本约占系统成本的50以上，集热和储热装置的成本占系统成本的绝大部分，所以采用双效和单效循环的系统时，成本相差不大，但是双效循环的COP较高。而采用三效循环，成本就会增加一倍。高效太阳能集热材料的研究有利于减少集热面积，降低系统成本，促进太阳能制冷的发展和应用。1.3 本课题的内容及解决的主要问题本课题主要内容：根据南宁的气候特点，设计用于一个100 m3小型冷藏库的太阳能喷射制冷系统；设计包括：太阳能真空玻璃管选型，喷射器、蒸发器和冷凝器设计计算；使用AutoCAD绘制喷射器、蒸发器和冷凝器设计图及制冷系统流程图；最后进行太阳能喷射制冷系统变工况性能分析。解决的主要问题：太阳能喷射式制冷系统的选择；喷射器、冷凝器、蒸发器、太阳能集热器的设计；运行参数选择及优化；系统的变工况性能分析。第二章 冷库制冷负荷2.1 设计要求和设计参数冷库设计主要包括库容体积和表面积、保温材料的选择、防潮材料选择、室内外计算温度、室内外湿度、贮藏量等。根据设计要求设计一个的库体，则库体长宽高=83.63.5=100.83,选用苯板作为保温材料，0.1厚的PE大棚塑料膜作为防潮材料，主体建筑为240砖墙，水泥砂浆水平屋面，二毡三油防水，以南宁市气候条件2.2 冷库热流量计算冷库制冷负荷通常包括由以下五部分组成： 1）由于库内外存在温差和外墙、屋顶受太阳辐射作用，通过冷库的墙体、地面、楼地板、屋顶传入的热量进入冷库后消耗的冷量，称为围护结构传热量Q1。 2)由于果蔬和冷库内空气之间存在温差，果蔬在储藏过程中向冷库内散发热量引起的制冷负荷，称为货物热量Q2。 3）由于冷库内贮存果蔬时需要新鲜空气或冷库内操作人员呼吸需要进行通风换气时，由室外新鲜空气带入热量所引起的制冷负荷，称为换气热量Q3。 4)连续运转的电动设备热流量Q4。 5）库门开启换热、操作人员散热和冷库内照明、动力设备运行产生的热量而引起的制冷负荷，称为操作热流量Q5。冷库制冷总负荷为：2.2.1 围护结构传热量式中，Q1 为围护结构热流量（W）; K为围护结构的传热系数W/2 )；K取0.30W/2 A为围护结构的传热面积（2）, A=（83.6）+（8+3.6）32=98.42 tw为围护结构外侧的计算温度（），35tn为围护结构内侧的计算温度（）， tn=6 为围护结构两侧温度修正系数， =1.3代人得 Q1=98.403（35-6）1.3=1112.9W2.2.2 货物热量Q2 =Q2a+Q2b+Q2c+Q2d=式中，Q2 为货物热流量（W）; Q2a 为食品热流量（W）;Q2b 为包装材料和运载工具热流量（W）;Q2c 为货物冷却时呼吸热流量（W）; Q2为货物冷藏时的呼吸热流量（W）;m为冷间的每日进货量（kg）;h1 为货物在冷间内初始降温时的比焓（kJ/kg），h2 为货物在冷间内终止降温时的比焓（kJ/kg）;t为食品冷藏时间取24hBb为货物包装材料或运载工具质量系数；Cb 为包装材料或运载工具比热容kJ/（kg）；t1 为包装材料或运载工具进入冷间的温度（）；t2 为包装材料或运载工具在冷间终止降温时的温度；Q为货物冷却初始温度时单位质量的呼吸热流量（W/kg）;Q为货物冷却终止温度时单位质量的呼吸热流量（W/kg）;mz为冷却物冷藏间的冷藏质量；Cb =1.47kJ/kg, Q=96w/t，Q=20w/t, Bb=0.252, t1 为南宁夏季室外计算干球温度为35，t2 为冷库设计温度为6， h1 =403.9kJ/kg, h2 =294.6kJ/kg, Q=96W/t, Q=20W/t3,以柑橘单位体积贮藏量230kg/m3 ,冷库总贮藏量mz约为100230=23000kg, 即23t,日进货量m为20t8=1.6t 代入公式得： = =2742.2w2.2.3 换气热量通风换气热流量按下列公式计算 