制冷设计说明
800kW工业制冷系统设计说明
800KW工业制冷系统设计摘要设备的合理配置和设计，是保证制冷系统及生产系统稳定，高效运行的关键，对制冷系统安全和经济运行具有决定性作用，运行本文在选用可靠，先进制设备的基础上，详细介绍了地区在制冷压缩机型号及和冷凝器、蒸发器的选择计算方面的容。
确定制冷循环参数，完成系统热力计算，进行制冷设备选型和管道设计和管道安装布置工艺，以及机房的布置要求,系统调试与节能。
关键词：贮液器;蒸发器;冷凝器; 压缩机;热力计算论文一、设计任务和已知条件设计已知条件：因此设计制冷系统已成为重要的环节。
制冷系统的设总制冷量800kw，蒸发温度-15，系统所在地：，采用压力供液，氨制冷剂，主机采用螺杆机。
根据要求，冷却水系统选用冷却塔使用循环水。
前言近50年来，随着现代科学技术的飞速发展，制冷技术以日新月异的速度发生变化。
并且，正在现代国民经济、人民生活、国防科研、文化艺术等领域中发挥着日益重要的作用。
我国是最早利用天然冷源的国家之一，随着社会进步，制冷技术已经广泛应用到各个行业，制冷技术的作用更是不可替代的。
系统组成制冷系统由制冷剂和四大机件，即压缩机，冷凝器，膨胀阀，蒸发器组成一、压缩机压缩机是制冷循环的动力，它由电动机拖动而不停地旋转，它除了及时抽出蒸发器蒸气，维持低温低压外，还通过压缩作用提高制冷剂蒸气的压力和温度，创造将制冷剂蒸气的热量向外界环境介质转移的条件。
即将低温低压制冷剂蒸气压缩至高温高压状态，以便能用常温的空气或水作冷却介质来冷凝制冷剂蒸气。
二、冷凝器冷凝器是一个热交换设备，作用是利用环境冷却介质(空气或水)，将来自压缩机的高温高压制冷蒸气的热量带走，使高温高压制冷剂蒸气冷却、冷凝成高压常温的制冷剂液体。
值得一提的是，冷凝器在把制冷剂蒸气变为制冷剂液体的过程中，压力是不变的，仍为高压。
三、节流元件高压常温的制冷剂液体直接送入低温垢蒸发器、根据饱和压力与饱和温度——对应原理，降低制冷剂液体的压力，从而降低制冷剂液体的温度。
制冷工艺设计说明
制冷工艺设计说明首先，制冷工艺设计需要根据制冷系统的需求和实际情况来确定制冷工艺流程。
在这一步骤中，需要确定制冷剂的选择、制冷循环的形式以及循环中各个组件的运行顺序和条件。
例如，对于蒸氨制冷系统，制冷工艺流程一般包括蒸发器、压缩机、冷凝器和节流阀等组件。
在这个流程中，压缩机首先将低温低压的氨气压缩成高温高压氨气，然后经过冷凝器冷凝成液体，通过节流阀进行膨胀，最后通过蒸发器吸收热量并将液体氨气转化为气体。
其次，制冷工艺设计需要确定各种工艺参数。
这些参数包括压力、温度、流量等。
在制冷系统中，不同组件和不同工艺环节的参数是相互关联的，需要通过综合考虑来确定。
例如，在蒸氨制冷系统中，需要确定蒸发器出口氨气温度、冷凝器进口氨气温度、压缩机出口氨气温度等参数。
这些参数的合理选择可以提高制冷效果和能源利用率，并减少系统运行故障的风险。
第三，制冷工艺设计需要进行设备选择及布局。
根据制冷系统的需求和工艺流程，需要选择合适的制冷设备。
例如，对于蒸氨制冷系统，可以选择适合的蒸发器、压缩机、冷凝器和节流阀等。
此外，还需要合理布局这些设备，确保其安装和运行不受其他因素影响。
设备选择和布局的合理性可以提高系统的运行效率和稳定性。
最后，制冷工艺设计需要考虑控制策略。
这是制冷系统运行的重要环节，直接影响系统的稳定性和能耗。
在这一步骤中，需要确定控制器的选择和参数设定，以及监测设备和安全保护装置的配置。
同时，还需要制定合理的操作规程和维护计划，确保系统能够长期稳定运行。
综上所述，制冷工艺设计是一个综合工程，需要满足制冷系统的运行需求，并在保证可靠性和效率的同时，考虑安全和节能等因素。
只有合理设计和实施制冷工艺，才能保证制冷系统的正常运行，达到预期的制冷效果。
制冷计算说明书
一、课程设计任务已知所需总耗冷量为1350kW，要求冷冻出水温为5℃，二、原始资料1、水源：蚌埠市是我国南方大城市，水源较充足，所以冷却水考虑选用冷却塔使用循环水。
2、室外气象资料：室外空调干球温度35.6℃，湿球温度28.1℃。
3、蚌埠市海拔21米。
三、设计内容（一）冷负荷的计算和冷水机组的选型1、冷负荷的计算对于间接供冷系统一般附加7%—15%，这里选取10%。
Q= Qz(1+12%)=1350×(1+10%)=1485kW2、冷水机组的选型（1）确定制冷方式从能耗、单机容量和调节等方面考虑，对于相对较大负荷（如2000kw 左右）的情况，宜采用溴化锂吸收式冷水机组；选择空调用蒸气压缩式冷水机组时，单机名义工况制冷量大于1758kw时宜选用离心式；制冷量在1054-1758 kw时宜选用螺杆式或离心式；制冷量在700-1054 kw时宜选用螺杆式；制冷量在116-700 kw时宜选用螺杆式或往复式；制冷量小于116活塞式或涡旋式。
本设计单台容量为500KW，选择螺杆式（2）冷水机组台数和容量的选择制冷机组3台，而且3台机组的容量相同。
所以每台制冷机组制冷量Q’=1485÷3=495 kW 根据制冷量选取制冷机组具体型号如下：名称：开利水冷式半封闭式双螺杆式冷水机组型号：30 XW 0552冷冻水进口温度：10℃冷冻水出口温度：5℃冷却水进口温度：26℃℃冷却水出口温度：31℃（二）．水力计算1、冷冻水循环系统水力计算利用假定流速法计算冷冻水水泵出水管的直径：冷冻水流量Q=106×3=318m3/h=0.088m3/s假定流速V=1.8m/s横截面积A=Q/V=0.088/1.8=0.049㎡=πD2/4∴直径D=0.249m，D’取250mm，V’=1.8m/s（满足要求）用同样的方法计算冷冻水水泵吸水管的直径：根据上表可选流速V=1.4m/s横截面积A=Q/V=0.088/1.4=0.063=πD2/4∴直径D=0.282m，D’=300mm，V’=Q/A=1.25m/s（满足要求）单台水泵时：冷冻水流量Q=106m3/h=0.029 m3/s假定流速V=1.8m/s横截面积A=Q/V=0.029/1.8=0.016㎡=πD2/4∴直径D=0.143m，D’取150mm，V’=1.64m/s（满足要求）用同样的方法计算冷冻水水泵吸水管的直径：根据上表可选流速V=1.1m/s横截面积A=Q/V=0.029/1.1=0.026=πD2/4∴直径D=0.183m，D’=200mm，V’=Q/A=1.0m/s（满足要求）补水量是冷冻水流量的1%，即Q补=318×1%=3.18m3/h=0.O088m3/s，选择管径为25mm。
冷藏库（包含制冷系统安装说明，设计说明，地基施工图）
制冷技术课程设计说明书(样本)
随着全球气候变暖和人们生活水平的提高，制冷技术在食品冷藏、空调、数据 中心冷却等领域的需求不断增长，对制冷技术的性能、效率和环保性提出了更 高的要求。
