制冷系统性能测试试验台设计毕业论文

1、制冷系统性能测试试验台设计毕业论文目录摘要第一章绪论x1 1蒸发温度和蒸发压力的运行调整与节能x1 2冷凝温度和冷凝压力的运行调整与节能x第二章制冷系统主要部件的设计 x2. 1制冷剂的选用 x2. 2热力循环计算 x2. 3蒸发器的设计计算 x2.4冷凝器的设计计算 x2.5膨胀阀的选型计算 x2. 6压缩机的选型计算 x第三章制冷系统辅助部件的选型x3. 1截止阀的选型 x3. 2干燥过滤器的选型 x3. 3电磁阀的选型 x3. 4安全阀的选型 x3. 5液视镜的选型 x第四章制冷系统测试仪器及控制部件的选型 x4. 1温度测量仪器的选型 x4. 2压力测量仪器的选型 x4. 3流量测量仪

2、器的选型 x4. 4压力控制器的选型 x4. 5温度控制器的选型 x第五章实验台的设计与搭建x5. 1实验台大小的确定及布置x5.2实验台的搭建 x总结 x致谢 x参考文献 x附录 x第一章绪论制冷技术的发展水平是衡量一个国家国民经济和人民生活水平的重要标志。随着 我国科学技术的飞速发展，工农业生产水平的提高，人民生活的改善，制冷行业获得 了极其迅猛的发展。但长期以来我国经济增长仍是以资源高消耗和牺牲环境为代价的 粗放型经济增长模式。统计资料表明，我国总能源利用率仅为40%,这只相当于欧美 h发达国家六、七十年代的水平。制冷行业是国民经济中大耗能行业之一，制冷装置 的能耗在我国总耗能中的比重还

3、在逐年上升。因此，制冷装置的节能就成为了我国节 能工作屮的重要一环，也是摆在从事制冷行业这一工作人员面前的一个重大课题。制 冷装置的选型和匹配对节能至关重要，但由于工业制冷装置，往往容量大，用冷情况 复杂，制冷装置的实际运行参数往往偏离设计参数，耗能增加。因此制冷装置运行过 程中的及时调整，能使制冷装置在最经济合理的工况条件下安全可靠地运行，同时 达到产冷量最大，耗功最省，运行效率最高的目的。研究表明，通过精心操作调整， 制冷装置的节能效果可达4 0%。这说明操作调整对于制冷装置的节能极其重要，另 一方面，也说明了国内的制冷装置在运行调整方面存在很大问题漏洞。下面即简略地 谈几点制冷装置在运行

4、控制中的节能技术方法1.1蒸发温度和蒸发压力的运行调整与节能蒸发温度与蒸发压力蒸发温度是制冷装置运行中最重要的参数之一，蒸发温度是 指制冷剂在蒸发器内沸腾时的温度，由于相应的蒸发压力是对应的，蒸发温度升高， 蒸发压力也升高。在一定的冷凝压力下，提高蒸发温度将使制冷系统的压缩比减少、 压缩机的输气系数增大，单位容积制冷量急剧增加，功耗减少，这对节能是十分有利 的。1.1.1蒸发温度的选择各种类型制冷装置的蒸发温度，应选择在什么温度下运行最经济合理，这就是蒸 发温度的选择。蒸发温度的选择是根据各类制冷装置，生产工艺需要的温度而选定的。 因为热量在传递过程中，存在着一定的温差，要达到生产工艺所需的温

5、度，则制冷装 置的蒸发温度必须低于牛产工艺需要的温度，不同的制冷方式，所取温差的大小也各 不相同。1.1.2温差的选择制冷方式不同，其温差分三种情况选定： 被冷却物（冷媒）是强制循环的水或 盐水时，其温差取5°c左右，如空调冷水机组、制冰盐水机组等。被冷却物是自 然对流的空气时，其温差取1015°c ,如排管式冷库。被冷却物是强制循环的空 气吋，其温差取510°c ,如风机排管式冷库、风机排管式空调等。1.1.3蒸发温度如何调节蒸发温度调节，在实际操作屮是控制蒸发压力，即调节低压压力表的压力值，操 作中通过调节热力膨胀阀（或节流阀）的开度来调节低压压力的高低。膨胀

6、阀开启度增 大，蒸发温度升高，低压压力也升高，制冷量就会增大；如果膨胀阀开启度小，蒸发 温度降低，低压压力也降低，制冷量就会减少。在规定的范围内什么是最经济、最合 理的运行温度和压力，这就必须了解蒸发温度变化对制冷量的影响。1.1.4影响蒸发温度变化的因素在制冷装置实际运行过程中，蒸发温度的变化是很复杂的，它除了直接受膨胀阀 （节流阀）控制外，与被冷却对象的热负荷、蒸发器的传热面积和压缩机的容量有关。 这三个条件某一个发生变动时，制冷系统的蒸发压力和温度必然发生相应的变化，因 此操作人员要保证蒸发温度在规定范围内稳定运行，就需要及时地了解蒸发温度的变 化，根据蒸发温度的变化规律，适时地、正确地

