双冷源冷水机组设计

1、24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计毕毕业业设设计计 院系名称院系名称 机械与汽车工程学院机械与汽车工程学院 2015 年年 06 月月 12 日日设计题目设计题目 双冷源冷水机组设计双冷源冷水机组设计 学生姓名学生姓名 李杰李杰 学学 号号 20111368 专业班级专业班级 热能与动力热能与动力 11-4 班班 指导教师指导教师 王铁军王铁军 合肥工业大学本科毕业设计目 录摘要:.1ABSTRACT:.21 绪 论.31.1 引言 .31.2 发展状况及前景 .32 制冷系统设计 .52.1 方案确定 .52.2 本设计的题目与数据 .62.2.1 设计题目.62.2.2 设计工况.6

2、2.2.3 研究内容.62.3 相关参数设定 .62.3.1 制冷单元性能工况.62.3.2 蒸发温度和冷凝温度确定.62.4 制冷剂的选择 .72.5 制冷循环热力计算.82.6 压缩机的选型.103 制冷单元换热器设计计算 .123.1 空气进出口冷凝器的温差及风量.123.1.1 冷凝器的对数平均温差.123.1.2 冷凝器风量风机计算.123.2 冷凝器结构的设计.123.2.1 初步设计.123.2.2 空气侧传热系数计算.133.2.3 管内 R410A 冷凝时表面传热系数 .153.2.4 计算所需传热面积.153.2.5 风侧阻力计算.174 制冷单元蒸发器设计计算 .184.

3、1 冷冻水流量计算.184.2 冷量负荷及介质流量.184.3 设计对数传热温差初步计算.194.4 结构初步设计.194.5 干式蒸发器结构设计.2024 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计4.5.1 初步结构设计.204.5.2 壳程换热系数计算 .214.5.3 管内外 R410A的传热系数.234.5.4 管外传热系数 .254.5.5 计算管内流动阻力和平均传热温差 .254.5.6 计算面积热流量及传热面积 .254.5.7 水侧流动阻力计算.265 自然冷却时的换热器设计计算.285.1 冷凝器设计参数.285.2 空气进出口冷凝器的温差及风量.285.3 冷凝器结构设计.285

4、.3.1 冷凝器有关参数设计 .285.3.2 肋片管各部分传热面积的计算 .295.3.3 计算空气侧的传热系数 .295.3.4 计算冷水在管内的传热系数.315.3.5 计算所需传热面积 .325.3.6 风侧的阻力计算 .335.4 流程布置对 R410A 冷凝器性能的影响 .336 表面式换热器设计 .366.1 换热器结构初步设计.366.2 肋片管各部分传热面积的计算 .366.3 确定空气流通换热器时的状态过程 .376.4 计算空气侧的传热系数.376.5 计算冷水在管内的传热系数.396.6 计算所需传热面积 .396.7 风侧阻力计算.417 辅助元件选型及计算 .427

5、.1 风机选择.427.1.1 轴流风机选择.427.1.2 采用自然冷却时室外风机选择.437.2 制冷单元膨胀阀选择.437.2.1 确定膨胀阀两端的压力差.43P7.3 壳体结构设计.447.3.1 连接管的确定.4424 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计7.3.2 管板设计.457.3.3 法兰设计.457.3.4 支座的选择.45结论.47致谢.48参考文献.49附 录 1 干式蒸发器主视图.50附 录 2 干式蒸发器左视图.51附 录 3 风冷冷凝器零件图.52附 录 4 自然冷却时风冷冷凝器零件图.53附 录 5 室内换热器零件图.5424 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第

6、 0 页 共 61 页摘要: 本课题是关于对 24 匹（60）风冷/蒸发压缩式双冷源冷水机组机房空KW调的循环流程的设计，其中设计的主要流程包括关键部件的论证、压缩机选型、换热器计算、制冷剂选择以及制热量的选择方案。随着信息时代的发展，整个社会信息化程度的不断提高，对于数据中心机房空调的需求也越来越大，在有限的空间内 IT 设备的密度和业务都不断增大，随之而来的是用电负荷的逐渐加大，热流密度的不断提高，这就要求我们不断探索新的空调解决方案。作为数据中心空调的集中冷源，冷冻水系统与各自独立的直接膨胀式空调系统相比，制冷效率更高，设备更集中，运行更稳定，故障率和维护成本更低，国外众多大型数据中心普

7、遍使用冷冻水空调系统。本设计采用双冷源冷水机组在于充分利用室外冷空气对高温回水进行直接冷却，减少压缩机的启动时间，从而达到节约资源。其中它与普通冷水机组最大的区别在于它在冷凝盘管之前安装了自然冷却热交换盘管，优先利用环境冷空气冷却盘管内的回水。通过冷冻水循环管路的精心设计以及控制逻辑的优化，实现与机房内部空调气流组织的完美匹配，并且可以根据室内热负荷以及室外环境的变化，对冷冻水流量进行灵活的调节，将自然冷却的效益发挥到最大，始终使机组保持高效运行。14关键字：双冷源冷水机组； 机房空调； 自然冷源； 风冷 合肥工业大学本科毕业设计第 1 页 共 61 页Abstract: The main t

