周一至周五 | 9:00—22:00

期刊论文网 > 工业技术论文 > 能源与动力工程论文 > 能源与动力工程论文写作参考 高温型整体式水源热泵机组设计

能源与动力工程论文写作参考 高温型整体式水源热泵机组设计

2018-12-11 16:03:03来源:组稿人论文网作者:婷婷

  摘 要

  水源热泵是利用水作为热泵的低品位能热源的一种热泵装置。本次设计是设计一台50KW的高温型整体式水源热泵机组。

  本文首先介绍了热泵系统的背景介绍、运行原理和分类。其次,比较详细的介绍了高温型整体式水源热泵机组。再次,详细说明了本次设计的计算过程以及设备的选择依据,最后按照设计要求完成计算说明书,并完成相应的制图要求。

  在设计过程中,热力计算过程是非常重要的,主要包括温差,传热系数和传热面积的计算。根据设计要求,本系统制冷剂选用R134a制冷剂,冷凝器选用卧式壳管式冷凝器,蒸发器则选用板片式蒸发器,冷凝器要确定换热管数量,换热管的材料以及尺寸,蒸发器要确定板片数量以及其他相关尺寸等。

  关键词:整体式/高温型/水源/热泵/水源热泵

  绪论

  1.1 热泵介绍

  1.1.1 背景介绍

  热泵技术是一项实现供暖、空气调节以及生产热水的技术。随着人们生活水平的提高和经济的迅速发展,能源的损耗增大,环境污染也成为亟待解决的问题,因此我们在追求经济效益的同时应当注意环境的保护问题。人类的衣食住行及生产过程的各个方面都与热能有着紧密的联系,因此热泵技术有着无限的发展空间。提高对热泵装置的重视,加大对热泵装置的研究是解决当前供暖、空气调节及生产热水上用能源的供需矛盾,能够有效减少环境污染 。

  利用热泵装置,人们能够把自然界的无用的低温余热,变为能够使用如果的高温热能,来满足人们的需要。因此,热泵技术在我国有很好的发展前景,尤其是该技术在工业方面的应用,将使我国的工业化道路有崭新的进程[3]。

  1.1.2热泵工作原理

  热泵是从低温热源吸热向高温热源放热的设备。

  如果热泵消耗的能量为W,从低温热源中吸收的能量为Ql,变为能够使用的的高温热能为Qh,由热力学第一定律可知,三者有如下的关系:

  Qh=QL+W

  式中 Qh——热泵提供的有用热能;

  Ql——热泵从低温热源中吸收的热能;

  W——热泵工作时所消耗的能源。

  1.1.3热泵分类

  热泵通常可以有以下几种类型。

  按低品位热源的种类来分:

  水源热泵:水源热泵就是用水当作低品位热量来源的热泵装置。水源热泵的优点是:首先,水的比热容相对较大,传热效果比较好;其次,水能够循环使用,对环境没有污染,利用水源热泵在冬季供暖远比燃煤取暖对环境的危害要小得多;再次,水的温度变化幅度小,因此传热设备在运行的时候,各种工况也会比较稳定。缺点是:热泵装置需要靠近水源,并且对水质有比较高的要求,需要对水质进行分析采用适当的换热器材料及结构,以免出现堵塞及腐蚀等问题。水源热泵又分为高温水源热泵和普通水源热泵。

  空气源热泵:空气源热泵就是用空气作为低品位热源,其特点就是热源可以源源不断的获取,而且空气源热泵的安装及使用都非常方便。空气源热泵最大的特点就是:室外空气的状态与地区及季节的变化而有很大关系,热泵的传热性能会受到很大的影响;空气的热容比较小,获取相同的热量,空气源热泵需要更大的空气量,导致风机的风量较大,致使设备运行使得噪声更大。

  土壤源热泵:土壤源热泵就是利用土壤作为低品位热源的热泵装置。土壤的传热系数比较小,则地下埋管换热器吸收的热量比较小;投资较大,仅仅埋在底下的换热器的投资就占总投资的25%左右。

