冷却设计（通用12篇）
冷却设计 篇1
在大力提倡节能的今天, 人们节能观念和意识的不断增强, 充分发掘各领域的节能空间, 具有重大意义。在人类消耗能源中, 建筑耗能占有很高比重, 而建筑耗能主要就是采暖和空调耗能。本文仅从实用制冷、空调所应用的冷却水系统的节能设计角度做一些探讨。
1. 问题的提出
在传统的制冷、空调系统中, 伴随着制冷循环的冷却水系统是必不可少的, 它是制冷循环正常运行的必要保证。在实际应用中, 常是利用循环冷却水的方法, 通过冷却塔、水箱、循环泵及需冷处 (制冷系统的冷凝器) 组成循环冷却水系统。其流程为循环水在冷却塔内降温处理后回到水箱由循环泵供给冷凝器使用, 使用后的循环水再送往冷却塔降温处理, 从而完成一个冷却循环。常用的使用流程如图1和2所示。
图1所示的水箱内的冷水由循环泵直接送到冷凝器使用, 然后送到冷却塔冷却。冷却后的循环水, 自流回到水箱中。其循环泵扬程的选择, 要考虑克服冷凝器消耗阻力和塔冷却高度两方因素。若在冷却塔高架场合, 则循环泵扬程较大, 耗电较高。
图2所示的水箱内的冷水由循环泵先送到冷却塔冷却, 冷却后靠自流进入冷凝器, 工作后回到水箱。此流程由于进入冷凝器的水是靠自然回流进行的, 故利用了一部分高差的能量, 因此, 其循环泵扬程的选择, 仅考虑克服冷却塔高度一方因素即可, 故循环泵消耗电能较图1为少, 经济性要好。无论是图1还是图2, 上述两种方案系统循环泵均要提供克服冷却塔高度所需扬程, 故需要提供额外的动力消耗。
2. 解决方案
在本文讨论的冷却塔高架场合, 上述两种方案都程度不同地出现了循环泵为了克服冷却塔高设而必须的高扬程问题, 即额外的电能消耗问题。应该说, 这种情况在很多地方普遍地存在着。例如在很多大、中型城市的市中心繁华区, 往往是大型商场、高层建筑聚集的场所, 寸土寸金。由于场地的限制, 处于黄金地带的大型或高层建筑物不得不在屋顶高处架设冷却塔。若按上面图1和图2所示常用的使用流程, 则首先对于图1来说, 循环泵扬程既要考虑克服冷凝器消耗阻力又要考虑冷却塔高度两方因素, 两方面累积则需选择扬程较高;而对于图2来说, 循环泵扬程虽仅考虑冷却塔高度, 冷凝器阻力可利用冷却塔高度具有的高差进行解决。但一般在这种场合, 冷却塔高度所具有的静水压力, 远大于冷凝器的阻力, 回流时, 冷凝器阻力不能完全消耗过多的高差水头, 故仍然存在虽较图1为少, 但不可忽视的一定程度的余富。为了解决这样的问题, 达到最优化的节能效果, 本文提出如图3所示的解决方案。
图3中, 与图1和2比较, 主要在于增加了补水泵定压和调整了水箱的作用和位置。
从图3的系统图可以看出, 由冷却水塔冷却的循环水进入冷凝器工作后, 直接进入循环水泵入口, 由循环水泵加压后送到冷却水塔冷却, 完成一个循环。而设在循环水泵入口的补水定压泵, 一是补充系统循环水的损失, 二是为循环水泵提供初始压力, 使循环泵工作在仅需克服系统运行阻力的状态, 而无须提供高位冷却塔所需的高位水头, 从而降低循环水泵扬程。这里, 冷却塔的充水高度, 由增设的补水泵定压提供, 水箱仅作为系统的补给水箱。
可以看出, 由于循环水泵入口的补水定压泵为循环水泵提供了初始压力, 因此, 循环水泵的扬程仅考虑克服冷凝器阻力和冷却水塔必要的进出水管位置高差即可, 完全没有多余的附加因素, 并且循环水泵的扬程与水塔架设高度无关, 因此达到了最大程度的节能。
需要说明的是, 由于增加了补水定压泵, 还是要消耗一定能量的, 但由于补充系统循环水的损失量很少, 因此, 耗电甚微。其扬程选择按冷却塔高度选择即可。
下面以某商场空调系统用冷却水系统按此方案设备选型举例如下:
系统冷却水循环量G=2 0 0 m3/h, 冷却塔架设在12层屋顶, 其高48米, 冷却塔高4.5米, 则冷却水循环泵流量:G’=200X1.1=220m3/h。
冷却水循环泵扬程:冷凝器内部阻力按1 0米水柱, 冷却塔高4.5米, Δh= (10+4.5) x1.2=17.4米水柱。
实选IS150-125-250型泵两台, 一台备用。
其Q=150-250m3/h, Δh=17-22米水柱N=18.5KW
补水定压泵;G’=2 0 0 X 0.0 5 X 1.2=12m3/h
Δh= (48+4.5) x1.2=63米水柱
实选IS65-50-160型泵两台一台备用。
其Q=7.5-15m3/h, Δh=70-80米水柱N=7.5KW。
冷却设计 篇2
王珊珊
教材分析：
《加热与冷却》是在学习了热，热的传递的基础上所开展的新的一课。其中主要包括两个教学内容：即加热与冷却对物体形态的影响和对物体体积的影响。本课重点研究对体积的影响。即：热胀冷缩。最后结合生活实际，拓展应用，解释一些生活中常见的现象，达到学以致用的目的。
学情分析：
加热和冷却是学生常见、熟悉的现象，具有很多的感性认识，也有很强的研究兴趣。另外，学生们已经掌握了很多科学研究的基本原则和方法。本节课在学生已有知识经验的基础上继续锻炼学生模仿实验、设计实验、亲自动手实验以及根实验现象总结实验结论的能力，培养和提高学生科学的科学素养。
教学策略：
新课程强调：亲身经历以探究为主的学习活动是学生学习科学的主要途径。科学课程应向学生提供充分的科学探究机会，而且必须建立在满足学生发展需要和已有经验的基础上，提供他们能直接参与的各种科学探究活动。教师是科学学习活动的组织者、引领者和亲密的伙伴。所以这一课要使学生认识液体、固体具有热胀冷缩的性质，了解热胀冷缩这一现象产生的原因，就必须由学生自己去探究，亲身去经历，从实践中自己发现问题，解决问题，获得知识。
教学目标：
（一）知识与技能：
1、认识到加热和冷却会改变物体的体积。
2、知道液体、固体具有热胀冷缩的性质。
3、能用液体、固体的热胀冷缩解释生产、生活中的一些现象。
（二）过程与方法：
1、能够设计实验，证明液体具有热胀冷缩的性质。
2、能够通过给铜球加热和冷却，认识固体的热胀冷缩。
（三）情感、态度与价值观：
1、感受并体验科学并不神秘，科学就在身边。
2、喜欢用学到的科学知识解决生活中的问题，改善生活。教学重难点：
重点：固体、液体具有热胀冷缩的性质。难点：发现液体具有热胀冷缩的性质。
教学准备：
1、演示装置：液体热胀冷缩装置（烧瓶、细塑料管、胶塞）、红墨水、烧杯
2、为每组准备：试管1支，气球1个，保温杯2个（热水一杯，冷水一杯）
4、多媒体课件（固体热胀冷缩动实验视频）
教学过程：
（一）创设情境，导入课题
1、提问：你看到了什么现象？对于这种现象你有什么问题？
从普遍的现象入手，学生体会加热后固体巧克力变液体的现象，再根据生活经验，学生谈出在经过冷却之后，巧克力浆会重新变成固体。从而引出本课课题：加热和冷却（板书课题）。
在日常生活中，有许多现象是大家司空见惯的，并不被我们注意。可是往往在平常的现象中，却蕴含着丰富的科学道理。同学们有没有发现，在夏天巧克力放在口袋中，再拿出来会融化，想要重新变成固体，会让入冰箱中。学生自备巧克力，放入热水中。
（二）研究加热与冷却对物体形态的影响。
1、请同学们观看糖画的制作视频，并让学生说一说糖从始至终都发生了哪些变化。比如加热，从固体变成液体，冷却从液体又变成了固体。
2、然后请同学们说一说生活中还有哪些物体会发生和蜡烛相似的变化。以此来加深加热与冷却会对物体的形态产生影响。然后我会用课件出示课本中的干冰，讲解加热和冷却不只对固态和液态产生影响，而且会对气态产生影响。这样就从全方位，多角度来诠释了加热与冷却对物体形态的影响。以此来提升教学内容的深度和广度。
条件允许可以让学生自己动手用蜡烛油来作画，充分感受加热与冷却对物体的形态变化，这是第一个动手探究活动，教材只是要求学生观察蜡烛受热和冷却后发生什么变化，比较单调，修改为自制蜡画，思考制作蜡画的过程中隐藏着什么科学知识。这个设计既让学生们对蜡烛受热、冷却有了亲身的感受，而且还暗示孩子们：在我们平常的生活中就隐藏在很多的科学知识，只要我们多观察，多思考，你就能够发现。
（三）对物体体积产生影响。
通过对教材的分析，我决定先从现象明显的气体入手，再研究借助物体来判断热胀冷缩的液体，最后是完全借助视频来研究的固体。
1、气体的热胀冷缩
首先我会用大屏幕呈现一个瘪了个乒乓球，然后让学生想办法让其复原，学生根据生活经验基本能够答出热胀冷缩。
再将准备好的一些实验材料打在大屏幕上。如：玻璃瓶、带吸管的胶塞、气球、针管、带盖的饮料瓶等。接下来请小组讨论，根据所需选取适当的材料设计一个实验来检验空气是否具有热胀冷缩的性质。然后请同学们根据自己设计的实验方案，选择相应的实验材料进行试验。最后师生共同总结出空气也具有热胀冷缩的性质。
这个教学环节是在学生们观察实验、模拟实验基础上的一个升华。通过所给的材料，经过思考、讨论、分析，最终做到自主设计实验来验证假设，这是新课程标准对科学教学的基本要求，同时也是以学生为主体，教师为主导教学理念的尝试，真正做到把课堂交还给学生。
