50kW二氧化碳热泵设计毕业设计.doc

毕 业 设 计学生姓名： 学 号： 专 业： 热能与动力工程 题 目： 50kW二氧化碳热泵 指导教师： 评阅教师： 2016 年6 月 毕 业 设 计 中 文 摘 要 氯氟烃作为制冷工质对环境的破坏已经成为目前世界上显而易见的问题。大气中的中的氯和溴可以与臭氧在平流层中发生剧烈的化学反应，而这些氯和溴很大部分来自制冷和发泡工业排放的氟利昂物质。目前，世界各国已经开展了新型制冷剂的研究工作，主要有包括R134a在内的HFC及其混合物来代替R12、R502、R22等。又由于蒙特利尔议定书的签订，可以产生温室效应的工质也被逐渐代替。二氧化碳（CO2）以其无毒，对臭氧层无影响，不产生温室效应的环保性能和热力学性质等优点，受到了研究人员与环保人士的重视。 CO2临界温度较低，只有当冷凝温度低于临界温度时才能采用一般的亚临界循环。在实际中，当热汇平均温度超过CO2的临界温度时，热泵系统必须采用跨临界循环。CO2跨临界制冷循环的放热过程有较大的温度滑移，在同样的蒸发温度下可以制备出温度较高的热水，且有相较于其他热水器有较高的COP。CO2热泵系统与其他热泵系统的部件没有很大的差别，主要是由压缩机、冷凝器/气体冷却器、蒸发器和节流装置组成，辅助设备有回热器与油分离器等。关键词 二氧化碳 热泵系统 跨临界 制冷剂毕 业 设 计 外 文 摘 要Title Design of 50kW carbon dioxide air source heat pump AbstractCFCs as refrigerants damage to the environment has become the worlds problem obviously. The chemical reaction in the atmosphere of chlorine and bromine can be fierce and ozone in the stratosphere occurred, and the chlorine and bromine is most from refrigeration and foam industrial emissions of Freon substances. At present, the world has carried out the research work of new refrigerants, mainly including HFC, R134a and its mixture instead of R12, R502, R22 and so on. And because of the signing of the Montreal protocol, the working medium of the greenhouse effect has been replaced gradually. Carbon dioxide (CO2) with its non-toxic, no effect on the ozone layer, no greenhouse effect of environmental performance and thermodynamic properties, such as the advantages of researchers and environmental protection.The critical temperature of CO2 is low, only when the condensing temperature is lower than the critical temperature, the critical temperature can be used. In practice, when the average temperature of heat sink exceeds the critical temperature of CO2, the heat pump system must adopt the cross critical cycle. The heat transfer process of the CO2 trans critical refrigeration cycle has a large temperature