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xxxx學(xué)院
本科畢業(yè)設(shè)計（論文）
題 目 400KW 蒸發(fā)式冷凝冷水機組設(shè)計
學(xué)生姓名
專業(yè)班級
學(xué) 號
院 （系）
指導(dǎo)教師(職稱)
完成時間
400kW蒸發(fā)式冷凝冷水機組設(shè)計
摘 要
蒸發(fā)式冷凝冷水機組因其關(guān)鍵部件——蒸發(fā)式冷凝器——而命名，它是目前應(yīng)用最為廣泛的制冷機組之一。本文設(shè)計的主題是400kw蒸發(fā)式冷凝冷水機組設(shè)計，分析制冷劑選用原則及限制條件并確定R22為制冷劑；通過排氣量和制冷量且綜合考慮了螺桿壓縮機的性能特點選擇比澤爾半封閉式螺桿型壓縮機，型號為hsk8571-140。
已知制冷工況：冷水進(jìn)水溫度12℃，冷水出水溫度7℃；水箱溫度31℃。綜合考慮選擇殼管式換熱器，即蒸發(fā)式冷凝器，干式蒸發(fā)器，并對冷凝器和蒸發(fā)器進(jìn)行了設(shè)計。其換熱面積分別為143.56m2和40.7m2 ，分別有8.8%和6.25%的面積裕度，符合要求。冷凝器為管長4000mm，共10管程；蒸發(fā)器為三角形布管,總管數(shù)300根，橫過中心線管數(shù)20根，共20排。
接下來通過方案論證確定合適的冷凝器、蒸發(fā)器以及相關(guān)輔助設(shè)備,并詳細(xì)介紹了熱力計算、冷凝器的設(shè)計計算、蒸發(fā)器的設(shè)計計算、節(jié)流機構(gòu)的選擇計算以及其它零部件的選擇過程。
關(guān)鍵詞 蒸發(fā)式冷凝器，熱力計算，干式蒸發(fā)器設(shè)計，壓縮機選型
A Design of evaporative condenser chiller of 400 kW
ABSTRACT
Evaporative condenser chillers is named as its key part ---evaporative condensers. It is one of the widely used chillers now. This design theme is 400kw evaporative condenser chiller design, analysis, refrigerant selection principles and constraints and determine the R22 refrigerant; through the exhaust and cooling capacity and comprehensive consideration of the screw compressor performance characteristics to choose Hanbell semi-closed screw type compressor, model RC-2-300A/B-W.
Ccooling conditions is known: cold water inlet temperature of 12 ℃, cold water temperature 7 ℃; tank temperature 31 ℃. Considering select shell and tube heat exchangers, namely evaporative condensers, dry evaporator, and condenser and evaporator design. The heat transfer area was 143.56 m2 and 40.7 m2, respectively, 8.8% and 5.4% of the area of margin, to meet the requirements. Condenser tube length 4000mm, a total of 10 processes; triangular cloth tube evaporator, shell diameter 300mm, crossed the center line of the number of tubes 20, a total of 20t rows.
Then through the demonstration program to determine the appropriate condenser, evaporator, and related auxiliary equipment, and gave details of thermodynamic calculations, design calculations condenser, evaporator design calculations, selection and calculation throttle mechanism as well as other parts of the selection process .
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KEY WORDS:Evaporative condensers, thermal calculation, design dry evaporator, compressor selectio
II
II
目 錄
中文摘要 I
英文摘要 II
1 緒論 1
1.1蒸發(fā)式冷凝器的發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.2蒸發(fā)式冷凝器優(yōu)點 4
2 制冷劑的分類與選擇 6
2.1 制冷劑的分類 6
2.2 制冷劑性能要求 7
2.2.1 熱力學(xué)性質(zhì)的要求 7
2.2.2物理化學(xué)性質(zhì)的要求 7
2.3 制冷劑的選擇 8
3 系統(tǒng)壓縮機的選擇及循環(huán)熱力計算 8
3.1 設(shè)計系統(tǒng)的運行條件 8
3.2 壓縮機的分類 9
3.2.1開啟式螺桿式壓縮機 10
3.2.2半封閉式螺桿式壓縮機 10
3.2.3全封閉式螺桿式壓縮機 10
3.2.4單螺桿式制冷壓縮機 11
3.3 產(chǎn)品選用要點 11
3.4半封閉式螺桿型壓縮機的運行工況及選型 12
3.5 循環(huán)熱力計算 14
4 冷凝器設(shè)計計算 17
4.1 換熱器概述 17
4.2 蒸發(fā)式冷凝器工作原理 19
4.3 設(shè)計計算 20
4.3.1 參數(shù)確定 20
4.3.2 盤管的設(shè)計 22
4.3.3 水系統(tǒng)的設(shè)計 24
4.3.4 風(fēng)系統(tǒng)的設(shè)計 25
4.4 風(fēng)機的選型 27
4.4.1 軸流風(fēng)機的工作原理 27
4.4.2 軸流風(fēng)機的主要構(gòu)件 28
4.4.3 風(fēng)機選型 29
