KW制冷量水冷式制冷機組設計

1、 930KW制冷量水冷式制冷機組設計 本科畢業(yè)設計（論文） 930KW制冷量水冷式制冷機組的設計 學 院 材料與能源學院 專 業(yè) 熱能與動力工程 （制冷與空調方向) 年級班別 2007級（2）班 學 號 學生姓名 指導教師 2011年 6月設計總說明本論文設計的是制冷量為930KW水冷式冷水機組。制冷系統(tǒng)四大部件分別選用了螺桿式壓縮機、滿液式蒸發(fā)器、臥式殼管冷凝器以及電子膨脹閥。其中制冷劑為R22，系統(tǒng)制冷量為930KW，冷凝溫度40，冷卻水進口溫度32，出口溫度36，過冷度3，蒸發(fā)溫度2，過熱度3，冷凍水進口溫度12，出口溫度7。本文首先介紹了水冷式冷水機組的發(fā)展狀況、存在問題和解決方法。接

2、著介紹了如何確定主要設計參數(shù)。本論文的重要部分是滿液式蒸發(fā)器和殼管式冷凝器的設計計算，它闡述如何確定制冷劑流量和載冷劑流量、傳熱管數(shù)、傳熱系數(shù)。另外，完成了冷卻水流動阻力計算、總體結構的設計計算。除此以外，還完成了壓縮機的選型、熱力分析、制冷劑充灌量的計算、冷凍油添加量的計算、管道設計、保溫層的選擇和輔助設備的選型。最后，利用計算機完成換熱器圖紙的繪制。關鍵詞：冷水機組，滿液式蒸發(fā)器，殼管冷凝器，設計計算，輔助設備General information for the designIn the dissertation a water-cooled chiller system is desi

3、gned, which consists of screw compressor, flooded evaporator, horizontal type shell-tube condenser and electronic expansion valve. The refrigerant is R22, and refrigeration capacity is 930KW. Condensing temperature is 40. The inlet and outlet temperature of cooled water are 32 and 36, respectively.

4、The subcooling temperature is 3.And the evaporation temperature is 2. The superheating temperature is 3.The inlet and the outlet temperature of chilled water is 12 and 7, respectively.The dissertation introduces the development of water-cooled chiller, some problems and their solutions. Then it also

5、 describes how to determine the main design parameters. And the important part of the design is the calculation of the flooded evaporator and the horizontal type shell-tube condenser in this dissertation. It describes how to determine the flux of the refrigerant and secondary refrigerant, the number

6、 of tubes, and the heat transfer coefficient. What's more, the resistance calculation of cooling water and the calculation of overall structure are completed. Besides, the choice of compressor, heat analysis, the amount of refrigerant, the refrigeration oil filling quantity, the pipeline design,

7、 the choice of insulation layer and the selection of the role auxiliary equipments are also completed. Finally,the drawings of the heat exchanger are completed by the computer.Keywords: water chiller, liquid filled evaporator, shell and tube condenser, design calculation, auxiliary equipments 目 錄1 緒

8、 論11.1 引言11.2 國內外發(fā)展狀況11.3 節(jié)能和環(huán)保政策對市場的影響21.4 存在問題及發(fā)展前景31.5 本文研究內容5 1.5.1 本設計的要求與數(shù)據(jù)5 1.5.2 本設計的研究內容5 1.6 設計參數(shù)的確定5 設計原始參數(shù)5 已知設備6 1.6.3蒸發(fā)器冷媒水的進出口溫度6 1.6.4冷凝溫度及冷卻水出口溫度62 滿液式蒸發(fā)器設計72.1制冷劑流量的確定72.2 結構的初步規(guī)劃8 2.2.1 結構型式8 2.2.2 污垢系數(shù)的選擇8 2.2.3 冷凍水的流速8 2.2.4 管型選擇8 2.2.5 冷凍水流量9 2.2.6 估算傳熱管總長9 2.2.7 確定每流程管數(shù)Z，有效單管長

9、l及流程數(shù)N9 2.2.8 傳熱管的布置排列102.3 熱力計算11 2.3.1 水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)11 2.3.2 氟利昂側冷凝表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)11 2.3.3 實際所需熱流密度計算12 2.3.4 實際所需換熱面積132.4 阻力計算13 2.4.1 冷凍水的流動阻力計算13 2.4.2冷凍水泵的總壓頭與離心水泵的功率142.5結構設計計算14 2.5.1 筒體14 2.5.2 管板15 2.5.3 法蘭15 2.5.4 端蓋15 2.5.5 分程隔板16 2.5.6 支撐板與拉桿16 2.5.7 封頭和支座16 2.5.8 墊片的選取17 2.5.9 螺栓的選取17 2.5.10 連接管的確定