2、液体的热胀冷缩
首先实物出示装有红墨水的小瓶，然后请同学们思考：如果把小瓶放入热水中加热，吸管中的液面可能会有怎样的变化呢？然后演示实验证明同学们的猜测。然后请同学们分析为什么吸管中液面会上升？最后得出结论：红墨水受热体积膨胀了。同样的方法证明：红墨水受冷体积收缩了。进而得出结论：红墨水具有热胀冷缩的性质。最后总结：液体具有热胀冷缩的性质。
本部分只进行演示实验，现象较为明显，学生能看到现象，深刻体会，然后让学生回忆之前课程中用到的一个器材就是利用这个原理，从而介绍温度计的原理。
3、固体热胀冷缩 这个实验比较经典，但是很危险，作为演示实验既能有效地进行提问，让学生产生思维的火花，又能控制实验的时间，在加热的过程中让学生进行交流，直观而形象，先出示铁球，再呈现铁圈，为学生的设计空气的热胀冷缩借助材料的实验做思维铺垫。但是由于器材的限制，只能改为视频讲授教学的方法，学生通过视频中的现象，来感悟。这部分也可以多多联系生活实际来加强学生的理解。
4、总结
以上三组实验完成以后，此时我会总结：通过以上三组实验我们知道，液体、气体和固体都具有热胀冷缩的性质，那么是不是所有的物体都具有热胀冷缩的性质呢？此时设疑，并举出反例：水在低于4℃时，体积逐渐变大，最后变成体积更大的冰。以此来告诉学生们科学的严谨性。
（四）联系实际，学以致用
1、思考：热胀冷缩现象在我们日常生活中有很多应用。下面请同学们看一段录像资料，看看生活中哪些地方用到了热胀冷缩的原理？（看课件资料）
2、提问：你还知道生活中哪些地方用到了热胀冷缩的原理？
（学生自由发言）
拓展：（1）有些瓶装的、纸盒装的液体都不装满，是不是厂家比较小气，不舍得装满呢？（不是，这些液体有热胀冷缩的性质。不装满是为了防止液体在瓶内、纸盒内受热膨胀引起包装破裂。）
（2）铺水泥地时，每隔一段路要留一道窄沟，就是为了防止水泥膨胀或者收缩，造成路面不平整。
（3）电线杆之间的电线，夏季由于热胀的缘故，电线较松，冬季由于冷缩的缘故，电线紧绷。夏天架电线时要注意架得松一点，不要绷得太紧，避免到了冬天电线冷缩时绷断。
（4）铁路的铁轨之间留有空隙，是为了防止铁轨热胀弯曲或冷缩拉断。（我给大家讲一个真实的故事：1825年，英国铺设了第一条铁路，由于当时的人不知道热胀冷缩的原理，铁轨是一根连一根的焊接在一起的。结果到了炎热的夏天，铁轨变得七扭八歪，左右弯曲，有的地方甚至还朝上拱起，弄得火车总是脱轨；而到了寒冷的冬天，铁轨竟冻裂成一段一段的，后来火车都不敢走这条路了；所以现在铁路的铁轨之间都要留有空隙，就是为了防止铁轨热胀弯曲或冷缩拉断。）
（5）瓶盖或者钢笔帽拧不下来时，可以用热水把瓶盖或者钢笔帽烫一烫，就能拧下来了。
（6）冬天用玻璃杯接热水时，都要注意先用热水涮涮杯子，以免玻璃热胀冷缩 不均匀导致玻璃杯破裂。
板书设计：
液体 固体 气体
3、加热和冷却 受热→体积膨胀
受冷→体积收缩 ｝
热
冷却设计 篇3
关键词：蒸发冷却；机械制冷；复合空调系统；实验台设计
中图分类号：TU831.3 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2015）26-0029-01
当前，我国面临着严峻的资源以及环境形势，其中节能减排就是一个有效地措施，为达到节能减排这一目的，在蒸发系统和机械制冷复合空调系统搭建过程中，需要结合当地的气候特征，存在的问题主要有：能耗高、水堵、使用年限较短、维修工作量大。适用范围有限，只能使用在干燥地区，如新疆，同时还没有冷热回收功能，造成能源浪费。
1 机组外形设计
外形设计过程中需要根据实际情况进行设计，所以需要参照其他组合台式空调的外形尺寸，在本次设计中主要参照的组合台式空调节型号包括美的、台佳以及开利等，在此基础上根据本次设计的实际需求对相应的机组外形进行优化设计，并对不同功能段的相关尺寸做了改动。
机组结构在设计过程中既要从蒸发冷却“免费供冷”这一优点出发，同时还要保证机械冷却除湿功能的正常发挥，此外还要根据实际情况，保证机组各功能在不同季节条件下可以正常发挥。综合以上各项因素设计出在一年四季均可正常发挥功能的全年运行空调机组。
2 实验台系统设计
2.1 设计依据
设计依据包括：
《组合式空调机组设计规范》GB/T14294-93；
《采暖通风和空气调节设计规范》GB50019-2003；
《全国民用建筑工程设计技术措施—节能专篇》暖通空调·动力2007。
2.2 机组外形设计
机组外形设计过程中需要根据组合式空调机组设计规范进行设计，同时参照其它一些组合式空调机组外形尺寸确定合适的外形尺寸，如美的、台佳、开利等，在此基础上根据该机组设机功能要求，适当地对机组外形相关尺寸做出优化设计。
2.3 机组各功能段结构设计
机组结构设计过程中需要综合考虑各项因素进行设计，其中既包括机械冷却除湿功能以及蒸发冷却“免费供冷”这一优势，同时还要考虑一年中不同季节条件下机组功能的切换使用。在全面考虑之后，最终设计出了一种全年运行空调机组，该空调机组包括：新风过滤段、管式间接蒸发冷却段、直接蒸发段、热管（热回收）间接蒸发冷却段、机械制冷表冷器段、再热段、加湿段等，此外还包括挡水板以及送风机这两部分。
2.4 风系统设计
①风管管路设计。风管管路设计过程中，主要考虑的是不同季节条件下运行模式的变化性，同时还要从节能减排出发，做到回收利用，根据这两点内容搭建了实验台风系统。
②风管尺寸的确定。根据《实用供热空调设计手册》中关于风管尺寸的有关规定，采用假定流速法计算空调系统风管水力，结合流量以及规范中建议使用的流速确定出风管尺寸，在计算过程中不要忘记相关阻力的计算。
③风系统阻力计算结果及风机选型。
2.5 水系统设计
①蒸发冷却水系统。
②机械制冷水系统。
冷水机组选型：在实验台二层屋顶放置实验台冷水机组，采用的是HLZ30型蒸发式空调机，该蒸发式空调机的使用减少了使用水泵以及修建冷却塔方面的投资，该设备结构紧凑，具有广泛使用性，该设备相对于普通的风冷式以及水冷式空调主机，热泵的性能循环系数显著提高。其制冷量30 kW，功率9 kW，冷冻水泵扬程为22 m，冷冻水流量为5.0 m3/h。机组表冷器配备主机选用蒸发式冷水机组。
表冷器选型。表冷器设计参数：
管排数：4；制冷量：25 kW；运行工况：回风工况；水量：4.2 m3/h；水阻：25 kPa；进出水温：7/12 ℃；进出水管径：DN40。
3 系统全年运行调节
3.1 夏 季
当室外空气状态点W落在第Ⅳ象限区域，也就是说在空气焓值室外超过室内，同时室外空气湿度大于室内空气湿度的情况下，单纯使用蒸发冷却空调不具备制冷功能，如果想获得较好的制冷性能，需要联合使用机械制冷主机以及间接蒸发冷却系统，在此条件下需要开启管式间接段、热管间接段以及机械表冷段。
3.2 过渡季节
当室外空气状态点W位于第Ⅱ象限区域，也就是说在空气焓值方面，室外大于冬季送风状态点，而且送风状态空气湿度大于室外空气湿度，这个时候一级间接加直接蒸发冷却处理系统就可以满足要求，这时需要开启直接蒸发冷却段以及热管间接段。当室外空气状态点W处于第Ⅲ象限区域时，也就是在空气焓值方面，室内小于室外，同时室内空气湿度大于室外空气湿度，使用直接蒸发冷却处理联合两级间接段就可以满足需要，开启的功能段有：直接蒸发冷却段、管式间接段以及热管间接段。
3.3 冬 季
当室外空气状态点W处于第Ⅰ、Ⅱ象限区域，也就是说在空气焓值方面，室外小于冬季送风状态点，送风状态湿度大于室外空气湿度时，使用直接蒸发冷却处理和热管间接预热之后通过再热段就可以满足实际需求。开启功能段包括直接蒸发冷却段、热管间接预热段以及再热段。
4 实验台复合空调机组的特点及应用领域
4.1 机组的特点
①在设计过程中可以对空调系统的排风进行冷热回收，采用预冷或者预热处理系统，减小了空气冷却器盘管尺寸，提高了复合空调机组的能效比。
②设计过程中采取优化措施，减小了冷却器盘管尺寸，在春秋季节可以利用冷却塔进行冷却，运营和维护成本低。
③在制冷过程中将水作为制冷剂，减少了氯氟烃的排放，保证了排放物的无污染，达到了减排的目的，同时针对不同的气候特点，具有相应的空气处理功能，便于推广使用。
4.2 机组的应用领域
该机组应用广泛，在我国高湿度地区、干燥地区、中湿度地区的建筑物均可使用，工业建筑如：食品、造纸、卷烟、光学仪器、橡胶、机械加工、印刷、纺织等；公共场所比如：车站、机场、医院、写字楼、商场、影剧院、体育馆、旅馆饭店、娱乐场；此外在农业温室、地下建筑、禽畜养殖场、粮食仓库等均颗使用。
5 结 语
当前条件下，随着科学技术的进一步发展，中湿度地区冷却空调技术的应用研究已经有了重大突破，我们坚信在不久的将来，中湿度地区气候条件下的蒸发冷却技术也会得到广泛应用。
参考文献：
[1] 黄翔，徐方成，武俊梅.蒸发冷却空调技术在节能减排中的重要作用[J].制冷与空调，2008，（4）.
