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本科畢業(yè)設計（論文）
題 目 150KW蒸發(fā)式冷凝
冷水機組設計
學生姓名
專業(yè)班級
學 號
院 （系）
指導教師(職稱)
完成時間
150KW蒸發(fā)式冷凝冷水機組設計
摘 要
本文是針對150KW蒸發(fā)式冷凝冷水機組設計的設計，介紹了冷水機組的分類及發(fā)展狀況，特別是蒸發(fā)式冷凝器的工作原理，其作為一種改進型的冷卻塔，不僅用水量少，而且高效節(jié)能。由已知150KW制冷量及機組運行工況條件下，進行熱力計算后，選用bitzer公司OSK 系列OSK7441-K型號雙螺桿壓縮機，其在該工況下制冷量為227.3KW。有制冷量及制冷劑R22循環(huán)過程中的狀態(tài)參數(shù)，設計計算冷凝器和蒸發(fā)器，其中蒸發(fā)器采用滿液式殼管式換熱器，實際換熱面積37.51 m2，選用直徑16mm的外翅片純銅管94根，采用2流程正三角形型排列。冷凝器根據(jù)任務書采用蒸發(fā)式，換熱面積138.51 m2,換熱管排列為10流程，每流程2排總計20排，每排2.5m長的無縫鋼管35根。此外，有壓縮機的性質及設計的換熱器，選擇配套的熱力膨脹閥和輔助設備，以保證系統(tǒng)安全穩(wěn)定的運行。
關鍵詞 蒸發(fā)式冷凝器、殼管式換熱器、盤管、換熱面積
1
150KW EVAPORATIVE CONDENSER CHILLER DESIGN
ABSTRACT
This article is for 150KW chiller design evaporative condenser design , introduces the classification and development of chillers , especially the working principle of evaporative condensers , as an improved cooling towers, only a small amount of water , and efficient energy conservation. By the following known 150KW cooling capacity and working conditions of plant operation , carried out after thermal calculation , selection bizzer company OSK series OSK7441-K type twin-screw compressor, cooling capacity of the conditions 227.3KW. There R22 refrigerant cooling capacity and the state during the cycle parameters , calculate the condenser and evaporator design , which uses flooded evaporator shell and tube heat exchanger, the actual heat transfer area 37.51 m2, the choice of 16mm diameter external fins copper tube 94 , using two processes equilateral triangle -shaped arrangement . According to the mission statement condenser using evaporative heat exchange area 138.51 m2, tubes arranged as 10 processes, each process 2 rows a total of 20 rows, each row 35 seamless steel 2.5m long . In addition, the nature and design of the heat exchanger of the compressor, choose matching thermal expansion valve and auxiliary equipment to ensure safe and stable operation of the system .
KEYWORDS evaporative condensers, shell and tube type heat exchanger ,coil, heat transfer area
1
150KW蒸發(fā)式冷凝冷水機組設計
目 錄
中文摘要 Ⅰ
英文摘要 Ⅱ
1 緒論 1
2 熱力計算 2
2.1 運行工況的確定 2
2.2 確定熱力循環(huán) 3
3. 壓縮機的選型 5
3.1 螺桿式壓縮機的發(fā)展 5
3.2 螺桿式壓縮機的分類 6
4 蒸發(fā)式冷凝器的設計 9
4.1 蒸發(fā)式冷凝器概況 9
4.2 冷凝器的設計計算 10
4.2.1 參數(shù)的確定 10
4.2.2 換熱量的確定 11
