低温冷库制冷循环设计.docx
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低温冷库制冷循环设计
课程设计
课程名称制冷与低温课程设计
题目名称冷库CO2/NH3复叠制冷系统设计
学生学院能源与动力工程学院
专业班级能动B11
组员朱家伟李科白清川
指导教师晏刚
2014年9月2日
设计总说明
本课程设计是设计一个10^3m3低温冷冻库制冷循环系统,要求选用CO2/NH3复叠制冷循环系统。
整个设计过程主要包括系统制冷量计算、系统高低温级循环理论设计、复叠制冷系统设备的计算和选配，同时结合整体设备运行原理，对该CO2/NH3复叠制冷循环系统进行校正。
本次设计先从冷库制冷量计算着手，先根据CO2的制冷范围，初设循环的温度范围，计算出中间温度；再由各级冷凝蒸发温度结合循环p-h图确定系统设备的工况，最后根据工况和要求选取最佳的制冷设备。
经过设计计算，可以根据两级压缩机的排气量选取合适的压缩机，根据换热器负荷，利用专业换热器软件计算换热器的技术参数，在选取合适的换热器。
通过本次的设计，得到了一个较合理的可适用于低温冷冻库的CO2/NH3复叠系统成套设备。
关键词：
低温冷库CO2/NH3复叠螺杆压缩机蒸发冷凝器课程设计
目录
一、co2/hn3复叠制冷系统制冷量计算2
1.110^3m³冷库耗冷量的计算2
1.2冷库机组计算3
二、CO2/NH3复叠制冷系统理论循环计算4
2.1C02／NH3复叠制冷系统的特点4
2.2CO2/NH3复叠制冷系统的组成5
2.3复叠系统温度的确定6
2.4低温级（CO2）设计参数6
2.5高温级（NH3）设计参数6
2.6低温级（CO2）循环理论计算6
2.7高温级（NH3）循环理论计算8
三、CO2/NH3复叠制冷系统设备的选择9
3.1压缩机的选择9
3.2换热器的计算和选择10
3.3油冷却器的选择10
3.4电子膨胀阀的选择11
3.5CO2安全阀的设计12
3.6润滑油的选择13
3.7密封材料14
四、主要参考文献16
五、心得体会17
一、co2/hn3复叠制冷系统制冷量计算
1.110^3m³冷库耗冷量的计算Q=Q1+Q2+Q3+Q4+Q5+Q6+Q7
1、传导热量Q1:
Q1=K×F×（T0 –T1）= 84kw
式中：
K——库体材料传热系数W/ °C.m2。
对于保温材料为150mm厚聚苯乙烯的高冷藏库间隔墙，K=0.40W/ °C.m2。
F=6x10^2（m2）——冷库外表面积；
T0–T1=15-（-20）=35（°C）——环境温度与库温的温差
2、换气负荷Q2
Q2=V×n×∆h×1/24×1/36=42kw
式中：
V=10^3（m3）——库容量
∆h=290-255=35（KJ/m3）——环境与库内空气的焓差（查空气焓值表可得t=15°C时，h=290KJ/m3；当t=20°C时，h=255KJ/m3.