  太阳能热泵:太阳能热泵就是运用太阳能作为低品位热量来源的热泵装置。其优点是:结构简单,用太阳能集热器来收集太阳能,将温度提高到30℃到50℃后在进行供热,因此成本比较低;传热效率高;可以不设置除霜装置。缺点是:与天气有比较大的关系,太阳能不能够连续不断的获取,运行不可靠。

  按热泵的驱动方式来分

  机械压缩式热泵:机械压缩式热泵是一种用机械能驱动的热泵。压缩式热泵消耗电能或者燃料能,将环境中大量的无用低温热能转变为可用的高温热能。

  吸收式热泵:吸收式热泵时一种利用制冷剂从水中蒸发时吸热,溶解于水中时放热的原理,实现热量传递的系统。

  1.2 水源热泵

  1.2.1 水源热泵机组组成以及工作原理

  水源热泵机组主要由冷凝器、节流阀、油分离器、蒸发器、四通换向阀、气液分离器、压缩机等部件组成,这些部件通过管道连接起来,实现制冷剂的循环,从而达到制热的目的。

  水源热泵制热状态下的工作流程图

  上图中:1为冷凝器,2为膨胀阀,3为油分离器,4为蒸发器,5为四通换向阀,6为压缩机,7为气液分离器,8为感温包。

  水源热泵系统制热时,制冷剂进入冷凝器,高温高压的制冷剂蒸汽冷凝放热变为低温高压的制冷剂液体,同时,进入冷凝器的低温水吸收来自制冷剂蒸汽的热量变为热水供用户使用。低温高压的制冷剂液体进入膨胀阀变为低温低压的制冷剂液体,低温低压的制冷剂液体再进入油分离器,从油分离器中出来的制冷剂液体再进入蒸发器,在蒸发器中吸热,变为高温高压的制冷剂蒸汽,从蒸发器中出来的高温高压的制冷剂蒸汽进入气液分离器,在进入压缩机进行压缩,变为高温高压的制冷剂蒸汽,如此进行循环,便可实现热泵向用户供给热水的目的。

  1.2.2水源热泵的特点

  因为水源热泵技术是运用水或作为机组的低温热量来源,故有以下优点:

  是可再生能源使用技术;

  节约能源;

  保护环境;

  运行稳定且可靠;

  1.3总结

  综上所述,水源热泵系统有很多优点,因此近年来在我国有广泛地应用和发展。近年来,中国环境污染问题越来越严重,燃煤发电更是使空气质量越来越差,因此在保证经济较高速发展的同时,应该考虑环境保护和可持续发展的问题,不能以牺牲环境来实现经济效益。为了适应市场和提高国际竞争力,我们应该更加重视对水源热泵系统的开发与研究。

  2 50KW高温型整体式水源热泵机组的设计步骤

  高温型整体式水源热泵机组的设计主要包括五个部分:循环系统的热力计算,压缩机选型,冷凝器的热力计算及结构计算,蒸发器的热力计算和结构计算,辅助设备选择计算及节流机构选择计算。

  2.1 循环系统的热力计算

  具体步骤如下:

  确定制冷循环系统各状态点的参数

  单位质量制冷量

  单位容积制冷量

  单位理论功

  冷凝器单位热负荷

  制冷剂体积流量

  制冷剂质量流量

  压缩机理论功率

  压缩机指示功率

  压缩机轴功率

  制冷系数

  卡诺循环的制冷系数

  热力完善度

  冷凝器的热负荷

  2.2 压缩机选型

  根据冷凝器的热负荷来选择合适的压缩机。

  2.3 冷凝器的热力计算和结构计算

  管型选择

  估算传热管总长

  确定每个流程所需管数Z、管长度l及流程数N

  传热管的布置排列及主体结构

  传热计算及所需传热面积确定

  冷水侧阻力计算

  连接管管径计算

  2.4 蒸发器的热力计算和结构计算

  计算水侧换热系数

  计算制冷剂侧换热系数

  总传热系数

  结构设计方案

  验算及迭代

  2.5 辅助设备选择计算及节流机构选择计算

  3 50KW高温型整体式水源热泵机组设计

  3.1 原始资料及技术要求

  制热工况:进水温度60℃,出水温度65℃;

  制冷工况:制冷量为50KW,进水温度为12℃,出水温度为7℃;