7、进行蒸发温度的调节。热负荷的变化对蒸发温度的影响所谓热负荷，即指被冷却物的放热量。热负荷的变化就是被冷却物放热量大小的 变化。制冷装置在运行过程屮，热负荷的变化是经常发生的。当热负荷增大时，其它 条件不变的情况下，蒸发温度就会升高，低压压力也会升高，吸气的过热度也会加大。 这种情况下只能开大膨胀阀，增大制冷剂的循环量，而不能因为低压压力升高关小膨 胀阀，降低低压压力。这样做将会使吸气过热度更大，排气温度升高，运行条件恶 化。调节膨胀阀时，每次调节量不应过大，调节后必须经过一定时间的运行，才能反 映出热负荷与制冷量是否平衡。制冷压缩机能量的变化对蒸发温度的影响当增加制冷压缩机的能量时，压缩机 的

8、吸气量就相应增加，在其它条件不变的情况下，就会出现高压升高，低压降低，蒸 发温度也会随之下降。为了继续保持生产工艺需要的蒸发温度，就要开大膨胀阀，使 低压压力上升到规定范围。制冷压缩机加大能量运行一段时间后，随着被冷却物温度 的下降，蒸发温度、低压压力也会逐渐降低（膨胀阀不作任何调节），这是因为被冷却 物温度下降热负荷减少的缘故。这种情况下不应误认为压力下降，是供液量不足去开 大膨胀阀，增加供液量，而是应关小膨胀阀，减少制冷压缩机能量运行，否则，则会 出现能量过大，供液量过大使制冷机组出现带液运行或奔油事故的发生。传热面积发生变化对蒸发温度的影响传热面积主要是指蒸发器的蒸发面积，传热面积的变化

9、主要是指蒸发面积大小发 生的变化。在完整的制冷装置中，蒸发面积通常是固定不变的，但是在实际运行操作 中，由于供液不足或者蒸发器内积油，蒸发面积是不断发牛变化的。蒸发面积的增、 减对蒸发温度的影响与热负荷的增、减对蒸发温度的影响是基本相似的。当蒸发面积 增加时，蒸发温度就会升高；当蒸发面积减少时，蒸发温度就会降低。为了保持需 要的温度，就应调节能量和膨胀阀，对蒸发器进行放油清理，以保持传热面积与制冷 量的相对平衡。1.2冷凝温度和冷凝压力的运行调整与节能1.2.1冷凝温度和冷凝压力冷凝温度也是制冷装置运行中最重要的参数之一，冷凝温度是指制冷剂在冷凝 器中由气态冷凝成饱和液态时的温度，它于相应的冷

10、凝压力是对应的，冷凝温度升 高，冷凝压力也升高。一般在特定的制冷系统屮，冷凝压力升高，压缩比増大，压缩 机的压缩功增大，制冷效率降低，在标准工况下，冷凝温度每上升10°c,制冷量下降 10%,轴功率增加20%。另外，冷凝温度过高，还将引起压缩机排气压力过高，排气 温度升高，这对压缩机的安全运行十分不利，容易造成事故。反之，冷凝压力降低， 系统的耗电量减少。因此，制冷系统在较低的冷凝压力下运行，一般认为可以获得节 能效果。1.2.2冷凝温度的确定冷凝温度的确定与冷凝器的型式有关，对于水冷式冷凝器，冷凝温度决定于冷却 水的温度、流量、流速、冷凝面积、压缩机的排气量以及空气湿度、油污、水垢

11、等影 响冷凝器传热效率的各种因素，一般情况下，水冷式冷凝器的冷凝温度比冷却水出口 温度高46°c o风冷式冷凝器的冷凝温度主要决定于空气温度、空气流速、冷凝面 积、压缩机的排气量及影响冷凝器传热效率的各种因素。风冷式冷凝器的冷凝温度比 空气温度高812°co综上可见，冷凝温度受到许多因素影响，但是从节能角度，在 设计时应适当选取较高的冷凝温度，即配置较大的冷凝换热面积，达到节能运行的 目的。从操作调节的角度，应控制制冷装置在尽可能低的冷凝温度下运行，以提高 制冷效率，降低运行费用。1.2.3冷凝温度如何调节在实际运行中，冷凝温度的变化，主要受环境温度影响较大，夏季环境温度升

12、高, 冷凝温度也会升高，在环境温度一定的情况下，如何通过操作调节，使冷凝温度和压 力工作在合理的范围之内，实现降低能耗的目的，主要应从以下儿个方面入手：冷凝温度的高低与冷却介质量的大小和温度的高低直接相关，在实际操作中，通 常通过调节冷却介质量的大小或温度的高低来控制冷凝温度的高低。冷却介质量大或 温度低，冷凝温度和压力将降低，制冷机的功耗也降低。但是此时冷凝温度和压力的 降低是以水泵和风机功耗增加为代价的。因此，对于集中式制冷系统，在部分载荷时, 应特别注意控制调节冷凝系统水泵或风机，避免无效的功耗。也就是说，冷凝温度和 压力的降低固然可使压缩功减少，但此时冷凝温度的降低若一味是以冷却介质温