目的和意义
培养学生掌握制冷技术的 基本原理
通过课程设计，使学生深入了解制冷技术的 基本原理，掌握制冷循环的工作过程以及各 部件的作用和性能要求。
系统效率
优化系统设计，提高制冷效率 ，降低能耗。
设计流程与步骤安排
需求分析
明确设计任务和要求，收集相关资料和数据。
方案设计
根据需求分析，提出多种可行的设计方案，并进行初 步评估。
详细设计
对选定的方案进行详细设计，包括制冷循环设计、关 键部件选型、控制系统设计等。
设计流程与步骤安排
建模与仿真
利用专业软件进行三维建模和仿真分析，验 证设计的合理性和可行性。
在仿真过程中，可以进一步完善模型细节，提高仿真的准确性和可靠性。
实验验证方面，可以增加更多对照组实验，以更全面地评估所设计制冷系 统的性能。
07
课程设计心得体会与建议
心得体会分享
理论与实践结合
通过课程设计，我深刻体会到制冷技术理论知识与实际应用之间的联系。只有将理论知识与实际操作相结合，才能更 好地理解和掌握制冷技术的核心原理。
对未来学习的展望和建议
深入学习制冷技术原理
在未来的学习中，我将更加深入地学习制冷技术的原理和 理论知识，以便更好地应用这些知识解决实际问题。
关注新技术发展
随着科技的不断进步，制冷技术也在不断发展。我将关注 最新的制冷技术动态，学习并掌握新的技术和方法。
提高实践能力
通过参加实验课程、实习和项目实践等方式，提高自己的 实践能力和动手能力，以便更好地将理论知识应用于实际 工作中。
冰箱制冷系统设计说明书
电冰箱设计方案电冰箱方案图设计一台直冷式ＢＣＤ—195中温型电冰箱。
1.电冰箱的总体布置箱体设计要求及形式.电冰箱各面的绝热层厚度（mm）冰箱箱体尺寸见下表。
箱体尺寸箱体结构:外形尺寸为545mm*５4５ｍm＊ｌ332mｍ（宽＊深＊高)。
绝热层用聚氨酯发泡,箱体结构图如下图所示。
箱体结构图2。
电冰箱热负荷计算２．１冷冻室热负荷QＦ（1）箱体的漏热量Q1冷冻室箱体各表面的传热量Q1＝4。
296+５.９8+3。
２75＋２。
98＋４。
2１8=21.3７9W(2)门封漏热量Q2Q2=0.０406·L·（t o—ｔi）=0。
0406×2（5４5+35６)×10-3[3２-（１8)]=３.66Ｗ（3）除露管漏热量Ｑ３Q3=（LＤ／１。
79)×０．22９４×(t D-0。
８4t o—０．16t F）×P r=｛[2(545＋356)+５45］×10—3/1.7９｝×0。
２２９４×（１20—0。
8４×３2—0。
16×(—18)）×3５% ＝1０.1W冷冻室总热负荷Q F=Ｑ1+Ｑ２+Q3=２1.37９＋3.66+10.1=3５。
１4W2。
２冷藏室热负荷Q R (1）箱体的漏热量Q 1冷藏室箱体各表面的传热量Ｑ1=—1。
94+10。
07＋6.219+３。
89+3。
0５＝21．2８9Ｗ (2)门封漏热量Ｑ2Q 2=0．040６·L·(t o －ｔi ) =0.０４０６×2(86５+545) ×10—３（３２-5)＝３。
１Ｗ冷藏室总热负荷Q R =Q 1+Q ２＝２1.２89+3。
1=２4．389W电冰箱总热负荷为Q=１。
2(Q F +Q R ）＝1.2（3５。
１4＋２4。
389)=71.43Ｗ(考虑一定的热负荷余量,乘以一个放大系数1。
2.）3。
箱体外表面凝露校核箱体外表面凝露校核也分冷冻室和冷藏室进行。
美国标准 HVAC 制冷制热系统设计指南说明书
•providing insights for today’s hvac system designer© 2006 American Standard All rights reserved●1volume 35–3maintaining a comfortable environment inPlaces of AssemblyDesigning comfort systems for places of assembly (auditoriums,gymnasiums, arenas, houses of worship) presents some vexingchallenges. Such facilities often have acoustical requirements that place limits on equipment location and air distribution design. Many places of assembly experience extremely diverse loads and occupancyschedules, complicating part-load system control. But perhaps thebiggest challenge is occupancy itself, and its impact on ventilation and humidity control. Design guidelines that are commonly applied incommercial office space mayget us into trouble here.A simple example can illustrate some of these issues: a school gymnasium during a band concert. As this is a good high school band, both the bleachers and the floor are full. Occupancy is at the fire marshal’s rated seatingcapacity. The 18,000 ft 2 gymnasium is designed for 1200 people, including use of the gym floor. A load calculation reveals the following space loads:Roof 69,600 Btu/hr Wall 43,000 Btu/hr Glass 10,500 Btu/hr Lights 122,900 Btu/hrPeople 300,000 Btu/hr (sensible)240,000 Btu/hr (latent)Totals546,000 Btu/hr (sensible)240,000 Btu/hr (latent)Occupancy a Major FactorPeople constitute a significant portion of