空调设计.doc

(完整word版)空调设计

设计数据与要求
目前我司正在大量生产各种型号的分体空调机和窗机，在设计过程中更注重对机型的优化改进，以降低成本。根据经验分析可知，型号为KF（R）-36GW的冷凝器换热面积有可能过剩，在这个前提下，对该机型进行了整机的设计计算，而设计的重点也放在了蒸发器的计算和冷凝器换热面积的校正计算上，毛细管的选择定型、系统制冷剂充注量的估算、电器控制、管路及辅助设备的设计只作简单说明。
1、 蒸发器为表面式空气冷却器，进口空气的干球温度ta1 =27℃，湿球温度 ts1 =19℃，管内R22的蒸发温度t0 =5℃，要求出口空气的干球温度 ta2 =15.1℃，湿球温度ts2 =13.2℃，蒸发器制冷量Q0 =3600W，蒸发器选用Φ7×0·36mm的内螺纹紫铜管，翅片选用δf = 0.12mm的铝套片，翅片间距S f =1.6mm。管束按等腰三角形叉排排列，垂直于流动方向的管间距 S1 =17.6mm，沿流动方向管排数nL =2,，迎风面风速Wf =1.18m/s。
2、 冷凝器同样为表面式空气冷却器，冷凝温度为tk =50℃，进口空气的干球温度Ta1 =35℃，出口空气的干球温度Ta2 =44.8℃，冷凝器选用管径为 Φ9.52×0·5mm的紫铜管，选用的翅片厚度为δf = 0.14mm的百叶窗铝制套片，套片的节距S f =1.7mm，迎风面上管中心距S1 =25mm，迎风面的风速 Wf =1.86m/s管束排列采用正三角形叉排。
第一章、 压缩机的选型计算
为使压缩机充分发挥制冷能力以及能高效率、长时间运行，及使制冷装置与压缩机相适应、保持平衡，本机型的设计决定选用广州三菱压缩机有限公司的型号RH247VXAC的旋转式压缩机。RH247VXAC的主要参数如下：
压缩机的泵体规格
种类
汽缸数
排气量 cc/rev

旋转式
1
24．7
电动机的规格
种类
额定输出 W
磁极对数 P
额定转速 rpm
绝缘等级
绕组电阻 （20 ºC） Ω

电容分相式
1200
2
2840/2860（220/240V）
E
主2.13/副3.19
制冷剂
R-22（CHCIF2）
电源规格
额定电压 V （频率 HZ）
相

220-240 （50）
单相
启动性能
堵转电流 A
最低启动电压 V

32/35（220/240V）
176以下
性能
制冷能力 W
输入功率 W
运行电流 A

4290/4330 ± 5%
1390/1430 ± 5%
6.6/6.4
从上表可以看出，现选用的RH247压缩机其能力比设计所需（3600W）高出了近700W。究其原因，是因为压缩机的制冷能力受其运行中温度、压力、以及压缩机的冷却方式所左右。而压缩机的设计能力是在蒸发器和冷凝器为无限大（或蒸发器和冷凝器浸泡在水里，用水冷却），以保证其恒定的试验工况的前提下得出的，而实际应用时一般的壁挂式空调器其蒸发器和冷凝器不可能做得很大，而且当铝铂的材料或生产厂家的生产工艺不一致时会造成换热效果的不一致，即相当于压缩机的工况不能保持恒定，从而影响压缩机的制冷能力。再者，设计装置时，需要一定的设计裕度，既所需压缩机的能力要比所需大10%----20%，这样当热负荷发生剧烈变化时，装置也能够满足要求。另外，一般在装置的设计时，两器的换热面积都应比设计计算时有一定的裕度，但出于成本的考虑，对于在相同的设计裕度的情况下，两器所增加的成本就会很大，而压缩机的成本几乎不变，故将两器的设计裕度的一部分也分落到压缩机上，这样就会使机组的成本大大降低，而同时又可保证装置的能力。虽然这样压缩机的功率会有一点点的增大，但只要匹配得好，其能效比仍能达到或超出国际的要求。