slip, which can produce hot water with high temperature at the same evaporating temperature, and has a higher COP than other water heaters.CO2 heat pump system and other parts of the heat pump system is not much difference, mainly by the compressor, condenser / gas cooler, evaporator and throttle device, auxiliary equipment, such as heat exchanger and oil separator, etc.Key Words carbon dioxide heat pump system cross critical refrigerantI 本 科 毕 业 设 计 第 页 共 II 页目 录1 绪论11.1 简介11.1.1 CO2的性质11.2 CO2作为制冷工质的历史11.2.1 CO2首次辉煌11.2.2 CO2制冷剂的再受重视22 CO2热力学循环分析42.1 经济性能分析42.2 跨临界分析42.2.2 CO2跨临界循环特点52.2.3 CO2热泵最优压力62.2.4 蒸发温度的影响82.2.5 压缩机效率的影响82.2.6 系统高压压力的影响92.2.7 吸气过热度dtsh的影响92.2.8 气体冷却器出口温度t3的影响103 系统的设计与计算113.1 压缩机的选择及热力计算113.1.1 选取最优压力值与COP值113.1.2 压缩机的选择和确定123.1.3 压缩机的设计检测133.1.4 对压缩机进行热力计算153.2 冷凝器的设计计算153.2.1 冷凝器的类型选择153.2.2 冷凝器的热平衡计算163.2.3 冷凝器的设计163.3 蒸发器的设计与计算193.3.1 蒸发器的类型选择193.3.2 选定蒸发器的结构参数194 零部件的选择与计算264.1 管道的选择264.1.1 压缩机与气体冷却器间的管道264.1.2 气体冷却器蒸发器间的管道264.1.3 气体冷却器蒸发器间的管道264.1.4 压缩机吸气管道274.2 节流机构的选择274.3 蒸发器风机的确定的选型274.4 感温元件的选择284.5 泵的选择294.6 止回阀的选择31结 束 语33致 谢34参 考 文 献35 本 科 毕 业 设 计 第 33 页 共 35 页1 绪论1.1 简介1.1.1 CO2的性质常温下，CO2 是无色、无嗅的气体。相对分子质量为44.01，临界温度为304.1K，临界压力为7.3773MPa，三相点压力为0.517MPa，三相点压力为0.51795MPa。CO2是碳元素的最高氧化状态，CO2与水混合时呈现弱碱性，具有非常稳定的化学性质，不可燃，也不助燃。可腐蚀碳钢等普通金属，但是并不会腐蚀不锈钢和铜类金属。在比较干燥的输送环境中（环境含水率小于8ppm），便可采用普通碳素钢。CO2并不具有毒性，却也不是维持生命的必需品。当空气中的CO2含量大于2%时，则可对呼吸器官的造成损害，严重可使人窒息死亡。作为热泵工质CO2的优点1：（1） 绝热指数较大，因此压缩机有较高的排气温度，可以制取温度较高的热水。（2） 具有良好的安全性和稳定性，无毒，不可燃，不易与其他物质发生化学反应。适应各种润滑油以及常用的机械零部件材料。作为环境中本有的气体，具有优良的经济型，并且没有回收问题。（3） 相对分子质量小，具有与制冷循环和设备适应的热力学性质，蒸发潜热大，单位容积制冷量高，流动性和传热特性好，可以显著减小热泵系统的尺寸，使整个设备紧凑。（4） 临界温度低，循环实在跨临界状态中进行。表1.几种制冷剂的性质参数R22R290R404AR407CR410AR744分子式CHF2ClCH3CH2CH3HFC125/134a/143R32/125/134aR32/25CO2消耗臭氧层效能（ODP）0.04500000全球变暖潜能（GWP）17000.013850150017301相对分子质量8644758672.544临界压力/MPa4.94.243.74.64.957.3临界温度/9696.772.78772.5310容积制冷/(kgm-3)434438703100294741902260001.2 CO2作为制冷工质的历史1.2.1 CO2首次辉煌在19世纪末到20世纪30年代前，CO2（R744）、氨（R717）、氯甲烷（R40）等曾被广泛应用。