5 蒸發(fā)器設(shè)計 30
5.1 蒸發(fā)器分類 30
5.2蒸發(fā)器選取 30
5.3 制冷劑流量的確定 31
5.4 蒸發(fā)器設(shè)計計算 32
5.4.1 初步設(shè)計 32
5.4.2計算管外水的換熱系數(shù) 32
5.4.3管內(nèi)沸騰表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算 32
5.4.4算阻力及傳熱溫差 ……………………………………………….....33
5.4.5計算熱流密度及傳熱系數(shù) 35
5.4.6面積熱流量及傳熱面積的計算 36
5.5 殼體設(shè)計 36
5.6管板與換熱管 37
5.6.1 管板 37
5.6.2 換熱管 39
5.7殼體與管板、管板與法蘭及換熱管的連接 41
5.7.1殼體與管板的連接結(jié)構(gòu) 41
5.7.2管板與法蘭的連接結(jié)構(gòu) 44
5.7.3管子與管板的連接 46
6 節(jié)流機構(gòu)的選型 49
6.1 節(jié)流機構(gòu)的分類 49
6.2 熱力膨脹閥的工作原理 50
6.3 熱力膨脹閥型號的選擇 50
6.3.1 計算熱力膨脹閥前后壓差 50
6.3.2 熱力膨脹閥型號選擇 51
7 其他輔助設(shè)備選型分析 52
7.1 氣液分離器 52
7.1.1 氣液分離器工作原理 52
7.1.2 氣液分離器規(guī)格與選型 52
7.2 干燥過濾器 53
7.2.1 干燥過濾器結(jié)構(gòu)及工作原理 53
7.2.2 干燥過濾器規(guī)格與選型 54
7.3 油分離器 55
7.3.1 油分離器工作原理 55
7.3.2 油分離器分類 56
7.3.3 油分離器選型 57
7.4 截止閥 58
7.5 電磁閥 58
7.5.1 電磁閥分類 59
7.5.2電磁閥選型 60
結(jié) 論 62
致 謝 63
參考文獻(xiàn) 64
400kW蒸發(fā)式冷凝冷水機組設(shè)計
1 緒論
本設(shè)計為400kW蒸發(fā)式冷水機組設(shè)計，指導(dǎo)老師為吳學(xué)紅副教授，設(shè)計主要內(nèi)容包括方案論證與選擇，制冷工況下壓縮機的選型，冷凝器與蒸發(fā)器的設(shè)計計算，系統(tǒng)流程圖的繪制以及輔助零件的選擇，開題報告、文獻(xiàn)綜述、外文翻譯、說明書等部分的撰寫。
隨著改革開放的逐步深入，工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)日益飛速發(fā)展以及人民群眾生活水平的不斷提高，越來越多的蒸發(fā)式冷水機組被廣泛應(yīng)用于民用與工業(yè)空調(diào)建筑空調(diào)工程，如飯店、商店、賓館、高級住宅、餐館、游樂場等場所的除濕降溫空調(diào)技術(shù)要求；以及在工業(yè)領(lǐng)域中為工藝流程和設(shè)備冷卻提供低溫循環(huán)水等?？照{(diào)設(shè)備尤其是冷凝器占地面積很大。而噪聲低，并且能夠與周圍環(huán)境保持和諧統(tǒng)一，是空調(diào)領(lǐng)域的發(fā)展趨勢，其對于社會的和諧發(fā)展也具有十分重要的意義。
風(fēng)冷是目前空調(diào)中常用的冷凝方式，水冷式+冷卻塔兩種形式，理論研究和工程應(yīng)用都相對成熟，蒸發(fā)式冷凝技術(shù)可實現(xiàn)小溫差下的高溫?zé)崃髀?，具有?jié)能、節(jié)水、結(jié)構(gòu)緊湊和占地面積小地等優(yōu)點，已廣泛應(yīng)用于制冷、化工、石油、食品等行業(yè)中。
1.1蒸發(fā)式冷卻器發(fā)展現(xiàn)狀
在國外，對于蒸發(fā)式冷卻器/密閉式冷卻塔的應(yīng)用研究與填料式冷卻塔對比起來，它們的起步比較晚，始于上世紀(jì)中期化工、冶金、電子工業(yè)的發(fā)展，初期主要應(yīng)用于工業(yè)冷卻。80年代以來，當(dāng)發(fā)現(xiàn)對人類生存構(gòu)成巨大威脅的災(zāi)難性氣候都和空調(diào)制冷行業(yè)有關(guān)以后，使得蒸發(fā)式冷卻技術(shù)等利用自然條件取得冷量的被動式供冷技術(shù)有了迅速的發(fā)展空間。
美國ASHRAE名為“蒸發(fā)冷卻”的技術(shù)委員會也依此而成立，還制定了一個新的標(biāo)準(zhǔn)《額定間接蒸發(fā)冷卻器的實驗方法》。隨著食品、電廠、鑄造、電子、化工、建筑等行業(yè)的發(fā)展，對環(huán)保和節(jié)能工作的更加重視，對蒸發(fā)式冷卻器/密閉式冷卻塔的需求量日益增長，僅我國在最近十幾年內(nèi)，就有幾十家生產(chǎn)廠家涌現(xiàn)出來，市場規(guī)模也達(dá)到了十幾億。蒸發(fā)技術(shù)理論研究早在1802年，由道爾頓綜合考慮空氣溫度、濕度、速度對蒸發(fā)的影響，提出道爾頓定律，就明確了蒸發(fā)的理論計算物理意義和依據(jù)。Lillie在1888年設(shè)計了用于制糖工業(yè)的水平管蒸發(fā)器，此后被用于蒸餾式海水淡化，由此水平管表面蒸發(fā)技術(shù)正式被應(yīng)用于工業(yè)領(lǐng)域。表面蒸發(fā)式冷卻傳熱過程中涉及多相流，包含傳熱和傳質(zhì)，傳熱機理非常復(fù)雜，基本到上世紀(jì)五十年代，制冷/冷卻領(lǐng)域才采用蒸發(fā)技術(shù)。Merkel（1927）最先提出蒸發(fā)式冷卻設(shè)備的傳熱理論，并成為后來許多相關(guān)研究的基礎(chǔ)理論。在Merkel的理論中，將焓差作為空氣與水膜的換熱驅(qū)動力，并視飽和邊界層熱質(zhì)交換的劉易斯數(shù)是一致的，同時忽視水的蒸發(fā)損失。1962年，Parker 和Treyball研究了蒸發(fā)式冷卻器的管內(nèi)介質(zhì)傳熱、傳質(zhì)性能，闡明了蒸發(fā)式冷卻器的傳熱、傳質(zhì)機理，并通過對管內(nèi)外流體五種不同的組合實驗，得到了傳熱膜系數(shù)的關(guān)聯(lián)式，建立了完整的數(shù)學(xué)模型。
這個模型作出以下假設(shè):忽略蒸發(fā)到冷卻空氣中的水量；在常溫下把飽和空氣的焓看作溫度的線性函數(shù)。五六十年代工業(yè)冷卻對節(jié)能節(jié)水要求不高，蒸發(fā)式冷卻器也因此沒有得到廣泛的應(yīng)用。
