800kW水源热泵机组设计【含CAD图纸+文档】
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本科毕业设计（论文） 题 目 800kW 水源热泵机组设计学生姓名 专业班级 学 号 院 （系） 指导教师(职称) 完成时间 800kW 水源热泵机组设计摘 要水源热泵是以地下水（深井水、泉水、地下热水等）或地表水（河川水、湖水、海水等）作为热泵的低位热源，分为地下水水源热泵和地表水水源热泵。水源热泵装置利用热泵原理源源不断的将水中的低位热能向高位热能转移，与其他形式的热泵相比具有很多优点。本次设计是根据初始参数来设计水源热泵空调系统的。本文首先介绍了热泵的原理和分类、水源热泵的发展、原理、特点及其组成的空调系统。其次，详尽介绍了水源热泵系统机组的选择，再次，说明了设计过程，包括管壳式换热器的热力计算、结构设计、阻力校核，并按照设计题目完成计算说明书。在整个水源热泵空调系统设计过程中，热力计算是首要因素，它主要包括温差、传热系数、换热面积和阻力等的计算。结构设计主要是设计热泵系统的蒸发器和冷凝器。本系统蒸发器采用满液式壳管式，冷凝器采用卧式壳管式，同时要确定换热管数量以及其他相关尺寸等。随着我国经济的发展，水源热泵系统的应用会越来越广。怎样选择最经济的制冷方式，怎样使系统运行更节能是一个值得认真研究和实践的课题。关键词: 水源热泵；冷凝器；蒸发器；设计计算DESIGN OF 800KW WATER SOURCEHEAT PUMP UNIT ABSTRACTWater source heat pump regards groundwater (deep well water, spring water, underground water, etc.) or surface water (river water, lake water and sea water, etc.) as the low heat source of heat pump, which can be divided into groundwater and surface water source heat pump. A using the theory of heat pump device makes advantage of transferring the heat energy from low to high in the water. Compared with other forms of heat pump, it has many advantages. This design is based on the initial parameters to design the air conditioning system of water source heat pumpThis paper first introduces the principle and classification of heat pump, and the development, characteristics and composition of the air conditioning system of water source heat pump. Secondly, detailed descriptions the selection of water source heat pump system unit. Once again, the article illustrates the design process, which includes thermal calculation of shell and tube heat exchanger, structural design, resistance check and auxiliary equipment selection, and following the instructions to complete the calculation design topics.In the whole process of the water source heat pump air conditioning system design, thermodynamic calculation is the primary factor, which includes temperature, heat transfer coefficient, heat transfer area and resistance such calculations. Structure design is mainly design evaporator and condenser of heat pump system.The evaporator system adopts dry type shell and tube, while the condenser adopts horizontal shell and tube type, at the same time, they need to determine the number of heat exchange tube, and other related dimensions, etc. With the development of economy in our country, water source heat pump system will be more and more widely used. How to choose the most economical refrigeration system, and how to make the system run more energy efficient is a worthy subject to serious study and practice.KEY WORDS: water source heat pump system; the condenser; the evaporator; design calculationIII目录中文摘要I英文摘要II绪论11 水源热泵机组论述11.1 水源热泵机组的能源效率概况11.2 热泵机组的组成41.2.1 制冷剂41.2.2 压缩机41.2.3 换热器51.2.4 节流元件51.2.5 控制系统52 制冷剂的选择62.1 常用制冷剂种类和性质62.1.1 无机物R717（氨）62.1.2 R77（二氧化碳）62.1.3 卤代烷烃72.1.4 碳氢化合物82.1.5 混合制冷剂82.2 制冷剂选择92.2.1 考虑因素一 对环境的影响环保92.2.2 考虑因素二 热力学性质92.2.3 考虑因素三 安全可靠性102.2.4 考虑因素四 便宜易购103 制冷循环分析和热力计算103.1 理论制冷循环103.2 实际制冷循环103.3 热力计算113.31 确定制冷循环热力状态参数113.3.2 热力计算124 压缩机选型和校核135 冷凝器145.1 冷凝器热力、结构计算145.1.1 冷却水流量qvs确定145.1.2 对数平均温差的确定145.1.3 换热管的选型145.1.4 估算传热管总长155.1.5 确定每流程管数Z、有效单管长l及流程数N165.1.6 