4.2.3 理論傳熱面積的確定 12
4.2.4 配風量的確定 13
4.2.5 迎面風速及迎風面積的確定 13
4.3 盤管的設計 14
4.4 水系統(tǒng)的設計
4.4.1 淋水量及補水量的確定 16
4.4.2 水泵功率的確定 17
4.5 傳熱系數(shù)的計算 18
4.6 風系統(tǒng)的設計 20
4.6.1 空氣壓力損失的確定 20
4.6.2 風機功率的確定 23
4.7 管道設計 24
4.7.1 吸氣管 24
4.7.2 排氣管 24
4.7.3 液體管 25
5. 蒸發(fā)器的設計計算 25
5.1 蒸發(fā)器類型的選擇 25
5.2 結構的初步規(guī)劃 26
5.2.1 結構型式 26
5.2.2 污垢系數(shù)的選擇 26
5.2.3 冷凍水的流速 26
5.2.4 管型選擇： 26
5.2.5 冷凍水流量 27
5.2.6 估算傳熱管總長 27
5.2.7 確定每流程管數(shù)Z，有效單管長l及流程數(shù)N 28
5.2.8 傳熱管的布置排列 29
5.3 熱力計算 29
5.3.1 水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 29
5.3.2 氟利昂側冷凝表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 30
5.3.3 實際所需熱流密度計算 30
5.3.4 實際所需換熱面積 31
5.4 阻力計算 32
5.4.1 冷凍水的流動阻力計算 32
5.4.2 冷凍水泵的總壓頭與離心水泵的功率 32
5.5 結構設計計算 32
5.5.1 筒體 32
5.5.2 管板 33
5.5.3 法蘭 34
5.5.4 端蓋 34
5.5.5 分程隔板 35
5.5.6 支撐板與拉桿 35
5.5.7 支座 37
5.5.8 墊片的選取 38
5.5.9 螺栓的選取 38
5.5.10 連接管的確定 38
6 節(jié)流裝置和輔助設備的計算和選型 41
6.1 節(jié)流裝置的簡介 41
6.2 膨脹閥的選型 42
6.3 冷凍油的選用和添加量 42
6.3.1 冷凍機油在壓縮機中的作用 42
6.3.2 制冷機對冷凍油的性能要求 43
6.3.3 冷凍油的選用 44
6.3.4 冷凍油的添加量所需考慮因素 44
6.4 輔助設備的計算和選型 45
6.4.1 干燥過濾器的選型 45
6.4.2 油分離器的選擇 46
6.4.3 氣液分離器 47
6.4.4 電磁閥的選型 47
6.4.5 視液鏡的選型 50
結 論 52
致 謝 53
參考文獻 54
1 緒論
在“資源節(jié)約型”和“環(huán)境友好型”社會的建設巾，節(jié)能節(jié)水已成為各行各業(yè)各個部門面臨的一個亟待解決的問題?！吨袊?jié)水技術政策大綱》指出：目前我國萬元GDP用水量是世界發(fā)達國家的5～l0倍，冷卻水用量占工業(yè)用水總量的80％左右。由此可見，節(jié)水潛力較大。而工業(yè)節(jié)水的首要途徑是提高水的重復利用率，因此應大力發(fā)展和推廣工業(yè)用水重復利用技術，尤其體現(xiàn)在高效換熱技術和節(jié)能節(jié)水冷卻設備的應用上。目前在工業(yè)中主要應用的冷凝器包括空冷式、水冷式和蒸發(fā)式3種。空冷式冷凝器雖然維護管理簡單，初期投資成本低，且可冷熱兩用，但體積和質量都比較大，傳熱系數(shù)較低，冷凝溫度比環(huán)境溫度高12～20℃，系統(tǒng)運行費用相對較高，主要應用于中小型空調系統(tǒng)，在熱泵機組巾也常采用。水冷式在大中型空調制冷機組和工業(yè)制冷中普遍使用，具有結構緊湊、傳熱系數(shù)高、系統(tǒng)性能好的優(yōu)點，但考慮水資源的短缺，冷卻水一般循環(huán)使用，須配備冷卻塔，因此初期投資大，大量的冷卻水使水泵功耗增大，增加了水處理費用。而蒸發(fā)式冷凝器主要靠水分的蒸發(fā)散熱，理論上，散發(fā)同樣的熱量所需蒸發(fā)水量僅為水冷式冷凝器冷卻水量的1％左右。當考慮吹散損失并保證布水效果時，所需循環(huán)水量一般為水冷式的l0％"-30％，此時水泵功率只有水冷式系統(tǒng)的1／8～1／4。另外，蒸發(fā)式冷凝器由于占地面積小，冷凝溫度比空冷式低8～14℃，比水冷式低3---6℃，成為近年發(fā)展最快的冷凝冷卻設備，在石油、化工、化肥、純堿、啤酒、飲料、冷藏等行業(yè)得到廣泛的應用。
國內(nèi)外許多學者對蒸發(fā)式冷凝器的性能做了一定的研究。Parker與Fisenko等人分別從熱力學、節(jié)能和節(jié)水角度論證了蒸發(fā)式冷卻設備相對于其他冷卻設備的優(yōu)勢。Peterson等人通過對蒸發(fā)式冷凝器傳熱性能的測試研究，改進了傳熱計算公式。王少為等人實驗研究表明，用蒸發(fā)式冷凝器的空調機能效比至少在3以上。李志明等人在實驗和實踐的基礎上論證蒸發(fā)式冷凝應用于制冷工藝帶來的經(jīng)濟價值：本文在前人研究基礎上，對影響蒸發(fā)式冷凝模塊冷水機組性能的主要因素進行了測量和研究。