10、173 管殼式冷凝器設計設計193.1 冷凝器熱負荷的確定193.2 結構的初步規(guī)劃20 3.2.1 結構型式20 3.2.2 污垢系數(shù)的選擇20 3.2.3 冷卻水的流速20 3.2.4 管型選擇20 3.2.5 冷卻水流量21 3.2.6 估算傳熱管總長21 3.2.7 確定每流程管數(shù)Z，有效單管長l及流程數(shù)N22 3.2.8 傳熱管的布置排列233.3 熱力計算23 3.3.1 水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)23 3.3.2 氟利昂側冷凝表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)24 3.3.3 實際所需熱流密度計算24 3.3.4 實際所需換熱面積253.4 阻力計算25 3.4.1 冷卻水的流動阻力計算25 3.4.2 冷卻水

11、泵的總壓頭與離心水泵的功率263.5 結構設計計算26 3.5.1 筒體26 3.5.2 管板27 3.5.3 法蘭27 3.5.4 端蓋27 3.5.5分程隔板28 3.5.6支撐板與拉桿28 3.5.7封頭和支座28 3.5.8墊片的選取29 3.5.9螺栓的選取29 3.5.10連接管的確定294 壓縮機的選用31 4.1 壓縮機的特點31 4.2 壓縮機負荷計算33 4.3 壓縮機選型34 4.4 管道設計35 4.4.1 吸氣管35 4.4.2 排氣管36 4.4.3 液體管36 4.5 冷凍油的選用和添加量36 4.5.1 冷凍機油在壓縮機中的作用36 4.5.2 制冷機對冷凍油的

12、性能要求36 4.5.3 冷凍油的選用37 4.5.4冷凍油的添加量所需考慮因素375 節(jié)流裝置和輔助設備的計算和選型395.1 節(jié)流裝置的簡介395.2 膨脹閥的選型39 5.3 輔助設備的計算和選型39 5.3.1 干燥過濾器的選型40 5.3.2 油分離器的選擇40 5.3.3 氣液分離器40 5.3.4 溫控閥的選擇41 5.3.5 電磁閥的選擇41 5.3.6 截止閥的選擇41 5.3.7 安全設備的選擇42 5.3.8 視液鏡的選擇426 保溫層和制冷劑的充注量計算44 6.1 蒸發(fā)器保溫層計算44 6.2 冷凍水管保溫層計算44 6.3 制冷劑的充注量組成44 6.4 冷凝器充注

13、量的計算45 6.5 蒸發(fā)器充注量的計算46 6.6 液管充注量的計算46 6.7 吸氣充注量的計算46 6.8 排氣充注量的計算47 6.9 制冷劑充注總量的計算47結 論48參 考 文 獻49致 謝50附 圖511 緒 論1.1 引言 根據(jù) BSRIA的統(tǒng)計，2010年冷水機組、空氣末端產(chǎn)品和大型空調設備的全世界總市場容量已超過 500億美元。并且每年以超過15%的增長率進行增長。 2010年全世界冷水機組市場為 70多億美元，比2009年的 68.61億美元增長差不多9。 空氣末端產(chǎn)品為79.3億美元，比 2009年的73.24億美元增長 83。大型單元式空調機組為65.62億美元，比

14、2009年的 62.73億美元增 長4.6。大于 5kW柜式空調機組為 222.01億美元，比2009年的 191.39億美元增長 16。 在冷水機組市場里，2010年離心式為 l055億美元，比2009年增長 99。大于 100冷噸的吸收式為71億美元，比2009年增長 91。往復、螺桿 、渦旋式冷水機組為 35328億美元，比 2009年增長 83，冷水機組發(fā)展前景良好。 1.2 國內外發(fā)展狀況螺桿冷水機組在很多應用中取代了往復式水冷機組。麥克維爾、日立等正在發(fā)展 R410A螺桿壓縮機，許多公司也注重開發(fā)大冷量的螺桿壓縮機。 近年來，日本和中國的離心式冷水機組市場長很快，中國已成為重要制造

15、基地。離心式冷水機組需要有復雜的潤滑油系統(tǒng)，然而，制冷劑含油會降低傳熱性能。有兩種方法解決無油的離心式冷機組：一種是開發(fā)磁懸浮軸承系統(tǒng)，另一種是用體制冷劑代替油去潤滑和冷卻軸承。 熱泵和冰蓄冷離心式系統(tǒng)已開發(fā)出來，擴大離心式冷水機組的應用范圍。三菱重工 已推R410A的離心式熱泵系統(tǒng)，并推出了5O冷噸的微型透平系列。 近年來 ，江森控制器公司開發(fā)了建筑能源管理系統(tǒng) (BEMS)，成功地推出了 Metasys建筑自動化系統(tǒng)，能有效強化產(chǎn)品的節(jié)能性能。 近年中國冷水機組市場的發(fā)展具有下列特點：（1）制冷劑的置換根據(jù)蒙特利爾議定書關于淘汰CFC制冷劑的倫敦補充修正案的實施, 中國政府也將批準在哥本哈