the space sensible cooling load, over 50 percent. However, it is the impact on humidity that makes occupancy a difficult load to manage. The space sensible heat ratio for this example is only 0.69 (Figure 1).If the target space comfort condition is 75°F and 50 percent relative humidity (RH), and the air distribution system is designed for 55°F supply air, the required supply airflow is over 4 cfmper square foot of floor area -- a huge amount! How did that happen?Humidity ratio tells the story. Humidity ratio is grains of water vapor per pound of air. The humidity ratio at 75°F dry bulb and 50 percent RH, the desired space condition, is 64.7 grains of water vapor per pound of air. The 55°F supply air has a humidity ratio of 60.4 gr/lb. At these conditions, each pound of supply air we introduce into the space can remove 4.3 grains of water vapor. If each occupant contributes 200 Btu/hr to the latent load, 1200 people add 230 pounds of water vapor (1,610,000 grains) to the air in the gymnasium. If each pound of supply air can remove only 4.3 grains of water vapor, it will take 374,000 pounds of supply air per hour. This equates to approximately 83,000 cfm, or 4.6 cfm/ft 2. That's a lot of air!Figure 1. Design sensible and latent loadsHumidity is the Driver.In this example, 83,000 cfm is required to handle humidity, but only 18,000 cfm of this must be outdoor air for ventilation (assuming 15 cfm of OA per person*). With a space sensible cooling load of 546,000 Btu/hr and a supply-air temperature of 55°F; approximately 25,000 cfm is required to maintain the space temperature at 75°F. In this case, 72% of the supply air must be outdoor air. While this is a high fraction of outdoor air, it is manageable. Ventilation air is not the culprit.This 25,000 cfm of supply air equates to 1.4 cfm/ft2. This is a large, but manageable supply air quantity. But we still need 83,000 cfm of supply air to control humidity. How do we better equip the supply air to handle the high latent load associated with this many people? Obviously the supply air needs to be drier. The drier the supply air (the lower the dew point), the more water vapor it will remove from the space. What supply air dew point is required to handle the space latent load?*While many local codes may still require 15 cfm/ person for ventilation, the most recent version of ASHRAE Standard 62.1-2004 has revised the minimum required ventilation rates for places of assembly.Calculating Specific Humidity. The key is another humidity measurement called specific humidity. Specific humidity is expressed as pounds of water vapor per pound of air. Suppose we choose to design the air distribution system for our example gymnasium for 25,000 cfm (114,000 pounds per hour). The 1200 people generate 227 pounds of water vapor each hour. Removing 227 pounds of water vapor with 