8、opic is about the circulation flow 24 (60kw) air / vapor compression chillers double cold source of design, process design, including the main argument of critical components, compressor selection, calculation of the heat exchanger, refrigerant selection and heating capacity options.With the develop

9、ment of the information age, the whole society to continuously improve the level of information, data center demand for room air-conditioning is also growing, in a limited space density IT equipment and services are increasing, and the attendant electricity load is gradually increased, and continuou

10、sly improve heat flux, which requires us to constantly explore new air conditioning solutions.As a centralized data center air conditioning cooling source, chilled water systems, compared with independent direct expansion air conditioning systems, higher cooling efficiency, the device is more concen

11、trated, more stable, lower failure rate and maintenance costs, many large data centers abroad widespread use of chilled water air conditioning system. Double cold source chillers that take full advantage of this design uses high-temperature outdoor cold backwater direct cooling, reducing start-up ti

12、me of the compressor, so as to achieve the conservation of resources.Where it is with ordinary chiller biggest difference is that it is installed before the condensing coil natural cooling heat exchanger coil, designed to preferentially use backwater environment inside the cold air cooling coil. By

13、careful design of frozen water circulation piping and control logic optimized to achieve a perfect match with the room air distribution inside and can change according to the indoor and outdoor environment, the heat load on the chilled water flow for flexible adjustment, natural cooling to maximize

14、efficiency, and always keep the unit running efficiently.Keyword: Double cold source chiller; CRAC; Natural cooling sourceAir-cooled24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 2 页 共 61 页1 绪 论1.1 引言 制冷技术在国民经济中应用极为广泛，几乎没有一个部门不应用这一技术。在食品工业方面，制冷技术应用最早。目前，在商业流通中冷库设施、冷藏船、冷藏列车、冷藏汽车以及冷藏柜台、冰箱等装置的使用逐渐普及，而冷藏库的服务范围，随着社会经济、科学技术的发展以及人

15、民生活水平的提高，空调技术越来越广泛应用于日常生活及各种社会场所。尤其是随着信息时代的快速发展，催生了更多的数据机房的建设，与此同时，机房产生的大量的热量急需排出室内，以保证机房的机器能够安全的运行，为了让机房的机器能保证在一定的温度范围内运行，需要利用制冷技术来解决当前问题，通过机房空调的建设，可以实现数据机房的温度、湿度以及洁净度保持在一定的范围内，这样可以实现恒温恒湿环境，使得机房的机器能够正常的运行。1.2 发展状况及前景 信息产业和数字化时代的快速发展，推动了数据机房的建设和数量，随着机房空调的建设，机房空调在机房的能耗的比例越来越高，由于机房的机器需要全年运行在一定温度范围内才能保

16、证其安全性，这使得机房空调需要一年四季连续运行，尤其是在室内设定温度低于室外侧温度的季节，特别是在寒冷的北方，常规的空调系统仍需要继续运行压缩式制冷系统，传统的压缩式制冷系统工作效率不是很高，而且在工作容易出现故障，所以，新的制冷系统应运而生。15目前较为常见的机房空调使用的制冷装置系统采用风冷冷水机组、水冷冷水机组，若能利用室内外的温差来提供室内的冷量，这将大大减少空调系统的能耗和运行成本,即为机房空调提供集中冷源的冷水机组需要常年运行即便在室外温度很低的条件下也需要空调继续运行，当室外温度较低的条件下，我们可以利用室外的冷空气来冷却高温回水，这样我们就可以实现在不适用压缩机的情况下，实现制

17、冷效果，这种方法我们称之为自然冷却，不需要开启压缩机制冷系统，即压缩机处于关闭状态，其中此冷水机组与常规的冷水机组的最大区别在于它在冷凝盘管之前安装了自然冷却盘管内的回水。从而实现了根据室外合肥工业大学本科毕业设计第 3 页 共 61 页温度的不同切换制冷系统的运行方式。在自然冷却冷水机组的基础上，相继提出了全新的数据中心的机房空调解决方案，如阿尔西提出的数据中心自然冷却冷冻水系统，它通过冷冻水循环管路的精心设计以及控制逻辑的优化，实现与机房内部空调气流组织的完美匹配，并且可以根据室内热负荷以及室外环境的变化，对冷冻水流量进行灵活的调节，将自然冷却的效益发挥到最大，始终使机组保持高效运行。又如