第二章、 蒸发器的设计计算
1、计算几何参数
片后的管外径为：
db = d0 + 2δf =7+2×0.12 =7.24mm
如右图所示，沿气流流动方向的管距为：

S1 α

S2

S2 =S1tan35.8º=17.6×0.72mm = 12.7mm
沿气流方向套片的长度：
L2 = 2S2=2×12.7mm=25.4mm
每米管长翅片的外表面积：
af =2=2×
=0.2279㎡/m
每米管长翅片间的管子表面积：
ab =πdb= 0.0210㎡/m
每米管长的总外表面积：
a0f =af + ab =(0.2279+0.0210) ㎡/m = 0.2489 ㎡/m
每米管长的外表面积：
abo =πdb =π×0.00724=0.02275㎡/m
管内径：
di =do-2×0.36 =7－0.72=6.28㎜
每米管长的内表面积：
ai =πdi =π×0.00628 =0.01973㎡/m
每米管长平均直径的表面积：
am =π(di+do)/2=π(0.00724+0.00628)/2 =0.02124㎡/m
由以上计算可得：
aof / abo =0.2489/0.02275 =10.941
2、计算空气侧干表面传热系数
1） 空气的物性
进口空气干球温度 ta1=27℃º 湿球温度 19℃º
出口空气干球温度 ta2=15.1℃ 湿球温度13.2℃º
当地大气压101320Pa
空气的平均温度为t f ===21.1℃
空气在21.1℃下的物性为：
ρf =1.2006kg/m³ νf =15.16×㎡/s
Prf =0.7028 Cpf =1005J/(kg.k)
2) 最窄截面处空气流速
w max =m/s
3) 干表面传热系数
干表面传热系数可用空调器结构设计（华工版）中P53页（3-8）式来计算
（1）、肋片沿气流方向的长度为
L1=25.4 =0.0254m
（2）、当量直径de
=2.574㎜2.6㎜
（3）、最窄截面处的空气流速
w max =m/s
（4）、空气在21.1℃下的运动黏度和导热系数为
λ=2.5988×10ˉ³（N/m.k） νf =15.16×㎡/s
（5）、雷诺数及L1/de值
Re =2.11×0.0026/15.16×=361.87
L1/de =0.0254/0.0026 =9.769
（6）、系数及指数的计算
A=
=
=0.518-0.226+0.041-0.0028= 0.3302
C=0.33（1.36-0.24Re/1000）
=0.33(1.36-0.24×361.87/1000)=0.420
n = = 0.45+0.0066×9.769 = 0.514
m = -0.28+0.08(Re/1000) = -0.28+0.08×(361.87/1000)
= -0.251
所以光管的干表面传热系数为：

因为波形片的干表面传热系数是平直套片的1.2倍，而冲缝片根据实际的生产情况，其干表面传热系数是波形片的1.35倍，所以冲缝片的干表面传热系数为：
ao'

4)、确定空气在蒸发器内的状态变法过程

根据给定的空气进出口温度由湿空气h-d的图可得h1=54.0kj/kg,d1=10.5g/kg, h2=36.5kj/kg,d2=8.5g/kg, 在图上连接空气的进出口状态点1和2,并延长与饱和空气线（φ=1.0）相交于W点，该点的参数是hw=29.5kj/kg,tw=9ºC, dw=7.13g/kg.
在蒸发器中的空气的平均比焓为：

在h-d图上按过程线与hw=43.5kj/kg线的交点读得tm=19.7ºC,dm=9.4g/kg，析湿系数可由下式确定：

5）、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：

6）、空气侧当量表面积传热系数的计算
当量表面积传热系数

对于正三角形叉排排列的冲缝套片管束，翅片效率可由小型制冷装置书中式（4-13）计算，叉排时翅片可视为六角形，且此时翅片的长对边距离和短对边距离之比为A/B=17.63/15.6=1.13，且=B/db=15.6/7.24，故