一般情況下，冷水機組的冷卻系統(tǒng)系統(tǒng)可以設置成2種: 管殼式冷凝器+ 冷卻塔系統(tǒng)、風冷式冷凝器。前者具有較低的冷凝溫度，機組耗功較低，但是由于冷卻塔和冷卻水泵的存在，增加了耗功和水資源的浪費，整個系統(tǒng)能效一般，初投資費用較低，運行費用較高; 后者沒有水資源的浪費，但是風冷卻導致了機組具有很高的冷凝溫度，這樣耗功就會增加很多，整個系統(tǒng)能效較低，初投資較高、運行費用最高。蒸發(fā)冷凝式冷水機組，冷凝器采用蒸發(fā)式冷凝器( 蒸發(fā)式冷凝器主要是利用冷卻水蒸發(fā)時吸收潛熱而使制冷劑蒸汽凝結，制冷劑蒸汽在管內(nèi)凝結時放出熱量，再通過油膜、管壁及污垢傳給關外的水膜，再通過水的蒸發(fā)將熱量傳遞給空氣，蒸發(fā)時產(chǎn)生的水蒸氣由空氣帶走) ，蒸發(fā)式冷水機組具有以下優(yōu)點:
采用蒸發(fā)式冷凝器的冷水機組的冷凝溫度一般設計在環(huán)境空氣的濕球溫度高8.3 ℃以內(nèi)是非常實際和經(jīng)濟的。常規(guī)的帶冷卻塔的冷水機組的冷凝溫度一般設計在40 ℃。中國大部分地區(qū)大部分時間段空氣的濕球溫度都是低于28℃，這樣系統(tǒng)冷凝溫度可以按36 ℃設計，其功率比冷卻塔+ 冷凝器的系統(tǒng)可以至少減少8% ，比空氣源冷水機組減少30%。蒸發(fā)式冷凝器的風機功率與冷卻塔的風機功率大致相當，且大約為風冷式冷凝器的風機功率的1 /3。由于水泵的揚程較低和循環(huán)水流量較小，所需的水泵功率大約是冷卻塔+ 冷凝器系統(tǒng)中冷卻水泵的功率的25% ，可以減少水泵消耗功率的75%。
蒸發(fā)式冷凝器把冷卻塔、冷凝器、冷卻水泵和冷卻水管路綜合一體了，這樣減少了現(xiàn)場工程安裝和系統(tǒng)維護的費用，同時由于占地面積較少，需要較小的機房空間，可以節(jié)省空調機房的投資費用。
蒸發(fā)式冷凝器把冷卻塔、冷凝器、冷卻水泵和冷卻水管路綜合成一體，不需要冷卻塔系統(tǒng)中的大型的冷卻水系統(tǒng)的管路、閥門、水泵等附件，節(jié)省了很多空間，蒸發(fā)式冷凝器本身的體積(占用面積) 與冷卻塔相當，機房面積可以較小，尤其是大型的空調系統(tǒng)，尤其客觀。
2 熱力計算
2.1 運行工況的確定
有設計任務書可知制冷量150kw，因要求本次冷凝器選用蒸發(fā)式冷凝器，又選用的蒸發(fā)器是滿液式殼管式蒸發(fā)器，故得到系統(tǒng)的運行工況如表2-1：
表2-1 系統(tǒng)運行工況
制冷量
150KW
冷凝溫度
36℃
蒸發(fā)溫度
2℃
過熱度
0℃
冷凍水進口溫度
12℃
冷凍水出口溫度
7℃
補給水進口溫度
32℃
2.2確定熱力循環(huán)
有系統(tǒng)運行工況的已知條件，使用軟件solkane7，輸入?yún)?shù)計算得到運行參數(shù)，即可得到各點的熱力學狀態(tài)參數(shù)，如表2-2，系統(tǒng)熱力循環(huán)圖如圖1。
表2-2 各狀態(tài)點參數(shù)
點
P
T
V
h
s
bar
℃
cm3/kg
kj/kg
kj/kg*k
1
5.31
2
44.19
405.64
1.7475
2
13.89
57.99
19.28
435.32
1.7656
3
13.89
36
0.87
244.43
1.1503
4
5.31
2
9.76
244.43
1.1616
圖2-1. 系統(tǒng)熱力循環(huán)圖
有各點參數(shù)，計算如下參數(shù)值：
1) 單位制冷量q0、單位容積制冷量qv。有總制冷量Q0=150kw
(2-1)
(2-2)
(2-3)
2) 單位冷凝熱
(2-4)
3) 制冷劑循環(huán)流量
(2-5)
4) 壓縮機的理論功率p0和指示功率pi,軸功率Pe.暫取=0.8，機械效率=0.92
(2-6)
(2-7)
(2-8)
5) 實際制冷系數(shù)εs
(2-9)
6) 冷凝器的熱負荷Qk
(2-10)
3.壓縮機的選型
3.1 螺桿式壓縮機的發(fā)展
20世紀30年代，瑞典工程師Alf Lysholm在對燃氣輪機進行研究時，希望找到一種作回轉運動的壓縮機，要求其轉速比活塞壓縮機高得多，以便可由燃氣輪機直接驅動，并且不會發(fā)生喘振。為了達到上述目標，他發(fā)明了螺桿壓縮機。
在理論上，螺桿壓縮機具有他所需要的特點，但由于必須具有非常大的排氣量，才能滿足燃氣輪機工作的要求，螺桿壓縮機并沒有在此領域獲得應用。盡管如此，Alf Lysholm及其所在的瑞典SRM公司，對螺桿壓縮機在其它領域的應用，繼續(xù)進行了深入的研究。
1937年，Alf Lysholm 在SRM公司研制成功了兩類螺桿壓縮機試驗樣機，并取得了令人滿意的測試結果。
1946年，位于蘇格蘭的英國 James Howden 公司，第一個從瑞典SRM公司獲得了生產(chǎn)螺桿壓縮機的許可證。
隨后，歐洲、美國和日本的多家公司也陸續(xù)從瑞典SRM公司獲得了這種許可證，從事螺桿壓縮機的生產(chǎn)和銷售。最先發(fā)展起來的螺桿壓縮機是無油螺桿壓縮機。
1957年噴油螺桿空氣壓縮機投入了市場應用。
1961年又研制成功了噴油螺桿制冷壓縮機和螺桿工藝壓縮機。
通過隨后持續(xù)的基礎理論研究和產(chǎn)品開發(fā)試驗，通過對轉子型線的不斷改進和專用轉子加工設備的開發(fā)成功，螺桿壓縮機的優(yōu)越性能得到了不斷的發(fā)揮。