n=2——24h换气次数，可取2-3次
3、冷藏物负荷Q3
Q3= [G（i1-- i2）+g（t1-- t2）c]/24×1/3600
式中：
G——进货量 2x10^4Kg/天
i1、i2——食品加工或贮存前后的含热量KJ/Kg
g——包装材料重量Kg
t1-- t2——入出库包装材料温度°C
c——包装材料的比热容KJ/（Kg. °C）
1#中温冷藏库按日进货20吨计算；2#中温冷藏库按日进货10吨计算；
4#、5#高温冷藏库按日进货30吨计算，6#高温冷藏库按日进货15吨
4、食品呼吸热Q4 （忽略不计）
冷藏库贮存物为蔬菜、水果时要考虑其呼吸热。
5、库内人员发热量Q5
Q5=q× Hm×N×1/24 =0.175kw
式中q——库内人员发热量350W/人
Hm——24内操作时间可按3小时/天计算
N——操作人数10^3m3可按4人计算
6、照明负荷Q6
Q6=Φd×Ad
式中：
Φd——每平方米地板照明热流量,对于冷库取2.3W/㎡
Ad——冷库地面面积
7、机械发热量Q7
Q7=ξ×W×H×1/24 =
式中ξ——热转化系数，电动机在冷库内时取1.0
W——电机功率（W）
H——使用时间（h）
1.2冷库机组计算
根据温度及货物的不同耗冷量也不同，压缩机输出的制冷量应大于货物的耗冷量。
资料显示：
高温库：
每立方大概70~90W； 保鲜库：
每立方大概90~120W； 速冻库：
每立方大概200~300W；
冷库容积越大所需单位制冷量越小，因为货物的呼吸热被吸收了。
高温冷库制冷量计算公式为：
冷库容积×90×1.16+正偏差，正偏差量根据冷冻或冷藏物品的冷凝温度、入库量、货物进出库频率确定，范围在100-400W之间；
中温冷库制冷量计算公式为：
冷库容积×95×1.16+正偏差，正偏差量范围在200-600W之间；
低温冷库压缩机组制冷量计算公式为：
冷库容积×110×1.2+正偏差，正偏差量范围在300-800W
可知：
复叠压缩机组制冷量应不低于10^3x110x1.2+800=132kw
取系统理论制冷量Q=140kw
二CO2/NH3复叠制冷系统理论循环计算
2.1C02／NH3复叠制冷系统的特点
aCO2/NH3复叠制冷系统一般应用范围为-35～-55℃，由于C02三相点（-56．6℃）高，所以蒸发温度最低能到-55℃。
b与传统的NH3两级制冷相比，由于C02的容积制冷量要比NH3的大，所以同等冷量的系统减少了系统氨的充灌量，降低了NH3泄漏的危险程度。
C02的蒸发潜热较大，单位容积制冷量相当高，0℃时，单位容积制冷量是NH3的1．58倍，是R22的5．12倍，是R12的8．25倍。
同时，作为高温段的NH3系统可以布置在单独的机房，这样提高了整套系统的安全性。
（由下循环p-h图可以看出）
图2-1CO2/NH3复叠循环p-h图
c与其它低温制冷剂相比，C02在-40"C下，液体粘度是5℃水的粘度的l／8，即便在相对较低的流速下也可以产生湍流流动，流动和传热性能提高，减少了管道和热交换器的尺寸，从而使系统非常紧凑。
dNH3和C02均为自然工质，不存在制冷工质替代的问题。
尤其作为低温段的C02，因为在平板速冻机或冷风机等末端换热器中不使用NH3，所以即使泄漏，C02直接与储藏物接触也不会对其有不利的影响。
e由于C02无味，且密度比空气大，如果空气中C02浓度超过2％，可引起呼吸器官的损伤，甚至窒息死亡。
所以在C02的工作区需要安装C02探测仪和报警装置。
2.2CO2/NH3复叠制冷系统的组成
复叠式制冷循环由两个单级循环叠加而成。
高温系统用NH3作制冷剂，由高温压缩机、冷凝器、节流装置和冷凝蒸发器组成：
低温级系统以C02为制冷剂，由低温压缩机、冷凝蒸发器、节流阀、蒸发器和膨胀容器组成。
高温级NH3的蒸发和低温级C02的冷凝同在一个“冷凝蒸发器"中完成，高低温级分别采用模块化设计。
系统主要由高、低温两部分制冷循环组成。
