壳管式冷凝器课程设计报告.docx

壳管式冷凝器课程设计
第一局部:
一：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：
37 c，冷凝温度t :由
k

冷凝温度t确定：k
冷却水进温度t
w1
t t 32 37 —-4__2 5.5
2 m 2
32 c，出温度t
w 2
40 c。

2：蒸发温度t确定:
0
冷冻水进温度t 12 c，
出温度t
s2
7 c，蒸发温度t ：由
0
12 7
2
7.5
2 c。

3：吸气温度7 c,采用热力膨胀阀时，蒸发器出温度气体过热度
为3 5 c。过冷度为5 c，单级压缩机系统中，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

0
t
0
c
2
根据匕确定蒸发压力p0,作等压线饱和气体线交得0点
p
0
102 kpa
3.2
h
0
kJ /kg
398

1
t
c
7
P0的等压线交[，查压焓图
V]
m 3 /kg
0.066
h
kJ /kg
403
2
t
c
52.2
取指示效率为0.85
P2
102kpa
10.16
h
kJ /kg
432
4
t
c
35
P]^压线与t4过冷等温线交于4
点，其中h4h5
h
kJ /kg
249
2s
h
2s
kJ/kg
427.65

3
h
kJ/kg
255

2热力计算性能
〔1〕单位质量制冷量q
o
〔2〕单位理论功w
o
〔3〕制冷循环质量流量q
m
〔4〕实际输气量q
vs
(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q
vh
〔7〕压缩机理论功率p
o
⑻压缩机指示功率p
i
〔9〕制冷系数及热力完善度
理论制冷系数：
0w
0
154
6.25
24.65
实际制冷系数：
一
s
m
Q.
233.6 0.9』g
4./8
Pi
44

卡诺循环制冷系数:
275 .15 7 24
313.15 275.15 *

4 78
故热力完善度为：—里0.66
7.24
c
(10)冷凝器热负荷
.h h .
由七 h1-2s一1 432kJ/kg,
则 Q q (h h ) 1.517 (432 255) 268 kJ/kgk m23
〔11〕压缩机的输入电功率
q w 1.517 24.65由 p Hm o 48.3kw，取0.9,0.86
0.9 0.86mmot
m mot
〔12〕能效比
循环的热力计算如下：
序号
工程
计算公式
结果
备注
1
单位制冷量
q h h
015
154kJ/kg

2
单位理论功
w h h
24.65kJ/kg

3
制冷循环质量流量
q堂m q
o
1.517kg/s

4
实际输气量
qvsqmV
0.1m 3 /s

5
输气系数

0.75

6
压缩机理论输气量
八q
q—vs
vh
0.133 m 3,'s

7
压缩机理论功率
p q w
om o
37.6kW

8
压缩机指示功率
p,旦
44kW

9
理论制冷系数
Q
—k―
sp
mi
6.25

10
实际制冷系数
p q w
4.78

11
卡诺循环制冷系数
c T T
K0
7.24

12
热力完善度
-
0.66

13
冷凝器热负荷
Qk
268kJ/kg

14
压缩机的输入轴功率
q wP—ffl9-
m
48.3kW

15
能效比
EER %
4.836

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=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，这类压缩机又别离心式和轴流式。
活塞式压缩机是问世最早的一种机型，至今已开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历，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，维护经历。
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，配合进德国FAG及瑞典SKF高精细轴承，运行平顺，振动小，噪音低。
3. 采用法国进高效率耐氟电机，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。采用全新高效油别离器，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，且马达与机体为别离式设计，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。
根据条件进展计算选型：
吸气状态的比体积：v 6.6 102m 3/kg
1
压缩机的实际输气量：q q v 0.1m /s
压缩机的理论输气量:q' 0.133m 3..，s 478.8m 3/h
vh
制冷压缩机的理论功率p、指示功率p：
0i

Pi
44kW
p 37.4
—^=
.0.85
选用比泽尔CSH8573-110Y-40P型号螺杆式 压缩机机组，制冷量为243kw。
第二局部：壳管式冷凝器设计
2. 2构造的初步规划
2.2. 1构造型式
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适宜。
污垢系数的选择
参看文献，可取氟利昂侧r= 0.086m 2 °C/kW,冷冻水侧r= 0. 08612 °C
01
/kW
2. 2. 3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30〜40。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，因其增强系数相比拟大，有利换热。其有关构造参数如下：
管内径d=11mm ,翅顶直径dt=15.86mm ,翅厚t=0.223mm ,翅根管面外径 d =12. 86mm ,翅节距 s =1. 25mm ,翅高 h=1.5mm。
bf