16、根和北京修正案中所規(guī)定的時間表以逐漸淘汰HCFC制冷劑。在2002年9月, 中國政府官方宣布批準了京都議定書并實行溫室氣體的控制。在市場上已經(jīng)可以獲得大量的HFC-134a冷水機組, 并還出現(xiàn)了一些HFC-407C和氨冷水機組的新產(chǎn)品。此外, 為了減少溫室氣體的間接散發(fā), 中國政府正積極地制訂冷水機組和空調器的相關能效標準以相對地減少電力和燃料的消耗并減少CO2的排放。（2）家用中央空調系統(tǒng)的快速發(fā)展除了具有多臺室內機組可變制冷劑流量系統(tǒng)的空調系統(tǒng)和有風管的空調器外, 家用風冷式冷水機組、熱泵以及燃氣型吸收式冷水機組也飛速發(fā)展并具有穩(wěn)定的質量, 它們在高級住宅的應用將進一步擴大。（3）冰蓄冷技

17、術由于夏季用電的急劇增加和在每一城市中先后實行了頂峰的低谷負荷的電價和峰值與低谷之間電價差別增大等原因, 這為冰蓄冷技術提供了良好的市場環(huán)境, 在2002年完成了總數(shù)為52個冰蓄冷項目。中國國家制冷設備標準化技術委員會已經(jīng)制訂了“ 蓄熱空調系統(tǒng)的試驗和評定方法” 以促進和規(guī)定冰蓄冰技術的發(fā)展。(4) 地下水源熱泵機組用地下水源在夏季作為冷卻水而在冬季作為熱源水可以獲得節(jié)能效應, 在近年這種型式的機組有了快速發(fā)展, 到2000年底美國就有超過40萬臺地下水源熱泵在家庭、學校和商業(yè)建筑中使用。對于這種型式機組的發(fā)展應給予謹慎的考慮。1.3 節(jié)能和環(huán)保政策對市場的影響節(jié)能、環(huán)保和室內空氣品質 (IA

18、Q)是冷水機組市場的三個重要主題。在許多國家里，電和燃氣消耗的迅速增加，促使各生產(chǎn)廠開發(fā)節(jié)能產(chǎn)品。歐盟 (EU)已推出Roils(The Restriction of the Use of Certain Hazardous Substances in Electrical and Electronic Equipment)，歐洲市場正漸漸轉到使用R410A，由于 Roils的進入，必然會引起冷水機組價格上漲。 日本和韓國推出了能源多樣化政策，推動燃氣制冷，因此，吸收式制冷得到很好的擴展。日本廠商開始研發(fā)大冷量的 DC變頻系統(tǒng)，中國一些城市也頒布相關法規(guī)鼓勵使用吸收式系統(tǒng)。 在美國高性能綠色建

19、筑設計、結構和運轉中，能量和環(huán)境設計 (LEED)綠色建筑等級系統(tǒng)是指導基準。近年來，R134a在美國的使用有所增加，R123市場份額將減小，因為蒙特利爾提案的淘汰日期將臨近。 中國政府也重視環(huán)境保護，對實現(xiàn) 2008年“綠色奧運”已采取了許多措施。熱泵系統(tǒng)提供了有效降低溫室氣體排放的術，許多公司開發(fā)熱泵冷水機組，降低能量消耗這也有助于環(huán)保。1.4 存在問題及發(fā)展前景隨著經(jīng)濟的發(fā)展, 人類對能源的需求越來越大, 對環(huán)境的破壞也越來越嚴重。我國是世界上人口最多的國家, 為了使我國的經(jīng)濟實現(xiàn)持續(xù)、健康地發(fā)展, 必須采取“ 可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略” , 切實注意環(huán)境保護和節(jié)約能源。近年來人們的居住條件有了很

