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畢業(yè)設(shè)計（論文）學生自查表
（中期教學檢查用）
學生姓名
學號
院系
專業(yè)班級
課題名稱
800KW水源熱泵機組設(shè)計
指導教師姓 名
個人作息時 間
上午
自 9 時
至 12 時
下午
自 3 時
至 6 時
晚上
自 8 時
至 10 時
工作地點
上午
寢室
下午
圖書館
晚上
寢室或圖書館
個人精力實際投入
日平均工作時數(shù)
7~8
周平均工作時數(shù)
44
迄今缺席天數(shù)
0
出勤
率%
100%
指導教師每周指導次數(shù)
3
每周指導
時間（小時）
6
備注
無
畢業(yè)設(shè)計
工作進度
已完成的主要內(nèi)容
%
待完成的主要內(nèi)容
%
1. 文獻綜述
2. 文獻翻譯
3. 開題報告
4. 設(shè)計計算
60%
畢業(yè)論文說明書的整理和計算機繪圖
50%
存在問題
1、 時間上需要更多的投入；
2、 設(shè)計計算時發(fā)現(xiàn)學過的知識很多遺忘，必須鞏固；
3、 對于畫圖的工作需要更多的請教老師，需要更多收集有關(guān)圖紙設(shè)計的資料和信息，
4、 確保畢業(yè)設(shè)計能夠保質(zhì)保量并按時完成。
指導教師簽名： 年 月 日
本科畢業(yè)設(shè)計（論文）
題 目 800kW 水源熱泵機組設(shè)計
學生姓名
專業(yè)班級
學 號
院 （系）
指導教師(職稱)
完成時間
800kW 水源熱泵機組設(shè)計
摘 要
水源熱泵是以地下水（深井水、泉水、地下熱水等）或地表水（河川水、湖水、海水等）作為熱泵的低位熱源，分為地下水水源熱泵和地表水水源熱泵。水源熱泵裝置利用熱泵原理源源不斷的將水中的低位熱能向高位熱能轉(zhuǎn)移，與其他形式的熱泵相比具有很多優(yōu)點。本次設(shè)計是根據(jù)初始參數(shù)來設(shè)計水源熱泵空調(diào)系統(tǒng)的。
本文首先介紹了熱泵的原理和分類、水源熱泵的發(fā)展、原理、特點及其組成的空調(diào)系統(tǒng)。其次，詳盡介紹了水源熱泵系統(tǒng)機組的選擇，再次，說明了設(shè)計過程，包括管殼式換熱器的熱力計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計、阻力校核，并按照設(shè)計題目完成計算說明書。在整個水源熱泵空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計過程中，熱力計算是首要因素，它主要包括溫差、傳熱系數(shù)、換熱面積和阻力等的計算。結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是設(shè)計熱泵系統(tǒng)的蒸發(fā)器和冷凝器。本系統(tǒng)蒸發(fā)器采用滿液式殼管式，冷凝器采用臥式殼管式，同時要確定換熱管數(shù)量以及其他相關(guān)尺寸等。
隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展，水源熱泵系統(tǒng)的應用會越來越廣。怎樣選擇最經(jīng)濟的制冷方式，怎樣使系統(tǒng)運行更節(jié)能是一個值得認真研究和實踐的課題。
關(guān)鍵詞: 水源熱泵；冷凝器；蒸發(fā)器；設(shè)計計算
DESIGN OF 800KW WATER SOURCE
HEAT PUMP UNIT
ABSTRACT
Water 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 pump
This 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 calculation
III
目錄
中文摘要 I
英文摘要 II
緒論 1
1 水源熱泵機組論述 1
1.1 水源熱泵機組的能源效率概況 1
1.2 熱泵機組的組成 4
1.2.1 制冷劑 4
1.2.2 壓縮機 4
1.2.3 換熱器 5
1.2.4 節(jié)流元件 5
1.2.5 控制系統(tǒng) 5
2 制冷劑的選擇 6
2.1 常用制冷劑種類和性質(zhì) 6
2.1.1 無機物R717（氨） 6
2.1.2 R77（二氧化碳） 6
2.1.3 鹵代烷烴 7
2.1.4 碳氫化合物 8
2.1.5 混合制冷劑 8
2.2 制冷劑選擇 9
2.2.1 考慮因素一 對環(huán)境的影響環(huán)保 9
2.2.2 考慮因素二 熱力學性質(zhì) 9
2.2.3 考慮因素三 安全可靠性 10
2.2.4 考慮因素四 便宜易購 10
3 制冷循環(huán)分析和熱力計算 10
3.1 理論制冷循環(huán) 10
3.2 實際制冷循環(huán) 10
3.3 熱力計算 11
3.31 確定制冷循環(huán)熱力狀態(tài)參數(shù) 11
3.3.2 熱力計算 12
4 壓縮機選型和校核 13
5 冷凝器 14
5.1 冷凝器熱力、結(jié)構(gòu)計算 14
