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压缩机选型计算

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压缩机的选型计算

① -33℃系统（冻结间），取10℃温差，蒸发温度为zt=-33℃。用立式冷凝器，312tt℃、 tttt2211 取（t6℃）冷凝温度为1t=32℃，采用配组双级压缩机，取§=1/3.机械负荷jQ=124845.49w.

解：⑴根据zt=-33℃ 1t=32℃和§=1/3 查图2-1得中间冷却zjt=-3.5℃

⑵根据中间冷却温度确定过冷温度gt=（-3.5+4）℃=0.5℃

⑶根据蒸发温度zt=-33℃和中间冷却温度zjt=-3.5℃，查图2-5得低压级压缩机的输气系数 =0.775

⑷根据蒸发温度zt=-33℃和过冷温度gt=0.5℃，查表2-4得低压级压缩机单位容积制冷量rq=1007kj/3m

⑸计算低压级压缩机的理论输气量:

rjdqQV6.3=39.5751007*775.049.124845*6.3m/h.

⑹选择低级压缩机。根据计算出的低级压缩机理论输气量，从压缩机产品样本中选两台8AS10和一台4AV10型压缩机作为低压级压缩机，其理论输气量3634mVd/h，可以满足要求。

⑺选择高压级压缩机。根据选定的高、低级压缩机理论输气量之比§=1/3、39.575mVd/h得3dgVV=（575.9/3）3m/h=191.973m/h。 从压缩的产品样本中选出两台4AV10型压缩机作为高级压缩机，其理论输气量36.253mVd/h。

实际选配两台8AS10和一台4AV10型压缩机一台作为低压级压缩机，两台4AV10型压缩机一台作为高级压缩机，形成一组配组双级机。

② -28℃系统（冻结物冷藏间），取10℃温差，蒸发温度为zt=-28℃。用立式冷凝器，312tt℃、 tttt2211 取（t6℃）冷凝温度为1t=32℃，采用配组双级压缩机，取§=1/3.机械负荷jQ= 47347。99w

解：⑴根据zt=-28℃ 1t=32℃和§=1/3 查图2-1得中间冷却zjt=2.3℃

⑵根据中间冷却温度确定过冷温度gt=（2.3+4）℃=6.3℃

⑶根据蒸发温度zt=-28℃和中间冷却温度zjt=2.3℃，查图2-5得低压级压缩机的输气系数 =0.78

⑷根据蒸发温度zt=-28℃和过冷温度gt=6.3℃，查表2-4得低压级压缩机单位容积制冷量rq=1039kj/3m

⑸计算低压级压缩机的理论输气量:

rjdqQV6.3=332.2101039*78.099.47347*6.3m/h.

⑹选择低级压缩机。根据计算出的低级压缩机理论输气量，从压缩机产品样本中选8AW10压缩机一台作为低压级压缩机，其理论输气量36.253mVd/h，可以满足要求。

⑺选择高压级压缩机。根据选定的高、低级压缩机理论输气量之比§=1/3、332.210mVd/h得3dgVV=（210.32/3）3m/h=70.13m/h。 从压缩的产品样本中选出4AV10型压缩机一台作为高级压缩机，其理论输气量38.126mVd/h。

实际选配1台8AW10压缩机一台作为低压级压缩机，4AV10型压缩机一台作为高级压缩机，形成一组配组双级机。 冷却设备的选型计算

根据tKQAs可求出冷却面积，从而选择冷却设备。

传热系数321/CCCKK查表2-14可查的/K值7.08,（冻结物冷藏间选用氨单排光滑蛇形墙排管，管数为6根，温差为10℃），查表可知1C=1，2C=1.0（管外径为38mm），3C=1.1，得K=7.8。一号库的冷却面积为239.74㎡,（冷却设备负荷为18700.04W，温差都为10℃），二号库的冷却面积为215.38㎡（冷却设备负荷为16799.59W），三号库的冷却面积为239.74㎡（冷却设备负荷为18700.04W）。由上计算出管长分别为2009.22、1805.06和2009.22m（*/RAL）冷藏间蒸发器38管长度