18、目前较为先进的处理方案就是基于热管技术的机房空调解决方案，主要是利用了热管实现了相变制冷，其制冷效果比常规的制冷效果高出很多。14相信在不远的未来，机房空调的解决方案能够得到进一步提升，这样就能节约更多的资源。 24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 4 页 共 61 页2 制冷系统设计2.1 方案确定根据论文设计要求，本次设计采用双冷源冷水机组设计，其原理图见图92-1 2-1 复合型机房空调模块方案图1-节流结构 2-制冷单元冷凝器 3-制冷单元压缩机 4-壳管式换热器5-旁通电磁阀 6-室外冷凝器 7-室内末端装置 8-液泵 原理：根据选用的双冷源冷水机组设计要求，此设计夏季采用制冷

19、压缩循环，室内高温回水与制冷剂在壳管式换热器里面进行热交换，被冷却的低温冷水继续进入室内，在室内末端装置处与室内高温空气进行换热，将热量带出室内，这样就可以实现室内温度保证在一定的范围内。高温高压的制冷剂通过铜管到达室外，经过室外风冷冷凝器，与室外实现热交换，变成低温高压的制冷剂，在通过节流阀的作用，变成低温低压的液体，这样实现了机械制冷循环。冬季时，当室外温度较低时，此时，可以关闭机械制冷系统，室内高温回水直接通过三通阀，到达室外冷凝器，直接与室外冷风进行换热，然后冷却的高温回水又进入房间，实现无压缩机制冷，此制冷方式为自然冷却。该冷水机组的特点： （1）采用自然冷源，当室外温度一定低的时候

20、，可以关机机械制冷循环，实合肥工业大学本科毕业设计第 5 页 共 61 页现无压缩式制冷，此方案可以实现更多的节能，重要的是可以延长压缩机的寿命。 （2）采用此方案，可以使系统工作在三个工作区，当室外温度较高时，采用机械制冷循环，当室外温度处于一定范围时，可以开启自然冷却系统循环，室内高温回水可以先通过室外翅片式冷凝器进行风冷，带走一部分热量，接下来水在与制冷剂进行换热，这样可以实现一定量的节能。当室外温度足够低时，可以完全关闭机械制冷系统，直接用室外冷风进行冷却，可以实现无压缩制冷。2.2 本设计的题目与数据2.2.1 设计题目：60kw 风冷/蒸发压缩式双冷源冷水机组设计2.2.2 设计工

21、况：制冷量为 60kw，运行环境（-1050），并参考相关标准c2.2.3 研究内容：本次课题研究主要是研究风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组的基本工作流程设计，论证关键部件、制冷剂（R410a）的选择方案，并分析系统的先进性。设计内容包括：热力计算、压缩机选择、换热器设计，附件选择，系统集成。2.3 相关参数设定2.3.1 制冷单元性能工况 按 GB17758-2001 里面的规定，制冷单元性能工况见表 2-1所示6表 2-1 制冷单元性能工况室内侧空气状态（）c室外侧空气状态（）c 工况条件干球湿球干球湿球使用工况0 .335 .1935242.3.2 蒸发温度和冷凝温度确定 （1）蒸发温度确定

22、:0t 冷冻水进口温度= ，出口温度，则根据公式可确定蒸发温1stc17cts122度为：；0tctttmss85 . 621217-2210 其中为蒸发器中平均传热温差，对于氟利昂等制冷剂蒸发器取 6-8，mC为了使机房运行时空调机组不产生冷凝水，提高机房空调的安全性，则本次设计空调的冷水供回水温度由提升到。冷水温度的提升，cc12/7cc18/1213可以使冷水机组的值可以更高，则系统节能效应更好；COP24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 6 页 共 61 页 （2）冷凝温度确定：kt ；ctttk5015351 其中是进口空气干球温度（），按照当地夏季室外通风干球温度计算，1tc

23、为冷凝温度与进口温（干球）之差，取，本次设计取；tct1510c15 （3）吸气温度确定：t 采用热力膨胀阀时，对于机房空调系统而言，蒸发器出口的气体过热度为，过冷（）在单级压缩系统中，节流前的液体的过冷是在冷凝器实c53c5现的，在一般情况下取过冷度为。c5设计计算的计算工况如下：环境参数：室内侧干、湿球温度为，室外侧干、湿球温度为，c33c5 .19；cc 24,35循环参数：蒸发温度=，冷凝温度，吸气温度，过冷温度0tc8c 50tkc 20t1。c 49t42.4 制冷剂的选择 制冷剂选择对于制冷系统效率，以及对环境的健康程度有很大的影响。近年来伴随着全球臭氧层破坏的加剧，以及人们对环

24、保意识的在意，全球学者对寻找和使用和类物质替代物的呼声越来越高。是消耗臭氧CFCSHCFCSCFCS层的化学物质中最重要的一种物质，目前国际社会对其的使用和生产进行了严格限制。 自制冷剂问世以来，被广泛运用于各个行业中，特别是运用于压缩机制冷循环，近百年的发展，制冷剂已经从单一的制冷剂发展到许多类型的制冷剂。 无机物自然工质氨、氮气、二氧化碳等，作为一种无毒、不燃、安全的自然制冷剂，被广泛用于汽车空调、食品冷冻冷藏系统中，同样的近来年被广泛用于超级计算机的冷却，具有较为广阔的前景，但是由于存在一些压力的原因，还有很多问题有待解决。其次是氟利昂制冷剂，如：R22（二氯二氟甲烷）、R12（二氯一氟

