壳管式冷凝器课程设计.pdf

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1、 壳 管 式 冷 凝 器 课 程 设 计(总 1 9 页)-本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可-内页可以根据需求调整合适字体及大小-2 壳管式冷凝器课程设计 第一部分：一：设计任务：用制冷量为KW6.273的水冷螺杆式冷水机组，制冷剂选用aR134，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kt确定：冷却水进口温度ctw321，出口温度ctw372，冷凝温度kt：由ctttmk405.523732221。2：蒸发温度0t确定:冷冻水进口温度cts121，出口温度cts 72，蒸发温度0t：由ctttmss25.727122210。3：吸气温

2、度c7，采用热力膨胀阀时，蒸发器出口温度气体过热度为c53。过冷度为c5，单级压缩机系统中，一般取过冷度为c5。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：3 状态点 符号 单位 参数值 0 0t c 2 根据0t确定蒸发压力0p，作等压线饱和气体线交得0点 0p kpa210 0h kgkJ/398 1 1t c 7 0p的等压线交1t，查压焓图 1v kgm/3 1h kgkJ/403 2 2t c 取指示效率为 2p kpa210 2h kgkJ/432 4 4t c 35 kp等压线与4t过冷等温线交于 4点，其中54hh 4h kgkJ/249

3、 2s sh2 kgkJ/3 3h kgkJ/255 2 热力计算性能 （1）单位质量制冷量oq 154249403510hhqKgKJ （2）单位理论功ow 65.2440365.427120hhwsKgKJ（3）制冷循环质量流量mq sKgqQqm517.11546.23300 4（4）实际输气量vsq smvqqmvs/1.0066.0517.131（5）输气系数：取压缩机的输气系数为 （6）压缩机理论输气量vhq smqqvsvh3133.075.01.0（7）压缩机理论功率op Kwwqpm4.3765.24517.100 (8)压缩机指示功率ip Kwiipp4485.04.370

4、 （9）制冷系数及热力完善度 理论制冷系数：25.665.24154000wq 实际制冷系数：78.4449.06.2330immispQ 卡诺循环制冷系数：24.715.27515.31315.27500TTTKc 故热力完善度为：66.024.778.4cs（10）冷凝器热负荷 由ishhhh1212kgkJ/432，则kgkJhhqQmk/268)255432(517.1)(32 （11）压缩机的输入电功率 由kwwqpmotmom3.4886.09.065.24517.1，取86.0,9.0motm （12）能效比 5 pQEER0836.43.486.233 循环的热力计算如下：序号

5、 项目 计算公式 结果 备注 1 单位制冷量 510hhq 154kJ/kg 2 单位理论功 120hhws kg 3 制冷循环质量流量 omqQq0 skg/4 实际输气量 vqqmvs sm/1.03 5 输气系数 75.0 6 压缩机理论输气量 vsvhqq sm3133.0 7 压缩机理论功率 omowqp kW6.37 8 压缩机指示功率 ioipp kW44 9 理论制冷系数 immispQ0 10 实际制冷系数 0wqpmt 11 卡诺循环制冷系数 00TTTKc 12 热力完善度 cs 13 冷凝器热负荷 kQ kgkJ/268 14 压缩机的输入轴功率 momwqp kW3.

6、48 15 能效比 pQEER0 836.4 6 3.压缩机的选型 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，以保证蒸发器内一定的蒸发压力；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=,需要选配制冷压缩机。压缩机的种类很多，可分两大类容积式和速度型。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

7、和轴流式。活塞式压缩机是问世最早的一种机型，至今已发展到几乎完善的程度，由于其压力范围大，能够适合较广的能量范围，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，国内应用极为普遍，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COP 值还是维护费用、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

8、调整压缩机的输出，节省能源消耗。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，有利于提高机组蒸发器效率，并适用于满液式蒸发器设计。7 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

9、已知条件进行计算选型：吸气状态的比体积：kgmv/106.6321 压缩机的实际输气量：smvqqmvs/1.01 压缩机的理论输气量：hmsmqqvsvh/8.478133.033 制冷压缩机的理论功率0p、指示功率ip：kwwqpom4.370 ioipp=kW4485.04.37 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 结构的初步规划 ：结构型式 系统制冷量为，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 0r=2m/kW，冷冻水侧 1r=2m/kW。8 冷冻水的流速：

10、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，因其增强系数相比较大，有利换热。其有关结构参数如下：管内径id=11mm，翅顶直径td=，翅厚t=，翅根管面外径bd=，翅节距fs=，翅高 h。单位管长的各换热面积计算如下：每米管长翅顶面积：da=ttfds=0.015860.0002230.00125=mm/2 每米管长翅侧面积：fa=22()2tbfdds=22(0.015860.01286)2 0.00125=mm/2