-33系统计算

1t-33℃ 1h1418.264kJ/kg

2t-21℃ （查表2-19得） 2h1435.845 kJ/kg

3t27℃ (由与4点等压与2点等S得) 3h1532.35 kJ/kg

4t-3.5℃ 4h1457.855 kJ/kg

5t85℃ (由与6点等压与4点等S得) 5h1639.05 kJ/kg

6t32℃ 6h351.466 kJ/kg

7t0.5℃ 7h202.313 kJ/kg

8t-3.5℃ 8h183.86 kJ/kg

9t-33℃ 9h50.138 kJ/kg

制冷量：36000rdqVQ=575.9*0.775*1007/3600=124.85KW

单位制冷量：910hhq=1418.264-50.138=1368.126 kJ/kg 低压级制冷剂循环量：3600*001qQGL327.6（kg/h）

高压级制冷剂循环量：85.3228474hhhhGGLH（kg/h）

-28系统计算

1t-32℃ 1h1425.84kJ/kg

2t-18℃ （查表2-19得） 2h1439.94 kJ/kg

3t37℃ (由与4点等压与2点等S得) 3h1550.44 kJ/kg

4t2.3℃ 4h1459 kJ/kg

5t70℃ (由与6点等压与4点等S得) 5h1594.3 kJ/kg

6t32℃ 6h351.466 kJ/kg

7t6.3℃ 7h227.85 kJ/kg

8t2.3℃ 8h210 kJ/kg

9t-28℃ 9h72.54 kJ/kg

制冷量：36000rdqVQ=210.32*0.78*1039/3600=47.35KW

单位制冷量：910hhq=1425.84-72.54=1353.3 kJ/kg

低压级制冷剂循环量：3600*001qQGL126（kg/h）

高压级制冷剂循环量：8474hhhhGGLH124.2（kg/h）

冷凝器的选型计算

（1） 冷凝器传热面积的计算 1q取3500W/㎡由表2-25得

111qQtKQAd=350003.15834945.24㎡冷凝器面积 式中： A-------冷凝器传热面积，单位为㎡；

1Q-------冷凝器负荷，单位为W；

K---------冷凝器传热系数，单位为W/(㎡·℃)；

1q--------冷凝器热流密度，单位为W/㎡；

dt-------对数平均温度差，单位为℃。

（2） 双级压缩机系统冷凝器热负荷

-33系统冷凝负荷

6.3/651hhqQmg=322.85（1639.05-351.466）/3.6=115471.25W

-28系统冷凝负荷

6.3/651hhqQmg=124.2（1594.3-351.466）/3.6=42877.78W

总冷凝负荷为115471.25W+42877.78W=158349.03W

1Q------双级压缩机系统冷凝器热负荷，单位为W；

mgq-----高压级机制冷剂循环量，单位为kg/h；

5h、6h------制冷剂进、出冷凝器的比焓，单位为KJ/kg

（冷凝器进、出水温度分别为22℃、24℃）。

由上计算得总的冷凝面积为45.24㎡，可从产品样本选型得LNA-54的立式冷凝器，其冷冻面积为54㎡可满足条件。

辅助设备的选型计算

1 中间冷却器的选型计算：其作用是冷却低压级压缩机排出的过热蒸气，同时对来自贮液器的饱和液体冷却到设定的过冷温度，还起着分离低压级压缩机排气所夹带的润滑油及液滴的作用。

（1）中间冷却器桶径计算 -33系统 取0.45 取0.5 m/s

Vdzj0188.0=5.097.191*45.00188.0=0.097m

-28系统 取0.54 取0.5 m/s

Vdzj0188.0=5.01.70*54.00188.0=0.081m

式中 zjd-------中间冷却器内径，单位为m；

--------高压机输气系数；

V---------高压级压缩机理论输气量，单位为hm/3

--------中间冷却器内的气体流速，一般不大于0.5m/s。

（3） 蛇形盘管传热面积的计算

-33系统dzjtKQA=27.6*50034.13573=4.332m

-28系统dzjtKQA=59.5*50056.4326=1.552m

式中 A------蛇形盘管所需的传热面积，单位为2m；

zjQ------蛇形盘管的热流量，单位为W；

dt------蛇形盘管的对数平均温度差，单位为℃；

K-------蛇形盘管的传热系数，单位为W/（•2m℃），按产品规定取值，无规定时，宜采用465---580W/（•2m℃）。

蛇形盘管的热流量6.3/)(76hhqQmqzj

-33系统

6.3/)(76hhqQmqzj=327.61（351.466-202.313）/3.6=13573.34Kg/h

-28系统 6.3/)(76hhqQmqzj=126（351.466-227.85）/3.6=4326.56 Kg/h

式中： mgq-------低压机制冷剂循环量，单位为Kg/h

6h、7h----冷凝温度、过冷温度对应的制冷剂的比焓，单位为KJ/kg。

蛇形盘管的对数平均温差

-33系统

zjgzjgdttttttt11lg3.2=27.65.35.05.332lg3.25.032℃

-28系统

zjgzjgdttttttt11lg3.2=59.53.23.63.232lg3.23.632℃

由以上计算可从产品样本选型得：

-33系统选ZZQ-600型中冷器，冷面积为52m外径为0.612m

-28系统选ZLA-2型中冷器，冷面积为,22m外径为0.512m可满足条件.