每一级均为一个完整的蒸气压缩式制冷循环，此次两级分别采用各自的电子膨胀阀直接供液。
高温级采用1N-H3（R717）为制冷剂，低温级采用C02（R744）为制冷剂。
拟采用板式换热器，但由于成本太高，而采用管壳式换热器，但这样一来换热器体积就比较大。
复叠制冷系统的流程图，如图2-2所示：
图2-2CO2/NH3复叠制冷系统原理图
2.3复叠系统温度的确定
由上述可初设低温级蒸发温度为-45℃，高温级冷凝温度为30℃，冷凝蒸发器传热温差△T=5℃，则：
根据迈勒普拉萨特公式知，低温复叠机组的中间温度（低温段冷凝温度）为：
=-15.3℃
2.4低温级（CO2）设计参数
冷凝温度．-10℃，蒸发温度-45℃，压缩机、压力容器设计压力3．0MPa，安全阀开启压力2．86MPa，最高工作压力2．6MPa，膨胀罐进气压力（膨胀罐进口压力平衡阀设定压力）2．6MPa。
系统采用（电子）膨胀阀直接供液。
系统组成：
二氧化碳螺杆压缩机组，管壳式冷凝器（复叠换热器），电子膨胀阀，膨胀罐，管壳式蒸发器，管壳式回热器。
2.5高温级（NH3）设计参数
高温级（NH3）：
．-15℃／30℃，设计压力2．0MPa。
系统采用电子膨胀阀直接供液。
系统组成：
氨螺杆压缩机组，管壳式冷凝器，电子膨胀阀，管壳式蒸发器（复叠换热器）。
2.6低温级（CO2）循环理论计算
2.61循环图及各状态参数
根据《制冷与低温原理》附表13，采用中值法可得：
低温级（CO2）压缩机吸气压力，当蒸发温度Te=228.15K时，对应CO2饱和压力Pe=0.82945MPa，比焓he=
低温级（CO2）压缩机进气压力，当冷凝温度Tm=263.15K时，对应CO2饱和压力Pm=2.64025MPa，比焓hm=。
冷凝器出口过冷度△t1=5℃制冷循环在蒸发器出口设置回热器，取过热度△t2=20℃。
压缩比ε=3.18，计算过程中容积效率ηv=0.85,绝热效率ηad=0.74，电机效率ηd=O.9在计算过程中，认为循环过程中产生的不可逆损失均由制冷剂吸收，忽略蒸发器、冷凝器以及管道中的产生阻力损失。
有上述信息可作CO2理论循环图如图2-3：
循环为1-2-3-3’--4-5-6-1
图2-3低温级（CO2）理论循环p-h图
由图可求得各状态点参数如下表
状态点
温度/℃
压力/MPa
比焓/（kJ/kg）
比容/（m3/kg）
1
-45
0.82945
736.06
0.0462
2
-25
0.82945
752.86
0.0530
3
45.6
2.64025
777.34
0.0219
3’
-10
2.64025
738.01
0.0141
4
-15
2.64025
478.32
5
-22.7
2.64025
461.52
6
-45
0.82945
461.52
2.62回热器热力平衡计算
根据热力平衡关系：
h2-h1=h4-h5
可得：
h5=461.52kJ/kg；根据压力和比焓可在图中查得：
t5=-22.7℃
2.63低温级热力过程计算
单位质量制冷量qe=h1-h6=274.54kJ/kg
单位质量指示功wt=h3-h2=24.48kJ/kg
单位质量冷凝热qc=h3-h4=299.02kJ/kg
单位质量回热量qch=h2-h1=16.8kJ/kg
制冷剂的质量流量m=Qt/qe=140kwX3600s/274.54kJ/kg=1835.80kg/h
压缩机理论排气量V=m*v2/ηv=114.5m3/h
压缩机消耗功率Ns=wt*m/ηad=16.87kw
蒸发器热负荷Qe=Q=140kw
冷凝器负荷Qc=qc*m=152.48kw
回热器负荷Qch=qch*m=8.57kw
电机功率W=Ns/ηd=18.74kw
低温级制冷性能参数可以总结为，使用理论排量115m3／h的螺杆压缩机，制冷量在冷凝温度-10℃，蒸发温度-45℃工况下，制冷量为140kW，轴功率18.74kW，可以选配功率2OkW的三相异步电动机。