11、 每米管长翅间管面面积：ba=d()bftfsss=0.01286(0.001250.000223)0.00125 =mm/2 每米管长管外总面积：ofa=da+fa+ba=mm/2 每米管长管内面面积：ia=id=mm/2 冷却水流量：取冷却水进出口温度的平均温度为定性温度，mt=23732=。由传热学附录 9 中查得其有关物性参数如下：水=3/mkg c水=)/(KkgkJ 冷却水流量为：vq=）（水水21wwkttcQ=01292.03237174.43.994268 sm/3 （）9 估算传热管总长 参看文献1，75，按管外面积计算热流密度0q，在设计条件下，热流密度0q可在 5000

12、70002/mW范围内取值。本设计假定 0q=50002/mW。则应布置的传热面积：ofA=0kQq=236.53500010268m 应布置的有效总管长：L=ofofAa=m4.3561504.06.53 确定每流程管数 Z，有效单管长l及流程数 N 冷却水的流速 u=s，冷却水流量vq=01292.0sm/3，则每流程管数 Z=24viqd u=5.1011.014.301292.042=（根），圆整后取 Z=91 根。则实际水流速smZdquiv/495.191011.014.301292.0442 对流程数N、总根数NZ、有效单管长l、壳体内径iD及长径比iDl/进行组合计算，组合计算

13、结果如表所示 表 组合计算结果 流程数 N 总根数 NZ 有效单管l/m 壳体内径iD/m 长径比iDl/2 182 4 364 参看文献1，76，在组合计算中，当传热管总根数较多时，壳体内径iD可按下式估算：(1.151.25iDNZ）s 式中 s相邻管中心距，0(1.251.30sd），单位为 m；0d管外径，单位为 m。10 系数1.151.25的取法：当壳体内管子基本布满不留空间时取下限，当壳体内留有一定空间时取上限。（本设计取下限计算1.25iDNZs）查看文献1表，由0d=16mm 查得：换热管中心距 s=22mm。参看文献1，76，长径比iDl/一般在 68 范围内较为适宜，长径

14、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 流程方案作为结构设计依据，管径选择 400mm 的无缝钢管。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，因此在管内的水速平均值为：smndquiv/48.192011.001292.04422 由mt=34查文献 2附录 9 表得其运动粘度smv/107466.026。由文献1表 3-12查得其物性集合系数 B=。因为雷诺数Re=iud=6107466.0011.048.1=21806410，亦即

15、水在管内的流动状态为湍流，则由文献1，78中式（3-5），水侧表面传热系数：)/(6.7345011.048.12.217822.08.02.08.0KmWduBiwi 11 氟利昂侧冷凝表面传热系数 根据图的排管布置，管排修正系数由文献1，77中式（3-4）计算 745.0184856204424833.0833.0833.0833.0n 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 2222(-d)(15.86-12.86)44 15.86tbtdhd mm=增强系数：141.1()bfbbofofaaadaah=140.03320.03320.

16、103812.861.1()0.15040.15044.26=查文献1，76表 3-11，R134a 在冷凝温度kt=40时，其物性集合系数 B=由文献1，76式（3-1）计算氟利昂侧蒸发表面传热系数，25.025.0)(725.0owonbkottBd 12=25.0025.0745.054.101286.03.1516725.0）（ttk 37450.250)/(2KmW 其中wot管外壁面温度,；0 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 37403240ln3237ln2112wkwkwwmtttttt 水侧污垢系数ir=Wkm/2。将有关各值代入文献1，78

17、 式（3-6）和（3-7），热流密度计算0q（单位为2/mW）：00koq=374575.0o mofiofiiomoaaaaaq)1()1.51280.042.01504.03930015.00345.01504.0000086.06.105441(10.5oo（）选取不同的0（单位为）进行迭代计算，计算结果列于表：oq计算结果 0/0q（2/mW）0q（2/mW）2 6298 4096 5575 4350 5328 4480 4820 4608 当0=c，两式的oq值误差已经很小了，取20/4714mWq，计算实际需要的传热面积：285.564714268000mqQAoKof，初步设计结

18、构中实际布置冷凝传13 热为2m，较传热计算所需面积小%7.5，满足要求，可认为原假定值及初步结构设计合理。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，其中沿程阻力系数为 026.0218063164.03164.025.025.0efR 冷却水的流动阻力iP为 211.512tiilPuNNd =)12(5.1011.007.022026.048.13.994212 25800Pa 式中，N管程；tl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 tl=（2+）m。考虑到外部管路损失，冷却水泵的总压头约为 MPaPPi1258.010258001.0

19、1.06 结构设计计算 筒体 根据文献3表可知，当换热管外径d0=16mm 时，换热管中心距为s=22mm，分程隔板槽两侧相邻中心距IE=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内壁的最短距离 b=且不小于 8mm,故本设计取 8mm。14 根据文献5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 54.02iDl 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。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，