25、甲烷）、R134a（四氟乙烯），其中 R22 制冷剂属于 HCFC 类制冷剂，对环境有破坏作用，目前已经进入限制和禁止使用的进程中。R134a（四氟乙烯）是目前广泛使用，代替 R12 和 R22 的制冷剂。R-134a（四氟乙烷）是一种不含氯原子的制冷剂，它对臭氧层不起破坏作用，其具有良好的安全性能（不易燃、不爆炸、无毒、无刺激性、无腐蚀性）合肥工业大学本科毕业设计第 7 页 共 61 页的制冷剂，它的制冷量与效率与 R-12（二氯二氟甲烷）非常接近，所以被视为优秀的长期替代制冷剂。如今 R-134a 是目前国际公认的 R-12 最佳的环保替代品之一。6除了氟利昂之外，还有碳氢化合物组成的制冷

26、剂，如 R600a、R290、R50 等制冷剂，它们都是一些都碳氢组成的制冷剂，有很多优点。通过碳氢元素组成的混合制冷剂，如共沸混合制冷剂和非共沸制冷剂，其共沸制冷剂相对于单一的组分而言，具有很多优点，其中包括蒸发温度、化学稳定性、单位容积制冷量等等。非共沸制冷剂包括 R401A、R402A、R410 等等，其中 R410A 是一种新型环保制冷剂，它的工作压力为普通制冷剂 R22 空调的 1.6 倍左右。目前 R410A 新冷媒由两种准共沸的混合物包括 R32 和 R125 各 50%组成的，主要有氢，氟和碳元素组成,其具有稳定，无毒，性能优越等特点。由于不含氯元素，故不会与臭氧发生反应，即不

27、会破坏臭氧层（ODP=0）。另外，采用R410A 的新冷媒的空调在性能方面也会有一定的提高。R410A 是目前国际公认的用来替代 R22 最合适的的冷媒之一，它并在欧美，日本等国家得到普及，近来年在我国制冷行业也得到广泛的运用，如 R410A 被广泛的运用在谷轮压缩机之上。本次设计选用配有 R410A 制冷剂的谷轮涡旋式压缩机，主要是考虑到R410A 的一些优点出发，比如在相同的制冷量情况下，相同的冷凝温度条件下，采用 R410A 系统能效比可以比 R22 高出 6%左右，由于压缩机在压缩过程中的损耗更少，蒸发器和冷凝器具有更强的热传递性，整个系统内的压降更小。对于R410A 的低压损失特性而

28、言，小型商用空调系统中的大型压缩机会比小型家用系列的空调压缩机收益会更多。 以下通过对比 R134a、R410A 的一些重要性质见表 2-5 10表 2-5 制冷剂具体参数对比重要性质AR410a134R运行压力%159%68温度偏移C2 . 0C0 . 0蒸发器热传递%135%90冷凝器热传递%105%95压力降低量%72%128管径较小较大24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 8 页 共 61 页制冷剂充注量%70%100系统性能系数%10598%10096系统成本较低稍高 对比各制冷剂的优缺点方面考虑出发，本设计选择 R410A 作为本次设计使用的制冷剂。2.5 制冷循环热力计算

29、制冷循环压焓图如图 2-2 所示，本次设计选用的制冷工质为 R410A,根据查R410A 制冷工质的压焓图可知，得到各点状态点的具体参数见表 2-2，热力计算具体参数见表 2-3 所示图 2-2 制冷循环的图h-lgp表 2-2 制冷循环各状态点参数状态点符号单位参数值参考来源0tC80pkpa10210.170 0hkgJ /k427.96根据确定蒸发压力，作等压线交饱和气体线 0 点1tC201kg/m30.02811hkgJ /k438.55的等压线交，查0p1t图h-Lgps2tC81.302ss2hkgJ /k470.668过点作等熵线，与2p等压线交点 2s，=2pkp合肥工业大学

30、本科毕业设计第 9 页 共 61 页2tC88.242kg/m30.010422hkgJ /k478.70 取，求得85. 0i2h4tC44.834pkpa10230.3344hkgJ /k280.72等压线与过冷液kp4t体等温线的交点 4，54hh 表 2-3 热力计算性能具体参数 根据热力计算表 2-3 所知，在标准工况条件下，对应的制冷量为 60kw 的制 项 目计算公式单位数值备注单位质量制冷量410hhqkgJ /k157.83 单位容积制冷量10/vqqv3/kJ m5636.7 单位指示功12hhwikgJ /k40.15 单位冷凝热42hhqkkgJ /k197.98理论制