114,000 pounds of air requires that the specific humidity of the supply air be 0.0020 lbw/lba drier than the space. The specific humidity at 75°F and 50 percent RH is 0.0092 lbw/lba. So the specific humidity of the supply air must be 0.0072 lbw/lba to offset the latent load of the people. This corresponds to a supply air dew point of about 48°F.So how do we create this 48°F dewpoint supply air? One common methodis to cool all the supply air to a dry-bulbtemperature of about 49°F to 50°F.Thisshould dehumidify the supply air to the48°F dew point required to offset thelatent load due to people.Supplying 50°F air to the gymnasiumprovides additional benefits. It reducesthe required airflow needed to offsetthe space sensible cooling load from25,000 cfm to only 20,000 cfm (1.1cfm/ft2). This concept is called cold airdistribution, and is a common designapproach when aggressive humiditycontrol is required or the design teamis seeking ways to reduce fan power orair handler footprint.1 All of thesebenefits may be attractive whendesigning for places of assembly. Coldair also requires careful diffuserselection, careful temperature control,and reliable control of buildingpressure. In addition, supply-airtemperatures below 50°F maypreclude the use of conventional,direct expansion (DX) equipment.The Desiccant Approach. But do weneed colder air, or do we need drier air?The truth is, we don't need air that iscolder; we only need air that is drier.Recent research in desiccants hasresulted in a Type III desiccant wheelthat is able to regenerate at lowtemperatures, often without the needto add heat. This allows the wheel tobe configured in series with a coolingcoil. This activated alumina desiccantwheel is available in a Trane systemcalled CDQ™ (Cool, Dry, Quiet).2 Theaddition of the CDQ wheel allows thesystem to deliver supply air at 48°Fdew point, while the cooling coil onlyneeds to cool the air to 54°F. With CDQthere is no need to design a cold airdistribution system. Since there is noneed to produce 50°F supply air, therequired capacity of the cooling load issubstantially reduced.With the cold air system, the requiredcooling coil capacity is about 150 tons(based on 1200 people and 18,000 cfmof outdoor air) and supply fan power isonly 10 kW. The CDQ system reducescooling coil capacity to about 140 tons,but increases fan power to 16 kWbecause of the higher airflow andadditional static pressure from thedesiccant wheel. Both are viableoptions. It is noteworthy that CDQ maybe an excellent means to achieve lowsupply air dew points withconventional DX equipment.Don't Forget Part Load Situations.Places of assembly often experiencevery diverse loads. It would be wise toevaluate the performance of these Figure 2. Air handling unit with a T ype III series desiccant wheel (T rane CDQ)2●Trane Engineers Newsletter volume 35–3providing