壳管式冷凝器教学规划

1、壳管式冷凝器课程设计第一部分：一：设计任务： 用制冷量为273.6KW的水冷螺杆式冷水机组，制冷 剂选用R134a，蒸发器形式采用冷却液体载冷剂的卧式蒸发器，冷凝 器采用卧式壳管式。二：工况确定1 ：冷凝温度tk确定：冷却水进口温度tw! 32 c,出口温度tw2 37 c，冷凝温度tk :由丄 t! t232 37tk - m5.5 40 c。2 22 :蒸发温度to确定：冷冻水进口温度ts! 12 c，出口温度tS27 c，蒸发温度to :由t0tslts2212 727.53 :吸气温度7 c，采用热力膨胀阀时，蒸发器出口温度气体过热度为3 5 c。过冷度为5 c，单级压缩机系统中，一般

2、取过冷度为5 c三：热力计算：1 :热力计算：制冷循环热力状态参数经过查制冷剂的参数可知， 作 表格如下:状态点符号单位参数值0toc2根据t。确定蒸发压力P0，作等压线饱和气体线交得0点Po102kpa3.2hokJ / kg3981tlc7P0的等压线交t1，查压焓图Vim3 / kg0.066hikJ / kg4032t2c52.2取指示效率为0.85P2102kpa10.16h2kJ / kg4324t4c35pk等压线与t4过冷等温线交于4点，其中h4 h5h4kJ / kg2492sh2skJ / kg427.653h3kJ / kg2552热力计算性能(1 )单位质量制冷量 qq

3、0& h5403 249154 KJ/Kg(2)单位理论功 woWo h2s hi 427.65 403 24.65 KJ Kg(3)制冷循环质量流量 qmQ0233.6 a1q。(4)实际输气量qvsqvs qm V131.517 0.0660.1m /s(5 )输气系数:取压缩机的输气系数为0.75(6)压缩机理论输气量qvh生探 0.133m3 s(7 )压缩机理论功率 PoP0 qm W0 1.517 24-65 37.4Kw(8)压缩机指示功率PiPiW i 37.4.8544Kw(9 )制冷系数及热力完善度理论制冷系数：0q。Wo15424.656.25实际制冷系数：sQ0 mPi

4、233.6 0.94.7844卡诺循环制冷系数:T。TkT0275.157.24313.15 275.15故热力完善度为:4.787.240.66qm 両 1.517Kg s(10) 冷凝器热负荷432kJ / kg，(11) 压缩机的输入电功率qm Wom mot1.517 24.650.9 0.8648.3kw，取 m 0.9 ,mot 0.86(12) 能效比EERQ0233.6p 48.34.836循环的热力计算如下:序号项目计算公式结果备注1单位制冷量qo hh5154kJ/kg2单位理论功Woh2sh124.65kJ/kg3制冷循环质量流量Qo qmq。1.517 kg /s4实际

5、输气量qvsqmvo.1m3/s5输气系数o.756压缩机理论输气量q vsqvho.133m3/s7压缩机理论功率Poq mWo37.6kW8压缩机指示功率Po Pi i44kW9理论制冷系数Q0 msmPi6.2510实际制冷系数PtqmWo4.7811卡诺循环制冷系数TocTkTo7.2412热力完善度s c0.6613冷凝器热负荷Qk268kJ / kg14压缩机的输入轴功率pqmW。m48.3kW15能效比Q0EER P4.8363.压缩机的选型在制冷系统中，压缩机起到非常大的作用。它是整个系统运行的心脏，带动 整个系统的正常运行。压缩机的作用主要是：从蒸发器中吸出蒸汽，以保证蒸发