13、度的 降低、流量和流速的增加，即水泵、风机耗功増加为代价的，则不一定是经济的作 法。因为制冷装置的总能耗包括了压缩机的能耗、水泵和风机的能耗。因此，在冷凝 温度和压力合理的范围之内，通过调节减少冷却介质的流量、流速或者适当提高水温, 使冷凝温度和压力适当升高，由于减少了冷凝动力的消耗，这时制冷系统的总能耗 也可能降低，获得总体节能的效果。适当升高制冷装置冷凝温度也可达到节能效果的 提出，标志着人们对冷凝温度的控制有了更深入的认识，这与国外的研究结果是一致 的。近年来，国外许多风冷冷凝器，采用了部分负荷调节或调速装置，即在部分负荷 时，停止部分风机运行或降低风机转速，减少空气流量，此时冷凝压力虽

14、有所升高， 但包括风机在内的总电耗下降，达到节能效果。制冷系统中水泵、冷却塔的开启台数与制冷负荷要匹配。水泵、冷却塔风机运行 的能耗所占的比重虽然不大，但由于其使用的频率高，累计能耗还是十分可观的。每 年35个月，也就是说每年只有35个月水泵、冷却塔处于满负荷运行状态，更多的 时候冷却水系统具有较大裕量。如何合理地调节水泵、冷却塔的开启台数，使之与制 冷负荷相匹配，这是水泵、冷却塔节能的关键。首先，在选用水泵、冷却塔时应根据 实际情况进行合理的选择水泵扬程不宜富裕过大；冷却塔风机配置要合理。另外，制 冷操作人员应能根据制冷机的开启台数及其排气压力和温度的变化合理地调节水泵、 冷却塔风机的开启台

15、数。亦可根据水温的变化，通过温感控制或电机的变频控制來白 动调节水泵、冷却塔风机的开启台数。保持换热面积的清洁，消除影响热交换的因素，即及时除垢、放油、排除不凝结 气体；另一方面，就是控制冷却介质的流量、流速，保证冷却介质均匀地流过换热表 面；还要特别注意冷却水在冷凝器中分配的均匀性。除上述之外，充分利用昼夜温差 引起的夜间热负荷降低，冷却水温度、冷凝温度降低，制冷装置夜间运行可获得节能 效益。同吋由于夜间电网处于低谷期，电价比正常期和高峰期低得多，因此，制冷装 置夜间运行，特别是深夜运行，不仅能够节能，同时电价低，企业可以获得明显的 经济效益，而且对电力网的削峰填谷具有重要的经济效益和社会效

16、益。另外，采用多 级分段制冷工艺使制冷装置在各个时段中采用不同的运行参数，降低传热温差和利用 连续变温调节时制冷系数大的原理，以不增加投资实现实际制冷冻结过程的节能也 都具有较为明显的经济效益。总之，制冷装置在运行过程中，由于热负荷的变化、 能量的变化、传热面积的变化，都会影响冷凝温度、蒸发温度、排气温度的变化，要 保证各种运行参数在规定的范围内运行，就要适时正确地进行操作调整，但操作调整 的前提必须掌握正确的运行参数，否则，就不能实现制冷装置安全可靠，经济合理的 运行。随着经济的发展，能源短缺矛盾更加突出，能源已成为影响经济发展的重要因素, 世界各国都对节能提出了更高的要求，并采取了相应的政

17、策措施，我国也己制定了 “十一五”期间单位gdi）能耗降低20%的硕性能源控制目标，这些都表明了能源价格 仍会有明显上涨的趋势。因此，从总体上讲，除了选择设计合理、配套的节能设备， 适当增加初期一次性投资，降低运行费用外，更应该通过制冷装置的及时运行调整， 在不增加投资的情况下，实现制冷装置的经济运行，制冷装置的经济运行可使增加的 投资回收期逐渐缩短，获得较高的综合经济效益。另外，目前一些企业，特别是许 多乡镇小型冷藏加工企业，普遍存在技术力量薄弱，只注重生产经营管理，对制冷系 统操作调整的重要性认识不足，运行维护管理情况普遍较差，这些是我们制冷行业 急需解决的问题。在实际的制冷系统操作调节屮

18、，我们不仅应该把制冷系统调整到合 理的运行范围，满足制冷工艺的要求，维持制冷系统的安全正常运行，而且还可以进 一步将制冷系统调整在最佳运行状态，实现高效节能的运行目的，提高节能水平。 参考文献：1 张建一席0冷装置节能技术【m】jb京：机械工业出版社，1999.2 陈汝东.制冷技术与应用.第二版【m】上海：同济大学出版社，2006.第二章 制冷系统主要部件的设计2.1制冷剂的选用蒸汽压缩式制冷中的制冷剂有多种。按照制冷剂的组成分类，有单一制冷剂和混 合制冷剂；按制冷剂物质的化学类别分类，主要有无机物、氟利昂和碳氢化合物三类; 按物质的来源分类，有天然制冷剂和人工合成制冷剂。蒸汽压缩式制冷技术的