insights for today’s HVAC system designersystems at part load. There are two part-load conditions we should evaluate. One is quite obvious, which is what happens when most of the people leave. Perhaps the remaining occupancy is only 40 people instead of 1200. This is an easy part-load condition to accommodate. The sensible loads drop to 256,000 Btu/hr and the latent load due to people drops to only 8000 Btu/hr. The resulting space sensible heat ratio increases to 0.97.If we supply air at 50°F with the cold air system, the required supply airflow is only 9400 cfm. This system is called "single zone VAV." Supply airflow is reduced to match the reduced sensible cooling load in the space. Single zone VAV is easy to control. The supply fan airflow is modulated based on space temperature. The 9400 cfm of 50°F air will remove the 256,000 Btu/hr of sensible heat and has the potential to remove 116 pounds of water vapor. However, at this reduced occupancy, the people add only 7.6 pounds of water vapor. The result is that space humidity is lowered to 40 percent RH. At this condition, the supply-air temperature could be reset upward to save some compressor energy. Problem with Constant Volume Systems. What happens if the cold air system is a constant volume design rather than VAV? The reduced sensible cooling load requires a warmer supply-air temperature, about 63°F for this example. At this supply-air temperature, the 20,000 cfm of supply air will remove 256,000 Btu/hr of sensible heat, but less than 7.6 pounds of water vapor. Space humidity rises to 65 percent RH, well above our target of 50 percent. Not only does a constant volume system use more fan energy at part load, but it is less adept at removing moisture. By comparison, a single zone VAV system reduces fan energy while adequately removing moisture. Single zone VAV with cold air provides humidity control at most load conditions, while simultaneouslysaving fan energy.How does CDQ fare with reducedoccupancy? If the supply fan delivers aconstant volume of air, the reducedsensible load requires the supply-airtemperature to increase to over 65°F.However, the CDQ desiccant wheelcan still deliver the supply air at 55°Fdew point (Figure 2). The resultingspace humidity rises to only 52 percentRH. Constant volume CDQ is certainlyadept at controlling space RH at loweroccupancy, but the benefits of VAV canbe applied to CDQ systems too.When Sensible Loads are Lighter.There is another part-load conditionthat can be even more sinister;reduced building-related sensible loadswhile the space is fully occupied. Whathappens with full occupancy (1200people) when there is envelope orglass loads? If the only loads in thespace are due to lighting and people,the sensible heat ratio drops to 0.63. Ifwe dim the lights, the situation getseven worse.This reduction in the space