2.7高温级（NH3）循环理论计算
2.71循环指示图及状态点参数
计算工况：
制冷量为低温部分的实际冷凝负荷（蒸发负荷与消耗功率之和）Qc=156.87kW，蒸发温度Te=-15℃，对应制冷剂饱和压力为Pe=0.236MPa，冷凝温度Tc=30℃，对应制冷剂饱和压力为Pc=1.169MPa。
冷凝器出口过冷度△tl=5℃，压缩比ε=4.95，计算过程中容积效率ηv=0．8，绝热效率ηad=0．72，电机效率ηd=0．9。
在计算过程中，认为循环过程中产生的不可逆损失均由制冷剂吸收，忽略蒸发器、冷凝器以及管道中的产生阻力损失。
作高温级（NH3）循环P-H图如图2-4：
循环为1-2-3-4-5-6-1
图2-4高温级（NH3）理论循环p-h图
查氨的压焓图可求得高温级各状态点参数，制表如下
状态点
温度/℃
压力/MPa
比焓/（kJ/kg）
比容/（L/kg）
1
-15
0.236
1441.37
507.32
2
-10
0.236
1454.02
515．21
3
107.4
1.204
1705.61
125.07
4
30
1.204
343.03
1.68
5
25
1.204
448.12
6
-15
0.236
448.12
2.72高温级（NH3）热力过程计算
单位质量制冷量qe=h2-h6=1005.9kJ/kg
单位质量指示功wt=h3-h2=251.59kJ/kg
单位质量冷凝热qc=h3-h5=1257.49kJ/kg
制冷剂的质量流量m=Qt/qe=561.42kg/h
压缩机理论排气量V=m*v2/ηv=361.56m3/h
压缩机消耗功率Ns=wt*m/ηad=54.49kw
冷凝器负荷Qc=qc*m=196kw
电机功率W=Ns/ηd=60.54kw
高温级制冷性能参数可以总结为，机组运行在冷凝温度30℃．蒸发温度一10'C工况下，制冷量需求为156.87kW，需要压缩机理论输气量为361.56m3／h．可阻根据这个输气量选择合适的压缩机。
轴功率60.54kW，可以选配功率65kW的三相异步电动机。
三CO2/NH3复叠制冷系统设备的选择
3.1压缩机的选择
压缩机主要有螺杆压缩机和活塞压缩机，本设计由于以下几点选择螺杆压缩机：
①可靠性高。
螺杆压缩机零部件少，没有易损件，因而它运转可靠，寿命长，大修间隔时间可达和8万小时。
②操作维护方便。
操作人员不必经过长时间的专业培训，可实现无人值守运转。
③动力平衡性好。
螺杆压缩机没有不平衡惯性力，机器可平稳地高速工作，可实现无基础运转，体积小，重量轻，占地面积少。
④适应性强。
螺杆压缩机具有强制输气的特点，排气量几乎不受排气压力的影响，
在宽广的范围内能保持较高的效率。
⑤多相混输。
螺杆压缩机的转子齿面间实际上留有间隙，因而能耐液体冲击，可压送含液气体、含粉尘气体、易聚合气体等。
3.11CO2制冷压缩机的选择
烟台冰轮集团有限公司是以冷冻、空调设备制造及制冷空调成套工程设计、安装、调试、技术咨询服务为主业的大型企业。
其CO2/NH3复叠技术领域具有较高的水平，此次设计选用的LG16R型CO2螺杆制冷压缩机是烟台冰轮在具有完全自主知识产权螺杆压缩机核心技术基础上，综合多项自主专利技术研究开发成功的，其技术参数及机组图如下：
图3-1LG16R型螺杆压缩机技术参数
图3-2CO2制冷压缩机组
压缩机组配备电机为20kW，低温级螺杆压缩机组的设计仍采用通常的强制供油方式，因为二氧化碳压缩机的理论排气温度为46℃，如果再有喷油进入压缩腔，排气温度不会超过46℃，也就说排气温度不高，这样油冷却器可以不用。
本设计的二氧化碳压缩机组去掉了油冷却器。
3.12NH3气压缩机的选择
二氧化碳和氨复叠制冷的系统，与传统的氨双级制冷系统相比，区别在于低温级用二氧化碳替代了氨。
所以在本项目中，氨高温级的循环设计同常规的设计。
氨螺杆压缩机采用冰轮常规产品，设计压力20bar，根据低温级的冷凝负荷156.87kW，即高温级的制冷需求，以及运行工况，选择合适的氨螺杆压缩机。