31、冷系数iiwq /013.93设计制冷量0Qkw60制冷剂质量流量00/qQqms/kg0.38压缩机理论排量 /q1mhsqs/m30.0142输气系数取75. 0压缩机输入电功率miimewqW/kw18.15取，9 . 0m85. 0iCOP0/eEERQW13.31冷凝器负荷kmkqqQ kw75.224 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 10 页 共 61 页冷循环，其 COP 值为 3.31，提高蒸发蒸发温度，可以制冷循环效率，对于数据中心空调系统用于机房空调，空调的出风不必与普通空调那样低，适当提高蒸发温度，可以有效提升 COP 值，而且还可以防止温度过低导致的凝霜现象的发生

32、。因此，在满足被冷却对象的前提下，应尽可能的采用较高的蒸发温度。2.6 压缩机的选型 压缩机作为制冷循环系统中最为重要的部件之一，压缩机的性能好坏，直接影响到制冷循环的性能，所以，在选用合适的压缩机，不仅要求满足制冷循环的制冷量，同样也可以防止制冷量过剩而导致的浪费现象。目前市场中常用的压缩机的种类很多，可分两大类：容积式和速度型。其中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。这类的压缩机又分往复式和回转式压缩机。往复式又称活塞式。其中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。 本次设计制冷量为 60kw，要求使用的制冷剂为

33、 R410A，其中活塞式压缩机主要运用制冷量较小的家用空调系统，螺杆式压缩机主要运用大型的冷水机组，其制冷量要求在 120KW 以上，所以并不适合于本次设计要求，所以从多方面的角度出发，选定美国艾默生谷轮涡旋式压缩机系列的压缩机作为本次设计的压缩机。根据已知条件对压缩机进行计算选型：1吸气状态的比体积：kgmv/108 . 232-1压缩机的实际输气量：smvqqmvs/0106. 0028. 038. 01压缩机的理论输气量： s/0142. 03mqqvsvh制冷压缩机的理论功率、指示功率0pipkwhhwqpsmom07.13438.55-668.470407. 0)q120）（=，其中

34、等熵效率ioippkW38.1585. 007.1385. 0i 根据计算选型，选择谷轮压缩机，其型号为 ZP285KCE，具体参数见表 2-4表 2-4 压缩机具体参数制冷能力型号名义匹数W输入功率电流ACOPW/WEER排量ccl/Rev注油量净重Kg电流A噪音功率合肥工业大学本科毕业设计第 11 页 共 61 页 TWDZP285KCE TW5 TW723.881500248003.2811.2253.26.3177.4176.9177.4250.0500.0305.089.0 根据实际情况选择该型号的压缩机作为设计元搜集，其中压缩机的理论排气量为，比实际过程中所

35、需要的smsmvccl/015. 0/603600102 .253Re/2 .253336理论输气量大，所以选择该压缩机型号满足要求。s/m0146. 033 制冷单元换热器设计计算3.1 空气进出口冷凝器的温差及风量 根据制冷单元热力计算，实际过程中考虑到冷凝器 10%-20%的余量，则16在设计计算的取冷凝器设计负荷为 90kw，根据制冷单元使用工况来确定参数内容，其具体参数见表 3-13-1 冷凝器设计参数冷凝器负荷kw进口空气温度）（ c1t出口空气温度）（ c2t冷凝温度）（ ckt进出口温差）（ ct903543508 其中空气进出口温差一般选择，本次设计选择。关于的c10-6c8

36、tkt选择，越高，冷凝器的换热面积越小，但是压缩机的排温和耗功会增大，kt的选择应按照使用条件和技术要求和经济性来选择，一般与进风温度控kt5kt制在为宜，并且采用全封闭式压缩机时，可取冷凝器温度，c15ctk5550以加大传热温差。所以本次设计冷凝器的冷凝温度选择。ctk 503.1.1 冷凝器的对数平均温差： Cttttttkk5 .10715ln843503550ln8ln2112m）（1-33.1.2 冷凝器风量风机计算 根据空气定性温度为冷凝器进出口温度平均温度：，空C392ttt21m气温差，在平均温度条件下的空气物性参数为：比定压热容为C8t24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设

37、计第 12 页 共 61 页，运动粘度为，热导率)/(kJ005. 1cpakkgs/m1096.1626-m，密度为，计算冷凝器风量)/(w0276. 0mkm3m/kg128. 1mvaq hmsQ/36000/m0 .1081005128. 190000tcq33pamkva）（2-33.2 冷凝器结构的设计3.2.1 初步设计 本次设计选择铜管作为传热管设计，肋片选择平直翅片mm8 . 052. 95（铝片），肋片厚度为，肋片节距，排管方式采用正三mm12. 0fmm7 . 1sf角形排列，在迎风面上的管间距，排间距。mm25s1mmss65.2130cos12（1）管外肋片单位面积f

38、f m/m549. 00017. 04/)00976. 0(14. 3-022. 0025. 0 2s4/d-ss2f22f2b21f）（)33( 其中 mmmm/00976. 0/200012. 000952. 0d22b）（)43( （2）肋间管外单位表面积bf m/m0285. 00017. 000012. 0-100976. 014. 3s-1df2ffbb）（）（)53( （3）管外总单位表面积tf mmmmfffbft/5775. 0/0285. 0549. 022）（)63( （4）管内单位表面积if mmmmdfii/0249. 0/)20008. 000952. 0(14.

