制冷系统性能测试试验台设计

1、本科毕业设计（论文）题 目 制冷循环性能测试试验台 同学 姓名 XXXX 专业 班级 04热能与动力工程2班 学 号 XXXXXXXXXX 二 零 零 三 年 六 月院 别 XX学院 指导老师（职称） XXXXXX 教授 完成 时间 2XXX-6-6 欢迎下载摘 要近20年来，制冷和空调技术得到了飞速的进展和广泛应用。从人们的日常生活到国民经济的各部门，从传统产业到高新技术产业，从国防科技到航空航天，处处都离不开制冷技术及其设备。本文简洁介绍单级蒸汽压缩式制冷循环性能测试试验台的设计中的几个问题：新型绿色制冷剂的使用，热力循环的计算，蒸发器和冷凝器的设计计算，制冷循环附件的选型，各种热工测量仪

2、器的选型及安装使用要求，以及制冷技术的进展和展望。本试验台选用最有前途的绿色制冷剂R134a，广东美芝制冷设备有限公司的全封闭压缩机，及各种性能优良的把握设备和热工测量仪器制冷循环性能测试试验台的作用，顾名思义是用试验的方法去测试各种实际因素对循环的影响，以便更好的分析争辩实际循环的各种不完善因素和应作出的改进。用本试验台能争辩高压液体过冷、是否有回热、压缩机吸气过热（有用及无用过热）等因素对循环的影响关键词 制冷循环/试验台/新型制冷剂/测试技术/环保ABSTRACTThis article simply introduced the in design several questions:

3、 New green refrigerant use，the calculation of the thermodynamic energy circulation, evaporator and condenser computation，air-conditioner appendix choice, as well as heat pump room air-conditioner development and forecast.The air conditioning is as the name suggests carries on the adjustment to the a

4、ir parameter, in order to cause the environment to suit our request. With development of our country national economy and the improvement of the people's lives level，people's living conditions condition request also in gradually enhancement. Therefore the air conditioning holds the very impo

5、rtant position in the daily life. Also causes the air conditioning technology in the unceasing enhancement, achieves the people to the environment request. The heat pump room air-conditioner both can make cold and heat, can satisfy the requests of the winter and summer, so it gets a fast development

6、. The air-conditioner is facing the miniaturization, the energy conservation, the intellectualization, is artistic, the health direction develops.In recent years, along with the housing condition change, some users stemming from saved spatial the consideration, started to purchase one-drivers-two ai

7、r-conditioners, the promotion pulls as soon as tows two air-conditioners the development and the improvement.KEY WORDS The heat pump , One-drivers-two air-conditioner, New green refrigerant,Energy conservation, Environmental protection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 .

8、. x其次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第三章制冷系统帮助部件的选型 .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平安阀的选型 . x3.5液视镜的选型 . x第四章 制冷系统测试仪器及把握部件的选型 . x4.1温度测量仪器的选型 . x4.2压力测量仪器的选型 . x4.3流量测量仪器的选型 . x4.4压力把握器的选型 . x4.5温度把握器的选型 . x第五

9、章 试验台的设计与搭建 . x5.1试验台大小的确定及布置 . x5.2 试验台的搭建 . x总 结 .x致 谢 .x参考文献 .x附录 .x第一章 绪 论制冷技术的进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进展，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进展。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4O，这只相当于欧美日发达国家六、七十年月的水平。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在逐年上升。因此，制冷装置的节能就成为了我国节能工

10、作中的重要一环，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，用冷状况简单，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准时调整，能使制冷装置在最经济合理的工况条件下平安牢靠地运行， 同时达到产冷量最大，耗功最省，运行效率最高的目的。争辩表明，通过细心操作调整，制冷装置的节能效果可达4 O。这说明操作调整对于制冷装置的节能极其重要，另一方面，也说明白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把握中的节能技术方法1.1 蒸发温度和蒸发压力的运行调整与节能蒸发