  电源:220V 50Hz

  工质:HCFC类或HFC类

  为满足要求,本设计选用R134a制冷剂。

  3.2工况确定

  冷冻水进口温度ts1=12℃,出口温度ts2=7℃,蒸发温度t0=2℃;

  冷却水进水温度tw1=60℃,出水温度tw2=65℃,冷凝温度tk=70℃;

  吸气温度7℃,过冷度5℃,过热度10℃。

  3.3 制冷循环系统热力状态参数

  图3-1 状态图

  状态点符号单位参数值参数来源0t0℃2根据t0确定蒸发压力p0。作等压线交饱和气体线得0点,查图p0102kpa3.15

  h0

  kjkg

  399.651t1℃12p0的等压线交t1,查lgp-h图v1m3kg0.06794h1kjkg408.562st2s℃85.43过点1作等熵线,与p2等压线交点2sh2skjkg450.342t2℃由公式求得h2p2102kpa21.17h2kjkg460.794t4℃65h4=h5h4kjkg295.60表3-2 各热力状态点参数表

  3.4设计计算

  3.4.1系统循环的热力计算

  已知系统的制冷量为50kw,制冷剂为R134a,冷凝温度为,蒸发温度为,取压缩机的指示效率为ηi=0.75,机的机械效率ηm=0.92。

  单位质量制冷量:

  qm=h1-h4=408.56-295.60=112.96kjkg

  单位容积制冷量:

  qv=qmv1=112.960.06794=1662.6kjm3

  单位理论功:

  w0=h2s-h1=450.34-399.65=50.69kjkg

  冷凝器单位热负荷:

  qc=h2-h4=460.79-295.60=165kjkg

  制冷系统体积流量:

  Gv=Qeqv=501662.6=0.03m3s

  制冷系统质量流量:

  Gm=Qeqm=50112.96=0.443kgs

  压缩机的理论功率;

  P0=Gm×w0=O.443×50.69=22.456kW

  压缩机的指示功率:

  Pi=P0ηi=29.94kW

  压缩机的轴功率:

  Pe=P0ηm=24.41kW

  制冷系数ε0:

  ε0=qmw0=112.9650.69=2.23

  卡诺循环的制冷系数:

  εc=T0'T'-T0'=4.05

  热力完善度η:

  εs=Q0Pe=5024.41=2.05

  η=εsεc=2.054.05=0.506

  冷凝器的热负荷:

  Qc=Gm×qc=0.443×165=73.1KW

  3.4.2压缩机选型

  根据上述计算得到的制冷量及已经确定的系统的工作条件,初步确定选择的压缩机为本设计选用螺杆式压缩机。

  图3-3 螺旋式制冷压缩机实体模型

  本设计选用比泽尔公司的型号为CSH6563-60Y-40P的压缩机。

  3.4.3冷凝器的热力计算和结构计算

  3.4.3.1冷凝器概述

  根据被冷却介质的不同,冷凝器可以分为风冷式即空气冷却式、水冷式和蒸发式。其中风冷式主要用于家用空调器,水冷式则主要用于大型或中型的制冷设备,本设计中热泵的设计就是采用水冷式,而蒸发式冷凝器主要用于水源受到限制的场合。

  为满足要求,本设计选用壳管式冷凝器。

  图3-4 固定管板式换热器

  其中1为折流挡板;2为换热管束;3为壳体;4为封头;5为接管;6为管板。

  壳管式冷凝器也叫列管式冷凝器,其外壳是由钢板卷制而成的,在冷凝器的两端有带有很多管孔的管板,两块管板的每一个管孔内插入一根无缝钢管或者紫铜管。管子与管板的紧固密封方式有两种,一种是焊接,一种是胀接。在管板的两端有端盖,端盖上铸有管箱,使冷却水在管群之间分为几个来回流动的流程,目的是提高管子内冷却水的速度,,冷却水通过管子的来回次数叫做流程。流程数最少为2,多者可达10多个。

  壳管式冷凝器的流程数根据冷却水的流速来定,水的流速一般为1.5-3ms,但是流程数过多也会使水的流动阻力增大。一般情况下,冷却水在管子内流动,从壳体的下部流入,上部流出,制冷剂蒸汽在壳内管外流动,从壳体的上部进入,从下部以制冷剂液体的形式流出,在制冷剂由蒸汽形式变为液体的过程中完成换热。

