壳管式冷凝器课程设计报告书

1、壳管式冷凝器课程设计第一部分:设计任务：用制冷量为273.6KW的水冷螺杆式冷水机组，制冷剂选用R134a，蒸发器形式采用冷却液体载冷剂的卧式蒸发器，冷凝器采用卧式壳管式。二：工况确定1：冷凝温度tk确定:冷却水进口温度twi32 c，出口温度tw237 c，冷凝温度tk :由t1 t232 37tk -2 m5.5 40 c。2 22 :蒸发温度to确定：冷冻水进口温度tsi 12 C，出口温度ts27C,蒸发温度to :由ts1 ts212 7 cto 卫迢 m7.5 2 c。2 23 :吸气温度7 c，采用热力膨胀阀时，蒸发器出口温度气体过热度为3 5 c。过冷度为5 c,单级压缩机系统

2、中，一般取过冷度为5 c。三:热力计算:1:热力计算：制冷循环热力状态参数经过查制冷剂的参数可知，作表格如下:状态点符号单位参数值0toc2根据t°确定蒸发压力P0，作等压线饱和气体线交得0点Po102kpa3.2hokJ / kg3981t1c7P0的等压线交t1，查压焓图V1m3 / kg0.hikJ / kg4032t2c52.2取指示效率为0.85P2102kpa10.16h2kJ / kg4324t4c35pk等压线与t4过冷等温线交于4点，其中h4 h5h4kJ / kg2492sh2skJ / kg427.653馆kJ / kg2552热力计算性能(1 )单位质量制冷量

3、 q°q0 hi h5403 249154 KJ . Kg(2)单位理论功WoWo h2s hi 427.65 403 24.65 KJ Kg(3)制冷循环质量流量 qmqmQo 233.6qo1541.517Kg s(4)实际输气量qvs3qvs qm V11.517 0.0660.1m /s(5) 输气系数：取压缩机的输气系数为0.75(6) 压缩机理论输气量 qvh生 0.10.750.133m3 s(7) 压缩机理论功率 p。p。qm W0 1.517 2465 37.4KW(8) 压缩机指示功率p44KwPiP°i 37.4°.85(9) 制冷系数及热力

4、完善度理论制冷系数:q。154实际制冷系数:W024.65Q0 m6.252336 °94.78Pi44卡诺循环制冷系数:T°TkT0275.157.24313.15 275.15故热力完善度为:4.780.667.24(10) 冷凝器热负荷432 kJ / kg，则Qkqm(h2 h3)1.517(432 255)268kJ / kg(11) 压缩机的输入电功率qmW。1.517 24.65m mot0.9 0.8648.3kw，取 m 0.9 ,mot0.86(12) 能效比Qo 233.6EER 04.836p 48.3循环的热力计算如下：序号项目计算公式结果备注1单

5、位制冷量q。hr>5154kJ/kg2单位理论功woh2sh124.65kJ/kg3制冷循环质量流量Qo qmq。1.517 kg /s4实际输气量qvsqmvo.1m3/s5输气系数o.756压缩机理论输气量qqvsqvho.133m3/s7压缩机理论功率Poq mW。37.6kW8压缩机指示功率Pi山i44kW9理论制冷系数iQ0 msmpi6.2510实际制冷系数PtqmWo4.7811卡诺循环制冷系数TocTkTo7.2412热力完善度s co.6613冷凝器热负荷Qk268kJ / kg14压缩机的输入轴功率 mW。 pm48.3kW15能效比EER Qo-4.836P3.压缩

6、机的选型在制冷系统中，压缩机起到非常大的作用。它是整个系统运行的心脏，带动 整个系统的正常运行。压缩机的作用主要是：从蒸发器中吸出蒸汽，以保证蒸发 器一定的蒸发压力；提高压力（压缩），以创造在较高温度下冷凝的条件；输送 制冷剂，使制冷剂完成制冷循环。制冷系统所需要的制冷量Q0=233.6KW需要选配制冷压缩机。压缩机的种类很多，可分两大类一容积式和速度型。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。这类压缩机又分往复式和回转式压缩 机。往复式又称活塞式。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。活塞式压缩机是问世最早的一种机

7、型， 至今已发展到几乎完善的程度，由于 其压力围大，能够适合较广的能量围，有高速，多缸能量可调，热效率高，适用 多种制冷制等优点。并且我国对此机的加工制造已有数十年的经验，加工较容易， 造价也较低，国应用极为普遍，有成熟的运行管理，维护经验。本设计初步选择螺杆式冷媒压缩机。螺杆压缩机一般都是指双螺杆压缩机， 它由一对阳、阴螺杆构成，是回转压缩机中应用最广泛的一种，在化工、制冷及 空气动力工程中，它所占的比重越来越大。螺杆式热泵机组无论是COPS还是维 护费用、振动频率、噪音等性能均优于活塞式热泵机组。该产品有以下特点：1. 四段容调或连续卸载控制设计，随负荷变化调整压缩机的输出，节省能源消耗。