11、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，蒸发温度上升，蒸发压力也上升。在肯定的冷凝压力下，提高蒸发温度将使制冷系统的压缩比削减、压缩机的输气系数增大，单位容积制冷量急剧增加，功耗削减，这对节能是格外有利的。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。蒸发温度的选择是依据各类制冷装置，生产工艺需要的温度而选定的。由于热量在传递过程中，存在着肯定的温差，要达到生产工艺所需的温度，则制冷装置的蒸发温度必需低于生产工艺需要的温度，不同的制冷方式，所取温差

12、的大小也各不相同。1.1.2 温差的选择制冷方式不同，其温差分三种状况选定： 被冷却物(冷媒)是强制循环的水或盐水时，其温差取5 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 ，如排管式冷库。被冷却物是强制循环的空气时，其温差取510 ，如风机排管式冷库、风机排管式空调等。1.1.3蒸发温度如何调整蒸发温度调整，在实际操作中是把握蒸发压力，即调整低压压力表的压力值，操作中通过调整热力膨胀阀(或节流阀)的开度来调整低压压力的凹凸。膨胀阀开启度增大，蒸发温度上升，低压压力也上升，制冷量就会增大；假如膨胀阀开启度小，蒸发温度降低，低压压力也降低，制冷量就会削减

13、。在规定的范围内什么是最经济、最合理的运行温度和压力，这就必需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简单的，它除了直接受膨胀阀(节流阀)把握外，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定发生相应的变化，因此操作人员要保证蒸发温度在规定范围内稳定运行，就需要准时地了解蒸发温度的变化，依据蒸发温度的变化规律，适时地、正确地进行蒸发温度的调整。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

14、行过程中，热负荷的变化是经常发生的。当热负荷增大时，其它条件不变的状况下，蒸发温度就会上升，低压压力也会上升，吸气的过热度也会加大。这种状况下只能开大膨胀阀，增大制冷剂的循环量，而不能由于低压压力上升关小膨胀阀， 降低低压压力。这样做将会使吸气过热度更大，排气温度上升，运行条件恶化。调整膨胀阀时，每次调整量不应过大，调整后必需经过肯定时间的运行，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， 压缩机的吸气量就相应增加，在其它条件不变的状况下，就会消灭高压上升，低压降低， 蒸发温度也会随之下降。为了连续保持生产工艺需要的蒸发温度，就要开大膨胀阀，

15、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、低压压力也会渐渐降低(膨胀阀不作任何调整)，这是由于被冷却物温度下降热负荷削减的原因。这种状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，削减制冷压缩机能量运行，否则，则会消灭能量过大，供液量过大使制冷机组消灭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，蒸发面积是不断发生变化的

16、。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像的。当蒸发面积增加时，蒸发温度就会上升； 当蒸发面积削减时，蒸发温度就会降低。为了保持需要的温度，就应调整能量和膨胀阀，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，它于相应的冷凝压力是对应的， 冷凝温度上升，冷凝压力也上升。一般在特定的制冷系统中，冷凝压力上升，压缩比增大，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

17、10，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，排气温度上升，这对压缩机的平安运行格外不利，简洁造成事故。反之，冷凝压力降低，系统的耗电量削减。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，冷凝温度打算于冷却水的温度、流量、流速、冷凝面积、压缩机的排气量以及空气湿度、油污、水垢等影响冷凝器传热效率的各种因素，一般状况下，水冷式冷凝器的冷凝温度比冷却水出口温度高46 。风冷式冷凝器的冷凝温度主要打算于空气温度、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

18、的各种因素。风冷式冷凝器的冷凝温度比空气温度高812。综上可见，冷凝温度受到很多因素影响，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。从操作调整的角度，应把握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 冷凝温度如何调整在实际运行中，冷凝温度的变化，主要受环境温度影响较大，夏季环境温度上升，冷凝温度也会上升，在环境温度肯定的状况下，如何通过操作调整，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，主要应从以下几个方面入手：冷凝温度的凹凸与冷却介质量的大小和温度的凹凸直接相关，在实际操作中，通常通过