[2] 黄翔，王玉刚，于向阳，等.管式间接蒸发冷却器工作原理与试验研究[J].棉纺织技术，2007，（4）.
冷却设计 篇4
目前,我公司开发的新平台自卸车以等截面直通大梁车架,高稳定性前悬架等优点推向市场,但是等截面直通大梁车架会导致散热器模块布置空间(宽度)受到极大限制,且由于驾驶室底板凹槽型结构的限制,就目前冷却系模块来说,散热器的选择受到了很大的限制(包括宽度和高度方向上)。
本文针对现有冷却系统进行分析后,对冷却系统的优化方法进行了探讨,并且对此进行理论分析,最后在转毂试验台上进行热平衡试验,以证实优化措施的可行性。
1、问题提出
对搭载WP10.340E32发动机的C3310KR1LT车型在转毂试验台上进行热平衡试验。试验按照以下方案进行:热平衡试验为扭矩点及功率点工况,车辆为全油门行驶。转毂为恒速模式,速度为扭矩点及功率点车速,风速为对应的道路试验风速。以上方案能比较准确的模拟出整车实际行驶的环境状况,试验结果较为准确。
冷却系统的冷却常数为K (K=T出水-T环境),需用环境温度为T需用(T需用=T极限-K)。为了使此车能够满足各种极限使用环境,因此取T需用≥40℃,由于发动机允许的最高出水温度为102℃,因此K≤62℃。
从试验结果(如表1扭矩点K=67.1℃)来看,现有冷却系统不能够满足发动机扭矩点的散热需求,在极限使用条件下会出现水温偏高的现象。
2、冷却系统理论计算分析
冷却系统的功用就是使工作中的发动机得到适度的冷却,并保持发动机在最适宜的温度状态下工作。从概念而言,发动机工作时,燃料能量约有30%转变成机械能使发动机发出动力;约有30%转变成热能随废气排出;另外约有30%的热能通过燃烧室周围金属壁面传导给水套内的冷却液;还有约10%的能量以辐射形式将热量散发给周围大气。按照热平衡的热量分配,必须散入冷却系中的热量,应当由冷却系统介质(冷却液)带走并散去。
搭载WP10.340E32发动机的HFC3310KR1LT自卸车冷却系统为带有节温器的闭式强制循环冷却系统。此车型的冷却系统原理图如图2所示,主要由发动机气缸盖和气缸体的水套、水泵、风扇、散热器、护风罩以及相关的管道等组成。
下面首先对现有散热器的散热能力进行理论计算,验证其是否符合散热的要求,然后再对冷却系统进行优化设计。
2.1 散热器性能计算
2.1.1 冷却系统应带走的热量Qw
根据内燃机热平衡原理,柴油机传入冷却系统的热量即为冷却系统应带走的热量Qw。
冷却系统散走的热量Qw受许多复杂因素的影响很难精确计算,预估Qw时,可用下列经验公式计算:
(式中A为冷却系统的热量占燃料燃烧值的百分比,一般柴油机0.18～0.25;
ge为燃油耗;
Ne为发动机功率;
Hu为柴油低热值。)
代入参数计算,则Qw=136.39kJ/s。
2.1.2 换热介质平均温差△Tm的计算
根据实际经验取:
散热器的进水温度Tw1=92℃,温差△Tm=7℃;
散热器的出水温度Tw2=Tw 1-△Tm=95-6=85℃;
散热器的进风温度Ta1=38℃温差△Ta=25℃;
散热器的出风温度Ta2=Ta1+△Ta=37+25=63℃;
所以:△Tm=(Tw1+Tw2)/2-(Ta1+Ta2)/2=(92+85)/2-(38+63)/2=38℃(3-2)
2.1.3 散热器传热系数K的确定
散热器传热系数与水速、风速有关,根据散热器厂家提供了三组数据:
为保证散热器有足够的散热面积,计算时取散热器传热系数为410.16进行计算。
2.1.4 散热器散热面积Fk的计算
则Fk=(136.39×3600)/(38×410.16)=31.5 0m2
考虑散热器经过一段时间后,散热片将蒙上尘土时,散热器性能将有降低,实际选用的散热面积要大一些,通常加一个储备系数,一般取1.05～1.15,这里取1.1计算。
V——系统需要的空气流量
在一般闭式循环的冷却系统中,空气进入散热水箱前后的温度差通常为ΔTa=10～30℃,对于本车在计算时取此温度差为ΔTa=25℃,空气密度Va=1.07kg/m3,空气的定压比值Cp=1.047kJ/kg·℃,
则系统需要的空气流量为:
Va——散热器正前面的空气流速。根据经验,对自卸车取10m/s,则:
FR=4.86/10=0.486m2
因此根据计算所需散热器散热面积为:34.65m2,所需散热器正面面积为0.486m2;而选用的散热器散热面积为36.3 m2,正面面积为0.54 m2,两者均比理论计算值大,因此能够满足设计要求。
2.2 问题分析
通过以上计算,可以看出现有散热器的散热能力能够满足发动机的散热要求,但是热平衡试验结果却显示不能满足使用要求。
表3下列出可能影响冷却系统散热能力的因素。
对以下因素逐个进行分析,再结合HFC3310KRILT自卸车现状,决定从以下三个方面(针对表中第7、第10、第14三个较易整改项)进行优化:
a、热风回流:设计合理的防热风回流装置。
b、护风罩的形式:设计出更加合理的护风罩结构。
c、散热器前方热源影响:通过整改优化将热源移开。
3、冷却系统的优化与改进措施
3.1 加装防热风回流装置
原散热器顶部与驾驶室底板间为敞开式结构,现在在散热器顶部与驾驶室底板之间加装防热风回流装置,以降低风扇后高温气体回流现象,防热风回流装置结构如图3。
实际样件装车前后如下:
从表1可以看出散热器迎风与环境温差为16.6℃,具有很严重的热风回流现象。而整车能够适用的需用环境温度在风扇、散热器等配置不作更改的情况下,是只与进入散热器的空气温度成正比例关系的,而进入散热器的空气温度取决于散热器前的迎风温度,因此避免热风回流是非常必要的且对冷却系统散热能力的提升效果是非常显著的。
3.2“U”型嘴护风罩优化设计
现有冷却系统使用的是普通环形护风罩,通过优化将普通环形护风罩改为U型嘴护风罩,以加大吸风效果,最大限度降低风扇边缘的空气扰流现象。
3.3 散热器前方热源的整改优化
将散热器前方暖风进回水管移到一侧,以尽可能降低散热器前方热源的影响,降低迎风温度,使冷却系统有更好的冷却效果。示意图如下:
4、试验验证
经过上述一系列优化后,将试验样车HFC3310KR1LT自卸车再次进行转毂热平衡试验。试验《Q/JQ 13062.4-201 1-商用车转毂热平衡试验方法》进行,测得冷却系统在扭矩点时的冷却常数K(K=T出水-T环境)为56.8℃,功率点时的冷却常数K (K=T出水-T环境)为50℃,详见图11、图12。
从试验结果来看,经过一系列的整改优化后,新的冷却系统散热器的散热量完全能够满足发动机所需要冷却系统带走的散热量。
5、结论
总的来说,整车冷却系统匹配优化涉及到诸多因素,例如冷却系模块化匹配,护风罩结构形式,热风回流现象,热源等。本车型虽然在理论计算时能够满足发动机冷却要求,但是由于在计算过程中,很多因素都忽略考虑(如热风回流、热源等),或者有些参数是根据经验所得(如A冷却系统的热量占燃料燃烧值的百分比等)不太准确,所以在设计计算后,需要对整车进行热平衡试验,从而最终确定冷却系统配置。
通过上述对冷却系统的分析、优化和试验验证,总结如下:
1)通过加装防热风回流装置,阻挡了使散热器前后形成相对的独立空间,有效降低了热风回流现象。阻止热风回流简单易行,且行之有效。
2) U型嘴护风罩的使用,大大降低了风扇边缘与护风罩间的空气扰流现象。
3)热源问题。散热器前方有热源的存在,使散热器局部进气温度升高,降低了散热器的利用率。移开热源只需要重新对管路进行优化设计,能够以很低的成本取得最大的效益。
4)本文虽然仅以HFC3310KR1LT自卸车为例进行分析并且在转毂试验台上进行了热平衡试验验证,但文中问题分析和试验验证的方法及结论也可以应用到其他中重型卡车以上。对类似相关产品开发来说,本文具有一定的参考价值和指导意义。
参考文献
[1]陈家瑞汽车构造(上册).第5版.北京:人民交通出版社2005 232~243.
