制冷系统性能测试试验台设计毕业论文.doc

制冷循环性能测试实验台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 .x60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4O，这只相当于欧美日发达国家六、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在逐年上升。因此，制冷装置的节能就成为了我国节能工作中的重要一环，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 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度，则制冷装置的蒸发温度必须低于生产工艺需要的温度，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 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蒸发温度如何调节蒸发温度调节，在实际操作中是控制蒸发压力，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。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中，冷凝压力升高，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 。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。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，主要应从以下几个方面入手：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数。亦可根据水温的变化，通过温感控制或电机的变频控制来自动调节水泵、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中，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，又反过来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 中温制冷情况下 CFC-12 和 HFC-134a 理论性能的对照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： 54.4C 蒸发器： 1.7C 压缩机入口： 26.7C 膨胀阀： 51.7C 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）， 25C Kg/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）， 25C KJ/kg.k(Btu/(1b)F) 1.44(0.339) 热容（恒压蒸汽）， 25C ， 1atm KJ/kg.k(Btu/(1b) 0.852(0.204) 蒸汽压力， 25C Kpa(bar) 666.1(6.661) 蒸发热，沸点下 KJ/kg(Btu/1b) 217.2(93.4) 导热率， 25C ：液体气体（ 1atm ） W/mk(Btu/hr.ftF) 0.0824(0.0478)0.0145(0.00836 粘度， 25C ：液体气体（ 1atm ） mpa.s(cp) 0.2020.012 HFC-134a在水中溶解度， 25C ， 1atmwt%0.15水在 HFC-134a 的溶解度， 25C 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情况 / 已报道 / 包括 毒性 AEL* （ 8 和 12 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）的实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(40C)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% 纯净% 带有制冷剂NDND NDND 1-12.7 -3.1-36.2 4.3-27.1 分解产物分析HFC-134a （ppm）氟化物（ppm）NDND ND420 70.7 3 0.37 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。为了使用方便，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)02.33-6393.312.3320.08939401.171.7532s9.3851.2431.339.3830240.8R134a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 （1-15）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，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。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,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，蒸发器出口为-3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: 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：根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。又因为其中：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: 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）流动阻力估算：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换设备之一。高压过热制冷剂蒸汽在冷凝器中发出热量后，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。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。