19、发展，始终与它所使用的制冷剂的变更密切相关。选用什么物质做制冷剂，只要从一下三个方面考虑：是否有好的制冷性能；是否 实用；该物质逸散到大气屮是否对环境带来不利影响。(1)制冷性能制冷剂制冷性能的好坏，要看它在制冷机要求的工作条件(即温度 几、人)下,是否有满意的理论循环特性。这取决于制冷剂的热力性质。人们期望的是：它冷凝压 力不太高；蒸发压力在常压以上或不要逼大气压低得太多；压力比适中；排气温度不 太高；单位制冷量大；循环的性能系数高；传热性好(导热系数大、比热容大)；流 动性好(粘性小)。(2)实用性为了便于实用，制冷剂的化学稳定性和热稳定性要好，在制冷循环过程中不分解 不变质，对机器设备的

20、材料无腐蚀，与润滑油不起化学反应。还希望它安全：无毒， 无害，燃烧性和爆炸性小。另外，来源广、价格便宜也是考虑的重要方面。(3) 环境可接受性将环境可接受性列为选用制冷剂的考察指标，而且作为硬指标，是20世纪80 年代后期提出的。针对保护大气臭氧层和减少温室效应的环境保护要求，制冷剂的臭 氧破坏指数必须为零，温室效应指数应尽可能小。制冷剂选定后，根据它本身性质，又反过來要求制冷系统在流程安排、结构设计及运行操作等方面与之适应。这些都须在充分掌握制冷剂性质的基础上恰当的处理。按蒙特利尔条约和随后的修正条约，表中cfc类己被淘汰，hcfc类正在被淘汰。 依照臭氧破坏指数odp为0的要求，原有的主导

21、制冷剂rll、r12、r502和r22的替 代物只能有两类选择：合成烧中不含氯的物质（即hfc和fc类）和天然物质。r134a的热力性质与r12最接近，是第一个被提出来的非臭氧破坏物质，它是 高温和中温制冷装置中替代r12的重要制冷剂，在冰箱冷柜和汽车空调这两类装置中 已经并将继续用r134a取代r12,大型离心式冷水机组中也有使用r134a的产品。本 试验台制冷系统将采用r134a为制冷剂。表1屮温制冷情况下cfc-12和iifc-134a理论性能的对照cfc-12和hfc-134a的热循环比较cfc-12hfc-134a制冷剂（以cfc-12为参照物）10099.7cop （性效系数）3.

22、553.43压缩机排气温度°c （ t ） 排气压力kpa （ psia ）86.8(188.2)1349(195.6)83.1(181.5)1473(213.7)压比4.14.7注：温度如卜一：冷凝器：54.4°c蒸发器：1.7£ 压缩机入口： 26.7°0膨胀阀：51.7°c表2 hfc-134a物理性能的数据物性单位hfc-134a化学名/1, 1, 1, 2四氟乙烷分子式/ch2fcf3分子量/102.03沸点（1atm ）°c-26.1冰点°c-103.0临界温度°c101.1临界压力kpa(1b/in2

23、abs)4060(588.9)临界体积m3/kg(ft3/1 b).00194(0.0311)临界密度kg/m3(1b/ft3)515.3(32.17)密度，（液体），25°ckg/cm3(1b/ft3)1206(75.28)|密度，（饱和蒸气）沸点下kg/cm3(1b/ft3)5.25(0.328)热容（液体），25°ckj/kg.k(btu/(1b)f)1.44(0.339)热容（恒压蒸汽），25°c , 1atmkj/kg.k(btu/(1b)0.852(0.204)蒸汽压力，25°ckpa(bar)666.1(6.661)蒸发热，沸点下kj/kg

24、(btu/1b)217.2(93.4)导热率，25°c :液体w/mk(btu/hr.ftf)0.0824(0.0478)|气体(1atm )0.0145(0.00836粘度，25°c :液体mpa.s(cp)0.202|气体（1atm ）0.012hfc-134a在水中溶解度，25°c , 1atmwt%0.15水在hfc-134a的溶解度，25°cwt%0.11空气中可燃性极限，1atmvol%无自燃温度°c770臭氧消耗潜值/0卤代烷全球温室效应hgwp （ cfc-11 的 hgwp=1 ）/0.28gwp ( looyr.lth 对

25、co2 , gwp=1 )/1200有害物质管理法备案情况/已报道/包括毒性ael* （ 8和12小时twa ）可允许的空气 k露浓度ppm(v/v)1000表3i1fc-i34a稳定性（与金属和冷冻油）的实验数据冷冻油矿物油矿物油uconro-w-6602(a)美孚ealarctic32 (b)castrolicematicsw100 (b)粘度 cst(40°c)30.712513429.4108.8|制冷剂r-12r-12hfc-134ahfc-134ahfc-134a评价：纯油000油/制冷剂44000铜22000铁33000铝22000粘度变化%纯净ndnd<1-3.