19、调整冷却介质量的大小或温度的凹凸来把握冷凝温度的凹凸。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，应特殊留意把握调整冷凝系统水泵或风机，避开无效的功耗。也就是说，冷凝温度和压力的降低当然可使压缩功削减，但此时冷凝温度的降低若一味是以冷却介质温度的降低、流量和流速的增加， 即水泵、风机耗功增加为代价的，则不肯定是经济的作法。由于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，通过调整削减冷却介质的流量、流速或者适当提高水温，使冷凝温度

20、和压力适当上升， 由于削减了冷凝动力的消耗，这时制冷系统的总能耗也可能降低，获得总体节能的效果。适当上升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把握有了更深化的生疏，这与国外的争辩结果是全都的。近年来，国外很多风冷冷凝器，接受了部分负荷调整或调速装置，即在部分负荷时，停止部分风机运行或降低风机转速，削减空气流量，此时冷凝压力虽有所上升， 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，累计能耗还是格外可观的。每年35个月，也就是说每年只有35个月水泵、冷却塔处于

21、满负荷运行状态，更多的时候冷却水系统具有较大裕量。如何合理地调整水泵、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、冷却塔时应依据实际状况进行合理的选择水泵扬程不宜富有过大；冷却塔风机配置要合理。另外，制冷操作人员应能依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整水泵、冷却塔风机的开启台数。亦可依据水温的变化，通过温感把握或电机的变频把握来自动调整水泵、冷却塔风机的开启台数。保持换热面积的清洁，消退影响热交换的因素，即准时除垢、放油、排解不分散气体；另一方面，就是把握冷却介质的流量、流速，保证冷却介质均匀地流过换热表面；还要特殊留意冷却水在冷凝器

22、中安排的均匀性。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。同时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，特殊是深夜运行，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益。另外，接受多级分段制冷工艺使制冷装置在各个时段中接受不同的运行参数，降低传热温差和利用连续变温调整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

23、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需把握正确的运行参数，否则，就不能实现制冷装置平安牢靠，经济合理的运行。随着经济的进展，能源短缺冲突更加突出，能源已成为影响经济进展的重要因素，世界各国都对节能提出了更高的要求， 并实行了相应的政策措施，我国也已制定了“十一五”期间单位GDP能耗降低20的硬性能源把握目标，这些都表明白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，更应当通过制冷装置的准时运行调整，在不增加投资的状况下，实现制冷装置的经济

24、运行，制冷装置的经济运行可使增加的投资回收期渐渐缩短，获得较高的综合经济效益。另外， 目前一些企业，特殊是很多乡镇小型冷藏加工企业，普遍存在技术力气薄弱，只留意生产经营管理，对制冷系统操作调整的重要性生疏不足，运行维护管理状况普遍较差， 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整中，我们不仅应当把制冷系统调整到合理的运行范围，满足制冷工艺的要求，维持制冷系统的平安正常运行，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其次版【M】上海：

25、 同济高校出版社，2006其次章 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。依据制冷剂的组成分类，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，有自然制冷剂和人工合成制冷剂。蒸汽压缩式制冷技术的进展，始终与它所使用的制冷剂的变更亲密相关。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；是否有用；该物质逸散到大气中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 、）下，是否有满足的理论循环特性。这取决于制冷剂的热力性质。人们期望的是：

26、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）；流淌性好（粘性小）。（2）有用性为了便于有用，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，对机器设备的材料无腐蚀，与润滑油不起化学反应。还期望它平安：无毒，无害，燃烧性和爆炸性小。另外，来源广、价格廉价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年月后期提出的。针对爱护大气臭氧层和削减温室效应的环境爱护要求，制冷剂的臭氧破坏指数必需为零，温室效应指数应尽可能小

27、。制冷剂选定后，依据它本身性质，又反过来要求制冷系统在流程支配、结构设计及运行操作等方面与之适应。这些都须在充分把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类已被淘汰，HCFC类正在被淘汰。依照臭氧破坏指数ODP为0的要求，原有的主导制冷剂R11、R12、R502和R22的替代物只能有两类选择：合成烃中不含氯的物质（即HFC和FC类）和自然物质。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，它是高温存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连续用R134a取代R12，大型离心式冷水机组中也有使用R13