式中，Q3为通风换气热流量（W）; Q3a为冷间换气热流量（W）; Q3b为操作人员需要的新鲜空气热流量（W）; hw 为冷间外空气的比焓（kJ/kg）; hn 为冷间内空气的比焓（kJ/kg）; n为每日换气次数； Vn 为冷间内净体积（3）; n为冷间内空气密度（kg/3）, nr 为操作工人的人数； hw =110 kJ/kg, hn =19 kJ/kg, n=1.29kg/3 此外 Vn =1003 ，n=2, nr =2 代入公式得=2228.2W2.2.4 电动机运转热流量电动机运转热流量计算公式采用下列公式式中，Q4 为电动机运转热流量（W）; Pd 为电动机额定功率（kW）; 为热转化系数，电动机在冷间内取1，电动机在冷间外取0.75,；b为电动机运转时间系数，对冷风机配用的电动机取1，对冷间内其他设备配用的电动机可按实际情况取值，则b=8/24=0.33。针对设计的冷间，冷凝器风机取0.18kW2，蒸发器风机取0.12kW3。所以=1000（0.1820.750.330.123）=449.1W2.2.5 操作热流量操作热流量主要包括：照明热流量Q5a ; 库门开启热流量Q5b; 操作人员热流量Q5c 。这些热流量的总和称为操作热流量Q5 ，即Q5 = Q5a +Q5b +Q5c =式中，Qd 没每平方米地板面积照明热流量，可取2（W/2）; Ad 为冷间地面面积（m2）； nk为门樘数，取1； nk为每日开门换气次数，取2； M为空气幕效率修正系数，取1； Qr 为每个操作人员产生的热流量（W）,取240W代入公式得 Q5 = =528.5W2.2.6 冷库总制冷负荷 =1112.9+1.32742.2+2228.2+449.1+528.57060W(P为货物热流量系数，对于冷库P=1.3) 第三章 太阳能喷射制冷循环系统太阳能喷射循环系统主要包括：太阳能集热器、蓄热器、冷凝器、蒸发器与喷射器。3.1太阳能喷射制冷循环图及系统热力循环图图3-1 制冷循环系统其循环过程如下：制冷剂液体在太阳能集热器产生热交换进行热交换，变成蒸汽1。部分蒸汽1流经喷射器与蒸汽6进行蒸汽混合，经过喷射器的扩压段，压力降低，流速增加。由此形成的低压高速蒸汽5。部分蒸汽1流经喷射器与喷射器的蒸汽5再进行蒸汽混合，经过喷射器的扩压段，压力降低，流速增加。由此形成的低压高速蒸汽2。两股蒸汽混合后，经过喷射器的扩压段，成为状态2的蒸汽进入喷射器离开喷射器。排出喷射器的蒸汽在冷凝器中冷凝为液体。出冷凝器的液体分为两路，一路经过节流阀进入蒸发器，另一路经由工质泵增压后进入集热器。也可以说，喷射制冷循环由两个子循环构成，分别是415234动力子循环和765237制冷子循环。根据已确定的蒸发温度6，冷凝温度45，给定的发生温度100，结合蒸发器蒸发过程等温等压，冷凝器冷凝过程、发生器发生过程等压，膨胀阀膨胀过程等焓，工质泵等温输送，可分析的各点状态参数如图3-2。图3-2 系统热力循环图图3-2对各个工况点分析有表3-1表3-1 各工况点参数表P(MPa)T(K)H(kJ/kg)S(kJ/kgK)10.10142376.152681.87.370720.00093536279.152511.98.999330.00093536276.15175.9040.10142373.15419.171.307250.0035447300.032549.98.516660.0095950318.152582.48.1633370.0095950315.15175.900.99903.2蒸发器设计计算3.2.1蒸发器的分类和选用在制冷循环中，来自冷凝器的液态制冷剂经节流后在蒸发器中汽化吸热，使被冷却介质的温度降低，达到制冷的目的。按供液方式的不同，蒸发器可以分为满液式和非满液式、循环式和喷淋式等四种。根据被冷却介质的种类，蒸发器可分为冷却液体的蒸发器和冷却空气的蒸发器。