26、14.3%带冇制冷剂ndnd-12.7-36.2-27.1分解产物分析hfc-134a （ppm）ndnd<7<3<0.3氟化物（ppm）nd420<0.7<72. 2热力循环计算2.21设计工况的选择所谓工况，是指制冷系统的工作条件。用来作为比较制冷机型能参考状态的工况 一般应包括制冷机的蒸发温度、冷凝温度、过冷温度、过热温度、吸气过热温度等。 与名义参数相应的温度条件称为名义工况。我国标准“jb/t766695制冷和空调设 备名义工况一般规定”规定了容积式制冷压缩机及机组和压缩冷凝机组、容积式和离 心式冷水机组、单元式空调机、房间空调器等的名义工况。为了使用方

27、便，一般都给 出了这些名义工况的参数，这些参数为客户提供了参考依据和制冷机或制冷压缩机的 性能参数。所以根据国家提供的名义工况初步拟定本设计的制冷系统的工作条件。所用的制 冷剂为ri34a,工况初步定为： 蒸发器内冷冻水温tc=-2°c,传热温差厶t=4°c;冷 凝器内冷却水温tw=32°c ,传热温差厶匸5°c；节流前过冷度 s=5°c,有用回热厶 t尸5°c蒸发器岀口过热3°co2. 2.2热力计算循环过程ph图如下图所示：r134a在制冷工况下热力循环状态点的参数如下表所示:ptvhs/barrc/(m7kg)/(kj

28、/kg)/(kj/kg k)02.336393.312.3320.08939401.171.7532s9.3851.2431.339.3830240.8r134a在制冷工况下的热力循环计算叫(1) 单位质量制冷量：q o =h0-h4 =393.3-240.8= 152.5kj/kg(2) 单位容积制冷量：=ao = 152-5 = 1706kj/kgzv v, 0.08939(3) 单位理论功：w= h2s -h! =431.3-401.17=30.13 kj/kg(4)指示比功:wiw _ 30.13t|i 0.75= 40.17kj/kg(5)冷凝器入口的制冷剂比焙h2因：wh.-h,

29、所以h2 = wj+h, =4017 + 401.17 = 441.34kj/kg(6) 性能系数理论值：cop =五= = 5.06w 30.13指示值：copi 旦= = 3.801 wj 40.17(7) 冷凝器的单位热负荷：qk =h2 -h3 =441.34-240.8 = 200.54kj/kg(8) 制冷剂循环的质量流量：q 口 =血=2kw/l 52.5kj/kg = 0.013114kg/s(1-1)(1-2)(1-3)(1-4)(1-5)(1-6)(1-7)(1-8)(1-9)(9)实际输气量和理论输气量(1-10)qvhqvsa=1.172x10'3 m3/s08

30、= 1.465x10-017sqvs=qmv, = 0.013114x0.08939 = 1.172xl03 m3/s(1-12)(10)压缩机消耗的理论功率和指示功率p = qm-w = 0.013114x30.13 = 0.395kwpi = p/几=0.395/0.75 = 0.527kw(11) 冷凝器热负荷% =qnrk =0.013114x200.54 = 2.629kw(12) 热力完善度卡诺循环的性能系数为copc = th/(th-tl) =亍环=8.97因此，指示循环的效率为h 千 copj/co巳=3.8/8.97 = 0.424(1-13)(1-14)(1-15)(1-

31、16)2. 3蒸发器的设计计算制冷剂在蒸发器内吸热汽化，从而实现制冷的目的。为了使蒸发器效率高、体积 小，蒸发器应具有高的传热系数。由于液体沸腾时表面传热系数远大于蒸汽与管壁间 的对流换热表面传热系数，故在设计蒸发器的时候要尽量使液体与管壁接触，并尽快 将沸腾产生的气体排走。为保证压缩机正常运转，制冷剂离开蒸发器时不允许有液滴。 实际系统中，有时在蒸发器出口处安装气-液分离器，使压缩机得到进一步的保护。蒸发器的类型很多，按制冷剂在蒸发器内的充满程度及蒸发情况进行分类，主要 有三种：干式蒸发器、再循环式蒸发器和满液式蒸发器。干式和再循环式蒸发器中， 制冷剂在管内进行流动沸腾换热，而满液式蒸发器中

32、，制冷剂在管间的大空间沸腾， 可作为饱和池沸腾进行计算分析。本测试台选用具有阻力相对较小、结构紧凑、金属消耗量低、传热面积可通过调 整片数灵活变更等优点的板式换热器。板式换热器有组装式和整体钎焊式两种。其中组装式由若干片压制成型的波纹状 金屈传热板片叠加而成，板四角开有角孔，相邻板片之间用特制的密封垫片隔开，使 冷-热流体分别由一个角孔流入，间隔的在板间沿着由垫片和波纹所设定的流道流动, 然后从另一对角线角孔流出，如图所示，组装式板式换热器具有拆装清洗方便的优点 ,但耐压能力有限。整体钎焊式板式换热器的换热板片于组装式相同，板片端部整体 钎焊，承压能力高，但清洗不便，使用时应注意保证流体的清洁