5.1.1 冷卻水流量qvs確定 14
5.1.2 對數(shù)平均溫差的確定 14
5.1.3 換熱管的選型 14
5.1.4 估算傳熱管總長 15
5.1.5 確定每流程管數(shù)Z、有效單管長l及流程數(shù)N 16
5.1.6 傳熱管的布置排列及主體結(jié)構(gòu) 16
5.1.7 傳熱計算及所需傳熱面積確定 17
5.2 冷卻水側(cè)阻力計算 21
6 冷凝器的配件計算和選型 21
6.1 連接管管徑的計算 21
6.1.1 冷卻水進出口連接管 21
6.1.2 制冷劑連接管 22
6.2 防沖板 23
6.3 殼體 23
6.4 管板 23
6.5 端蓋 24
6.6 支座 25
6.6.1 支座選型 25
6.6.2 支座定位 25
6.7 支撐板 26
6.8 拉桿 26
6.9 法蘭類選擇 27
6.9.1 連接管法蘭 27
6.9.2 管板法蘭 28
6.9.3 端蓋法蘭 29
7滿液式蒸發(fā)器的設(shè)計 30
7.1 載冷劑流量的確定 30
7.2 對數(shù)平均溫差的確定 31
7.3 傳熱管的確定 31
7.4 管程與有效管長 31
7.5傳熱系數(shù)的確定 32
7.5.1 蒸發(fā)器中的污垢熱阻 32
7.5.2 管內(nèi)換熱系數(shù) 32
7.5.3 管外換熱系數(shù) 33
7.5.4 壁溫和熱流密度的估算 33
7.5.5 傳熱系數(shù) 34
7.6 傳熱面積和管長確定 34
7.7 冷卻水的流動阻力 34
7.8 結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 35
7.8.1 筒體 35
7.8.2 管板 36
7.8.3 法蘭 36
7.8.4 端蓋 37
7.8.5 連接管的確定 37
8 節(jié)流裝置和輔助設(shè)備的計算及選型 38
8.1 節(jié)流裝置 38
8.2 干燥過濾器的選擇 39
8.3 除砂器 40
8.4 膨脹水箱 41
8.5 四通換向閥 42
8.6 氣液分離器的選擇計算 42
8.7 油分離器的選擇計算 42
8.8 油過濾器的選擇計算 43
8.9 截止閥的選擇 43
8.10 油冷卻器 44
8.11 止回閥 44
8.12 電磁閥的選型 44
8.13 視液鏡的選型 45
9 保溫層和制冷劑的充注量計算 46
9.1 蒸發(fā)器保溫層計算 46
9.2 冷凍水管保溫層計算 46
9.3 制冷劑的充注量組成 47
9.4 冷凝器充注量的計算 47
9.5 蒸發(fā)器充注量的計算 48
9.6 液管充注量的計算 48
9.7吸氣充注量的計算 49
9.8 排氣充注量的計算 49
9.9 制冷劑充注總量的計算 49
10 機組水系統(tǒng)的維護與保養(yǎng) 50
10.1 機組運行中的一般維護和保養(yǎng) 50
10.1.1 機組水系統(tǒng)的反沖清洗 50
10.1.2 機組水系統(tǒng)的設(shè)施 50
10.2 機組制冷系統(tǒng)的清潔和氣密性試驗 51
10.2.1 機組制冷系統(tǒng)的清潔 51
10.2.2 機組制冷系統(tǒng)吹污的一般要求 51
10.2.3 機組制冷系統(tǒng)的檢漏 51
10.3 制冷運轉(zhuǎn)的操作規(guī)程 52
10.3.1 制冷運轉(zhuǎn)前的檢查 52
10.3.2 制冷運轉(zhuǎn)的啟動程序 52
10.3.3 機組的的運行控制 52
結(jié) 論 52
致 謝 53
參考文獻 54
800kW水源熱泵機組設(shè)計
緒論
1 水源熱泵機組論述
地球表面淺層水源（一般在1000 米以內(nèi)），如地下水、地表的河流、湖泊和海洋，吸收了太陽進入地球的相當?shù)妮椛淠芰?，并且水源的溫度一般都十分穩(wěn)定。水源熱泵技術(shù)的工作原理就是：通過輸入少量高品位能源（如電能），實現(xiàn)低品位能源向高品位能源轉(zhuǎn)移。水體分別作為冬季熱泵供暖的熱源和夏季空調(diào)的冷源，即在夏季將建筑物中的熱量“取”出來，釋放到水體中去，由于水源溫度低，所以可以高效地帶走熱量，以達到夏季給建筑物室內(nèi)制冷的目的；而冬季，則是通過水源熱泵機組，從水源中“提取”熱能，送到建筑物中采暖。
1.1 水源熱泵機組的能源效率概況
作為中央空調(diào)系統(tǒng)的冷熱源主機，水源熱泵機組近年來得到了快速發(fā)展，單機容量越來越大，機組性能不斷提高。目前熱泵機組主要采用R22或R134a作為制冷劑，在中大型熱泵機組常采用開啟式螺桿機組或離心式熱泵機組，而大冷熱量熱泵機組為離心式熱泵機組。
目前我國建筑空調(diào)使用的熱泵機組，冷熱量大多為中等水平，螺桿熱泵機組可以滿足70-80％空調(diào)系統(tǒng)中冷熱負荷，特別是半封閉螺桿冷水機組，由于結(jié)構(gòu)緊湊、維護方便、噪音低等優(yōu)點，在空調(diào)領(lǐng)域得到廣泛應用。中國國內(nèi)目前有大小螺桿熱泵機組生產(chǎn)廠家?guī)资?，產(chǎn)品質(zhì)量與性能良莠不齊，其中大多數(shù)為組裝廠家，壓縮機、換熱器、節(jié)流元件、控制臺等部分或全部采購，組裝成機組銷售，由于零部件的設(shè)計能力有限，因此性能指標差別很大。