2 贮液器的选型计算

mqvV=57.5*6888.1*7.01=13.443m

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往复式压缩机

往复式压缩机

往复式压缩机

一、往复式压缩机的分类

1 、（按排气量）

类型 微型压缩机 小型压缩机 中型压缩机 大型压缩机

排气量（m3/min） ﹤1 1-10 10-60 ﹥60

2、按气缸的排列分类

可分为立式、卧式、角度式、对称平衡型和对置式等。一般立式用于中小型；卧式用于小型高压；角度式用于中小型；对称平衡型使用普遍，特别适用于大中型往复压缩机；对置式主要用于超高压压缩机。

国内往复式压缩机通用结构代号的含义如下：立式――Z；卧式――P；角度式――L、S；星型――T、V、W、X；对称平衡型――H、M、D；对置式――DZ。

3、按气缸容积的利用方式分类

单作用式――仅活塞的一侧气缸容积工作

双作用式――活塞两侧的气缸容积交替工作

级差式―――同列一侧中有两个以上不同级的活塞装在一起工作

此外，按压缩级数分为单级、双级和多级；按冷却方式分为风冷式和水冷式；按安装方式不同分为固定式和移动式。

二、往复式压缩机的组成

汽缸、汽缸套、活塞、气阀、填料、调节机构、活塞杆、十字头、连杆、曲轴、主轴承、滑道、机身、中间接通、油泵、注油器

三、往复式压缩机的主要性能指标

1、额定排气量（Q）

即铭牌上标注的排气量，指压缩机在特定进口状态下的排气量。

2、额定排气压力（Pd）

即铭牌上标注的排气压力

往复式压缩机排气压力的高低不取决于机器本身，而是由压缩机排气系统的压力，即背压决定。压缩机可以在排气压力以内的任何压力下工作。如果强度和排气温度允许，压缩机可以在超出排气压力的状况下工作。

3、排气温度Td

考虑到积碳和安全运行的需要，需要对往复式压缩机的排气温度有所限制。对于相对分子量小于或等于12的介质，终了的温度不超过135度；对于乙炔、石油气和湿氯气，终了的排气温度不超过100度；其它气体建议不超过150度。

4、容易系数λv

压缩空气流量及管径计算

压缩空气流量及管径计算

压缩空气流量及管径计算

压缩空气流量及管径计算是在工程设计或实际应用中常见的计算问题。在许多行业中，如制造业、采矿、化工等，压缩空气是一种重要的能源形式，用于动力传输、工艺操作和设备控制等方面。因此，准确计算压缩空气流量及管径对于工程设计和设备选型至关重要。

Q=P*V/(T*1000)

其中，Q代表流量，单位是标准立方米每分钟（Nm³/min）；P代表压力，单位是千帕（kPa）；V代表体积，单位是立方米（m³）；T代表温度，单位是摄氏度（℃）。公式中的1000是对应的单位转换因子。

在计算压缩空气流量时，需要考虑到实际的工作条件和要求。例如，如果工程或设备需要特定的压力和流量范围，那么可以使用以上公式计算出对应条件下的流量。同时，还需要考虑到空气压缩机的性能参数，如排气压力、工作效率等，以确保选型的准确性。

对于管径的计算，可以使用以下方法：

1. 根据流量和压力损失计算：根据流量和压力损失的关系，结合管道的长度和管材的摩擦系数，可以使用Darcy-Weisbach或其他经验公式来计算管径。这种方法需要考虑流体的性质、管道的材质和其他一些参数，计算比较复杂，但较为准确。

2.根据流速和雷诺数计算：根据流体在管道中的流速、雷诺数和管道材料等参数，可以使用流体力学原理来计算合适的管径。这种方法需要较多的流体力学知识和计算，适用于复杂的管道系统。