20、大的改善, 家用空調的使用日益普及, 水冷式集中空調系統(tǒng)也已出現(xiàn)在住宅建筑中。由于空調能耗在整個建筑能耗中所占比例越來越大, 因此盡可能降低空調系統(tǒng)的能耗已成為空調發(fā)展的重要內容。同時, 人們對生活環(huán)境, 包括室內和室外環(huán)境, 提出了更高的要求, 因此環(huán)保型空調的發(fā)展是空調發(fā)展的重要方向。為了與我國住宅建筑的發(fā)展相適應, 我們必須發(fā)展適合于我國國情的具有良好環(huán)保和節(jié)能特性的空調系統(tǒng)。水冷式制冷機在制冷效果和能耗上, 比起風冷式制冷機具有絕對的優(yōu)勢, 這已是不爭的事實14。但是水冷式空調器還沒有進人家庭, 原因是普通家庭所需冷量都較小，單個房間風冷式空調器就能勝任, 省去了水管安裝及對水流的控制

21、設備。但隨著居民住房條件的不斷改善, 小康住宅的出現(xiàn), 風冷式空調器難以再勝任, 它主要有以下不足：一是風冷式空調器制冷能力不強, 冷凝器體積大,多廳室制冷需安裝多個空調, 不但增加了支出, 并且安裝麻煩, 還影響建筑物的美觀。二是風冷式空調器制冷速度慢, 耗電多, 噪音大。因為空氣的熱容量很小, 換熱系數(shù)只有水的八分之一,并且空氣快速流動, 熱交換也不夠充分, 冷凝風機還產(chǎn)生噪音。因此, 靠風冷式空調來組建家庭制冷系統(tǒng)是不太理想的。三是風冷式空調器冷凝器散發(fā)的熱量, 沒能再利用, 白白地被浪費掉, 吹出的熱氣, 還影響周圍環(huán)境；另一方面, 家庭用熱水時（如洗澡, 洗衣服）又需用能源來燒, 既

22、費事又耗能。這些不足, 風冷式空調器自身不能克服, 而水冷式空調器以其制冷能力強, 降溫速度快, 用電省, 噪音低,體積小等優(yōu)點, 順應當今世界環(huán)保與節(jié)能的綠色新家電潮流, 有著誘人的發(fā)展前景。然而任何事物都有其兩面性, 要發(fā)展家用水冷式空調器必須考慮以下幾個問題。一是需增設水管，且不能有礙廳室美觀；二是要有水流量自動控制調節(jié)系統(tǒng)；三是冷凝器外壁結水垢后的清理問題。對于這些問題，設想中的解決方法是：隨著安裝、裝修業(yè)的迅速發(fā)展，水管安裝已不成什么問題，軟硬管都可以使用，即使有礙美觀的地方靠裝修也能彌補。同時水冷式空調冷凝器不需對外散熱，可將室外機（壓縮機和冷凝器）改善在洗手間，這樣空調器產(chǎn)生的熱

23、水方便地流入熱水器的蓄水箱，蓄水箱滿了之后，多余的水又可接入馬水桶，或進入下水道，充分利用了水資源。由于水中帶有各種雜質，空調器長久使用后，冷凝器外壁上會結上一層水垢，從而會影響交換效果，必須：(1) 拆卸 先回收制冷劑，后切斷電源，卸下室外機組上的電源線和控制線后，按步驟拆卸室外機組和連接銅管。(2) 重新安裝調試 確定室內外機組的安裝位置，配備與空調器電源相符的電表、插座和閘刀，機組的安裝固定。水冷式集中空調系統(tǒng)存在的不足和解決措施：1)運行費用高而且存在收費問題住宅小區(qū)中, 各住戶居民的生活和工作規(guī)律不盡相同, 有的家庭白天沒人, 不開空調，有的家庭有老人、孩子, 白天仍要使用空調, 為

24、了滿足他們的需求, 必須全天開機運行, 這樣造成空調系統(tǒng)冷水機組的部分負荷運行時間長, 系統(tǒng)的運行費用較高?，F(xiàn)在有不少的水冷式集中空調系統(tǒng), 用戶的計費很多是將系統(tǒng)的總運行費平攤到用戶身上, 這種計費方法沒有考慮用戶在使用空調上的差異, 使得在負擔空調系統(tǒng)的費用上很不公平。如果公平計費, 須安裝計量裝置。如果定流量系統(tǒng)還應該分時計費, 因為定流量系統(tǒng)在低負荷階段效率低、能耗高, 冷凍機在低負荷階段也是效率低, 因此低負荷階段的用戶應交較高費用才公平。這樣就造成系統(tǒng)投資的進一步加大。調查結果顯示山東某地的一住宅,集中空調收費最低按20元m2收取, 這樣60 m2空調面積的住宅每年要花費1200元

