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1、 殼管式冷凝器課程設計第一部分：一：設計任務：用制冷量為的水冷螺桿式冷水機組，制冷劑選用，蒸發(fā)器形式采用冷卻液體載冷劑的臥式蒸發(fā)器，冷凝器采用臥式殼管式。二：工況確定 1：冷凝溫度確定： 冷卻水進口溫度，出口溫度，冷凝溫度：由。 2：蒸發(fā)溫度確定: 冷凍水進口溫度，出口溫度，蒸發(fā)溫度：由。 3：吸氣溫度，采用熱力膨脹閥時，蒸發(fā)器出口溫度氣體過熱度為。過冷度為，單級壓縮機系統(tǒng)中，一般取過冷度為。三：熱力計算：1： 熱力計算：制冷循環(huán)熱力狀態(tài)參數(shù)經(jīng)過查制冷劑的參數(shù)可知，作表格如下：狀態(tài)點符號單位參數(shù)值02根據(jù)確定蒸發(fā)壓力，作等壓線飽和氣體線交得點3.239817的等壓線交，查壓焓圖0.066403

2、252.2取指示效率為0.8510.16432435等壓線與過冷等溫線交于4點，其中2492s427.6532552熱力計算性能 （1）單位質量制冷量 （2）單位理論功（3）制冷循環(huán)質量流量 （4）實際輸氣量 （5） 輸氣系數(shù)：取壓縮機的輸氣系數(shù)為0.75（6）壓縮機理論輸氣量 （7）壓縮機理論功率 (8)壓縮機指示功率 （9）制冷系數(shù)及熱力完善度 理論制冷系數(shù)： 實際制冷系數(shù)： 卡諾循環(huán)制冷系數(shù)：故熱力完善度為：（10） 冷凝器熱負荷 由， 則（11）壓縮機的輸入電功率由，取 （12）能效比 循環(huán)的熱力計算如下： 序號項目計算公式結果備注1單位制冷量154kJ/kg2單位理論功24.65kJ

3、/kg3制冷循環(huán)質量流量1.5174實際輸氣量5輸氣系數(shù)6壓縮機理論輸氣量 7壓縮機理論功率8壓縮機指示功率 9理論制冷系數(shù)6.2510實際制冷系數(shù)4.7811卡諾循環(huán)制冷系數(shù)7.2412熱力完善度0.6613冷凝器熱負荷14壓縮機的輸入軸功率15能效比3. 壓縮機的選型 在制冷系統(tǒng)中，壓縮機起到非常大的作用。它是整個系統(tǒng)運行的心臟，帶動整個系統(tǒng)的正常運行。壓縮機的作用主要是：從蒸發(fā)器中吸出蒸汽，以保證蒸發(fā)器內一定的蒸發(fā)壓力；提高壓力（壓縮），以創(chuàng)造在較高溫度下冷凝的條件；輸送制冷劑，使制冷劑完成制冷循環(huán)。制冷系統(tǒng)所需要的制冷量Q0=233.6KW,需要選配制冷壓縮機。 壓縮機的種類很多，可分

4、兩大類容積式和速度型。容積式壓縮機是靠工作腔容積改變實現(xiàn)吸氣、壓縮、排氣等過程。這類壓縮機又分往復式和回轉式壓縮機。往復式又稱活塞式。速度型壓縮機是靠旋轉的葉輪對蒸汽做功，使壓力升高以完成蒸汽的輸送，這類壓縮機又分離心式和軸流式。 活塞式壓縮機是問世最早的一種機型，至今已發(fā)展到幾乎完善的程度，由于其壓力范圍大，能夠適合較廣的能量范圍，有高速，多缸能量可調，熱效率高，適用多種制冷制等優(yōu)點。并且我國對此機的加工制造已有數(shù)十年的經(jīng)驗，加工較容易，造價也較低，國內應用極為普遍，有成熟的運行管理，維護經(jīng)驗。 本設計初步選擇螺桿式冷媒壓縮機。螺桿壓縮機一般都是指雙螺桿壓縮機，它由一對陽、陰螺桿構成，是回轉

5、壓縮機中應用最廣泛的一種，在化工、制冷及空氣動力工程中，它所占的比重越來越大。螺桿式熱泵機組無論是COP值還是維護費用、振動頻率、噪音等性能均優(yōu)于活塞式熱泵機組。該產(chǎn)品有以下特點：1.四段容調或連續(xù)卸載控制設計，隨負荷變化調整壓縮機的輸出，節(jié)省能源消耗。2.轉子經(jīng)專用研磨加工及動力平衡校正，配合進口德國FAG及瑞典SKF高精密軸承，運行平順，振動小，噪音低。3.采用法國進口高效率耐氟電機，效率高、可靠性好。4.采用最新的第三代非對稱齒形，公稱子五齒，母轉子六齒，齒間壓力落差及回吹孔小，容積效率高，節(jié)省能源。采用全新高效油分離器，分油效果達99.7，有利于提高機組蒸發(fā)器效率，并適用于滿液式蒸發(fā)器