本设计选择LG16BS氨螺杆压缩机组，压缩机理论排气量为480m3/h，配用电机65kw。
3.2换热器的计算和选择
3.21蒸发冷凝器
蒸发冷凝器在复叠换热系统中起到两级连接的重要作用，它既是高温级的蒸发器，也是低温级的冷凝器。
本项目拟用管壳式结构，考虑二氧化碳的冷凝压力比较高，并且属于冷凝过程，安排二氧化碳走管程时，管程的耐压要比壳程好，工作压力在24bar左右，设计压力30bar。
而氨走壳程，主要考虑氨在复叠换热器是蒸发过程，工作压力2bar左右，而且采用的是电子膨胀阀直接供液，相对氨来说，属于直接供液的满液式蒸发器的设计思路。
换热器材料方面，氨侧采用普通碳钢，二氧化碳侧亦采用普通碳钢换热管。
由于C02是不活跃气体，因此在选择管路和组件的金属材料时，只要能够满足使用干燥的C02和设计压力即可。
因为氨和二氧化碳的工作温度均在-20℃以上，所以不用考虑低温材料。
本项目复叠换热器的计算条件如下，采用《换热器大师》软件进行计算。
设计参数：
换热量：
156.87kW
NH3：
壳侧，蒸发温度-15℃，质量流量561.42kg／h，压力0.236MPa：
C02：
管侧，冷凝温度-10℃，质量流量1835.80kg／h，压力2.64025MPa：
3.22CO2蒸发器的选择
二氧化碳蒸发器在复叠系统低温级是主要制取用户需求冷量的换热器。
本设计采用管壳式结构，用30％的CaCL2做载冷剂，载冷剂走壳程，二氧化碳走管程。
材料方面，壳侧走CaCL2，采用普通碳钢，虽然温度在．20"（2以下，但因为工作压力不高，最多lObar，按GBl50可以归类到低温低应力工况，可以不用低温材料，所以采用普通碳钢。
C02走管程，主要考虑C02流量小，在管侧可以很容易形成紊流，强化换热。
工作压力虽然在6．836bar，但停机后压力会上升很快很高，所以安排C02走管程，管程受压要比壳程好。
但因为要同时考虑C02相对较高的饱和蒸汽压与相对较低的饱和蒸汽温度，推荐管子材料使用ASTMA333gradel，压力容器用LT50板材。
本设计采用镍铜合金管，传热效率高于碳钢，可是换热器更加紧凑。
二氧化碳蒸发器的换热计算条件如下，采用《换热器大师》软件计算。
换热量：
140kw
C02：
管侧。
蒸发温度-45℃，蒸发压力0.82945MPa；
EaCh：
壳侧。
进口温度-35℃，出口温度45℃。
（浓度29．9％，起始凝固温度．55℃。
）
3.23NH3冷凝器的选择（风冷）
3.24回热器的选择
3.3油冷却器的选择
螺杆压缩机采取喷油润滑形式，在螺杆压缩机中，润滑油通过压缩机机体上的喷油孔，直接喷到转子腔，起到密封、润滑、冷却和降噪的作用。
这部分润滑油占排气量的0．7-1％，润滑油与制冷剂一起经过转子压缩，达到高温高压状态，被排出压缩机排气口，进入油气分离器，在油分中润滑油和制冷剂分离，制冷剂进入制冷循环，润滑油进入油路系统。
因为油路系统是闭式循环，反复使用，所以高温的润滑油需要进行冷却，从油分出来的润滑油进入油冷却器，一般润滑油从排气温度冷却到40—60℃，再经过油过滤器后进入压缩机转子腔，如此循环往复。
油冷却器的作用就是降低润滑油的喷油温度，但一般不应低于25。
C，喷油量的大小直接影响压缩机的排气温度。
一般，先预设排气温度，螺杆压缩机的喷油量可由压缩机的热平衡式决定。
由能量守恒定律，得到压缩机的热平衡式为：
其中，P—压缩机轴功率；qmg—气体质量流量；qmo—喷油质量流量；Cpg—气体的定压比热容；Cpo一油的定压比热容；Tsg—气体的进气温度：
Tso—喷油温度；Td—排气温度；
二氧化碳侧的理论排气温度45.6℃，在合理的油温范围内，所以二氧化碳螺杆压缩机组的油冷却器取消，可以引一二氧化碳制冷剂管路到排气管，如果排气温度过高，可以适当喷些二氧化碳制冷剂控制。
而氨侧的压缩机组，选用标准的LG16BS氨螺杆压缩机组，油冷却器属标准配置，不去重新核算。