以上工质除去CO2以外，其余均有毒性或者可燃性，CO2则凭借因无毒不可燃等性质，使其在民用船用制冷等方面有巨大的优势。美国人Alexander Twining在1850年，首次将CO2作为制冷剂应用于蒸气压缩系统中，并且取得了英国专利2。成功将CO2应用于商业用途的是Thaddeus S.C.Low3，他于1867年获得英国专利，于1869年制造了一台制冰机，并且为航行船只设计了制冷器用来保存冷冻肉。1882年，Carl von Linde为德国F.Krupp公司设计开发了采用CO2作为工质的制冷机4。1884年，W.Raydt设计的CO2压缩制冰系统获得了英国专利。随后，CO2作为制冷机的使用有了广泛的发展。1886年英国的J&E Hall公司收购了德国人Franz Windhausen设计的CO2压缩机，并与1890年投入生产。这一跨时代的改变使得20世纪40年代，英国的船上广泛使用着CO2压缩机。CO2应用于制冷系统是在19世纪90年代，1897年锅炉公司Kroeschell Bros. 在美国芝加哥正式成立了以CO2为制冷剂的压缩机生产制造分公司。并且生产一整套制冷系统（制冷压缩机、冷凝器、水和盐冷却器、高压CO2、冷藏系统的阀门和零件）。30年后，Kroeschell与Brunswick制冷公司合并，成立了新的N.J.公司。期间来自Kroeschell的技术人员Fred Wittenmeier辞职在芝加哥成立了制冷机械公司Wittenmeier公司，此公司成功地使CO2制冷与空调系统进入实际应用。CO2制冷此时已经是二度辉煌，它在上个世纪初已经优先于NH3和SO2被人们使用。据统计，当时世界范围内的356艘船只中，有37%使用空气循环制冷机，37%使用氨吸收制冷机，25%使用CO2蒸汽压缩制冷机。1930年左右，CO2占比取得了极大的进步，取代了大多数的制冷机组，达到了前所未有的80%。但是CO2却有一个明显的缺点，那就是它的COP值。这也是当时技术上的局限性，使得CO2难以达到临界点（31.1，7.37MPa）。技术发展遇到瓶颈的CO2工质，并没有走上其他应用场合。在1931年后，以R22为代表的CFCS制冷剂诞生于世，以其无毒、不可燃、不爆炸、无刺激性、适中的压力和较高的制冷效率，完全取代了CO2作为制冷工质。1950年，最后一条搭载CO2制冷机组的船只被淘汰，标志着CO2时代的第一次落幕。1.2.2 CO2制冷剂的再受重视CFCS需要被替换的首要原因就是它破坏臭氧层。它会影响人类的健康：臭氧层被破坏后，其吸收紫外线的能力大大降低，使得人类接受过量紫外线辐射。一方面，过量的紫外线辐射会破坏人的免疫系统，使人的自身免疫系统出现障碍，患呼吸道系统传染性疾病的人数大量增加；另一方面，过量的紫外线辐射会增加皮肤癌的发病率。据统计，全世界范围内每年大约有10万人死于皮肤癌，大多数病例与过量紫外线辐射有关。臭氧层的臭氧每损耗1，皮肤癌的发病率就会增加 2。另外，过量紫外线辐射还会诱发各种眼科疾病，如白内障、角膜肿瘤等。其次，它会影响农作物的生产：实验表明，过量的紫外线辐射会使植物叶片变小，减少了植物进行光合作用的面积，从而影响作物的产量同时，过量紫外线辐射还会影响到部分农作物种子的质量，使农作物更易受杂草和病虫害的损害。最后，它会影响水生生态系统：研究结果表明，紫外线辐射的增加会直接引起浮游植物、浮游动物、幼体鱼类以及整个水生食物链的破坏。可见，紫外线辐射的增加，对水生生态系统有较大的影响。臭氧层的破坏与大气变暖等问题日益严重，使得人们不得不考虑CFCS对于环境的影响。在1985年到1987年，各国政府先后颁布了保护臭氧层的维也纳公约和蒙特利尔议定书。1991年，我国在修改后的蒙特利尔议定书上签字，使我国成为此公约的缔约国之一。根据我国国情，在1992年57月编制了“中国消耗臭氧层物质逐步淘汰方案”。此后，逐步淘汰消耗臭氧层物质已经成为了我国必须承担的国际任务之一。温室效应也成为制约可持续发展的一个关键问题，此问题与臭氧层的破坏都对人类的有着十足的威胁。科学家通过观察、测量气象变化来研究气候。在最近100年里，全球平均气温大约增长了0.8摄氏度。