28、4a的产品。本试验台制冷系统将接受R134a为制冷剂。表 1 中温制冷状况下 CFC-12 和 HFC-134a 理论性能的对比CFC-12 和 HFC-134a 的热循环比较 CFC-12 HFC-134a 制冷剂（以 CFC-12 为参照物） 100 99.7 COP （性效系数） 3.55 3.43 压缩机 排气温度 °C （ ）排气压力 kpa （ psia ） 86.8(188.2)1349(195.6) 83.1(181.5)1473(213.7) 压比 4.1 4.7 注：温度如下：冷凝器： 54.4°C 蒸发器： 1.7°C 压缩机入口： 26.7

29、°C 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 °C 101.1 临界压力 Kpa(1b/in2abs) 4060(588.9) 临界体积 M3/kg(ft3/1b) 0.00194(0.0311) 临界密度 Kg/m3(1b/ft3) 515.3(32.17) 密度，（液体）， 25°C Kg/cm3(1b/ft3)

30、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°C KJ/kg.k(Btu/(1b)F) 1.44(0.339) 热容（恒压蒸汽）， 25°C ， 1atm KJ/kg.k(Btu/(1b) 0.852(0.204) 蒸汽压力， 25°C Kpa(bar) 666.1(6.661) 蒸发热，沸点下 KJ/kg(Btu/1b) 217.2(93.4) 导热率， 25°C ：液体气体（ 1atm ） W/mk(Btu/hr.ftF) 0.0824(0.0478)0.0145(0.0

31、0836 粘度， 25°C ：液体气体（ 1atm ） mpa.s(cp) 0.2020.012 HFC-134a在水中溶解度， 25°C ， 1atmwt%0.15水在 HFC-134a 的溶解度， 25°C wt% 0.11 空气中可燃性极限， 1atm VOL% 无 自燃温度 °C 770 臭氧消耗潜值 / 0 卤代烷全球温室效应HGWP （ CFC-11 的 HGWP=1 ） / 0.28 GWP （ 100yr.ITH 对 CO2 ， GWP=1 ） / 1200 有害物质管理法备案状况 / 已报道 / 包括 毒性 AEL* （ 8 和 12

32、小时 TWA ）可允许的空气暴露浓度 Ppm(v/v) 1000 表 3 HFC-134a 稳定性（与金属和冷冻油）的试验数据冷冻油矿物油 矿物油 UCONRO-W-6602（a） 美孚 EALArctic32（b） Castrol IcematicSW100（b） 粘度cst(40°C)30.7 125 134 29.4 108.8 制冷剂 R-12 R-12 HFC-134a HFC-134a HFC-134a 评价：纯油油 / 制冷剂铜铁铝 4232 4232 00000 00000 00000 粘度变化% 纯洁% 带有制冷剂NDND NDND <1-12.7 -3.1-

33、36.2 4.3-27.1 分解产物分析HFC-134a （ppm）氟化物（ppm）NDND ND420 <7<0.7 <3 <0.3<7 2.2 热力循环计算2.2.1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。为了使用便利，一般都给

34、出了这些名义工况的参数，这些参数为客户供应了参考依据和制冷机或制冷压缩机的性能参数。所以依据国家供应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R134a，工况初步定为： 蒸发器内冷冻水温tc=-2，传热温差t=4; 冷凝器内冷却水温tw=32，传热温差t=5；节流前过冷度tG=5，有用回热tr=5蒸发器出口过热3。2.2.2 热 力 计 算循环过程p-h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7:P/barT/V/(m3/kg)H/(kJ/kg)S/(kJ/kgk)02.33-6393.312.3320.08939401.171.7532s9.385

35、1.2431.339.3830240.8R134a在制冷工况下的热力循环计算8 9:（1）单位质量制冷量： （1-1）（2）单位容积制冷量： （1-2） （3）单位理论功： （1-3）（4）指示比功： （1-4）（5）冷凝器入口的制冷剂比焓h2因： 所以 （1-5）（6）性能系数理论值： （1-6）指示值： （1-7）（7）冷凝器的单位热负荷： （1-8）（8）制冷剂循环的质量流量： （1-9）（9）实际输气量和理论输气量 （1-10） （1-11）（10）压缩机消耗的理论功率和指示功率 （1-12） （1-13）（11）冷凝器热负荷 （1-14）（12）热力完善度卡诺循环的性能系数为 （1-