在國家標準《水源熱泵機組能效限定值及能源效率等級》草案擬定之前，熱泵機組的生產(chǎn)依據(jù)Bl9577．2004《冷水機組能效限定值及能源效率等級》國家標準，標準中規(guī)定的名義工況下的性能指標如表1.1,1.2所示。
表1.1冷水機組能效限定值
機組類別
額定制冷量(CC)/KW
性能系數(shù)
風冷式或蒸發(fā)冷卻式
CC≦50
2.40
CC>50
2.60
水冷式
CC≦528
3.80
528
1163
4.20
表1.2冷水機組能源效率等級
類型
額定制冷量（CC）/KW
能效等級（COP）/(W/W)
1
2
3
4
5
風冷式或蒸發(fā)冷卻式
CC≦50
3.20
3.00
2.80
2.60
2.40
CC>50
3.40
3.20
3.00
2.80
2.60
水冷式
CC≦528
5.00
4.70
4.40
4.10
3.80
5281163
6.10
5.60
5.10
4.60
4.20
這一指標不是很高，它的確立是根據(jù)國內(nèi)熱泵楓組的整體水平結(jié)合國內(nèi)實際情況 制定的，它是這一行業(yè)的最低標準?？紤]到成本因素，大多數(shù)生產(chǎn)廠家將達到這一國家標準指標為目標，而不想進一步提高機組效率。國家標準《水源熱泵機組能效限定值及能源效率等級》草案擬定，使熱泵機組生產(chǎn)廠家將提高熱泵機組的能源效率提上日程來。
國家標準《水源熱泵機組能效限定值及能源效率等級》草案規(guī)定對于熱泵機組的能源效率限定值如表1.3所示。
表1.3 熱泵機組能效限定值
類型
額定制冷量
制冷制熱綜合性能參數(shù)
冷熱風型
水環(huán)式
/
3.50
地下水式
/
3.80
地下環(huán)路式
/
3.55
冷熱水型
水環(huán)式
CC≦150
3.65
CC>150
3.70
地下水式
CC≦150
3.95
CC>150
4.20
地下環(huán)路式
CC≦150
3.65
CC>150
3.70
這是熱泵機組生產(chǎn)廠家的準入門檻，也是國家標準要求的最低標準，隨著時間的推移、技術(shù)的進步，此限定值將要適當提高。目前大多數(shù)生產(chǎn)廠家都能達到這一標準。為了體現(xiàn)各個生產(chǎn)廠家的技術(shù)水平，標準同時又擬定了熱泵機組的能源效率等級指標如表1.4所示。
表1.4 水源熱泵機組能效限定值
類型
額定制冷量（CC）/KW
能效等級（制冷制熱綜合性能系數(shù)）
1
2
3
冷熱風型
水環(huán)式
/
4.55
4.15
3.50
地下水式
/
4.90
4.50
3.80
地下環(huán)路式
/
4.60
4.20
3.55
冷熱水型
水環(huán)式
CC≦150
5.10
4.70
3.65
CC>150
5.30
4.90
3.70
地下水式
CC≦150
5.40
5.00
3.95
CC>150
5.80
5.40
4.20
地下環(huán)路式
CC≦150
5.10
4.70
3.65
CC>150
5.30
4.90
3.70
熱泵機組的節(jié)能評價值為圖1.3中能源效率等級2級，最低級3級為國家標準的限定值。評價一臺冷水機組是否屬于節(jié)能產(chǎn)品，關(guān)鍵看機組在名義工況下所測的性能系數(shù)是否達到表中規(guī)定的1級或2級指標。
目前國內(nèi)外資企業(yè)及大型國資企業(yè)的冷水機組產(chǎn)品，總的來說來產(chǎn)品質(zhì)量穩(wěn)定，性能指標處于市場上游，占熱泵機組市場主流。
1.2 熱泵機組的組成
熱泵機組主要由制冷劑、壓縮機、換熱器(冷凝器、蒸發(fā)器)、節(jié)流元件、四通換向閥、控制系統(tǒng)及管路附件等構(gòu)成。熱泵機組的制冷循環(huán)如下圖1.4所示。
圖 1.1 水源熱泵典型制熱循環(huán)圖
1.2.1 制冷劑
對于采用蒸汽壓縮循環(huán)的冷水機組，制冷劑是熱泵機組賴以工作的介質(zhì)。熱泵機組的工作原理就是利用制冷劑的狀態(tài)變能，將環(huán)境中的熱量從需要冷卻的區(qū)間轉(zhuǎn)移到大氣中。制冷劑的選擇不僅影響熱泵機組的工作效率、成本，而且還對環(huán)境有所影響。隨著科技的進步以及環(huán)保的需要，制冷劑也有一個淘汰的過程，因此制冷劑的選擇非常重要。
1.2.2 壓縮機
壓縮機由電動機驅(qū)動，對制冷劑做功，吸入在蒸發(fā)器中蒸發(fā)的低溫低壓制冷劑蒸汽，壓縮為高溫高壓的過熱制冷劑蒸汽，由于溫度高，因此在冷凝器中與用戶熱循環(huán)水進行換熱，才有可能。其工作過程如圖1.1中C-B。壓縮視的種類很多，目前主要有活塞式、螺桿式和離心式壓縮機。
1.2.3 換熱器
熱泵機組系統(tǒng)中換熱器主要為冷凝器與蒸發(fā)器。冷凝器主要有風冷式、水冷式及蒸發(fā)冷卻式三種，冷水機組中主要采用風冷式與水冷式。蒸發(fā)器主要有干式、滿液式及降膜式三種，常用蒸發(fā)器為干式與滿液式。