25、用于房間制冷。如果這個住宅使用家用空調器, 每年的花費不超過500元。2)初投資大水冷式集中空調系統(tǒng)要求集中機房、設備和管道, 而這些設備和配套設施的采購和施工費用較高, 平攤到用戶身上, 使得購買住宅的費用增加, 這也是水冷式集中空調難以走人家庭的一個重要因素。3)維護費用較高由于水冷式集中空調系統(tǒng)規(guī)模龐大, 設備復雜, 因此日常維護十分重要, 需要專門的技術人員來管理空調系統(tǒng), 系統(tǒng)使用一段時間還需要更換某些設備, 這些都使得水冷式集中空調系統(tǒng)的維護費用較高?？傊? 家用水冷式空調器具有的明顯優(yōu)勢, 是發(fā)展環(huán)保型家庭制冷中心的首選方案, 發(fā)展的時機已經(jīng)成熟。盡管家用水冷式空調目前還沒有進人

26、家庭, 隨著消費市場的多樣化, 環(huán)保節(jié)能型水冷式空調器必將得到迅速發(fā)展。1.5 本文研究內容 本設計的要求與數(shù)據(jù)1、設計目標：930kW水冷機組2、計算工況：選用半封閉螺桿式壓縮機5臺，工質R22，制冷量930KW，冷凝水的進水溫度32，出水溫度=36，冷凝溫度為=40，過冷度3， 蒸發(fā)溫度=2， 過熱度為=3，冷凍水進水溫度為=12，出水溫度為=7。 本設計的研究內容1、熟悉冷水機組的工作原理。2、根據(jù)冷水機組的要求，選擇合適的壓縮機型式。3、選用適合的蒸發(fā)器、冷凝器型式，進行冷凝器和蒸發(fā)器的熱力計算以及管道阻力計算。完成換熱器圖紙的繪制。4、 完成系統(tǒng)制冷劑充灌量的詳細計算，選用合適的輔助

27、設備。5、 總結設計影響要素。1.6設計參數(shù)的確定 設計原始參數(shù)制冷量，制冷劑為R22，蒸發(fā)溫度，過熱度，冷凝溫度 ，過冷度。已知設備 （1）螺桿式壓縮機5臺 螺桿式壓縮機因其較高的可靠性和效率使之在中等制冷量范圍內的制冷空調中得到普遍應用，本文設計的水冷機組的制冷量為930KW，屬于中等制冷量范圍，所以螺桿式壓縮機不失為較好的選擇，而且壓縮機的臺數(shù)不得少于2臺，本設計選用5臺。 （2）滿液式蒸發(fā)器 系統(tǒng)制冷量為930kw，制冷量相對較大，選用滿液式蒸發(fā)器較為合適。 （3）殼管式冷凝器 系統(tǒng)制冷量為930kW，制冷量相對較大，選用管殼式冷凝器較為合適。 蒸發(fā)器冷媒水的進出口溫度對于滿液式蒸發(fā)器

28、，載冷劑出口溫度與蒸發(fā)溫度之差，一般?。?5），現(xiàn)取5則: 冷媒水出口溫度： =2+5=7 (1.1)冷媒水溫降，一般當為淡水時，?。?6），現(xiàn)取5，則冷媒水進口溫度： (1.2) 冷凝溫度及冷卻水出口溫度在臥式殼管冷凝器中，一般取35，本設計取4，則： 冷卻水出口溫度： (1.3)同理冷凝溫度： (1.4)2 滿液式蒸發(fā)器設計2.1制冷劑流量的確定圖2.1制冷循環(huán)壓焓圖如圖2.1所示，根據(jù)熱力性質圖和表查得：，各狀態(tài)點所對應的值如表2.1.所示。 表2.1 壓焓圖各狀態(tài)點的值 狀態(tài)點 t() h(KJ/kg) V(m3/kg) 1 2 406.084 44.27 1 5 416.024 45

29、.36 2 448.310 3 40 416.561 15.14 4 37 247.686 5 247.686 9.03單位質量制冷量： (2.1)制冷劑質量流量： (2.2)2.2 結構的初步規(guī)劃 結構型式 系統(tǒng)制冷量為930kw，制冷量相對較大，選用滿液式蒸發(fā)器較為合適。 污垢系數(shù)的選擇 參看文獻1表3-1中數(shù)據(jù)，可取氟利昂側 = 0.086 /kW，冷凍水側 = 0.086 /kW。 冷凍水的流速： 初步設計機組每天運行10小時，則每年運行小時數(shù)約為30004000。參看文獻1表3-2 中數(shù)據(jù)，取冷凍水流速 u = 2.5m/s。 管型選擇： 參考文獻1,70-71中所述及文獻1表3-4