在使用以上方法计算管径时，需要考虑以下因素： 1.流量要求：根据工程或设备的实际需要，确定所需的流量范围。这通常是根据生产工艺或设备性能要求等来确定的。

2.压力损失：根据管道长度、管道材质和流体的性质来计算压力损失，确保流体能够在管道中正常运输。

3.流体性质和条件：根据流体的性质，如密度、粘度等，以及流体和环境的温度和压力等条件，来选择合适的管径。

总之，压缩空气流量及管径计算是工程设计和设备选型中常见的问题，需要根据实际条件和要求来进行准确的计算。通过使用适当的公式和方法，结合相关参数和条件，可以确保工程和设备的正常运行和使用。

最详细的中央空调设计选型计算EXCEL表格

最详细的中央空调设计选型计算EXCEL表格

压缩机型号SRS-S-252输入制冷量KWQo=268.60000输入压缩机输入功率KWNi=60.30000输入压缩机排气量kg/hGk=5881.00000输入冷凝温度℃tk=40.00000蒸发温度℃to=2.00000过热度℃tr=5.00000过冷度℃tg=5.00000冷却水进口温度℃t1=30.00000冷却水出口温度℃t2=35.00000冷凝温度℃tk=40.00000蒸发温度℃to=2.00000传热温差℃△tm=7.50000冷却水进出口温差℃△t=5.00000冷却水进水温度范围℃tk=16-33冷凝器热负荷KWQk=328.90000单位面积热负荷KW/m2qf=24.5000022-27冷凝器传热面积m2F=13.42449冷却水量kg/sGk=0.01571冷却水量m3/hGk=56.57143换热器换热管间距mA=0.02000排列方式正三角形换热管管径mD=0.01588换热管内径mD1=0.01270单根换热管氟侧换热面积m2/mFd=0.04986单根换热管水侧换热面积m2/mFn=0.03988单根换热管水侧通流面积m2Fds=0.00013冷凝器组数N=1输入每组冷凝器换热管数N1=150输入每组冷凝器换热管长mL=2.00输入每组冷凝器流程N3=2输入每组冷凝器水侧通流面积m2Fy=0.00950每组冷凝换热面积m2Fz=14.95896必须满足校核值冷凝器换热面积m2F=14.9589614.7669冷却水流速m/sω=1.654841.5-2.0摩擦阻力系数f=0.03977水阻力KPa△Pk=23.31182100二、换热器物理参数计算水冷冷凝器换热参数计算一、冷凝热计算输入参数二、冷凝器热力计算求解三、水冷冷凝器基本尺寸参数

制冷量的计算方法

制冷量的计算方法

制冷量的计算方法

制冷量的计算方法风冷凝器水冷凝器换热面积计算方法与压缩机匹配选型

1）风冷凝器换热面积计算方法

（制冷量+压缩机电机功率）/200~250=冷凝器换热面积

例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃

压缩机制冷量=（12527W+压缩机电机功率11250W）/230=23777/230=风冷凝器换热面积103m2

2）水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2

蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。

3）制冷量的计算方法：=温差×重量/时间×比热×设备维护机构

例如：有一个速冻库

1） 库温-35℃

2） 速冻量1T/H

3） 时间2/H内

4） 速冻物质（鲜鱼）

5） 环境温度27℃

6） 设备维护机构保温板

计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266 kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT=40 CE-40℃制冷量=31266 kcal/n

所谈的是闭式空调冷水系统的阻力组成，因为这种系统是量常用的系统。

1.冷水机组阻力：由机组制造厂提供，一般为60~100kPa。

2.管路阻力：包括磨擦阻力、局部阻力，其中单位长度的磨擦阻力即比摩组取决于技术经济比较。若取值大则管径小，初投资省，但水泵运行能耗大；若取值小则反之。目前设计中冷水管路的比摩组宜控制在150~200Pa/m范围内，管径较大时，取值可小些。

3.空调未端装置阻力：末端装置的类型有风机盘管机组，组合式空调器等。它们的阻力是根据设计提出的空气进、出空调盘管的参数、冷量、水温差等由制造厂经过盘管配置计算后提供的，许多额定工况值在产品样本上能查到。此项阻力一般在20~50kPa范围内。

4.调节阀的阻力：空调房间总是要求控制室温的，通过在空调末端装置的水路上设置电动二通调节阀是实现室温控制的一种手段。二通阀的规格由阀门全开时的流通能力与允许压力降来选择的。如果此允许压力降取值大，则阀门的控制性能好；若取值小，则控制性能差。阀门全开时的压力降占该支路总压力降的百分数被称为阀权度。水系统设计时要求阀权度S>0.3，于是，二通调节阀的允许压力降一般不小于40kPa。 根据以上所述，可以粗略估计出一幢约100m高的高层建筑空调水系统的压力损失，也即循环水泵所需的扬程：