冷藏库设计广泛使用直接蒸发式空气冷却器，它具有不用载冷剂，冷损失少，结构紧凑，易于实现自动化控制等优点。3.2.2直接蒸发式空气冷却器设计计算直接蒸发式空气冷却器设计主要包括蒸发器的设计参数、结构参数、几何参数的选取，空气侧干表面传热系数计算，循环空气量的计算，管内表面传热系数的计算，传热温差和传热系数的计算与校核及蒸发器结构尺寸的确定等。（1）选取蒸发器的设计参数、结构参数、几何参数根据冷库设计要求，空气进口温度为冷库设计温度6，出口设计温度为4。选用100.5的紫铜管，翅片选用f=0.2的铝套片，翅片间距sf=2.2 。管束按正三角形叉排排列，垂直于流动方向管间距S1=25 ，沿流动方向管排数nL=4, 迎面风速wf=2.5/s6。 翅片为平直套片，考虑套片后的管外直径为如下图3-3示出的计算单元为基准进行计算，沿气流流动方向的管间距为 图3-3 计算单元沿气流方向套片的长度 每米管长翅片的外表面积 每米管长翅片间的管子表面积每米管长的总外表面积每米管长的外表面积每米管长的内表面积每米管长平均直径处的表面积由以上计算可得（2） 循环空气量的计算空气侧干表面传热系数1）空气的物性空气的平均温度为 空气在5下的物性为 =17.4510-6/s2）最窄截面风速3）干表面传热系数用4排叉管束平均表面传热系数4）确定空气流经蒸发器时的状态变化过程，由给定的进风参数查h-d图，得h1=19.37KJ/kg，。依照风量选择原则取设计风量，由可知进入湿空气的比体积v1为空气的质量流量为进出口空气的比焓差为出口空气的比焓差h2为假设传热管壁面温度tw=3.2，dw=4.7g/kg，查得hw=14.87kJ/kg。（取）得空气处理饱和过程的饱和状态点w, 连接1-w与h2线交于2点，得到蒸发器出口空气状态干球温度t2=4，含湿量d2=4.9g/kg。蒸发器中空气的平均比焓hm为则hm线与1-w相交于m点，同时查得空气的平均状态参数：tm=5.0，dm=5.1g/kg。析湿系数可由下式确定所以循环空气量的计算：进口状态下干空气的比体积可由下式确定故循环空气的体积流量为（3）传热系数的计算1）空气侧当量表面传热系数当量表面传热系数对于正三角叉排排列的平直套片管束，翅片效率f可由下式计算，叉排时翅片可视为六角形，且此时翅片的长度边距离和短对边距之比,且，故肋片折合高度为故在凝露工况下的翅片效率为当量表面传热系数为2） 管内R718蒸发时表面传热系数R718在t0=时的物性为：饱和液体比定压热容 饱和液体密度 饱和蒸汽密度 气化热 r=2485kJ/kg液体粘度 l=1643.110-6Pas液体导热率 液体普朗特数 R718在管内蒸发的表面传热系数可由下式计算，R718进入蒸发器时的干度，出口干度,则R718的总质量流量为作为迭代计算的初值，取, 取R718在管内的质量流速，则总流通截面为每根管子的有效流通截面初步选用蒸发器分路数 Z=150每一分路中水的实际质量流速为管内流体传热系数 假设热流密度，则有依此查表有：，弗劳德数 雷诺数 无相变时传热系数，由于其为层流，且换热管长径比较大，初步估计使用的每根换热管管长0.50m，故有5 代入管内流体传热系数计算公式得3） 传热温差的初步计算暂先不计R718的阻力对蒸发温度的影响，则有传热系数为：管内污垢热阻可忽略，根据资料翅片侧污垢热阻，管壁导热热阻及翅片与管壁间接触热阻之和（）可取为4.810-3（m2 k）/W，故4) 校核假设的值计算表明，假设的初值1700W/与1696.4 W/校核值较接近，偏差小于2.5%，故假设有效。