  3.4.3.2冷凝器的热力计算及结构计算

  管型选择

  选用∅16×1.5mm的紫铜管轧制的低翅片为内管,有关结构参数为df=1.25m,δt=0.223mm,h=1.5mm,db=12.86mm,dt=15.86mm,di=11mm,aof=0.15m2。

  单位管长的各管传热面积计算如下

  ai=π∙di=3.14×0.011=0.03454m2m

  ad=π∙dtδtdf=3.14×0.01286×0.0002230.00125=0.0089m2m

  ab=π∙dbdf-δtdf=3.14×0.01286×0.00125-0.0002230.00125

  =0.0332m2m

  af=π∙dt2-db22×df=3.14×0.015862-0.0128622×0.00125=0.1083m2m

  估算传热管总长

  假定按管外面积计算的热流密度q0=5000wm2,则应布置传热面积

  Aof=Qkq0=731005000=14.62m2

  应布置的有效总管长

  L=Aofaof=14.620.15=97.5m

  确定每流程管数Z、有效单管长l及流程数N

  取冷却水进口温度tw1=60℃,出口温度tw2=65℃,由水的物性表知,在平均温度62.5℃时水的密度ρ=983.1kgm2,定压比热容Cp=4183jkg∙K,所需水量

  qv=QkρCptw1-tw2=73100983.1×4183×65-60=0.00356m3s

  取冷却水流速u=2.4ms,则每流程管数

  Z=qvπ4di2u=4×0.003563.14×0.0012×2.4=15.6根

  取整数Z=17根,取4流程,则总根数NZ=68根

  传热管的布置排列及主体结构

  为使传热管排列有序及对称,共布置68根管,平均每流程管数17根。取传热管的有效单管长为l=1.55m,实际布置管外冷凝传热面积Aof=15.81m2。

  传热管按正三角形排列,管板上相邻管孔中心距为21mm,考虑到最靠近壳体的传热管与壳体的距离不小于5mm,则所需最小壳体直径为270mm,根据无缝钢管规格,选用∅273mm×7mm的无缝钢管作为壳体材料[4]。

  传热计算及所需传热面积确定

  水侧表面传热系数计算:查水的物性参数表可知,水在平均温度tm=62.5℃时,运动粘度ν=0.464×10-6m2s,物性集合系数B=2849.35。

  雷诺数

  Re=udiν=2.4×0.0110.464×10-6=56896>10000

  即水在管内的流动状态为湍流,则水侧表面传热系数

  hi=Bu0.8di0.2=2849.35×2.40.80.0110.2=14146.1wm2∙K

  根据管排布置,查表可知,管排修正系数ϵn=0.728,增强系数ψ=1.384,R134a在冷凝温度tk=70℃时,

  连接管管径计算

  卧式壳管式冷凝器的连接管包括进气接管、出液接管以及冷却水进出口接管。各连接管内径

  di=4Gvπu=4×0.003563.14×2.4=0.044m

  式中 Gv—冷却水的体积流量;m3s;

  u—流速;ms;

  3.4.3.3卧式壳管式冷凝器的零部件及其设计

  (1)传热管布置及其与管板的固定方式

  在氟利昂卧式壳管式冷凝器中较为适宜使用的管子采用∅16mm×1.5mm规格的低翅片管。管子的尺寸参数查表可知:sf=1.25mm,δt=0.223mm,H=1.5mm,di=11mm,db=12.86mm,dt=15.86。

  则

  每米管长翅顶面积Fd:

  Fd=πdtδtsf=3.14×15.86×0.2231.25=0.009m2

  每米管长翅侧面积Ff:

  Ff=πdt2-db22sf=

  每米管长翅间管面面积Fb:

  Fb=πdbsf-δtsf=

  每米管长管外总面积Fof:

  Fof=Fd+Ff+Fb=0.15m2

  传热管与管板之间的固定方式有焊接和胀接两种,在氟利昂冷凝器中,紫铜管与管板的固定方式通常采用胀接方式。为保证铜管与管板之间的密封胀接效果,不同管径的管孔名义直径及管径和管孔直径的允许偏差应按表取值。