肋片折合高度为：

取铝片热导率 : λ=203W/（m.K）

故在凝露工况下的翅片效率为：

当量的表面传热系数为：

7）、管内R22蒸发时表面传热系数的计算：
由于本人设计的KF-36GW空调器选用三菱RH247VXAC压缩机，由规格书上可查得其相关资料：
排气量 ： 24.7（1.507） CC/REV（CU.IN/REV）
额定转速 ： 2840/2860 （220/240V）RPM
KF-36GWDE 实际排气温度由厂家实验室提供的数据为89.5ºC。因为R22在89.5ºC的密度查制冷工质性质图表得，所以R22的总质量流速为：

已知KF-36GW需设计成三进三出的模式，故蒸发器的分路数为Z=3，则每一分路中的R22的质量流量为，没根管子的有效流通面积为：

每一分路中R22在管内的实际质量流速为：

作为迭代计算的初值，取=8800W/（㎡.S），由空调器结构设计书中（华工版）式（3-21）计算

式中B值按蒸发器温度=5ºC查该书表（3-2）得B=1.46，故R22在管内换热系数为：

8）、传热温差的初步计算
暂先不计算R22的阻力对蒸发温度的影响。则有：
ºC
9）、传热系数的计算
由于R22与润滑油部分互溶，故管内污垢热阻可忽略，据文献介绍翅片侧污垢热阻，管壁导热热阻及翅片与管壁接触热阻之和（）可取为（华工版空调结构设计上推荐值为2.6—8.6×），故

10)、核算假设的q i值

计算表明，假设的qi初值8800w/㎡与核算值8903 w/㎡较接近，偏差小于2.5%，故假设成立，有效。
11）、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

已知室内风量为640.6/h，迎面风速为Wf=1.15m/s，则迎风面积Af为：

取蒸发器的宽度B=647㎜，高度H=281.2㎜，则实际的蒸发器的迎风面积为0.182㎡。
已选定垂直于气流方向的管间距为S1=17.6㎜，故垂直于气流方向的每排管子数为：
排
深度方向（沿气流流动方向）为2排，共布置32根传热管，传热管的实际总长度为：
lt=0.647×16×2=20.704m
传热管的实际内表面传热面积为：

又因为：

12）、空气侧的阻力计算（按照空调器结构设计中的例子进行计算）
在蒸发器中空气的平均参数：
比容：

密度：

干工况下的阻力可按空调器结构设计书上式（3-20）来计算：

（备注：式中ξ为考虑肋片表面粗糙度的系数，对粗糙的肋片ξ=0.0113,对光滑的肋片ξ=0.007,u2为最窄截面处的风速,本机的蒸发器的肋片为百叶窗形式，故ξ=0.0113。）
根据析湿系数ξ=1.54查该书表（3-3）得φ=1.22，故湿工况下的阻力按该书式（3-29）计算得：

13）、风量的计算及风机的选择
蒸发器所需风量按厂家设计经验，一般按每千瓦冷量取0.05，故本机蒸发器所需的理论风量为：

试验表明实际匹配时机组所需风量为640.8就可满足要求。近年在分体壁挂机的室内机的设计中，风机的选择是一个重要的问题，因为风量与风轮的直径的三次方成正比、与风机的转速（也就是风轮的转速）成正比而室内机的噪音又与转速成正比，所以在保证俸禄的前提下贯流风机的选择必须从以下几个方面来考虑：
（1）、室内机的形状尺寸的大小、蒸发器的大小
（2）、所匹配电机的转速
（3）、对不同型号（功率）的机组其噪音指标由企业标准来确定（企业标准必须小于国家标准）
综合考虑上述因素后，决定选用直径为Φ=97㎜，长度为633㎜的贯流风叶，再配上型号为YW16-4的PG电机（PG电机的转速由室内电气控制板控制，该PG电机的功率为16W，极数为4。）