科学家使用电脑模型对将来的气候形势作出预测，与现在的气候状况相比，到21世纪末，全球的平均气温会增长1.1-6.4摄氏度。科学家预测，如果冰川继续融化，到2100年，海平面将会比现在高出6米，这将淹没许多印尼的热带岛屿和低洼地区，以及迈阿密、纽约市的曼哈顿和孟加拉国。温室效应还会带来强烈的风暴。越来越频繁的超大风暴确实谁都不愿见到的：在短短30年里，四级到五级强烈飓风的发生频率几乎增加了一倍。科学家将海洋和大气的温度，与强暴风雨发生的几率关联起来。从1905年到2005年，飓风发生的频率稳固上升。1905年与1930年间，平均每年约有3.5次飓风； 1931年与1994年间，平均每年约有5.1次；而1995年与2005年间，平均每年就有8.4次飓风了。当世界上的一些地方被风暴和泛滥的洪水袭击时，另一些地方却遭受着干旱的威胁。随着气候变暖，专家估计旱情可能至少增加66% 旱情的增加使供水量萎缩，并且导致农作物生产的质量下降。这使得全球的粮食生产和供给处于危险之中，人们面临饥饿威胁的危险越来越高。印度、巴基斯坦和撒哈拉以南的非洲正遭受着干旱。专家预测，在未来几十年中，降水量可能继续减少。估计那时的情况会很可怕。气候变化专门委员会指出，到2020年，0.75亿至2.5亿的非洲人可能会遭遇水资源短缺，而非洲大陆的农业产量将下降百分之五十。随着洪水、干旱的高温天气，给病毒创造了极好的生长环境，蚊子、扁虱、老鼠等携带疾病的生物愈发繁盛。世界卫生组织声称，新生的或复发的病毒正在迅速传播中，它们会生存在跟以往不同的国家中，一些热带疾病也可能在寒冷的地方发生。比如蚊子就使加拿大人感染了西尼罗河病毒。全球气温的上升，对物种生存的危害越来越大。如果年平均气温保持1.1到6.4摄氏度的增长速度，到2050年约30%的现有动植物都会面临着灭绝的威胁。这些物种会因为荒漠化、森林砍伐、海洋变暖、无法适应气候等原因而灭绝。野生动物研究者注意到更多的弹性迁移，动物从遥远的北方迁徙到遥远的南方，寻找维持其生存所需的栖息地。作为替代品，人们又发现了对臭氧层没有破坏的HFC类工质。但是此类物质却有着稳定的化学性质，长时间的积累后，仍能导致温室效应。虽然人们尽其所能地去寻找更好的替代品，但由于制冷剂工质需求量非常大，使得稍微对环境有影响的物质在积累后，都会对环境造成不可挽回的影响。面对日益严重的环境问题，前国际制冷学会主席，挪威的G.Lorentzen大力的向世人推广自然工质。在1989年，他设计的跨临界CO2循环系统取得了国际专利，这对CO2的研究和推广起了重要的带头作用，此后CO2作为制冷剂，又一次进入全球制冷剂热点关注中。2 CO2热力学循环分析2.1 经济性能分析 CO2热泵相对于传统的热泵方式不仅在环保方面有着较大的优势，而且在节能效率、经济费用和水温效果方面都有着不可替代的地位，是世界各国公认各方面最优的热泵系统，被投入了最多的金钱与精力进行研究。由于采用了跨临界循环，CO2热泵可以在较低温度工况下，把热水从5加热到905。挪威的Neks对所造的样机进行了实验，当蒸发温度为0时，将水从9加热到60，能效比可以达到4.3。比传统的电加热、太阳能热水器约节能75%6，CO2排放量可减少40%7。10的水加热到60时，CO2热泵热水器的COP值为4 .6 ，比HFC134a 热水器高出15 %8。虽然CO2热泵在前期的投入比较大，在社会生活中还不能够投入大面积使用，但是在工业方面却是各大厂商不二的选择。在日本为了推广CO2热泵热水器，政府推出了资金补贴的方式，使得大多数家庭都可以使用价值约5000美元的热水器。从长远利益上讲，不仅国家电力资源节约有好处，也为环境保护与可持续发展奠定了基础11。CO2热泵与其他形式的热泵具体的对比情况如表2。表2.现有加热方式经济性能比较加热方式燃气锅炉燃油锅炉电加热CO2热泵给水温度（）15151515出水温度（）65656565年运行天数365365365365热效率75%85%95%3年实际耗能（MJ）年燃烧费用（万元）246190.417698运行费用（万元）2400设备价格（万元）15121226.4年总投资（万元）263206.4188124.42.2 跨临界分析2.2.1 CO2系统组成及工作流程 CO2热泵系统由压缩机、蒸发器、气体冷却器、节流阀、CO2收集器、油分离器等主要部件组成9。为了提高系统的性能、减少节流损失，许多研究者开发了不同形式的膨胀机代替节流阀。在系统中，气体冷却器和蒸发器却是必不可少的组成部分，其换热效果直接影响制冷装置的性能和运行经济性。