七十年代的石油危機引起了人們對主要靠自然冷源的節(jié)能節(jié)水型蒸發(fā)式冷卻設(shè)備的重視，八十年代以來，隨著對蒸發(fā)式冷卻器的強烈需求和計算機應(yīng)用技術(shù)的飛速發(fā)展，蒸發(fā)式冷卻理論與模擬研究達(dá)到了新的高度。Webb較早推出了統(tǒng)一的冷卻塔、蒸發(fā)式冷凝器和蒸發(fā)式冷卻器的理論模型。采用不同的相關(guān)系數(shù)來區(qū)分水膜的傳熱系數(shù)和通過水膜傳遞給空氣流的傳質(zhì)系數(shù)。在模擬冷凝和冷卻單元時，用添加的因子來界定管內(nèi)流體的傳熱系數(shù)。水膜的傳熱系數(shù)符合重力條件下以及沒有空氣流的水膜流。隨后，Webb and Villacres 用三個運算法則和計算模型來描述和分析了冷卻塔、蒸發(fā)式冷凝器和流體冷卻器。該運算法則對三種系統(tǒng)的預(yù)測較準(zhǔn)確，與廠商工程數(shù)據(jù)誤差達(dá)到3％內(nèi)。Maclaine-Cross and Banks ，Kettleborough and Hsieh，Chen et al.推動了間接式蒸發(fā)冷卻塔模型的發(fā)展。
這些模型合理的反應(yīng)了室外空氣的影響。然而對于那些包括了混合裝置和排氣裝置的系統(tǒng)，卻在一定條件下過高估計了系統(tǒng)的冷卻效果。隨后誕生了Peterson 提出的一種數(shù)值模擬的方法來分析間接蒸發(fā)冷卻。數(shù)學(xué)模型對試驗數(shù)據(jù)的預(yù)測是有效的，但數(shù)值模擬與實驗測試數(shù)據(jù)的比較表明了模型對一些運行條件下系統(tǒng)能量的節(jié)約和系統(tǒng)特性的準(zhǔn)確預(yù)測存在一定缺陷。在這種條件下，Peterson推薦使用試驗數(shù)據(jù)得來的相關(guān)系數(shù)來獲得必要的設(shè)計與特性數(shù)據(jù)。基于Merkel(1927)蒸發(fā)理論Pascal Stabat給出了間壁式蒸發(fā)冷卻塔的簡化模型，并引入換熱器的e-NTU（效率單元數(shù)法）來評價換熱效果，通過模擬值與廠家提供的參數(shù)的比較，得到其誤差在工程應(yīng)用許可范圍內(nèi)。該簡化模型可用來評價不同風(fēng)量和運行條件下的冷卻塔性能和評估冷卻系統(tǒng)的耗水量。蔣常健以管內(nèi)走工藝水的橫流式蒸發(fā)冷卻塔為研究對象，提出了一種準(zhǔn)三維的計算方法；定義了一系列無量綱參數(shù), 通過計算得到了橫流式E～NTU 之間的關(guān)系線圖，并討論了各種參數(shù)對其熱力性能和E～NTU關(guān)系的影響。唐偉杰則在穩(wěn)態(tài)傳熱仿真的基礎(chǔ)上，設(shè)計了全年運行的蒸發(fā)式冷卻器的配風(fēng)量方案，可以作為蒸發(fā)式冷卻器運行調(diào)節(jié)的參考。隨著商業(yè)模擬軟件的出現(xiàn)，數(shù)值模擬開始在蒸發(fā)冷卻領(lǐng)域得到應(yīng)用，蔣翔則用CFD 軟件模擬了逆流蒸發(fā)式冷凝/冷卻器進(jìn)風(fēng)來流場對傳熱的影響。Mansour 等人用商業(yè)CFD 軟件模擬了吸風(fēng)式氣流的蒸發(fā)式冷卻塔，在模擬過程中，水被注入干燥溫暖的氣流中，水與空氣的相互作用采用粒子輸運模型。CFD 模型得出的這一供冷系統(tǒng)的氣流預(yù)測是成功的。模擬結(jié)果可以與一維有限差分模型獲得的結(jié)果媲美。G. Gan等人采用Fluent 軟件對為冷卻吊頂提供低溫水的閉式冷卻塔冷卻能力和壓力損失特性進(jìn)行了模擬研究，數(shù)值模擬表明，CFD 可以用于預(yù)測封閉式冷卻塔的特性，基本可滿足冷卻塔的設(shè)計和運行優(yōu)化要求。由于蒸發(fā)式冷卻器/密閉式冷卻塔的傳熱性能受換熱器結(jié)構(gòu)、環(huán)境、風(fēng)量和噴淋水量等多種因素的影響，目前還難以用數(shù)學(xué)模型精確表達(dá)這一過程，因此，在理論分析的同時，國內(nèi)外的許多學(xué)者通過大量的實驗測試來擬合傳熱過程關(guān)聯(lián)式，并用實驗關(guān)聯(lián)式來指導(dǎo)設(shè)計和運行控制。其中，Jorge Facao對一名義冷卻能力10kW 的鼓風(fēng)式間接接觸式冷卻塔進(jìn)行了熱質(zhì)傳遞試驗測試，得到的熱質(zhì)傳遞關(guān)系式與簡化的理論模型比較吻合。Lakdar Kairouan等人通過現(xiàn)場測試與理論分析，得到了該類型冷卻塔性能的關(guān)系式，并在位于突尼斯6 臺不同型號的橫流式閉式冷卻塔（巴爾迪摩閉式冷卻塔的樣式）進(jìn)行了試驗驗證，測試表明理想的噴淋水與氣流的質(zhì)量流率比我為1：2 左右，實際水的蒸發(fā)率占噴淋水流量的4%。我國的李永安等則利用所建的小型實驗臺對空調(diào)系統(tǒng)用閉式冷卻塔進(jìn)行了動力和熱工性能測試，得到的冷卻盤管空氣阻力計算式和熱工指標(biāo)對空調(diào)用閉式冷卻塔的設(shè)計具有借鑒作用。譚文勝等人則就密閉式冷卻塔的優(yōu)化設(shè)計提出了自己的看法。蒸發(fā)式冷凝器的換熱主要是靠冷卻水在空氣中蒸發(fā)吸收氣化潛熱而進(jìn)行的。蒸發(fā)式冷凝器的耗水量較少，空氣流量也不大。
1.2蒸發(fā)式冷凝器優(yōu)點
蒸發(fā)式冷凝器具有以下一些優(yōu)點。
（1）節(jié)水,一般在水冷式冷凝器中，每1kg冷卻水能帶走16.75～25.12kJ熱量，而1kg水在常壓下蒸發(fā)能帶走約2428kJ熱量，蒸發(fā)式冷凝器正是利用水的蒸發(fā)潛熱來帶走制冷劑熱量，因而蒸發(fā)式冷凝器理論耗水量僅為一般水冷式冷凝器的1%；考慮到飛濺損失等因素，實際耗水量約為水冷式的5%-10%。
（2）節(jié)電，蒸發(fā)式冷凝器的制冷系統(tǒng)冷凝溫度比用風(fēng)冷式或水冷式冷凝器低。因而采用蒸發(fā)式冷凝器將使壓縮機的輸入功率減少，冷凝器的總耗功率（水泵、風(fēng)機）也顯著降低。
（3）結(jié)構(gòu)緊湊，蒸發(fā)式冷凝器本身起了冷卻塔的作用，因此不需配備冷卻塔，由于不需要設(shè)置冷卻塔，故整個裝置結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、占地面積小。
（4）不污染環(huán)境，不少化工廠以往采用殼管式或著淋激式冷凝器，夏季時由于冷凝壓力過高，常常采用“放空降壓”，但每次放出的并不全是不凝性氣體，其中含有大量的氨氣，不僅氨損失相當(dāng)嚴(yán)重，還造成環(huán)境污染，但采用蒸發(fā)式冷凝器后不存在這種現(xiàn)象。
綜上所述，由于裝置所特有的低溫、結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、傳熱系數(shù)較小等特點，并且套片管式強制對流空氣冷卻式冷凝器具有結(jié)構(gòu)簡單，制作方便，傳熱特性好等優(yōu)點。故可選用鋁翅片管簇式冷凝器。
2 制冷劑的分類與選擇
2.1 制冷劑的分類
制冷劑又稱制冷工質(zhì)，是制冷循環(huán)的工作介質(zhì)，利用制冷劑的相變來傳遞熱量，既制冷劑在蒸發(fā)器中汽化時吸熱，在冷凝器中凝結(jié)時放熱。當(dāng)前能用作制冷劑的物質(zhì)有80多種，最常用的是氨、氟里昂類、水和少數(shù)碳?xì)浠衔锏?。制冷劑主要有以下分類?