三、冷凝器的设计计算
1、有关温度设计参数及冷凝器热负荷确定
冷凝温度 进出口空气温差
进口空气干球温度 出口空气干球温度
对数平均温差：

由小型制冷装置设计指导中图3-1查得R22在时的冷凝负荷系数，实际生产中，由实验室测出的功率反推可知 ，则实际的冷凝热负荷为：

2、翅片管族结构参数选择及计算
选择φ9.52㎜×0.5㎜的紫铜管为传热管，选用翅片是厚δf=0.14㎜的条缝形整张铝制套片，取翅片节距Sf=1.7㎜，S1=25㎜，S2=21.65㎜
di =d0-2×0.5-1=8.52㎜ , db =d0+2δf=9.52+2×0.14=9.8㎜
管族排列采用正三角形叉排
每米管长各有关传热面积分别为：

紫铜管每米管长平均面积：

取当地大气压PB=101320Pa，由空气（干空气）热物理性质表，在空气平均温度tm=39ºC条件下，
，在进风温度的条件下，
冷凝器所需空气体积流量：

从现有的产品中量得冷凝器迎风宽度即有效管长l=0.74m,冷凝器的迎风面高度H=0.50m,则迎风面积：Ay=0.74×0.50=0.37㎡
又因为冷凝器翅片采用百叶窗形式，故实际的迎风面上空气流通面积为：

所以实际的冷凝器的迎面风速：

（备注：现在的设计指导书上所推荐的迎面风速为2.5m/s—3.5m/s，根据现行空调厂家的匹配经验，这个风速在现在翅片间距1.6㎜—1.7㎜这么小的情况下是达不到的。所以后面的计算都是按上面的实际风速进行的，书上的推荐只能作为参考，没有实际的指导意义。）
迎风面上管排数：
N=H/S1-1/2=0.5/0.025-1/2=19.5 排
取20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,根据空调设计手册上公式（3-1）可得管内凝结的表面传热系数为：

实际匹配实验中，根据测量数据表明，冷凝器中间排管的壁温在之间，即与内壁有（以时计算），它的取值受迎面风速、翅片的材料、间距，以及冷凝器的生产工艺等因素影响，在综合上述因素后，取管子壁温为，则定性温度，按，及该书表3-1得：

则：
4、空气流经肋片间作无相变的传热时，其给热系数可采用下式计算：

1）、肋片沿气流方向的长度可用下式求得：

2）、微元最窄面的当量直径：

3）、最窄截面风速：

4）、进出口空气的平均温度为：

5）、雷诺数及L1/de值

6）、系数及指数的计算：

所以光管的表面传热系数为：

翅片相当高度由小型制冷装置指导中式3-15计算得：

取铝片热导率λ=203W/（m·K），由小型制冷装置指导中式（3-14）计算翅片参数m,即：

由式（3-13）计算翅片效率：

表面效率由式（3-12）计算：

根据小型制冷装置指导书上推荐的资料数据表明，冲缝片的表面传热系数比波形片高出60%（P126小型制冷装置指导），而波形片比相同条件下的平直套片表面传热系数高35%（P125），即冲缝片传热系数为平直套片的1.35×1.6倍。根据厂家经验，其值约为平直套片的1.2×1.35=1.62倍左右。所以冷凝器的表面传热系数为：

取管壁与翅片间接触热阻，空气侧尘埃污垢层热阻，紫铜管热导率λ=393W/（m.K）,由小型制冷装置指导中式（3-21）计算冷凝器的总传热系数：

冷凝器所需传热面积：

所需有效翅片总管长

空气流通方针上的关排数：
n=L/lN=24.45/(0.74×20)=1.65排
取整数n=2排。
由厂家实际的产品参数，即冷凝器的实际管长L’=20×2×0.74=29.6m，所以可得出结论：冷凝器的管长有富余，为，这样，冷凝器的实际有效总管长为L=29.6m，实际传热面积为A=17.06㎡，较传热所需传热面积大13.8%。
4）、风机的选择计算
由于冷凝器的迎风面高度H=0.5m，故只需安装一台风机就可。
动压：

静压：

风机采用电动机直接传动，则传动效率，取风机全压效率，则电动机输入功率为：

现选用YDK-20-6G轴流风机，实际风机风量由实验室提供数据为1620，输入功率为20W，风压为15.24Pa，叶轮直径390㎜，主轴转速850r/min.