所以换热器性能的优良，直接影响一个CO2热泵是否适用。CO2收集器的利用重力沉降分离气液两相工质，使气相工质进入压缩机，液相工质和润滑油储存于收集器底部。确保没有液体工质进入压缩机，防止了液击。油分离器的作用是讲压缩机排出的高压蒸汽中的润滑油进行分离，保障了气体冷却器和蒸发器的换热效果。图1.CO2热泵工作流程图CO2热泵的流程如图1.所示。工作流程为：CO2工质经由压缩机压缩，由低温低压气体变成高温高压气体（状态12）；从压缩机出来的气体进入气体冷却器中冷却，讲热能传递给了冷却介质水（状态23）；通过节流阀后的CO2工质变成了气液两相状态（状态34）；从蒸发器中出来的CO2工质再回到压缩机中（状态41）；最后衔接。依次往复循环10。2.2.2 CO2跨临界循环特点 温熵图如图2所示11。1-2为压缩过程，2-3为定压放热过程，3-4为绝热膨胀过程，4-1为定压蒸发吸热过程。CO2的临界温度只有31.1，所以它的放热过程没有像传统的亚临界循环一样，而是在超临界范围内放热，放热过程有较大的温度滑移12。此循环正适合于热泵系统，有较为可观的放热系数。图2.CO2跨临界基本循环T-s图2.2.3 CO2热泵最优压力由于CO2热泵是一种跨临界循环，所以温度和压力是两个独立的变量。气体冷却器出口温度一定时，高压侧压力此时会影响流体的焓值，如图所示。随着高压压力的升高，等温线变得越来越陡峭，因此制冷量的增量随着高压的升高而减少。而相应地，等熵线却几乎是直线，这使得压缩机的耗功量会随着高压压力的升高呈线性增长。所以，当其他参数保持恒定时，随着高压侧压力的变化，循环系统的COP存在最大值13。此时相对应的高压压力称之为最优高压压力。对于CO2热泵，水的入口温度一般情况下比较低，导致气体冷却器CO2出口温度较低，相对应的系统最优高压压力也较低，从而导致压缩机的排气温度很低。热泵系统运行的需要达到的目标有两个，即系统效率和压缩机的排气温度。所以为使得水加热到所需的温度，实际运行时的高压压力往往高于气体冷却器出口温度所对应的最优高压压力。如图4、5所示，气体冷却器的出口温度30，蒸发温度0，系统的COP和压缩机排气温度随高压压力的变化曲线。由图可知，当高压压力为7.38MPa时，系统的COP存在最大值，对应的压缩机排气温度为63.48（当气体冷却器出口温度再降低时，对应的排气温度还可以更低）。图3.lg P-h图4.COP随高压变化关系图5.排气温度随高压变化关系2.2.4 蒸发温度的影响 随着蒸发温度te升高，性能系数COP也逐渐升高，且整个COP曲线斜率也增加。即当蒸发温度升高到一定程度时，升高单位蒸发温度会越来越显著地提高COP值14。例如，当蒸发温度从-5升高到5时，性能系数COP由4.26上升到5.68，但是压缩机的排气温度却有所下降，从93下降到78。这便是高压压力不变而蒸发压力升高使得压比减小造成的。为了提高循环性能，需要尽可能地提高蒸发温度。压缩机的排气温度的降低可由提高压缩机吸气过热的方法来解决。在以往的例子中，蒸发温度的升高被环境温度所限制，在夏季工况下，蒸发温度较高，冬季工况下，蒸发温度较低。总之，增大换热面积是提高蒸发温度的有效途径。图6.蒸发温度对系统性能及排气温度的影响2.2.5 压缩机效率的影响图7.压缩机效率队系统性能及排气温度的影响由图7可知，随着压缩机效率的升高，系统的循环性能逐渐上升。当压缩机效率从0.55提高到0.8时，其系统的性能系数由4.07上升到了5.48，上升的幅度为压缩机效率提高0.1，COP上升0.56。伴随着压缩机效率的提高，也会带来一些其他影响，例如压缩机的排气温度会随着效率的提高而降低。只不过下降趋势越来越不明显。当压缩机效率从0.5提高到0.9时，排气温度从100下降到77，压缩机效率每提高0.1时，排气温度下降5.6。所以，压缩机效率对循环性能和压缩机的排气温度影响很大。2.2.6 系统高压压力的影响图8.高压压力对系统性能系数及排气温度的影响 由图8可知，随着高压压力的提高，系统的循环性能系数逐步下降，下降的趋势越来越不明显。当高压压力从7MPa提高到10MPa时，系统的性能系数由5.13下降到4.1。高压压力每提高1MPa时，性能系数下降0.4。从图8还可以得知，压缩机排气温度会随着高压压力的提高而升高。高压压力从6Mpa提高到10MPa时，排气温度从57，提高到112，每提高1MPa高压压力，会使得排气温度上升13.75。