6、設計。5.半密閉設計不需要軸承，無軸封泄漏問題、可靠性佳，且馬達與機體為分離式設計，易于維護與保養(yǎng)。6.除一般的冷水機組和空調儲冰系統(tǒng)以外，依使用工況不同另設計高壓縮比機種，效率高?？煽啃约?，適用于風冷機組、熱泵機。根據(jù)已知條件進行計算選型：吸氣狀態(tài)的比體積：壓縮機的實際輸氣量：壓縮機的理論輸氣量：制冷壓縮機的理論功率、指示功率：=選用比澤爾CSH8573-110Y-40P型號螺桿式 壓縮機機組，制冷量為243kw。 第二部分：殼管式冷凝器設計2.2 結構的初步規(guī)劃 2.2.1：結構型式 系統(tǒng)制冷量為233.6kw，制冷量相對較大，本次設計選用殼管式器較為合適。2.2.2 污垢系數(shù)的選擇 參看

7、文獻，可取氟利昂側 = 0.086 /kW，冷凍水側 = 0.086 /kW。2.2.3 冷凍水的流速： 初步設計機組每天運行10小時，則每年運行小時數(shù)約為30004000。參看文獻數(shù)據(jù)，取冷凍水流速 u = 2m/s。2.2.4 管型選擇： 參考文獻1,70-71中所述及文獻1表3-4。本次設計選取表3-4中的4號管：16mm1.5mm，因其增強系數(shù)相比較大，有利換熱。其有關結構參數(shù)如下：管內徑=11mm ，翅頂直徑=15.86mm ，翅厚=0.223mm ，翅根管面外徑=12.86mm ，翅節(jié)距=1.25mm，翅高h1.5mm。單位管長的各換熱面積計算如下：每米管長翅頂面積：= 0.008

8、9 每米管長翅側面積：= 0.1083 每米管長翅間管面面積：= = 0.0332 每米管長管外總面積：=+= 0.1504 每米管長管內面面積：= =0.014= 0.0345 2.2.5 冷卻水流量： 取冷卻水進出口溫度的平均溫度為定性溫度，= =34.5 。由傳熱學附錄9中查得其有關物性參數(shù)如下：= 994.3 = 4.174冷卻水流量為：= （2.8）2.2.6 估算傳熱管總長 參看文獻1，75，按管外面積計算熱流密度，在設計條件下，熱流密度可在50007000范圍內取值。本設計假定 = 5000。則應布置的傳熱面積：= = 應布置的有效總管長： L = = 2.2.7 確定每流程管數(shù)

9、Z，有效單管長及流程數(shù)N 冷卻水的流速u = 1.5m/s，冷卻水流量= ，則每流程管數(shù) Z = = 90.68（根），圓整后取Z =91根。 則實際水流速 對流程數(shù)N、總根數(shù)NZ、有效單管長、殼體內徑及長徑比進行組合計算，組合計算結果如表3.2所示表3.2 組合計算結果流程數(shù)N總根數(shù)NZ有效單管/m殼體內徑/m長徑比21821.9560.4274.5843640.9780.6031.62 參看文獻1，76，在組合計算中，當傳熱管總根數(shù)較多時，殼體內徑可按下式估算： 式中 s相鄰管中心距，單位為 m； 管外徑，單位為 m。系數(shù)的取法：當殼體內管子基本布滿不留空間時取下限，當殼體內留有一定空間時

10、取上限。（本設計取下限計算）查看文獻1表2.3，由=16mm查得：換熱管中心距s = 22mm 。參看文獻1，76，長徑比一般在68范圍內較為適宜，長徑比大則流程數(shù)少，便于端蓋的加工制造。當冷凝器與半封閉式活塞式制冷壓縮機組成機組時應適當考慮壓縮機的尺寸而選取更為合適的冷凝器的長徑比。據(jù)此，本設計選取2流程方案作為結構設計依據(jù)，管徑選擇400mm的無縫鋼管。2.3 熱力計算 2.3.1 水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)從管子在殼體的實際排列來看，每個流程的平均管子數(shù)為n=92，因此在管內的水速平均值為： 由= 34查文獻2附錄9表得其運動粘度。由文獻1表3-12查得其物性集合系數(shù) B = 2178.2。因為雷