传热管的布置排列及主体结构165.1.7 传热计算及所需传热面积确定175.2 冷却水侧阻力计算216 冷凝器的配件计算和选型216.1 连接管管径的计算216.1.1 冷却水进出口连接管216.1.2 制冷剂连接管226.2 防冲板236.3 壳体236.4 管板236.5 端盖246.6 支座256.6.1 支座选型256.6.2 支座定位256.7 支撑板266.8 拉杆266.9 法兰类选择276.9.1 连接管法兰276.9.2 管板法兰286.9.3 端盖法兰297满液式蒸发器的设计307.1 载冷剂流量的确定307.2 对数平均温差的确定317.3 传热管的确定317.4 管程与有效管长317.5传热系数的确定327.5.1 蒸发器中的污垢热阻327.5.2 管内换热系数327.5.3 管外换热系数337.5.4 壁温和热流密度的估算337.5.5 传热系数347.6 传热面积和管长确定347.7 冷却水的流动阻力347.8 结构设计计算357.8.1 筒体357.8.2 管板367.8.3 法兰367.8.4 端盖377.8.5 连接管的确定378 节流装置和辅助设备的计算及选型388.1 节流装置388.2 干燥过滤器的选择398.3 除砂器408.4 膨胀水箱418.5 四通换向阀428.6 气液分离器的选择计算428.7 油分离器的选择计算428.8 油过滤器的选择计算438.9 截止阀的选择438.10 油冷却器448.11 止回阀448.12 电磁阀的选型448.13 视液镜的选型459 保温层和制冷剂的充注量计算469.1 蒸发器保温层计算469.2 冷冻水管保温层计算469.3 制冷剂的充注量组成479.4 冷凝器充注量的计算479.5 蒸发器充注量的计算489.6 液管充注量的计算489.7吸气充注量的计算499.8 排气充注量的计算499.9 制冷剂充注总量的计算4910 机组水系统的维护与保养5010.1 机组运行中的一般维护和保养5010.1.1 机组水系统的反冲清洗5010.1.2 机组水系统的设施5010.2 机组制冷系统的清洁和气密性试验5110.2.1 机组制冷系统的清洁5110.2.2 机组制冷系统吹污的一般要求5110.2.3 机组制冷系统的检漏5110.3 制冷运转的操作规程5210.3.1 制冷运转前的检查5210.3.2 制冷运转的启动程序5210.3.3 机组的的运行控制52结 论52致 谢53参考文献54800kW水源热泵机组设计绪论1 水源热泵机组论述地球表面浅层水源（一般在1000 米以内），如地下水、地表的河流、湖泊和海洋，吸收了太阳进入地球的相当的辐射能量，并且水源的温度一般都十分稳定。水源热泵技术的工作原理就是：通过输入少量高品位能源（如电能），实现低品位能源向高品位能源转移。水体分别作为冬季热泵供暖的热源和夏季空调的冷源，即在夏季将建筑物中的热量“取”出来，释放到水体中去，由于水源温度低，所以可以高效地带走热量，以达到夏季给建筑物室内制冷的目的；而冬季，则是通过水源热泵机组，从水源中“提取”热能，送到建筑物中采暖。1.1 水源热泵机组的能源效率概况作为中央空调系统的冷热源主机，水源热泵机组近年来得到了快速发展，单机容量越来越大，机组性能不断提高。目前热泵机组主要采用R22或R134a作为制冷剂，在中大型热泵机组常采用开启式螺杆机组或离心式热泵机组，而大冷热量热泵机组为离心式热泵机组。目前我国建筑空调使用的热泵机组，冷热量大多为中等水平，螺杆热泵机组可以满足70-80空调系统中冷热负荷，特别是半封闭螺杆冷水机组，由于结构紧凑、维护方便、噪音低等优点，在空调领域得到广泛应用。中国国内目前有大小螺杆热泵机组生产厂家几十家，产品质量与性能良莠不齐，其中大多数为组装厂家，压缩机、换热器、节流元件、控制台等部分或全部采购，组装成机组销售，由于零部件的设计能力有限，因此性能指标差别很大。在国家标准水源热泵机组能效限定值及能源效率等级草案拟定之前，热泵机组的生产依据Bl95772004冷水机组能效限定值及能源效率等级国家标准，标准中规定的名义工况下的性能指标如表1.1,1.2所示。表1.1冷水机组能效限定值机组类别额定制冷量(CC)/KW性能系数风冷式或蒸发冷却式CC502.40CC502.60水冷式CC5283.8052811634.20表1.2冷水机组能源效率等级类型额定制冷量（CC）/KW能效等级（COP）/(W/W)12345风冷式或蒸发冷却式CC503.203.002.802.602.40CC503.403.203.002.802.60水冷式CC5285.004.704.404.103.8052811636.105.605.104.604.20这一指标不是很高，它的确立是根据国内热泵枫组的整体水平结合国内实际情况 制定的，它是这一行业的最低标准。考虑到成本因素，大多数生产厂家将达到这一国家标准指标为目标，而不想进一步提高机组效率。国家标准水源热泵机组能效限定值及能源效率等级草案拟定，使热泵机组生产厂家将提高热泵机组的能源效率提上日程来。国家标准水源热泵机组能效限定值及能源效率等级草案规定对于热泵机组的能源效率限定值如表1.3所示。表1.3 热泵机组能效限定值类型额定制冷量制冷制热综合性能参数冷热风型水环式/3.50地下水式/3.80地下环路式/3.55冷热水型水环式CC1503.65CC1503.70地下水式CC1503.95CC1504.20地下环路式CC1503.65CC1503.70这是热泵机组生产厂家的准入门槛，也是国家标准要求的最低标准，随着时间的推移、技术的进步，此限定值将要适当提高。目前大多数生产厂家都能达到这一标准。为了体现各个生产厂家的技术水平，标准同时又拟定了热泵机组的能源效率等级指标如表1.4所示。表1.4 水源热泵机组能效限定值类型额定制冷量（CC）/KW能效等级（制冷制热综合性能系数）123冷热风型水环式/4.554.153.50地下水式/4.904.503.80地下环路式/4.604.203.55冷热水型水环式CC1505.104.703.65CC1505.304.903.70地下水式CC1505.405.003.95CC1505.805.404.20地下环路式CC1505.104.703.65CC1505.304.903.70热泵机组的节能评价值为图1.3中能源效率等级2级，最低级3级为国家标准的限定值。评价一台冷水机组是否属于节能产品，关键看机组在名义工况下所测的性能系数是否达到表中规定的1级或2级指标。目前国内外资企业及大型国资企业的冷水机组产品，总的来说来产品质量稳定，性能指标处于市场上游，占热泵机组市场主流。1.2 热泵机组的组成热泵机组主要由制冷剂、压缩机、换热器(冷凝器、蒸发器)、节流元件、四通换向阀、控制系统及管路附件等构成。热泵机组的制冷循环如下图1.4所示。图 1.1 水源热泵典型制热循环图1.2.1 制冷剂对于采用蒸汽压缩循环的冷水机组，制冷剂是热泵机组赖以工作的介质。热泵机组的工作原理就是利用制冷剂的状态变能，将环境中的热量从需要冷却的区间转移到大气中。制冷剂的选择不仅影响热泵机组的工作效率、成本，而且还对环境有所影响。随着科技的进步以及环保的需要，制冷剂也有一个淘汰的过程，因此制冷剂的选择非常重要。1.2.2 压缩机压缩机由电动机驱动，对制冷剂做功，吸入在蒸发器中蒸发的低温低压制冷剂蒸汽，压缩为高温高压的过热制冷剂蒸汽，由于温度高，因此在冷凝器中与用户热循环水进行换热，才有可能。其工作过程如图1.1中C-B。