所以高压压力对循环性能和压缩机的排气温度影响均很大。2.2.7 吸气过热度dtsh的影响 由图9可知，系统的循环性能随压缩机吸气过热度的增加而降低，但降低的幅度很小。当压缩机稀奇过热度从0上升到20时，性能系数从4.96下降到4.80，每上升1，下降幅度小于0.01。另一方面，当压缩机吸气过热度增加时，压缩机排气温度随之大幅度上升。吸气过热度从从0增加到20时，压缩机的排气温度由70升高到98，平均上升幅度为1.4/。吸气过热度对吸气碧容也有影响。当吸气过热度增加时，吸气比容也随之增加，在压缩机排气量一定的情况下，输气量必然减少，虽然单文质量流量下的炙热能力会提高，但考虑到增加吸气过热度可以导致换热量的减小，所以吸气过热度不能太高。图9.吸气过热度对系统性能系数及排气温度的影响2.2.8 气体冷却器出口温度t3的影响由图可知，气体冷却器出口温度只对循环性能产生影响15。随气体冷却器出口温度的升高，系统的性能系数会逐步下降，在到达32之前，其下降速率较为缓慢，当越过32后，性能系数会急剧下降。当高压压力大于气体冷却器出口温度对应的最优高压压力时，高压压力变化，对性能系数的影响比较小，当高压压力小于气体冷却器出口温度对应的最优高压时，高压压力变化对性能系数影响比较大。由此可知，减低气冷器出口温度对CO2热泵的循环性能只有好处没有坏处。在设计中应当尽可能较低气冷器出口温度，主要通过增大换热器面积、强化气体冷却器的换热效果，使得的CO2出口温度尽量接近被加热水的入口温度。图10.气体冷却器出口温度对系统性能系数及排气温度的影响3 系统的设计与计算3.1 压缩机的选择及热力计算3.1.1 选取最优压力值与COP值表3.CO2热泵的给定工况及其他参数项目参数进水温度15出水温度65冷凝器出口温度35蒸发温度5吸气过热度0压缩机效率0.8热损失比0.1无效过热度0 由上表数据利用Coolpack软件，改变出口压力，选取最优COP值。软件界面如下所示，最优COP值如表3所示16。图11.Coolpack软件计算图表4.出口压力与COP的关系出口压力（MPa）8.28.38.48.58.6COP值3.4993.2533.5283.5223.508由上表可得，当出口压力为8.4MPa时有最高COP值，为3.528.表5.管道参数管道流速（m/s）管径（mm）流量（m/h）吸气管道1018.89.997排气管道1213.014.28液体管道510.9-3.1.2 压缩机的选择和确定由压缩机的排气量为14.28m/h，综合制冷量与压缩机的功率，选择DORIN 公司生产的CD2500H型号压缩机。表4.为此压缩机的具体参数。表6.压缩机的参数生产公司型号蒸发温度()气体冷却器出口温度()制冷量Q(w)输入功率P(kW)DorinCD2500H5355297018.63排气压力(bar)排气量(m/h)HPRPM50Hz净重(kg)排油量(kg)9015722514501682.5 由Coolpack 软件可得到表5、表6中压缩机在名义工况及实际工况下各循环状态点的参数。表7.名义工况下各循环状态点的参数状态点温度T/压力P/kPa比焓h/kJkg 1密度/kgm 31103949-69.1106.1270.58400-34.7185.93348400-204.3636.5453969-204.3-表8.实际工况下各循环状态点的参数状态点温度T/压力P/kPa比焓h/kJkg 1密度/kgm 3153467-66.891.2276.28400-25.1176.8334.08400-204.3636.5403485-204.3-3.1.3 压缩机的设计检测 压缩比： 单位制冷量： 单位容积制冷量： 理论功率： 压缩机理论输气系数：式中：压缩机输气系数； 压缩机容积系数； 压缩机压力系数； 压缩机温度系数； 压缩机气密系数； 压缩机实际输气系数： ，轴效率：; 式中：指示效率； 机械效率； 则在a工况下的制冷量和输入功率为： 制热量：所以，选择的压缩机符合设计要求。3.1.4 对压缩机进行热力计算 单位质量制热量： 单位容积制热量： 单位理论功： 制冷剂质量流量： 压缩机理论功率： 压缩机指示功率： 蒸发器的冷负荷： 冷凝器的热负荷:表9.