双冷源冷水机组设计

合肥工业大学本科毕业设计

毕业设计

设计题目 双冷源冷水机组设计

学生姓名 李杰

学 号 20111368

专业班级 热能与动力11-4班

指导教师 王铁军

院系名称 机械与汽车工程学院

2015年 06 月12日

24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 目 录

摘要: .............................................................................................................................. 1 ABSTRACT: .................................................................................................................. 2 1 绪 论.......................................................................................................................... 3

1.1 引言 ................................................................................................................. 3 1.2 发展状况及前景 ............................................................................................. 3 2 制冷系统设计 ............................................................................................................ 5

2.1 方案确定 ......................................................................................................... 5 2.2 本设计的题目与数据 ..................................................................................... 6

2.2.1设计题目............................................................................................... 6 2.2.2设计工况............................................................................................... 6 2.2.3研究内容............................................................................................... 6 2.3 相关参数设定 ................................................................................................. 6

2.3.1制冷单元性能工况............................................................................... 6 2.3.2蒸发温度和冷凝温度确定................................................................... 6 2.4 制冷剂的选择 ................................................................................................. 7 2.5制冷循环热力计算.......................................................................................... 8 2.6压缩机的选型................................................................................................ 10 3 制冷单元换热器设计计算 ...................................................................................... 12

3.1空气进出口冷凝器的温差及风量................................................................ 12

3.1.1冷凝器的对数平均温差..................................................................... 12 3.1.2冷凝器风量风机计算......................................................................... 12 3.2冷凝器结构的设计........................................................................................ 12

3.2.1初步设计............................................................................................. 12 3.2.2空气侧传热系数计算......................................................................... 13 3.2.3管内R410A冷凝时表面传热系数 ................................................... 15 3.2.4计算所需传热面积............................................................................. 15 3.2.5风侧阻力计算..................................................................................... 17

4 制冷单元蒸发器设计计算 ...................................................................................... 18

4.1冷冻水流量计算............................................................................................ 18 4.2冷量负荷及介质流量.................................................................................... 18 4.3设计对数传热温差初步计算........................................................................ 19 4.4结构初步设计................................................................................................ 19 4.5干式蒸发器结构设计.................................................................................... 20

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4.5.1初步结构设计..................................................................................... 20 4.5.2 壳程换热系数计算 ............................................................................ 21 4.5.3 管内外R410A的传热系数 ............................................................... 23 4.5.4 管外传热系数 .................................................................................... 25 4.5.5 计算管内流动阻力和平均传热温差 ................................................ 25 4.5.6 计算面积热流量及传热面积 ............................................................ 25 4.5.7水侧流动阻力计算............................................................................. 26

5 自然冷却时的换热器设计计算.............................................................................. 28

5.1冷凝器设计参数............................................................................................ 28 5.2空气进出口冷凝器的温差及风量................................................................ 28 5.3冷凝器结构设计............................................................................................ 28

5.3.1 冷凝器有关参数设计 ........................................................................ 28 5.3.2 肋片管各部分传热面积的计算 ........................................................ 29 5.3.3 计算空气侧的传热系数 .................................................................... 29 5.3.4计算冷水在管内的传热系数............................................................. 31 5.3.5 计算所需传热面积 ............................................................................ 32 5.3.6 风侧的阻力计算 ................................................................................ 33 5.4流程布置对R410A冷凝器性能的影响 ...................................................... 33 6 表面式换热器设计 .................................................................................................. 36

6.1换热器结构初步设计.................................................................................... 36 6.2 肋片管各部分传热面积的计算 ................................................................... 36 6.3 确定空气流通换热器时的状态过程 ........................................................... 37 6.4计算空气侧的传热系数................................................................................ 37 6.5计算冷水在管内的传热系数........................................................................ 39 6.6 计算所需传热面积 ....................................................................................... 39 6.7风侧阻力计算................................................................................................ 41 7 辅助元件选型及计算 .............................................................................................. 42

7.1风机选择........................................................................................................ 42

7.1.1轴流风机选择..................................................................................... 42 7.1.2采用自然冷却时室外风机选择......................................................... 43 7.2制冷单元膨胀阀选择.................................................................................... 43

7.2.1确定膨胀阀两端的压力差?P .......................................................... 43 7.3壳体结构设计................................................................................................ 44

7.3.1连接管的确定..................................................................................... 44

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7.3.2管板设计............................................................................................. 45 7.3.3法兰设计............................................................................................. 45 7.3.4支座的选择......................................................................................... 45

结论.............................................................................................................................. 47 致谢.............................................................................................................................. 48 参考文献...................................................................................................................... 49 附 录 1 干式蒸发器主视图 ..................................................................................... 50 附 录 2 干式蒸发器左视图 ..................................................................................... 51 附 录 3 风冷冷凝器零件图 ..................................................................................... 52 附 录 4 自然冷却时风冷冷凝器零件图 ................................................................. 53 附 录 5 室内换热器零件图 ..................................................................................... 54

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摘要:

本课题是关于对24匹（60KW）风冷/蒸发压缩式双冷源冷水机组机房空调的循环流程的设计，其中设计的主要流程包括关键部件的论证、压缩机选型、换热器计算、制冷剂选择以及制热量的选择方案。

随着信息时代的发展，整个社会信息化程度的不断提高，对于数据中心机房空调的需求也越来越大，在有限的空间内 IT 设备的密度和业务都不断增大，随之而来的是用电负荷的逐渐加大，热流密度的不断提高，这就要求我们不断探索新的空调解决方案。作为数据中心空调的集中冷源，冷冻水系统与各自独立的直接膨胀式空调系统相比，制冷效率更高，设备更集中，运行更稳定，故障率和维护成本更低，国外众多大型数据中心普遍使用冷冻水空调系统。本设计采用双冷源冷水机组在于充分利用室外冷空气对高温回水进行直接冷却，减少压缩机的启动时间，从而达到节约资源。其中它与普通冷水机组最大的区别在于它在冷凝盘管之前安装了自然冷却热交换盘管，优先利用环境冷空气冷却盘管内的回水。通过冷冻水循环管路的精心设计以及控制逻辑的优化，实现与机房内部空调气流组织的完美匹配，并且可以根据室内热负荷以及室外环境的变化，对冷冻水流量进行灵活的调节，将自然冷却的效益发挥到最大，始终使机组保持高效运行[14]。 关键字：双冷源冷水机组； 机房空调； 自然冷源； 风冷

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 Abstract:

The main topic is about the circulation flow 24 (60kw) air / vapor compression chillers double cold source of design, process design, including the main argument of critical components, compressor selection, calculation of the heat exchanger, refrigerant selection and heating capacity options.