8、2. 转子经专用研磨加工及动力平衡校正，配合进口德国FAG及瑞典SKF高精密轴 承，运行平顺，振动小，噪音低。3. 采用法国进口高效率耐氟电机，效率高、可靠性好。4. 采用最新的第三代非对称齿形，公称子五齿，母转子六齿，齿间压力落差及回 吹孔小，容积效率高，节省能源。采用全新高效油分离器，分油效果达 99.7 %, 有利于提高机组蒸发器效率，并适用于满液式蒸发器设计。5. 半密闭设计不需要轴承，无轴封泄漏问题、可靠性佳，且马达与机体为分离式 设计，易于维护与保养。6. 除一般的冷水机组和空调储冰系统以外，依使用工况不同另设计高压缩比机 种，效率高。可靠性佳，适用于风冷机组、热泵机。根据已知条件

9、进行计算选型： 吸气状态的比体积：v1 6.6 102m3/kg压缩机的实际输气量：qvs qm v1 0.im/s制冷压缩机的理论功率Po、指示功率Pi :压缩机的理论输气量：qvhqvs 0.133m3. s 478.8m3/hPo qm Wo 37.4kwPiPo =37.4i 0.8544kW选用比泽尔CSH8573-110Y-40P型号螺杆式 压缩机机组，制冷量为243kw。第二部分：壳管式冷凝器设计2.2结构的初步规划2.2.1 :结构型式系统制冷量为233.6kw，制冷量相对较大，本次设计选用壳管式器较为合 适。污垢系数的选择参看文献，可取氟利昂侧r0= 0.086 m2 C/k

10、W,冷冻水侧r1 = 0.086 m2 C/kW。223冷冻水的流速:初步设计机组每天运行10小时，则每年运行小时数约为 30004000。参看文献数据，取冷冻水流速u = 2m/s。管型选择:参考文献1,70-71中所述及文献1表3-4。本次设计选取表3-4中的4号管：16mm< 1.5mm因其增强系数相比较大，有利换热。其有关结构参数如下:管径dj=11mm,翅顶直径dt=15.86mm，翅厚t =0.223mm，翅根管面外径db=12.86mm，翅节距 sf=1.25mm 翅高 h= 1.5mm单位管长的各换热面积计算如下:每米管长翅顶面积：ad =旦 =0.01586 0.000

11、223 = 0.0089 m2/msf0.001252 2 2 2(dt db)(0.015860.01286 )2 ,每米管长翅侧面积：af = t b = 0.1083 m2/m2Sf2 0.00125每米管长翅间管面面积:db(Sf s)_0.01286 (0.00125 0.000223)0.0332Sf0.00125每米管长管外总面积：aof =ad + af +ab= 0.1504 m2 /m每米管长管面面积：ai=di=0.014= 0.0345m2 /m冷却水流量:取冷却水进出口温度的平均温度为定性温度,°C = 34.5 °C。由传热学附录9中查得其有关物

12、性参数如下:水=994.3 kg / m30水 = 4.174 kJ/(kg K)268冷却水流量为:(2.8 )3qv=0.01292 m /s水c(tw1 tw2)994.3 4.17437 32226估算传热管总长参看文献1 , 75,按管外面积计算热流密度q。,在设计条件下，热流密度q。可在50007000W/m2围取值。本设计假定 q°= 5000 W/m2。则应布置的传热面积：Aof= Qk = 268 1°3 =53.6m2q05000应布置的有效总管长：L = 如 =536 356.4 ma°f0.1504确定每流程管数乙有效单管长I及流程数N冷却

13、水的流速u = 1.5m/s，冷却水流量qv= 0.01292 m3/s，则每流程管数Z = 勒 =4 0.01292= 90.68 (根)，圆整后取 Z =91 根。di U 3.14 0.0112 1 .5则实际水流速u 经 4 0.012921.495m/sdiZ3.14 0.01191对流程数N、总根数NZ有效单管长l、壳体径Di及长径比丨/Dj进行组合计算,组合计算结果如表3.2所示表3.2组合计算结果流程数N总根数NZ有效单管I /m壳体径D /m长径比I /Di21821.9560.4274.5843640.9780.6031.62参看文献1，76，在组合计算中，当传热管总根数较

14、多时，壳体径 D可按下式估算：Di (1.15-1.25) s NZ式中s 相邻管中心距，s (1.251.30) d0，单位为m；d°管外径，单位为m。系数1.151.25的取法：当壳体管子基本布满不留空间时取下限，当壳体留有一定空间时取上限。（本设计取下限计算Di 1.25<NZ ）查看文献1表2.3，由d°=16mn查得：换热管中心距s = 22mm。参看文献1，76，长径比l/Di 般在68围较为适宜，长径比大则流程数 少，便于端盖的加工制造。当冷凝器与半封闭式活塞式制冷压缩机组成机组时应 适当考虑压缩机的尺寸而选取更为合适的冷凝器的长径比。据此，本设计选取2