sensiblecooling load creates a sensible heatratio more severe than what thesystem was originally designed toaccommodate. Increasing the supply-air temperature or reducing supplyairflow in response to the reducedsensible load will hinder the ability toremove moisture. Reheat can helpwhen the sensible heat ratio is lowerthan design. Both cold air and CDQhave the ability to reduce sensiblecooling capacity while maintaining alower supply air dew point. Table 1compares these systems, with andwithout reheat, when all envelopeconduction and solar loads are absent.Both cold air and CDQ systemsperform well at this part-load condition.Single zone VAV results in a slightlyelevated space relative humidity, butstill well within the comfort zone. Thiscomfortable condition is achievedwithout reheat and uses less fanenergy. Some reheat and additional fanenergy may be needed if more precisehumidity control is desired.Each Situation Unique. Well, it was agreat concert, but this was a highschool concert band, not a rock band.Add smoke from a pyrotechnic display,or moisture from an Olympic sizeswimming pool, and designing acomfort system for "places ofassembly" can be even morechallenging. In addition to reheat, coldair distribution and the CDQ desiccantwheel, give us additional tools to dealwith high space latent loads. Simpleairside control schemes like singlezone VAV provide an easy means ofadapting to diverse part-load conditionswhile providing some energy savings.Article by Don Eppelheimer, applicationsengineer,Trane. Y ou can find this and previousissues of the Engineers Newsletter at/engineersnewsletter. Tocomment,***********************.1.A 2000 Engineers Newsletter (volume 29-2,"Cold Air makes Good $ense") provides moredetail on the benefits and design issues relatedcold air distribution systems.2A 2005 Engineers Newsletter (volume 34-4,"Advances in Desiccant-Based Dehumidification")provides more detail on the series configuration ofa Type III desiccant wheel (Trane CDQ).T able 1. System comparison at part load (no envelope conduction or solar loads)providing insights for today’s HVAC system designer Trane Engineers Newsletter volume 35–3●34●Trane Engineers Newsletter volume 35–3providing insights for today’s HVAC system designerT raneA business of American Standard CompaniesFor more information, contact your local Trane***********************************Tr a ne bel i eves the f ac ts a nd suggest i ons presented here to be acc ur a te. However, f i n a l des i gn a nda ppl ica t i on de ci s i ons a re your respons ib i l i ty. Tr a ne d i sc l ai ms a ny respons i b i l i ty for ac t i ons t a ken onthe m a ter ia l presented.5●Trane Engineers Newsletter volume 35–3ADM-APN021-EN (September 2006)6●Trane Engineers Newsletter volume 35–3providing insights for today’s HVAC system designer。
《制冷与低温技术》课程和设计说明书