6、器内一定的蒸发压力；提高压力（压缩），以创造在较高温度下冷凝的条件；输 送制冷剂，使制冷剂完成制冷循环。制冷系统所需要的制冷量Q0=233.6KW,需要选配制冷压缩机。压缩机的种类很多，可分两大类一容积式和速度型。容积式压缩机是靠工作 腔容积改变实现吸气、压缩、排气等过程。这类压缩机又分往复式和回转式压缩 机。往复式又称活塞式。速度型压缩机是靠旋转的叶轮对蒸汽做功，使压力升高以完成蒸汽的输送，这类压缩机又分离心式和轴流式。活塞式压缩机是问世最早的一种机型， 至今已发展到几乎完善的程度，由于 其压力范围大，能够适合较广的能量范围，有高速，多缸能量可调，热效率高， 适用多种制冷制等优点。并且我国对

7、此机的加工制造已有数十年的经验，加工较 容易，造价也较低，国内应用极为普遍，有成熟的运行管理，维护经验本设计初步选择螺杆式冷媒压缩机。螺杆压缩机一般都是指双螺杆压缩机, 它由一对阳、阴螺杆构成，是回转压缩机中应用最广泛的一种，在化工、制冷及空气动力工程中，它所占的比重越来越大。螺杆式热泵机组无论是COP值还是维护费用、振动频率、噪音等性能均优于活塞式热泵机组。该产品有以下特点：1. 四段容调或连续卸载控制设计，随负荷变化调整压缩机的输出，节省能源消耗。2. 转子经专用研磨加工及动力平衡校正，配合进口德国FAG及瑞典SKF高精密 轴承，运行平顺，振动小，噪音低。3采用法国进口高效率耐氟电机，效率

8、高、可靠性好。4采用最新的第三代非对称齿形，公称子五齿，母转子六齿，齿间压力落差及回 吹孔小，容积效率高，节省能源。采用全新高效油分离器，分油效果达99.7 %,有利于提高机组蒸发器效率，并适用于满液式蒸发器设计。5. 半密闭设计不需要轴承，无轴封泄漏问题、可靠性佳，且马达与机体为分离式 设计，易于维护与保养。6. 除一般的冷水机组和空调储冰系统以外，依使用工况不同另设计高压缩比机种，效率高。可靠性佳，适用于风冷机组、热泵机。根据已知条件进行计算选型：吸气状态的比体积：w 6.6 102m3/kg压缩机的实际输气量：qvs qm W 0.1m/s压缩机的理论输气量：qvh0.133m3 s 4

9、78.8m3 / h制冷压缩机的理论功率P0、指示功率Pi :P0 qm Wo 37.4kwPiPo= 37.4i 0.8544kW选用比泽尔CSH8573-110Y-40P 型号螺杆式 压缩机机组，制冷量为243kw第二部分：壳管式冷凝器设计2.2结构的初步规划2.2.1 :结构型式系统制冷量为233.6kw，制冷量相对较大，本次设计选用壳管式器较为合适。2.2.2污垢系数的选择参看文献，可取氟利昂侧ro= 0.086 m2 C/kW，冷冻水侧 * = 0.086m2 C/kW。2.2.3冷冻水的流速：初步设计机组每天运行10小时，则每年运行小时数约为30004000。参看文献数据，取冷冻水

10、流速u = 2m/s。2.2.4管型选择：参考文献1,70-71中所述及文献1表3-4。本次设计选取表3-4中的4号管：16mm X1.5mm，因其增强系数相比较大，有利换热。其有关结构参数如下:管内径dj=11mm，翅顶直径dt=15.86mm ，翅厚t=0.223mm ，翅根管面外径 db=12.86mm，翅节距 sf =1.25mm，翅高 h = 1.5mm。单位管长的各换热面积计算如下:每米管长翅顶面积：ad =dt tSf.1586 .000223 = 0.0089 m2/m0.001252222(dtdb)(0.015860.01286 )每米管长翅侧面积：af= 丨 b = 0.