单位管长的各换热面积计算如下:
每米管长翅顶面积：a = dt t=°.01586O.°°°223= 0.89 m2 /m
d s0.125
f
每米管长翅侧面积：a = (dt2 d；)= (0.0158(2 0.012862)= 0.108m 2/mf 2s2 0.125
f
每米管长翅间管面面积：
=db (sf s「=0.01286 (0.125 0.0223)
a"s0.125
f
=0.0332 m2 /m
每米管长管外总面积：a =a +a +a = 0.150m 2 /m
of d f b
每米管长管内面面积：a.= d=0. 014= 0.03452/m
2. 2. 5冷却水流量:
取冷却水进出温度的平均温度为定性温度，t =32237 °C = 34.5C。
由传热学附录9中查得其有关物性参数如下:
=994. kg/m 3 c = 4.1714J/kg K)
冷却水流量为:
Q _268
q = == 0.01292
v c (t t ) 994.3 4.174 37 32
水水 w1 w2
m 3 /s〔2.8〕
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50〜70W /m2*围内取值。本设计假定q = 50W /m 2。
0
则应布置的传热面积：A = Qx
of q0
268 103
50
=53.6m 2

应布置的有效总管长：L = _Sf = S3356.4m
a 0.1504of
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 = 1.5m/,s冷却水流量q= 0.01292m 3 /s，则每流程管数v
Z = 4qv=4 0.01292= 90. 68〔根〕，圆整后取 Z =91 根。
d；u3.14 0.0112 1.5
则实际水流速u 我 3] :*9： 91 L495 m /s
对流程数N、总根数NZ、有效单管长1、壳体内径D.及长径比l/D.进展组合计
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1/m
壳体内径D./m
长径比1/D.
2
182
1.956
0.427
4.58
4
364
0.978
0.603
1.62
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D.可按下

式估算：D(1.1》1.25)sJN序
i
式中s——相邻管中心距，s (1.25-1.30) d，单位为m;0
d管外径，单位为m。
0
系数1.15〜1.25的取法：当壳体内管子根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D 1.2方、•酒〕
i
查看文献[1表2.3由d =16mm查得：换热管中心距、=22mm。
0
参看文献[1, 76],长径比1/D.一般在6〜8*围内较为适宜，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适宜的冷凝器的长径比。据此，本设计选取
2流程方案作为构造设计依据，管径选择4mm的无缝钢管。
2.3热力计算
2. 3. 1水侧外表传热系数

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
、，4q 4 0.01292…/
为：u —」1.48m /s
d2n 0.0112 92
由七=34°C查文献［2］附录9表得其运动粘度v 0.7466 10 6 m2/s。m
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 =巴=
1.48 0.011= 21806〉104,亦即水在管内的流动状态为湍流，则由文献［1，78］0.7466 10 6
中式〔3-5〕，水侧外表传热系数：
氟利昂侧冷凝外表传热系数
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
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 仞「甲(15,86-12,86)mm = 4.26mm
增强系数 ：
4d
t
4 15.86
aa
a ,d、10.0332
r r 0.0332 0.1038 12.861
〜1.14
-f 34=
1.1 (——4=1.54
aa
h0.1504
0.15044.26
ofof

查文献［1，76］表3-11，R134a在冷凝温度t =40C时，其物性集合系数B = 1516.3k
由文献［1，76］式〔3-1〕计算氟利昂侧蒸发外表传热系数，

= 0.725 1516 .3 0.01286 只 1.54 0.745 (' t0) 0.253745 0 0.25W /(2K )
其中t ——管外壁面温度,。C；wo
——蒸发温度与管外壁面温度之差,C。
0
实际所需热流密度计算
对数平均温差
t t
—w2 w1-
m | t t
ln —w1
t t
k w 2
37 32《1”
=5.1 C
1 40 32
ln-
40 37
水侧污垢系数r= 0.086m 2 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 /m 2〕：
0
q= 3745 0.75
0 ko 0o
选取不同的〔单位为C〕进展迭代计算，计算结果列于表:
0
q计算结果o
0/C
q〔W /m 2〕
q〔W /m 2〕
2
6298
4096
1.7
5575
4350
1.6
5328
4480
1.4
4820
4608
当0=1.4c,两式的q。值误差已经很小了，取q0 4714W /m 2 ,计算实际需

要的传热面积：A 匕 268056.85m 2,初步设计构造中实际布置冷凝传
of q 4714o
热为53.6m2，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
构造设计合理。

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
其中沿程阻力系数 为

0.31640.3164
0.026
R 0.25218 06 0.25
ef
冷却水的流动阻力P为
P.
U2
1 994.3
2
1.482
[0.026 2
1 一
N 〜1.5 N 1
*
2 0.07 1.5 (2 1)]
0.011

= 258Pa
式中，N ——管程;
1——左、右两管板外侧端面间的距离，每块管板厚度为35mm〔见后面
t
构造确定〕，则1=〔2+0.07〕m
t
考虑到外部管路损失，冷却水泵的总压头约为
构造设计计算
3.1筒体
根据文献［3表2.3可知，当换热管外径d=16mm时，换热管中心距为0
s = 22mm ,分程隔板槽两侧相邻中心距I=35mm。
E
根据文献［3, 46］可知，热交换器管束最外层换热管外表至壳体内壁的最短
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=4mm