With the development of the information age, the whole society to continuously improve the level of information, data center demand for room air-conditioning is also growing, in a limited space density IT equipment and services are increasing, and the attendant electricity load is gradually increased, and continuously improve heat flux, which requires us to constantly explore new air conditioning solutions.As a centralized data center air conditioning cooling source, chilled water systems, compared with independent direct expansion air conditioning systems, higher cooling efficiency, the device is more concentrated, more stable, lower failure rate and maintenance costs, many large data centers abroad widespread use of chilled water air conditioning system. Double cold source chillers that take full advantage of this design uses high-temperature outdoor cold backwater direct cooling, reducing start-up time of the compressor, so as to achieve the conservation of resources.Where it is with ordinary chiller biggest difference is that it is installed before the condensing coil natural cooling heat exchanger coil, designed to preferentially use backwater environment inside the cold air cooling coil. By careful design of frozen water circulation piping and control logic optimized to achieve a perfect match with the room air distribution inside and can change according to the indoor and outdoor environment, the heat load on the chilled water flow for flexible adjustment, natural cooling to maximize efficiency, and always keep the unit running efficiently.

Keyword: Double cold source chiller; CRAC; Natural cooling source

Air-cooled

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1 绪 论

1.1 引言

制冷技术在国民经济中应用极为广泛，几乎没有一个部门不应用这一技术。在食品工业方面，制冷技术应用最早。目前，在商业流通中冷库设施、冷藏船、冷藏列车、冷藏汽车以及冷藏柜台、冰箱等装置的使用逐渐普及，而冷藏库的服务范围，随着社会经济、科学技术的发展以及人民生活水平的提高，空调技术越来越广泛应用于日常生活及各种社会场所。

尤其是随着信息时代的快速发展，催生了更多的数据机房的建设，与此同时，机房产生的大量的热量急需排出室内，以保证机房的机器能够安全的运行，为了让机房的机器能保证在一定的温度范围内运行，需要利用制冷技术来解决当前问题，通过机房空调的建设，可以实现数据机房的温度、湿度以及洁净度保持在一定的范围内，这样可以实现恒温恒湿环境，使得机房的机器能够正常的运行。

1.2 发展状况及前景

信息产业和数字化时代的快速发展，推动了数据机房的建设和数量，随着机房空调的建设，机房空调在机房的能耗的比例越来越高，由于机房的机器需要全年运行在一定温度范围内才能保证其安全性，这使得机房空调需要一年四季连续运行，尤其是在室内设定温度低于室外侧温度的季节，特别是在寒冷的北方，常规的空调系统仍需要继续运行压缩式制冷系统，传统的压缩式制冷系统工作效率不是很高，而且在工作容易出现故障，所以，新的制冷系统应运而生[15]。

目前较为常见的机房空调使用的制冷装置系统采用风冷冷水机组、水冷冷水机组，若能利用室内外的温差来提供室内的冷量，这将大大减少空调系统的能耗和运行成本,即为机房空调提供集中冷源的冷水机组需要常年运行即便在室外温度很低的条件下也需要空调继续运行，当室外温度较低的条件下，我们可以利用室外的冷空气来冷却高温回水，这样我们就可以实现在不适用压缩机的情况下，实现制冷效果，这种方法我们称之为自然冷却，不需要开启压缩机制冷系统，即压缩机处于关闭状态，其中此冷水机组与常规的冷水机组的最大区别在于它在冷凝盘管之前安装了自然冷却盘管内的回水。从而实现了根据室外温度的不同切换制冷系统的运行方式。

在自然冷却冷水机组的基础上，相继提出了全新的数据中心的机房空调解决

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 方案，如阿尔西提出的数据中心自然冷却冷冻水系统，它通过冷冻水循环管路的精心设计以及控制逻辑的优化，实现与机房内部空调气流组织的完美匹配，并且可以根据室内热负荷以及室外环境的变化，对冷冻水流量进行灵活的调节，将自然冷却的效益发挥到最大，始终使机组保持高效运行。又如目前较为先进的处理方案就是基于热管技术的机房空调解决方案，主要是利用了热管实现了相变制冷，其制冷效果比常规的制冷效果高出很多[14]。

相信在不远的未来，机房空调的解决方案能够得到进一步提升，这样就能节

约更多的资源。

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2 制冷系统设计

2.1 方案确定

根据论文设计要求，本次设计采用双冷源冷水机组设计[9]，其原理图见图2-1

2-1 复合型机房空调模块方案图

1-节流结构 2-制冷单元冷凝器 3-制冷单元压缩机 4-壳管式换热器 5-旁通电磁阀 6-室外冷凝器 7-室内末端装置 8-液泵

原理：根据选用的双冷源冷水机组设计要求，此设计夏季采用制冷压缩循环，室内高温回水与制冷剂在壳管式换热器里面进行热交换，被冷却的低温冷水继续进入室内，在室内末端装置处与室内高温空气进行换热，将热量带出室内，这样就可以实现室内温度保证在一定的范围内。高温高压的制冷剂通过铜管到达室外，经过室外风冷冷凝器，与室外实现热交换，变成低温高压的制冷剂，在通过节流阀的作用，变成低温低压的液体，这样实现了机械制冷循环。冬季时，当室外温度较低时，此时，可以关闭机械制冷系统，室内高温回水直接通过三通阀，到达室外冷凝器，直接与室外冷风进行换热，然后冷却的高温回水又进入房间，实现无压缩机制冷，此制冷方式为自然冷却。 该冷水机组的特点：

（1）采用自然冷源，当室外温度一定低的时候，可以关机机械制冷循环，实现无压缩式制冷，此方案可以实现更多的节能，重要的是可以延长压缩机的寿命。 （2）采用此方案，可以使系统工作在三个工作区，当室外温度较高时，采用

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 机械制冷循环，当室外温度处于一定范围时，可以开启自然冷却系统循环，室内高温回水可以先通过室外翅片式冷凝器进行风冷，带走一部分热量，接下来水在与制冷剂进行换热，这样可以实现一定量的节能。当室外温度足够低时，可以完全关闭机械制冷系统，直接用室外冷风进行冷却，可以实现无压缩制冷。

2.2 本设计的题目与数据

2.2.1设计题目：60kw风冷/蒸发压缩式双冷源冷水机组设计

2.2.2设计工况：制冷量为60kw，运行环境（-10~50?c），并参考相关标准 2.2.3研究内容：本次课题研究主要是研究风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组的基本工作流程设计，论证关键部件、制冷剂（R410a）的选择方案，并分析系统的先进性。设计内容包括：热力计算、压缩机选择、换热器设计，附件选择，系统集成。

2.3 相关参数设定

2.3.1制冷单元性能工况

按GB17758-2001里面的规定，制冷单元性能工况见表2-1[6]所示

表2-1制冷单元性能工况

工况条件 使用工况 室内侧空气状态（?c） 干球 33.0 室外侧空气状态（?c） 干球 35 湿球 19.5 湿球 24 2.3.2蒸发温度和冷凝温度确定 （1）蒸发温度t0确定:

冷冻水进口温度ts1= 17?c，出口温度ts2?12?c，则根据公式可确定蒸发温度t0为：t0?ts1?ts217?12-?m??6.5?8?c； 22 其中?m为蒸发器中平均传热温差，对于氟利昂等制冷剂蒸发器取6-8?C，为了使机房运行时空调机组不产生冷凝水，提高机房空调的安全性，则本次设计空调的冷水供回水温度由7?c/12?c提升到12?c/18?c[13]。冷水温度的提升，可以使冷水机组的COP值可以更高，则系统节能效应更好； （2）冷凝温度tk确定： tk?t1??t?35?15?50?c；

其中t1是进口空气干球温度（?c），按照当地夏季室外通风干球温度计算，

?t为冷凝温度与进口温（干球）之差，取?t?10?15?c，本次设计取15?c；

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（3）吸气温度t确定：

采用热力膨胀阀时，对于机房空调系统而言，蒸发器出口的气体过热度为

3?5?c，过冷（5?c）在单级压缩系统中，节流前的液体的过冷是在冷凝器实现的，在一般情况下取过冷度为5?c。 设计计算的计算工况如下：

环境参数：室内侧干、湿球温度为33?c，室外侧干、湿球温度为35?c,24?c； 19.5?c，循环参数：蒸发温度t0=8?c，冷凝温度tk?50?c，吸气温度t1?20?c，过冷温度

t4?49?c。

2.4 制冷剂的选择

制冷剂选择对于制冷系统效率，以及对环境的健康程度有很大的影响。近年来伴随着全球臭氧层破坏的加剧，以及人们对环保意识的在意，全球学者对寻找和使用CFCS和HCFCS类物质替代物的呼声越来越高。CFCS是消耗臭氧层的化学物质中最重要的一种物质，目前国际社会对其的使用和生产进行了严格限制。

自制冷剂问世以来，被广泛运用于各个行业中，特别是运用于压缩机制冷循环，近百年的发展，制冷剂已经从单一的制冷剂发展到许多类型的制冷剂。 无机物自然工质氨、氮气、二氧化碳等，作为一种无毒、不燃、安全的自然制冷剂，被广泛用于汽车空调、食品冷冻冷藏系统中，同样的近来年被广泛用于超级计算机的冷却，具有较为广阔的前景，但是由于存在一些压力的原因，还有很多问题有待解决。

其次是氟利昂制冷剂，如：R22（二氯二氟甲烷）、R12（二氯一氟甲烷）、R134a（四氟乙烯），其中 R22制冷剂属于HCFC类制冷剂，对环境有破坏作用，目前已经进入限制和禁止使用的进程中。R134a（四氟乙烯）是目前广泛使用，代替R12和R22的制冷剂。

R-134a（四氟乙烷）是一种不含氯原子的制冷剂，它对臭氧层不起破坏作用，其具有良好的安全性能（不易燃、不爆炸、无毒、无刺激性、无腐蚀性）的制冷剂，它的制冷量与效率与R-12（二氯二氟甲烷）非常接近，所以被视为优秀的长期替代制冷剂。如今R-134a是目前国际公认的R-12最佳的环保替代品之一[6]。

除了氟利昂之外，还有碳氢化合物组成的制冷剂，如R600a、R290、R50等制冷剂，它们都是一些都碳氢组成的制冷剂，有很多优点。通过碳氢元素组成的混合制冷剂，如共沸混合制冷剂和非共沸制冷剂，其共沸制冷剂相对于单一的组

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 分而言，具有很多优点，其中包括蒸发温度、化学稳定性、单位容积制冷量等等。非共沸制冷剂包括R401A、R402A、R410等等，其中R410A是一种新型环保制冷剂，它的工作压力为普通制冷剂R22空调的1.6倍左右。

目前R410A新冷媒由两种准共沸的混合物包括R32和R125各50%组成的，主要有氢，氟和碳元素组成,其具有稳定，无毒，性能优越等特点。由于不含氯元素，故不会与臭氧发生反应，即不会破坏臭氧层（ODP=0）。另外，采用R410A的新冷媒的空调在性能方面也会有一定的提高。

R410A是目前国际公认的用来替代R22最合适的的冷媒之一，它并在欧美，日本等国家得到普及，近来年在我国制冷行业也得到广泛的运用，如R410A被广泛的运用在谷轮压缩机之上。

本次设计选用配有R410A制冷剂的谷轮涡旋式压缩机，主要是考虑到R410A的一些优点出发，比如在相同的制冷量情况下，相同的冷凝温度条件下，采用R410A系统能效比可以比R22高出6%左右，由于压缩机在压缩过程中的损耗更少，蒸发器和冷凝器具有更强的热传递性，整个系统内的压降更小。对于R410A的低压损失特性而言，小型商用空调系统中的大型压缩机会比小型家用系列的空调压缩机收益会更多。

以下通过对比R134a、R410A的一些重要性质见表2-5 [10]

表2-5 制冷剂具体参数对比

重要性质 运行压力 温度偏移 蒸发器热传递 冷凝器热传递 压力降低量 管径 制冷剂充注量 系统性能系数 系统成本 R410A R134a 159% 0.2?C 68% 0.0?C 90% 95% 135% 105% 72% 较小 128% 较大 70% 100% 98?105% 较低 96?100% 稍高 对比各制冷剂的优缺点方面考虑出发，本设计选择R410A作为本次设计使用的制冷剂。

2.5制冷循环热力计算

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制冷循环压焓图如图2-2所示，本次设计选用的制冷工质为R410A,根据查R410A制冷工质的压焓图可知，得到各点状态点的具体参数见表2-2，热力计算具体参数见表2-3所示

图2-2 制冷循环的lgp-h图 表2-2 制冷循环各状态点参数

状态点 0 符号 单位 ?C 参数值 8 10.17 427.96 20 0.028 438.55 81.30 470.668 88.24 0.0104 478.70 44.83 30.33 参考来源 根据确定蒸发压力，作等压线交饱和气体线0点 t0 p0 h0 t1 10kpa kJ/kg ?C 2 1 ?1 h1 m/kg kJ/kg ?C 3p0的等压线交t1，查Lgp-h图 过点作等熵线，与p2 p2=pk 等压线交点2s，t2s 2s h2s t2 kJ/kg ?C 取?i?0.85，求得h2 2 ?2 h2 m3/kg kJ/kg ?C 4 t4 p4 pk等压线与t4过冷液102kpa 体等温线的交点4，

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 h4 kJ/kg 280.72 h4?h5

表2-3 热力计算性能具体参数

项 目 单位质量制冷量 单位容积制冷量 单位指示功 单位冷凝热 理论制冷系数 设计制冷量 制冷剂质量流量 压缩机理论排量 压缩机输入电功率 计算公式 q0?h1?h4 单位 数值 157.83 5636.7 40.15 197.98 3.93 60 0.38 0.0142 备注 kJ/kg qv?q0/v1 kJ/m3 kJ/kg wi?h2?h1 qk?h2?h4 kJ/kg ?i?q0/wi 1 kw Q0 qm?Q0/q0 kg/s m3/s qhs?qm?1/? 输气系数取??0.75 We?qmwi/?i?m kw 18.15 3.31 75.2 取?m?0.9，?i?0.85 COP 冷凝器负荷 EER?Q0/We Qk?qmqk 1 kw 根据热力计算表2-3所知，在标准工况条件下，对应的制冷量为60kw的制冷循环，其COP值为3.31，提高蒸发蒸发温度，可以制冷循环效率，对于数据中心空调系统用于机房空调，空调的出风不必与普通空调那样低，适当提高蒸发温度，可以有效提升COP值，而且还可以防止温度过低导致的凝霜现象的发生。因此，在满足被冷却对象的前提下，应尽可能的采用较高的蒸发温度。