本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（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mmSfmmhmmdimmdbmmdtmmA1161.51.250.2231.51112.8615.86-0.151.352161.51.50.351.5111316-0.1341.3473161.51.20.41.3510.412.415.1-0.1391.3844191.51.10.251.51415.918.9200.1791.4805191.51.340.251.451415.8518.75200.1521.457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，根据无缝钢管规格，选用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，水在平均温度时，运动粘度，物性集合系数。 因为雷诺数所以水在管内的流动为湍流，水侧表面传热系数： （b）氟利昂侧冷凝表面传热系数计算：根据管排布置，管排修正系数为：根据所选管型：由表6-6可知增强系数查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) 第二式( w/m2)13301.33611.751.13545.93514.66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裕量。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动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动阻力公式求取：（上式的适用范围是雷诺数Re=31031105 管子外侧制冷剂的流动阻力较小，一般可忽略不计。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 根据无缝钢管规格，选取20mm2mm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，每根传热管的有效长度为330mm，管板的厚度取12mm，考虑传热管与管板之间胀管加工时两端各伸出3mm，传热管的实际下料长度360mm。壳体长度为330mm（等于传热管有效单管长），壳体规格为130mm4mm的无缝钢管。冷却水流动的流程数为8，由于传热管总根数为16根，则每流程管数为2根。2.5 膨胀阀的选型计算热力膨胀阀的工作原理是通过感受蒸发器出口制冷剂蒸气过热度的大小，来调节制冷剂的流量，以维持恒定的过热度，在控制原理上属于比例调节器。热力膨胀阀可以自动调节制冷剂的流量。热力膨胀阀的设计选配是根据制冷系统设计的制冷量、工况、制冷剂及系统的实际结构布置情况，选择合适的容量和形式的热力膨胀阀。每只阀只能用于它规定的系统中。相同开度下阀前后的压力差影响制冷剂的流速乃至流量。随着蒸发温度的降低，阀容量变小。阀前液体过冷度影响到节流后的两相制冷剂的干度，对阀的流量系数产生影响。阀容量随节流前液体过冷的增大而增大。膨胀阀入口处必须避免制冷剂液体中有闪蒸气，否严重影响阀的容量。冷凝器至阀前的液管有阻力降时，必须增加液体的过冷度，以防止阀前汽化。可靠的膨胀阀容量特性由生产厂家提供的热力膨胀阀容量表中查取。热力膨胀阀一般有20的容量裕度，及阀的最大能力可以达到样本的120。所以设计时，选择容量满足系统制冷量的要求的阀，而不必要留有过大的容量裕度。若阀选定的过大，不仅价格高，而且会引起阀的工作不稳定，调节时只是作为动作开关，不能随负荷的变化成比例的做出连续的平滑的调节。此外还会影响阀的寿命。 上海奉申制冷控制器有限公司生产的膨胀阀及选型方法如下：选型方法及步骤 一利用容量表选择膨胀阀阀型号规格的方法及步骤。首先根据设计工况确定：1. 制冷系统中制冷剂2. 进入阀的液体制冷剂温度3. 蒸发温度4. 通过阀的压力降5. 所需要的制冷量(蒸发器的冷量)然后根据上述确定的参数，在扩展容量表中选择合适的阀型号与规格。如果进入阀的制冷剂温度不是35，查阀进液温度修正系数表，修正该工况下的制冷量。二其它必须的选择1. 充注形式，见膨胀阀充注选择表2. 平衡形式(内平衡或外平衡)，见外平衡选择表3. 连接方式(螺纹连接或钎焊扩口连接)三可任意选择的项目：1. 是否需要压缩机的MOP 马达过载保护，见MOP 马达过载保护选择表上海奉申制冷控制器有限公司生产的膨胀阀进液温度修正系数表上海奉申制冷控制器有限公司生产的膨胀阀型号与参数表名义容量是基于冷凝温度+38，蒸发温度+4，阀进液温度过冷1K，对于制冷剂R134a，通过阀的压力降为0.41MPa，对于制冷剂R22、R407C、R404A/R507，通过阀的压力降为0.69MPa.热力膨胀阀CTV、DTV 系列：R134a 扩展容量表(扩展容量是基于进入阀的不带蒸汽的液体制冷剂温度为+35) 单位：KW针对本实验台的制冷系统，热力膨胀阀的选型如下：工况：制冷剂：R134a通过阀的压力降：P = 0.7MPa蒸发温度te = -6蒸发器的冷量为2KW(所需制冷量)进入阀的液体制冷剂为30查阀进液温度修正系数表得修正系数Kt = 1.06修正后的蒸发器的冷量为2/1.06=1.89KW如果蒸发器的压力降大于0.015MPa，须选择外平衡膨胀阀。一般膨胀阀的容量要比修正的蒸发器冷量要稍大，查扩展容量表可得选择DTV(E)N-1 钎焊连接热力膨胀阀DTV 型外形尺寸(单位:mm)2.6 压缩机的选型计算随着能源的紧缺和保护环境的呼声越来越高，人们对高耗能设备中占重要地位的制冷设备提出了节能、降低对环境直接污染和间接污染等要求。滚动转子式压缩机作为房间空调器一种常用的、效率较高的压缩机形式，它与往复式压缩机相比，具有容积效率高，往复运动部件少，振动小，不需要内部悬挂支撑弹簧，零部件少等优点。据统计，相对于往复式压缩机，转子式压缩机体积减少4050，重量轻4050。从二十世纪八十年代起，对转子式压缩机的研究非常活跃，并已实现商品化。目前在国内外，滚动转子式压缩机已替代往复式压缩机广泛应用于空调等家用制冷设备中17。滚动转子式压缩机工作原理：滚动转子式压缩机主要由汽缸、转子、滑片、排汽阀和汽缸端盖等部件组成，如图6所示。图6 滚动转子式压缩机结构原理图1-气缸；2-转子；3-排气阀；4-滑片；5-圆柱型导向器；6-进气口；7-排气口；8-滑片弹簧；工作过程：滚动转子式压缩机的工作过程如图7所示。图7 滚动转子式压缩机工作原理1-汽缸；2-旋转活塞；3-排气阀；4-滑片；5-导向座由上述的工作过程可以看出：1、转子回转一周，将完成上一工作循环的压缩和排气过程及下一工作循环的吸气过程。2、由于不设进汽阀，吸气开始的时机和汽缸上吸气孔口位置有严格的对应关系，不随工况的变化而变动。3、由于设置了排汽阀，压缩终了的时机将随排气管中压力的变化而变动。根据所设计制冷系统需要压缩机的制冷量为Q2KW，制冷量不大，选取全封闭 转子式压缩机较为合适。选择广东美芝压缩机公司生产的型号为PH135X1C-8DZD2的滚动转子式压缩机，其参数如下：型号单位PH135X1C-8DZD2排量cm3/rev13.6制冷量W2280功率W750COPW/W3.04电流A