36、15）因此，指示循环的效率为 （1-16）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-液分别器，使压缩机得到进一步的爱护。蒸发器的类型很多，按制冷剂在蒸发器内的布满程度及蒸发状况进行分类，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淌沸腾

37、换热，而满液式蒸发器中，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机敏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属传热板片叠加而成，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淌，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便利的优点，但耐压力量有限。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，承压力量高，但清洗不便，使用时应留意保证流

38、体的清洁。一般单个整体钎焊式换热器的换热力量较组装式小。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、流淌阻力和耐压力量。板片的材料通常为不锈钢，国内有的厂家接受铝合金板片。板片波纹外形有人字形、水平波纹形、锯齿形等。目前，换热板片多接受人字形。板式换热器是目前紧凑式换热器中单位体积换热力量最高的换热器之一，当两侧工质为水时，传热系数可高达5000-7000,由于氟利昂类制冷剂在板片间流淌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，蒸发器出口为-3

39、的过热蒸汽 ， R134a质量流量：0.013114 ， 蒸发器入口处制冷剂干度x=0.3 冷冻水进口温度：2 ，出口温度：-2（1）选择整体钎焊板式换热器为蒸发器参数：接口直径为25.4mm长a=77mm 宽b=100mm 高h=300mm板片20片，共19个流道，其中9个R134a流道，10个冷冻水流道（2）水流量：由0时水的物性：比定压热容CP=4.2J/KgK由m=0.119kg/s =0.119kg/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为主所以可将其作为R134a的进口温度，出口因有3的过热而为-3对数平均温差：（4）体积流量：水的体积流量：制冷剂体积流量:

40、液相：气相：（5）换热器换热面积：每块板面积：整个蒸发器有效换热面积：（5）传热系数计算：查AISI316板片材料，其厚度为0.4mm，板间距=2.25mm，当量直径de=2=4.5mm单通道横截面积：=b=0.1m2.25m=2.25水的流速：依据水的平均温度查表得其物性为：密度： 比定压热容： 热导率： 运动粘度： 普朗特数： 则有：由得所以制冷剂侧分两段：蒸发段和过热段1）蒸发段平均温度就是蒸发温度：-6，此温度时R134a的物性为沸腾的表面传热系数为:式中角标r代表制冷剂，e代表蒸发，l代表液相。又由于其中：热流密度：质量流率：所以： 液相表面传热系数：可认为近似为1所以：2)过热段过

41、热段为单相气体流淌，由平均温度查制冷剂R134a过热蒸汽图有: 而3）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.由阅历知，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之一，即有 ，4）总传热系数蒸发段：过热段：7）换热面积：蒸发段： 过热段：总面积所以选用此板式换热器可以胜任传热负荷。8）流淌阻力的计算板式换热器的流淌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，接受的基本公式为式中，L为流道长度，此处认为是0.524m1）摩擦阻力（a）水侧（b）制冷剂侧：制冷剂的流量为0.062kg/s平均干度

42、下的气相质量分数：平均干度下的液相质量分数： 流速w/(m/s) Re Reeq f p/Pa气相1.026714.342173.80.101406.97液相0.006499164.861035.31.04146.16表中：临界雷诺数为1000，则气相为湍流，属于型。马丁尼列参数(6)摩阻分液相表观系数2）流淌阻力估算：在各项阻力中，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1060，所以，冷凝的阻力可以按，计算，此处取系数为1.3.则水侧 制冷剂侧 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

43、换设备之一。高压过热制冷剂蒸汽在冷凝器中发出热量后，分散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。分散换热过程的热阻主要为分散液膜的导热，因而使分散液体准时排出，或者液膜尽量变薄是强化分散换热的主要动身点。当分散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分散换热，氟利昂水冷式冷凝器即属于此种状况。本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像，也是由筒形外壳、管板、管束和端盖组成。制冷剂蒸汽在管外分散，分散液体从筒底流出，冷却水在管内多次来回流淌。正常状况下