  管外径d01012141619管孔直径dv10.1812.114.216.219.25管外径允许偏差0

  -0.100

  -0.160

  -0.24管孔直径允许偏差+0.05

  -0.10表3-5 管径、管孔直径及允许偏差(mm)

  管板

  本设计中,管板与换热器的连接方式为胀接。管板的最小厚度(不包括腐蚀余量)按如下规定:

  用于一般场合时,管板的最小厚度,应符合如下要求:

  d0≤25时,δmin≥0.75d0

  25

  d0≥50时,δmin≥0.65d0

  本设计中,d0=16mm,因此δmin≥0.75×16=12mm,故管板的最小厚度为12mm,在此,管板厚度取19mm。管板的直径与法兰的外径相同,法兰的外径会在下述计算中给出。

  (2)壳体结构尺寸以及与管板的连接方式其连接方式

  本设计中,卧式壳管式冷凝器的壳体采用无缝钢管,由于换热管的中心距不应小于5mm,最接近壳体的换热管与壳体距离也不应小于5mm,可知壳体的最小直径为

  D=16×10+11×5+20×1.5=245mm

  根据《结构用无缝钢管》中的有关规定,可以采用∅273mm×7mm规格的无缝钢管,由上述计算可知,管板的厚度取19mm,管板与壳体的连接方式采用焊接。

  法兰

  平面板式平焊钢制法兰剖面图

  本设计选用平面板式平焊钢制法兰。根据GB/T 9119-2000选择型号为DN250-PN25的法兰盘,法兰盘的内径为276mm,外径为375mm。

  (4)端盖

  端盖与管箱相连接,在本设计中,冷却水的进出口设置在端盖上,冷却水从下端进入,从上端流出,本系统的冷凝器是4流程的,因此,左端盖内侧用两个分程隔板分为三个水腔,右端盖内侧用一个分程隔板分为两个水腔,冷却水在分程隔板的作用下,在左右两端盖的水腔内来回流动,实现与制冷剂的热量交换。端盖的外径与法兰的外径相等,为375mm。

  管箱

  管箱圆筒计算按GB150-1998第5章的有关规定,可知管箱圆筒的厚度为8mm。

  (6)支座

  支座在冷凝器中的位置可按下列要求确定:若冷凝器主体的长度,也即两端管板外侧端面间距离为Lt,壳体的直径为Dm,支座中线处与管板外侧的距离为s,则支座的位置应保证s≤0.2Lt且s≤Dm4。下表列出不同壳体外径D0的冷凝器所对应的支座安装尺寸。

  壳体外径D0159219245273325377402L140190210240280330350D90120140160200250280表3-6 支座安装尺寸(mm)

  本设计中壳体直径为273mm,Lt为1550mm,Dm为273mm,则取s=300mm。

  本设计选用鞍式支座,以下为尺寸参数:

  单位(mm):

  公称直径允许载荷(KN)鞍座高度底板胶板筋板垫板螺栓间距

  l1

  b1

  δ1

  δ2

  b2

  δ2

  弧长

  b4

  δ427356200260120889683301606180表3-7鞍式支座尺寸参数

  现将所设计的卧式壳管式冷凝器的主体结构及其有关参数综述如下:

  冷凝器中水管的总管数为68根,每根传热管的有效长度为1550mm,管板的厚度为19mm。壳体长度为1550mm(等于传热管的有效管长),壳体规格为∅273mm×7mm无缝钢管。由于流程数为4,传热管总根数为68,则四个流程的管子根数为15,19,19,15。

  3.4.4蒸发器的热力计算和结构计算

  3.4.4.1蒸发器概述

  蒸发器是制冷系统中用来吸收外界环境热量的设备。在蒸发器中,制冷剂气液混合物在较低温度下蒸发,吸收被冷却物体的热量变为蒸汽,从而达到制冷的目的,故蒸发器是制冷系统中输出冷量的设备。