[2]姚仲鹏《车辆冷却传热》第1版.北京理工大学出版社,2001 p96-147.
[3]张小虞《汽车工程手册设计篇》人民交通出版社.2001p181-191.
[4]德国BOSCH公司《BOSCH汽车工程手册》第2版.顾柏良译.北京理工大学出版社2004 p465-470.
冷却设计 篇5
润滑与冷却系统数字化设计平台研究
采用数字化设计技术不仅有利于提高大型装备的设计质量,而且能够缩短研制时间和降低研制成本,因此具有十分明显的`学术价值和应用价值.本文以航空发动机中的润滑与冷却工作系统为研究对象,建立了针对这一系统的数字化设计平台,并对其中的关键技术问题进行了研究和分析.本文的研究方法和成果亦为类似的其它装备系统的数字化设计工作提供了参考依据.
作 者：陈国定 夏小群 Chen Guoding Xia Xiaoqun 作者单位：西北工业大学,机电学院,西安,710072刊 名：机械科学与技术 ISTIC PKU英文刊名：MECHANICAL SCIENCE AND TECHNOLOGY FOR AEROSPACE ENGINEERING年，卷(期)：26(6)分类号：V23关键词：航空发动机 润滑与冷却系统 数字化设计平台
冷却设计 篇6
［关键词］变压器发热与冷却冷却方式分析改造
1 概述
广州供电局茶山变电站的2台主变是1995年12月投运的，型号都为SFPSZ7-180000／220的变压器，冷却装置原配套由6台YF-200强油风冷却器组成的，冷却方式为ODAF，存在的主要问题是当时所有连接管路都为法兰硬连接，运行后由于导油管路较长法兰连接处渗漏油，油泵转速为1450r／min的高速油泵。法兰连接处渗漏油对高速离心泵运转后形成的巨大负压向变压器内微量进气，是变压器绝缘降低的致命危害，高速油泵运转后产生的金属颗粒又是影响变压器安全运行的一大隐患，基于以上缺陷。按25项反措经过对原变压器的油循环结构进行进行分析论证，在现场进行取消强油风冷却装置改造为自然风冷却装置，冷却方式改为ONAN／ONAN，根据茶山变的冷却方式改变，要对冷却装置的导油结构的也要进行改变，对强油风冷改造为自然冷却改造前的变压器发热及冷却过程细节的问题进行整理、分类，分析原因，并总结了冷却装置改造全过程的注意事项及现场安全施工工艺措施，供同行参考并进行更深入的探讨与分析。
2关于变压器的发热和冷却过程
2．1变压器的发热与冷却
变压器在运行时有一部分电磁能量转化为热量，无论油浸式变压器或是干式变压器，它们在运行的过程中，由于有铁耗与铜耗的存在，这些损耗都将转换成热能而向外发散，从而引起变压器不断发热和温度升高。
变压器的冷却装置是将变压器在运行中由损耗所产生的热量散发出去，保证变压器安全运行的重要装置之一。由于变压器的损耗的增加与容量的3／4次方成比例，而冷却表面的增加只与容量的1／2次方成比例，因此像我局的180MVA这样大容量的三线圈有载调压变压器必须采用专用的冷却装置，本次现场将2台180MVA主变的强油导向风冷却改造为自然冷却在结构上进行可行性的分析与探讨。
变压器的冷却介质为变压器油，冷却器出力依靠油的循环量和循环速度与散热风机的风量来实现。铁心和绕组运行后温度升高的热量传到周围的介质中去，从而使周围的介质温度升高，此时，通过潜油泵的工作将介质通过冷却器的散热风机将介质的温度降低后回到变压器，故本身温度上升的速度将逐渐减慢，经过一段时间后，绕组及铁心温度最终达到稳定状态，而不再升高，存在的缺陷是当强油风冷却器故障时，不论是潜油泵还是风机全停时，此时的介质温度无法降低，必须停主变，不符合现在无人值守站的要求。
2．2主变的强油循环改造为自然循环冷却的可行性分析
本次改造的茶山站SFPSZ-180000／220主变在绕组结构形式上原设计为强油循环冷却的高、中、低压的绕组类型为饼式绕组的四面散热结构，而我们国家标准要求目前的自然循环冷却结构的绕组也是这种结构。从变压器冷却系统的油循环结构上其不同的是有两个方面：
(1)油箱带导向油道，我们这次现场将导向油道改造为自然循环油道。
(2)绕组的下部为防止循环油短路加了档油隔板，我们按照自然循环结构现场改造。
(3)当绕组及铁芯附近的油被加热之后，就会自动向上流动，而冷却后的冷油则向下流动，这就是油的对流作用(油的热传导性能很差，主要靠对流)，从而使整个变压器油箱中的油温升高。依据热油总向上流动，冷油向下流动的道理，我们通过以往对150MVA变压器改造后的运行数据，结合本次180EVA主变的可行性分析将原变压器的冷却方式和冷却装置改造是可行的。
3 将强油风冷装置改造为自然冷却装置的分析与探讨
3．1两种冷却方式的温升计算
将强油循环风冷却系统改造为由片式散热器组成的自然冷却系统，改造后主变的型号为：SFSZ7—180000／220，取消ODAF这种冷却方式，改造后的冷却方式为ONAN／ONAF。以ONAF(180MVA)及ONAN(126／63MVA)这两种冷却方式长期运行时温升计算如下。
(1)本产品选用PC-2800×26片式散热器30只，其中2只备用。散热面积(吹风)：44.62×28＋37.29×2=1323.94m2(不考虑油箱散热面)
75℃时变压器最大损耗(17分接，高、中运行)：
145600＋578800=724400W
热负荷：q=724400／1323.94=547.16W／m2
绕组表面的油平均温升：τ1=kqnμ0.25=0.16×547.160.8=24.81K(若油温超过60-70℃时，可忽略油的绝对黏度“的影响)
油顶层温升：τ3=1.2τ1＋τc=1.2×24.81＋5=34.77K＜55K
绕组对空气温升：τ2=τ1＋τy=24.81＋25=49.81K＜65K
通过调取变压器的原设计数据按照30组片式散热器组成的新冷却系统进行计算，计算改造后的油浸式变压器在额定负载下，绕组的平均温升为49-8loC，按照计算机模拟计算最热点温升为63.4℃，平均环境温度20℃，则最热点温度为83.6℃，小于A级绝缘变压器最热点温度98℃的规定，从理论计算得到了肯定。
(2)冷却装置改为自然冷却取消潜油泵，必须保证的是器身内的热油循环与原来有导向结构的时间一致，其二是油的循环量比原来大保证绕组表面热负荷与自然冷却装置的散热面积匹配来交换冷却，其三油的循环路径越短越好，因此对油箱的改造要有温升和油膨缩来计算，其四考虑外绝缘距离和美观安全。
散热器上、下部的主导油集油管选用φ200mm的Q235-B钢管用于增加油流量、加快热交换量，支导油管采用φ150mm的Q235-B钢管24根均匀分布变压器的上、下部，根据原变压器结构的特点以提供最短的油循环路径，确保无死油区。支架选用可拆式的，根据主变的原始设计数据，采用安装在变压器本体的结构，由沈变根据原来的油箱结构进行设计，保证强度、安装尺寸、外绝缘距离和美观(参见图1)。
3．2新老冷却器的性能对比
更换YF1-200冷却器为新型片式散热器，新、老冷却器的性能对比如下：
PC-2800×26型膨缩式散热器30组，PC型散热器是由1mm厚特种拉伸钢板的波形冲片，借助于上下集油盒(管)经焊接组装而成，它比圆管散热器省料、重量轻，还可节省变压器油，为了增加散热效果，采用底吹风结构，它的空气流动阻力最小，具有很高的强度和优良的防腐性能。翅片整齐美观、风阻小、导热性能好，片
型设置强化传热装置，传热效率高，辅机损耗低。它的结构为单程流路，具有结构简单、效率高、阻力小、噪音低、相对重量轻、体积小、耐腐蚀、无负压等优点。
(1)PC型散热器的实际冷却容量为(温升40K)44kW，风机采用8极电机、转数750r／min，可采用自冷、风冷两种方式。而YF1-200冷却器的实际冷却容量为(温升40K)200kW，扬程7m，油流量100 m3／h，风流量533m3／min，油泵采用4极电机、转数1450r／min铁泵单回路冷却器。因此对于强油导向的变压器更换后的冷却装置，由于结构改变循环油流量大，冷却容量大，而油流速低于原变压器油流速，所以冷却效果要好于原来的冷却效果。