压缩视的种类很多，目前主要有活塞式、螺杆式和离心式压缩机。1.2.3 换热器热泵机组系统中换热器主要为冷凝器与蒸发器。冷凝器主要有风冷式、水冷式及蒸发冷却式三种，冷水机组中主要采用风冷式与水冷式。蒸发器主要有干式、满液式及降膜式三种，常用蒸发器为干式与满液式。蒸发器的作用是将需冷空间的热量通过换热介质一冷水的传递，在蒸发器中与制冷剂进行热量交换，制冷剂由液态吸热后变为气态，被压缩机吸入，进行制热循环。其工作过程如图1.1中DC。冷凝器的作用是将需冷空间的热量通过换热介质一冷水与制冷剂的传递，再由制冷剂与用户的热循环水进行交换，最终将热量排向用户热循环水中。制冷剂由压缩机压缩后的高温高压气态，在冷凝器中与换热介质进行热量交换，放热后被冷却为常温高压的液态。其工作过程如图1.1中BA。1.2.4 节流元件节流元件的功能是将冷凝器中冷凝后的制冷剂液体节流降压为低温低压的制冷剂液体，从而在蒸发器中吸收冷水的热量，将冷水降温至需要的温度。其工作过程如图1.1中A一D。节流元件主要有手动节流阀、毛细管、热力膨胀阀、节流孔板、电子膨胀阀及电动膨胀阀。冷水机组常用热力膨胀闯与电子膨胀阀。图1.1所示为热力膨胀阀。节流元件的功能是节流降压、调节流量、控制过热度、控制蒸发器制冷剂液位等，不同形式的节流元件具有不同的功能。1.2.5 控制系统控制系统是冷水机组的重要组成部分，对制冷系统的运行起着调节、监控、傈护等功能。随着冷水机组的自动化控制水平的提高，控制系统的复杂程度亦同益增大。控制系统从早期的机电式发展为电子式，控制系统的核心也从最初的单板机发展到单片机、PLC及电子计算机，运算速度越来越高，控制精度也越来越好，用户界面十分友好。2 制冷剂的选择制冷剂是螺杆冷水机组制冷系统中的工作流体，通过其自身热力状态的循环变化不断与外界发生热量交换，达到制冷的目的，习惯上称制冷剂为制冷工质或简称为工质。2.1 常用制冷剂种类和性质2.1.1 无机物R717（氨）氨是应用较广的中温制冷剂。沸点-33.3oC,凝固点-77.9 oC。氨具有较好的热力学性质和热物理性质，在常温和普通低温范围内压力比较适中。单位容积制冷量大，粘性小，流动阻力小，传热性能好。氨对钢和铁无腐蚀作用，对黄铜或类似的合金有轻微的腐蚀作用。如果氨中有水分，对铜及其合金就有强烈的腐蚀作用。故在氨制冷装置中的阀门、管道、仪表等均不采用铜及铜合金材料。氨与空气混合，达到一定的浓度和温度时就会燃烧或爆炸。为了防止爆炸，要求氨压缩机的排气温度和压力不超过规定值，并必须经常从系统中放出不凝性气体。氨制冷剂的燃点高，大约700800，故氨制冷系统中允许使用普通电机而不必考虑外壳的密封。氨具有强烈的刺激性气味且有一定的毒性，在其安全性分类中属于BZ类制冷剂。若有泄漏，易污染食品;氨液飞溅到人的皮肤上会引起肿胀甚至冻伤;在空气中氨蒸汽的容积浓度达到0.5%一0.6%时，人停留半小时就会引起中毒。若 氨制冷系统内部含有空气，不仅造成系统制冷能力下降，功耗增加，并且容易引起爆炸等恶性事故。所以氨制冷系统中必须设空气分离器，及时排除系统内的不凝性气体。2.1.2 R77（二氧化碳）二氧化碳是一种古老的制冷工质，又是一种新兴的自然工质。干冰是固体二氧化碳的习惯叫法，干冰的三相点参数为：三相点温度-56.6，三相点压力520kPa。因此，在大气压力下，二氧化碳为固体或气体，不存在液态。干冰在大气压力下的升华热为573.6KJ/kg，升华温度为-78.5。二氧化碳作为制冷剂有着很多优点，例如：1. 良好的安全性和化学稳定性。二氧化碳安全无毒，不可然，适应各种润滑剂，常用机械零部件材料，即使在高温下也不产生有害气体。2.具有与制冷剂和设备相适应的热物理性质，单位容积制冷量相当高，运动粘度低。3.优良的流动和传热特性，可显著减少压缩机与系统的尺寸，使整个系统非常紧凑，而且运行维护也比较简单，具有良好的经济性能。4. 二氧化碳的制冷循环的压缩比要比常规工质制冷循环低，压缩机的容积效率可维持在较高的水平。2.1.3 卤代烷烃2.1.3.1 R134aR134a作为使用最广泛的中低温环保制冷剂，由于HFC-134a良好的综合性能，使其成为一种非常有效和安全的CFC-12的替代品，主要应用于在使用R12制冷剂的多数领域。R134a制冷剂是一种新型无公害制冷剂，属于氢氟化碳化合物（四氟乙烷）。它具有与R12相似的热物理性质，标准沸点为-26.1。但臭氧消耗潜能为零，温室效应潜能在0.240.29之间。常温常压下R134a无色，有轻微醚类气体味，不易燃，没有可测量的闪点，对皮肤眼睛无刺激，不会引起皮肤过敏，但暴露是会产生轻微毒气，工作场所应通风良好，R134a是不溶于矿物油的制冷剂，他采用脂类油、合成油（往复式压缩机用）或烷基苯油（旋转式压缩机用）来满足压缩机的润滑要求。相对于R12制冷剂，R134a制冷剂无毒、不可燃，R134a制冷剂化学性质稳定、热力性非常接近R12，但材料兼容性差，与矿物油不相容、易吸水。2.1.3.2 R22R22在常温下为无色，近似无味的气体，不燃烧、不爆炸、无腐蚀，毒性比R12略大，但仍然是安全的制冷剂，安全分类为A1；加压可液化为无色透明的液体。R22的化学稳定性和热稳定性均很高，特别是在没有水份存在的情况下，在200以下与一般金属不起反应。在水存在时，仅与碱缓慢起作用。但在高温下会发生裂解。R22 是一种低温制冷剂，可得到-80的制冷温度。R22有着很明显的缺点，破坏臭氧层，导致温室效应。目前南极出现臭氧空洞，该制冷剂功不可没。关于禁用：中华人民共和国国务院令（第573号）：消耗臭氧层物质管理条例已经2010年3月24日国务院第104次常务会议通过，自2010年6月1日起施行。按照议定书最新的调整案规定，2013年生产和使用分别冻结在2009和2010年两年平均水平，2015年在冻结水平上削减10%，2020年削减35%，2025年削减67.5%，2030年实现除维修和特殊用途以外的完全淘汰。2.1.4 碳氢化合物2.1.4.1 R600a常温常压下为无色可燃性气体。熔点-159.4。沸点-11.73。微溶于水，可溶于乙醇、乙醚等。与空气形成爆炸性混合物，爆炸极限为1.9%8.4%（体积）。主要存在于天然气、炼厂气和裂解气中，经物理从分离等获得，亦可由正丁烷经异构化制得。主要用于与异丁烯经烃化制异辛烷，作为汽油辛烷值的改进剂。也可用作冷冻剂。2.1.4.2 R290高纯级R290 用作感温工质；优级和一级R290 可用作制冷剂替代R22、R502，与原系统和润滑油兼容，用于中央空调、热泵空调、家用空调和其它小型制冷设备，也可以用于金属氧割气。2.1.5 混合制冷剂2.1.5.1 共沸制冷剂R502氟制冷剂(R502)是一种低温制冷工质,具有冷冻容量高、致冷速度快的优异制冷性能。主要用途：可作为食品陈列、食品贮藏、制冷、冰淇淋、冰箱、低温冰箱以及低温冷冻压缩机用致冷剂。2.1.5.2 共沸制冷剂R507是由R125 /制冷剂R143制冷剂混合而成，是一种不破坏臭氧层的环保制冷剂。R507是作为R502的替代物推出的新制冷剂。凡是可采用R502的场合，都可以用R507来代替。能与原系统中的大多数材料兼容，但要求改变其中的干燥器和其他次要部分。2.1.5.3 非共沸制冷剂R407CR407C是一种三元非共沸混合物制冷剂，它是作为R22的替代物而提出来的。2.1.5.4 非共沸制冷剂R410AR410A：是一种新型环保制冷剂，工作压力为普通R22空调的1.6倍左右。 提高空调性能，不破坏臭氧层。