5）壁温校核由 得 比假设的壁温3.2略低，设计合理（4）蒸发器结构尺寸的确定蒸发器所需的表面传热面积 蒸发器所需传热管总长 迎风面积 取蒸发器宽B=1250 ,高H=1000,则实际迎风面积为Af=BH=1.25 已选定垂直于气流方向的管间距为s1=25，故垂直于气流方向的每根管子数为 沿气流流动方向为4排，共布置160根传热管，传热管的实际长度为传热管的实际内表面传热面积为 又 裕度约为30%满足换热条件（5）空气侧的阻力计算及风机的选择1）空气侧的阻力计算首先计算ft查图确定，X=1.0， 由PT及Red查得ftz=0.4，于是又 所以 在凝露工况下由于凝结水滞留在翅片表面上形成一薄层水膜，故使在同样风速下空气阻力增大。在凝露工况下的阻力应在上面干工况下的阻力基础上乘以修正系数，即 的值与湿析系数有关，查得，取1.282） 风机的选择动压 风机采用直接传动，传动效率取=1，取风机全压效率=0.6，则有风机输入功率 采用两台分机平行安装，每台风机风量为2736.9m3/h、输入功率为40.15W、风压为31.69Pa , 现选用DT10No2型风机两台，每台风机实际流量为2849m3/h，转速为1000r/min，全压降为234Pa7 。3.3喷射器的设计计算3.3.1蒸汽喷射器的工作原理喷射器是一种由两股不同压力的流体互相混合、进行能量交换，并形成一股混合流体的装置，是一种不直接消耗机械能而提高引射流体的压力的装置。其结构图如下图：图3-4喷射器结构简图1接受室 2喷嘴 3混合室 4扩散器喷射器的主要部件为喷嘴、接受室、混合室和扩散室。压力较高的工作流体以很高的速度从喷嘴出来，进入喷射器的接受室，并把压力较低的引射流体吸入。两者进到混合室中，进行速度的均衡，通常还伴有随压力的升高。流体从混合室出来进入扩散器，压力将继续升高。在扩散器出口处，混合流体的压力将高于进入接受室时引射流体的压力。3.3.2 喷射器级数的选择 蒸汽喷射器的排出压力与吸入压力的比值称为压缩比。实际使用中的经济压缩比，一般在16的范围内，最大压缩比为8左右。因此，当喷射器吸入压力较低时，就需要数级喷射器串联，才能使最后一级喷射器的排除压力达到一个大气压力8。由喷射制冷循环图3-1及系统热力循环图3-2得蒸发温度和冷凝温度查取对应的压力，有总压缩比故考虑使用两级压缩。其压缩比大于5.5，应选用非均匀分配原则，取分配度i=1.4，由于，故有3.3.3 级蒸汽喷射器设计（1）级蒸汽喷射器设计参数 表3-2 级蒸汽喷射器设计参数名称PTr工作蒸汽状态参数0.10142376.151.68632681.87.3707蒸发状态参 数0.00075808276.15168.0112.6042506.40.04588089.07652493.8喷嘴出口饱和蒸汽状态参 数0.00070599275.15179.768.39182504.60.0306079.10272496.2冷凝状态参数0.0035447300.03112.712549.90.393578.51672437.2其中：P压力（绝对压力）（MPa） t温度 () 饱和液比容 饱和蒸气比容 饱和液焓 饱和蒸气焓 饱和液熵 饱和蒸气熵 r气化潜热（2）喷嘴设计蒸汽理论干度:蒸汽理论焓：蒸汽流速：通过喷嘴的能量损失：蒸汽的实际焓：蒸汽的实际干度：蒸汽的实际比容：每个喷嘴通过的蒸汽量：喉部面积喉部直径：出口面积：出口直径：扩张段长度：（3）扩压器设计入口处混合蒸汽焓：假定入口处混合蒸汽熵：出口处混合蒸汽理论干度：由于绝热压缩，出口处混合气体理论焓： 喷射系数：取5%安全系数K取0.376冷库负荷为7060W, 取5%裕度，则Q=70601.05=7413W=7.413kkW由Q+meh4=meh3即7.413=me（2506.4-112.71） 进口处蒸汽流速：（2取0.770.82）进入混合段时冷蒸汽干度 ： 进入混合段时冷蒸汽的焓 ：冷蒸汽入混合段流速（4为吸入室效率取0.840.89）：入口处混合蒸汽理论流速：入口处混合蒸汽理论焓：入口处混合蒸汽实际焓：与假设基本符合入口处混合蒸汽实际干度：入口处混合蒸汽实际比容：出口处混合蒸汽焓：出口处混合蒸汽的比容，根据P4=0.0035447MPa及在is图查得：压缩指数： 喉部的蒸汽流速：喉部的蒸汽压力：喉部的蒸汽比容： 混合蒸汽量：入口面积：入口直径：对于制冷喷射器，取1.61.8,此处取1.7，故喉部面积：喉部直径：当压缩比为38时，喉部实际直径可取（1.11.2）D3, 故实际喉部直径 D3=58.68出口面积（w4一般取4060m/s）,此处取50m/s。