(2)PC型散热器采用自冷时运行无噪音，采用风冷运行时噪音为58dB，而YF1-200冷却器运行噪音83-3dB，因此更换冷却器后可有效地降低变压器运行时的噪音。
(3)原6台YF1-200冷却器同时运行时，冷却器的总损耗为36kW。改造后15台散热风机同时运行时，冷却器的总损耗为26.6kW。如按年平均运行7200小时，则每年可节电(36-26.6)×7200=67680kWh。
(4)一台YF1-200冷却器使用2台BF-9Q6风机，由冷却器至主导油管共有12个密封面，6台冷却器共有72个密封面，12台风机。一套PC型散热器共使用15台风机，由散热器至主导油管共有2个密封面，30组散热器共有60个密封面。因此，改造后减少了6台潜油泵、6台油流继电器、12个密封面，减少了渗油点，减少了检修工人的劳动强度，降低了附件的故障率。
4冷却系统的现场改造的工艺要求
本次改造计划停电15天，因此在改造项目确定前施工方已在沈变组件厂，按照设计要求完成风冷却装置的整体制造及预装工作，尤其是改造过程的细节落实必须按照设计进行，外部导油管路与变压器上部连接部分的焊接及清理都比较容易。而下部导向油槽的瓶颈进口处开φ200mm的孔并焊接连接管头工艺就比较复杂了，吊罩后将下节油箱导向油槽中的油全部排净，每个进口处要用5kg左右的面粉团将导向槽与进油口进行第一道封堵，第二道封堵材料采用石棉部浸泡后风吹至半干进行封堵，切割枪采用专用的工具进行，切割后清理进油口后。重复进行封堵后焊接管头，整个过程必须执行严格的现场工艺才能保证安全。
其次，最重要的是将强油冷却的绕组挡油隔板改为自然冷却的散热形式，保证自然循环的油道畅通。盛泰沈变公司采用改制了的钻铣刀、旋转挫等专用工具在改造过程中，通过现场经验丰富的大修技术人员严格按照制定的工艺路线施工，仅用3h就完成了器身的改造，实现了在8h内扣回变压器钟罩的合同约定(参见图2)。
5结束语
现场对冷却系统的导油管路和器身整体改造，改造仅用15天就重新投入运行，不仅现场的工期段，相对于返厂改造节约了大笔资金，而新的风冷却系统实现了自动控制，实现了噪音低符合环保要求，辅机损耗低实现了节能的要求，免维护，热交换介质的变压器油采用自然循环，无须油泵循环，不用担心油泵扫膛、油流指示不准确等故障，可以带电冲洗散热器，无后顾之忧，消除一大隐患，潜油泵的运行在变压器的冷却介质中，一旦发生扫膛或短路缺相对变压器油的污染，散热风机根据负荷和油温进行启动，工作时间短。保证了主变的安全运行。也减少了运行工人的劳动强度，实现了220kV变电站无人值守的要求，改造后完全满足该主变的设计要求和长期安全运行。
排烟冷却塔系统设计特点 篇7
在国内, 华能北京热电厂机组湿法脱硫改造工程为排放4×830 t/h锅炉脱硫后的净烟气, 采用“烟塔合一”技术, 目前已投产运行。
黑龙江省电力勘察设计研究院于2005年开展了对冷却塔排烟技术专题研究工作, 与国外公司进行技术咨询和交流, 在大唐哈尔滨第一热电厂2×300 MW新建工程、国电哈尔滨平南热电厂新建工程应用“烟塔合一”, 这两项工程已完成环境评价并通过审批。目前大唐哈尔滨第一热电厂2×300 MW新建工程已进入施工图设计阶段, 预计2009年底投入运行。
现将大唐哈尔滨第一热电厂2×300 MW新建工程 (以下简称哈一热) 采用“烟塔合一”技术前期工作及系统设计介绍如下。
1 工程概况
大唐哈尔滨第一热电厂2×300 MW新建工程厂址位于哈尔滨市群力新区。电厂一期装机容量为2×300 MW的供热机组, 规划容量为4×300 MW。该工程设计煤种为低硫烟煤, 设有湿法脱硫装置。由于该项目的厂址在机场的限高区域内, 烟囱高度限制为119 m。根据国外的实践经验, 采用冷却塔排放烟气 (即烟塔合一) 有利于烟气的抬升和污染物扩散。
2 系统设计
2.1 工艺流程及特点
该工程烟气脱硫采用石灰石湿法脱硫技术, 脱硫后的净烟气达到烟气饱和温度 (一般为45～65 ℃) 。为增加脱硫后烟气抬升高度, 利用冷却塔巨大热量对脱硫后湿烟气进行抬升, 烟气从冷却塔排放, 即烟塔合一。其工艺流程如图1所示。
烟塔合一技术优缺点:
a.烟气通过冷却塔, 与塔中的水汽混合后排放, 节省了烟气再热装置及其相应烟道的投资和维护费用, 避免了因烟气再热装置漏风导致排入大气的污染物增加。
b. 冷却塔气流的提升力把净化处理烟气中残留的空气有害物排入大气。尽管气流温度低, 但是体积流量较大, 在多数天气情况下都能够达到同等烟气从烟囱排出的提升高度。
c.原则上没有必要再设烟囱, 节省了烟囱的费用。
d.在气流刚离开冷却塔时, 会出现强烈的空气有害物, 如二氧化硫和氧化氮, 与气流中水蒸气的反应提前形成酸, 在筒壁上形成的酸性物质会腐蚀塔筒, 在一定程度上影响循环水水质, 须采取防护措施。
e. 由于热烟气的作用, 增加了冷却塔湿空气的浮力, 增大了冷却塔的抽力。同时, 烟道布置于冷却塔内, 占据了部分冷却塔面积, 增大冷却塔的阻力, 降低了冷却塔的冷却效果, 两者作用相抵。综合考虑其影响, 大型冷却塔基本不会对冷却效果产生影响。
2.2 运行方式
根据供水系统优化结论:冷却倍率夏季m1=55, 冬季m2=33, 机组循环冷却水量见表1。
运行方式如下:
a.非采暖期:2台机组烟气及循环水分别进入2座排烟冷却塔, 即1号机组的烟气及循环水进入1号冷却塔, 机、炉、塔一一对应, 运行3～4台循环水泵。
b.采暖期:冬季根据气温及热负荷情况, 2台机组烟气及循环水共同进入1座排烟冷却塔, 运行 2～3台循环水泵 (低速) 。
2.3 排烟冷却塔布置
为了提高冷却塔内烟气抬升高度和扩散效果, 排烟冷却塔布置尽可能靠近脱硫塔。该工程排烟冷却塔布置在锅炉房后面, 靠近脱硫塔, 处于厂区的下风向。
此种布置有如下优点:
a.烟道较短, 烟气温降小, 进入冷却塔烟气的温度高;增加冷却塔的外排热量, 提高冷却塔的通风量和出塔速度。
b.烟道流畅, 可降低引风机风压和电耗。
c.烟道长度较短, 可降低工程投资。
d.冬季运行灵活, 保证烟气有足够的抬升蒸汽。
2.4 确定排烟冷却塔容量
“烟塔合一”技术的核心, 要求冷却塔在保证正常汽轮机循环冷却水冷却的情况下, 使排入的脱硫净烟气达到环保要求, 再进行排放。
该工程供水系统采用带自然通风排烟冷却塔的二次循环供水系统。综合考虑以下因素:较高的冷却塔具有较好的烟气抬升效果, 冷却塔限高105 m;该地区类似工程优化后, 冷却塔P=10%日平均气象条件下出塔水温, 冷却倍率夏季m1=55, 冬季m2=33。结合排烟冷却塔的设计特点, 初步拟定3个塔型, 其几何尺寸见表2。
根据这3个塔型进行相应的热力计算, 计算其出塔水温、出塔气流速度、出塔汽温, 由环境评价来计算其烟气的抬升高度, 确定满足环保要求的塔型, 结合供水系统优化的结果, 最终确定排烟冷却塔的容量。
根据环境评价要求, 如果排烟冷却塔出口气流速度达到3.3～3.5 m/s, 出塔汽温在35 ℃左右, 一般其烟气的抬升高度可达到环保要求。
上述热力计算结果表明:在全年大多数时间内, 冷却塔排烟均可满足环保要求。
3 烟道的设计
玻璃钢 (FRP) 烟道具有自重轻、抗腐蚀、保温性能好等特点, 耐温极限为80 ℃, 烟道的支撑仅需在脱硫塔、冷却塔塔壁和塔中心竖井处设置。
脱硫塔净烟气出口标高为24.67 m, 脱硫塔出口设第一支撑点, 并接口ϕ5 100玻璃钢烟道, 以相同标高进入排烟冷却塔。在排烟冷却塔壁外设第二支撑点, 然后进入排烟冷却塔中心并设第三支撑点。