11、1083 m2Sf2 0.00125每米管长翅间管面面积:0.01286 (0.001250.000223)_ n nooo =0.0332m2 /mSf0.00125每米管长管外总面积:2aof = ad + af + ab = 0.1504 m /m每米管长管内面面积:2ai =di =0.014= 0.0345 m /m2.2.5冷却水流量:取冷却水进出口温度的平均温度为定性温度,C =34.5由传热学附录9中查得其有关物性参数如下:3水=994.3 kg / m% = 4.174 kJ /(kg K)冷却水流量为:qv水CzK(tw/1= 0.01292m3/s994.3 4.1743

12、7 32(2.8)2.2.6估算传热管总长参看文献1 , 75,按管外面积计算热流密度q。,在设计条件下，热流密度q。可在50007000 W/m2范围内取值。本设计假定 q0= 5000 W/m2。则应布置的传热面积：A _ Qk _ 268 103 “ c 2Af = 53.6mq05000应布置的有效总管长：.Aof53.6十，L =356.4maf0.1504227确定每流程管数Z ,有效单管长I及流程数N冷却水的流速u = 1.5m/s ，冷却水流量qv= 0.01292 m3/s，则每流程管数Z = -4qF=4 0-01292= 90.68 （根），圆整后取 Z =91 根。di

13、 U 3.14 0.011 2 1.5则实际水流速u 如 4 0.012921.495m/sdiZ 3.14 0.0112 91对流程数N、总根数NZ、有效单管长l、壳体内径D及长径比l / Di进行组合计算，组合计算结果如表3.2所示表3.2组合计算结果流程数N总根数NZ有效单管| /m壳体内径Di /m长径比I /Di21821.9560.4274.5843640.9780.6031.62参看文献1，76，在组合计算中，当传热管总根数较多时，壳体内径Di可按下式估算：Di (1.151.25)S.NZ式中s相邻管中心距，s (1.251.30) d。，单位为 m ;d管外径，单位为 m。系

14、数1.151.25的取法：当壳体内管子基本布满不留空间时取下限，当壳体内留有一定空间时取上限。(本设计取下限计算Di 1.25sNZ )查看文献1表2.3，由d0=16mm 查得：换热管中心距s = 22mm参看文献1 , 76,长径比丨/ Di 一般在68范围内较为适宜，长径比大则流 程数少，便于端盖的加工制造。当冷凝器与半封闭式活塞式制冷压缩机组成机组 时应适当考虑压缩机的尺寸而选取更为合适的冷凝器的长径比。据此，本设计选取2流程方案作为结构设计依据，管径选择 400mm的无缝钢管。2.3热力计算2.3.1水侧表面传热系数从管子在壳体的实际排列来看，每个流程的平均管子数为 n=92，因此在

15、管内的水速平均值为：u4qvdi2n4 0.0129220.0112 921.48m/sudi由tm= 34 C查文献2附录9表得其运动粘度V 0.7466 10 6 m2 /s由文献1表3-12查得其物性集合系数 B = 2178.2。因为雷诺数Re148 .11 = 21806 104，亦即水在管内的流动状态为湍流，则由文献1，780.7466 10 6中式（3-5 ），水侧表面传热系数:WI0.8Ru_B . 0.2di2178 .20.81.480 20.01127345.6W/(m K)0384eoo严GOb：(c()(o.(p00332氟利昂侧冷凝表面传热系数根据图3.2的排管布置

16、，管排修正系数由文献1，77中式（3-4 ）计算0.833,0.8330.8330.8334 24 420 65 8 小0.745184根据所选管型，低翅片管传热增强系数由文献1，77中式（3-2 ）计算如下:环翅的当量高度h(d：-db)4dt(15.8&-12.861 2 *)4 15.86mm = 4.26mm增强系数：10.0332 0.1038 ,12.86、； ()為af h 0.1504=1.540.15044.26查文献1，76表3-11，R134a在冷凝温度tk =40 C时，其物性集合系数 B = 1516.3由文献1 , 76式（3-1 ）计算氟利昂侧蒸发表面传热系数,k