（1）在壓縮式制冷劑中廣泛使用的制冷劑是氨、氟里昂和烴類。按照化學(xué)成分，制冷劑可分為五類：無機化合物制冷劑、氟里昂、飽和碳?xì)浠衔镏评鋭?、不飽和碳?xì)浠衔镏评鋭┖凸卜谢旌衔镏评鋭?。根?jù)冷凝壓力，制冷劑可分為三類：高溫（低壓）制冷劑、中溫（中壓）制冷劑和低溫（高壓）制冷劑。
（2）無機化合物制冷劑：這類制冷劑使用得比較早，如氨（NH3）、水（H2O）、空氣、二氧化碳（CO2）和二氧化硫（SO2）等。對于無機化合物制冷劑，國際上規(guī)定的代號為R及后面的三位數(shù)字，其中第一位為“7”后兩位數(shù)字為分子量。如水R718等。
（3）氟里昂（鹵碳化合物制冷劑）：氟里昂是飽和碳?xì)浠衔镏腥炕虿糠謿湓兀–L）、氟（F）和溴（Br）代替后衍生物的總稱。國際規(guī)定用“R”作為這類制冷劑的代號，如R22等。
（4）飽和碳?xì)浠衔铮哼@類制冷劑中主要有甲烷、乙烷、丙烷、丁烷和環(huán)狀有機化合物等。代號與氟里昂一樣采用“R”，這類制冷劑易燃易爆，安全性很差。如R50、R170、R290等。
（5）不飽和碳?xì)浠衔镏评鋭哼@類制冷劑中主要是乙烯（C2H4）、丙烯（C3H6）及其鹵族元素衍生物，其R后的數(shù)字多為“1”，如R113、R1150等[6]。
（6）共沸混合物制冷劑：這類制冷劑是由兩種以上不同制冷劑以一定比例混合而成的共沸混合物，這類制冷劑在一定壓力下能保持一定的蒸發(fā)溫度，其氣相或液相始終保持組成比例不變，但它們的熱力性質(zhì)卻不同于混合前的物質(zhì)，利用共沸混合物可以改善制冷劑的特性。如R500、R502等。
2.2 制冷劑性能要求
2.2.1 熱力學(xué)性質(zhì)的要求
（1）在大氣壓力下，制冷劑的蒸發(fā)溫度(沸點)要低。這是一個很重要的性能指針。蒸發(fā)溫度愈低，則不僅可以制取較低的溫度，而且還可以在一定的蒸發(fā)溫度下，使其蒸發(fā)壓力Po高于大氣壓力。以避免空氣進(jìn)入制冷系統(tǒng)，發(fā)生泄漏時較容易發(fā)現(xiàn)。
（2）要求制冷劑在常溫下的冷凝壓力Pc應(yīng)盡量低些，以免處于高壓下工作的壓縮機、冷凝器及排氣管道等設(shè)備的強度要求過高。并且，冷凝壓力過高也有導(dǎo)致制冷劑向外滲漏的可能和引起消耗功的增大。
（3）對于大型活塞式壓縮機來說，制冷劑的單位容積制冷量要求盡可能大，這樣可以縮小壓縮機尺寸和減少制冷工質(zhì)的循環(huán)量；而對于小型或微型壓縮機，單位容積制冷量可小一些；對于小型離心式壓縮機亦要求制冷劑要小，以擴(kuò)大離心式壓縮機的使用范圍，并避免小尺寸葉輪制造之困難。
（4）制冷劑的臨界溫度要高些、冷凝溫度要低些。臨界溫度的高低確定了制冷劑在常溫或普通低溫范圍內(nèi)能否液化。
（5）凝固溫度是制冷劑使用范圍的下限，冷凝溫度越低制冷劑的適用范圍愈大。
2.2.2物理化學(xué)性質(zhì)的要求
（1）制冷劑的粘度應(yīng)盡可能小，以減少管道流動阻力、提換熱設(shè)備的傳熱強度。
（2）制冷劑的導(dǎo)熱系數(shù)應(yīng)當(dāng)高，以提高換熱設(shè)備的效率，減少傳熱面積。
（3）制冷劑與油的互溶性質(zhì)：制冷劑溶解于潤滑油的性質(zhì)應(yīng)從兩個方面來分析。
如果制冷劑與潤滑油能任意互溶，其優(yōu)點是潤滑油能與制冷劑一起滲到壓縮機的各個部件，為機體潤滑創(chuàng)造良好條件；且在蒸發(fā)器和冷凝器的熱換熱面上不易形成油膜阻礙傳熱。其缺點是從壓縮機帶出的油量過多，并且能使蒸發(fā)器中的蒸發(fā)溫度升高。部分或微溶于油的制冷劑，其優(yōu)點是從壓縮機帶出的油量少，故蒸發(fā)器中蒸發(fā)溫度較穩(wěn)定。其缺點是在蒸發(fā)器和冷凝器換熱面上形成很難清除的油膜，影響了傳熱。
2.3 制冷劑的選擇
綜上所述，本設(shè)計選用R22制冷劑進(jìn)行熱力計算。
3 系統(tǒng)壓縮機的選擇及循環(huán)熱力計算
3.1 設(shè)計系統(tǒng)的運行條件
制冷劑：R22 制冷量Q=100kW
蒸發(fā)溫度：t = 2℃ 吸氣溫度：t=5℃
冷凝溫度：t=36℃ 過冷度：5℃
熱力計算如下：
1) 循環(huán)為實際循環(huán)，應(yīng)用簡化的實際循環(huán)進(jìn)行分析；
2) 作出循環(huán)在lgP-h圖上的表示；
圖3-1 系統(tǒng)P-H循環(huán)圖
查R22的P-H圖得：
P1=5.31bar P2=13.89bar
h1=407.14KJ/Kg h2=437.15KJ/Kg
h2s=431.14KJ/Kg h4=238.02KJ/Kg
υ1=0.04467m3/Kg S1=1.7447KJ/(Kg·K)
系統(tǒng)的壓比：
（3-1）
工質(zhì)單位制冷量：
（3-2）
系統(tǒng)有效工質(zhì)單位制冷量：
因為過熱度為0℃ ，所以有效工質(zhì)單位制冷量為:
（3-3）
設(shè)理論容積輸氣量為，則實際容積輸氣量為，因此系統(tǒng)所需的制冷劑的質(zhì)量流量為：
（3-4）根據(jù)任務(wù)書可知系統(tǒng)所需的制冷量Q0 =400KW，故所需壓縮機的制冷量為：
（3-5）
由公式
（3-6）
可知設(shè)計系統(tǒng)所需的實際制冷劑的輸氣量為：
（3-7）
3.2 壓縮機的分類
壓縮機可以分為兩大類：速度型和容積型。速度型的又包括往復(fù)式和回轉(zhuǎn)式，其中回轉(zhuǎn)式的有滾動轉(zhuǎn)子式制冷壓縮機、渦旋式制冷壓縮機、螺桿式制冷壓縮機和滑片式制冷壓縮機，而速度型的只有離心式制冷壓縮機。對于螺桿式壓縮機又有以下分類:
螺桿壓縮機在制冷系統(tǒng)中起著將蒸發(fā)器出來的低溫低壓的制冷劑氣體，變成高溫高壓氣體的作用，是制冷系統(tǒng)的心臟部件。和活塞壓縮機一樣，螺桿壓縮機屬于容積式壓縮機，主要由機殼、螺桿轉(zhuǎn)子、軸承能、量調(diào)節(jié)裝置等組成。螺桿壓縮機具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、效率高和調(diào)節(jié)方便等優(yōu)點，70年代以來，在制冷空調(diào)領(lǐng)域取得越來越廣泛的運用。按照螺桿轉(zhuǎn)子數(shù)量的不同，螺桿壓縮機有雙螺桿與單螺桿兩種。
3.2.1開啟式螺桿式壓縮機
開啟式螺桿式壓縮機的優(yōu)點：
1. 螺桿轉(zhuǎn)子壓縮氣體的運動為旋轉(zhuǎn)運動，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速可以得到提高，因此當(dāng)輸氣量相同時，螺桿式壓縮機與往復(fù)式相比，體積顯得小，重量輕，占地面積小，運動中無往復(fù)慣性力，對地面基礎(chǔ)要求不高。
2. 機器結(jié)構(gòu)簡單，其零件數(shù)僅為往復(fù)式壓縮機十分之一，而且易損件少，尤其是它無吸排氣閥，無膨脹過程，單級壓力比大，對液擊不明感。
3. 能適應(yīng)廣闊的工況運轉(zhuǎn)范圍，尤其是用于熱泵機組上，其容積效率并不像往復(fù)式壓縮機那樣有明顯的下降。
4. 輸氣量能無級調(diào)節(jié)，并且在82%以上的容量范圍內(nèi)，功率與輸氣量成正比下降。開啟式螺桿式壓縮機的缺點：噪聲大、制冷劑較易泄露、油路系統(tǒng)復(fù)雜等缺點。
3.2.2半封閉式螺桿式壓縮機
由于螺桿式壓縮機在小容量機型中也能獲得高的熱力性能，并且又能適應(yīng)苛刻的工況變化，在冷凝壓力和排氣溫度很高的工況下也能可靠的運行，因此，很快向往復(fù)式所占據(jù)的半封閉式領(lǐng)域發(fā)展。半封閉式螺桿式壓縮機的額定功率一般在10-100kW之間。同全封閉式一樣陽轉(zhuǎn)子與電動機共用一根軸，可保持陰陽轉(zhuǎn)子軸心穩(wěn)定，從而能減少轉(zhuǎn)子嚙合間隙，減少泄露，同時使用潤滑油量也減少，對于易溶解于油的氟利昂機器能提高容積效率。
3.2.3全封閉式螺桿式壓縮機
全封閉式陽轉(zhuǎn)子與電動機共用一根軸，它的噪聲低、震動小、電動機效率高、壽命長等優(yōu)點。潤滑系統(tǒng)改用排氣壓差供油，省去了液壓泵。壓縮機內(nèi)置電動機由排氣冷卻，不設(shè)置專門的油分離器。
3.2.4單螺桿式制冷壓縮機
單螺桿式制冷壓縮機又稱蝸桿式壓縮機，由于結(jié)構(gòu)簡單、零部件減少、重量輕、效率高、振動小和噪聲低等優(yōu)點，開始用于空壓機。目前單螺桿式制冷壓縮機有開啟式和半封閉式兩種，電動機匹配功率為20-1000kW.
單螺桿式制冷壓縮機及機組的特點:
1. 螺桿轉(zhuǎn)子齒數(shù)與相匹配的星輪齒片數(shù)之比一般為6:11，這樣減少了排氣脈動，從而使排氣平穩(wěn)，加上左右兩個星輪，造成交替嚙合，有效的排除了正弦波，與雙螺桿式制冷壓縮機相比，降低了噪聲和氣體通過管道系統(tǒng)傳遞的振動。
2. 單螺桿式制冷壓縮機具有一個轉(zhuǎn)子和左右對稱布置的兩個星輪，這樣幾乎消除了軸承的磨損。
3. 星輪齒片與轉(zhuǎn)子齒槽相互嚙合，不受壓力引起的傳遞動力作用，因此齒片可用密封性和潤滑性好的樹脂材料。
4. 螺桿轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)一周可完成兩次壓縮過程，壓縮速度快，泄漏時間短，有利于提高容積效率。
5. 機組結(jié)構(gòu)簡單，省去了油分離器、液壓泵和油冷卻器，裝置結(jié)構(gòu)緊湊簡單。
6. 經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)，單螺桿式制冷壓縮機具有雙螺桿式制冷壓縮機結(jié)構(gòu)特點，在壓縮過程中能進(jìn)行中間補氣，所以也能設(shè)置經(jīng)濟(jì)器系統(tǒng)，增大制冷量，提高性能系數(shù)。
3.3 產(chǎn)品選用要點
（1）蒸發(fā)式冷水機組的主要控制參數(shù)為制冷性能系數(shù)，額定制冷量，輸入功率以及制冷劑類型等。
（2）冷水機組的選用應(yīng)根據(jù)冷負(fù)荷及用途來考慮。對于低負(fù)荷運轉(zhuǎn)工況時間較長的制冷系統(tǒng)，宜選用多機頭活塞式壓縮機組或螺桿式壓縮機組，便于調(diào)節(jié)和節(jié)能。
（3）選用冷水機組時，優(yōu)先考慮性能系數(shù)值較高的機組。根據(jù)資料統(tǒng)計，一般冷水機組全年在100% 負(fù)荷下運行時間約占總運行時間的1/4 以下。總運行時間內(nèi)100%、75%、50%、25% 負(fù)荷的運行時間比例大致為2.3%、41.5%、46.1%、10.1%。因此，在選用冷水機組時應(yīng)優(yōu)先考慮效率曲線比較平坦的機型。同時，在設(shè)計選用時應(yīng)考慮冷水機組負(fù)荷的調(diào)節(jié)范圍。多機頭螺桿式冷水機組部分負(fù)荷性能優(yōu)良，可根據(jù)實際情況選用。
（4）選用冷水機組時，應(yīng)注意名義工況的條件。冷水機組的實際產(chǎn)冷量與下列因素有關(guān)：（a）冷水出水溫度和流量；（b）冷卻水的進(jìn)水溫度、流量以及污垢系數(shù)。
（5）選用冷水機組時，應(yīng)注意該型號機組的正常工作范圍，主要是主電機的電流限值是名義工況下的軸功率的電流值。
3.4半封閉式螺桿型壓縮機的運行工況及選型
制冷劑：R22
蒸發(fā)溫度：t0 = 5℃ 吸氣溫度：t1=5℃