33、。一般单个整体钎焊 式换热器的换热能力较组装式小。传热板片是板式换热器的关键元件，不同型式的板片直接影响到传热系数、流动 阻力和耐压能力。板片的材料通常为不锈钢，国内有的厂家采用铝合金板片。板片波 纹形状有人字形、水平波纹形、锯齿形等。目前，换热板片多采用人字形。板式换热 器是目前紧凑式换热器中单位体积换热能力最高的换热器之一，当两侧工质为水时， 传热系数可高达5000-7000 w/nr k,由于氟利昂类制冷剂在板片间流动沸腾时表面传 热系数较水强迫对流换热时小，作用此类制冷剂的蒸发器时，换热器的传热系数低于 此值。蒸发器的传热计算蒸发器的制冷量为2000w,制冷剂为r134a,蒸发温度为6

34、°c,蒸发器出口为3°c 的过热蒸汽,r134a质量流量：0.013114kg/s ,蒸发器入口处制冷剂干度x=0.3 冷冻水进口温度：2°c,出口温度:-2°c(1) 选择整体钎焊板式换热器为蒸发器参数：接口直径为25.4nmi长 a=77mm 宽 b=100mm 高 h=300mm板片20片，共19个流道，其屮9个r134a流道，10个冷冻水流道(2) 水流量：由0°c时水的物性：比定压热容c.m.2xl03j/kg-k由 q = cp mat2xl03w=4.2xl03m-4°cm=0.119kg/s qm，w=o.ll9kg/

35、s(3) 计算平均温差：蒸发段：由换热器一侧主要以蒸发温度6°c为主所以可将其作为r134a的进口温度，出口因有3°c的过热而为3°ctv, out - lr,= -2-(-6)二4°c对数平均温差:(4) 体积流量:水的体积流量:汁册沪小宀/srihw制冷剂体积流量:m,r液相：qv严血=0.013kg： = 0.94x10n?/s prl 1380kg/m气相:qv.vpr,v0.013kg/s16.50kg/m3=0.79x10m'/s(5) 换热器换热面积:每块板而积：as = bh = 0.1mx0.3m = 0.03m2整个蒸发器有效

36、换热面积：a = (20-l)ai =19x0.03 = 0.57m2(5)传热系数计算：查a1s1316板片材料，其厚度为0.4mm ,板间距5 =2.25mm ,当量直径de=2 8 =4.5mm单通道横截面积：4- =b 8 =0.1 mx 2.25 x 1 °3 m=2.25 xiom2水的流速:=o.o53m/sqv>w _ 1.19xlq-4m3/s10a 一 10x2.25x1()70?3根据水的平均温度查表得其物性为:密度：p = 999.94kg/n?比定压热容： cp = 4.2kj / kg k热导率：x = 0.584w/(m2k)运动粘度：v = 1.

37、22xl0m2/s普朗特数：pr=8.77则有:r如a0.053x4.5xl0'3“ °ren, =t= 195.51.22x10-6nuw =0.2121 re 驚 pr5 = 0.2121 x195.5078 x8.775 = 24.37由 nu = hde/x得h 二入nu/de所以ik，0.584x24.37_0.0045-= 3162.7w/(m2k)制冷剂侧分两段：蒸发段和过热段1）蒸发段平均温度就是蒸发温度：6°c,此温度时r134a的物性为 p, = 1384kg/m3pv =16.92kg/m3r = 196kj/kg入=0097w/(mk)?lv

38、=0.0125w/(m2-k)丛=250x10-6 pa-s pllxlopaspr( =3.8prv = 0.8沸腾的表面传热系数为：hr =hrix88bo05式中角标r代表制冷剂，e代表蒸发，1代表液相。 又因为bo = q/gr其中：热流密度：% 二 2000w = 3508.7w/m2a 0.57m2质量流率：0*013kg6.42kg/m<s9a,9x2.25xl0m2所以：bo= q =3508.7w/m-=2.78x10-3gr 6.42kg/m2-sxl 96000j / kg液相表面传热系数:=0.2092 如pr0-33(-)0-14比waii可认为上竺近似为1re

39、严6.42 x 0.0045m(= ”二；=115.6250xl0_6pa-s所以：hrl = 0.2092x 0097 w/m，k x 115.6° “a x 3.8° 力 w/m2k= 392.7w/m2k rj0.0045mihr e = 392.7w / m2 kx88x (2.78xl(t 于 w/m2-k = l 822w/m2-k1 v2) 过热段过热段为单相气体流动，由平均温度查制冷剂r134a过热蒸汽图有：p = 16.67kg/m3x = 0.0124w/m kh = 11.4xlo_6pas pr = 0.8 而red6.42kg /(m2 - s)x

40、0.0045m=7= 2534.211.4xlopas丄丄nur. =0.2121 re078 pr5 =0.2121 x2534.2078x0.85 = 124.7de3）污垢热阻的确定：由于板式换热器高度湍流，且水温较高不易结垢，垢层一般比较薄由经验知，板 式换热热阻不到管壳式换热器的一半，在设计校核时其数值应不大于管壳式换热器公 开发表的污垢热阻的五分z-,即有ru =0.00012m2 k/w , rr= 0.00006m2-k/w , rr= 0.00008m2 k/w4）总传热系数蒸发段：_ 1=jni z + 0.00012nt k/w + 0 + 0.00006m2-k/w +