15、流程方案作为结构设计依据，管径选择 400mm勺无缝钢管。2.3热力计算水侧表面传热系数从管子在壳体的实际排列来看，每个流程的平均管子数为n=92，因此在管的水速平均值为:4qvdi2n4 0.0129220.011921.48m/ s由tm= 34 °C查文献2附录9表得其运动粘度v 0.746610 6 m2 /s由文献1表3-12查得其物性集合系数B = 2178.2。因为雷诺数Re =udi148 °.。11 = 21806 > 104，亦即水在管的流动状态为湍流，则由文献1，780.7466 10 6中式（3-5 ），水侧表面传热系数：WI0.8Ru_B .

16、 0.2di2178 .20.81.480 20.011027345.6W/(m K)0400384eooGO<b：<)(>(c>()<>(>o.(><p00<)o:O!OO'O(D>332氟利昂侧冷凝表面传热系数根据图3.2的排管布置，管排修正系数由文献1，77中式（3-4）计算4 20.8334 40.83320 60.8335 80.833n0.745184根据所选管型，低翅片管传热增强系数由文献1，77中式（3-2 ）计算如下:环翅的当量高度h誉增强系数：1abab af /db、： O.°3321.1

17、 ( )=aof為 h 0.15041.110.0332 0.103812.86 ；()* 4=1.540.15044.26查文献1 ,76表3-11 ,R134a在冷凝温度tk=40°C时，其物性集合系数B = 1516.3由文献1，76式（3-1 ）计算氟利昂侧蒸发表面传热系数,0.250.25ko 0.725 Bdbn (two J)=0.7251516.3 0.012860.251.540.745(tk t。)0.253745 00.25 W/(m2 K)其中two 管外壁面温度,C；蒸发温度与管外壁面温度之差实际所需热流密度计算对数平均温差mtw2 tw1 37 32 =

18、5.1 Cinln4L2? tk tw240 37水侧污垢系数ri = 0.00086 m2 k/W。将有关各值代入文献1 ,78式（3-6 ）和（3-7），热流密度计算q°（单位为W/m2）:qoaof i) aiq。ko 0 = 3745 ：75aofam5.10(最 °.000086)膘0.0015 0.15043930.042= 1280 (5.1o)选取不同的0 （单位为C）进行迭代计算，计算结果列于表:qo计算结果0/ C2q° (W/m )2q° (W/m )2629840961.7557543501.6532844801.44820460

19、8当0=1.4 c，两式的qo值误差已经很小了，取q° 4714W/m2，计算实际 需要的传热面积：Aof沽鬻40 56.85m2，初步设计结构中实际布置冷凝传热为53.6 m2 ,较传热计算所需面积小5.7% ,满足要求，可认为原假定值及初 步结构设计合理。2.4阻力计算冷却水的流动阻力计算冷却水流动时的阻力的计算，其中沿程阻力系数_ 0.31640.25-Ref0.31640.25218060.026冷却水的流动阻力 P为F?- u2N 上 1.5 N 1'2di1 9943 1.482 0.026 22 0.070.0111.5 (2 1)=25800Pa式中，N管程;

20、h 左、右两管板外侧端面间的距离，每块管板厚度为35mm (见后面结构确定)，则lt= (2+0.07 ) m。考虑到外部管路损失，冷却水泵的总压头约为' 6P 0.1Pi 0.1 25800 100.1258 MPa结构设计计算3.1筒体根据文献3表2.3可知，当换热管外径d°=16mm寸，换热管中心距为s=22mn， 分程隔板槽两侧相邻中心距I E=35mm根据文献3，46可知，热交换器管束最外层换热管表面至壳体壁的最短距离b=0.25d且不小于8mm故本设计取8mm根据文献 表6-4,选用壳体经济壁厚8mm故经计算得出的壳体最小外径：D=400mm此时实际长径比为0.4

21、(3.28)根据文献3 , 54，目前所采用的换热管长度与壳体直径之比，一般在425之间，故设计合理。3.2管板管板是管壳式换热器的一个重要元件，它除了与管子和壳体等连接外，还是换热器中 的一个主要受压元件。对于管板的设计，除满足强度要求外，同时应合理考虑其结构设计。管板选用直接焊于外壳上并延伸到壳体周围之外兼作法兰，管板与传热管的连接方式采用胀接法(2)管板最小厚度表5-4-1胀接时的管板最小厚度换热管外径do/mm< 25>25<50> 50最小厚度3用于易燃易爆及 有毒介质的场合domin用于无害介质的一般场合> 0.75d o0.70d o> 0.6