冷凝溫度：tk=36℃ 液體過冷度：t=5℃
查R22的P-H圖得：
P1=5.31bar P2=13.892bar
h1=407.14KJ/Kg h2=437.15KJ/Kg
h2s=431.14KJ/Kg h4=238.02KJ/Kg
h5=238.02KJ/Kg υ1=0.04467m3/Kg
S1=1.7447KJ/(Kg·K)
壓縮機壓比：
（3-8）
工質(zhì)單位制冷量：
（3-9）
同理設(shè)壓縮機的理論容積輸氣量為，則實際容積輸氣量為，因此壓縮機所能排出的制冷劑質(zhì)量流量為：
（3-10）
由公式：
（3-11）
可知壓縮機的實際制冷劑的輸氣量為：
（3-12）
試選壓縮機比特爾半封閉式螺桿型壓縮機HSK8571-140，制冷量Q=502KW 電機功率Pe=84.9KW
此壓縮機的實際輸氣量為：
（3-13）
由于此壓縮機的實際輸氣量比設(shè)計系統(tǒng)所需的輸氣量大且相差不大故可用。
針對本設(shè)計課題，現(xiàn)擬采用比特爾半封閉式螺桿型壓縮機，具體參數(shù)如下：
壓縮機的選擇： 半封閉式螺桿壓縮機
壓縮機的型號： HSK8571-140
數(shù)量： 1臺
理論排氣量： 477.33 m3/h
輸入功率： 89.4kW
額定電流： 240A
重量 600kg
壓縮機外形圖如圖3-2所示：
圖3-2 壓縮機的外形尺寸
3.5 循環(huán)熱力計算
基本參數(shù)：
制冷劑：R22， 制冷量Q=400kW，
取冷凝溫度tk=36℃， 蒸發(fā)溫度t=2℃，
蒸發(fā)器過熱度0℃， 過冷度2℃
熱力計算如下：
1) 循環(huán)為實際循環(huán)，應(yīng)用簡化的實際循環(huán)進(jìn)行分析；
2) 作出循環(huán)在lgP-h圖上的表示；
圖3-3 系統(tǒng)P-H循環(huán)圖
查R22的P-H圖得：
P1=5.31bar P2=13.89=bar
h1=407.14KJ/Kg h2=437.15KJ/Kg
h2s=431.14KJ/Kg h4=238.02KJ/Kg
υ1=0.04467m3/Kg
3) 熱力計算
單位制冷量
=407.14-238.02=169.12 (kJ/kg) （3-14）
單位容積制冷量
=3785.98(kJ/m3) （3-15）
單位理論功
=431.14-407.14=24(kJ/kg) （3-16）
單位指示功
=437.15-407.14=30.01(kJ/kg) （3-17）
單位冷凝負(fù)荷
=437.15-238.02=199.13(kJ/kg) （3-18）
制冷劑循環(huán)流量
=2.37 ( kg /s) （3-19）
冷凝器熱負(fù)荷
=2.37×199.13=471.94(kW) （3-20）
壓縮機理論功率
=2.37×24=56.88（kW） （3-21）
壓縮機指示功率
=2.37×30.01=71.1（kW） （3-22）
壓縮機軸功率
=61.8（kW） （3-23）
壓縮機輸入電功率
=68.67（kW） （3-24）
理論制冷系數(shù)
（3-25）
卡諾循環(huán)制冷系數(shù)
（3-26）
實際制冷系數(shù)
（3-27）
熱力完善度
=0.626 （3-28）
能效比
=5.82 （3-29）
4 冷凝器設(shè)計計算
4.1 換熱器概述
換熱器是將熱流體的部分熱量傳遞給冷流體的設(shè)備，以實現(xiàn)不同溫度流體間的熱能傳遞，又稱熱交換器。換熱器是實現(xiàn)化工生產(chǎn)過程中熱量交換和傳遞不可缺少的設(shè)備。
在換熱器中，至少有兩種溫度不同的流體，一種流體溫度較高，放出熱量；另一種流體則溫度較低，吸收熱量。在工程實踐中有時也會存在兩種以上的流體參加換熱，但它的基本原理與前一種情形并無本質(zhì)上的區(qū)別。
在化工、石油、動力、制冷、食品等行業(yè)中廣泛使用各種換熱器，且它們是上述這些行業(yè)的通用設(shè)備，占有十分重要的地位。隨著我國工業(yè)的不斷發(fā)展，對能源利用、開發(fā)和節(jié)約的要求不斷提高，因而對換熱器的要求也日益加強。換熱器的設(shè)計制造結(jié)構(gòu)改進(jìn)以及傳熱機理的研究十分活躍，一些新型高效換熱器相繼問世。
4.1.1 換熱器的分類
換熱器作為傳熱設(shè)備被廣泛用于耗能用量大的領(lǐng)域。隨著節(jié)能技術(shù)的飛速發(fā)展，換熱器的種類越來越多。適用于不同介質(zhì)、不同工況、不同溫度、不同壓力的換熱器，結(jié)構(gòu)型式也不同，換熱器的具體分類如下：
4.1.1.1 換熱器按傳熱原理分類
1）間壁式換熱器
間壁式換熱器是溫度不同的兩種流體在被壁面分開的空間里流動，通過壁面的導(dǎo)熱和流體在壁表面對流，兩種流體之間進(jìn)行換熱。因此又稱表面式換熱器，這類換熱器應(yīng)用最廣。間壁式換熱器根據(jù)傳熱面的結(jié)構(gòu)不同可分為管式、板面式和其他型式。
2）蓄熱式換熱器
蓄熱式換熱器通過固體物質(zhì)構(gòu)成的蓄熱體，把熱量從高溫流體傳遞給低溫流體，熱介質(zhì)先通過加熱固體物質(zhì)達(dá)到一定溫度后，冷介質(zhì)再通過固體物質(zhì)被加熱，使之達(dá)到熱量傳遞的目的。蓄熱式換熱器有旋轉(zhuǎn)式、閥門切換式等。
3）流體連接間接式換熱器
流體連接間接式換熱器，是把兩個表面式換熱器由在其中循環(huán)的熱載體連接起來的換熱器，熱載體在高溫流體換熱器和低溫流體之間循環(huán)，在高溫流體接受熱量，在低溫流體換熱器把熱量釋放給低溫流體。這類換熱器主要用于回收和利用高溫廢氣的熱量。以回收冷量為目的的同類設(shè)備稱蓄冷器，多用于空氣分離裝置中。如煉焦?fàn)t下方預(yù)熱空氣的蓄熱室。