39、322)73( （5）肋化系数 2 .230249. 05775. 0itff)83( 3.2.2 空气侧传热系数计算 根据冷凝器迎风面风速的范围要求，对于迎风面的风速选择，一般的越fw高则传热系数越高，但是阻力会增大，风机耗功也会增大，综合考虑实际情况，应取，本次选择迎风面上的风速为，冷凝器的管排数fwsm/5 . 3-5 . 2smwf/3选择，沿空气流通方向的管排数越多，则后几排的传热量越少，为提高换热面积的利用率，管排数一般选择为排为好，本次设计气流方向上的管排数选6-2合肥工业大学本科毕业设计第 13 页 共 61 页择为，则计算过程如下：4n(1)肋片效率、空气侧的传热系数，根据肋

40、片的设计参数，计算冷凝器的空气最窄流通面积上与迎风面积之比为 567. 07 . 125)76. 925()12. 07 . 1 ()(11fbffssdss)93( 迎风面上的风速为，则最小流通面上的风速为smwf/3maxw smsmwwf/3 . 5/567. 03max)103( 其中当量直径为eqd mmmmsdssdsdffbffbeq86. 276. 92512. 07 . 1)12. 07 . 1)(76. 925(2)(211)113( 空气的雷诺数fRe 8941096.1600286. 03 . 5Re6maxmeqfdw）123( 单元空气流道长径比 7 .220028

41、6. 030cos025. 0300286. 030cos1nsdLeq)133( 根据流体流过整张平套片管管簇时换热公式可知有 176. 0)d(103)d(000425. 0d02315. 0-518. 036-2eqeqeqLLLA)143( 其中：20. 01000e24. 0-36. 1f）（RAC 60. 0L0066. 045. 0neqd 208. 0-1000e08. 028. 0-mfR对于平直翅片的管外传热系数0 )/(41.65)(Red2m0kmwdLCmeqnfeq)153( 其中1 . 1对于叉排管有：3 . 0-127. 124 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设

42、计第 14 页 共 61 页其中 56. 276. 925dsb1则 72. 27 . 056. 227. 1)163( 计算肋片的当量高度h mdhb0113. 0)ln35. 01)(1(2)173( 计算肋片特性参数m 113027.731012. 02034 .6522mmmff)183( 其中铝片的热导率)/203fkmw（肋片的效率f 82. 083. 068. 0)(hmhmthf)193( 冷凝器外表面的效率s 83. 05775. 00285. 082. 0549. 0stbfffff)203( 则当量表面传热系数 ）（kmws/2 .540j3.2.3 管内 R410A 冷

43、凝时表面传热系数 假设管壁的温度，则平均温度Ctw 47mt Ctttkwm5.48250472)213( 根据 R410A 管内冷凝器换热的有关计算公式：414141)(683.0wkimsittdBr 414141)(99.3470)()00902. 0(98.8034.19683. 0wkwkitttt)223( 其中，表示汽化热，根据文献 2 查得 R410A 在条件下时的数值为sC5 .48140200，则。34.1941sr表示冷凝液膜组合物性参数，根据，根据文献 2，mB413)/81. 9(mB，则，代3/m916.6427kgkmw/0764. 0sm /1012. 928-

44、98.80mB入上式中，可求得i根据热平衡可得到壁温平衡方程为：)()(mwtjwkiittfttd合肥工业大学本科毕业设计第 15 页 共 61 页)395775. 04 .62)(00902. 0)(99.347041wwkwkttttt（整理得到： ）（3904.36)50(36.9843wwtt)233( 由试凑法得到当时，等式两边相等，与设定值相近。Ctw5 .46所以： )/(7 .2536)5 .4650(99.3470241kmWi)243( 3.2.4 计算所需传热面积根据实际情况，考虑到传热管采用纯铜管，设计时取传热管的导热热阻、污垢热阻和接触热阻之和为，根据管外面积为基准

45、，计算传wkm/0048. 020热面积 )/(95.312 .5410048. 07 .25362 .23111120kmWkjiof)253( 则所需要的管外面积和结构参数如下：管外面积： 223 .2685 .1095.3190000mmkQAmofkof)263( 所需的肋片的管总长度为： mfALtof5 .4645775. 03 .269)273( 本次设计冷凝器采用 V 型设计，其中沿着空气流动方向的管排数为 排，3迎风面上的管排数选择排，总管数为，单管有效长度，则冷凝器的60360m3 . 1实际有效总长度为，实际换热面积为，则裕度为，其中冷m468227.270m.73%0凝