  本设计采用板式蒸发器,板式蒸发器的结构如图所示。

  图3-8 板式换热器结构简图

  其中1为固定压紧板;2为连接口;3为垫片;4为板片;5为活动压紧板;6为下导杆;7为上导杆;8为夹紧螺栓;9为支柱。

  板式换热器是由一些换热金属片叠加在一起组成的,这些金属片具有波纹结构,板片相互倒置叠加,冷热流体则从这些由金属波纹形成的通道里依次流入,来实现热量交换。板式换热器的换热效率比较高,并且体积较小,也有其他一系列的优点,因此得到了广泛的使用;同时,它也有一些缺点,就是板片之间缝隙较小,拆装不方便,清洗也比较困难等等。

  下面介绍板式换热器的热力计算以及结构计算:

  计算水侧换热系数hw

  冷冻水流量

  Gm=QeCP∙∆t=500004180×12-7=2.4kgs

  冷冻水通道截面面积

  A=l×b=3.3×120=396mm2

  水流速

  uw=Gmρw∙A∙Nw×Mw

  式中 NW—水侧总流道数;

  MW—流程数。本设计先假定 Nw=18,Mw=1,则

  uw=2.41000×396×10-6×20=0.3ms

  一般板式换热器中水侧板间流速应在0.2-0.8ms,流速过小时,属于层流流动。

  流道当量直径

  de=4×AsS=4×ab2×a2+b2=4×10×3.32×102+3.32=6.3mm

  注:As流道微元截面积,S为湿周;由于b>a,因此,在计算中,常将S简化为2a。

  de=4ab2S=4ab2a=2b=6.6mm

  查水得物性参数,有ν=0.723×10-6m2s,Pr=4.82,λ=0.623Wm2∙K。则

  Re=0.335×6.6×10-30.723×10-6=3063.8

  Nu=0.212×Re0.78Pr13ufuw0.14

  由于水的温度与板壁的温度相差不大,故省去ufuw0.14。

  则Nu=0.212×Re0.78Pr13=0.212×3063.80.78×4.2813=187.5

  hw=Nu∙λwde=187.5×0.6236.6×10-6=17701.8wm2∙K

  计算制冷剂侧换热系数hr

  制冷剂单位面积质量流速

  um=GmNr∙A∙Mr

  式中 Gm—系统制冷剂流量;

  Nr—制冷剂侧流通数;

  A—板间通道截面积;

  Mr—制冷剂侧流程数,现设Nr=19,Mr=1。

  um=0.1819×1×396×10-6=23.93kgm2∙s

  设制冷剂入口干度x1=0.472,出口干度x2=1.0,则xm=x1+x22=0.736

  ueq=um1-xm+xmρlρg0.5

  查表:

  R134a的饱和液体密度ρl=1288kgm3,饱和气体密度ρg=16.67kgm3,μl=11.4×10-6Pa∙s,γ=194kjkg,Prl=3.8,λl=193×10-3wm∙K。

  ueq=23.92×1-0.736+0.736×128816.670.5=161.32kgm2∙s

  Reeq=ueq∙deμl=161.32×6.6×10-311.4×10-6=93286.7

  设热流密度为:q=25000wm2

  则Boeq=queq∙γ=25000161.32×194×103=0.000639

  Nur=1.926×Prl13∙Boeq0.3∙Reeq0.51-xm+xmρlρg0.5

  代入数据:

  Nur=1.926×3.813×0.0006390.3×93286.760.5×6.733=727.397

  hr=Nurλlde=727.397×93×10-36.6×10-3=10249.6wm2∙K

  总传热系数K

  取水垢热阻Rg=0.000086m2∙Kw

  则

  K=1Rg+1hw+1hr=10.000086+117701.8+110249.6=4165.7wm2∙K

  传热温差∆t

  ∆t=tw1-te-tw2-telntw1-tetw2-te=12-2-7-2ln12-27-2=7.21℃

  所需传热面积

  F=QeK∙∆t=500004156.7×7.21=1.67m2

  结构设计方案

  换热板片数的计算

  换热板数目N=Ff,式中f为单板面积,f=l∙h∙ϕ1,式中l为板宽,h为板高,ϕ1为展开系数,一般取1.15-1.3,本设计取1.21.