17、o0.725Bdb0.25n (twoto)0.25=0.725 1516.30.012860.251.54 0.745 (tkt0)0.250 25q3745 0 . W/(m2 K)其中two 管外壁面温度，C；蒸发温度与管外壁面温度之差，c2.3.3实际所需热流密度计算对数平均温差 m tw2 tw1 37 32 = 5.1 Clnlntk tw240 37Q水侧污垢系数ri = 0.00086 m k/W。将有关各值代入文献1 , 78式（3-6 ）和（3-7 ）,热流密度计算q。（单位为W/m2): q0ko 0 = 37450.75omo1aofi) aiaofaiamq。5.10

18、110544.60.000086)0.15040.03450.0015 0.15043930.042=1280 (5.1o)选取不同的0 （单位为C）进行迭代计算，计算结果列于表:q。计算结果0/ c2q(W/m )2q( W/m )2629840961.7557543501.653284480当o=1.4 c，两式的q。值误差已经很小了，取q。4714W/m2，计算实际 需要的传热面积：Aof Qk 268000 56.85m2，初步设计结构中实际布置冷凝q。4714传热为53.6 m2，较传热计算所需面积小5.7%，满足要求，可认为原假定值及初 步结构设计合理。2.4阻力计算2.4.1冷却

19、水的流动阻力计算冷却水流动时的阻其中沿程阻力系数 为=哗毕45 0.026Ref21806冷却水的流动阻力 P为1.5 N 1 di1994.3221.480.0262 0.07亦 j5 (2 1)=25800Pa式中，N管程;It 左、右两管板外侧端面间的距离，每块管板厚度为35mm (见后面结构确定)，则lt= (2+0.07) m。考虑到外部管路损失，冷却水泵的总压头约为P 0.1Pi0.1 25800 100.1258 MPa结构设计计算3.1筒体根据文献3表2.3可知，当换热管外径 do=16mm 时，换热管中心距为 s=22mm，分程隔板槽两侧相邻中心距lE=35mm。根据文献3，

20、46可知，热交换器管束最外层换热管表面至壳体内壁的最短 距离b=0.25d 且不小于8mm,故本设计取8mm。根据文献表6-4,选用壳体经济壁厚8mm，故经计算得出的壳体最小外 径：D=400mm此时实际长径比为0.4(3.28)根据文献3，54，目前所采用的换热管长度与壳体直径之比，一般在 4 25之间，故设计合理。3.2管板管板是管壳式换热器的一个重要元件，它除了与管子和壳体等连接外，还是换热器中 的一个主要受压元件。对于管板的设计，除满足强度要求外，同时应合理考虑其结构设计。管板选用直接焊于外壳上并延伸到壳体周围之外兼作法兰，管板与传热管 的连接方式采用胀接法。(2)管板最小厚度表5-4

21、-1胀接时的管板最小厚度换热管外径d o/mm25 50最小厚度3min用于易燃易爆及有毒介质的场合do用于无害介质的一般场合0.75d o0.70d o0.65d o管板最小厚度除满足计算要求外，当管板和管热管采用焊接时，应满足结构 式就和制造的要求，且不小于 12mm。若管板采用复合管板，其复层的厚度应 不小于3mm。对有腐蚀性要求的复层，还应保证距复层表面深度不小于2mm的复层化学成分和金相组织复层材料的要求本设计选择管板厚度为30mm。 管孔直径dp：根据文献1表3-5得换热管外径do: 16mm允许偏差00.16管板管孔径dp: 16.25mm 允许偏差 鹽53.3分程隔板根据文献，

22、分程隔板厚度选12 mm，焊接在端盖上3.4拉杆的直径和数量表1 拉杆直径选用表换热器管外径do10 d 1414d2525d4007009001300150018002000230040d n70901301501802002302600mm00000000拉杆数量10461012161824283212448101214182024164466810121216由于换热管外径为16mm，故拉杆直径取12mm，其数量为4。拉杆与定距管固定，拉杆的一端用螺纹拧入管板，每两块折流板之间用定距管固定，拉杆最后一块折流板用螺纹固定，拉杆的螺纹长度根据壳管式换热器手册可知：121.5d0 18mm3.