3.2 螺桿式壓縮機的分類
螺桿式制冷壓縮機都采用噴油潤滑的方式進行，按壓縮機與電動機聯(lián)結的方式不同，分為開啟式、半封閉式和全封閉式三種。開啟式機組：壓縮機通過聯(lián)軸器與電動機相聯(lián)，要求在壓縮機伸出軸上加裝可靠的軸封，以防制冷劑和潤滑油泄漏。半封閉式機組：電動機與壓縮機做為一體，中間用法蘭聯(lián)接，能有效防止制冷劑和潤滑油的泄漏，并采用制冷劑冷卻電動機，消除了開啟式機組中電動機冷卻風扇的噪聲。全封閉式機組：把電動機與壓縮機封閉在一個容器內(nèi)，徹底消除了制冷劑和潤滑油的泄漏，噪聲為最低。目前該制冷壓縮機在標準工況下（蒸發(fā)溫度：-15℃，冷凝溫度：30℃）制冷量范圍已經(jīng)超過3500KW。全封閉式螺桿壓縮機組主要適用于寫字樓、運輸工具、圖書館、商廈、醫(yī)院、民用住宅、賓館等對噪聲特別敏感場所的獨立空調或中央空調系統(tǒng)內(nèi)。開啟式與半封閉式機組在工礦企業(yè)、人防工程運用較多。
兩種形式壓縮機組的比較：
開啟式機組優(yōu)點：
(1) 壓縮機與電動機相對分離，對電動機沒有特殊的要求，故壓縮機的適用范圍較廣。
(2) 同一臺壓縮機，可適應不同制冷劑，除了采用鹵代烴制冷劑外，通過更改部分零件的材質，還可采用氨作制冷劑。
(3) 可根據(jù)不同的制冷劑和使用工況條件，配用不同容量的電動機。
(4) 單機頭機組制冷量可達200萬大卡以上。
(5) 成本較低，價格較便宜。
開啟式機組缺點：
(1) 需要軸封封住制冷劑和潤滑油泄漏的通道，這也是用戶經(jīng)常維護的重點。JB/T6906-93 螺桿式單級制冷壓縮機標準中對滲油量規(guī)定：開啟式機組運行時的軸封處滲油量應不大于3ml/h。由于氟利昂和冷凍油是互溶的，故在使用過程中氟利昂與冷凍油的同步泄漏無法避免，尤其在運行滿1000小時以后，由于軸封的磨損，會加劇氟利昂與冷凍油的泄漏，加大維修和運行費用，影響正常使用。
(2) 配套的電動機高速旋轉，冷卻風扇形成的氣流噪聲大，壓縮機本身噪聲也比較大，開啟式機組一般噪聲在90dB(A)以上，導致噪聲污染環(huán)境。
(3) 需要配置單獨的油分離器和油冷卻器等復雜的油系統(tǒng)部件，導致機組體積龐大，使用維護不便，且重量和占地面積都大。
(4) 效率低，由于需要用外置電動機驅動油泵及配用普通低效率電機，空調名義工況能效比一般不超過4.0。
半封閉式機組優(yōu)點：
(1) 由于采用半封閉式方式，電動機與壓縮機一體化設計，故噪聲低、振動小，不存在開啟式機組的氟利昂和潤滑油的泄漏等問題，減少了用戶的維護和管理成本，不會因泄漏而影響用戶的正常使用。
(2) 由于采用半封閉式方式，電動機與壓縮機合為一體，加上內(nèi)置分油消音器，大大地降低了運行噪聲，同等冷量開啟式與半封閉式噪聲差別約為15 dB(A)。
(3) 由于內(nèi)置油分離器采用內(nèi)壓差供油方式，無需配外置電動機驅動油泵，提高了運行的能效比，空調名義工況下能效比一般大于4.5。
(4) 對要求較高的場合，可采用雙機頭或三機頭型式，各制冷系統(tǒng)相對獨立，一旦某系統(tǒng)出現(xiàn)故障，其他系統(tǒng)可以正常工作，不會對生產(chǎn)和環(huán)境造成太大影響。
半封閉式機組缺點：
(1) 目前國內(nèi)所采用半封閉式螺桿壓縮機大部分為國外原裝進口，價格較高。
(2) 由于采用耐氟利昂、耐潤滑油和耐高溫特種電機，增加了壓縮機的材料成本，故同檔次半封閉式壓縮機價格高于開啟式壓縮機。
(3) 單機容量較小，單機頭容量一般不超過150萬大卡。
OSK系列壓縮機標準配備為三段或四段容量調節(jié)配置，如需進行無級容調的控制只需在壓縮機上增加一組容調電磁閥，便可達到無級能量調節(jié)。低容調控制卸載啟動，能有效降低對電網(wǎng)的沖擊。
有bitzer公司OSK系列壓縮機選型軟件，輸入運行工況及參數(shù)，應采用OSK7441-K型號，其運行參數(shù)如下：
制冷量 177.60kW
冷凝器換熱量 177.60kW
輸入功率 35kW
運營電流 66A
能效比 4.694
低壓側質量流量 0.961kg/s
排氣溫度 70.2℃
潤滑油體積流量 1.41m3/h
有這些參數(shù)比較理論計算數(shù)據(jù)，得制冷量滿足要求，且有13.5%的余量，制冷劑質量流量也滿足要求。系統(tǒng)存在誤差且壓縮機指示效率，傳動效率等，回熱，過熱，過冷等均為考慮，因此使用此壓縮機符合設計要求。
4 蒸發(fā)式冷凝器的設計
4.1 蒸發(fā)式冷凝器概況
我國水資源非常緊張，工業(yè)用水缺水現(xiàn)象尤為嚴重，隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，節(jié)約用水成為重要的問題。蒸發(fā)式冷凝器主要是利用冷卻水蒸發(fā)時吸收潛熱而使制冷劑蒸氣凝結，制冷劑蒸氣在管內(nèi)凝結時放出熱量通過油膜、管壁及污垢傳給管外的水膜，再通過水的蒸發(fā)將熱量傳遞給空氣，蒸發(fā)時產(chǎn)生的水蒸氣被空氣帶走。蒸發(fā)式冷凝器的節(jié)能、節(jié)水效果不僅在理論上是明顯的，在實際應用中也得到很好的證明。蒸發(fā)式冷凝器是對冷卻塔的一種改進設備，它在國外的研究是一個熱門課題，美國和澳大利亞在此領域的研究非常活躍，發(fā)達國家對蒸發(fā)式冷凝器的應用正日益普及。20世紀80年代中期，我國開始從國外引進蒸發(fā)式冷凝器技術，由于蒸發(fā)式冷凝器的諸多優(yōu)點，很快早我們也得到了快速發(fā)展和應用。