此时实际长径比为
l
D~
024 5
(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4〜

25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，同时应合理考虑其构造设计。
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d°/mm
<25
>25〜<50
>50
最小厚度&
min
用于易燃易爆及有毒介质的场合
> d
o
用于无害介质的一般场合
>0.75d
o
>0.70d
o
>0.65d
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，应满足构造

式就和制造的要求，且不小于12mm。假设管板采用复合管板，其复层的厚度应
不小于3mm。对有腐蚀性要求的复层，还应保证距复层外表深度不小于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。
管孔直径dp.根据文献［1表3-5得
换热管外径"16mm允许偏差kb
管板管孔径d : 16.25mm 允许偏差。・05p0.1

3.3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d
o
10n
10
12
16
拉杆壳体公称直径d，mm
直径
d
n
mm
<4
>4
一<7
>7
一<9
>9
一<13
>13
一<15
>15
一<18
>18
一<20
> 20
一<23
> 23
一<26
拉杆数量
10
4
6
10
12
16
18
24
28
32
12
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：
3. 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〕；根底参数为厚度8=1.5mm,垫片外径为890mm,内径为618mm,设计压力为1.569MPa,垫片系数 m=2.75，比压力 y=25.5MPa。
3.6连接收确实定
冷却水进出连接收
水的流量q =0. 01292m 3 /s，选流速u 1.2m /s，故管内径
查文献［6］可取无缝钢管121 6mm。实际流速为
vs
u，1.202 m /s

制冷剂连接收
由原始数据查R134的lgp h图得，冷凝器进处20.88 10 3m3/kg，冷凝
2
器出 3.82 10 3m 3 /kg。4
根据：q1.517kg /s
m
液体的体积流量
qv1= q1.517
m 4
3.82 10 35.79
103m3/s
蒸气的体积流量

出液接收的内径〔选液体流速为u
1
1m /s〕

d 土
10 30.0859m
86mm
(3. 34)
d — 品——:
1i u3.14 1
,1

圆整后，查文献［6取无缝钢管89 4mm
进气接收内径〔选蒸汽流速为u10m/s〕
2
di虬 |'4 31.67 10 3 0.0635m 63.5mm (3-35)
2iu3.14 10
k 2
圆整后，查文献［6取无缝钢管68 4mm。实际流速为u8.7m/s。
2
3. 7法兰构造设计
(1)管板法兰设计：本次设计管板与壳程圆筒连为整体，其延长局部兼作法兰，与管箱用螺柱、垫片连接。
根据关系可知：法兰的宽度q 也『2,根据法兰尺寸标准，与壳体配合，根据壳体外径DN=4mm 和文献，管板的法兰选用外径D=490mm,内径B=4mm ,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=16。
(2 )进出水法兰设计:根据进出水的管道，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2mm，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16mm。

3.8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*一位置的压力容器。
在*些场合还受到风载荷、地震载荷等动载荷的作用。
压力容器支座的构造形式很多，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4mm。
应选用鞍式支座，支座材料选用HT-2,根据"标准零部件"选型号为：
JB.T 4712-92鞍座BI 45—F。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
l
2
鞍座重量
kg

l
1
b
1
1
2
b
3
3
弧
长
b
4
4
e

4
60
2
380
120
8
8
96
8
480
160
6
28
260
13

3.10补强圈设计
由于各种工艺和构造上的要求，不可防止地要在容器上开孔并安装接
收。开孔以后，除削弱器壁的强度外，在壳体和接关的连接处，因构造的连接性被破坏，会产生很高的局部应力，给容器的平安操作带来隐患，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收厚度的方法将应力集中系数减小到*一允许数值。压力容器接收补强构造通常采用局部补强构造，主要有补强圈补强、厚壁接收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2.5MPa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，且接收公称外径小于或等于89mm时，只要接收最小厚度满足表3.3要求，就可不另行补强。
表3.3不另行补强的接收最小厚度〔mm〕
接收公称外径
25
32
38
45
48
57
65
76
89
最小厚度
3.5
4.0
5.0
6.0
3.11
〔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，
即：L 土 (30 4) 34 104.5mm，取 105mm。12
另由换热器设计手册表1-6-6查得，接收外伸长度〔也叫接收伸出长度，
是指接收法兰面到壳体〔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D表示补强圈的外径，根据/T4736国标选择H
对应的补强圈的直径为250mm，厚度为4mm，C取30mm，h20mm
即l K h C 175mm，取l 175mm，接收外伸长度〔也叫接收伸出长度，是
2 f
指接收法兰面到壳体〔管箱壳体〕外壁的长度〕均取为150mm。
第四局部：总结省略