R410A新冷媒由两种准共沸的混合物R32和R125各50%组成，主要有氢，氟和碳元素组成（表示为HFC）,具有稳定，无毒，性能优越等特点。同时由于不含氯元素，故不会与臭氧发生反应，即不会破坏臭氧层。另外，采用新冷媒的空调在性能方面也会有一定的提高。R410A是目前为止国际公认的用来替代R22最合适的的冷媒，并在欧美，日本等国家得到普及。2.2 制冷剂选择以往选择制冷剂往往将热力学性能放在第一位，由于近年来科学家们发现制冷剂对大气环境具有不良影响，特别是臭氧层破坏及温室效应，已引起世界各国的重视。蒙特利尔议定书与京都议定书的签署，对制冷剂的应用提如了淘汰、限制、替代的时间表。因此制冷荆的选择必须考虑制冷剂对当地环境可能产生的作用，更应考虑对全球环境的潜在影响，还要考虑制冷剂对特定制冷系统的适用性。主要考虑因素如下，2.2.1 考虑因素一 对环境的影响环保制冷剂对环境的影响，主要通过臭氧损耗潜能(ODP)与全球变暖潜能(GWP)两项指标值进行评价。臭氧损耗潜能(ODP)是用来评价化合物破坏臭氧能力的指标，对于给定的化合物，其ODP值是lkg该化合物释放到大气中损耗臭氧的程度，该值是一个相对值，即将R11的ODP值定为1.0，所有其它化合物就定出相对于R11的ODP值。全球变暖潜能(GWP)是反应化合物对全球气候变暖作用的能力，和ODP值一样，GWP值也是在一个相对的基础上计算得出的。将二氧化碳的GWP值定为1.0，且不考虑累计时闻水平(ITH)，所有其它温室气体都有一个相对于二氧化碳的GWP值。所用的ITH不同，GWP值也会发生变化。2.2.2 考虑因素二 热力学性质热力学性质满足制定的要求，运行效率离。在给定的工况下运行，单位容积制冷量及单位质量制冷量大；压力和压比适中；排气温度不过高：等熵压缩的比功小；制冷性能系数(COP)大；制冷剂的传热性能和流动性好。考虑到制冷剂对环境的影响，在低充装量与制冷效率发生矛盾时，应优先考虑制冷效率。2.2.3 考虑因素三 安全可靠性 制冷系统运行安全可靠。制冷剂的化学稳定性(高温高压时)和热稳定性好；对钢或其它金属无腐蚀作用；与润滑油相容。无毒、无刺激性气味、不燃、不爆或燃爆性很小，使用安全。2.2.4 考虑因素四 便宜易购基于以上综合考虑，此次机组设计采用R134a。3 制冷循环分析和热力计算3.1 理论制冷循环单级压缩蒸汽制冷循环的理论循环是建立在以下假设的基础上的：1压缩过程为等熵过程，即在压缩过程中不存在任何不可逆损失；2在冷凝器和蒸发器中，制冷剂的冷凝温度等予冷却介质的温度，蒸发温度等于被冷却介质的温度，且冷凝温度和蒸发温度都是定值；3离开蒸发器和进入压缩机的制冷剂蒸气为蒸发压力下的饱和蒸气，离开冷凝器和进入膨胀阀的液体为冷凝压力下的饱和液体；4制冷剂在管道内流动时，没有流动阻力损失，忽略动能变化，除了蒸发器和冷凝器内的换热管外，制冷剂与换热器外介质之间没有热量交换；5制冷剂在流过节流装置时，流速变化很小，可以忽略不计，且与外界环境没有热交换。3.2 实际制冷循环实际循环和理论循环有许多不同之处，除了压缩机中的工作过程以外，主要还有下列一些差别：1吸、排气、液体管道制冷剂流动存在压力损失；2制冷剂流经管道及阀门时同环境介质闻有热量交换，尤其是罱节流阀以后，制冷剂温度降低，热量便会从环境介质传绘制冷剂，导致漏热，引起冷量损失；3热交换器中存在温差，例如冷却水或空气的温度T低于冷凝温度TK，且T是变化的(进口温度低，出口温度高)；载冷剂或冷却对象的温度高于蒸发温度，通常载冷剂的温度也是变化的(进口湿度高，出口温度低)。3.3 热力计算在制冷工况下，制冷量800kW，蒸发温度设定2，冷凝温度设定40。过冷过热温度都设定5。3.31 确定制冷循环热力状态参数图 3.1 lgP-h 表3.1 各状态点参数P(bar)T(oC)V(l/kg)H(kJ/kg)13.157.0066.30404.102s10.1748.9321.20429.15210.1754.7421.95435.41310.1754.7421.95435.41410.1735.000.86249.0853.152.0015.81249.0863.157.0066.30404.103.3.2 热力计算单位质量制冷量 (3.1) =404.10-249.08=155.02单位容积制冷量 (3.2) =155.02/0.0663=2338.16 单位理论功 (3.3) =429.15-404.10=25.05单位冷凝热 (3.4) =435.41-249.08=186.33 制冷剂循环流量 (3.5) =800/155.02=5.16 ( kg /s) 制冷剂蒸气的体积流量 (3.6) =5.16制冷剂液体的体积流量 (3.7) =5.16压缩机理论功率 (3.8) =5.1625.05=129.27(kw)压缩机指示功率 (3.9) =129.27/0.82=157.65(kw)压缩机轴功率 (3.10) =129.27/0.92=140.51(kw)压缩机输入电功率 (3.11) =140.51/0.92=152.73(kw)理论制冷系数 (3.12) =155.02/25.05=6.19实际制冷系数 (3.13) =800/140.51=5.69卡诺循环制冷系数 (3.14) =(273.15+12)/18=15.84热力完善度 (3.15) c=15.84/5.69=0.523冷凝器热负荷 (3.16) =5.16186.33=961.57(kw)4 压缩机选型和校核机组设计制冷量是800kW,根据制冷量800kW选择复盛CSR1450的压缩机一台。压缩机该工况下制冷量是949.13kW。经校核计算:误差在5%以内，则所选压缩机合适。5 冷凝器5.1 冷凝器热力、结构计算5.1.1 冷却水流量qvs确定冷却水进出温度tw1=30,出口温度tw2=35,平均温度，由水的物性可知，在平均温度32.5的水的密度=994.3kg/m3，定压热容Cp=4179J/(kg.K)，则所需水量 (5.1) =0.046254(m3/s)5.1.2 对数平均温差的确定 (5.2) =7.215.1.3 换热管的选型根据小型制冷装置设计指导第71页表3-4，选用3号滚轧低翅片管为传热管,有关结构参数为:=1.2mm 0.4mm h=1.35mm 10.4 12.4mm 15mm单位管长的各换热面积计算如下:翅顶面积 (5.3) = 翅侧面积 (5.4) =翅间管面面积 (5.5) = (5.6) =管外总面积 (5.7) 5.1.4 估算传热管总长根据小型制冷装置设计指导书75页中指出，热流密度可以在中选择，所以假定按管外面积计算的热流密度 ，则应布置传热面积 (5.8) =则应布置的有效总管长 (5.9) =5.1.5 确定每流程管数Z、有效单管长l及流程数N 根据热交换器原理及设计第294页及小型制冷装置设计指导第68页表3-2有关年运行小时的规定：初选冷却水流速度，则每流程管数 (5.10) =取整数Z=218根。对流程数N，总根数NZ，有效单管长l壳体内径及长径比进行组合计算,组合计算结果所示。表5.1 不同的流程数各个参数情况流程数N总根数NZ有效单管长l/m壳内径Di/m长径比l/Di24362.360.544.3248721.180.771.52613080.780.940.83817440.591.090.54 其中壳体内径的选择根据冷库制冷设计手册第606页对壳体的规格进行选择。 分析上面的组合计算结果,由热交换器原理及设计第54页规定，对壳体的长径比一般在4-25之间,通常为6-10，故选择2流程作为冷凝器结构设计依据。