蒸發(fā)器的作用是將需冷空間的熱量通過換熱介質(zhì)一冷水的傳遞，在蒸發(fā)器中與制冷劑進行熱量交換，制冷劑由液態(tài)吸熱后變?yōu)闅鈶B(tài)，被壓縮機吸入，進行制熱循環(huán)。其工作過程如圖1.1中D—C。
冷凝器的作用是將需冷空間的熱量通過換熱介質(zhì)一冷水與制冷劑的傳遞，再由制冷劑與用戶的熱循環(huán)水進行交換，最終將熱量排向用戶熱循環(huán)水中。制冷劑由壓縮機壓縮后的高溫高壓氣態(tài)，在冷凝器中與換熱介質(zhì)進行熱量交換，放熱后被冷卻為常溫高壓的液態(tài)。其工作過程如圖1.1中B—A。
1.2.4 節(jié)流元件
節(jié)流元件的功能是將冷凝器中冷凝后的制冷劑液體節(jié)流降壓為低溫低壓的制冷劑液體，從而在蒸發(fā)器中吸收冷水的熱量，將冷水降溫至需要的溫度。其工作過程如圖1.1中A一D。節(jié)流元件主要有手動節(jié)流閥、毛細管、熱力膨脹閥、節(jié)流孔板、電子膨脹閥及電動膨脹閥。冷水機組常用熱力膨脹闖與電子膨脹閥。圖1.1所示為熱力膨脹閥。節(jié)流元件的功能是節(jié)流降壓、調(diào)節(jié)流量、控制過熱度、控制蒸發(fā)器制冷劑液位等，不同形式的節(jié)流元件具有不同的功能。
1.2.5 控制系統(tǒng)
控制系統(tǒng)是冷水機組的重要組成部分，對制冷系統(tǒng)的運行起著調(diào)節(jié)、監(jiān)控、傈護等功能。隨著冷水機組的自動化控制水平的提高，控制系統(tǒng)的復雜程度亦同益增大?？刂葡到y(tǒng)從早期的機電式發(fā)展為電子式，控制系統(tǒng)的核心也從最初的單板機發(fā)展到單片機、PLC及電子計算機，運算速度越來越高，控制精度也越來越好，用戶界面十分友好。
2 制冷劑的選擇
制冷劑是螺桿冷水機組制冷系統(tǒng)中的工作流體，通過其自身熱力狀態(tài)的循環(huán)變化不斷與外界發(fā)生熱量交換，達到制冷的目的，習慣上稱制冷劑為制冷工質(zhì)或簡稱為工質(zhì)。
2.1 常用制冷劑種類和性質(zhì)
2.1.1 無機物R717（氨）
氨是應用較廣的中溫制冷劑。沸點-33.3oC,凝固點-77.9 oC。
氨具有較好的熱力學性質(zhì)和熱物理性質(zhì)，在常溫和普通低溫范圍內(nèi)壓力比較適中。單位容積制冷量大，粘性小，流動阻力小，傳熱性能好。
氨對鋼和鐵無腐蝕作用，對黃銅或類似的合金有輕微的腐蝕作用。如果氨中有水分，對銅及其合金就有強烈的腐蝕作用。故在氨制冷裝置中的閥門、管道、儀表等均不采用銅及銅合金材料。
氨與空氣混合，達到一定的濃度和溫度時就會燃燒或爆炸。為了防止爆炸，要求氨壓縮機的排氣溫度和壓力不超過規(guī)定值，并必須經(jīng)常從系統(tǒng)中放出不凝性氣體。氨制冷劑的燃點高，大約700~800℃，故氨制冷系統(tǒng)中允許使用普通電機而不必考慮外殼的密封。
氨具有強烈的刺激性氣味且有一定的毒性，在其安全性分類中屬于BZ類制冷劑。若有泄漏，易污染食品;氨液飛濺到人的皮膚上會引起腫脹甚至凍傷;在空氣中氨蒸汽的容積濃度達到0.5%一0.6%時，人停留半小時就會引起中毒。若 氨制冷系統(tǒng)內(nèi)部含有空氣，不僅造成系統(tǒng)制冷能力下降，功耗增加，并且容易引起爆炸等惡性事故。所以氨制冷系統(tǒng)中必須設(shè)空氣分離器，及時排除系統(tǒng)內(nèi)的不凝性氣體。
2.1.2 R77（二氧化碳）
二氧化碳是一種古老的制冷工質(zhì)，又是一種新興的自然工質(zhì)。干冰是固體二氧化碳的習慣叫法，干冰的三相點參數(shù)為：三相點溫度-56.6℃，三相點壓力520kPa。因此，在大氣壓力下，二氧化碳為固體或氣體，不存在液態(tài)。干冰在大氣壓力下的升華熱為573.6KJ/kg，升華溫度為-78.5℃。
二氧化碳作為制冷劑有著很多優(yōu)點，例如：1. 良好的安全性和化學穩(wěn)定性。二氧化碳安全無毒，不可然，適應各種潤滑劑，常用機械零部件材料，即使在高溫下也不產(chǎn)生有害氣體。2.具有與制冷劑和設(shè)備相適應的熱物理性質(zhì)，單位容積制冷量相當高，運動粘度低。3.優(yōu)良的流動和傳熱特性，可顯著減少壓縮機與系統(tǒng)的尺寸，使整個系統(tǒng)非常緊湊，而且運行維護也比較簡單，具有良好的經(jīng)濟性能。4. 二氧化碳的制冷循環(huán)的壓縮比要比常規(guī)工質(zhì)制冷循環(huán)低，壓縮機的容積效率可維持在較高的水平。
2.1.3 鹵代烷烴
2.1.3.1 R134a
R134a作為使用最廣泛的中低溫環(huán)保制冷劑，由于HFC-134a良好的綜合性能，使其成為一種非常有效和安全的CFC-12的替代品，主要應用于在使用R12制冷劑的多數(shù)領(lǐng)域。
R134a制冷劑是一種新型無公害制冷劑，屬于氫氟化碳化合物（四氟乙烷）。它具有與R12相似的熱物理性質(zhì)，標準沸點為-26.1℃。但臭氧消耗潛能為零，溫室效應潛能在0.24~0.29之間。常溫常壓下R134a無色，有輕微醚類氣體味，不易燃，沒有可測量的閃點，對皮膚眼睛無刺激，不會引起皮膚過敏，但暴露是會產(chǎn)生輕微毒氣，工作場所應通風良好，R134a是不溶于礦物油的制冷劑，他采用脂類油、合成油（往復式壓縮機用）或烷基苯油（旋轉(zhuǎn)式壓縮機用）來滿足壓縮機的潤滑要求。相對于R12制冷劑，R134a制冷劑無毒、不可燃，R134a制冷劑化學性質(zhì)穩(wěn)定、熱力性非常接近R12，但材料兼容性差，與礦物油不相容、易吸水。