11、諾數(shù)Re = = = 21806，亦即水在管內的流動狀態(tài)為湍流，則由文獻1，78中式（3-5），水側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)： 3.3.2 氟利昂側冷凝表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 根據(jù)圖3.2的排管布置，管排修正系數(shù)由文獻1，77中式（3-4）計算 根據(jù)所選管型，低翅片管傳熱增強系數(shù)由文獻1，77中式（3-2）計算如下：環(huán)翅的當量高度 mm = 4.26mm 增強系數(shù) ：= =1.54查文獻1，76表3-11，R134a在冷凝溫度=40時，其物性集合系數(shù) B = 1516.3由文獻1，76式（3-1）計算氟利昂側蒸發(fā)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，= 其中管外壁面溫度,； 蒸發(fā)溫度與管外壁面溫度之差,。2.3.3 實際所需熱流密度計算

12、對數(shù)平均溫差 5.1 水側污垢系數(shù)= 0.00086。將有關各值代入文獻1，78 式（3-6）和（3-7），熱流密度計算（單位為）： = 3745 選取不同的（單位為）進行迭代計算，計算結果列于表： 計算結果/（） （）2629840961.7557543501.6532844801.448204608當=1.4，兩式的值誤差已經(jīng)很小了，取，計算實際需要的傳熱面積：，初步設計結構中實際布置冷凝傳熱為53.6，較傳熱計算所需面積小，滿足要求，可認為原假定值及初步結構設計合理。 2.4 阻力計算 2.4.1 冷卻水的流動阻力計算 冷卻水流動時的阻力的計算，其中沿程阻力系數(shù)為 冷卻水的流動阻力為 =

13、 25800Pa式中，N管程；左、右兩管板外側端面間的距離，每塊管板厚度為35mm （見后面結構確定），則 =（2+0.07 ）m ?？紤]到外部管路損失，冷卻水泵的總壓頭約為 結構設計計算3.1 筒體根據(jù)文獻3表2.3可知，當換熱管外徑d0=16mm時，換熱管中心距為s=22mm，分程隔板槽兩側相鄰中心距IE=35mm。根據(jù)文獻3，46可知，熱交換器管束最外層換熱管表面至殼體內壁的最短距離b=0.25d且不小于8mm,故本設計取8mm。根據(jù)文獻5表6-4,選用殼體經(jīng)濟壁厚8mm，故經(jīng)計算得出的殼體最小外徑：D=400mm 此時實際長徑比為 (3.28) 根據(jù)文獻3，54，目前所采用的換熱管長度

14、與殼體直徑之比，一般在425之間，故設計合理。 3.2 管板 管板是管殼式換熱器的一個重要元件，它除了與管子和殼體等連接外，還是換熱器中的一個主要受壓元件。對于管板的設計，除滿足強度要求外，同時應合理考慮其結構設計。 管板選用直接焊于外殼上并延伸到殼體周圍之外兼作法蘭，管板與傳熱管的連接方式采用脹接法。（2）管板最小厚度表5-4-1 脹接時的管板最小厚度換熱管外徑do/mm25255050最小厚度min用于易燃易爆及有毒介質的場合do用于無害介質的一般場合0.75do0.70do0.65do管板最小厚度除滿足計算要求外，當管板和管熱管采用焊接時，應滿足結構式就和制造的要求，且不小于12mm。若

15、管板采用復合管板，其復層的厚度應不小于3mm。對有腐蝕性要求的復層，還應保證距復層表面深度不小于2mm的復層化學成分和金相組織復層材料的要求.本設計選擇管板厚度為30mm。管孔直徑dp：根據(jù)文獻1表3-5得換熱管外徑d0：16mm 允許偏差管板管孔徑dp：16.25mm 允許偏差 3.3分程隔板根據(jù)文獻5，分程隔板厚度選，焊接在端蓋上。3.4拉桿的直徑和數(shù)量表1 拉桿直徑選用表換熱器管外徑do10d1414d2525d57拉桿直徑dn101216拉桿直徑dnmm殼體公稱直徑d，mm400400700700900900130013001500150018001800200020002300230

16、02600拉桿數(shù)量10461012161824283212448101214182024164466810121216 由于換熱管外徑為16mm，故拉桿直徑取12mm，其數(shù)量為4。 拉桿與定距管固定，拉桿的一端用螺紋擰入管板，每兩塊折流板之間用定距管固定，拉桿最后一塊折流板用螺紋固定，拉桿的螺紋長度根據(jù)殼管式換熱器手冊可知：3.5墊片的選取查文獻8,選取墊片材料為石棉，具有適當加固物（石棉橡膠板）；基礎參數(shù)為厚度=1.5mm,墊片外徑為890mm,內徑為618mm, 設計壓力為1.569MPa,墊片系數(shù)m=2.75,比壓力y=25.5MPa。 3.6連接管的確定冷卻水進出口連接管水的流量=0.