22、5d o管板最小厚度除满足计算要求外，当管板和管热管采用焊接时，应满足结构 式就和制造的要求，且不小于 12mm若管板采用复合管板，其复层的厚度应不 小于3mm对有腐蚀性要求的复层，还应保证距复层表面深度不小于2mm勺复层化学成分和金相组织复层材料的要求.本设计选择管板厚度为30mm管孔直径dp：根据文献1表3-5得换热管外径d0： 16mm 允许偏差00.16管板管孔径dp： 16.25mm允许偏差0.050.13.3分程隔板根据文献5，分程隔板厚度选12mm，焊接在端盖上3.4拉杆的直径和数量表1 拉杆直径选用表换热器管外径do10< dw1414<d<2525<d

23、w 57拉杆直径dn101216拉杆壳体公称直径d， mm苴径dn<400> 400<700> 700<900> 900<1300> 1300<1500> 1500<1800> 1800<2000> 2000<2300> 2300<2600mm拉杆数量10461012161824283212448101214182024164466810121216由于换热管外径为16mm故拉杆直径取12mm其数量为4。拉杆与定距管固定，拉杆的一端用螺纹拧入管板，每两块折流板之间用定距管固定，拉杆最后一块折流

24、板用螺纹固定，拉杆的螺纹长度根据壳管式换热器手册可知:l21.5d0 18mm3.5垫片的选取查文献8,选取垫片材料为石棉，具有适当加固物（石棉橡胶板）；基础参数为厚度S =1.5mm垫片外径为890mm径为618mm,设计压力为1.569MPa,垫片 系数 m=2.75,比压力 y=25.5MPa3.6连接管的确定冷却水进出口连接管水的流量qvs=0.01292m3/s，选流速u 1.2m/s，故管径di4qv4 0.01292- 3.14 1.20.117m117 mm查文献6可取无缝钢管121 6mm实际流速为u 1.202 m/ s制冷剂连接管由原始数据查R134的lg p h图得，冷

25、凝器进口处3320.88 10 m / kg ,冷凝d2i4 31.67 10 33.14 10(1)管板法兰设计：本次设计管板与壳程圆筒连为整体, 管箱用螺柱、垫片连接。器出口 43.82 10 3m3/kg 0根据：qm 1.517kg / s液体的体积流量333 /qv1 = qm 41.517 3.82 105.79 10 m /s蒸气的体积流量qv2 qm 2 1.51720.88 10 331 .67 10 3 m3 / S出液接管的径（选液体流速为u11m/s）（3.34）|4q“i'4 5.79 10 3 门”d1i :一 .0.0859 m 86mm,U1.3.14

26、1圆整后，查文献6取无缝钢管89 4mm进气接管径（选蒸汽流速为U210m/s）0.0635 m 63.5mm(3.35)圆整后，查文献6取无缝钢管68 4mm。实际流速为吐8.7m/ s3.7法兰结构设计其延长部分兼作法兰,（Df Do）根据关系可知：法兰的宽度 bt-，根据法兰尺寸标准，与壳体配合，根据2壳体外径DN=400mn和文献，管板的法兰选用外径 D=490mn径B=400mm厚度C=26mn的法兰。法兰固定螺栓孔中心圆直径 K=445mm螺栓孔孔径L=22mm螺 栓规格为M2Q螺栓数量n=16。（2）进出水口法兰设计： 根据进出水口的管道， 选择相应的法兰，根据标准选择240mm

27、的法兰外径，螺栓孔中心圆直径为200mm螺纹孔直径为18,选用型号为M16的螺栓，螺栓的数目为8个，法兰厚度为20mm（3） 制冷剂进出口法兰设计：根据进制冷剂的管道为 79mm选择相应的法兰，根据标 准选择190mm的法兰外径，螺栓孔的中心圆的直径为150，螺纹孔直径为18,选用型号为M16的螺栓，螺栓的数目为 4个，法兰的厚度18mm根据出制冷剂的管道为 68mm选择相 应的法兰，根据标准选择的160mm的法兰外径。螺栓孔的中心圆的直径为130mm螺纹的孔直径的14mm选用的型号为 M12的螺栓，螺栓的数目为 4个，法兰的厚度为 16mm3.8支座的选择支座是用来支承容器及设备重量，并使其固定在某一位置的压力容器附 件。在某些场合还受到风载荷、地震载荷等动载荷的作用。压力容器支座的结构形式很多，根据容器自身的安排形式，支座可以分 为两大类：立式容器支座和卧式容器支座。由于该冷凝器为卧式容器，公称压力为 1.6MPa，筒体直径为400mm故选用鞍式支座，支座材料选用HT-200,根据标准零部件选型号为：JBT4712 92鞍座BI 450 F。该支座