20、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 2550 50 最小厚度min 用于易燃易爆及 有毒介质的场合 do 用于无害介质的一般场合 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 的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

21、孔直径 dp：根据文献1表 3-5 得 换热管外径 d0：16mm 允许偏差016.0 管板管孔径 dp：允许偏差05.01.0 15 分程隔板 根据文献5，分程隔板厚度选mm12，焊接在端盖上。拉杆的直径和数量 表 1 拉杆直径选用表 换热器管外径 do 10d14 14d25 25d57 拉杆直径 dn 10 12 16 拉杆 直径dn mm 壳体公称直径 d，mm 400 400 700 700 900 900 1300 1300 1500 1500 1800 1800 2000 2000 2300 2300 2600 拉杆数量 10 4 6 10 12 16 18 24 28 32 1

22、2 4 4 8 10 12 14 18 20 24 16 4 4 6 6 8 10 12 12 16 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：mmdl185.102 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=,垫片外径为890mm,内径为 618mm,设计压力为,垫片系数 m=,比压力 y=。连接管的确定 冷却水进出口连接管 水的流量vsq=sm/3，选流速smu/2.1，故管内径 16

23、 mmmuqdvi117117.02.114.301292.044 查文献6可取无缝钢管6121mm。实际流速为smu/202.1 制冷剂连接管 由原始数据查R134的hp lg图得，冷凝器进口处kgm/1088.20332，冷凝器出口kgm/1082.3334。根据：1.517/mqkg s 液体的体积流量 1vq=3341079.51082.3517.1mqsm/3 蒸气的体积流量 33221067.311088.20517.1mvqqsm/3 出液接管的内径（选液体流速为smu/11）mmmuqdvi860859.0114.31079.5443111 圆整后，查文献6取无缝钢管mm489

24、 进气接管内径（选蒸汽流速为smu/102）mmmuqdvi5.630635.01014.31067.31443222 圆整后，查文献6取无缝钢管mm468。实际流速为smu/7.82。法兰结构设计（1）管板法兰设计：本次设计管板与壳程圆筒连为整体，其延长部分兼作法兰，与管箱用螺柱、垫片连接。17 根据关系可知：法兰的宽度2)(0DDbft，根据法兰尺寸标准，与壳体配合，根据壳体外径 DN=400mm 和文献，管板的法兰选用外径 D=490mm,内径B=400mm，厚度 C=26mm 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 M20，螺栓数量 n=

25、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 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18 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

26、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 16mm。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：TJB471292 鞍座 BI 450F。该支座必须设计垫板。因为：该容器圆筒鞍座处的周向应力大于规定值；容器圆筒有热处理要求；容器重量较大，地

27、基可能不一定为钢筋混泥土时。公称直径 DN 允许 载荷()Q KN 鞍座高度h 底板 腹板 筋板 垫板 螺栓间距 2l 鞍座重量kg 1l 1b 1 2 3b 3 弧长 4b 4 e 19 400 60 200 380 120 8 8 96 8 480 160 6 28 260 13 补强圈设计 由于各种工艺和结构上的要求，不可避免地要在容器上开孔并安装接管。开孔以后，除削弱器壁的强度外，在壳体和接关的连接处，因结构的连接性被破坏，会产生很高的局部应力，给容器的安全操作带来隐患，因此压力容器设计必须充分考虑开孔的补强问题。开孔补强设计就是指采取适当增加壳体或接管厚度的方法将应力集中系数减小到某

28、一允许数值。压力容器接管补强结构通常采用局部补强结构，主要有补强圈补强、厚壁接管补强和整锻件补强三种形式。GB150 规定，当在设计压力小于或等于的壳体上开孔，两相邻开孔中心的间距（对曲面间距以弧长计算）大于两孔直径之和的两倍，且接管公称外径小于或等于 89mm 时，只要接管最小厚度满足表要求，就可不另行补强。表 不另行补强的接管最小厚度（mm）接管公称外径 25 32 38 45 48 57 65 76 89 最小厚度 （1）壳程管道位置设计 根据换热器手册可知：如图 本次设计不设补强圈，选取第二种形式设计，20 即：1(304)34104.5,2HdLmmmm取105。另由换热器设计手册表 1-6-6 查得，接管外伸长度（也叫接管伸出长度，是指接管法兰面到壳体（管箱壳体）外壁的长度）均取为150mm。（2）管程管道位置设计 根据换热器手册可知：如图 本次设计带补强圈，选取第一种形式：其中HD表示补强圈的外径，根据JB/T4736 国标选择对应的补强圈的直径为250mm，厚度为 4mm，C 取 30mm，mmhf20 即ChDlfH2175mm，取mml175，接管外伸长度（也叫接管伸出长度，是指接管法兰面到壳体（管箱壳体）外壁的长度）均取为150mm。第四部分：总结省略