5.1.6 传热管的布置排列及主体结构为使热管排列有序及左右对称，共布置442根管，则每流程平均管数Z=221根，则管内平均水流速。取传热管长，则实际布置管外冷凝传热面积。管子的排列方式有四种。都分别是30度，60 度，90 度，45度。如下图所示： 图5.1 管排布置方式由于该机组制冷量大，换热器每隔一段时间需要清洗，而45度管子排列方式便于清洗，所以选择45度排列列管。现采用管子成45度的布置方案，根据热交换器原理及设计第45页表2.3换热管中心距的规定，选管距、分程板两侧相邻管中心距20.8mm。为使传热管排列有序及左右对称,共布置442根管, 则每流程平均管数Z=221根。传热管的布置排列如图所示: 图5.2 管排布置方式5.1.7 传热计算及所需传热面积确定5.1.7.1 水侧表面传热系数计算从水物性表及小型制冷装置设计指导第78页表3-12知，水在平均温度时，运动粘度 物性集合系数。因为雷诺数 （5.10） =大于10000也就是说水在管内的流动状态为湍流，水侧表面传热系数 （5.11） =5.1.7.2 R134a冷凝表面传热系数计算由上面图（1）的传热管的布置方式，在垂直方向上，每列管数分别为2、2、4、4、6、6、8、8、1810、8、6、4、4、2、2。由小型制冷装置设计指导第77页式(3-4)计算管排修正系数: （5.12） =根据所选管型,低翅片管传热增强系数由小型制冷装置设计指导第77页式(3-2)计算，其中环翅当量高度 （5.13） =增强系数 （5.14） =由小型制冷装置设计指导第76页表3-11, R134a在冷凝温度时，B=1516.3 由小型制冷装置设计指导第76页式(3-1)计算R134a侧冷凝表面传热系数 （5.15） = = 其中5.1.7.3 传热系数的确定传热过程分成两部分：第一部分是热量经过制冷剂的传热过程，其传热温差为；第二部分是热量经过管外污垢层、管壁、管内污垢层以及冷却水的传热过程，其传热温差 (其中是管外污垢外壁面的温度)。取水侧污垢系数计算热流密度第一部分 （5.16） =第二部分 （5.17） = (其中是低翅片管翅管壁厚度， 是紫铜管热导率，取，是低翅片管每米管长翅根管面平均面积，即）因为传热是串联，则有。选取不同的(单位为摄氏度)进行试凑,选取不同的单位为摄氏度进行试凑计算，计算结果列于表中：表5.2 一式和二式计算结果一式二式3.08837011.01177010.3189533.08847010.84167010.4891993.08857010.67157010.6594443.08867010.50147010.829688当时，两式误差为0.02，取。传热系数： （5.18） 5.1.7.4 传热面积与有效管确定计算实际传热所需传热面积： （5.19） 管子的单管长： （5.20） 适当增加长度，根据热交换器原理与设计第54页推荐的换热管长度，选取传热管有效单管长2.40m。初步结构设计中实际布置143.52，较传热计算所需传热面积大了4%，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。5.2 冷却水侧阻力计算根据制冷原理与设备P241得：水的沿程阻力系数： （5.21） 冷却水的流动阻力： （5.22） = 式中是左右两管板外侧端面间的距离，取每块管板厚度为30mm，则。考虑到外部管路损失，冷却水泵总压头约为： （5.23） =0.1+0.046845=0.146845MPa取离心水泵的效率，则水泵所需的功率为： （5.24） 6 冷凝器的配件计算和选型6.1 连接管管径的计算6.1.1 冷却水进出口连接管冷却水的流量，根据小型制冷装置设计指导第75页关于进出水管冷却水流速的规定，取冷却水流速度，故冷却水进出口连接管的直径： （6.1） =查 冷库制冷设计手册第604页得，选取无缝钢管，内径为：。6.1.2 制冷剂连接管根据小型制冷装置设计指导第75页规定：初取蒸气气流速度，则进气接管的内径： （6.2） 查冷库制冷设计手册第603页，选取无缝钢管，内径，则实际制冷剂流速： =8.92(m/s) （6.3）此时，根据GB151-1999管壳式换热器第78页5.11.3的规定，选择符合要求。根据小型制冷装置设计指导第75页规定：初选制冷剂液体速度，则出液管的内径：= (6.4)查冷库制冷设计手册第603页，选取无缝钢管，内径，则实际制冷剂流速：=0.4(m/s) (6.5)此时，根据GB151-1999管壳式换热器第78页5.11.3的规定，选择符合要求。6.2 防冲板根据热交换器原理与设计第53页及GB151-1999管壳式换热器第78页5.11.2.1的关于安装防冲板的要求，因R134a蒸气进口处：，故需安装防冲板。根据GB151-1999管壳式换热器第78页5.11.4规定，取厚度为3mm的不锈钢作为防冲板，规格为：，直接焊与拉杆上。6.3 壳体根据先前设计布管情况，由冷库制冷设计手册第605页无缝钢管规格,选择用的无缝钢管作为壳体材料。6.4 管板根据GB151-1999管壳式换热器第29页图18，选用e型管板。为达密封效果，管子与管板连接采用胀接法。图6.1 管板选择管板兼做法兰, 根据制冷机工艺第111页表6-6，查得与管子连接方式有关的系数，与管板兼做法兰有关的系数。由制冷机工艺P111经验公式(6-4)得管板厚度: (6.6) 实际可取t=30mm。6.5 端盖根据制冷机工艺第112页关于封头的规定（结构如下图）：选用则 ，L=0.95=60mm。图6.2 端盖6.6 支座6.6.1 支座选型根据小型制冷装置设计指导第75页，选用如下支座（相关尺寸如下）。图6.3 支座6.6.2 支座定位根据GB151-1999管壳式换热器第89页5.20.1的规定。鞍式如图所示。鞍式支座在换热器上的布置应按下列原则确定：1，当时，取；2，当时，取；3，尽量使相近。图6.4 支座定位图取=1500mm,(其中L=2400mm)。6.7 支撑板图6.5由换热管长l=2.5m得，需安装至少一块支持板（根据热交换器原理与设计第50页表2.5，对换热管外径为16mm的最大无支撑跨距是1300mm，故需至少一块支撑板），考虑到GB151-1999管壳式换热器第75页5.9.5.1关于支撑板安装的需求，取4块支撑板缺口左右方向交替排列均匀布置，此时换热管无支撑跨距为625mm。根据热交换器原理与设计第51页表2.6：取支撑板厚度为6mm，直接焊接在拉杆上。6.8 拉杆根据GB151-1999管壳式换热器5.10.2表43、表44，拉杆直径为12mm，考虑到支撑板的固定与布置，取杆数为4根。图6.6 拉杆直径与换热管外径图6.7 拉杆直径与公称直径6.9 法兰类选择6.9.1 连接管法兰根据GB/T 9119-2000第2页5.3.2的规定（结构如下），由上面连接管外径与工作压力（管程设计工作压力为0.4MPa，壳程设计工作压力为1.6MPa）查第4页表2及第6页表4及第8页表6得： 图6.8 法兰尺寸图冷却水进出口连接管法兰（A=76mm）：制冷剂进气连接管法兰（A=38mm）：制冷剂出液连接管法兰（A=32mm）：6.9.2 管板法兰根据GB150-1998钢制压力容器第97页表9-3及GB151-1999管壳式换热器第144页图G1的规定：管板兼做法兰,取，。