2.6压缩机的选型

压缩机作为制冷循环系统中最为重要的部件之一，压缩机的性能好坏，直接影响到制冷循环的性能，所以，在选用合适的压缩机，不仅要求满足制冷循环的

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制冷量，同样也可以防止制冷量过剩而导致的浪费现象。

目前市场中常用的压缩机的种类很多，可分两大类：容积式和速度型。其中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。这类的压缩机又分往复式和回转式压缩机。往复式又称活塞式。其中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。

本次设计制冷量为60kw，要求使用的制冷剂为R410A，其中活塞式压缩机主要运用制冷量较小的家用空调系统，螺杆式压缩机主要运用大型的冷水机组，其制冷量要求在120KW以上，所以并不适合于本次设计要求，所以从多方面的角度出发，选定美国艾默生谷轮涡旋式压缩机系列的压缩机作为本次设计的压缩机。 根据已知条件对压缩机进行计算选型[1]： 吸气状态的比体积：v1?2.8?10-2m3/kg

压缩机的实际输气量：qvs?qm?v1?0.38?0.028?0.0106m/s

压缩机的理论输气量：q?qvs?0.0142m3/s

vh制冷压缩机的理论功率p0、指示功率pi

?p0?qm?wo?qm?（h2s?h1)?0.407?（470.668-438.55）?13.07kw

pi?po?i=

13.07?15.38kW，其中等熵效率?i?0.85 0.85 根据计算选型，选择谷轮压缩机，其型号为ZP285KCE，具体参数见表2-4

表2-4 压缩机具体参数

名义 型号 匹数 TWD 制冷能力 W 输入功率 电流 A 36.1 COP W/W EER 排量ccl/Rev 注油量 净重 Kg 177.4 电流 A 250.0 噪音功率 ZP285KCE TW5 23.8 81500 24800 72.2 3.28 11.2 253.2 6.3 176.9 500.0 89.0 TW7 43.7 177.4 305.0 根据实际情况选择该型号的压缩机作为设计元搜集，其中压缩机的理论排气

253.2?10?6?36003量为253.2ccl/Rev?m/s?0.015m3/s，比实际过程中所需要的理

60论输气量0.0146m3/s大，所以选择该压缩机型号满足要求。

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 3 制冷单元换热器设计计算

3.1空气进出口冷凝器的温差及风量

根据制冷单元热力计算，实际过程中考虑到冷凝器10%-20%的余量[16]，则在设计计算的取冷凝器设计负荷为90kw，根据制冷单元使用工况来确定参数内容，其具体参数见表3-1

3-1 冷凝器设计参数 冷凝器负荷 kw 90 进口空气温度 t（1?c）35 出口空气温度 t（2?c）43 冷凝温度 t（k?c）50 进出口温差 ?t（?c）8 其中空气进出口温差一般选择6-10?c，本次设计选择?t?8?c。关于tk的选择，tk越高，冷凝器的换热面积越小，但是压缩机的排温和耗功会增大，tk的选择应按照使用条件和技术要求和经济性来选择[5]，一般tk与进风温度控制在15?c为宜，并且采用全封闭式压缩机时，可取冷凝器温度tk?50?55?c，以加大传热温差。所以本次设计冷凝器的冷凝温度选择tk?50?c。 3.1.1冷凝器的对数平均温差：

t2?t188???10.5?C （3-1）tk?t150?3515lnlnln50?437tk?t2?m?3.1.2冷凝器风量风机计算

根据空气定性温度为冷凝器进出口温度平均温度：tm?t1?t2?39?C，空2气温差?t?8?C，在平均温度条件下的空气物性参数为：比定压热容为

cpa?1.005kJ/(kg?k)，运动粘度为?m?16.96?10-6m2/s，热导率

?m?0.0276w/(m?k)，密度为?m?1.128kg/m3，计算冷凝器风量qva qva?Qk90000??10.0m3/s?36000m3/h （3-2）?mcpa?t1.128?1005?83.2冷凝器结构的设计

3.2.1初步设计

本次设计选择?9.52?0.8mm铜管作为传热管设计，肋片[5]选择平直翅片（铝

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片），肋片厚度为?f?0.12mm，肋片节距sf?1.7mm，排管方式采用正三角形排列，在迎风面上的管间距s1?25mm，排间距s2?s1cos30??21.65mm。 （1）管外肋片单位面积ff

（2s1s2-?db/4）2[0.025?0.022-3.14?(0.00976)2/4] ff???0.549m2/m (3?3)

sf0.00172其中db?（0.0095?20.0001?22）m2/m?0.0097m62/m (3?4) （2）肋间管外单位表面积fb

fb??d（b1-?fsf）?3.14?0.00976（1-0.00012）?0.0285m2/m (3?5)

0.0017（3）管外总单位表面积ft

ft?ff?fb?（0.549?0.0285）m2/m?0.5775m2/m (3?6) （4）管内单位表面积fi

fi??di?3.14?(0.00952?0.0008?2)m2/m?0.0249m2/m (3?7) （5）肋化系数?

??ft0.5775??23.2 (3?8) fi0.02493.2.2空气侧传热系数计算

根据冷凝器迎风面风速的范围要求，对于迎风面的风速选择，一般的wf越高则传热系数越高，但是阻力会增大，风机耗功也会增大，综合考虑实际情况，

wf应取2.5-3.5m/s，本次选择迎风面上的风速为wf?3m/s，冷凝器的管排数选择，沿空气流通方向的管排数越多，则后几排的传热量越少，为提高换热面积的利用率，管排数一般选择为2-6排为好，本次设计气流方向上的管排数选择为

n?4，则计算过程如下：

(1)肋片效率、空气侧的传热系数，根据肋片的设计参数，计算冷凝器的空气最窄流通面积上与迎风面积之比为?