44、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分散液体，使设备简化。本制冷系统接受氟利昂制冷剂，卧式壳管式冷凝器用铜管制造，且大多数接受滚压肋片管，以强化制冷剂侧的分散换热。已知制冷剂R134a，冷凝热负荷为2.5kw，冷凝温度37（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mmSfmmhmmdimmdbmmdtmmA116×1.51.250.2231.51112.8615.86-0.151.35216×1.51.50.351.5111316-0.1341.347316×1.51.20.41.351

45、0.412.415.1-0.1391.384419×1.51.10.251.51415.918.9200.1791.480519×1.51.340.251.451415.8518.75200.1521.457有关结构参数为 . 单位管长各换热面积计算如下（2）估算传热管总长假定按管外面积计算的热流密度是，则应布置的传热面积为应布置的有效转热管有效总长为：（3）确定每流程管数Z，有效单管长L，及流程数N取冷却水进口温度，出口温度由水的物性知，在平均温度32时水的密度，比定压热容，则所需水量为：取冷却水流速，则每流程管数为取整数Z=2根，对流程数N、总根数NZ、有效单管长l、壳

46、体内径di及长径比l/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l壳体内径di长径比l/di241.320.0522480.660.087.06120.440.13.78160.330.122.3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流程方案做诶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/s。取传热管有效单管长l=0.33m，则实际布置管外冷凝传热面

47、积 ，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，依据无缝钢管规格，选用的无缝钢管作为壳体材料。冷凝器接受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四周边上均匀布置6个端盖螺钉孔以装配端盖，且能避开端盖内侧装配周边的密封不致遮盖管孔，同时壳体内部留有肯定空间起贮液作用，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，水在平均温度时，运动粘度，物性集

48、合系数。 由于雷诺数所以水在管内的流淌为湍流，水侧表面传热系数： （b）氟利昂侧冷凝表面传热系数计算：依据管排布置，管排修正系数为：依据所选管型：由表6-6可知增加系数查R134a的物性表知，在冷凝温度40时，B=1192.3，计算氟利昂侧冷凝表面传热系数： 对数平均温差：取水侧污垢系数计算热流密度热流密度可用下式表示： 其中所以（注：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：为水侧的热阻，为铜管壁的热阻）选取不同的（单位为）进行试凑计算，计算结果列于下表中/第一式(w/m2) 其次式( w/m2)13301.33611.751.13545.93514.66

49、当=1.1时两式相差已经很小，取=3540w/m2计算实际所需的传热面积初步结构设计中实际布置冷凝传热面积为0.735m2，较传热计算所需面积大，可作为冷凝传热面积的富有量。初步结构设计所布置的冷凝传热面积能满足负荷传热要求（6）冷却水侧阻力计算冷却水在冷凝器内的总流淌阻力用下式计算式中：u为冷却水在管内的流速，m/s；为冷却水的密度，；l为单根传热管长度，m；为管子内径，m；N为流程数；f为沿程阻力系数，对于水，f由下面的光滑管内流淌阻力公式求取：（上式的适用范围是雷诺数Re=3×1031×105 管子外侧制冷剂的流淌阻力较小，一般可忽视不计。本冷凝器的阻力系数：所以，冷却水侧阻力 =（7）连接管管径计算：取冷却水在进出水接管中的流速u=0.5m/s，则进出水接管管内径为 依据无缝钢管规格，选取20mm×2mm无缝钢管为进出水接管。依据循环热力计算，可分别求得制冷剂进冷凝器时过热蒸汽的体积流量及制冷剂从冷凝器排出时冷凝液体的体积流量，选取制冷剂在冷凝器进气接管和出液接管的适当流速，即可计算出进气接管和出液接管的管内径。一般卧式壳管式冷凝器的进气接管管径与所配制冷压缩机的排气管管径相同。现将所设计的卧式壳管式冷凝器的主体结构及其有关参数综述如下：低翅片管总数为16根，每