41、z3162.7w/(m2 k)1822w/m2-k= 961.54w/(n?k)过热段：+ r、v3162.7w/(m2 k) + °*0001'k/w+ 0 +0.00008m *k/w +342jw/mfk= 307w/（m2-k）7）换热面积：蒸发段：札=(1 一 x )(h ”一 h ')q 冲=0.7 x (393kj/kg-191kj/kg)x0.013= 1.84kw=0.41m21.84x103w961.54w/nr-kx4.4k过热段:=0.12m2(2-1.84)x103w307w/m2-kx4.4总面积a* = a +a = 0.53m2 <

42、;0.57m2vs所以选用此板式换热器可以胜任传热负荷。8)流动阻力的计算板式换热器的流动阻力主要包括摩擦阻力、局部阻力、加速阻力和重力阻力等等, 采用的基本公式为p = 4f丄止d、 2式中，l为流道长度，此处认为是0.524m1)摩擦阻力(a)水侧rew =562.3= 2.409.67 _ 9.67rew022 - 562.3022pw= 4x2.40x0.524999.3x0.1519x0.00452= 12.90kpa(b)制冷剂侧:制冷剂的流量为0.062kg/s平均干度下的气相质量分数：0.062x0.65/9 = 4.478xl0-3表屮:( 、0.5"re1-x +

43、 xpljpv丿平均干度下的液相质量分数：0.062x0.36/9 = 2.411x10-3流速 w/ (m/ s)rereeqfap/pa气相1.026714.342173.80.101406.97液相0.006499164.861035.31.04146.16临界雷诺数为1000,则气相为湍流，屈t怙型。马丁尼列参数(6)xj =也=146,16 = 0.3583l, pv 407.97摩阻分液相表观系数二12 1 | 12 1(bjt =111= 23.84x 存 xl12 0.5986 0.3583/ = 弓=23.84x1466 二 3.484£pcz2)流动阻力估算：在各

44、项阻力中，最主要的是摩擦阻力，加速阻力及重力阻力很小，局部阻力约占 总阻力的10%60%,所以，冷凝的阻力可以按ap = (1.1d1.6)af,计算，此处取系 数为1.3.则水侧 apw =1.3x12.90 = 16.77kpa制冷剂侧 ar = 1.3x3.484 = 4.529kpa通过计算，说明选用的板式换热器板数取20符合要求，压降也比较小，可以接 受。2. 4冷凝器的设计计算冷凝器是制冷机中的主要热交换设备之一。高压过热制冷剂蒸汽在冷凝器中发岀 热量后，凝结成饱和液体或进一步被冷却为过冷液体。冷凝器按冷却方式可分为三类: 空气冷却式冷凝器，水冷式冷凝器，蒸发式和淋激式冷凝器。凝结

45、换热过程的热阻主 要为凝结液膜的导热，因而使凝结液体及时排出，或者液膜尽量变薄是强化凝结换热 的主要出发点。当凝结换热热阻大于或相当于冷却介质对流换热热阻时，有必要考虑 强化制冷剂蒸汽的凝结换热，氟利昂水冷式冷凝器即属于此种情况。木制冷系统选用卧式壳管式冷凝器。卧式壳管式冷凝器的基本结构形式与壳管式蒸发器相似，也是由筒形外壳、管板、 管束和端盖组成。制冷剂蒸汽在管外凝结，凝结液体从筒底流出，冷却水在管内多次 往返流动。正常情况下筒下部只有少量液体，但也有一些小型冷凝器的筒体下部不装 管束，筒体的下部用于存储凝结液体，使设备简化。木制冷系统采用氟利昂制冷剂，卧式壳管式冷凝器用铜管制造，且大多数采

46、用滚 压肋片管，以强化制冷剂侧的凝结换热。已知制冷剂r134a,冷凝热负荷为2.5kw,冷凝温度37°c(1)管型选择选取下表第三行所列低翅片管为传热管几种低肋管的结构参数序号规格/ mmsf/ mm8,h/ mmdi/ mmdb/ mmdt/ mm<pa屮116x1.51.250.2231.51112.8615.86-051.35216x1.51.50.351.5111316-0.1341.347316x1.51.20.41.3510.412.415.1-0.1391.384419x1.51.10.251.51415.91&9200.1791.480519x1.51.