压缩机计算汇总计算项目计算结果单位质量制热量179.2kJ/m单位容积制热量16343.04kJ/kg单位理论功41.7kJ/kg制冷剂质量流量0.327kg/s压缩机理论功率13.64kW压缩机指示功率16.047kW蒸发器的冷负荷44.55kW冷凝器的热负荷58.186kW3.2 冷凝器的设计计算3.2.1 冷凝器的类型选择冷凝器是热泵系统当中主要的换热设备。其主要工作是将压缩机中排出的高温高压气体与外界进行换热，从而使制冷剂变成饱和液体或者过冷液体。冷凝器根据冷却介质的种类分为四大类，分别是：水冷式、蒸发式、淋水式和空气冷却式。通过对本设计的综合考虑，我们选择套管式冷凝器。其主要的冷凝方式为：制冷剂的高温高压蒸汽从冷凝器上方进入内外管之间的空隙，流进下方的储液器这种，冷却水从冷凝器的下方进入内管，从上方流出，从而形成逆流换热的效果。又因为本系统换热面积小，而此种冷凝器的结构简单，制作简便，单管冷凝，换热流体逆流换热，冷凝效果优良，水流速度在时，传热系数可以有等优点，故选择套管式冷凝器。3.2.2 冷凝器的热平衡计算3.2.3 冷凝器的设计 套管式冷凝器：外套管使用无缝钢管，内管使用滚轧低紫铜管。内走水外走制冷剂的逆流形式，以增强冷凝器的换热能力。选择管内流速W=1m/s，管内冷却水的污垢系数为： 取紫铜管的导率： 平均对数温差： （1）选用的低翅片管为传热管，有关的结构参数如下：翅节距，翅厚，翅高，管内径，翅根管面外径，翅顶的直径. （2）单位管长各有换热面积分别为： （3）确定内管根数：水在平均温度tm=40时，密度 则冷却水的体积流量为： 根据所选的管型，则所需内管根数： （4）水侧面的传热系数计算：由水物性可知时的运动黏度 物性集合系数B=2326 故水管内的流动状态是湍流。考虑将套管盘成半径R=螺旋盘管水侧换热修正系数：水侧的换热系数： 采用无缝钢管作为外管，由计算得到内管需要4根，采用一根套管内穿两根低翅片内管的结构。取，对高温高压的CO2进行管壁的厚度校核。型号为奥氏体不锈钢无缝钢管F37 32 2.5，许用应力为 （5）求横截面积的间隙面积S：两根管的横截面积套管的內截面面积：所以： （6）求制冷剂在冷凝器中的流速。由上可知，制冷剂冷凝器进口体积流量（7）查取CO2 的Ref和Pr数值：当CO2 平均温度由上可知，CO2在管道中的流动状态属于过渡区。求CO2在67.5时的换热系数，已知 （8）内管厚度：（9）总的传热系数： （10）求冷凝器的总换热面积：（11）求管道长度：表10.冷凝器计算汇总计算项目结果制冷总量58.598kW平均对数温差57.17K单位管长的换热面积冷却水的体积流量所需内管根数4水侧的换热系数两根管的横截面积179.08mm2套管的内截面积804.25mm2间隙面积625.17mm2内管厚度13.75mm总的传热系数2839.35W/(m2K)总换热面积0.36m3管道长度11.03m3.3 蒸发器的设计与计算3.3.1 蒸发器的类型选择 蒸发器是制冷系统中四大部件之一，低温的制冷剂液体通过蒸发器，从外界的空气中换取热量。根据本设计的具体需求，选择翅片管式冷却空气的蒸发器。3.3.2 选定蒸发器的结构参数考虑到CO2热泵的工作压力较高，参考管径对换热性能系数的影响。选用的紫铜管，翅片厚为的铝套片，翅片间距，热导率。选择正三角形叉排偶爱列的方式，垂直于流动方向的管间距，沿流动方向的管排数选取，迎面风速。 （1）计算几何参数 翅片为平直套片，则管外径为 沿着气流流动方向的管间距为 沿气流方向套片的长度为 单位管长翅片的外表面面积为 单位管长翅片间的管子表面积 单位管长的总外表面面积为 单位管长的外表面积为 单位管长的内表面积为 单位管长平均直径处的内表面积为 由上述计算可得 （2）计算空气侧干表面传热系数 空气的物性：在相对湿度在70%时，假设进口处空气的干球温度ta1=15，湿球温度ts1=11.93；出口处空气的干球温度ta2=5，湿球温度ts2=2.86空气的平均温度为空气在ta=10时的物性，。 最窄界面处的空气流速 空气侧干表面传热系数 （3）确定空气在蒸发器内的状态变化过程已知空气的进出口温度，由湿空气的hd图可得，。在图上连接进出口参数点1，2，并延长相交饱和空气线于w点，该点的参数是，。蒸发器中，空气中的平均比焓为在hd图上按照过程线hm=23.64kJ/kg线的交点得出tm=7.4，dm=6.43g/kg。