蒸發(fā)式冷凝器結構特點是其殼體為薄鋼板制成的四方形箱體結構，箱體內(nèi)上部設有風扇、電機、擋水板、噴淋裝置，中部安裝有冷卻盤管、PVC熱交換層，下部設有循環(huán)水泵、補水裝置、集水槽。為防止水腐蝕鋼材，箱體和冷卻盤管必須進行鍍鋅處理。根據(jù)風機安裝位置的不同，蒸發(fā)式冷凝器可分為吸風式和鼓風式兩種形式，其結構如圖4-1所示。吸風式是將風機安裝在箱體頂部，當風機運轉時，箱體內(nèi)的熱空氣從頂部排出，新鮮空氣從箱體下側的吸風口處吸人。它的優(yōu)點是箱體內(nèi)能保持一定的負壓，可降低水的蒸發(fā)溫度，更有利于換熱。缺點是潮濕的空氣流經(jīng)風機時，會腐蝕電機及其它零部件，所以，要選用密封防潮的全封閉式電機和耐潮、耐高溫的風機驅動設備。鼓風式的結構是將風機安裝在箱體下部的側面部位，新鮮空氣在風機的作用下進入箱體，經(jīng)過冷卻盤管后，成為熱空氣，從頂部排出。它的優(yōu)缺點與吸風式的相反。根據(jù)經(jīng)驗，吸風式的冷卻效果要比鼓風式的好一些，因此，在實際工程中，使用吸風式的蒸發(fā)式冷凝器要多一些,因此本次設計采用吸風式結構的蒸發(fā)式冷凝器。
圖4-1 蒸發(fā)式冷凝器原理圖
4.2 冷凝器的設計計算
4.2.1參數(shù)的確定
1）運行工況的確定
因設計要求制冷量150kW、冷凝溫度36℃、空氣濕球溫度28℃。選用1臺OSK7441-K型壓縮機，單臺制冷量為167kW，單臺功率為35kW。
4.2.2 換熱量的確定
換熱量也稱為排熱量或冷凝負荷。制冷劑在冷凝器中放出的熱量包括兩部分，通過蒸發(fā)器向被冷卻物體吸收的熱量以及由機械功轉化的熱量。計算公式查文獻[15]：
（4-1）
式中：
———換熱量，kW；
———單臺OSK7441-K型壓縮機制冷量，kW；
———單臺OSK7441-K型壓縮機軸功率，kW；
———OSK7441-K型壓縮機的機械效率；
———修正系數(shù)；
根據(jù)圖4-2，ε取值約為1.7（為冷凝溫度，為濕球溫度）。
圖4-2 蒸發(fā)式冷凝器排熱量修正系數(shù)
按4-1計算得
4.2.3 理論傳熱面積的確定
理論傳熱面積是根據(jù)換熱量和單位面積熱流量確定出的一個傳熱面積的理論值，在數(shù)值上和實際傳熱面積存在差異。計算公式：
（4-2）
式中：
Ｓ——— 理論傳熱面積，；
——— 換熱量，；
——— 單位面積熱流量，。
對的選取有不同的標準，主要是依技術和制造水平而定。機電工業(yè)部1992年頒布的標準是，中國有關設計普遍取1.774～2.33 ，而實際設計和應用可達到5-6。以往中國《冷藏庫設計手冊》推薦，機械行業(yè)標準規(guī)定為1.7，《制冷與空調工程手冊》推薦，但現(xiàn)今世界各生產(chǎn)廠的企業(yè)標準一般高于以上取值；上海益美高（EVAPCO）公司產(chǎn)品的；上海上楓制冷設備有限公司產(chǎn)品的高達5.41；美國設計手冊介紹其經(jīng)驗數(shù)據(jù)為4.0；國外另一些廠家也有介紹其達到。濕度較大地區(qū)取小值。本設計取用適的。
按式（4-2）計算得：
4.2.4 配風量的確定
配風量是蒸發(fā)式冷凝器內(nèi)部的總風量，直接決定著風機的功率。一般用單位換熱量所需風量表示，中國機械行業(yè)標準規(guī)定的數(shù)值為，也有的按配置。增大風量有利于提高傳熱系數(shù)，但風量增大，風機的電耗也將隨之增加，故應合理選取配風量。計算公式：
(4-3)
式中：
——— 配風量，；
——— 換熱量，；
——— 配風比，。
配風比美國標準是，機電工業(yè)部頒布標準是。配風量大，傳熱效果好，但耗功增加，為取得較大的值，同時耗電量又不至于過大，一般取中間偏大值，文章選為，即中國機械行業(yè)標準規(guī)定的。
按式（4-3） 計算得：
4.2.5 迎面風速及迎風面積的確定
一些學者進行了迎面風速對蒸發(fā)式冷凝器的性能影響的試驗，結果表明蒸發(fā)式冷凝器迎面風速有一個最佳范圍（）。制冷量和能效比分別與迎面風速的關系見圖3和圖4。取風速為2.5。
圖3 制冷量和迎面風速的關系
圖4 能效比和迎面風速的關系
迎面風速越大，空氣與換熱盤管外表面水膜的接觸時間就越短，空氣與水膜的熱濕交換就越不充分；此外，迎面風速的增大，能增強熱濕交換面上熱質傳遞的劇烈程度，使得熱濕交換更加充分。故只有使用最佳迎面風速，制冷量和能效比達到最佳，才能使得蒸發(fā)式冷凝器的性能達到最佳。迎風面積計算公式：
（4-4）
式中：
Ａ——— 迎風面積，；
——— 配風量，；
——— 迎面風速，。
按式（4-4）計算得：
4.3 盤管的設計
盤管設計的好壞直接影響后續(xù)的計算工作，特別是影響水量的分布及配風情況，故合理的盤管布置是非常重要的。由蒸發(fā)式冷凝器的迎風面積及所需的傳熱面積，可確定蒸發(fā)式冷凝器的盤管的布置。盤管程數(shù)不宜過多，一般不超過30程，盤管的長寬采用最優(yōu)的長寬比。本設計采用Φ25mm無縫鋼管，盤管材料采用20號優(yōu)質碳鋼，盤管的管型有圓管、橢圓及一些特殊管型，本設計采用圓管。盤管管束呈正三角形錯列布置。管長2.3ｍ，考慮彎頭及殼體間隙，迎風面長B為2.6m，則