46、器的高度，则实际迎风面积，mH51. 1025. 05 .60296. 151. 13 . 1mA则实际的迎风风速为，与初设定值接近，所以本次smAqwva/6 . 296. 12102设计是合理的。冷凝器的具体参数见表：2-3表 冷凝器参数2-324 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 16 页 共 61 页项目设定参数 冷凝负荷）（kwkw90风量）（sm /3sm /103传热系数)/(2kmw)/(95.312kmW沿空气流动方向上的管排数排，型32V迎风面上的管排数60冷凝器的高度）（mm51. 1单管管长）（mm3 . 1所需总管长度)(mm5 .464所需总换热面积)(2m23

47、 .268 m实际总管长）（mm468实际迎风面上风速)/(smsm/6 . 23.2.5 风侧阻力计算采用顺排时：，系数，则7 . 1max)(81. 9wdLAPeqd0113. 0A paPd6 .65)128. 177. 5(5 .240113. 081. 97 . 1)283( 采用叉排时： paPPdw74.786 .652 . 12 . 1)293( 合肥工业大学本科毕业设计第 17 页 共 61 页4 制冷单元蒸发器设计计算用于冷水机组的蒸发器的形式很多，按照载冷剂的不同可分为用于冷却空汽或冷却各种液体的蒸发器。根据供液方式的不同，蒸发器可分为满液式蒸发器，非满液式蒸发器、循环

48、式蒸发器、淋激式蒸发器四种。本次设计采用干式卧式壳管蒸发器作为设计型式，其制冷量为 60kw。本次设计为壳管式干式蒸发器设计，根据冷水机组设计要求，第一制冷剂与室内高温回水在干式蒸发器内进行换热，为了减少制冷剂的充入量，设计中制冷剂走管程，水走壳程，采用逆流换热，换热器类型选管式换热器，换热管采用规格的内微肋管，设计见表 4-1mm52. 9表 4-1 蒸发器设计参数制冷剂aR410冷冻水进口温度c17管子规格mm52. 9冷冻水出口温度c12冷凝温度c50蒸发温度c8过冷度c5过热度c124.1 冷冻水流量计算 蒸发器的进水温度为，出水温度，则冷水的定性温度ctw121ctw172为，查水的

49、物性参数：，cctttwww5 .1421712221)/(187. 4KkgkJcpw24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 18 页 共 61 页，。)/(597. 0KmWw45. 8Pr w3/999mKgwsmvw/10171. 126则水侧的质量流量 01260m/2.866(tt)4.187 (17 12)wwQkg sc/kg s) 14( 水侧的体积流量 33mm2.866v/2.866 10999ms3m / s)24( 4.2 冷量负荷及介质流量根据设计要求选择压缩机性能曲线图可知，当蒸发温度时，ctctk50,80制冷量为：，通过查阅制冷剂的压焓图可知，当冷凝过冷度

50、kWQ600aR410为时，蒸发器的出口的饱和蒸汽时的单位制冷量为ct5，所以通过干式蒸发器的制冷剂kgkJhhh/83.15772.28055.43851的流量为：aR410 skgskghQGr/38. 0/83.157600)34( 4.3 设计对数传热温差初步计算对数平均传热温差 12m1020tt17 12t =6.165tt178lnln128ttc)44( 4.4 结构初步设计本次设计采用内微肋管，增强换热能力，其外径，内径mmd52. 90，翅高翅数。设内微肋管的面积热流量mmdi22. 8mmf15. 060nN，则其所需的外表面传热面积：20/10000mWq 223006

51、100001060mmqQF)54( 假定制冷剂质量流速（为了保证润滑油带回压缩机，制)/(1002kmKgvt冷剂在换热管的出口流速要大于 4m/s，此时制冷剂的质量流速一般为左右，质量流速越大，制冷剂侧和整体的换热系数越高，该)/(1002kmKgvt合肥工业大学本科毕业设计第 19 页 共 61 页假定值后面会有校核）。 单管程热交换器的管程流通截面积： 232108 . 310038. 0AmmvGtrt)64( 单管程的管数: 75108 .50108 . 3n6-3-AAt)74( 其中为内肋片管的流通面积A 22228 .50212. 815. 02122. 842214mmmm

52、dfdAii 为满足热计算所需的传热面积，取，则每根管子的长度：75n m12. 3751012. 863ndFLi)84( 已知管程数为，则每一程的换热管长： 2tc m56. 1212. 32LL)94( 取整，则mL5 . 1总管数 根 150275ncntt)104( 实际的制冷剂质量流速为：)/(8 .99)/(10758 .5038. 0226-smKgsmKgAnGvrt与假设值接近，故假设值合理。) s/(1002mKgvt4.5 干式蒸发器结构设计4.5.1 初步结构设计 本系统设计采用干式蒸发器，其结构初步设计如图 4.1 所示，传热管根据4设计选择内微肋铜管，管束采用较为