2.1.3.2 R22
R22在常溫下為無色，近似無味的氣體，不燃燒、不爆炸、無腐蝕，毒性比R12略大，但仍然是安全的制冷劑，安全分類為A1；加壓可液化為無色透明的液體。R22的化學穩(wěn)定性和熱穩(wěn)定性均很高，特別是在沒有水份存在的情況下，在200℃以下與一般金屬不起反應。在水存在時，僅與堿緩慢起作用。但在高溫下會發(fā)生裂解。R22 是一種低溫制冷劑，可得到-80℃的制冷溫度。
R22有著很明顯的缺點，破壞臭氧層，導致溫室效應。目前南極出現(xiàn)臭氧空洞，該制冷劑功不可沒。關(guān)于禁用：中華人民共和國國務(wù)院令（第573號）：《消耗臭氧層物質(zhì)管理條例》已經(jīng)2010年3月24日國務(wù)院第104次常務(wù)會議通過，自2010年6月1日起施行。
按照《議定書》最新的調(diào)整案規(guī)定，2013年生產(chǎn)和使用分別凍結(jié)在2009和2010年兩年平均水平，2015年在凍結(jié)水平上削減10%，2020年削減35%，2025年削減67.5%，2030年實現(xiàn)除維修和特殊用途以外的完全淘汰。
2.1.4 碳氫化合物
2.1.4.1 R600a
常溫常壓下為無色可燃性氣體。熔點-159.4℃。沸點-11.73℃。微溶于水，可溶于乙醇、乙醚等。與空氣形成爆炸性混合物，爆炸極限為1.9%～8.4%（體積）。主要存在于天然氣、煉廠氣和裂解氣中，經(jīng)物理從分離等獲得，亦可由正丁烷經(jīng)異構(gòu)化制得。主要用于與異丁烯經(jīng)烴化制異辛烷，作為汽油辛烷值的改進劑。也可用作冷凍劑。
2.1.4.2 R290
高純級R290 用作感溫工質(zhì)；優(yōu)級和一級R290 可用作制冷劑替代R22、R502，與原系統(tǒng)和潤滑油兼容，用于中央空調(diào)、熱泵空調(diào)、家用空調(diào)和其它小型制冷設(shè)備，也可以用于金屬氧割氣。
2.1.5 混合制冷劑
2.1.5.1 共沸制冷劑R502
氟制冷劑(R502)是一種低溫制冷工質(zhì),具有冷凍容量高、致冷速度快的優(yōu)異制冷性能。主要用途：可作為食品陳列、食品貯藏、制冷、冰淇淋、冰箱、低溫冰箱以及低溫冷凍壓縮機用致冷劑。
2.1.5.2 共沸制冷劑R507
是由R125 /制冷劑R143制冷劑混合而成，是一種不破壞臭氧層的環(huán)保制冷劑。R507是作為R502的替代物推出的新制冷劑。凡是可采用R502的場合，都可以用R507來代替。能與原系統(tǒng)中的大多數(shù)材料兼容，但要求改變其中的干燥器和其他次要部分。
2.1.5.3 非共沸制冷劑R407C
R407C是一種三元非共沸混合物制冷劑，它是作為R22的替代物而提出來的。
2.1.5.4 非共沸制冷劑R410A
R410A：是一種新型環(huán)保制冷劑，工作壓力為普通R22空調(diào)的1.6倍左右。 提高空調(diào)性能，不破壞臭氧層。R410A新冷媒由兩種準共沸的混合物R32和R125各50%組成，主要有氫，氟和碳元素組成（表示為HFC）,具有穩(wěn)定，無毒，性能優(yōu)越等特點。同時由于不含氯元素，故不會與臭氧發(fā)生反應，即不會破壞臭氧層。另外，采用新冷媒的空調(diào)在性能方面也會有一定的提高。R410A是目前為止國際公認的用來替代R22最合適的的冷媒，并在歐美，日本等國家得到普及。
2.2 制冷劑選擇
以往選擇制冷劑往往將熱力學性能放在第一位，由于近年來科學家們發(fā)現(xiàn)制冷劑對大氣環(huán)境具有不良影響，特別是臭氧層破壞及溫室效應，已引起世界各國的重視。蒙特利爾議定書與京都議定書的簽署，對制冷劑的應用提如了淘汰、限制、替代的時間表。因此制冷荊的選擇必須考慮制冷劑對當?shù)丨h(huán)境可能產(chǎn)生的作用，更應考慮對全球環(huán)境的潛在影響，還要考慮制冷劑對特定制冷系統(tǒng)的適用性。主要考慮因素如下，
2.2.1 考慮因素一 對環(huán)境的影響環(huán)保
制冷劑對環(huán)境的影響，主要通過臭氧損耗潛能(ODP)與全球變暖潛能(GWP)兩項指標值進行評價。臭氧損耗潛能(ODP)是用來評價化合物破壞臭氧能力的指標，對于給定的化合物，其ODP值是lkg該化合物釋放到大氣中損耗臭氧的程度，該值是一個相對值，即將R11的ODP值定為1.0，所有其它化合物就定出相對于R11的ODP值。全球變暖潛能(GWP)是反應化合物對全球氣候變暖作用的能力，和ODP值一樣，GWP值也是在一個相對的基礎(chǔ)上計算得出的。將二氧化碳的GWP值定為1.0，且不考慮累計時聞水平(ITH)，所有其它溫室氣體都有一個相對于二氧化碳的GWP值。所用的ITH不同，GWP值也會發(fā)生變化。
2.2.2 考慮因素二 熱力學性質(zhì)