??(sf??f)(s1?db)s1sf?(1.7?0.12)?(25?9.76)?0.567 (3?9)

25?1.7迎风面上的风速为wf?3m/s，则最小流通面上的风速为wmax

wmax?wf??3m/s?5.3m/s (3?10) 0.567第 13 页 共 60 页

24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 其中当量直径为deq

deq?2(s1?db)(sf??f)s1?db?sf??f?2(25?9.76)(1.7?0.12)mm?2.86mm (3?11)

1.7?0.12?25?9.76空气的雷诺数Ref

Ref?wmaxdeq?5.3?0.00286 ?894 (3?12）?6?m16.96?10单元空气流道长径比

Lns1cos30?3?0.025cos30?d??0.00286?22.7 eq0.00286根据流体流过整张平套片管管簇时换热公式可知有

A?0.518-0.02315Ld?0.000425(L)2?3?10-6(L)3?0.176 eqdeqdeq其中：C?A（1.36-0.24Ref1000）?0.20 n?0.45?0.0066Ld?0.60

eq m?-0.28?0.08Ref1000?-0.208 对于平直翅片的管外传热系数?0

?m0???dCRenf(L)m?65.41w/(m2eqd?k) eq其中??1.1

对于叉排管有：???1.27???1-0.3

其中 ??s1d?259.76?2.56 b则 ???1.27?2.56?0.7?2.72

计算肋片的当量高度h?

h??db2(???1)(1?0.35ln??)?0.0113m 计算肋片特性参数m

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(3?13) (3?14)

(3?15) (3?16) (3?17)

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m?2?0?f?f?2?65.4?1?1m?73.27m (3?18) ?3203?0.12?10/m?k) 其中铝片的热导率?f?203w（肋片的效率?f

th(mh?)0.68?f???0.82 (3?19)

mh?0.83冷凝器外表面的效率?s

?s?ff?f?fbft?0.549?0.82?0.0285?0.830.5775 (3?20)

则当量表面传热系数?j??s?0?54.2w（ /m?k）3.2.3管内R410A冷凝时表面传热系数

假设管壁的温度tw?47?C，则平均温度tm

t?tk47?50tm?w??48.5?C (3?21)

22根据R410A管内冷凝器换热的有关计算公式：

14?14?14?i?0.683rsBmdi(tk?tw)

?i?0.683?19.34?80.98?(0.00902)(tk?tw)?3470.99(tk?tw) (3?22)

其中，根据文献2查得R410A在48.5?C条件下时的数值为140200，?s表示汽化热，则rs?19.34。

3?14?14?1414Bm表示冷凝液膜组合物性参数，根据Bm?(9.81??/?)，根据文献2，

14??916.6427kg/m3，??0.0764w/m?k，??9.12?10-8m2/s，则Bm?80.98，代入上式中，可求得?i

根据热平衡可得到壁温平衡方程为：?i?di(tk?tw)??jft(tw?tm)

?143470.99(tk?tw)???0.00902?(tk?tw)?62.4?0.5775?（tw?39)

整理得到：98.36?(50?tw)?36.04 (3?23) （tw?39）由试凑法得到当tw?46.5?C时，等式两边相等，与设定值相近。 所以：?i?3470.99(50?46.5)3.2.4计算所需传热面积

根据实际情况，考虑到传热管采用纯铜管，设计时取传热管的导热热阻、污垢热阻和接触热阻之和为?0?0.0048m2?k/w，根据管外面积为基准，计算传热

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?1434?2536.7W/(m2?k) (3?24)

24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 面积

kof?11?i???0?1?123.21?0.0048?2536.754.2?31.95W/(m2?k) (3?25)

?j则所需要的管外面积和结构参数如下： 管外面积：

Aof?Qkkof?m?90000m2?268.3m231.95?10.5 (3?26)

所需的肋片的管总长度为：

L?Aofft?269.3?464.5m (3?27)

0.5775本次设计冷凝器采用V型设计，其中沿着空气流动方向的管排数为3排，迎风面上的管排数选择60排，总管数为360，单管有效长度1.3m，则冷凝器的实际有效总长度为468m，实际换热面积为270.27m2，则裕度为0.73%，其中冷凝器的高度H?60.5?0.025?1.51m，则实际迎风面积A?1.3?1.51?1.96m2，则实际的迎风风速为w?qva10??2.6m/s，与初设定值接近，所以本次设计2A2?1.96是合理的。冷凝器的具体参数见表3-2：

表3-2 冷凝器参数

项目 冷凝负荷（kw）风量 （m3/s）传热系数w/(m2?k) 沿空气流动方向上的管排数 迎风面上的管排数 （m）冷凝器的高度 （m）单管管长 设定参数 90kw 10m3/s 31.95W/(m2?k) 2?3排，V型 60 1.51m 1.3m 所需总管长度(m)

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464.5m 合肥工业大学本科毕业设计

所需总换热面积(m2) 268.3m2 实际总管长（m） 468m 实际迎风面上风速(m/s) 2.6m/s

3.2.5风侧阻力计算 采用顺排时：?PLd?9.81?A(d)(?wmax)1.7，系数A?0.0113，则 eq?Pd?9.81?0.0113?24.5?(5.77?1.128)1.7?65.6pa 采用叉排时：?Pw?1.2Pd?1.2?65.6?78.74pa

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(3?28)(3?29)

24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 4 制冷单元蒸发器设计计算

用于冷水机组的蒸发器的形式很多，按照载冷剂的不同可分为用于冷却空汽或冷却各种液体的蒸发器。根据供液方式的不同，蒸发器可分为满液式蒸发器，非满液式蒸发器、循环式蒸发器、淋激式蒸发器四种。本次设计采用干式卧式壳管蒸发器作为设计型式，其制冷量为60kw。

本次设计为壳管式干式蒸发器设计，根据冷水机组设计要求，第一制冷剂与室内高温回水在干式蒸发器内进行换热，为了减少制冷剂的充入量，设计中制冷剂走管程，水走壳程，采用逆流换热，换热器类型选管式换热器，换热管采用

?9.52mm规格的内微肋管，设计见表4-1

表4-1 蒸发器设计参数

制冷剂 管子规格 冷凝温度 过冷度 R410a 冷冻水进口温度 冷冻水出口温度 蒸发温度 过热度 17?c ?9.52mm 50?c 5?c 12?c 8?c 12?c 4.1冷冻水流量计算

蒸发器的进水温度为tw1?12?c，出水温度tw2?17?c，则冷水的定性温度为

tw?tw1?tw212?17??c?14.5?c，查水的物性参数：cpw?4.187kJ/(kg?K)，22?w?0.597W/(m?K)，Prw?8.45，?w?999Kg/m3，vw?1.171?10?6m2/s。

则水侧的质量流量 m?Q060?kg/s?2.866kg/s (4?1)

c(tw1?tw2)4.187?(17?12)水侧的体积流量 vm?m??2.8663m/s?2.866?10?3m3/s (4?2) 9994.2冷量负荷及介质流量

根据设计要求选择压缩机性能曲线图可知，当蒸发温度t0?8?c,tk?50?c时，

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制冷量为：Q0?60kW，通过查阅制冷剂R410a的压焓图可知，当冷凝过冷度为

?t?5?c时，蒸发器的出口的饱和蒸汽时的单位制冷量为?h?h1?h5?438.55?280.72?157.83kJ/kg，所以通过干式蒸发器的制冷剂R410a的流量为：

Gr?Q060?kg/s?0.38kg/s?h157.83 (4?3)