《制冷与低温技术》课程设计[说明书]题目：换热器的设计系别：能源与动力工程系专业：低温制冷专业姓名：赵学号：04144725指导教师：刘2010年06 月12 日目录摘要 (3)第一章课程设计任务书 (4)1.1设计时间及地点 (4)1.2设计目的和要求 (4)1.3设计题目和内容 (5)第二章氟利昂卧式壳管式冷凝器设计计算 (5)2.1管型选择 (5)2.2估计传热管总长 (6)2.3确定每流程管数z，有效单管长l及流程数N (6)2.4传热管的布置排列及主体结构 (7)2.5传热计算及所需传热面积确定 (8)2.5.1水侧表面传热系数计算 (8)2.5.2氟利昂侧冷凝表面传热系数计算 (8)2.6冷却水侧阻力计算 (10)2.7连接管管径计算 (10)第三章卧式壳管式冷凝器的零部件及设计 (10)3.1传热管、传热管的布置及与管板的固定方式 (10)3.2壳体、管板及其连接方式 (11)3.3端盖 (12)3.4支座 (13)3.5连接管 (14)第四章卧式壳管式冷凝器的整体结构 (14)总结 (16)致谢 (17)参考文献 (17)摘要换热器是制冷装置中不可缺少的重要设备，其传热效果直接影响到制冷机重量和体积的大小，以及其运行特性和经济性。
冷凝器和蒸发器是制冷机必不可缺少的换热器，它们是制冷机中得到重要组成部分。
而冷凝器是制冷装置相制冷系统外放出热量的换热设备。
卧式壳管式冷凝器最为广泛的应用在大、中、小型氨和氟利昂制冷装置。
对于氟利昂壳管式冷凝器的换热器的换热管选用导热系数高的铜管，提高冷凝器的传热效率，减小设备的体积。
在卧式壳管式冷凝器中，制冷剂蒸汽从冷凝器的壳体的上部进入冷凝器，制冷剂蒸汽在换热管外表面上冷凝，凝结成液体后从壳体的底部流出进入储液器。
对于小型制冷装置，为了简化设备，冷凝器的下部少装几排换热管，冷凝器的下部作为储液器。
冷凝器的冷却水从冷凝器一端的端盖下部进入冷凝器的换热管内，两个端盖的内部有隔板，以便使冷却水在换热管内可以多次往返流动，冷却水从一个端头向另一个端头流一次称为一个流程。
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安徽建筑大学环能工程学院课程设计说明书课程：《制冷课程设计》班级： dddddd姓名： ccc学号： qqqq指导教师：ddd2012年6月目录（一）设计题目与原始条件 (1)（二）方案设计 (2)（三）制冷机组的选择…………………………………2（四）水力计算 (4)（五）设备选择………………………………………6（六）制冷机房的注意事项 (11)（七）设计总结 (11)（八）参考文献 (12)一、设计题目与原始条件1、课程设计题目某空调系统制冷站工艺设计2、原始条件制冷量为1800Kw，能源为电；3、课程设计目的课程设计是《空调用制冷技术》课程的重要教学环节之一，通过课程设计了解空调用制冷站工艺设计的内容、程序和基本原则，学习设计计算方法和步骤，提高运算和制图能力，增强对制冷站中所应用的冷水机组、水泵、冷却塔等设备的认知，巩固所学理论知识。
并学习运用这些知识解决工程问题。
二、方案设计该机房制冷系统为四管制系统，即冷却水供/回水管、冷冻水供/回水管系统。
经冷水机组制冷后的7℃的冷冻水通过冷冻水供水管到达分水器，再通过分水器分别送往各个区域，经过空调机组的12℃的冷冻水回水经集水器再由冷冻水回水管返回冷水机组，通过冷水机组中的蒸发器实现降温过程。
从冷水机组出来的37℃的冷却水经冷却水供水管到达冷却塔，经冷却塔冷却后返回冷水机组，如此循环往复。
考虑到系统的稳定安全运行，系统中配备补水系统，软化水系统，水处理系统等附属系统。
三、制冷机组的选择1、已知制冷量为1800kw2、确定冷水机组的型号及台数（1）制冷机组选型要熟悉机组的性能、特点，才能进行冷水机组主要性能比较机组的性能及特点主要包括：制冷量范围性能系数、调节特点等。
（2）选用制冷机组时台数不宜过多，一般为2—4台，不考虑备用。
多机头机组可以选用单台。
当采用多台型号相同的机组时，单机容量调节下限常冷量大于最小负荷时，应选用一台小型机组来适应低负荷需要。
◆确定制冷机组型号后，应记录冷水机组的主要性能参数参数，如下：名义冷量；名义耗功率；名义工况性能系数；冷冻水、冷却水压力损失及水流量，以及机组的外形尺寸运行重量等，为后续设计收集资料。
（一）冷水机组选型1、冷水机组的简介①活塞式冷水机组②螺杆式冷水机组③离心式冷水机组④吸收式冷水机组前三种都是依靠电能实现制冷循环第四种是依靠热能实现制冷循环的.对于小型冷冻站一般选用活塞式制冷机组,中小型冷冻站一般选用螺杆式制冷机组,大型冷冻站一般选用离心式冷冻机组.对于有热源的地方,考虑节省能源,一般选用吸收式冷水机组.2、冷水机组的选择依据:制冷机组的种类很多,各种机组的容量范围和性能都各有特色及最佳的使用条件,应根据用户的经济条件,效益及能耗等优劣状况进行综合分析,全面衡量.主要考虑以下几点:①:需要的冷冻水的温度范围,供回水温差,压力等参数符合要求;②:总制冷量与单机制冷量能适合在全年需要符合情况下安全、经济的运行;③:节约能源,保护环境;④:对冷却水源的水量、水质、水温、太冷却设备的可靠性.夏季为空调系统提供7-12℃冷冻水,冬季为空调系统提供60-50℃热水。
(二)冷水机组选型1.总的制冷量已知总制冷量为1800kw2.备选方案：方案一，螺杆式制冷机组选用的麦克维尔水冷单螺杆冷水机组2台，主要性能参数：方案二:方案三：溴化锂制冷机组选用开利直燃型溴化锂吸收式制冷机组3台，主要性能参数：燃料消耗：人工煤气，制冷为128Nm3/h。
电气数据：制冷泵功率0.4kw，溶液泵功率3.7kw，燃烧器风机1.5kw电源容量12.3kw1、比较个方案的优缺点方案一：螺杆式制冷机组优点：结构简单，运动部件少，易损件少，寿命长；噪音低，震动少；压缩比可达20；机组能效比高。
缺点：价格高；单机容量比离心式小；润滑系统复杂.耗油量大。
单螺杆压缩机优点：结构合理，具有理想的力平衡性,星轮对称布置，径向力平衡,轴向引气通道，轴向受力平衡轴承寿命长，排气压力可达5.6MPa，单机容量大，无余隙容积，螺杆上每个槽在一转上均被使用2次，压缩机尺寸更小，理论上不存在余隙容积，噪声低，振动小，受力平衡，振动小，异形消声器，单螺杆压缩机缺点：精度要求高，啮合副与机壳的几何尺寸和相互位置精度要求高，需要专用设备加工，两极容量发展受限，由于精度要求高，向大容量和小容量两极发展受到技术限制容量过小，加工位置空间小，易产生让刀和振动。
容量过大，热变形量大，啮合间隙难以控制单螺杆压缩机100,000 h 的轴承寿命，维修周期一般为：40,000h方案二：离心式冷水机组优点：叶轮转速高，输气量大，单机容量大；结构紧凑，噪音低；机组能效比高，单位制冷量量指标小。