17、01292，選流速，故管內徑 查文獻6可取無縫鋼管mm。實際流速為制冷劑連接管由原始數(shù)據(jù)查R134的圖得，冷凝器進口處，冷凝器出口。根據(jù)：液體的體積流量= 蒸氣的體積流量 出液接管的內徑（選液體流速為） (3.34) 圓整后，查文獻6取無縫鋼管進氣接管內徑（選蒸汽流速為） (3.35)圓整后，查文獻6取無縫鋼管。實際流速為。3.7法蘭結構設計（1） 管板法蘭設計：本次設計管板與殼程圓筒連為整體， 其延長部分兼作法蘭， 與管箱用螺柱、 墊片連接。 根據(jù)關系可知：法蘭的寬度，根據(jù)法蘭尺寸標準，與殼體配合， 根據(jù)殼體外徑DN=400mm和文獻，管板的法蘭選用外徑D=490mm,內徑B=400mm，厚

18、度C=26mm的法蘭。法蘭固定螺栓孔中心圓直徑K=445mm，螺栓孔孔徑L=22mm，螺栓規(guī)格為M20，螺栓數(shù)量n=16。（2） 進出水口法蘭設計：根據(jù)進出水口的管道，選擇相應的法蘭，根據(jù)標準選擇240mm的法蘭外徑，螺栓孔中心圓直徑為200mm，螺紋孔直徑為18，選用型號為M16的螺栓，螺栓的數(shù)目為8個，法蘭厚度為20mm。（3） 制冷劑進出口法蘭設計：根據(jù)進制冷劑的管道為79mm，選擇相應的法蘭，根據(jù)標準選擇190mm的法蘭外徑，螺栓孔的中心圓的直徑為150，螺紋孔直徑為18，選用型號為M16的螺栓，螺栓的數(shù)目為4個，法蘭的厚度18mm。根據(jù)出制冷劑的管道為68mm，選擇相應的法蘭，根據(jù)標

19、準選擇的160mm的法蘭外徑。螺栓孔的中心圓的直徑為130mm。螺紋的孔直徑的14mm，選用的型號為M12的螺栓，螺栓的數(shù)目為4個，法蘭的厚度為16mm。3.8支座的選擇 支座是用來支承容器及設備重量，并使其固定在某一位置的壓力容器附件。在某些場合還受到風載荷、地震載荷等動載荷的作用。 壓力容器支座的結構形式很多，根據(jù)容器自身的安排形式，支座可以分為兩大類：立式容器支座和臥式容器支座。 由于該冷凝器為臥式容器，公稱壓力為，筒體直徑為。故選用鞍式支座，支座材料選用HT-200，根據(jù)標準零部件選型號為：471292 鞍座BI 450F。該支座必須設計墊板。因為：該容器圓筒鞍座處的周向應力大于規(guī)定值

20、；容器圓筒有熱處理要求；容器重量較大，地基可能不一定為鋼筋混泥土時。 公稱直徑允許載荷鞍座高度底板腹板筋板墊板螺栓間距鞍座重量弧長4006020038012088968480160628260133.10補強圈設計由于各種工藝和結構上的要求，不可避免地要在容器上開孔并安裝接管。開孔以后，除削弱器壁的強度外，在殼體和接關的連接處，因結構的連接性被破壞，會產(chǎn)生很高的局部應力，給容器的安全操作帶來隱患，因此壓力容器設計必須充分考慮開孔的補強問題。開孔補強設計就是指采取適當增加殼體或接管厚度的方法將應力集中系數(shù)減小到某一允許數(shù)值。壓力容器接管補強結構通常采用局部補強結構，主要有補強圈補強、厚壁接管補強

21、和整鍛件補強三種形式。GB150規(guī)定，當在設計壓力小于或等于2.5MPa的殼體上開孔，兩相鄰開孔中心的間距（對曲面間距以弧長計算）大于兩孔直徑之和的兩倍，且接管公稱外徑小于或等于89mm時，只要接管最小厚度滿足表3.3要求，就可不另行補強。 表3.3 不另行補強的接管最小厚度（mm）接管公稱外徑253238454857657689最小厚度3.54.05.06.03.11（1）殼程管道位置設計 根據(jù)換熱器手冊可知：如圖本次設計不設補強圈，選取第二種形式設計，即：。另由換熱器設計手冊表1-6-6查得，接管外伸長度（也叫接管伸出長度，是指接管法蘭面到殼體（管箱殼體）外壁的長度）均取為150。（2） 管程管道位置設計 根據(jù)換熱器手冊可知：如圖本次設計帶補強圈，選取第一種形式：其中表示補強圈的外徑，根據(jù)JB/T4736國標選擇對應的補強圈的直徑為250mm，厚度為4mm，C取30mm，即175mm，取，接管外伸長度（也叫接管伸出長度，是指接管法蘭面到殼體（管箱殼體）外壁的長度）均取為150。第四部分：總結省略