（4-5）
式中：
Ｄ——— 迎風面寬，ｍ；
Ａ——— 迎風面積，ｍ2；
Ｂ——— 迎風面長，ｍ。
按式（4-5）計算得：
管徑為25mm（20號優(yōu)質碳鋼的無縫鋼管），管間距一般為管徑的兩倍，即。
（4-6）
式中：
——— 每排管數(shù)；
——— 迎風面寬，m；
——— 管間距，m。
按式（4-6）計算得：
（排）
（4-7）
式中：
——— 每排管的面積，；
——— 理論傳熱面積，；
——— 每排管數(shù)。
按式（4-7）計算得：
（4-8）
式中：
Ｎ——— 管程數(shù)；
——— 每排管的面積，；
——— 單管的表面積，。
按式（4-8）計算得：
（排），故管程數(shù)取18排。
為了盤管兩頭連接方便及減少流程數(shù)，減少壓降，采取每2排管數(shù)為一程，即每程70跟管子，但每排管子的傳熱面積不變，因此，實際需取10流程，每流程2排70跟管子，總計20排管子。
由此可以確定實際傳熱面積：
（4-9）
式中：
——— 實際傳熱面積，m2；
——— 單管的表面積，m2；
Ｎ——— 管排數(shù)；
——— 每排管數(shù)。
按式（4-9）計算得：
4.4 水系統(tǒng)的設計
4.4.1 淋水量及補水量的確定
淋水量的配置以能全部潤濕冷凝盤管表面、形成連續(xù)的水膜為原則，力求獲得最大的傳熱系數(shù)。水量過小，不足以滿足冷凝的要求；水量過大，反而不利于熱交換，同時會造成水泵功率增大。中國7658.5——95標準的單位冷凝負荷的淋水量為0.032，美國工業(yè)制冷手冊標準為。
本設計選用中國7658.5——95標準的單位冷凝負荷的淋水量。
計算公式：
（4-10）
式中：
——— 淋水量，；
——— 換熱量，；
——— 單位冷凝負荷的淋水量，。
補水量一般為淋水量的5% ～10%，濕度較大地區(qū)取小值。
按式（4--10）計算得：
計算公式：
（4-11）
式中：
——— 補水量，；
——— 淋水量，。
按式（4-11）計算得：
4.4.2 水泵功率的確定
計算公式：
（4-12）
式中：
——— 水泵功率，；
——— 淋水量，；
——— 水泵揚程，m（值為10m）。
按式（4-12）計算得：
4.5 傳熱系數(shù)的計算
影響蒸發(fā)式冷凝器總體傳熱性能最重要的兩個參數(shù)是冷凝溫度 和濕球溫度，一般的計算中也取兩個溫度之差為基準溫差，本文也采用此法求出總傳熱系數(shù)K值：
(4-13)
制冷劑到水膜的傳熱系數(shù)Ko可表示為
(4-14)
Do———分別表示冷凝管的外徑和內(nèi)徑（m）
———為管壁厚（m）
———為管材的導熱系數(shù)（W/m.k）
Dm———是平均管子的直徑
——— 管內(nèi)油膜熱阻，對于氟利昂工質，可忽略不計
———管外側水垢熱阻，=（0.2~0.6）（），根據(jù)水質情況選擇，對蒸發(fā)式冷凝器，如果補充未加處理，通常冷卻管子結構較為嚴重，宜取大值。
———制冷劑在管內(nèi)冷凝的放熱系數(shù)。關于的計算公式，有不少學者作了介紹，但各種公式計算結果相差很大，我認為蘇聯(lián)哥羅金斯卡姬通過多次試驗結果整理的計算式比較可靠，該式為：
(4-15)
———管內(nèi)的單位面積熱負荷（）
L———列蛇形管的總長（m）
M———與制冷劑物性參數(shù)有關的系數(shù)
幾種常用制冷劑的M值表4-1
表 4-1幾種常用制冷劑M
R-77
二氧化碳
R-12
R-22
0
10
20
30
40
8.81
8.19
7.46
6.90
6.32
9.24
10.07
13.40
19.50
---
3.40
3.12
2.88
2.67
2.58
3.31
3.10
2.93
2.77
2.70
———管外壁而與水膜之間的放熱系數(shù)。對于叉排管簇，可按下式計算
=118 (4-16)
———噴淋水量（kg/h）;
n———第一排管數(shù)；
l———管長（m).
制冷劑到水膜當量傳熱系數(shù)
如將空氣和水膜的熱質交換過程看作一個相當?shù)娘@熱交換過程，則當量傳熱系數(shù)：
(4-17)
4.6 風系統(tǒng)的設計
4.6.1 空氣壓力損失的確定
空氣流過蒸發(fā)式冷凝器的阻力為通過冷凝管、擋水板、噴嘴排管、進口風柵、空氣凈化器等阻力部分之和。
（1）空氣流過冷凝盤管的阻力，計算公式：
（4-18）
式中：
——— 最窄面空氣質量速度，；
——— 配風量的質量流量，；
——— 配風量的體積流量，；
——— 此工況下空氣的密度，；
——— 迎風面積，；
——— 每排管數(shù)；
——— 管徑，；
Ｂ——— 迎風面長，。
按式（4-18）計算得：
當時，
（4-19）
式中：
——— 空氣流過冷凝管的阻力，；
Ｎ——— 管程數(shù)；
——— 最窄面空氣質量速度，。
按式（4-19）計算得：
2）空氣流過擋水板的阻力：計算公式
（4-20）
式中：
——— 空氣流過擋水板的阻力，；
Ｅ——— 局部阻力系數(shù)，擋水板只有一折時E＝3；
——— 最窄面風速，（一般?。?