缺点：对材料强度，加工精度要求严格；离心负压系统，外壳易侵入有产生化学变化，腐蚀管路的危险。
通过计算，方案二初投资最小，但运行费用大，总投资也较大。
优点：1.叶轮转速高，输气量大，单机容量大2.易损件少，工作可靠，结构紧凑，运转平稳，振动小，噪声低3.单位制冷量重量指标小4.制冷剂中不混有润滑油，蒸发器和冷凝器的传热性能好5.EER值高，理论值可达6.996.调节方便，在10%~100%内可无级调节缺点：1.单级压缩机在低负荷时会出现“喘振”现象，在满负荷运转平稳2.对材料强度，加工精度和制造质量要求严格3.当运行工况偏离设计工况时效率下降较快，制冷量随蒸发温度降低而减少幅度比活塞式快4.离心负压系统，外气易侵入，有产生化学变化腐蚀管路的危险方案三：溴化锂冷水机组优点:运动部件少，故障率低，运动平稳，振动小，噪声低,加工简单，操作方便，可方便实现调节，特别在负荷在50%以下时。
溴化锂溶液无毒，对臭氧层无破坏作用.可利用余热。
废热及其他低品位热能.运行费用少，安全性好.以热能为动力，电能耗用少。
缺点：使用寿命比压缩式短.节电不节能，耗汽量大，热效率低 .机组长期在真空下运行，外气容易侵入，若空气侵入，造成冷量衰减，故要求严格密封，给制造和使用带来不便.机组排热负荷比压缩式大，对冷却水水质要求较高.溴化锂溶液对碳钢具有强烈的腐蚀性，影响机组寿命和性能。
溴化锂吸收式冷水机组的优点：1.运动部件少，故障率低，运动平稳，振动小，噪声低；2.加工简单，操作方便，可实现10%~100%无级调节；3.溴化锂溶液无毒，对臭氧层无破坏作用；4.可利用余热。
废热及其他低品位热能；5.运行费用少，安全性好；6.以热能为动力，电能耗用少。
溴化锂吸收式冷水机组的的缺点：1.使用寿命比压缩式短；2.节电不节能，耗汽量大，热效率低；3.机组长期在真空下运行，外气容易侵入，若空气侵入，造成冷量衰减，故要求严格密封，给制造和使用带来不便；4.机组排热负荷比压缩式大，对冷却水水质要求较高；5.溴化锂溶液对碳钢具有强烈的腐蚀性，影响机组寿命和性能。
通过比较，在本工程中采用方案1。
综上所述，本设计选方案一选用麦克维尔的水冷单螺杆冷水机组2台，主要性能参数四、水力计算控制比摩阻法（一）冷冻水循环系统水力计算（闭式系统）利用控制比摩阻法进行计算，比摩阻的范围在100～200Pa/m内均可。
两台机组时：冷冻水量43.7L/s=157.32 m3/h=0.0437 m3/sL=0.0437×2=0.087 m3/s=87.4L/s，R=107 Pa/m，2台机组总管d1=250mm,单台机组时：L=43.7L/sR=84 Pa/m,单台机组管径D=200mm(二)、冷却水循环系统水力计算冷却水量51.2L/s=184.32 m3/h两台机组时：L=51.2L/s×2=102.4L/s, R=59 Pa/m, 2台机组总管d1=300mm,单台机组时：L=51.2L/s, R=38 Pa/m ,单台机组管d2=250mm,冷却水系统两机组的合用管：五、设备选择（一）、冷冻水泵的选择（1）流量的计算由制冷机组性能参数得冷凝器水量为43.7 l/s，考虑到泄漏，附加10%的余量即为，43.7×3.6×（1+10%）=173.052m3/h（2）1.制冷机组冷凝器水阻力：一般为5～7mH2O；（具体值可参看产品样本）2.冷却塔喷头喷水压力：一般为2～3mH2O3.冷却塔（开式冷却塔）接水盘到喷嘴的高差：一般为2～3mH2O4.回水过滤器阻力，一般为3～5mH2O；5.制冷系统水管路沿程阻力和局部阻力损失：一般为5～8mH2O；综上所述，冷冻水泵扬程为17～26mH2O，一般为21～25mH2O。
扬程的估算，估计冷冻水泵的扬程约为25m （3）冷冻水泵的选择：根据以上计算的流量和扬程，选择两台，IS150—125—315的空调专用水泵H=H1（二）、冷却塔选型遵循一机一泵对一塔的原则，需选择两台冷却塔：1 冷却塔台数与制冷主机的数量一一对应，一般不考虑备用；2 冷却塔的水流量 = 冷却水系统水量×1.2；冷却水量为51.2L/sL1=51.2×3.6=184.32冷却塔冷却水量： L=1.2 L 1=1.2×51.2×3.6=221.184m 3/h进水温度：t w2=37℃ 出水温度：t w1=32℃ 湿球温度：t w =28℃ 逼近度：32-28=4.8℃ 水温差：5℃选用安丘市腾飞玻璃钢厂冷却塔，查其电子样本，可选两台圆形逆流式冷却塔型号：DBNL3-200型：(三)、冷却水泵的选择（开式系统）冷却水泵扬程的组成：1.制冷机组冷凝器水阻力：一般为5～7mH2O；（具体值可参看产品样本）2.冷却塔喷头喷水压力：一般为2～3mH2O3.冷却塔（开式冷却塔）接水盘到喷嘴的高差：一般为2～3mH2O4.回水过滤器阻力，一般为3～5mH2O；5.制冷系统水管路沿程阻力和局部阻力损失：一般为5～8mH2O；综上所述，冷冻水泵扬程为17～26mH2O，一般为21～25mH2O。
Ｈ＝24mH2O（2）流量的确定：由制冷机组性能参数得冷凝器水量为184.32 m3/h，考虑到泄漏，附加10%的余量即为，184.32×（1+10%）=202.752m3/h（2）冷却水泵的选择：根据以上所得流量和扬程，选择两台IS150—125—315的空调专用水泵：Ls=a+f+x+L4=140+530+140+1585=2395mH=H1=835m（四）、电子水处理仪选取冷却水电子水处理器冷却水量51.2L/s=184.32 m3/h冷冻水量43.7L/s=157.32 m3/h根据冷却水流量184.32m 3/h ，选用2台HGDZ-6系列电子水处理器：（五） 过滤器的选择根据管路直径选择对应的Y 型过滤器。
冷冻水泵进水口直径d=150mm, 所以过滤器选Y-150mm 冷却水泵进水口直径d=150mm, 所以过滤器选Y-150mm（六）、膨胀水箱的确定本系统采用膨胀水箱定压的方式定压 （一）膨胀水箱的确定水箱容积：S P V T V ⋅∆⋅=α m 3α--水的体积膨胀系数 0.0006 L/℃△T--最大水温变化值 5℃（冷水进/出口温度：12/7℃ 冷却水进/出口温度：32/37）S V —系统内水容量系统容水量是可以按建筑面积估计的 供冷时：全空气系统：0.4~0.55L/ m 2，空气+水系统：0.7~1.3L/ m 2；所以S V =1.3×10000=13000L=13 m 3, P V = 0.0006×30×13=0.234m 3（七）、水系统附属设备（1）分集水器——多用于多回路的空调水系统，直径应按总流量通过时的断面流速（0.5—1.0m/s）初选，并应大于最大接口管开口直径的2倍。