4.3设计对数传热温差初步计算

对数平均传热温差 ?tm=t1?t217?12==6.165?c (4?4) t?t17?8ln10ln12?8t2?t04.4结构初步设计

本次设计采用内微肋管，增强换热能力，其外径d0?9.52mm，内径

di?8.22mm，翅高f?0.15mm翅数Nn?60。设内微肋管的面积热流量

q0?1000W0/m2，则其所需的外表面传热面积：

Q060?1032 F??m?6m2 (4?5)

q010000 假定制冷剂质量流速vt?100Kg/(m2?k)（为了保证润滑油带回压缩机，制冷剂在换热管的出口流速要大于4m/s，此时制冷剂的质量流速一般为

vt?100Kg/(m2?k)左右，质量流速越大，制冷剂侧和整体的换热系数越高，该假定值后面会有校核）。

单管程热交换器的管程流通截面积：

At?Gr0.382?m?3.8?10?3m2 (4?6) vt100 单管程的管数:

At3.8?10-3n???75 (4?7) -6A50.8?10其中A为内肋片管的流通面积

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 1?di?f4221??8.12?2?????8.222??0.15??mm

22?4?A??di?2?50.8mm2 为满足热计算所需的传热面积，取n?75，则每根管子的长度：

L?F6??3.12m (4?8) ?3?din??8.12?10?75已知管程数为ct?2，则每一程的换热管长：

L3.12 L'???1.56m (4?9)

22取整，则L'?1.5m 总管数

nt?ct?n?75?2?150根 (4?10) 实际的制冷剂质量流速为：

G0.3822v?r?Kg/(m?s)?99.8Kg/(m?s)-6An50.8?75?10't

与假设值vt?100Kg/(m2?s)接近，故假设值合理。

4.5干式蒸发器结构设计

4.5.1初步结构设计

本系统设计[4]采用干式蒸发器，其结构初步设计如图4.1所示，传热管根据

设计选择?9.52内微肋铜管，管束采用较为常见的等边三角形设计排列，其具体设计尺寸如下：

管子排列方式 采用等边三角形；

换热管中心距 s?1.3d?1.3?9.52?12.4mm，设计时取13mm；

分程隔板槽处管中心距 sE?28mm；

其中换热管管壳体外直径设计：按照经验公式进行粗略估算为： 根据国标无缝钢管选择Ds?219mm，壁厚??6mm，Ds?(b?1)s?2b'?171mm，内径Di?(219?12)mm?207mm[18]；

其中b'?（1-1.5）d0?14.28，d0为管子外径为9.52mm，b是沿六边形对角线上的管数，根据管子按等边三角形排列时计算：b?1.1nt?13.5；

折流板缺口高度h：h?0.25Ds?55mm，折流板形式选用弓形折流板；

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管板厚度 ?B?30mm 折流板间距 s1?0.2D3s?折流板数 Nb?24 折流板厚度 ?b?5mm 上缺口高 H1?55mm 下缺口高 H2?55mm 上缺口管数 nb1?21 管板与第一个折流板间距 s2?60mm 最后一个折流板距与换热管管端间距 s3?90mm 壳体直径附近的管数 nc?15 结构图如下：

5m0m下缺口管数 nb2?21

4.5.2 壳程换热系数计算

取蒸发器的进水温度为tw1?17C?，出水温度tw2?12C?，则冷水的定性温度为tw?tw1?tw217?12?C??14.5C?，查水的物性参数：cpw?4.1875KJ/(Kg?K)，22?w?0.5855W/(m?K)，Prw?8.45，?w?999.05Kg/m3，vw?1.171?10?6m2/s。

冷水的流量：

qmw?

Q060?Kg/s?2.87Kg/s (4?11)

cpw(tw1?tw2)4.185??17?12?第 21 页 共 60 页

24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 折流板间横向流通面积：

?m2?0.0038m2 (4?12) Ac2?s2?Di?ncd0??0.06??0.207-15?0.00952 管板端横向流通面积：

Ac1?s1?Di?ncd0??0.050??0.207?15?0.0095?m22?0.003m22 (4?13) 水横向流过管簇的平均面积为：

Ac??2s1Ac1?s2Ac2?Nb?1?2s1?s2?Nb?1?2?0.05?0.0032?0.06?0.0038??24-1?2m (4?14)

2?0.05?0.06??24-1??0.0038m2由

H55??0.265，取kb?0.16。折流板缺口内管数nb1?21，则缺口内水 Di207流通面积为：

2?2nb1?d02?21???0.0095222? (4?15) Ab?kbD???0.16?0.207?m?0.00536m??44??2i水横向流过管簇的流速为：

wc?qmw2.87?m/s?0.76m/s (4?16) ?wAc999.05?0.0038水流过缺口时的流速：

wb?qmw2.87?m/s?0.54m/s (4?17) ?wAb999.05?0.00536水侧平均流速：

wm??wcwb?0.50.5??0.583?0.534?m/s?0.64m/s (4?18)

故水侧雷诺数为：

Rew?wmd00.64?0.00952??5203 (4?19) ?6vw1.171?10根据流体交错流过光管管簇的传热系数计算公式，水侧换热系数为：

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.6?0?0.22Re0wPrw13?wd01?0.22?5230?8.453??4743.3W（/m2?K）0.60.5855 (4?20) W（/m2?K）0.00952考虑折流板周边密封不严，取

' (4?21) ?0?0.9?0?0.9?4743.3W（/m2?K）?4269W（/m2?K）4.5.3 管内外R410a的传热系数

计算内肋片管的流道面积：

1?di?f4221??8.12?2?????8.222??0.15??mm (4?22) 422??A??di?2?50.8mm2?mm2/m?0.0299mm2/m (4?23) f0??d0????0.00952

fi??di2?2Nn??di??4Nn?????f?222???0.00822???0.00822??22???2?60????0.00015?mm/m (4?24)

2???4?60????0.0348mm2/m

fm?fi?f00.0348?0.0299?mm2/m?0.0323mm2/m (4?25) 22 管内R134a的质量流速为：

g?4Gr4?0.3822?Kg/(m?s)?200Kg/(m?s) (4?26) ?6ZtA150?50.8?10 由蒸发温度t0?8?c，查的R410a的热物性参数如下：蒸发压力

p0?pa?=1.0254Mpa, 液体密度?L?1136.981Kg/m3,蒸气密度

?v?39.3967Kg/m3,液体运动粘度vL?1.29?10-7(m2/s),蒸气运动粘度

W/(m?K)，蒸气导热系数vv?3.209?10-7(m2/s)，液体导热系数?L?0.0985?v?0.013W/(m?K)，液体比定压热容cp?1566J/(Kg?K)，蒸气比定压热容

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 3N/m），蒸发潜热r?215KJ/Kg)cv?1213J/(Kg?K)，表面张力??11.27?10-（根据压焓图，tk?50?c，过冷度为5?c的高压液体节流到蒸发温度t0?8?c时低压蒸气的干度x1?0.317，设蒸发器出口蒸气的干度x2?1，则在蒸发器内制冷剂