图6.9 各个参数之间最小值 图6.10 尺寸详图法兰外径法兰厚度螺栓所在圆的直径螺栓所在圆周长6.9.3 端盖法兰根据JB/T4702-2000规定，选用平密封面型平焊法兰（结构如下）：图6.11 平密封面7满液式蒸发器的设计7.1 载冷剂流量的确定冷水进出温度tw1=12,出口温度tw2=7,平均温度，由水的物性可知，在平均温度32.5的水的密度=999.742kg/m3，定压热容Cp=4187J/(kg.K)，则所需水量 （7.1） =0.038223(m3/s)7.2 对数平均温差的确定 （7.2） =7.217.3 传热管的确定选用低螺纹钢管，取水流速度，则每流程的管子数Z为 =（根） （7.3）取整数Z=181根。实际水流速=2.48m/s （7.4）7.4 管程与有效管长假定按管外面积计算的热流密度，则所需的传热面积 =800000/6700=119.40 （7.5）则管子与管子有效长度的乘积 （7.6）采用管子菱形排列的布置方式，管中心距S=21mm，对不同的流程数N，总根数NZ，有效单管长l壳体内径及长径比进行组合计算,组合计算结果所示：表7.1 不同的流程数计算不同的参数NNZ(m)D(m)/D2362 2.3740.4994.75447241.1870.7061.680610860.7910.8650.914814480.5930.9980.594从D及/D值来看，2流程是可取的。7.5传热系数的确定7.5.1 蒸发器中的污垢热阻 污垢系数 0.044。7.5.2 管内换热系数管内强制对流换热系数由文献传热学公式（6-21a）式可知： （7.7）其中 ，冷水的定性温度； 0C （7.8）查饱和水物性表得： 。则：Re=17703.65 （7.9）假设壁温为6.5，查水的物性表，得Pr=12.01，假设管长2.4m,于是有 =0.0269 （7.10） =6868.137.5.3 管外换热系数管外换热系数按下式计算： （7.11）其中7.5.4 壁温和热流密度的估算传热过程分为两部分；第一部分是传热量经过制冷剂的传热过程；第二部分是传热量经过污垢层管壁管内污垢层以及冷却水的传热过程。第一部分的热流密度： （7.12） =(查R134a热力性质表=315kPa) =953.65第二部分的热流密度： （7.13）其中代入数据得： 根据设计要求估算的值，来确定热流密度。具体估算数值如下所示：表7.1 计算结果表一式二式3.08837011.01177010.3189533.08847010.84167010.4891993.08857010.67157010.6594443.08867010.50147010.8296887.5.5 传热系数 （7.14）7.6 传热面积和管长确定根据q求传热面积： （7.15）管子的有效长度： （7.16）适当调整后取整9.8m。7.7 冷却水的流动阻力根据制冷原理与设备P241得：水的沿程阻力系数： （7.17） 冷却水的流动阻力： （7.18） = 式中是左右两管板外侧端面间的距离，取每块管板厚度为30mm，则。考虑到外部管路损失，冷却水泵总压头约为： （7.19） =0.1+0.046845=0.146845MPa取离心水泵的效率，则水泵所需的功率为： （7.20） 7.8 结构设计计算7.8.1 筒体根据文献热交换器原理与设计表2.3可知，当换热管外径mm时，换热管中心距为mm,分程隔板槽两侧相邻中心距mm。图7.1 换热管中心距根据文献热交换器原理与设计P47可知，热交换器管束最外层换热管表面至壳体内壁的最短距离b=0.25d且不小于8mm，故本设计取8mm。根据表10表6-3，选用壳体壁厚6mm,故从上面计算得到的筒径为356mm。又根据满液式蒸发器上排管顶部应留有一定空间的特殊性，由作图可知壳体外径至少应为：D=416mm(国家标准规格)。由于壁厚取6mm,所以内径为：此时长径比为。根据文献热交换器原理与设计p47，目前所采用的换热管长度与壳体直径相比，一般在4-25之间，通常6-10，故合理。7.8.2 管板管板选用直接焊接于外壳上并延伸到壳体周围之外兼作法兰，管板与传热管的链接方式采用膨胀接法。根据文献小型制冷装置设计指导表3-8,换热管外径为16mm时，管板最小厚度不小于10mm，根据文献制冷机工艺表6-6，查得与管子连接方式有关的系数f=1.15，于管板兼作法兰=有关的系数f=1.30，由文献制冷机工艺公式（6-4）得管板厚度：实际可取t=30mm。管孔直径：根据文献小型制冷装置表3-5得，换热管外径，允许偏差管板管孔径， 径允许偏差7.8.3 法兰 图7.2 法兰如图4.2，取法兰外径，法兰厚度则螺栓所在圆的直径螺栓所在圆的周长，7.8.4 端盖如图4.2，根据文献制冷机工艺的选盖厚度为S=10mm，连接螺栓处厚度，球面半径R=250mm，球面高度。7.8.5 连接管的确定冷却水进出口连接管，水的流量，流速，故管内径根据标准可取无缝钢管。（文献制冷技术与应用表8.3选取）。制冷剂连接管由原始数据查R134a 的图得，蒸发器进口处，蒸发器出口处，制冷剂的质量流量以求出液体的体积流量。根据文献制冷技术与应用表8.3选取相应的铜管。蒸汽的体积流量：进液接管的内径（选液体流速为）圆整后，取铜管 出气接管内径（选蒸汽流速）圆整后，取铜管。水流速的选择，水流速一般取为0.5-2.5m/s，计算过程中取1.5m/s。水在蒸发器内部的降温。水在蒸发器内部的降温一般控制在2-5之间，降温大，会使水与制冷剂之间的换热温差减少，需要的传热面积大，降温小，会使水流量增大，水泵耗工增大。满液式蒸发器在运行中，壳体内制冷剂的充注量对蒸发器的工作性能有很大影响。当制冷剂为氨时，氨的液面高度应控制在壳体直径的70%-80%；如果制冷剂为R134a，则液面高度应控制在壳体直径的55%-65%。制冷剂的液面不能太高也不能太低，如果液面太低，则蒸发器的有效换热面积减小，不能充分发挥沸腾传热的作用，冷冻水的出口温度就可能将液体达不到设计要求，如果液面太高，则有可能沸腾换热不充分，有可能液体制冷剂带入到压缩机，造成液击现象，对压缩机造成损害，并且受 液体静压力的影响，蒸发器下部液体的蒸发温度会提高。在实际的运行过程中，氨的充注量一般浸没换热管即可，若采用R134a制冷剂，因其沸腾时产生大量的泡沫，液面以上露出1-3排换热管即可。为了保证满液式蒸发器管壳体内制冷剂的充注液面高度适中，在蒸发器结构设计过程中，需对管板上的换热管的布置方式进行设计。目前，关于满液式蒸发器的管排设计，大部是在传统管壳式换热器的设计基础上凭借经验完成管板上的换热管的布置，这种管排设计方法容易造成壳体内液面高度过高或过低，从而导致对压缩机造成液击或使蒸发器换热能力降低等现象，整体效果下降。8 节流装置和辅助设备的计算及选型8.1 节流装置节流机构的作用是将制冷剂降压并调节制冷剂的循环流量。由于节流机构的作用，制冷剂压力由冷凝压力下降到蒸发压力，维持冷凝和蒸发所需的压力条件；并使制冷剂流量受到限制，与压缩机输气量相平衡。 有几种常见节流结构：(1) 手动节流阀：手动节流阀是所有膨胀阀的原型和基础，通常用于试验用制冷装置、作为其他节流机构的备用件、制冷装置定型实验等；(2) 浮球阀：浮球阀是利用液位控制通断和流量的节流机构，适用于设置具有自由液面容器的系统，如设有满液式蒸发器、中间冷却器、高压贮液器等容器的系统；(3) 热力膨胀阀：热力膨胀阀是利用蒸发器出口处制冷剂过热度来控制通断和流量的节流机构，适用于各种系统。(4) 热电膨胀阀：热电膨胀阀是利用蒸发器出口处制冷剂过热度来控制通断和流量，适用于各种系统。