出口直径：喉部长度：,取扩压器前端尺寸，取，长度系数e由压缩比确定，对此喷射器压缩比时，取e=7时，扩压器后段长度：混合段长度：，其中A为系数，随压缩比不同二不同，此处压缩比=0.0035447/0.00075808=4.67故喷嘴至扩压器入口距离：取吸入面积：（一般吸入断面蒸汽流速取4060/s，此处取50/s）吸入直径：3.3.4 级蒸汽喷射器设计（1）级蒸汽喷射器设计参数表3-3 级蒸汽喷射器设计参数名称PTr工作蒸汽状态参数0.10142376.151.68632681.87.3707蒸发状态参数0.0035447300.0339.003112.712549.90.393578.51662437.2喷嘴出口饱和蒸汽状态参数0.0033407299.0341.249108.512548.10.379558.53792439.6冷凝状态参数0.0095950318.1515.252188.432582.40.638618.16332394.0其中：P压力（绝对压力）（MPa） t温度 () 饱和液比容 饱和蒸气比容 饱和液焓 饱和蒸气焓 饱和液熵 饱和蒸气熵 r气化潜热（2）喷嘴设计蒸汽理论干度：蒸汽理论焓：蒸汽流速：通过喷嘴的能量损失：蒸汽的实际焓：蒸汽的实际干度：蒸汽的实际比容：每个喷嘴通过的蒸汽量：喉部面积：喉部直径：出口面积：出口直径：扩张段长度：（3）扩压器设计入口处混合蒸汽焓：假定入口处混合蒸汽熵：出口处混合蒸汽理论干度：由于绝热压缩，出口处混合气体理论焓：喷射系数：取5%安全系数取0.403冷库负荷为7060W, 取5%裕度，则Q=70601.05=7413W=7.413kkW进口处蒸汽流速：（2取0.770.82）进入混合段时冷蒸汽干度 ： 查P=0.0035447，T=300.03K，有冷蒸汽入混合段流速（4为吸入室效率取0.840.89）：入口处混合蒸汽理论流速：入口处混合蒸汽理论焓：入口处混合蒸汽实际焓：与假设基本符合入口处混合蒸汽实际干度：入口处混合蒸汽实际比容：出口处混合蒸汽焓：出口处混合蒸汽的比容，根据P4=0.0095950MPa及在is图查得：压缩指数： 喉部的蒸汽流速： 喉部的蒸汽压力：喉部的蒸汽比容： 扩压器尺寸：入口面积：入口直径：对于制冷喷射器，取1.61.8,此处取1.7，故喉部面积：喉部直径：由压缩比查得=0.87，故 出口面积（w4一般取4060m/s）,此处取50m/s。出口直径：喉部长度：, 取扩压器前端尺寸，取，长度系数e由压缩比确定，对此喷射器压缩比=2.71时，取e=6。 时，扩压器后段长度：混合段长度：其中A为系数，随压缩比不同而不同，此处压缩比=2.71按=3取值故，喷嘴至扩压器入口距 吸入面积：一般吸入断面蒸汽流速取4060m/s，此处取50m/s，吸入直径：3.4冷凝器设计计算3.4.1冷凝器的结构型式和选型冷凝器按冷却方式可分为三类：水冷式冷凝器，空气冷却式冷凝器，蒸发式冷凝器。气冷却式冷凝器以空气为冷却介质，制冷剂在管内冷凝，空气在管外流动，吸收管内制冷剂放出的热量。由于空气的传热系数较小，管外常常要设置肋片，以强化管外换热。空气冷却式冷凝器分为空气自由运动和空气强制运动两种形式。对于小型制冷装置适宜用空气强制流动的空冷冷凝器，它具有结构紧凑、换热效果好、制造简单等优点。