熱力學性質(zhì)滿足制定的要求，運行效率離。在給定的工況下運行，單位容積制冷量及單位質(zhì)量制冷量大；壓力和壓比適中；排氣溫度不過高：等熵壓縮的比功小；制冷性能系數(shù)(COP)大；制冷劑的傳熱性能和流動性好。考慮到制冷劑對環(huán)境的影響，在低充裝量與制冷效率發(fā)生矛盾時，應優(yōu)先考慮制冷效率。
2.2.3 考慮因素三 安全可靠性
制冷系統(tǒng)運行安全可靠。制冷劑的化學穩(wěn)定性(高溫高壓時)和熱穩(wěn)定性好；對鋼或其它金屬無腐蝕作用；與潤滑油相容。無毒、無刺激性氣味、不燃、不爆或燃爆性很小，使用安全。
2.2.4 考慮因素四 便宜易購
基于以上綜合考慮，此次機組設(shè)計采用R134a。
3 制冷循環(huán)分析和熱力計算
3.1 理論制冷循環(huán)
單級壓縮蒸汽制冷循環(huán)的理論循環(huán)是建立在以下假設(shè)的基礎(chǔ)上的：
1壓縮過程為等熵過程，即在壓縮過程中不存在任何不可逆損失；2在冷凝器和蒸發(fā)器中，制冷劑的冷凝溫度等予冷卻介質(zhì)的溫度，蒸發(fā)溫度等于被冷卻介質(zhì)的溫度，且冷凝溫度和蒸發(fā)溫度都是定值；3離開蒸發(fā)器和進入壓縮機的制冷劑蒸氣為蒸發(fā)壓力下的飽和蒸氣，離開冷凝器和進入膨脹閥的液體為冷凝壓力下的飽和液體；4制冷劑在管道內(nèi)流動時，沒有流動阻力損失，忽略動能變化，除了蒸發(fā)器和冷凝器內(nèi)的換熱管外，制冷劑與換熱器外介質(zhì)之間沒有熱量交換；5制冷劑在流過節(jié)流裝置時，流速變化很小，可以忽略不計，且與外界環(huán)境沒有熱交換。
3.2 實際制冷循環(huán)
實際循環(huán)和理論循環(huán)有許多不同之處，除了壓縮機中的工作過程以外，主要還有下列一些差別：1吸、排氣、液體管道制冷劑流動存在壓力損失；2制冷劑流經(jīng)管道及閥門時同環(huán)境介質(zhì)聞有熱量交換，尤其是罱節(jié)流閥以后，制冷劑溫度降低，熱量便會從環(huán)境介質(zhì)傳繪制冷劑，導致漏熱，引起冷量損失；3熱交換器中存在溫差，例如冷卻水或空氣的溫度T低于冷凝溫度TK，且T是變化的(進口溫度低，出口溫度高)；載冷劑或冷卻對象的溫度高于蒸發(fā)溫度，通常載冷劑的溫度也是變化的(進口濕度高，出口溫度低)。
3.3 熱力計算
在制冷工況下，制冷量800kW，蒸發(fā)溫度設(shè)定2℃，冷凝溫度設(shè)定40℃。過冷過熱溫度都設(shè)定5℃。
3.31 確定制冷循環(huán)熱力狀態(tài)參數(shù)
圖 3.1 lgP-h
表3.1 各狀態(tài)點參數(shù)
P(bar)
T(oC)
V(l/kg)
H(kJ/kg)
1
3.15
7.00
66.30
404.10
2s
10.17
48.93
21.20
429.15
2
10.17
54.74
21.95
435.41
3
10.17
54.74
21.95
435.41
4
10.17
35.00
0.86
249.08
5
3.15
2.00
15.81
249.08
6
3.15
7.00
66.30
404.10
3.3.2 熱力計算
單位質(zhì)量制冷量 (3.1)
=404.10-249.08=155.02
單位容積制冷量 (3.2)
=155.02/0.0663=2338.16
單位理論功 (3.3)
=429.15-404.10=25.05
單位冷凝熱 (3.4)
=435.41-249.08=186.33
制冷劑循環(huán)流量 (3.5)
=800/155.02=5.16 ( kg /s)
制冷劑蒸氣的體積流量 (3.6)
=5.16
制冷劑液體的體積流量 (3.7)
=5.16
壓縮機理論功率 (3.8)
=5.16×25.05=129.27(kw)
壓縮機指示功率 (3.9)
=129.27/0.82=157.65(kw)
壓縮機軸功率 (3.10)
=129.27/0.92=140.51(kw)
壓縮機輸入電功率 (3.11)
=140.51/0.92=152.73(kw)
理論制冷系數(shù) (3.12)
=155.02/25.05=6.19
實際制冷系數(shù) (3.13)
=800/140.51=5.69
卡諾循環(huán)制冷系數(shù) (3.14)
=(273.15+12)/18=15.84
熱力完善度 (3.15)
c=15.84/5.69=0.523
冷凝器熱負荷 (3.16)
=5.16×186.33=961.57(kw)
4 壓縮機選型和校核
機組設(shè)計制冷量是800kW,根據(jù)制冷量800kW選擇復盛CSR1450的壓縮機一臺。壓縮機該工況下制冷量是949.13kW。經(jīng)校核計算:誤差在5%以內(nèi)，則所選壓縮機合適。
5 冷凝器
5.1 冷凝器熱力、結(jié)構(gòu)計算
5.1.1 冷卻水流量qvs確定
冷卻水進出溫度tw1=30℃,出口溫度tw2=35℃,平均溫度，由水的物性可知，在平均溫度32.5℃的水的密度ρ=994.3kg/m3，定壓熱容Cp=4179J/(kg.K)，則所需水量
(5.1)
==0.046254(m3/s)