(5) 电子膨胀阀：电子膨胀阀有电磁式和电动式两类，利用蒸发器出口处制冷剂过热度来控制通断和流量，需与单片机控制系统配套，适用于各种系统。(6) 毛细管：制冷剂在毛细管内的膨胀过程，是流体在等截面管道中有摩擦的、有或无热交换的流动过程。毛细管是不可调节的节流机构，当工况发生变化时，制冷剂流量无法相应进行调节17。在此，考虑到本系统的成本及实际需用，设计中采用热力膨胀阀为节流机构。8.2 干燥过滤器的选择干燥过滤器是制冷剂管路一个最常用的配件，它主要用来清理系统的有害物质，从而保护如膨胀阀和压缩机等重要部件。干燥过滤器的性能根据它的用途分为：过滤能力：过滤网一般由不锈钢，磷青铜或黄铜做成，过滤气态制冷剂一般用70-100目，过滤液态制冷剂可用60目，但膨胀阀和电磁阀前的过滤网需要采用120-200目的细滤网。不过现在一般不使用金属滤网，而直接用干燥剂形成微小流道，或聚脂滤网，或玻璃棉，既可以吸湿又可以过滤，过滤能力可达20um(700目)，不过如果使用硬质滤芯的，过滤能力只有40um(380目)，因为它是通过多孔渗水来吸附水分，所以不太容易挡住固体杂质，当制冷剂的流速稍大一点就很容易把固体杂质冲走，如果增加滤芯密度，这又会增加阻力，使压力捐失增大。这是它的结构特点决定的。吸湿能力：对于制冷系统内的含水量是越小越好，而且不同的系统在封闭前的状态不同，抽真空时间长短，充注制冷剂质量好坏都会有影响，所以对于按标准流程生产的制冷产品很难确定需要使用多大吸湿能力的干燥器，因此一般干燥过滤器生产厂家按照ARI710标准的要求来标称，如DANFOSS的干燥过滤器名义吸湿能力是在以下条件测得：（ALCO的也是一样，只是个别参数有区别)。液管用干燥过滤器主要保护截止阀，膨胀阀等阀件，以及避免毛细管等节流元件的堵塞，在制冷系统中是标准的配置。因为这里流速低，这样过滤效果好且压降也小，后面跟着的受保护的阀件也多。在液管干燥过滤器后面一般是跟着示液镜。还有一种是在压缩机烧毁后为了加强清理受污染的管路的能力而专门使用的干燥过滤器，它比正常使用的具有更大的吸湿和除酸能力。吸气管干燥过滤器为了保证压降尽可能小（吸气管的压降对系统性能的影响比较大），所以一般比液管用的大（主要指流通能力）。因为吸气管用干燥过滤器主要是在压缩机烧毁的情况下使用，所以它能在短时间内就会吸附到大量的水分和酸性物质或固体杂质，这些东西会使干燥过滤器的流通能力下减，从而影响性能，所以在吸气管干燥过滤器进出口附近一般会各带有一个接口用来测试干燥过滤器的压力损失，如果测出的进出口压力差超过下值时，就要更换干燥过滤器了。8.3 除砂器除砂器是用来清除地下水、地表水中固体颗粒的专用设备。当水源中含砂量较高时，可在水源水管路系统中加装旋流除砂器，降低水中含砂量，避免机组和设备遭受磨损和堵塞。如果工程场地面积较大，也可修建沉淀池除砂。除砂器主要依据处理水的流量选型。除砂器应安装在供水管网的主干道并固定在支座上，进水管和出水管之间需加旁通管。管理人员应根据水中含沙量的多少定期除砂排污。根据本设计的冷水流量，选旋流除砂器的型号为：DLXL-20。8.4 膨胀水箱膨胀水箱又称囊式膨胀水箱、囊式落地膨胀水箱。罐体里有气囊，上下封口相通，囊与罐体之间充满氮气，使用时尽量先将所有阀门都打开，然后将水打入罐内，同时将排气阀打开适量的排罐体里的空气。由于之间的氮气被压缩，当系统水压下降时，由于反作用力，气压罐对系统起到一个补压、缓冲的作用，此时补水泵随之启动，同时起到补压、缓冲的作用。用保证系统内热水不汽化的压力作为膨胀水箱内动行终端压力水头。初始运行时首先启动补水泵向系统及气压罐内的水室中充水，系统充满后多余的水被挤进胶囊内。因为水的不可压缩性，随着水量的不断增加，水室的体积也不断的扩大而压缩气室，罐内的压力也不断的升高。当压力达到设计压力时，通过压力控制器使补水泵关闭。当系统内的水受热膨胀使系统压力升高超过设计压力时，多余的水通过安全阀排至补水箱循环使用，当系统中的水由于泄露或温度下降而体积缩小，系统压力降低时，胶囊中的水被不断压入管网补充系统的压降损失，当系统压力至设计允许的最低压力时，通过压力控制器使补水泵重新启动向管网及气压罐内补水，如此周而复始。8.5 四通换向阀采用精捷阀门厂，型号Q46四通换向阀。8.6 气液分离器的选择计算气液分离器是将制冷机蒸汽与液体制冷剂进行分离的一类设备，可分为立式和卧式、机房用与库房用及氨用与R134a用。在热R134a系统中，气液分离器的作用主要是：一是储存分离下来的液体制冷剂，防止压缩机发生湿行程，并防止液体进入压缩机曲轴箱将润滑油稀释；二是返回足够的润滑油回到压缩机，保证曲轴箱内油面正常；三是气液分离器内的盘管可作为气液热交换器，使制冷系统运转良好。气液分离器的桶壁直径可按下式进行计算：其中， 为制冷剂的循环质流量:。为蒸发压力下制冷剂蒸汽饱和比容:。代入上式中：在此，选用天津法斯克制冷公司生产的FA-206型：8.7 油分离器的选择计算螺杆式制冷压缩机由于喷人大量的润滑油，制冷剂蒸气与油的混合物由压缩机排气口排出。若气、油混合物进入冷凝器和蒸发器等热交换器后，由于油不蒸发，就会在换热器的壁面上形成一层油膜，这样就大大降低了传热效果和制冷效率。为此，对制冷剂中的油，必须在进入系统之前在油分离器中进行分离。油分离器将压缩机排出的高压蒸气中的润滑油进行分离，以保证装置安全高效的运行。根据降低气流速度和改变气流方向的分油原理，高压蒸气中的油粒在重力作用下得以分离。一般气流速度在1m/s以下，就可将蒸气中所含直径在0.2mm以上的油粒分离出来。通常使用的油分离器有洗涤式，离心式，填料式和过滤式四种。填料式油分离器，该油分离器在壳内设置多组填料，材质一般为金属丝网，毛毡，陶瓷环或金属屑等，在壳内形成过滤式分油，填料的组数越多其分油效果越好。壳内气流速度一般在0.5以下。由于该油分离器结构简单，工作可靠，广泛应用于大中型螺杆式制冷机组中。本设计冷水机组的油分离器选择的比泽尔OA9011，有关的具体数据如右图。8.8 油过滤器的选择计算液压系统中的过滤器称为滤油器，液压油中往往含有颗粒状杂质，会造成液压元件相对运动表面的磨损、滑阀卡滞、节流孔口堵塞，使系统工作可靠性大为降低。在系统中安装一定精度的滤油器，是保证按滤芯的材料和结构形式，滤油器可分为网式、线隙式、纸质滤芯式、烧结式滤油器及磁性滤油器等。按滤油器安放的位置不同，还可以分为吸滤器，压滤器和回油滤油器，考虑到泵的自吸性能，吸油滤油器多为粗滤器。油过滤器按其过滤精度(滤去杂质的颗粒大小)的不同，有粗过滤器、普通过滤器、精密过滤器和特精过滤器四种，它们分别能滤去大于100m、10100m、510m和15m大小的杂质。粗密过滤器选用上海实华集团的DN200，精密过滤器选DN80。8.9 截止阀的选择截止阀安装在制冷系统设备的管路上，以手动控制启闭阀芯，起着接通或切断制冷剂通道的作用。从阀内流向状态，可分为直通式和直角式两种。前者的阻力大于后者，有条件的情况下可尽量选用直角式截止阀。由于制冷系统所用的制冷剂性质不同，要求截止阀的制作材料不同，故又可分为氨用截止阀和氟利昂用截止阀。另外，截止阀按其动作方式的不同可分为直接式和隔膜间接式两种，后者的结构特点是由于采用隔膜膜片或波纹管，制冷剂不易从阀杆处泄漏，使用方便可靠。考虑到系统中各段管径不同一，因此可以选取多种截止阀以匹配各段管径，选50mm、80mm、100mm三种尺寸的截止阀来连接管路。8.10 油冷却器油冷却器传热管采用紫铜管轧制出散热翅片，换热面积大，产品体积小，重量轻。油冷却器适用于粘度低和较清洁的油液的冷却；油冷却器可应用于塑料机械、液压设备、空压机、稀油油滑系统、液力偶合器、电力装置等行业。