30、。本次設計選取表3-4中的4號管：19mm×1.5mm，因其增強系數(shù)相比較大，有利換熱。其有關結構參數(shù)如下：管內徑=14mm ，翅頂直徑=18.9mm ，翅厚=0.25mm ，翅根管面外徑=15.9mm ，翅節(jié)距=1.1mm，翅高h1.5mm。單位管長的各換熱面積計算如下：每米管長翅頂面積：= 0.0135 （2.3）每米管長翅側面積：= 0.149 （2.4）每米管長翅間管面面積：= （2.5）= 0.0386 每米管長管外總面積：=+= 0.2011 （2.6）每米管長管內面面積：= =0.014= 0.044 （2.7）2.2.5 冷凍水流量： 取冷凍水進出口溫度的平均溫度為定

31、性溫度，= =9.5 。由文獻2附錄9中查得其有關物性參數(shù)如下：= 999.7 = 4.191 冷凍水流量為：= = （2.8）2.2.6 估算傳熱管總長 參看文獻1,75，按管外面積計算熱流密度，在設計條件下，熱流密度可在50007000范圍內取值。本設計假定 = 6000 。則應布置的傳熱面積：= = （2.9）應布置的有效總管長： L = = （2.10） 確定每流程管數(shù)Z，有效單管長l及流程數(shù)N :冷凍水的流速u = 2.5m/s，冷凍水流量= ，則每流程管數(shù)Z = = 115.35 （根） （2.11）圓整后取Z =116根。則實際水流速= 2.486m/s （2.12）對流程數(shù)N、

32、總根數(shù)NZ、有效單管長、殼體內徑及長徑比進行組合計算，組合計算結果如表2.2所示： 表2.2 組合計算結果流程數(shù)N總根數(shù)NZ有效單管（m）殼體內徑（m）長徑比22323.320.4766.9744641.660.6732.4766961.110.8241.3589280.830.9520.87 參看文獻1,76，在組合計算中，當傳熱管總根數(shù)較多時，殼體內徑可按下式估算： 式中 s相鄰管中心距，單位為 m； 管外徑，單位為 m。系數(shù)的取法：當殼體內管子基本布滿不留空間時取下限，當殼體內留有一定空間時取上限。（本設計取下限計算）查看文獻3,45表2.3，由=19mm查得：換熱管中心距s = 25

33、mm ，分程隔板槽兩側相鄰管中心距 = 38mm 。由此算得。參看文獻1,76，長徑比一般在68范圍內較為適宜，長徑比大則流程數(shù)少，便于端蓋的加工制造。當冷凝器與半封閉式活塞式制冷壓縮機組成機組時應適當考慮壓縮機的尺寸而選取更為合適的冷凝器的長徑比。據(jù)此，本設計選取2流程方案作為結構設計依據(jù)。 傳熱管的布置排列 通過AutoCAD布管排列，如圖2.2，通過比較，2管程中管板的分置以正三角形排管為佳，其結構比平行布置更為緊湊，從而節(jié)省材料。另外，冷凍水進出口水溫相差才5，則相鄰的管程間平均壁溫之差遠小于28，故正三角形排管適宜。 圖2.2 管子在殼體內的布置 2.3 熱力計算 水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

34、由= 9.5查文獻2附錄9表得其運動粘度。由文獻1,78表3-12查得其物性集合系數(shù) B = 1647。 因為雷諾數(shù)Re = = = 26168.42 ，亦即水在管內的流動狀態(tài)為湍流，則由文獻1,78中式（3-5），水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)： （2.13）2.3.2 氟利昂側冷凝表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)根據(jù)圖2.2的排管布置，管排修正系數(shù)由文獻1,77中式（3-4）計算 (2.14） 根據(jù)所選管型，低翅片管傳熱增強系數(shù)由文獻1,77中式（3-2）計算如下：環(huán)翅的當量高度 mm = 4.34mm （2.15）增強系數(shù) ：= =1.61 （2.16）查文獻1,76表3-11，R22在蒸發(fā)溫度= 2 時，其物性集合系數(shù)

35、 B = 1830由文獻1,76中式（3-1）計算氟利昂側蒸發(fā)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，= = 4292.6 （2.17） 其中管外壁面溫度,； 蒸發(fā)溫度與管外壁面溫度之差,。 實際所需熱流密度計算 對數(shù)平均溫差 7.21 （2.18）水側污垢系數(shù)= 0.086/kW。將有關各值代入文獻1,78中式（3-6）和（3-7）熱流密度計算（單位為）： = 4292.6 （2.19） （2.20） 選取不同的（單位為）進行迭代計算，計算結果列于表2.3： 表2.3 計算結果/式（3.20）()式（3.21）()1.405524.805909.121.465701.455848.101.505818.205807.