3.4.2 空气式冷凝器的设计计算（1） 设计参数有关温度参数及冷凝负荷确定，各有关温度参数取值见下表3-4表3-4温度参数项目参数值/项目参数值/冷凝温度 45进出口空气温度差8进口空气干球温度35出口空气干球温度43对数平均温差： 查得R718在tk=45、t0=3时的冷凝负荷系数C0=1.1，则冷凝热负荷： （2）翅片管簇结构参数选择及计算 选择100.5的紫铜管为传热管，选用的翅片是厚度f=0.15的波纹形整张铝制套片。取翅片节距sf=2,迎风面上管的中心距s1=25,管簇排列采用正三角叉排6。 每米管长各有关传热面积分别为取南宁常年大气压Pb=100.307,由空气（干空气）热物理性质表，在空气平均温度tm=35条件下，, a=0.02705W/(mK), a =16.5210-6 m2/s,在进风温度ta1=35条件下a=1.1095kg/m3。冷凝器所需空气体积流量 选取迎面风速wy=2.5m/s,则迎风面积取Ay=4.5取冷凝器迎风面宽度即有效管长,则冷凝器的迎风面高度迎风面上管排数排（3）传热计算确定所需传热面积A0f、翅片管总长L及空气流通方向上的管排数n，采用整张波纹翅片及密翅距地叉排管簇的空气侧传热系数乘以1.1再乘以1.2计算（空气流过叉排管簇时的表面传热系数较顺排管簇大10%左右，所以乘以1.1，波纹翅片空气侧的传热系数一般较平翅片大20%，所以乘以1.2），预计冷凝器在空气流通方向上的管排数n=4,则翅片宽度： 微元最窄截面的当量直径 最窄截面风速因为用插入法求得=0.15、n=0.623、c=1.139、m=-0.206，则空气侧表面传热系数水蒸气在管内凝结的表面传热系数，若蒸汽进口雷诺数小于35000，则对流换热系数为9式中：为潜热修正值，=r+3cpl()/8。按纯净水蒸气凝结来计算TS=45PS=95.95的饱和蒸汽压力0kPa，l=0.63734W/(m/K)，l=596.15Pas, l=990.17kg/m3, v=0.065565 kg/m3。r=2394.0kJ/kg, cpl=2582.4kJ/kgK, 壁温Tw=42（与管内水蒸气差35）代入得： 翅片相当高度 = =0.01取铝片热导率=203W/(mK),计算翅片参数m,即计算翅片效率 表面效率计算 取管壁与翅片间接触热阻rb=0.004m2 K/W、空气侧尘埃垢层热阻r0=0.0001m2K/W, 紫铜管热导率=393W/(mK), 计算冷凝器的总传热系数 = =44.1（4）蒸发器结构尺寸的确定冷凝器的所需传热面积所需有效翅片管总长空气流通方向上的管排数排取整数n=4排，与计算空气侧表面积传热系数时预计的空气流通方向上的管排数相符。这样，冷凝器的实际有效总管长为546m，实际传热面积为265.8m2 ,较传热计算所需传热面积大9.2%，能满足冷凝器负荷的传热要求。此外，冷凝器的实际迎风风速与所取迎风面积风速一致。3.4.3 风机的选择计算 由于冷凝器的迎风面积宽度l=0.93m，高度H=0.462m,平行安装两台风机比较适宜。动压 静压 = =45.3风机采用电动机直接传动，则传动效率=1；取风机全压效率fan=0.6,则电动机输入功率采用两台分机平行安装，每台风机风量为15408m3/h、输入功率为348.1W、风压为48.8Pa , 现选用DT22No4型风机两台，每台风机实际流量为16208m3/h，转速为700r/min，全压降为387Pa 7。3.5 集热器设计按集热是否采用真空隔热技术，太阳能集热器可分为真空管集热器和平板集热器。所谓真空管是指采用透明管（通常为玻璃管）并在管壁和吸热体之间具有真空空间的太阳能集热器，其中吸热体可以由一个内玻璃管组成，也可以由另一种用于转移热能的元件组成；所谓平板集热器是指没采用真空隔热技术，透过体、吸热体基本上为平板形状的非聚光型集热器。在这里我们选用全玻璃真空管集热器，其主要包括全玻璃真空管集热管、连接管、托架、反射板（也可不设）等。其核心部件为全玻璃真空管集热管。集热面积10可有计算得到。