R410a蒸气的平均干度为：

xm?0.317?1?0.6585 (4?27) 2根据R410a在内微肋管中沸腾，其中表面传热系数计算可以根据附录D-2计算，则管内表面传热系数?i的计算

c5c6c9c3????????i?pd1gf??c?c7c8????????c1B02?0i??c4?ReRr11??????1???Xtt???l??f???? (4?28) ???其中：

c1?0.009622,c2?0.1106,c3?0.3814,c4?7.6850,c5?0.5100

c6??0.7630,c7?0.2045,c8?0.7452,c9??0.1302 B0?qiqi??2.326?10-8qi (4?29) 3gr200?215.03?100.9?1?x??Xtt???x?????v???????L?0.5??LvL????v???vv?0.50.1.981?1.29?10?7??1?0.6585??39.3967??1136????????7??.981??39.3967?3.209?10??0.6585??1136?0.13170.90.1(4?30)

?Lcp?LvLcp1136.981?1.29?10?7?1566Pr1????2.33 (4?31)

?L?L0.0985Re1??1?x?gd?Li??1?0.6585??200?0.00952?4433 (4?32)

1136.981?1.29?10?7

?1?0.023Re10.8Pr10.4?Ldi0.0985W/(m2?K) (4?33)

0.00822?0.023?44330.8?2.330.4?320W/(m2?K)对于液膜厚度与翅高的比值，对于低翅片

?f?1，将计算过程代入内微肋管中沸

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腾的表面传热系数的计算公式可得：?i?803qi4.5.4 管外传热系数

0.1106?1440 (4?34)

取水侧污垢热阻r0?0.000172(m2?K)/W，R410a侧污垢热阻ri?0，纯铜管热导率??384W/(m?K)，则以管外面积为基准的传热系数：

K0?1?1?f0?f01???r??r?i?0???0'?i?fi?fm1?W（/m2?K） (4?35)

0.02990.000650.02991???0.000172?0.11063840.034842690.0348?803qi?1440???937qi110.1106W（/m2?K）?3.807?10?4?16834.5.5 计算管内流动阻力和平均传热温差

R410a在两流程的管长中流过的管程长L??2?1.5?3m,则内微肋管的阻力系数为

?1?50?gdix???????v?0.6?50?200?0.00822?0.6585????739.4?3.209?10??0.6?0.0549 (4?36)

忽略R410a在转向室内的阻力，则其在内肋片管中蒸发时流动的阻力为：

?1Lg2x?p0?2di?v?20.0549?3?2002?0.65852?pa?4410pa (4?37)

2?0.00822?39.3967为了克服410a在管内蒸发是的流动阻力，R410a进蒸发器的压力为：

?pa?1029810p01?p0??p0??4410?1025400pa (4?38)

对应的蒸发温度为：t01?8.1C? 平均传热温差：

?tm??tw1?t01???tw2?t0??17?8.1?-?12?8.1??C??6.1C??tw1?t01?ln??t?t???w20??17?8.1?ln??12?8.1?? (4?39)

4.5.6 计算面积热流量qf0及传热面积F0

第 25 页 共 60 页

24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 面积热流量：qf0?K0?tm?6.11937qi0.1106?1682?3.807?10?4 (4?40）

或：q0f?qifi0.0348?qi?1.16qi (4?41) f00.0299联立两式，解得：qi?9700W/m2，代入上式则

qof?1.16?9700?11252W/m2?10000W/m2 需要的传热面积：

Q060?103F201?q?m?5.33m2?F?6m2 f011252裕度为：

F?F01F?6?5.3?%?11.2% 0164.5.7水侧流动阻力计算

冷水流过折流板缺口的局部阻力：

?p?20?0.103wwb?0.103?999.05?0.542pa?30.02pa 冷水横向流过光管管簇时的阻力：

?p2c?2Nc??wwc?2?15?0.16?999.05?0.762pa?2769pa 其中： Rew?wmd0v?0.64?0.009521.171?10?6?5203?100 w??0.75??0.750.2?0.16

?s?d?0.2??Re0w??14?9.52??d0???5203?9.52??冷水在折流板缺口间平行流动的阻力：

?p?L'?2?2b?wbp???w2deq 0.0358?999.05??1.5?2?0.03??0.542?pa?568.8pa 2?0.0132 冷水在折流板缺口间的阻力为

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(4?42) (4?43)

(4?44) (4?45)

(4?46)

(4?47)

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deq2?2?d0??4?ssin60???4?4A????U?d02?3??0.0095224???0.014?2?4? ?????m?0.0132m (4?48)

??0.00952 Rewbdeq.54?0.0132w?v?01.171?10?6?608 7 w ??0.3164.3164Re0.25?06080.725?0.035 8 w所以冷冻水侧打得总流动阻力为：

?p?Nb?p0??Nb?1??pc??pp ??24?30.02??24?1??2769?568.8?pa ?70514.28pa 第 27 页 共 60 页

(4?49) (4?50) (4?51)

24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 5 自然冷却时的换热器设计计算

采用本设计方案，冬季时，当室外温度较低时，此时，可以关机机械制冷系

统，室内高温回水直接通过三通阀，到达室外冷凝器，直接与室外冷风进行换热，然后冷却的高温回水又进入房间，实现无压缩机制冷，此制冷方式为自然冷却。此方案设计的末端蒸发器内，水不存在相变过程，在室外，高温回水走管程，通过与室外冷风进行换热，但是由于水不存在相变过程，与之配套的冷凝器的换热面积可能会大一些。但是由于不存在压缩机启动，换热效率会比较高，对应的COP较高。首先根据已知条件对冷凝器进行设计计算[21]。

5.1冷凝器设计参数

冬季时，室外环境温度ta1?3?c，采用自然冷源时，无压缩机启动，其中液泵产生的热量可以忽略不计，冷凝器的热负荷就是机房的制冷量，即

Qk?q0?60kw，冷凝器的具体参数见表5-1所示

表5-1 冷凝器的具体参数

项目 进口空气温度ta1 出口空气温度ta2 参数值 项目 进出口温差?ta 5?c 3?c 11?c 5.2空气进出口冷凝器的温差及风量

温差：?ta?ta2?ta1?(8?3）?c?5?c 平均温差：tam?冷凝器的风量：

ta2?ta13?8??5.5?c 22qvs?Qk60??8.63m3/s (5-1)

?mcpa?tta1.26?1.006?5.5 其中平均温度下的空气物性参数为：?m?1.26kg/m3，比定压热容

W/(m?k)，运动粘度cpa?1.006kJ/(kg?k)，热导率?m?0.0248?m?13.6?10?6m2/s。

5.3冷凝器结构设计

5.3.1 冷凝器有关参数设计

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根据实际情况，传热管选用?9.52?0.8mm的纯铜管，其中肋片[20]选用缝隙

式?f?0.12mm的铝片，肋片节距为sf?1.58mm，条缝高度sh?0.99mm，条缝宽度ss?1.32mm，管簇采用正三角形排列，管间距s1?25mm；沿气流方向的管排数根据实际情况选择N?3排，预选迎风面风速为wf?3m/s。 5.3.2 肋片管各部分传热面积的计算