3.4电子膨胀阀的选择
膨胀阀属节流装置，它位于冷凝器和蒸发器之间，在制冷系统中主要起到对高压制冷剂液体节流降压的作用，同时控制制冷剂的质量流量，制冷剂到低压状态后在蒸发器中蒸发制冷。
本系统中没有贮液器，所以采用通过蒸发器出口过热度控制的电子膨胀阀。
电子膨胀阀利用被调节参数产生的电信号，一般输出4--20mA信号，到控制器，控制器通过蒸发其出口的压力传感器和温度传感器，控制出口过热度，来控制电子膨胀阀的实际开度。
电子膨胀阀相比热力膨胀阀，克服了热力膨胀阀的几个缺点①信号的反馈有较大的滞后；②控制精度较低；③调节范围有限。
电子膨胀阀为制冷装置的智能化提供了条件。
本次采用的是电磁电子膨胀阀。
电磁电子膨胀阀的电磁线圈是通过控制器来控制的，控制器运算压力传感器和温度传感器对比出来的过热度，根据设定的过热度值，输出电压，施加在电磁线圈上。
电磁线圈通电前，阀针处于关闭状态，通电后，受磁力的作用，阀针开启，属于全开全关型。
每6秒一个调节周期。
本项目选用丹麦的DANFOSS公司产品。
利用DANFOSS的阀门选型软件进行计算选型，根据制冷量、蒸发温度、冷凝温度、制冷剂等参数可以选出合适的电子膨胀阀。
选型结果为：
二氧化碳侧：
AKVA20．4，工作能力为31．4％；
氨侧：
AKVA20．1，工作能力为64．6％。
3.5CO2安全阀的设计
安全阀在制冷装置或系统中，起到安全保护作用，一旦工作压力超高，为保护设备不因强度不够而造成破坏。
每个系统设计都要考虑到设计成本和设计的合理性，所以设备的强度不能无限地取大，在这种情况下，安全阀等安全装置就十分必要。
C02制冷系统C02压力是常用CFC类、HCFC类和氨等制冷剂的7~8倍，制冷循环的各个部件必须针对高压特别设计，同时必须安装安全装置如安全阀来保障超压安全。
由于C02制冷系统用安全阀的阀前流体状态为气液两相区域，而C02的三相点压力高于排放背压——大气压力，排放过程中固体C02可能形成，从而发生独特的冻结和堵塞现象，这可能会影响安全阀的正常工作。
安全阀的正常工作过程包括三个部分。
首先是当超压发生时，安全阀迅速打开，排放一定的工质，消除系统超压；其次当超压消除后，安全阀迅速有效地关闭；最后当超压再次发生时，安全阀再次迅速打开，排放工质。
这三个过程分别表示安全阀的开启、关闭和再开启特性，它取决于安全阀的作用原理、结构和流体特性。
C02安全阀的排放过程假定为等熵过程，生成的固体C02的量和排放质量流量为决定堵塞特性的两个最主要的因素。
一旦排放流量确定，生成的固体C02的量则取决于下游的蒸气干度。
当压力降低到C02三相点压力，固体C02会形成。
在固体C02形成以前，下游管路中是气液两相闪发流动，在固体C02形成以后为气固两相流动。
3.6润滑油的选择
C02制冷系统的运行压力非常高，在0℃时的饱和压力比R22高7倍，在高压力下，C02具有异常的溶解能力以及有水存在的时候会显示它的弱酸性，这些都将影响润滑油的长期的稳定。
不过，对于亚I|缶界循环的复叠低温级来说，C02的润滑油相对好得多。
润滑油的主要作用在于在系统的工作状态和温度范围内为压缩机轴承提供有效的动力，同时不影响系统的运行性能。
制冷系统对润滑油的要求主要包括黏度、热稳定性、吸湿性和电阻率等。
制冷系统中常用的润滑油主要有PAG、POE、PVE、AB等合成油以及矿物油，国内外的一些研究者己就它们用于C02制冷系统的可行性做了实验研究。
本项目选用的是PAG类润滑油，采用国内知名品牌，长城牌合成润滑油。
3.7密封材料
对于常用的典型的橡胶来说，与其他气体如N2、02甚至H2相比，由于C02有很强的溶解性，所以它的泄漏量要大得多；而C02在同样的橡胶中的扩散率很低，这会导致爆发性减压后材料的破坏。
因此在C02制冷系统中必须考虑在软管套头或封层
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