该系列油冷却器产品从小型到中大型均可以根据客户要求设计制造，覆盖范围广。 油冷却器根据安装方式的不同，分为立式冷油器和卧式冷油器，立式冷油器具有所需安装面积小、安装方便等特点。卧式冷油器具有压降较小、抗水冲击性强等特点，因此根据不同的场地、空间高度、使用性能等要求正确选用立式或卧式冷油器，能更好地满足发电机组及其它设备的需要。选用LC1-1.2L/L型号。8.11 止回阀单向阀又称止逆阀，在制冷系统中，单向阀只允许制冷剂单方向流动，装在管路中起防止制冷剂气体或液体倒流的作用，它主要用于热泵型空调中，配合电磁四通换向阀改变制冷剂的流向及系统压力，一般在单向阀的外表面用箭头标出制冷剂的流向。查相关公司产品目录及技术参数，选取如图所示的止逆阀，选择标准及结构尺寸如下表:8.12 电磁阀的选型电磁阀是制冷系统中常见的开关式自动阀门，主要用于自动接通和切断制冷系统的供液管路，广泛应用于诸如冷藏箱、空调器类所匹配的氟利昂冷机中。电磁阀通常安装在膨胀阀与冷凝器之间，位置应尽量靠近膨胀阀，因为膨胀阀只是一个节流机构，本身有时无法保证关闭，因而需利用电磁阀切断供液管路。电磁阀和压缩机同时开动，压缩机停机时电磁阀立即关闭，停止供液，避免停机后大量制冷剂液体流入蒸发器中，造成再次启动时压缩机中发生液体冲击气缸的故障。电磁阀选型首先应该依次遵循安全性，可靠性，适用性，经济性四大原则，其次是根据六个方面的现场工况(即管道参数、流体参数、压力参数、电气参数、动作方式、特殊要求进行选择)。选型依据： 根据管道参数选择电磁阀的：通径规格(即DN)、接口方式。 1、按照现场管道内径尺寸或流量要求来确定通径(DN)尺寸。 2、接口方式，一般DN50要选择法兰接口，DN50则可根据用户需要自由选择。查Danfoss公司产品目录及技术参数，选取型号为EVRA40的电磁阀，选择标准及结构尺寸如下表：8.13 视液镜的选型查Danfoss公司产品目录及技术参数，选取型号为SGN22的视液镜，结构尺寸如下图：9 保温层和制冷剂的充注量计算9.1 蒸发器保温层计算根据文献11,593，选用聚苯乙烯泡沫塑料作为蒸发器的保温材料。其导热系数为。根据文献11,586，空气对隔热层外表面的放热系数，取。被绝热物体的温度即蒸发器的蒸发温度2。由于本设计针对的是南方地区，根据文献11,593表9-2可知，南方地区的环境温度，露点温度，故绝热层外表面温度。根据文献11,586公式（9-2）计算： (9.1)结合蒸发器壳体外径查文献11，588图9-1a得，蒸发器隔热层厚度最小为27。根据保温层规格，取其隔热层厚度。9.2 冷冻水管保温层计算同理，计算冷冻水管的保温层：冷冻水管被绝热的温度为，其他条件与蒸发器条件相同。则同样有： (9.2)结合冷冻水管的外径查文献11，588图9-1a得，冷冻水管隔热层厚度最小为22：根据保温层规格，取其隔热层厚度。 其中(8.1)和 (8.2)式中 绝热层外径，；绝热管道（或设备）外径，；保温材料的导热系数，；空气对隔热层外表面的放热系数，；被绝热物体的温度， ；周围环境温度， ；绝热层外表面温度，。9.3 制冷剂的充注量组成按照文献5,163-164可以得到制冷剂的充注量： (9.3)按照表6.1中的要求和式（6-3）计算。 表9.1 制冷剂的充注量标准设备充注量充注量（kg）壳管式冷凝器其容积的15%满液式蒸发器其容积的90%回热器其容积的100%液体管道其容积的100%吸气管道其容积的25%排气管道其容积的259.4 冷凝器充注量的计算冷凝器筒体总容积为： （9.4） 筒体内换热管及拉杆所占的容积为： (9.5) 其中： 冷凝器换热管根数，344根 冷凝器拉杆根数，根 冷凝器换热管外径， 冷凝器拉杆外径，所以剩余的容积为： (9.6)所以冷凝器充液量为： (9.7)9.5 蒸发器充注量的计算蒸发器内总容积为： (9.8)下半部分筒体内换热管及拉杆所占的容积为： (9.9) = 其中：蒸发器的换热管根数，232根 蒸发器包含的拉杆根数，根 蒸发器换热管外径， 蒸发器拉杆外径， 所以剩余的容积为： (9.10)所以蒸发器充液量为： (9.11)9.6 液管充注量的计算已取液管长度为，液管的内径为。液管的总容积： (9.12)即，液管的充灌量为： (9.13) 9.7吸气充注量的计算已取吸气管长度为6m，吸气管的内径。吸气管的总容积： (9.14)即，吸气管的充灌量为： (9.15)9.8 排气充注量的计算已取排气长度管为5m，排气管的内径。排气管的总容积： (9.16)即，排气管的充灌量为： (9.17) 9.9 制冷剂充注总量的计算 由于液体制冷剂的比容在液管的温度范围内变化不大，所以取其在蒸发温度下的比容来计算。比容为，即制冷剂在蒸发温度下的密度为。所以制冷剂充灌总量为：（其中液体过冷器0） (9.18) (9.19) 所以，系统需要充注制冷剂R134a共707.526kg。10 机组水系统的维护与保养机组在正常运行中的维护和保养应该达到以下目的：保证机械设备运转正常和利于提高机组使用寿命；保证空调系统的制冷供冷、制热供热需要；保证各辅助设备系统与机组运行的协调匹配一致。10.1 机组运行中的一般维护和保养就机组的机械和电气控制两大组成部分而言，机组在运行中的参数井监控、压缩机加载/卸载操作、机械运转观察、电气仪表和控制柜的工作状况、连接伯及管道泄漏状况、制冷剂和润滑油的液位状况、管路及容器清洁度状况以及空气调节系统中主要设备与机组之间的平衡协调状况等，都是机组运行中的维护和保养的主要内容和项目。1) 在机组运行中要做好每日（每周）的维护和保养。2) 要做好机组运行阶段性维护和保养（每个月或一个季度）。为确保机组在连续使用期内有效安全的运行，以及长期运行使用寿命能够延长，对机组进行日常及周期性的科学维护和保养，是机组使用中必不可少的一个环节。10.1.1 机组水系统的反冲清洗对于本系统中冷凝器和蒸发器的水系统的冲洗处理可以采用一种水力反冲管系统进行冲洗。水力反冲管系统操作方法：为防止水管系统中的焊渣、污染物在冲洗时进入机组的水制冷剂换热器内，可在水泵进出口处加装水力反冲管。冲洗时，可开启水泵，关闭水力反冲管的阀门，让水按正常流向流动冲洗、放清。然后再注入清水，将水力反冲管阀门打开，进出口阀门关闭，让水路系统进、出口反向流动，让换热器水流道内的垃圾、杂物反向冲出，再将过滤器拆卸清洗，即可清除干净管内的焊渣、杂物，以保证水路畅通。10.1.2 机组水系统的设施机组进水口设水过滤器具,水过滤器滤网规格为1620目/in的不锈钢丝网或铜丝网。水管冲洗后应卸下将滤网清洗干净，并检查如有破损，应予更换。机组水系统管道最高处及弯管处设自动放气阀或手动截止阀，在注水时同时将管内空气排尽。水泵进出口管路上应设置截止阀、橡胶软接头，进水口管路上设止回阀。水管的公称直径应与水过滤器、阀门、软接头的公称直径一致。机组水系统的水质要求,机组水系统中的冷水或冷却水须经防腐、去离子处理。10.2 机组制冷系统的清洁和气密性试验机组制冷系统包括螺杆式制冷压缩机主电动机、进排气端、辅助设备、蒸发器、冷凝器以及制冷管道、阀门系统等全部制冷循环系统16。机组的现场清洁和气密性试验，一般是在制冷压缩机拆卸、泄漏故障或对机组进行大修并重新组装之后才进行。10.2.1 机组制冷系统的清洁机组在安装或拆检大修之后，其制冷剂循环系统内部不可避免地残留一些焊渣、
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