  则

  f=l∙h∙ϕ1=0.12×0.31×1.21=0.045012m2张。

  有N=1.670.045012=37.1张,取整为38张,由于本设计换热器两端都为水程,因此,水侧板比制冷剂侧板多一张,故总的板数取奇数,即为39张,与原假定值一样。

  结构尺寸的确定

  总板数=换热板片+2张压紧板

  Nt=N+2=39+2=41张

  板片总厚度

  σp=Nt×b+dp'

  dp'取5-10mm。根据换热器工艺决定,本设计取10mm。

  则

  σp=41×3.3+10=145.1mm

  板片高度

  H=h+2×h'。这里取70mm

  则

  H=310+140=450mm

  验算及迭代

  在hi和hr计算过程,分别假定 Nw=20,Nr=19,则换热片总数假定为39

  同理,换热密度原假定:q=25000Wm2

  则计算后有K=4165.7Wm2∙℃;∆t=7.21℃

  则

  q=K∆t=30034.7Wm2≠25000Wm2

  与原假定值不同。

  因此需要迭代:

  将原假定值与计算值平均后代入下一次假定值

  即将

  q=0.5×25000+30034.7=27517.35Wm2代入

  反复计算,得到如下结果:

  总的换热板的板数为39张,再加上活动压紧板与固定压紧板,一共41张板片,板式换热器的实际热流密度q=30568Wm2。

  3.4.5热力膨胀阀的选择

  项目符号单位数值冷凝压力PkkPa315蒸发压力P0kPa2117蒸发量qhm3s0.554选取TX6-M07(美国艾默生)表3-9 膨胀阀参数计算表

  热力膨胀阀与其他节流阀一样,都是利用孔口节流,因此它的制冷剂流量可以根据通过孔口的制冷剂流量和节流前后的压力差来计算,但是算出的制冷剂流量与实际情况有较大的差异。在工程上,一般都是以实际制冷量测定值来为制冷剂装置配用膨胀阀。

  本系统的蒸发量为0.554m2s,蒸发压力为315kPa,冷凝压力为2117kPa,忽略其他压力损失,压力差为1802kPa,结合系统流量和蒸发量,根据《小型制冷装置系统设计指导》中附录21的Danfoss外平衡热力膨胀阀参数表选用TDEX19型号的热力膨胀阀,其蒸发温度为—10℃-15℃,阀外径为50mm,进口管径为22mm,出口管径为28mm,制冷量为66.5kw。

  3.4.6 气液分离器

  气液分离器的作用是吸收进入压缩机的制冷剂液体,防止液态的制冷剂进入压缩机使压缩机爆缸。根据《小型制冷装置系统设计指导》中附录24的三花气液分离器参数表选用AC-PA153E型号的气液分离器。

  3.4.7四通阀的选型

  四通阀是热泵机组的重要部件,冷暖型空调的制冷与制热的转换及热泵热水器的除霜都需要四通换向阀。本设计选用Danfoss型号为STF-0101Z的四通换向阀。

  结束语

  在此次毕业设计的过程中,要设计一台50KW高温型整体式水源热泵机组。设计要求有:结构紧凑、占地面积小、运行稳定且可靠。主要的工作大致如下:首先,通过图书馆管理系统的中文资源和外文资源,了解到有关水源热泵的专业知识,并且查阅了大量文献资料和小型制冷装置指导书,了解了相关设计方法和步骤,为进一步的学习打下基础;其次,完成水源热泵系统整体结构的热力计算,主要是冷凝器和蒸发器的热力计算以及结构计算,并且进行验算;再次,设计基本合理之后,进行绘图,修改;最后,完成资料的整理以及设计说明书的撰写。

  通过这次设计,我学习了关于高温型整体式水源热泵系统的许多知识,也清晰的了解了完成一项设计所要进行的步骤。我清楚地知道了水源热泵的特点以及良好的发展前景。水源热泵系统是了可再生能源利用技术,它具有节约能源、对环境没有污染的优点,并且运行稳定且可靠。

  虽然这次毕业设计已经结束了,但是因为我的专业知识不够全面,经验不够充足,设计还存在着许多不完美的地方,还需要我继续努力学习研究来弥补自己的不足之处。在本次设计中,由于一些实际因素的影响,有一些地方做了相应的简化,例如一些辅助设备的设计,主要的设计内容是热泵的主要部件:冷凝器和蒸发器的热力计算及结构计算。

栏目分类