36、41 當=1.5 時，兩式 誤差已很?。〒?jù)文獻1，79所述，誤差不大于3%，可認為符合要求），取= 5812.805 ，與假定的6000相差3.12%，據(jù)文獻1，79所述,誤差不大于15%且計算值稍大于假定值，可認為原假定值及初步結構設計合理。 實際所需換熱面積= （2.21）初步結構設計中冷凝傳熱面積為155，較傳熱計算實際所需換熱面積小3.12%。參看文獻1，79，在滿足負荷要求前提下，所布置的傳熱面積較計算所需的傳熱面積大10%左右，因此，必須加長換熱管長，現(xiàn)取換熱管有效單管長=3.8 m 時，則實際換熱面積為177.29，負荷富裕量達10.8 %。2.4 阻力計算 冷凍水的流動阻力計算

37、 冷凍水流動時的阻力按文獻4，232中式（9-71）計算，其中沿程阻力系數(shù)為 （2.22）冷凍水的流動阻力為 （2.23） = 56393.08 Pa式中，N管程；左、右兩管板外側端面間的距離，每塊管板厚度為35 mm （見后面結構確定），則 =（3.8+0.07 ）m ?？紤]到外部管路損失，冷凍水泵的總壓頭約為 （2.24）冷凍水泵的總壓頭與離心水泵的功率取離心水泵的效率 = 0.6 ，則水泵所需的功率 為= 11.57KW （2.25） 則選取的離心水泵的功率至少不小于 11.57KW。2.5結構設計計算2.5.1 筒體根據(jù)文獻3表2.3可知，當換熱管外徑d0=19mm時，換熱管中心距為s

38、=25mm，分程隔板槽兩側相鄰中心距IE=38mm。根據(jù)文獻3，47可知，熱交換器管束最外層換熱管表面至殼體內壁的最短距離b=0.25d且不小于8mm,故本設計取8mm。根據(jù)文獻5表6-3,選用殼體經(jīng)濟壁厚9mm，故經(jīng)計算得出的殼體最小外徑：D=476+2×9=494mm. （2.26） 又根據(jù)滿液式蒸發(fā)器上程管排頂部應預留一定空間的特殊性，查文獻6選外徑D=500mm，厚=9mm的無縫鋼管作為殼體。由于壁厚取9mm,所以殼體內徑為：Di=500-2×9=482mm。 （2.27）此時實際長徑比為 (2.28)根據(jù)文獻3，55，目前所采用的換熱管長度與殼體直徑之比，一般在4

39、25之間，通常為610，故合理 。 管板 管板選用直接焊于外殼上并延伸到殼體周圍之外兼作法蘭，管板與傳熱管的連接方式采用脹接法。根據(jù)文獻1表3-8，換熱管外徑為19mm時，管板最小厚度不小于16mm，根據(jù)文獻5表6-6，查得與管子連接方式有關的系數(shù)=1.15,與管板兼做法蘭有關的系數(shù)=1.30，由文獻5公式（6-4）得管板厚度：=· ·(17+0.0083) =1.15×1.30×(17+0.0083×482)=31.4mm （2.29）實際可取=35mm.管孔直徑dp，根據(jù)文獻1表3-5得：換熱管外徑d0：19mm 允許偏差 管板管孔徑dp：

40、19.25mm 允許偏差 法蘭 根據(jù)殼體外徑DN=500mm和文獻7表4，選用外徑D=715mm,內徑B=513.5mm，厚度C=46mm的法蘭。法蘭固定螺栓孔中心圓直徑K=650mm，螺栓孔孔徑L=33mm，螺栓規(guī)格為M30，螺栓數(shù)量n=20，法蘭密封面d=609,f=2。 端蓋 如圖3.3，根據(jù)文獻5，112-113，設計時選端蓋厚度為S=9mm,連接螺栓處厚度，現(xiàn)取L=30mm,球面半徑R=482mm，球面高度，現(xiàn)取120mm，端蓋其余尺寸如圖所示：圖2.3 端蓋尺寸 分程隔板根據(jù)文獻文獻5，分程隔板厚度選，焊接在端蓋上。 支撐板與拉桿根據(jù)文獻3表2.5和表2.6，換熱管外經(jīng)d=19mm

41、,支撐板最大無支撐跨距為1300mm，可取其無支撐跨距為650mm，則支撐板數(shù)目為6，支撐板厚度為8mm，直接焊在拉桿上固定。根據(jù)文獻3，51-52可知，換熱管外徑14mmd25mm,拉桿直徑d=12mm，公稱直徑DN=500mm400mm,拉桿數(shù)量為4。 封頭和支座 根據(jù)文獻5表6-8取封頭的厚度為8mm。參考文獻1表3-9取支座尺寸：L=460mm ，K=380mm支座在冷凝器中的位置的確定：若冷凝器的主體部分長度（兩管板外側端面的距離）3.87m=3870mm,殼體平均直接482mm，支座鋼板厚度中心線處與管板外側的距離 圖2.4支座尺寸即，可取=300mm。 墊片的選取查文獻8選取墊片