四、毛细管的选择定型
制冷剂在毛细管内的两相流动过程十分复杂，难以精确计算，计算结果又往往与实际情况偏差较大，现行理论确定毛细管的长度及内径只有图解法与类比法。而且毛细管的实际内径与名义内径之微小偏差对毛细管的长度影响较大，因而无论是通过图解法或类比法求得的毛细管尺寸，都要经过在实际装置中的运行试验，经校验和修正后，才能获得毛细管的最佳尺寸。
我厂在毛细管的选定方面主要用类比法与实验法相结合，即在参考比较成熟的同类产品，进行类比得出所需的毛细管的几何尺寸。类比法的原理如下所述：
根据制冷原理的热力计算可知，制冷量Q0=qm×q0 (其中 qm为质量流量，q0为单位制冷量)，对于两台制冷剂和工况都相同而制冷量不同的空调器，由于两者的q0相同，则有
Q01/Q02=qm1/qm2
当毛细管长度一定时，流量qm又与毛细管的流通面A 成正比，即
Q01/Q02=qm1/qm2=A1/A2 ，
故本机型的设计在参照本厂一台比较成熟的制冷量为Q01=2.5Kw的空调器中所采用的毛细管Φ3×1.4×650 mm 进行类比得：
A1/A2=Q01/Q02=2.5/3.6
又因为A1/A2=(d1/d2)2
所以 d2=1.68 mm
现时设计的分体壁挂机中的常用毛细管的规格只有Φ3.0×1.4或φ3.0×1.6或φ3.0×1.8等几种，故取用Φ3.0×1.6 的毛细管。
由《小型制冷装置》P302的文献可知，

故 ：
所以由类比法初选毛细管为Φ3.0×1.6×519 mm。
实验校正：在匹配时使用此规格毛细管，发现回气温度和排气温度偏低，冷量虽及格，即在额定冷量的95%范围内，但温度分布不太理想，特别是回气温度太低会对压缩机的寿命有一定的影响，根据经验将毛细管加长，可能会令冷量有所上升，排、回气温度也将升到合理状态点附近，故将毛细管换为Φ3.0×1.6×600进行测验，实验结果表明Φ3.0×1.6×600的毛细管能令制冷装置各温度点即回气、排气、蒸发、冷凝等各温度分布较为合理，实测制冷数值与额定值相差只有0.9%。所以最后确定制冷毛细管为：Φ3.0×1.6×600 mm。