5.1.2 對數(shù)平均溫差的確定
(5.2)
==7.21
5.1.3 換熱管的選型
根據(jù)《小型制冷裝置設(shè)計指導》第71頁表3-4，選用3號滾軋低翅片管為傳熱管,有關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)為:=1.2mm 0.4mm h=1.35mm 10.4 12.4mm 15mm 單位管長的各換熱面積計算如下:
翅頂面積 (5.3)
=
翅側(cè)面積 (5.4)
=
翅間管面面積 (5.5)
=
(5.6)
=
管外總面積 (5.7)
5.1.4 估算傳熱管總長
根據(jù)《小型制冷裝置設(shè)計指導書》75頁中指出，熱流密度可以在中選擇，所以假定按管外面積計算的熱流密度 ，則應布置傳熱面積
(5.8)
=
則應布置的有效總管長
(5.9)
=
5.1.5 確定每流程管數(shù)Z、有效單管長l及流程數(shù)N
根據(jù)《熱交換器原理及設(shè)計》第294頁及《小型制冷裝置設(shè)計指導》第68頁表3-2有關(guān)年運行小時的規(guī)定：初選冷卻水流速度，則每流程管數(shù)
(5.10)
=
取整數(shù)Z=218根。
對流程數(shù)N，總根數(shù)NZ，有效單管長l殼體內(nèi)徑及長徑比進行組合計算,組合計算結(jié)果所示。
表5.1 不同的流程數(shù)各個參數(shù)情況
流程數(shù)N
總根數(shù)NZ
有效單管長l/m
殼內(nèi)徑Di/m
長徑比l/Di
2
436
2.36
0.54
4.32
4
872
1.18
0.77
1.52
6
1308
0.78
0.94
0.83
8
1744
0.59
1.09
0.54
其中殼體內(nèi)徑的選擇根據(jù)《冷庫制冷設(shè)計手冊》第606頁對殼體的規(guī)格進行選擇。 分析上面的組合計算結(jié)果,由《熱交換器原理及設(shè)計》第54頁規(guī)定，對殼體的長徑比一般在4-25之間,通常為6-10，故選擇2流程作為冷凝器結(jié)構(gòu)設(shè)計依據(jù)。
5.1.6 傳熱管的布置排列及主體結(jié)構(gòu)
為使熱管排列有序及左右對稱，共布置442根管，則每流程平均管數(shù)Z=221根，則管內(nèi)平均水流速。取傳熱管長，則實際布置管外冷凝傳熱面積。
管子的排列方式有四種。都分別是30度，60 度，90 度，45度。如下圖所示：
圖5.1 管排布置方式
由于該機組制冷量大，換熱器每隔一段時間需要清洗，而45度管子排列方式便于清洗，所以選擇45度排列列管?，F(xiàn)采用管子成45度的布置方案，根據(jù)《熱交換器原理及設(shè)計》第45頁表2.3換熱管中心距的規(guī)定，選管距、分程板兩側(cè)相鄰管中心距20.8mm。為使傳熱管排列有序及左右對稱,共布置442根管, 則每流程平均管數(shù)Z=221根。傳熱管的布置排列如圖所示:
圖5.2 管排布置方式
5.1.7 傳熱計算及所需傳熱面積確定
5.1.7.1 水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算
從水物性表及《小型制冷裝置設(shè)計指導》第78頁表3-12知，水在平均溫度時，運動粘度 物性集合系數(shù)。因為雷諾數(shù)
（5.10）
=大于10000
也就是說水在管內(nèi)的流動狀態(tài)為湍流，水側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)
（5.11）
=
5.1.7.2 R134a冷凝表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算
由上面圖（1）的傳熱管的布置方式，在垂直方向上，每列管數(shù)分別為2、2、4、4、6、6、8、8、1810、8、6、4、4、2、2。由《小型制冷裝置設(shè)計指導》第77頁式(3-4)計算管排修正系數(shù):
（5.12）
=
根據(jù)所選管型,低翅片管傳熱增強系數(shù)由《小型制冷裝置設(shè)計指導》第77頁式(3-2)計算，其中環(huán)翅當量高度
（5.13）
=
增強系數(shù)
（5.14）
=
由《小型制冷裝置設(shè)計指導》第76頁表3-11, R134a在冷凝溫度時，B=1516.3 由《小型制冷裝置設(shè)計指導》第76頁式(3-1)計算R134a側(cè)冷凝表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)
（5.15）
=
=
其中
5.1.7.3 傳熱系數(shù)的確定
傳熱過程分成兩部分：第一部分是熱量經(jīng)過制冷劑的傳熱過程，其傳熱溫差為；第二部分是熱量經(jīng)過管外污垢層、管壁、管內(nèi)污垢層以及冷卻水的傳熱過程，其傳熱溫差 (其中是管外污垢外壁面的溫度)。取水側(cè)污垢系數(shù)
計算熱流密度
第一部分 （5.16）
=
第二部分 （5.17）
=