烟气通过烟道直接排放至冷却塔内, 与冷却塔中的水蒸气混合后, 通过冷却塔出口排入大气。
4 排烟冷却塔的大气评价及预测
根据中国环境科学研究院编制的《大唐哈尔滨第一热电厂2×300 MW新建工程环境影响报告书》, 污染物源强相同, 对烟塔排放和烟囱排放的污染物浓度预测进行比较, 比较结果见表3。
由表3可见, 烟塔排放方式下污染物年平均预测值小于烟囱排放方式。烟塔排放最大年均浓度:210 m和105 m烟囱排放最大浓度分别占73%和17%。说明一般情况下, 烟塔排放更有利于污染物的扩散。根据中国环境科学研究院“环评”分析结论, 通过污染物环境影响预测与分析, 全厂对周围地区SO2、NOX、PM10地面浓度的影响满足《环境空气质量标准》 (GB3095—96) 中二级标准要求。确定排烟冷却塔的淋水面积为3 850 m2。
5 需要进一步研究的问题
哈一热工程采用“烟塔合一”排放烟气, 在项目进行中, 遇到了技术、经济及评价标准等难题, 需要作进一步的研究和探索, 具体如下:
a. 国内排烟冷却塔设计标准及计算方法研究。
b. 供热机组应用“烟塔合一”在低热负荷时的排烟效果。
对于寒冷地区, 尤其哈尔滨, 供热机组采用冷却塔排烟, 冷却塔在低热负荷时烟气的抬升高度能否满足环保要求?这是设计人员一直关注的问题, 国外公司目前尚无运行业绩可参考, 但德国GEA公司专家通过计算分析认为, 为保证脱硫后净烟气正常排放和抬升扩散, 冷却塔循环水量不能小于设计值的50%或者热负荷不能低于设计值的30%。此外, GEA专家同意我国设计人员的观点, 即冬季混合气体温度与环境气温温差越大, 对烟气抬升越有利。
c. 供热机组应用“烟塔合一”的防冻措施。该工程排烟冷却塔尚未运行, 冷却塔防冻措施的可行性有待于进一步研究。
d. 排烟冷却塔环境评价方法的探讨。国内排烟冷却塔环境评价方法均采用了德国标准, 即德国在评价抬升效果时, 选取全年平均气温 (大约12℃) 进行计算, 此时只要满足环保要求即可。但这个标准同我国的具体情况差异较大, 尤其是严寒地区, 供热期为5个月, 在此期间如何评价其抬升效果, 建议有关部门尽快制订国家标准, 满足工程应用需求。
e. 防腐涂料国产化的应用研究。
f. “烟塔合一”在横流式冷却塔的应用。
6 结论
尾渣冷却炉的设计 篇8
关键词：HF,尾渣冷却炉,水夹套,设备结构,设计
0 引言
随着国民经济的持续快速发展, 国家对环境保护的要求越来越高, 工业生产面临的环保压力也越来越大, 循环综合利用技术越来越被重视。西安三瑞实业有限公司专注于化工回转炉窑的技术研发、设计、制造, 在化工回转炉窑设计方面处于国内领先水平。针对HF生产中粉状尾渣 (主要成分是硫酸钙) 冷却工艺的要求, 公司研发了间接换热的尾渣冷却炉, 既满足HF生产中粉状尾渣冷却的工艺需要, 又能满足环境保护的要求;尾渣冷却炉采用间接换热, 冷却水循环使用, 既能有效地节约、利用水资源, 又没有水污染。冷却后的粉状尾渣便于储存运输, 可作为水泥的生产原料。整个尾渣冷却炉的设计, 在满足生产工艺要求、环境保护、设备制造工艺等方面实现了完美结合。
1 尾渣冷却炉工作原理及流程简介
尾渣冷却炉的工作原理是, 水夹套的水连续地淋在不断旋转的炉体外表面, 与炉体内的粉状尾渣进行间接换热, 实现对粉状尾渣的冷却。
200~220℃的粉状尾渣加入适量的石灰后, 经螺旋输送机送入炉体, 物料在炉体内通过间接换热冷却到60~80℃, 经出料箱出口排出, 进入料仓。冷却水由水泵送到水夹套的水槽后, 经喷淋口淋到炉体的外表面, 一部分水沿炉体外壁下流后落到水夹套的底部, 经水夹套底部的排水口排出, 回流到循环水池;一部分水被汽化, 水蒸气经水夹套的排气口排出, 凝结成水后再回流到循环水池。炉体内的尾气由出料箱的排气口排出, 到吸收塔进行处理。工艺流程如图1所示。
2 设备结构 (图2) 设计
HF反应窑生产HF过程中浓硫酸与氟化钙反应后产生的尾渣硫酸钙温度在200~220℃, 需要冷却到60~80℃才能进行储存运输。由于HF的生产工艺中要求浓硫酸过量, 在尾渣硫酸钙中还残存有少量的浓硫酸, 容易污染环境、腐蚀设备, 因此, 在粉状尾渣进入冷却炉前, 宜加入适量的石灰中和过量的浓硫酸;在对尾渣冷却的过程中, 浓硫酸和石灰进行中和反应, 生成硫酸钙、水, 使尾渣冷却后能达到环保要求合格排放, 排出的尾渣可作为生产水泥的原料, 实现尾渣的综合利用, 达到经济效益和社会效益的最大化。
1—进料密封装置;2—水夹套Ⅰ;3—滚圈Ⅰ;4—炉体;5—齿轮罩;6—大齿轮;7—水夹套Ⅱ;8—水夹套Ⅲ;9—滚圈Ⅱ;10—出料箱;11—出料箱支腿;12—出料密封;13—托轮装置;14—传动装置;15—挡托轮装置;16—进料密封装置支腿
少量的HF气体会随粉状尾渣进入冷却炉, HF气体属剧毒物质, 如果泄漏到空气中, 会对生产工人造成严重伤害甚至死亡, 同时造成严重的空气污染。尾渣冷却时, 要求尾渣冷却炉具有良好的密封效果, 防止HF气体泄漏到空气中。进料密封装置设计为动、静环的机械密封结构, 动环随炉体一起转动, 静环固定在静环座上, 动、静环的密封面采用润滑脂润滑, 起到减少摩擦、增强密封的效果, 静环的密封面上设计有油槽, 通过静环的注油孔用润滑脂泵把润滑脂注入到静环的油槽内。尾渣冷却炉正常运转时, 静环座和进料密封装置的短节相对静止, 静环座和短节之间采用盘根密封, 静环座通过气缸和防转销进行固定, 并通过气缸调节静环的轴向位置, 使静环和动环的密封面紧密贴合在一起。进料密封装置的结构如图3所示。
出料箱与炉体之间采用填料盘根密封, 填料盒用螺栓固定在出料箱的法兰上, 填料压盖压紧填料盘根, 炉体转动时填料盘根与炉体紧密贴合, 能起到良好的密封效果, 防止HF气体泄漏到空气中。
尾渣冷却炉采用间接冷却的方式对炉体内的粉状尾渣进行冷却。在炉体的外面设计三段水夹套 (见图2) , 每段水夹套的结构基本相同, 其顶部均设有水槽, 水槽一侧的中部设计有多个φ40mm的溢流孔。冷却水通过管道流入水槽, 经过φ40mm的溢流孔淋在连续旋转的炉体的外表面;每段水夹套两端内侧的炉体上, 焊接有一定高度的环形挡水板, 防止冷却水沿炉体外壁流到水夹套的外面, 既有利于保持生产现场环境的干净整洁, 又能避免冷却水的不正常损耗。
传动装置的小齿轮和炉体上大齿轮的啮合, 带动炉体在托轮装置和挡托轮装置上转动, 挡轮限制炉体的轴向窜动量;传动装置中的电机采用变频调速电机, 满足不同工况对不同转速的要求。尾渣冷却炉水平安装, 炉体内设计有一个自由螺旋体, 炉体转动时, 自由螺旋体在重力作用下, 沿炉体内壁不停地转动, 推动粉状尾渣向炉尾流动, 经出料箱排出;自由螺旋体受到物料向炉头端的反作用力, 一直在炉体内转动。
φ2×16m的尾渣冷却炉, 炉体换热面积78m2, 物料在炉体内的填充率为15%~20%, 炉体最大转速为4r/min;生产能力为将16t/h粉状尾渣从200~220℃冷却到60~80℃。
3 结语
我公司设计、制造的尾渣冷却炉目前已在宁夏金河化工有限公司投入使用, 设备运行平稳、可靠, 各项技术指标均达到设计要求。冷却后的尾渣, 可作为生产水泥的原料, 满足发展工业循环经济的要求, 既有利于资源的综合利用, 又能更好地保护环境。
参考文献
一种内燃动车冷却系统设计 篇9
1 冷却计算
(1) MTU12V4000R41柴油机热工参数见表1。
(2) 环境条件。海拔高度:≤1 800 m;环境温度:5~40 ℃;相对湿度:80%~95%;环境气候特点:热带雨林气候, 高温多雨、盐度大。
(3) 冷却计算。根据柴油机热工性能参数、斯里兰卡环境条件及动车总体结构要求, 拟选用32组管片式双流道散热器、1台SJF-15C型风扇, 按表2参数进行冷却计算。