53、常见的等边三角形设计排列，其具体52. 9设计尺寸如下：24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 20 页 共 61 页管子排列方式 采用等边三角形； 换热管中心距 ，设计时取 13mm；mmds4 .1252. 93 . 13 . 1分程隔板槽处管中心距 ；mmsE28其中换热管管壳体外直径设计：按照经验公式进行粗略估算为： ，根据国标无缝钢管选择，壁厚mmbsbDs1712) 1(mmDs219，内径；mm6mmmmDi207)12219(18其中，为管子外径为，b 是沿六边形对角28.1451.-10db）（0dmm52. 9线上的管数，根据管子按等边三角形排列时计算：；5 .131

54、. 1tnb折流板缺口高度 h：，折流板形式选用弓形折流板；mm5525. 0sDh管板厚度 mmB30折流板间距 1s0.2350sDmm折流板数 bN24折流板厚度 mmb5上缺口高 mm1H55下缺口高 mm2H55上缺口管数 b1n21下缺口管数 b2n21管板与第一个折流板间距 mm2s60最后一个折流板距与换热管管端间距 mm3s90壳体直径附近的管数 n15c结构图如下：合肥工业大学本科毕业设计第 21 页 共 61 页4.5.2 壳程换热系数计算取蒸发器的进水温度为，出水温度，则冷水的定性温Ctw171Ctw122度为，查水的物性参数：CCtttwww5 .1421217221

55、，)/(1875. 4KKgKJcpw)/(5855. 0KmWw45. 8Pr w，。3/05.999mKgwsmvw/10171. 126冷水的流量： sKgsKgttcQqwwpwmw/87. 2/1217185. 460)(210)114( 折流板间横向流通面积： 220220038. 000952. 015-207. 006. 0mmdnDsAcic)124( 管板端横向流通面积： 220110032. 000952. 015207. 0050. 0mmdnDsAcic)134( 水横向流过管簇的平均面积为： 222122110038. 01-2406. 005. 021-24003

56、8. 006. 00032. 005. 021212mmNssNAsAsAbbccc)144( 24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 22 页 共 61 页由，取。折流板缺口内管数，则缺口内265. 020755iDH16. 0bk211bn水 流通面积为： 2222201200536. 0400952. 021207. 016. 04mmdnDkAbibb)154( 水横向流过管簇的流速为： smsmAqwcwmwc/76. 0/0038. 005.99987. 2)164( 水流过缺口时的流速： smsmAqwbwmwb/54. 0/00536. 005.99987. 2)174(

57、水侧平均流速： smsmwwwbcm/64. 0/534. 0583. 05 . 05 . 0)184( 故水侧雷诺数为： 520310171. 100952. 064. 0Re60wmwvdw)194( 根据流体交错流过光管管簇的传热系数计算公式，水侧换热系数为： ）（）（KmWKmWdPwrww22316 . 00316 . 00/3 .4743/00952. 05855. 045. 8523022. 0Re22. 0)204( 考虑折流板周边密封不严，取 ）（）（KmWKmW2200/4269/3 .47439 . 09 . 0)214( 4.5.3 管内外 R410a 的传热系数计算内

58、肋片管的流道面积： 22228 .50212. 815. 02122. 842214mmmmdfdAii)224( 合肥工业大学本科毕业设计第 23 页 共 61 页 mmmmmmdf/0299. 0/00952. 02200)234( mmmmmmfNdNdfninii/0348. 0/00015. 060400822. 0602200822. 0422222222)244( mmmmmmfffim/0323. 0/20299. 00348. 02220)254( 管内 R134a 的质量流速为： )/(200)/(108 .5015038. 044226smKgsmKgAZGgtr)264

59、( 由蒸发温度，查的 R410a 的热物性参数如下：蒸发压力ct 80=1.0254, 液体密度,蒸气密度pap0Mpa3L/981.1136mKg,液体运动粘度,蒸气运动粘度3v/3967.39mKg)/(1029. 127-smvL，液体导热系数，蒸气导热系数)/(10209. 327-smvv)/(0985. 0KmWL，液体比定压热容，蒸气比定压热容)/(013. 0KmWv)/(1566KKgJcp，表面张力，蒸发潜热)/(1213KKgJcv）（mN /1027.113-根据压焓图，过冷度为的高压液体节流到蒸发温)/215KgKJr ctk 50c5度时低压蒸气的干度，设蒸发器出口

60、蒸气的干度，则在ct80317. 01x12x蒸发器内制冷剂蒸气的平均干度为：aR410 6585. 021317. 0mx)274( 根据在内微肋管中沸腾，其中表面传热系数计算可以根据附录 D-2aR410计算，则管内表面传热系数的计算i 98765321140011Re1cccclcttcicifRrgfXcdpBc)284( 其中：1302. 0,7452. 0,2045. 0,7630. 05100. 0,6850. 7,3814. 0,1106. 0,009622. 0987654321ccccccccc24 匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计第 24 页 共 61 页 iiiqqg