五、系统制冷剂充注量的估算
对于小型空调器而言，由于没有贮液器（一般在7KW以下都不装贮液器），故系统中冷媒的充注量对制冷机的经济，安全运行起着重要的作用。充注量过少，蒸发器只有部分得到润湿，蒸发器面积不能得到充分利用，蒸发量下降，吸气压力降低，蒸发温度降低，蒸发器出口制冷剂过热度增加，这不仅使循环的制冷量下降，而且还会使压缩机的排气温度升高，影响压缩机的使用寿命。充注量过多，不仅蒸发器内积液过多，致使蒸发器压力升高，传热温差减小，严重时甚至会产生压缩机的液击现象，而且会使冷凝器内冷凝后的冷凝液体不能及时排出，使冷凝器的有效面积减小，导致冷凝压力升高，压缩机耗功增加。由此可知，在一定工况下，系统内存在一个最佳充注量的问题。
据有关资料介绍，对制冷剂为R22的小型空冷式空调器而言，系统的制冷剂充注量可用下式估算：
G=0.5334VH+0.2247VK
式中： G ----系统制冷剂充注量，kg；
VH----蒸发器容积，单位为L；
VK----冷凝器容积，单位为L。
本设计中，由前面计算可知，蒸发器的传热管总长为22.02m，冷凝器的传热管总长为29.6 m，该数据是已经考虑到弯管等因素，故相应的各自容积为：
VH=×di2×LH=π/4×0.072×220 L =0.846 L
VK=×di2×LH=π/4×0.09522×296 L =2.11 L
按上式可估算出该系统的制冷剂充注量为：
G=0.5334×0.846+0.2247×2.11=0.925 kg
应该指出，冲注量对系统性能的影响因素是多方面的，也与毛细管的长度有关，在毛细管长度一定的情况下，存在一个最佳冲注量，它与确定毛细管尺寸的情况类似，也应该通过在实际装置中进行实验后确定。
经过实验校正，充注量为925g的机组制冷量不及格，排气、回气温度都偏高，说明冷媒充注量太少，往机组里再充200g的冷媒，经过调整其各温度点，最后确定机组的冷媒充注量为1250g。

六、电器控制系统的设计
1、电控器的设计（这一部分省略）
2、KF（R）-36GW电控工作原理简介
本电路采用功能齐全、性能稳定可靠的东芝芯片，具有电路简洁，性能优异等优点。内风机采用可控硅调速，具有转速稳定、风速转换无继电器动作噪音等优点。本电路具有制冷（制热）、除湿、通风几种工作模式，此外，还有强力、经济、睡眠、定时开关机等功能。
电路工作原理大致如下所述：遥控器设定好运转模式后，发射信号给主电路接收器，经接收器接收放大后送入主芯片，主芯片根据室内温度Tr与遥控器设定温度Ts比较，决定运行情况。主芯片根据实际情况作出相应的驱动信号，去驱动相应的各部件工作。如在制冷模式下，若Tr-Ts时，则主芯片输出高电平驱动信号，经反相器后，驱动压机继电器，使继电器闭合，即继电器常开触点接通，室外机得电运转，同时室内机按设定风速工作。此时，整机进入正常制冷模式运行。在运行过程中，电控系统会根据Tr与Ts的关系来控制整机运转情况。当T〈T时，主芯片会发出停室外机信号，使室外机停机，而室内机继续工作，直到三分钟后且Tr-Ts时，室外机再次工作。（制热模式时，电控原理基本与制冷的相同，只是室内电气控制板比制冷模式时多输出一电磁接通信号给室外机，使电磁阀线圈得电，四通阀换向，实现制热）。

七 、管路及辅助设备的设计
1.在冷凝器的出口即毛细管的入口装设一个过滤器，以防止毛细管脏堵，其形状及尺寸见附录。
2.压缩机吸气管、压缩机排气管、冷凝器进气管、冷凝器出液管等管路图见附录。
1、实验室空调机测试报告
文件名： 试验工况： 额定制冷 额定制冷量：3600W
室内机型号：KFR-36GW 额定功率： 室内干球温度： 27
室外机型号： 额定电压：220V 室内湿球温度：19
室内机编号： 额定电流： 室外干球温度：35
室外机编号： 毛细管： 室外湿球温度：24
压缩机型号： 制冷剂注入量： 试验时间：2003-4-20
测试项目名