3.5.1 集热面积南宁当地集热器方位宜取正南方向，此时有：式中：时角（），。计算时刻真太阳时（h），。计算时刻平太阳时（h），东半球取负号。计算地区标准时间（h）。计算地经度（）。计算地维度（）。e时差（min），。一年中日期序号。当地纬度，南宁取=22.63。集热面倾角，有关文献表明，南宁地区夏秋使用的集热板取 15为宜10，式中：水平面上太阳直射福照度。斜面散射太阳辐照度式中：水平面上散射辐照度。地面上反射福照度式中：地面反射率，取0.2。总辐照度 式中：斜面上直射福照度。 斜面上散射福照度。 地面反射福照度。集热面积的确定式中：当地集热器受热面日均太阳辐照量，W。f太阳能保证率，南宁属类地区，f取40%50%，此处取45% 15集热器即热效率，取0.450.6，此处取0.5。管路及储热水箱热损失，取0.20.25，此处取0.22。水平面上福照度和水平面上直射辐照度可从中国建筑热环境分析专用气象数据集中查取。通过将南宁地区5月1日至10月31日每天8:0016:00每个小时的太阳辐照度进行上述计算转换，并取平均值有。3.5.2集热器型号的选取根据需要，选取SLL471556晒乐系列全真空玻璃管集热器，其各参数见表3-5。 表3-5 SLL471556晒乐系列全真空玻璃管集热器各参数 规格型号表产品型号集热器件真空管数量及间距集热面积内胆材料外壳材料保温材料密封材料外形尺寸安装螺钉重量SLL471556晒乐系列471500 “晒乐”真空管56支67轮廓面积6.25SUS304不锈钢镀铝铸板/不锈钢45厚聚氨酯发泡硅橡胶密封2000309014018M825105kg理论总的集热面积为，需要24块该型号的集热器。所以太阳集热面积为。第四章 制冷系统变工况分析4.1 制冷量随太阳辐射的变化由于太阳辐射具有较大的不稳定性，辐照强度的改变使得工作蒸汽量发生变化，纵使喷射器引射系数不变，但工作蒸汽流量的变化同样可使得蒸发器中制冷剂流量发生变化，从而引起制冷量的变化。 图4-1制冷量随太阳辐射的变化图4-2 制冷量随太阳辐射的变化图4-3 制冷量随太阳辐射的变化4.2冷库温度、环境温度对制冷量的影响该系统时的冷库温度是按最低要求设计的。当要求冷库温度发生变化时，蒸发温度也应相应改变，蒸发温度的改变会引起喷射系数的变化，从而使得蒸发器制冷剂蒸发量发生变化。但蒸发温度不能低于0。环境温度的改变直接影响冷凝温度，使得喷射系数发生改变，从而影响到蒸发器中制冷剂的蒸发量。在保持蒸发温度压力恒定，工作蒸汽量恒定（即太阳辐射强度为647.11kW/m2，两级喷射器压缩比一定(分配系数i=1.4)的条件下，有图4-4。图 4-4 冷库温度、环境温度对制冷量的影响4.3冷库温度、环境温度对COP的影响系统的COP值以下式计算： 当室内温度改变时，蒸发温度需发生改变，使得蒸发器出口蒸汽焓值相应变化，引起COP值相应变化。COP值随室内温度的变化如图4-5。环境温度的改变使得冷凝温度发生变化，冷凝器出口焓值变化，同样引起COP的变化。COP值随环境温度的变化如图4-5。图 4-5 冷库温度、环境温度对COP的影响第五章 总结本文对小型果蔬太阳能喷射式制冷系统进行了详细的设计计算，且绘制了蒸发器、冷凝器和喷射器的设计图纸。整个设计的思路在大体上运用了参考文献1对太阳能喷射式制冷的思路，这个思路容易入手，计算方便，是个很好的设计思路，也有利于后面变工况的性能分析。设计首先是从设计参数开始，到制冷系统图的选定和设备的选型计算等，把蒸发器的蒸发温度和冷凝器的冷凝温度确定下来，再通过蒸发器、冷凝器进出口参数确定喷射器的级数、尺寸等。在喷射器的级数选择时遇到一些问题，由于压缩比又大，后面经过大家讨论，采用两级压缩，终于解决的喷射器的问题。整个系统进行变工况性能分析，得到制冷量与蒸发温度、冷凝温度、太阳辐射度的关系，COP值随冷库温度、环境温度、太