——— 迎面風速，；
——— 重力加速度，。
按式（4-20）計算得：
3）空氣流過噴嘴排管的阻力：計算公式
（4-21）
式中：
——— 空氣流過噴嘴的阻力，；
——— 噴嘴個數(shù)；
——— 迎面風速，；
——— 此工況下空氣的密度，。
用迎風面長和迎風面寬分別除以噴嘴和噴嘴之間的間距300mm，得出的兩個數(shù)再相乘，即得噴嘴的個數(shù)。
即，a=2.6／0.3＝9，b=2.79／0.35＝9，＝9×9＝81
按式（4-21）計算得：
4 ) 機外余壓的確定
參考文獻[1]知可取為
5）擋水板的通風阻力
參考文獻[1]可取
計算公式
（4-22）
式中：
——— 空氣流過蒸發(fā)式冷凝器的阻力，；
——— 空氣流過冷凝管的阻力，；
——— 空氣流過擋水板的阻力，；
——— 空氣流過噴嘴的阻力，。
——— 機外余壓，。
——— 擋水板的通風阻力，。
按式（4-22）計算得：
=1.75×10－７＋1.38＋3.2+40+10
=54.5872
再考慮進口風柵、空氣凈化器等阻力損失，風機壓頭 選為100
4.6.2 風機功率的確定
目前中國的蒸發(fā)式冷凝器多為上吸風式，其風機設置在箱體最上部，箱體內(nèi)維持負壓，水的蒸發(fā)溫度較低，但風機長期處于潮濕環(huán)境中，容易被腐蝕，故采用鋁合金風葉和全封閉電機。
1）有效功率計算
（4-23）
式中：
——— 有效風機功率，；
——— 空氣的壓力損失，即風機壓頭，；
——— 配風量，。
按式（4-23）計算得：
2）實際功率與效率
實際工作時，由于風機在運轉時軸承內(nèi)部有摩擦損失、漏氣、撞擊及流動阻力損失等，因此消耗在通風機軸上的功率N要大于有效功率，此外選配電機時，還需要考慮電動機的效率及安全系數(shù)，因此電動機功率可用下式計算
可表示為
(4-24)
式中 ———風機效率
風機效率與葉輪中葉片構造形式有關。目前對于后向式葉片風機，=0.8--0.9:；對于前向式葉片風機，=0.6--0.65，本次設計選用后向式風機取為0.83。
------ 機械效率。對于軸流式風機，電機直接驅動，因此=1。
K ------- 安全系數(shù)。參考文獻[1]表7-34插得K=1.2。
按式（4—24）計算得：
本次設計采用浙江聚英風機工業(yè)有限公司提供的JSF型軸流通風機，其中JSF-Z系列采用壓鑄鋁合金葉輪，機翼型前掠扭曲可調葉片，具有噪聲低、外形美觀、鋁質葉輪的防腐防爆性能優(yōu)等優(yōu)點，常用于機組設備冷卻、機械生產(chǎn)線的工藝送風，且該公司說明此系列可用于蒸發(fā)式冷凝器中。
參考JSF-Z軸流通風機的性能參數(shù)，選用710號C型葉輪，該風機風量2100—17770m3/h，風壓235—418Pa，功率3KW，重量106kg。均能滿足理論設計要求。
4.7 管道設計
4.7.1吸氣管
壓縮機的吸氣管徑應與蒸發(fā)器出氣管徑相同，后面已算出管速12m/s時，管內(nèi)徑為120mm,所以吸氣管選取無縫鋼管，再根據(jù)文獻[4]表10－3的管道流速和壓力損失的許可值以及文獻[4]圖10-41即R22吸氣管計算圖，由管徑和管內(nèi)流速查圖可知道，當吸氣管當量長度為4m時，其相應的壓力損失約為3.5kPa遠在壓力損失許可值18kPa之內(nèi)。故取當量長度4m，合理。
由于氟利昂制冷劑的主要特點是與潤滑油互相溶解，為了使?jié)櫥湍軓恼舭l(fā)器不斷流回壓縮機，壓縮機的吸氣管設置有不小于0.01的坡度，坡向壓縮機。
4.7.2 排氣管
壓縮機的排氣管徑與冷凝器進氣管徑相同，前面已算出管速為12.168m/s時，管內(nèi)徑為78mm, 所以排氣管選取無縫鋼管，再根據(jù)文獻[4]表10-3的管道流速和壓力損失的許可值以及文獻[4]圖10-43 R22排氣管計算圖，得出當排氣管當量長度為14m時，其壓力損失約為22kPa，在壓力損失許可值21～41kPa之下，故取當量長度14m，合理。
為了防止?jié)櫥突蚩赡芾淠聛淼囊后w流回壓縮機，制冷壓縮機的排氣管設置0.01～0.02的坡度，坡向油分離器或冷凝器。
4.7.3液體管
冷凝器到貯液器的液體管路，應與冷凝器出液管徑盡量一致，后面已算出管速為0.5m/s時，管內(nèi)徑為58mm, 所以冷凝器出液管選取無縫鋼管，根據(jù)文獻[4]的表10-3的管道流速及壓力損失的許可值可知，按照其當量管長為14m，其相應的壓力損失的許可值小于8kPa ，在壓力損失的許可值之內(nèi)。故取當量長度為14m，合理。
5.蒸發(fā)器的設計計算
5.1蒸發(fā)器類型的選擇
蒸發(fā)器按其冷卻介質的不同分為冷卻液體載冷劑的蒸發(fā)器和冷卻空氣的蒸發(fā)器。根據(jù)供液方式的不同，有滿液式、干式、循環(huán)式和噴淋式等。
（1）滿液式蒸發(fā)器
按其結構分為臥式殼管式、直管式、螺旋管式等幾種結構形式。它們的共同特點是在蒸發(fā)器內(nèi)充滿了液態(tài)制冷劑，運行中吸收了蒸發(fā)產(chǎn)生的制冷劑蒸汽不斷地從液體中分離出來。于制冷劑與傳熱面充分接觸，具有較大的換熱系數(shù)。但不足之處是制冷劑充注量大，液柱靜壓會給蒸發(fā)溫度造成不良影響。
（2）干式蒸發(fā)器
干式蒸發(fā)器是一種制冷劑液體在傳熱管內(nèi)能夠完全汽化的蒸發(fā)器。其傳熱管外側的被冷卻介質是載冷劑（水）或空氣，制冷劑則在管內(nèi)吸熱蒸發(fā)，其填充量約為傳熱管內(nèi)容積的20%—30%。增加制冷劑的質量流量，可增加制冷劑液體在管內(nèi)的濕潤面積。同時，其進出口處的壓差隨流動阻力增大而增加，以致使制冷系數(shù)降低。
（3）循環(huán)式蒸發(fā)器
這種蒸發(fā)器中，制冷劑在其管內(nèi)反復循環(huán)吸熱蒸發(fā)直至完全汽化，故稱做循環(huán)式蒸發(fā)器。循環(huán)式蒸發(fā)器多應用于大型的液泵供液和重力供液冷庫系統(tǒng)或低溫環(huán)境試驗裝置。
它們的共同特點是在蒸發(fā)器內(nèi)充滿了液態(tài)制冷劑，運行中吸熱蒸發(fā)產(chǎn)生的制冷劑蒸氣不斷地從液體中分離出來。因本次設計要求采用殼管式管熱器，故綜合得到此次蒸發(fā)器采用滿液式殼管式蒸發(fā)器。
5.2 結構的初步規(guī)劃
5.2.1 結構型式
系統(tǒng)制冷量為150kW，有上面分析知，選用滿液式蒸發(fā)器較為合適。
5.2.2 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。
5.2.3 冷凍水的流速
參看文獻[1]表3-2 中數(shù)據(jù)，取冷凍水流速u =2.5m/s。
5.2.4 管型選擇：