按上述系统配置方案, 高、低温冷却系统冷却余量均能达到40%以上, 满足用户提出的设计要求。因此, 最终选定双流道散热器32组, 其中高温冷却系统32组 (高温侧) , 低温冷却系统32组 (低温侧) ;冷却风扇选用1台SJF-15C型风扇, 额定转速1 560 r/min、全压1 300 Pa、空气流量37 m3/s。
2 结构特点
2.1 冷却装置
在动车动力室内设置独立的冷却装置单元, 其中包括冷却装置构架、散热器、风扇座、风扇等部件。散热器为双流道散热器, 在冷却装置上采用V形安装布置。每节散热器外侧4排散热管为低温水散热, 内侧3排散热管为高温水散热。冷却装置构架上设有高、低温水路集流管, 分别与散热器高温水侧、低温水侧连通, 形成相互独立的冷却回路。高温水为2个流程, 低温水为6个流程。在冷却装置高、低温冷却回路最高点均设有排气口, 将冷却装置工作时产生的气体排至膨胀水箱。在冷却装置高、低温冷却回路最低点设有排水口, 确保冷却系统排水时能够排放干净。尤其需要注意的是, 冷却装置在施工过程中务必确保高温水路与低温水路不得连通, 这样才能确保经冷却装置冷却后的低温冷却水温度能够符合柴油机的工作要求。冷却装置高、低温冷却水流程见图1。
冷却风扇工作时, 将低温空气从散热器外侧吸入冷却装置, 然后通过顶部排风口及顶百叶窗排至车外, 从而达到冷却散热器的目的。冷却空气流向见图2。
2.2 冷却风扇驱动装置
冷却风扇驱动装置动力来源于柴油机, 经风扇偶合器传递至冷却风扇。冷却风扇驱动装置包括动力输入万向轴、风扇偶合器、偶合器传动油散热器、动力输出万向轴 (见图3) 。驱动装置工作原理:偶合器传动箱输入功通过偶合器的泵轮、涡轮传递至输出轴, 泵轮、涡轮间的工作介质为传动油;泵轮、涡轮间充油或空转是靠偶合器作用阀来控制的, 当偶合器充油时冷却风扇工作, 偶合器空转时冷却风扇停止工作;在高、低温冷却系统中均装有温度传感器, 将水温信号传输至动车PLC, PLC根据水温信号控制偶合器作用阀开启、关闭, 从而控制冷却风扇启动、停止;偶合器作用阀在柴油机高温出水温度达到92 ℃时开启、85 ℃时关闭, 在柴油机低温进水温度达到55 ℃时开启、48 ℃时关闭;当柴油机转速为1 800 r/min时, 对应的冷却风扇转速约为1 560 r/min。
偶合器的工作原理和变扭器基本相似。当泵轮轴带动泵轮旋转时, 泵轮中的传动油一方面随泵轮旋转, 其速度成为牵连速度, 另一方面在离心力作用下, 由泵轮入口流向泵轮出口, 其速度成为相对速度。液流的绝对速度为牵连速度与相对速度的合成。此时, 泵轮将柴油机输入的机械能转换为传动油的动能与势能。以绝对速度从泵轮流出的传动油, 立即冲向泵轮出口对面的涡轮进口, 在涡轮内与涡轮叶片相互作用, 使涡轮获得一定的扭矩和转速。此时, 流动的传动油在泵轮中获得的动能和势能, 在涡轮中又被转化为涡轮的机械能输出。从涡轮流出的传动油重新进入泵轮, 如此循环流动, 保证偶合器正常工作。
2.3 进气滤清窗
为确保动力室进气清洁, 在动力室冷却空气进气口处设置了瓦楞式进气滤清窗。当冷却风扇工作时, 冷却空气在风扇吸力作用下经由瓦楞式进气滤清窗进入动力室。冷却空气中携带的较大直径的沙粒、灰尘等固体杂质在惯性力的作用下与冷却空气分离并经由窗下部排尘口落至车外。为了过滤柳絮、杨絮等絮状杂物, 在瓦楞式进气滤清窗内侧设置了不锈钢过滤网窗。不锈钢过滤网窗为方便拆卸式安装结构, 可根据过滤网的脏污情况随时进行清洗。瓦楞式进气滤清窗结构见图4。
2.4 顶百叶窗
顶百叶窗安装在冷却装置排风口处。冷却风扇工作时, 冷却装置顶部排风口排出的空气将顶百叶窗的百叶吹开并排至车外;冷却风扇停止时, 百叶在重力作用下关闭, 可防止雨水进入冷却装置。百叶叶片采用0.8 mm厚的薄不锈钢板成型而成, 具有足够的线性刚度和较轻的质量, 在工作过程中能够承受频繁的撞击而不致变形。该顶百叶窗结构简单, 性能稳定可靠, 确保了冷却系统的工作可靠性。顶百叶窗结构见图5。
2.5 膨胀水箱
在冷却系统最高点设有膨胀水箱, 起到向冷却系统补水及为冷却系统排气的作用。膨胀水箱顶部设有压力调节阀, 开启压力为70 k Pa, 使冷却系统在加压条件下工作。斯里兰卡铁路沿线最高海拔为1 800 m, 对应最低大气压约为79.5 k Pa, 这样冷却系统绝对工作压力最小约为149.5 k Pa, 该压力值对应的冷却液沸点约为111.2 ℃, 大于柴油机最高允许工作温度 (99 ℃) , 确保了柴油机冷却系统能在正常的温度范围内工作。
压力调节阀具体工作过程:当柴油机在1 800 m海拔条件下工作时, 冷却系统内的冷却液受热膨胀、冷却液内溶解的空气受热汽化, 使冷却系统内的压力升高。当系统压力升高至约149.5 k Pa时, 压力调节阀打开、向外排气。同时, 该压力调节阀还有在负压条件下向内吸气的功能, 即当柴油机停机、冷却系统停止工作后, 冷却液温度下降、体积缩小, 冷却系统内的压力降低, 当系统内部压力低于外界大气压力约5 k Pa时, 压力调节阀上的吸气阀打开, 确保停机时冷却系统内外压力的平衡。膨胀水箱结构见图6。
3 结束语
该批次动车已于2012年底开始在斯里兰卡铁路公司投入运用, 其车冷却系统工作稳定可靠, 经受住了当地高温、高湿、多雨、多盐雾环境的考验。
摘要：介绍斯里兰卡内燃动车冷却系统设计中涉及的冷却计算;阐述冷却系统的冷却装置、冷却风扇驱动装置、进气滤清窗、顶百叶窗、膨胀水箱等主要部件结构设计的特点。斯里兰卡内燃动车于2012年底开始在斯里兰卡铁路公司投入运用, 其车冷却系统工作稳定可靠, 经受住了当地高温、高湿、多雨、多盐雾环境的考验。
关键词：斯里兰卡,内燃动车,冷却系统,冷却风扇,进气滤清窗,膨胀水箱
参考文献
消防呼吸气瓶气源冷却的优化设计 篇10
冷却器性能的优劣直接影响制冷的效果。目前,国内外对于冷却器的研究越来越多,得出了一些重要的结论和研究方法。而舰船上消防呼吸气瓶充装的气源具有特殊性,要求充装时充气压力达到30 MPa,且充气完毕后能直接用于消防员呼吸。因此,一般的冷却器无法满足条件,必须对其进行优化设计。
1 高压空气冷却器
消防呼吸器气瓶充气站,如图1所示。空气经空压机和高压储气瓶进行多级过滤净化后,对高压气瓶进行直充,当高压气瓶压力与气源压力平衡时,通过自动控制阀件,启动高压空气增压泵,提升空气压力到30 MPa,继续对高压气瓶进行充装。
图1 消防充气站示意图
启动高压空气增压泵增压后,冷却器利用驱动气源排气进行增压部分气体的冷却,使空气的温度不会过高而影响充气以及呼吸效果,如图2所示。空气增压泵自冷却功能的原理是:根据焦耳─汤姆逊效应,压缩空气做功由高压到低压释放膨胀后,温度会显著降低,空气增压泵做功后的排气即是理想的冷媒源低温空气(低至-29℃),是气驱动排气的副产品。此低温排气通过冷却套管和中间冷却器系统形成,使主要零件能经久耐用,密封条件能得到改良,使用寿命也更长。同时,气瓶充装温度的降低,也保证了其安全及充装寿命。
图2 高压空气冷却器
末端冷却器的工作过程是空气增压泵排放的低温气体由冷却器的入口进入,经冷却器外壁流过,由排气消音器排出,从而降低了盘管温度,即降低了管内待充装高压气体的温度。
综合考虑该装置的实际情况,冷却器内的管路形式设计成螺旋管的形式。螺旋管改变了壳体结构,在保持较低压力降的情况下能大幅提高介质流速,这样雷诺数Re的增加也可以提高膜传热系数。因为是螺旋状结构,介质流形成的漩涡,从圆心到半径方向存在着较大的速度梯度,这个速度梯度场能在管子表面产生湍流,使边界层减薄,利于提高膜传热系数。由于流体螺旋运动的有效冲刷,热阻稳定性增加,能使冷却器长期运行在高效状态,达到节能的目的。