47、340.251.451415.8518.75200.1521.457有关结构参数为dj = 10.4mm dt = 15.1mm 8t = 0.4nun db = 12.4mm sr = 1.2mm .单位管长各换热面积计算如下ad =kd(5(/sf =兀 x00151mx00004m/0.0012m = 0.0158m2/maf = k(dt2-db2)/(2sf) =兀 x (0.0151m)2- (0.0124m)2 /(2 x 0.0012m) = 0.0972m2/m ab=7idb(st.-5t)/sf =兀x0.0124mx(0.0012m-0.0004m)/0.0012m =

48、 0.026m2 /m a： = kdj =兀x0.0104m = 0.0327m2 /maof = ad +af. +ab = 0.0158m2 / m +0.0972m2 /m + 0.026m2 /m = 0.139m2 /m(2) 估算传热管总长假定按管外面积计算的热流密度是qo=34oow/m2,则应布置的传热而积为=0.735m2札 _2500wofq7 - 3400w / m2应布置的有效转热管有效总长为：l =叮叩 =528maof 0.139m2/m(3) 确定每流程管数乙 有效单管长l,及流程数n取冷却水进口温度twl=30°c,出口温度.2=341由水的物性知，

49、在平均温度32°c时水的密度p = 994.93kg/m3,比定压热容cp =4179j/kg-k ,则所需水量为:qv =业=50°w= 0.00015046m/2 spcp(tw2 -twl) 994.93kg/n?x4179j / kg kx4取冷却水流速|i = 1.2m/s,则每流程管数为qv 4x0.00015046, z 丄、15_”di2u_ 兀0.0104?xl.2 _ 4取整数z=2根，对流程数n、总根数nz、有效单管长1、壳体内径di及长径比1/di进行组合计算，结果如表所示：组合计算结果流程数n总根数nz有效单管长1壳体内径di长径比1/di241.

50、320.0522480.660.087.06120.440.13.78160.330.122.3分析结合计算结果，并考虑到冷凝器与半封闭活塞式制冷压缩机组成压缩冷凝机组及 制冷压缩机和机组总体结构尺寸，本例选用6流程方案做谍冷凝器的结构设计依据。(4) 传热管的布置排列及主体结构下图所示为传热管布置排列示意图。为了使传热管排列有序及左右对称，共布置16根管，则每流程平均管数z=2根, 管内平均水速u=1.2m/so取传热管有效单管长l=0.33m,则实际布置管外冷凝传热面 积a°f=8.18m2 ,传热管按正三角形排列，管板上相邻管孔中心距为21.5mm,管数最 多的一排管不在管体中

51、心线上。考虑最靠近壳体的传热管与壳体的距离不小于5mm,则所需最小壳体内径为0.12mm,根据无缝钢管规格，选用0245肋7x7沏7的无缝钢管 作为壳体材料。冷凝器采用管板外径与壳体外径相同的主体结构型式，管排布置及管 板尺寸能够保证在管板周围边上均匀布置6个端盖螺钉孔以装配端盖，且能避免端盖 内侧装配周边的密封不致遮盖管孔，同时壳体内部留有一定空间起贮液作用，从整体 上看，冷凝器的结构尺寸能满足压缩冷凝机组的装配要求和限制。(5) 传热计算就所需传热面积确定(a)水侧表面传热系数计算：从水的物性表知，水在平均温度tm=32.5°c时，运动粘度 v ronggsxlormhs,物性集

52、合系数 b = 2147,prf = 5.14a = 0.622w/(m-k) o 因为雷诺数 re 二旦二 1.2x0.01 豎二 162339.4 > 104v 0.7685x10"所以水在管内的流动为湍流，水侧表面传热系数：2n aooh . = 0.023re?8 pr,04 = 0.023x x 16239.4°8x5.1404w/m2 k = 6400.37w/m2 kd; f 10.0104m(b)氟利昂侧冷凝表面传热系数计算：根据管排布置，管排修正系数为：£_ nj"3 + n20.833+. + n.833 _5x2°8

53、33 + 2x3阴話nri| n-> + i】7.2 + 2 + 3 + 2 + 3 + 2 + 2根据所选管型：由表6-6可知增强系数° = 13加查r134a的物性表知，在冷凝温度40°c时，b二1192.3,计算氟利昂侧冷凝表面传热 系数：hko=0.725bdb_0-25af°-25(p£n =0.725x1192.3x(0.0124mr°25xl.384x0.92xaf°25= 3301.3af025w/(m2-k)对数平均温差：atmlwl tw2_ 34-30二 37-30in37-34= 4.72°c取

54、水侧污垢系数0.000086m2-k/w计算热流密度qo = hk 0 - at = 3301.3af°-25 - at热流密度可用下式表示:qo =iu + rjo.f | 5 ao.f ai久g其中 =y(dj +db)所以= 970.9(4.72-at)_4.72°c-at二cmmqv 2、01390001 0.139m(s一 + 0.000086m- -k/w)x+x6400.37w/m2k0.03273930.0358ma°.ff _2500wq0 3540 w/m2=0.706m2(注：山为制冷剂蒸汽与铜管壁面之间的传热温差；为冷却水与制冷剂蒸汽之间(的平均传热温差：1选取不同的(单位为。c) j1卜fs aoju+rjai为水侧的热阻，九为铜管壁的热阻)进行试凑计算，计算结果列于下表中at/°c第一式 q0(w/m2)第二式q0 (w/m2)13301.33611.751.13545.93514.66当ar = l.l°c吋两式q°相差已经很小，取q0 =3540w/m2计算实际所