管外肋片的面积ff计算

2(s1s2??db/4)（225?21.65-??9.762/4） ff???0.590m2/m （5-2）sf1.58其中：s2?s1cos30??25?cos30??21.65mm db?d0?2?f?9.52?2?0.12?9.76mm 肋片管外表面积fb的计算

fb??db(1??fsf)???9.76?(1?0.12 )?0.02832m2/m （5-3）1.58管外总表面积ft计算

ft?ff?fb?0.02832?0.590?0.618m2/m （5-4）管内表面积fi计算

fi??di?3.14?(9.52?0.8?2)?0.0249m2/m （5-5）肋化系数?的计算

??ft0.618??24.8 （5-6）fi0.0249当量直径deq的计算

deq?2(s1?db)(sf??f)s1?db?sf??f?2(25?9.76)(1.58?0.12) ?2.665mm （5-7）25?9.76?1.58?0.12 最窄流通面积与迎风面积之比?为

（s??f)(s1?db)(1.58?0.12)(25?9.76) ??f??0.563

sfs125?1.585.3.3 计算空气侧的传热系数

根据冷凝器迎风面风速的范围要求，对于迎风面的风速选择，参考文献一般

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 的wf越高则传热系数越高，但是阻力会增大，风机耗功也会增大，综合考虑实际情况，wf应取2.5-3.5m/s，本次选择迎风面上的风速为wf?3m/s，冷凝器的管排数选择，沿空气流通方向的管排数越多，则后几排的传热量越少，为提高换热面积的利用率，管排数一般选择为2-6排为好，本次设计气流方向上的管排数选择n?3，则计算过程如下： 最窄通风面的风速 wmax的计算

wmax?wf??w（fsf??f)(s1?db)sfs1?3 ?5.33m/s （5-8）0.563雷诺数Ref的计算

Ref?wmaxdb?am5.33?9.76?10?3 ??3689 （5-9）?613.6?10管外空气表面传热系数的计算，按照附录D?1的计算公式，由于Ref?700，则

j?1.0691Ref(其中

j4sf??fdb)j5(ss)Nj7 shj4??0.535?0.017(s1)?0.0107N?-0.547 s2j5?0.4115?5.5756NNNln?24.2028?-0.0285 RefRefRefssss)lns?0.216(s)3?0.155 shshshj6?0.2646?1.0491(j7?0.3749?0.0046ReflnRef?0.0433Ref?0.0396

?0.547?1.58?0.12?则j?1.0691?3313???9.76???0.0285?(1.320.1550.0396 )?3?0.0173 （5-10）0.99则表面的传热系数计算：

?0?j?amwmaxcpaPra23?0.0173?1.26?5.33?10062 ?138W/(m?K) （5-11）230.705

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则肋片效率?f?其中：m? h??th(mh?) mh??2?138?106m?1 ?3203?0.12?102?0?f?fdb9.76(???1)(1?0.35ln??)???2.72-1??1?0.35?ln2.72??11.32mm; 22 ???1.27?A?0.3?1.27?2.56?1?0.3?2.72; B ??B25??2.56; db9.76其中式中A、B分别为长对边距离和短对边的距离，对于正三角形叉排列的平直套管管束，叉排时翅片可视为六角形，此时的翅片的长对边距离和短对边的距离

A?1. Bth(mh?)th?106?0.01132?0.834???0.70 故：?f? （5-12）mh?106?0.011321.2之比

所以空气侧的当量表面传热系数?j的计算

?f?fb0.70?0.59?0.02832 ?j???0(ff)?1?138?()?98.5W/(m2?K) （5-13）ft0.6185.3.4计算冷水在管内的传热系数

冷凝器的进水温度为tw1?17C?，出水温度tw2?12C?，则冷水的定性温度为

tw?tw1?tw217?12?C??14.5C?，查水的物性参数：cpw?4.187KJ/(Kg?K)，22?w?0.597W/(m?K)，Prw?8.45，?w?999Kg/m3，vw?1.171?10?6m2/s。

冷冻水的流量：

qm?Q060?Kg/s?2.866Kg/s

cpa(tw2?tw1)4.187??17?12?选取水流速度为w?1m/s则水侧雷诺数为：

Rew?wd02?0.0952??16259 vw1.171?10?6 当Rew?104时，参考制冷原理与装置附录D-1，按照下式计算水侧换热系数：

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24匹风冷/蒸气压缩双冷源冷水机组设计 ?i??1396?23twdi0.2w0.81396?23?14.50.82 （ ?1W（/m?K）5-14）0.20.01112?2683.5W（/m2?K） 5.3.5 计算所需传热面积

取管内传热污垢热阻?i?0，管内污垢热阻、接触热阻以及导热热阻之和为

?0?0.0048m2?K/W，则管外面积为基准的

传热系数K0的计算：

K0?1?1??0??i?j?124.81?0.0048?268398.5?40.8W/m2/K?? （5-15）平均传热温差?tm的计算

?tm?(ts1?ta1)?(ts2?ta2)(17?3)?(12?8)??8?c （5-16）ts1?ta117?3lnln12?8ts2?ta2所需传热面积及结构参数： 管外面积Aof的计算

Aof?Q060000 ??182.2m2 （5-17）K0?t40.8?8冷凝器所需传热管长L计算

L?Aofft?182.2 m?295m （5-18）0.618 冷凝器沿空气流动方向取管排数为3排，迎风面上的管排数为50根，单根有效管长为1m，则总有效管长为300?1?300m，裕度为1.66%，冷凝器的高度根据N?(H?0.5)可以得到H?(NH?0.5)s1?50.5?0.025?1.26m，实际迎风面积s1A?1?1.26?1.26m2，实际迎风风速为w?qva8.63??3.42m/s，与初设取值A1.26?2接近，设计较合理，能够满足设计要求。

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表5-2 冷凝器参数

项目 冷凝负荷（kw）风量 （m3/s）传热系数w/(m2?k) 沿空气流动方向上的管排数 迎风面上的管排数 冷凝器的高度 （m）（m）单管管长 设定参数 60kw 8.63m3/s 41.15W/(m2?k) 2?3排，V型 50 1.26m 1.00m 所需总管长度(m) 所需总换热面积(m2) 实际总管长 （m）实际迎风面上风速(m/s) 5.3.6 风侧的阻力计算

295m 182.2m2 300m 3.42m/s ?Pd?9.81A(L)(?mwmax)1.7，系数A?0.0113 deq0.0651.7?（1.26?5.3）?68.6pa 0.002665?Pd?9.81?0.0113?则?Pw?1.2?68.6?82.3pa （5-19）5.4流程布置对R410A冷凝器性能的影响

冷凝器采用以下四种流程布置时的示意图

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图7-2 四种流程布置时冷凝器换热图

图7-3不同流程布置下的冷凝器随管内制冷剂流量变化图

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