析湿系数为 （4）循环空气量的计算进口状态下空气的比体积为 所以循环空气的体积流量为 （5）空气侧当量表面传热系数的计算 当量表面传热系数当正三角形叉排排列为平直套片管束时，叉排翅片可以视为正六边形，且此时翅片的长对边距离和短对边距离之比，且，所以 肋片折合高度为 凝露工况下的翅片效率为 当量表面传热系数为 （6）管内CO2蒸发时表面传热系数的计算CO2在t0=0时的物性：饱和液体的比定压热容；汽化潜热；饱和液体密度；饱和气体密度；液体的动力粘度；液体的热导率；液体普朗特数已知CO2进入蒸发器的干度，出口干度，CO2的总质量流量为：迭代计算的初值，制冷剂CO2在管内的质量流量为，总的流通截面面积：每根管子的有效流通截面积为蒸发器的分路数：取Z=62，则每一分路中CO2的质量流量为则每一分路中CO2在管内的实际流量流速为 由于C00.65，C1=1.136，C2=-0.9，C3=667.2，C4=0.7，C5=0.3，Ffl=2.2 （7）传热温差的初步计算暂时不计算CO2的阻力对蒸发温度的影响，则有 （8）传热系数的计算制冷剂和润滑剂互溶，所以内污垢热阻可以忽略不计，综合得出管壁导热热阻以及翅片与管壁间接触热阻之和 （9）核算假设的qi值由计算结果可得，假设的qi初值3600W/与核算值3573.93W/偏差小于1%，则假设有效。 （10）蒸发器的结构尺寸计算 蒸发器所需的表面传热面积 蒸发器所需传热管长 迎风面积 将蒸发器设计为宽B=1250mm，高H=750mm，那么实际的迎风面积有 垂直于气流方向的管间距s1=25mm，垂直于气流方向的每排管数为 顺气流方向为15排，共布置450根传热管，传热管的实际总长为传热管的实际内表面传热面积为 又说明计算接近有20%的裕度。表11.蒸发器计算汇总计算项目结果管外径db10.4mm管间距S221.65mm套片的长度L86.6mm单位管长翅片的外表面面积Sf0.4148m2/m单位管长翅片间的管子表面积ab0.0297m2/m单位管长的总外表面面积为aof0.4445m3/m单位管长的外表面积abo0.02702m2/maof/abo13.606空气的平均温度10最窄处空气流速4.7m/s空气侧干表面传热系数60.62W/(m2K)空气比焓23.64kj/kg循环空气的体积流量8292m3/h当量表面传热系数103.26W/(m2K)每根管子的有效流通截面积5.8110-5m2蒸发器的分路数62分路中的质量流量21.187kg/h传热系数43.45W/(m2K)蒸发器所需的表面传热面积AiA012.375m2205.06m2蒸发器所需管长461.33m实际迎风面积0.9375m2每排管数30传热管内表面实际传热面积15.20m24 零部件的选择与计算4.1 管道的选择4.1.1 压缩机与气体冷却器间的管道由Coolpack软件得出压缩机的排气管道直径为13mm，排气压力为8.4MPa。采用锡黄铜131，材料型号为HSn70-1，其性能有：。根据排气管道承受的拉应力，进行厚度校核13（s安全系数为1.1）：所以选择的排气管道符合安全要求。4.1.2 气体冷却器蒸发器间的管道由于二氧化碳的压缩循环是在临界点上下进行的。所以CO2在冷凝过程中，压力与温度是没有线性关系。温度下降过程中而压力不变化。CO2在冷凝后仍是气体，故选择与排气管道相同的尺寸：锡铜管内径131。4.1.3 气体冷却器蒸发器间的管道同样由Coolpack软件得出，液体管道的管径为10.9mm，排液压力为3.969MPa。采用锡铜管121，材料型号为HSn70-1，其性能有：根据排液管道承受的拉应力，进行厚度校核（s安全系数为1.1）：所以选择的液体管道符合安全需求。4.1.4 压缩机吸气管道同样由Coolpack软件得出，吸气管道的管径为18.8mm，排气压力为3.949MPa。采用锡铜管201，材料型号HSn70-1，其性能有：根据吸气管道承受的拉应力，进行厚度校核（s安全系数为1.1）： 所以选择的吸气管道符合安全需求。4.2 节流机构的选择由上述设计得出，压缩机吸排气管道的压降为4.45MPa，排气管道的管径为13mm，吸气管道的管径为20mm，压缩机的制冷量为52.97kW，所以选择艾默生T/TIE系列热力膨胀阀，型号为TCLE50HC5FT13/8X20/8ODFS。图12.热力膨胀阀4.3 蒸发器风机的确定的选型综合本设计实际情况，选择型号的风机。额定功率为，额定电压为。图13.风机外形图4.4 感温元件的选择感温元件的作用就是保护系统可以在安全且正常的工作条件下工作，在本设计系统中，需要测定温度的部位有：（1） 压缩机的排气管道 85120（2） 蒸发器的