參考文獻[1]中所述及文獻[1]表3-4。本次設計選取表3-4中的4號管：16mm×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(nèi)徑=11mm，翅頂直徑=16mm，翅厚=0.35mm，翅根管面外徑=13mm ，翅節(jié)距=1.5mm，翅高h＝1.5mm。
單位管長的各換熱面積計算如下：
每米管長翅頂面積：
=== 0.0117 （5-1）
每米管長翅側面積：
=== 0.091 （5-2）
每米管長翅間管面面積：
===0.0313 （5-3）
每米管長管外總面積：
=++= 0.134 （5-4）
每米管長管內(nèi)面面積：
= =0.014= 0.0346 （5-5）
5.2.5 冷凍水流量
取冷凍水進出口溫度的平均溫度為定性溫度，= ℃=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：
== （5-6）
5.2.6 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5000～7000范圍內(nèi)取值。本設計假定 = 6600 。
則應布置的傳熱面積：
= = （5-7）
應布置的有效總管長：
L = = （5-8）
5.2.7 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===45.6（根） （5-9）
圓整后取Z=46根。
則實際水流速
= 2.486 m/s （5-10）
對流程數(shù)N、總根數(shù)NZ、有效單管長、殼體內(nèi)徑及長徑比進行組合計算，組合計算結果如表5-1所示：
表5-1 組合計算結果
流程數(shù)N
總根數(shù)NZ
有效單管（m）
殼體內(nèi)徑（m）
長徑比
2
94
2.9
0.292
9.9
4
208
1.25
0.315
3.97
6
696
1.11
0.824
1.35
8
928
0.83
0.952
0.87
參看文獻[1]，在組合計算中，當傳熱管總根數(shù)較多時，殼體內(nèi)徑可按下式估算：
(5-11)
式中:
e——管束中心線上最外層到殼體內(nèi)壁的距離，取e=8mm。
查看文獻[3]表2.3，由=16mm查得：換熱管中心距s = 22 mm
參看文獻[1]，長徑比一般在6～10范圍內(nèi)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)。
5.2.8 傳熱管的布置排列
通過AutoCAD布管排列，如圖5-1，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5-1 換熱管在殼體內(nèi)的布置
5.3 熱力計算
5.3.1 水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)
由= 9.5℃查文獻[2]附錄9表得其運動粘度。
由文獻[1]表3-12查得其物性集合系數(shù) B = 1647。
因為雷諾數(shù)
Re = == 20508.2＞
亦即水在管內(nèi)的流動狀態(tài)為湍流，則由文獻[1]中式（3-5），水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)：
（5-12）
5.3.2 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]中式（3-4）計算:
(5-13)
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（5-2）計算如下：
環(huán)翅的當量高度:
mm = 4.27mm （5-14）
增強系數(shù) ：
= =1.56 （5-15）
查文獻[1]表4-11，R22在蒸發(fā)溫度=2℃時，其物性集合系數(shù) B = 1830。
由文獻[1]中式（5-1）計算氟利昂側蒸發(fā)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)：
=
=4893.2 （5-16）
其中:—— 管外壁面溫度，℃；
—— 蒸發(fā)溫度與管外壁面溫度之差，℃。
5.3.3 實際所需熱流密度計算
對數(shù)平均溫差
＝3.99℃ （5-17）
水側污垢系數(shù)= 0.086℃/kW。
將有關各值代入文獻[1,78]中式（5-6）和（5-7）熱流密度計算（單位為）：
= 4893.2 （5-18）
又
=
= （5-19）
選取不同的（單位為℃）進行迭代計算，計算結果列于表5-2：
表5-2 計算結果
/℃
式（4.20）()
式（4.21）()
1.2
5610.2
6204.3
1.33
6060.1
6041.7
1.35
6128.3
6016.6
當=1.33℃ 時，兩式 誤差已很小，誤差不大于3%，可認為符合要求，取= 6060.1 ，與假定的6500相差6.77%，據(jù)文獻[1]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。
5.3.4 實際所需換熱面積
= （5-20）
初步結構設計中冷凝傳熱面積為29.31，較傳熱計算實際所需換熱面積小2.12%。參看文獻[1]，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=3.3 m 時，則實際換熱面積為32.23，負荷富裕量達10.8 %。
5.4 阻力計算
5.4.1 冷凍水的流動阻力計算
冷凍水流動時的阻力按文獻[4]中式（9-71）計算，其中沿程阻力系數(shù)為
（5-21）
冷凍水的流動阻力為
（5-22）
=
= 63641.52 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 =（3.3+0.07）m 。
考慮到外部管路損失，冷凍水泵的總壓頭約為
（5-23）
5.4.2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
= 3.0KW （5-24）
則選取的離心水泵的功率至少不小于3kW。
5.5結構設計計算
5.5.1 筒體
根據(jù)文獻[3]表2.3可知，當換熱管外徑d0=16mm時，換熱管中心距為s=22mm，分程隔板槽兩側相鄰中心距IE=30mm。
根據(jù)文獻[3]可知，熱交換器管束最外層換熱管表面至殼體內(nèi)壁的最短距離b=0.25d且不小于8mm,故本設計取8mm。
殼體內(nèi)徑
(5-25)
根據(jù)文獻[5]表6-3,選用殼體經(jīng)濟壁厚8mm，故經(jīng)計算得出的殼體最小外徑：
（5-26）
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=318mm，厚δ=8mm的無縫鋼管作為殼體。
由于壁厚取8mm,所以殼體內(nèi)徑為：
（5-27）
此時實際長徑比為