单位
1
2
3
4
5
6
7
平均值
室内侧进风干球温度
ºC
27.08
27.02
27.02
27.03
27.01
27.05
27.01
27.03
室内侧进风湿球温度
ºC
19.18
19.04
19.03
19.01
18.83
18.87
19.14
19.01
室外侧进风干球温度
ºC
34.98
34.98
35.00
34.99
35.00
35.01
35.02
35.00
室外侧进风湿球温度
ºC
24.02
23.96
23.98
24.00
23.90
23.98
24.01
23.98
室内侧出风干球温度
ºC
14.12
14.03
14.06
13.98
13.89
13.90
14.01
14.00
室内侧出风湿球温度
ºC
12.68
12.55
12.57
12.48
12.34
12.38
12.57
12.51
静压
Pa
0.00
0.00
0.00
0.00
0.00
0.00
0.00
0.00
喷嘴压差
Pa
259.8
270.0
265.4
263.2
276.3
269.7
264.7
267
循坏风量
M3/h
564
575
570
568
582
575
570
572
焓差
Kj/Kg
18.48
18.35
18.27
18.43
18.20
18.22
18.63
18.37
出风焓值
Kj/Kg
35.8
35.5
35.6
35.3
35.0
35.1
35.6
35.41
除湿量
Kg/h
0.38
0.38
0.37
0.37
0.36
0.35
0.39
0.37
总冷量

W
3651
3697
3648
3666
3709
3671
3716
3680
显热冷量
W
2548
2605
2578
2585
2667
2643
2578
2601
潜热冷量
W
1103
1091
1070
1081
1042
1028
1137
1079
冷量偏差
%
1.42
2.68
1.34
1.85
3.03
1.97
3.12
2.21
能效比
W/W
2.59
2.63
2.57
2.62
2.64
2.59
2.61
2.61
试验电压
V
218.9
219.8
218.7
220.7
220.2
221.1
222.5
220.3
总电流
A
6.64
6.611
6.68
6.59
6.61
6.66
6.64
6.63
输入功率
W
1408
1406
1418
1402
1404
1418
1422
1411
功率因数
%
0.97
0.97
0.97
0.96
0.96
0.96
0.96
0.96
备注： 70喷嘴：0 100喷嘴：1
试验： 审核： 批准：

2、蒸发器设计结论：蒸发器的设计因为在压缩机选型时就已经将设计裕度放在压缩机上，故计算所得的尺寸与设计尺寸基本一样。但实际上，因为计算管内换热面积时的qi为假设值，比校核值少约103W/㎡，即实际所需内表面值比Ai少，故本设计仍具有一定的裕度。
3、冷凝器的设计结论：由计算结果可知，前面所述的经验分析即冷凝器换热面积有富余的估计是正确的。估计将迎风面的第一排折弯处的换热面积去掉后，应该也能满足换热，计算将去掉的管长为：

所以，本次的设计目的已经达到，即新设计的冷凝器第一排为直排的，其长度为503㎜，第二排与原来相同，仍为740㎜。不过新设计的冷凝器还有待实验的验证看实测的换热能力是否达到才能投入生产。
本次的设计，因为计算时所用公式上大部分都为经验公式，公式中的一些数值的取值也同样为经验数据，人为因素很大，它的准确度受经验公式归纳入当时的实验方法、实验设备、实验误差等因素的影响，同时也在一定程度上受设计人员的设计水平和经验取值的影响，故在一定程度上造成了一定的计算积累误差。另外，因为计算过程中的一些数值如出风干湿球温度、风量、风速等的取值是由实验室提供的，它的可信度也同样受到实验条件的影响，如测量时环境温度的稳定性和准确性等都会对测量结果造成一定的影响，从而也会在计算时造成一定的误差。
参考文献
1．《空调器结构设计手册》华南理工大学化工学院编制；
2．《小型制冷装置设计指导》吴业正主编，机械工业出版社；
3．《制冷原理与设备》张祉祐主编，机械工业出版社；
《制冷原理与设备》吴业正主编，西安交通大学出版社；
4．《传热学》高等教育出版社；
5．《制冷机工艺》上海机械学院；
6．《国内外分体空调器维修资料精选》电子工业出版社；
7．《空调机电器电路解说与检修》人民邮电出版社；
8．《制冷剂工质热物理性质表和图》
9．《活塞式制冷压缩机》（机械工业出版社）；
10．《回转式制冷压缩机》（华中理工大学）；
11、其它相关制冷杂志
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