4）混合式換熱器
混合式換熱器是通過冷、熱流體的直接接觸、混合進(jìn)行熱量交換的換熱器，又稱接觸式換熱器。由于兩流體混合換熱后必須及時分離，這類換熱器適合于氣、液兩流體之間的換熱。例如，冷水塔、氣體冷凝器等。
5）蒸發(fā)式換熱器
蒸發(fā)式換熱器是一種高效節(jié)能的換熱設(shè)備。由于傳熱效率高、結(jié)構(gòu)緊湊和安裝方便等優(yōu)點，目前已經(jīng)在美國等國家得到廣泛的應(yīng)用。蒸發(fā)式換熱器，是以冷卻介質(zhì)蒸發(fā)換熱為主的換熱器。因而蒸發(fā)式換熱器的換熱不僅有顯熱交換過程，同時還存在著潛熱交換過程。具有節(jié)能、節(jié)水等優(yōu)點。
4.1.1.2 換熱器按用途分類
1）冷卻器
冷卻器是把流體冷卻到必要的溫度，但冷卻流體沒有發(fā)生相的變化。
2）加熱器
加熱器是把流體加熱到必要的溫度，但加熱流體沒有發(fā)生相的變化。
3）預(yù)熱器
預(yù)熱器預(yù)先加熱流體，為工序操作提供標(biāo)準(zhǔn)的工藝參數(shù)。
4）過熱器
過熱器用于把流體(工藝氣或蒸汽)加熱到過熱狀態(tài)。
5）蒸發(fā)器
蒸發(fā)器用于加熱流體，達(dá)到沸點以上溫度，使其流體蒸發(fā)，一般有相的變化
4.2 蒸發(fā)式冷凝器工作原理
蒸發(fā)式冷凝器，是以冷卻介質(zhì)蒸發(fā)換熱為主的冷凝器。因而蒸發(fā)式冷凝器的換熱不僅有顯熱交換過程，同時還存在潛熱交換過程。
蒸發(fā)式冷凝器主要由換熱盤管、循環(huán)水系統(tǒng)及風(fēng)機組成（見圖4.１）。
1.循環(huán)水泵2.噴嘴3.冷凝盤管4.集水槽5.浮球6.擋水板7.風(fēng)機
圖4.１ 蒸發(fā)式冷凝器結(jié)構(gòu)示意圖
運行原理：冷卻水由循環(huán)水泵壓送至冷凝盤管上方，流經(jīng)噴嘴形成霧狀水膜后連續(xù)均勻地覆蓋在冷凝盤管組的外表面，水膜的溫度較低，水膜中部分水自身蒸發(fā)吸收管內(nèi)高溫制冷劑蒸汽的熱量使之冷凝為液體，未蒸發(fā)的水掉落回到冷凝器底部的集水槽中?？諝庠陲L(fēng)機的作用下由蒸發(fā)式冷凝器箱體的下方進(jìn)入，自下而上流經(jīng)冷凝盤管組，將已蒸發(fā)的水蒸汽帶走，設(shè)置擋水板防止水蒸汽進(jìn)入風(fēng)機造成短路。當(dāng)水量不夠時，通過補水管補充一定量的水，集水槽中的水位用浮球來保持。依此循環(huán)工作。蒸發(fā)式冷凝器與空冷式和水冷式冷凝器最大的區(qū)別在于其能利用水的汽化潛熱，通過水自身的蒸發(fā)來達(dá)到冷凝的目的。
節(jié)水是蒸發(fā)式冷凝器最大特點。在水冷式冷凝器中，每1kg 水能帶走約16.75~25.72KJ熱量，但1Kg水在常壓下蒸發(fā)卻能帶走約2428KJ熱量，因此蒸發(fā)式冷凝器的耗水量理論上僅為水冷式冷凝器的1%左右，考慮到飛濺損失、排污換水等因素，實際的耗水量僅為水冷式冷凝器的10%左右。
4.3 設(shè)計計算
4.3.1 參數(shù)確定
4.3.1.1 設(shè)計工況
系統(tǒng)制冷量400kW、冷凝溫度36℃、空氣濕球溫度28℃、壓縮機電功率71.1kw。
4.3.1.2 換熱量的確定
換熱量也稱為排熱量或冷凝負(fù)荷。制冷劑在冷凝器中放出的熱量包括兩部分，通過蒸發(fā)器向被冷卻物體吸收的熱量以及由機械功轉(zhuǎn)化的熱量。
計算公式：
＝（＋×η）×ε （4-1）
式中：
——— 換熱量，kW；
——— 壓縮機制冷量，kW；
———壓縮機軸功率，kW；
η———壓縮機的機械效率；
ε——— 修正系數(shù)。
根據(jù)文獻(xiàn)[11]圖2可知ε=1.7
按式（4-1）計算得：
＝（400＋71.1×0.92）×1.7＝776.66kW
4.3.1.3 理論傳熱面積的確定
理論傳熱面積是根據(jù)換熱量和單位面積熱流量確定出的一個傳熱面積的理論值，在數(shù)值上和實際傳熱面積存在差異。
計算公式：
Ｓ ＝／ （4-2）
式中：Ｓ——— 理論傳熱面積，m2；
——— 換熱量，KW；
——— 單位面積熱流量，KW/m2。
根據(jù)文獻(xiàn)[11，138]可知ｑｆ=5.41KW/m2
按式（4-２）計算得：Ｓ ＝776.66／5.41＝143.56（m2）
4.3.1.4 配風(fēng)量的確定
配風(fēng)量是蒸發(fā)式冷凝器內(nèi)部的總風(fēng)量，直接決定著風(fēng)機的功率。一般用單位換熱量所需風(fēng)量表示，中國機械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的數(shù)值為220m3/／（h·KW），也有的按300～340m3/／（h·KW）配置。增大風(fēng)量有利于提高
傳熱系數(shù)，但風(fēng)量增大，風(fēng)機的電耗也將隨之增加，故應(yīng)合理選取配風(fēng)量。計算公式：
＝ ×ε （4-3）
式中：
——— 配風(fēng)量，m3／ｓ；
——— 換熱量，KW；
ε——— 配風(fēng)比，m3／（s·KW）。
配風(fēng)比美國標(biāo)準(zhǔn)是ε＝３×m3／（s·KW），機電工業(yè)部頒布標(biāo)準(zhǔn)是ε≤６．１１×m3／（s·kw）。配風(fēng)量大，傳熱效果好，但耗功增加，為取得較大的值，同時耗電量又不至于過大，一般取中間偏大值，文章選ε為0.061m3／（s·kw），即中國機械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的220m3／（ｈ·ｋＷ）。