42、材料為石棉，具有適當加固物（石棉橡膠板）；基礎參數(shù)為厚度=1.5mm, 墊片外徑為715mm，內徑為508mm,設計壓力為1.569MPa,墊片系數(shù)m=2.75,比壓力y=25.5MPa。 螺栓的選取根據(jù)法蘭及端蓋的厚度，查文獻9附表2-1，選螺栓（GB/T57822000） M30×80，螺紋規(guī)格d=M30，公稱長度l110mm,性能等級為8.8級，表面氧化，B級的六角頭螺栓。其他參數(shù)為：，,k=19.2mm,e=50.85mm,s=45mm,b=66mm。殼體外表面到螺栓中心線的距離S=75mm，管板法蘭到螺栓中心線的距離Sa=32.5mm。 連接管的確定冷凍水進出口連接管水的流

43、量=0.04439，選流速，故管內徑 (2.31) 查文獻6可取無縫鋼管mm。制冷劑連接管由原始數(shù)據(jù)查R22的圖得，蒸發(fā)器進口處，蒸發(fā)器出口，制冷劑的質量流量已求出。液體的體積流量= (2.32) 蒸氣的體積流量 (2.33)進液接管的內徑（選液體流速為） (2.34) 圓整后，查文獻6取無縫鋼管出氣接管內徑（選蒸汽流速為） (2.35)圓整后，查文獻6取無縫鋼管。實際流速為 3 管殼式冷凝器設計設計3.1冷凝器熱負荷的確定 圖3.1制冷循環(huán)壓焓圖 表3.1 壓焓圖各狀態(tài)點的值 狀態(tài)點 t() h(kJ/kg) V(m3/kg) 1 2 406.084 44.27 1 5 416.024 45

44、.36 2 448.310 3 40 416.561 15.14 4 37 247.686 5 247.686 9.03單位質量制冷量： (3.1)制冷劑質量流量： (3.2)冷凝器的熱負荷為： KW （3.3）式中，冷凝器的熱負荷系數(shù)，根據(jù)2 ，40查文獻10圖15.8得=1.183.2結構的初步規(guī)劃 結構型式 系統(tǒng)制冷量為930kW，制冷量相對較大，選用管殼式冷凝器較為合適。 污垢系數(shù)的選擇 冷卻水的平均溫度,制冷劑的冷凝溫度=40,參考文獻4表9-1取管外側熱阻=0.086 m2/KW，管內側熱阻=0.086m2/KW3.2.3 冷卻水的流速 初步設計機組每天運行10小時，則每年運行小時

45、數(shù)約為30004000。參看文獻1表3-2 中數(shù)據(jù)，取冷凍水流速 u = 2.5m/s。 管型選擇 參考文獻1,70-71中所述及表3-4。本次設計選取表3-4中的3號管：19mm×1.5mm，因其增強系數(shù)相比較大，有利換熱。其有關結構參數(shù)如下：管內徑=14mm ，翅頂直徑=18.9mm ，翅厚=0.25mm ，翅根管面外徑=15.9mm ，翅節(jié)距=1.1mm，翅高h1.5mm。單位管長的各換熱面積計算如下：每米管長翅頂面積：= 0.0135 （3.4）每米管長翅側面積：= 0.149 （3.5）每米管長翅間管面面積：= （3.6）= 0.0386 每米管長管外總面積：=+= 0.2

46、011 （3.7）每米管長管內面面積：= =0.014= 0.044 （3.8）3.2.5 冷卻水流量 取冷卻水進出口溫度的平均溫度為定性溫度，= =34 。由文獻2附錄9中查得其有關物性參數(shù)如下： =994.3kg/m3 , Cp =4.174kj/(kg*k).所以冷卻水流量為：=0.0661m3/s (3.9)3.2.6 估算傳熱管總長 參看文獻1，75，按管外面積計算熱流密度，在設計條件下，熱流密度可在50007000范圍內取值。本設計假定 = 4600。則應布置的傳熱面積：= = (3.10)應布置的有效總管長： L = = (3.11) 確定每流程管數(shù)Z，有效單管長及流程數(shù)N 冷卻水的流速u = 2.5 m/s，冷卻水流量= ，則每流程管數(shù)Z = = 171.8（根） (3.12)圓整后取Z =172根。則實際水流速= 2.498 (3.13)對流程數(shù)N、總根數(shù)NZ、有效單管長、殼體內徑及長徑比