(其中是低翅片管翅管壁厚度， 是紫銅管熱導率，取，是低翅片管每米管長翅根管面平均面積，即）因為傳熱是串聯(lián)，則有。選取不同的(單位為攝氏度)進行試湊,選取不同的單位為攝氏度進行試湊計算，計算結(jié)果列于表中：
表5.2 一式和二式計算結(jié)果
一式
二式
3.0883
7011.0117
7010.318953
3.0884
7010.8416
7010.489199
3.0885
7010.6715
7010.659444
3.0886
7010.5014
7010.829688
當時，兩式誤差為0.02，取。
傳熱系數(shù)： （5.18）
5.1.7.4 傳熱面積與有效管確定
計算實際傳熱所需傳熱面積： （5.19）
管子的單管長： （5.20）
適當增加長度，根據(jù)《熱交換器原理與設(shè)計》第54頁推薦的換熱管長度，選取傳熱管有效單管長2.40m。
初步結(jié)構(gòu)設(shè)計中實際布置143.52，較傳熱計算所需傳熱面積大了4%，可作為冷凝傳熱面積的富裕量，初步結(jié)構(gòu)設(shè)計所布置的冷凝傳熱面積能滿足負荷傳熱要求。
5.2 冷卻水側(cè)阻力計算
根據(jù)《制冷原理與設(shè)備》P241得：
水的沿程阻力系數(shù)： （5.21）
冷卻水的流動阻力： （5.22）
=
式中是左右兩管板外側(cè)端面間的距離，取每塊管板厚度為30mm，則。
考慮到外部管路損失，冷卻水泵總壓頭約為： （5.23）
=0.1+0.046845=0.146845MPa
取離心水泵的效率，則水泵所需的功率為： （5.24）
6 冷凝器的配件計算和選型
6.1 連接管管徑的計算
6.1.1 冷卻水進出口連接管
冷卻水的流量，根據(jù)《小型制冷裝置設(shè)計指導》第75頁關(guān)于進出水管冷卻水流速的規(guī)定，取冷卻水流速度，故冷卻水進出口連接管的直徑：
（6.1）
=
查《 冷庫制冷設(shè)計手冊》第604頁得，選取無縫鋼管，內(nèi)徑為：。
6.1.2 制冷劑連接管
根據(jù)《小型制冷裝置設(shè)計指導》第75頁規(guī)定：初取蒸氣氣流速度，則進氣接管的內(nèi)徑： （6.2）
查《冷庫制冷設(shè)計手冊》第603頁，選取無縫鋼管，內(nèi)徑，則實際制冷劑流速： =8.92(m/s) （6.3）
此時，根據(jù)GB151-1999《管殼式換熱器》第78頁5.11.3的規(guī)定，選擇符合要求。
根據(jù)《小型制冷裝置設(shè)計指導》第75頁規(guī)定：初選制冷劑液體速度，則出液管的內(nèi)徑：= (6.4)
查《冷庫制冷設(shè)計手冊》第603頁，選取無縫鋼管，內(nèi)徑，則實際制冷劑流速：=0.4(m/s) (6.5)
此時，根據(jù)GB151-1999《管殼式換熱器》第78頁5.11.3的規(guī)定，選擇符合要求。
6.2 防沖板
根據(jù)《熱交換器原理與設(shè)計》第53頁及GB151-1999《管殼式換熱器》第78頁5.11.2.1的關(guān)于安裝防沖板的要求，因R134a蒸氣進口處：
，故需安裝防沖板。
根據(jù)GB151-1999《管殼式換熱器》第78頁5.11.4規(guī)定，取厚度為3mm的不銹鋼作為防沖板，規(guī)格為：，直接焊與拉桿上。
6.3 殼體
根據(jù)先前設(shè)計布管情況，由《冷庫制冷設(shè)計手冊》第605頁無縫鋼管規(guī)格,選擇用的無縫鋼管作為殼體材料。
6.4 管板
根據(jù)GB151-1999《管殼式換熱器》第29頁圖18，選用e型管板。為達密封效果，管子與管板連接采用脹接法。
圖6.1 管板
選擇管板兼做法蘭, 根據(jù)《制冷機工藝》第111頁表6-6，查得與管子連接方式有關(guān)的系數(shù)，與管板兼做法蘭有關(guān)的系數(shù)。
由《制冷機工藝》P111經(jīng)驗公式(6-4)得管板厚度:
(6.6)
實際可取t=30mm。
6.5 端蓋
根據(jù)《制冷機工藝》第112頁關(guān)于封頭的規(guī)定（結(jié)構(gòu)如下圖）：選用則 ，L=0.95=60mm。
圖6.2 端蓋
6.6 支座
6.6.1 支座選型
根據(jù)《小型制冷裝置設(shè)計指導》第75頁，選用如下支座（相關(guān)尺寸如下）。
圖6.3 支座
6.6.2 支座定位
根據(jù)GB151-1999《管殼式換熱器》第89頁5.20.1的規(guī)定。鞍式如圖所示。鞍式支座在換熱器上的布置應按下列原則確定：1，當時，??；2，當時，取；3，盡量使相近。
圖6.4 支座定位圖
取=1500mm,(其中L=2400mm)。
6.7 支撐板
圖6.5
由換熱管長l=2.5m得，需安裝至少一塊支持板（根據(jù)《熱交換器原理與設(shè)計》第50頁表2.5，對換熱管外徑為16mm的最大無支撐跨距是1300mm，故需至少一塊支撐板），考慮到GB151-1999《管殼式換熱器》第75頁5.9.5.1關(guān)于支撐板安裝的需求，取4塊支撐板缺口左右方向交替排列均勻布置，此時換熱管無支撐跨距為625mm。根據(jù)《熱交換器原理與設(shè)計》第51頁表2.6：取支撐板厚度為6mm，直接焊接在拉桿上。
6.8 拉桿
根據(jù)GB151-1999《