按式（4-3） 計算得：＝ 776.66×0.061 ＝47.38（m3/s）
4.3.1.5 迎面風(fēng)速及迎風(fēng)面積的確定
迎面風(fēng)速越大，空氣與換熱盤管外表面水膜的接觸時間就越短，空氣與水膜的熱濕交換就越不充分；此外，迎面風(fēng)速
的增大，能增強熱濕交換面上熱質(zhì)傳遞的劇烈程度，使得熱濕交換更加充分。故只有使用最佳迎面風(fēng)速，制冷量和能效
比達(dá)到最佳，才能使得蒸發(fā)式冷凝器的性能達(dá)到最佳。
迎風(fēng)面積計算公式：
Ａ ＝／ （4-4）
式中：
Ａ——— 迎風(fēng)面積，m2；
——— 配風(fēng)量，m3/s；
——— 迎面風(fēng)速，m/s。
根據(jù)文獻(xiàn)[11，138]可知ＶＦ=3.0m3/s
按式（4-4）計算得：
Ａ ＝47.38／3.0＝15.79（m2）
4.3.2 盤管的設(shè)計
盤管設(shè)計的好壞直接影響后續(xù)的計算工作，特別是影響水量的分布及配風(fēng)情況，故合理的盤管布置是非常重要的。
由蒸發(fā)式冷凝器的迎風(fēng)面積及所需的傳熱面積，可確定蒸發(fā)式冷凝器的盤管的布置。盤管程數(shù)不宜過多，一般不超過30程，盤管的長寬采用最優(yōu)的長寬比。本設(shè)計采用Φ25mm無縫鋼管，盤管材料采用20號優(yōu)質(zhì)碳鋼，盤管的管型有圓管、橢圓及一些特殊管型，本設(shè)計采用圓管。盤管管束呈正三角形錯列布置。管長4m，考慮彎頭及殼體間隙，迎風(fēng)面長B為4.3m，則
Ｄ ＝Ａ／Ｂ （4-5）
式中：
Ｄ——— 迎風(fēng)面寬，m；
Ａ——— 迎風(fēng)面積，m2；
Ｂ——— 迎風(fēng)面長，m。
按式（4-５）計算得：Ｄ ＝15.79／4.3=3.67m
管徑為25mm（20號優(yōu)質(zhì)碳鋼的無縫鋼管），管間距一般為管徑的兩倍，即＝50mm。
＝Ｄ/（+） （4-6）
式中：
——— 每排管數(shù)；
Ｄ——— 迎風(fēng)面寬，m；
——— 管間距，m。
按式（６）計算得： ＝3.67／0.075＝48（排）
＝Ｓ／ （4-7）
式中：
——— 每排管的面積，m2；
Ｓ——— 理論傳熱面積，m2；
——— 每排管數(shù)。
按式（4-7）計算得： ＝143.56／48＝2.99m2
Ｎ ＝/ （4-8）
式中：
Ｎ——— 管程數(shù)；
——— 每排管的面積，m2；
——— 單管的表面積，m2。
按式（4-8）計算得：Ｎ ＝2.99／（2π×0.01252＋2π×0.012５×3.7＝9.2（程），故管程數(shù)取10程。
由此可以確定實際傳熱面積：
Ｓ′ ＝×Ｎ × （4-9）
式中：
Ｓ′ ——— 實際傳熱面積，m2；
——— 單管的表面積，m2；
Ｎ——— 管程數(shù)；
——— 每排管數(shù)。
按式（4-9）計算得：
Ｓ′ ＝ （2π×0.01252＋2π×0.0125×3.7）×10×48＝146.88（m2）
4.3.3 水系統(tǒng)的設(shè)計
4.3.3.1 淋水量及補水量的確定
淋水量的配置以能全部潤濕冷凝盤管表面、形成連續(xù)的水膜為原則，力求獲得最大的傳熱系數(shù)。水量過小，不足以滿足冷凝的要求；水量過大，反而不利于熱交換，同時會造成水泵功率增大。中國JB/T7658.5---95標(biāo)準(zhǔn)的單位冷凝負(fù)荷的淋水量為0.032LL/（s·kw），美國工業(yè)制冷手冊標(biāo)準(zhǔn)為0.018L／（s·kw）。
本設(shè)計選用中國JB/T7658.5---95標(biāo)準(zhǔn)的單位冷凝負(fù)荷的淋水量r=0.032L／（s·kw）。
計算公式：
＝×r （4-10）
式中：
——— 淋水量，kg/s；
——— 換熱量，kw；
r——— 單位冷凝負(fù)荷的淋水量，kg/（s·kw）。
補水量一般為淋水量的5% ~10%，濕度較大地區(qū)取小值。
按式（4-10）計算得： ＝ 776.66×3.20× ＝24.85（kg/s）
計算公式：
Ｗ＝×10% （4-11）
式中：
Ｗ ——— 補水量，kg/s；
——— 淋水量，kg/s。
按式（4-11）計算得：Ｗ ＝ 24.85×10% ＝2.485（kg/s）
4.3.3.2 水泵功率的確定
計算公式：
＝9.8× × （4-12）
式中：
——— 水泵功率，kw；
——— 淋水量，kg/s；
——— 水泵揚程，m（值為10m）。
按式（4-12）計算得： ＝ 9.8×24.85×10 ＝2.44（kw）
4.3.4 風(fēng)系統(tǒng)的設(shè)計
4.3.4.1 空氣壓力損失的確定
空氣流過蒸發(fā)式冷凝器的阻力為通過冷凝管、擋水板、噴嘴排管、進(jìn)口風(fēng)柵、空氣凈化器等阻力部分之和。
（１）空氣流過冷凝盤管的阻力：計算公式
＝/（××Ｂ）＝×ρ/（××Ｂ） （4-13）
式中：
——— 最窄面空氣質(zhì)量速度，kg/s；
——— 配風(fēng)量的質(zhì)量流量，kg/s；
——— 配風(fēng)量的體積流量，m3/s；
ρ——— 此工況下空氣的密度，kg/m3；
Ａ——— 迎風(fēng)面積，m2；
——— 每排管數(shù)；
——— 管徑，m；
Ｂ——— 迎風(fēng)面長，m。
按式（4-13）計算得：
＝24.85×1.154／（15.79×0.025×2.4）＝3.88（ｋｇ／ｓ）
當(dāng)/ ＝２時，
Δ ＝0.51××Ｎ×（）×1.02 （4-14）
式中：
Δ——— 空氣流過冷凝管的阻力，pa；
Ｎ——— 管程數(shù)；
——— 最窄面空氣質(zhì)量速度，kg/s。
按式（4-14））計算得：Δ＝0.51××10×3.88×1.02＝0.70×（pa）
（２）空氣流過擋水板的阻力