23、5垫片的选取查文献8,选取垫片材料为石棉，具有适当加固物（石棉橡胶板）；基础参数为厚度S=1.5mm,垫片外径为890mm,内径为618mm,设计压力为1.569MPa, 垫片系数m=2.75,比压力y=25.5MPa。3.6连接管的确定冷却水进出口连接管水的流量qvs=0.01292 m3/s，选流速u 1.2m/s，故管内径di4qv：4 0.012920.117m117mm3.14 1.2查文献6可取无缝钢管121 6mm。实际流速为u 1.202 m/s制冷剂连接管由原始数据查R134的lg p h图得，冷凝器进口处 2 20.88 10 3m3/kg，冷凝 器出口 43.82 10

24、3m3 / kg。根据：qm 1.517kg/s液体的体积流量333/qv1= qm 41.5173.82 105.79 10 m /s蒸气的体积流量qV2 qm 2 1.517 20.88 10 331 .67 10 3 m3 / s出液接管的内径（选液体流速为U1 1m/s）3d1i/如 十4 5.79 100.0859m 86mm（3.34）:U1.3.14 1圆整后，查文献6取无缝钢管 89 4mm进气接管内径（选蒸汽流速为U2 10m/s）d2i0.0635 m 63.5mm4qv24 31.67 10 3, u2：3.14 10（3.35）圆整后，查文献6取无缝钢管 68 4mm。

25、实际流速为u2 8.7m/s。3.7法兰结构设计（1）管板法兰设计：本次设计管板与壳程圆筒连为整体，其延长部分兼作法兰， 与 管箱用螺柱、垫片连接。根据关系可知：法兰的宽度 bt （Df一Do），根据法兰尺寸标准，与壳体配合，根据2壳体外径DN=400mm 和文献，管板的法兰选用外径D=490mm,内径B=400mm，厚度C=26mm 的法兰。法兰固定螺栓孔中心圆直径 K=445mm ，螺栓孔孔径L=22mm，螺栓规格为M20，螺栓数量n=16。（2）进出水口法兰设计：根据进出水口的管道，选择相应的法兰，根据标准选择240mm 的法兰外径，螺栓孔中心圆直径为200mm，螺纹孔直径为18，选用型

26、号为 M16的螺栓，螺栓的数目为 8个，法兰厚度为20mm(3)制冷剂进出口法兰设计：根据进制冷剂的管道为 79mm，选择相应的法兰，根据标准选择190mm 的法兰外径，螺栓孔的中心圆的直径为150，螺纹孔直径为18，选用型号为M16的螺栓，螺栓的数目为4个，法兰的厚度18mm。根据出制冷剂的管道为 68mm ， 选择相应的法兰，根据标准选择的160mm 的法兰外径。螺栓孔的中心圆的直径为 130mm。 螺纹的孔直径的14mm，选用的型号为 M12的螺栓，螺栓的数目为 4个，法兰的厚度为 16mm。3.8支座的选择支座是用来支承容器及设备重量，并使其固定在某一位置的压力容器附 件。在某些场合还受到风载荷、地震载荷等动载荷的作用。压力容器支座的结构形式很多，根据容器自身的安排形式，支座可以分为两大类：立式容器支座和卧式容器支座。由于该冷凝器为卧式容器，公称压力为 1.6MPa，筒体直径为400mm。 故选用鞍式支座，支座材料选用 HT-200，根据标准零部件选型号为： JB T4712 92鞍座BI 450 F。该支座必须设计垫板。因为：该容器圆筒 鞍座处的周向应力大于规