笔者运用COMSOL软件建模进行仿真运算,对冷却器的仿真模型进行局部调整,主要研究内部螺旋匝数和冷却器中部中空对冷却器冷却情况的影响。局部调整后的冷却器情况如表1所示,模型如图3所示。
对于上述冷却器,设置试验时高温气体入口温度为80℃,冷却气体入口温度为-29℃,高温气体与冷却气体入口压强为32 MPa,出口压强为30 MPa,高温气体质量流量为0.01kg/s,改变冷却气体的质量流量,观察冷却器的冷却效果。
表1 冷却器调整情况
图3 冷却器的COMSOL模型
2 高压空气流动的动力学模型
假设管路等截面一维流动,由蔡茂林的现代气动技术理论与实践,考虑气体的压缩性及气体与管壁之间的热交换,可得式(1)。
式中:D为管路内径,m;h为高压空气与管壁间的传热率,W/(m2·K);R为气体常数,取287J/(kg·K);u为空气的流速,m/s;x为流动方向的坐标,m;ρ为空气的密度,kg/m;θ为空气的绝对温度,K;θa为大气温度,K;λ为管路内壁的摩擦系数。
传热系数h由式(2)计算。
式中:Nu=0.023×Re0.8×Pr0.4;普朗特数Pr取0.72。空气的热传导系数k可按式(3)计算。
3 结果与讨论
3.1 冷却气体质量流量的影响
消防呼吸器气瓶充气过程中,高温气源气体的冷却速率与充气入口的质量流量、管路直径等特性参数有关,也与冷却气体的质量流量有关。
图4为改变冷却口气体质量流量后高温气体出口的温度变化情况。由图4可以看出,冷却气体的质量流量越大,高温气体的出口温度越低。冷却气体质量流量从0.01kg/s提升至0.019kg/s,高温气源出口温度从69.8℃降至64.9℃,即冷却气体质量流量增加一倍,高温气体出口温度约降5℃。
图4 冷却气体质量流量对气源温降的影响
考虑到空气的质量与体积的巨大差值,在实际操作时,对于空气而言,质量流量增加一倍可基本认为达到要求,不需再进行更多的实验。
3.2 冷却器结构的影响
冷却器结构的改变是高压空气冷却器优化设计的重要方面,主要考虑同一种冷却器挖心中空后与中部实心时的区别。冷却器中部挖空后,热量能与中心流动的外部空气进行交换,此时主要是对流换热与热辐射,比冷却器中部实心热量郁结时的散热量大;热量散失,则气体温度下降,可知冷却器中空后高温气源出口温度更低。
冷却器中空对气源温降的影响,如图5所示。对于同一类型的高压空气冷却器,只将其中部挖空,气源出口温度平均约降2℃;气体的质量流量从0.01kg/s提升至0.019kg/s且冷却器中空时,高温气源出口温度从69.9℃降至63℃,即冷却气体质量流量增加一倍且冷却器中空时,高温气体出口温度约降7℃。与图4对比说明,冷却器中空后气源气体温降结果与气体的质量流量无关。
图5 冷却器中空对气源温降的影响
3.3 冷却器螺旋匝数的影响
冷却器传热强化最常使用的手段即扩展传热面积,在冷却器外部尺寸一定的情况下,增加管道长度是最方便快捷的方案。为了保证换热设备的传热量或者在满足原有传热量条件下,使其体积缩小,增加冷却器螺旋匝数能使气源温度显著下降。
图6为冷却器螺旋匝数对气源温降的影响示意图。观察图6曲线可知,在气体质量流量不变时,冷却器螺旋匝数每增加一匝,高温气体出口温度约降1℃;气体质量流量从0.010kg/s提升至0.019kg/s且冷却器螺旋匝数增加一匝时,高温气源出口温度从70.8℃降至64.9℃,即冷却气体质量流量增加一倍且冷却器螺旋匝数增加一匝时,高温气体出口温度约降6℃。与图4对比说明,冷却器改变螺旋匝数后气源气体温降结果与质量流量无关。
图6 冷却器螺旋匝数对气源温降的影响
根据图4~图6的相关数据分析,在冷却器优化设计可接受范围内,综合采用各种优化方式,能最大程度上加强冷却器的冷却效果,在节省充气时间和充气安全方面也具有较大优势。
4 结论
通过理论仿真和实验结论,对高压空气冷却器进行优化设计,改变试验初始条件,结果表明,冷却气体质量流量增加一倍,高温气体出口温度约降5℃;冷却器中空后,高温气体出口温度约降2℃;冷却器螺旋匝数每增加一匝,高温气体出口温度约降1℃。
通胀没有冷却迹象 篇11
今年上半年，中国名义GDP增长18.3%，高于广义货币（M2）15.9%的增长率。其差额可以用以下两个原因解释，一是2010年已签订合同但未到位的贷款开始支出；二是正式货币体系外的货币扩张。名义GDP增长率减去实际GDP9.6%的增长率，可以得出GDP平减指数为8.7%，这是最宽泛的通胀率估值。
通胀心理已经成为中国通胀动态中的一个重要乘数。企业和消费者都认为高通胀将会持续。因此，随着各家企业发现价格上涨是对抗成本上升的主要方法后，他们就不再像以前那样有动机来压低成本了。工薪阶层的消费者只能通过工资上涨来应对通胀。现在，中国的成本价格在螺旋式上升。打破这个循环需要超调利率。因为中国现在仍然不愿提高利率，通胀心理仍将掌控中国经济。
一些分析人士和政府官员依据一两项商品的价格趋势就对通胀趋势加以判定的做法是极其错误和危险的。技术因素可以改变一时的价格走势，但是改变不了由既有货币政策和对未来货币政策的预期所决定的价格趋势。例如，削减进口税和取消高速公路收费可以暂时降低通胀，但这只是改变了价格水平，并没有改变趋势。根据一次性的价格变化就得出通胀趋势减缓的结论是极其错误的，而错误的结论可能会导致货币政策松动，从而造成全国性灾难。
中国的货币政策与过去相比已经有所紧缩，但与潜在增长率相比依然比较宽松。中国的潜在增长率不到16%。劳动力过剩的现象已经一去不复返。如果通胀保持不变，中国经济的潜在增长率将为8%。随着资本密集度的提高，潜在增长率将会下降。2020年，中国的潜在增长率将可能达到5%。如果中国接受5%的通胀率，货币增长率就应当被下调至10%，此时的银行利率应该是通胀率加2%，亦即7%。这一利率至少应适用于六个月到一年。
当前，企业和政府对货币短缺有烦言，这在很大程度上反映了房地产发展和其他固定资产投资的过度货币需求。如果货币政策满足了这种需求，通胀情形只会变得更糟。所以，“货币短缺”的解决办法是减少这类货币需求。
工资上涨是中国实现再平衡的关键手段。停滞不前的全球经济将削弱中国未来几年的出口增长势头。没有出口支持，投资导向型的增长模式就是不可持续的。再平衡意味着将部分资金从投资转向消费。实现这种转变的工具就是工资上涨。这一工具只有在工资增长快于人均名义GDP增长时才有效。
中国的人均名义GDP增长了近18%。财政收入增长了30%，这说明工资增长不可能赶上名义GDP的增长。因此，中国的再平衡还没有开始。由于劳动力短缺，市场可以通过工资上涨来推动经济实现再平衡。现在的体系仍然不利于实现再平衡，它试图通过增加收入来满足政府的支出需求，这导致通胀侵蚀了工资的购买力，亦即将资金转移给了政府。
抗拒再平衡造成了中国和世界很多国家宏观经济的不稳定。中国的价格水平甚至比发达国家还要高。
随着时间推移，将会有越来越多的人指责中国而不是美联储造成了通胀。这种情况一旦发生，中国的处境将十分艰难。中国最好能先削减政府和国有企业的支出以冷却通胀。
在我看来，人民币价值并未高估。中国国内物价水平太高，所以很难调高币值。随着出口冷却，贸易盈余很可能会收缩，人民币的升值压力将主要来自于“热钱”。如果中国浮動货币汇率，这些“热钱”可能将撤出，给汇率带来有力的下行压力。如果中国现在浮动人民币，可能会在短期内引发动荡。但是，情况最后会在跟目前差不多的水平上稳定下来。这对中国来说是一个很好的浮动币值的机会。中国在2004年和2008年时没能抓住这个机会，造成了严重后果。
浮动币值可以给中国带来利率政策的灵活性。这是因为未来几年内美国的失业率将会居高不下，美国利率很可能会维持在低位。美联储可能会在2012年下半年开始加息。但是，美国的利率可能很多年后都不会回到6%的历史平均水平。因此，人民币与美元挂钩将使中国的通胀问题大大复杂化。现在，人民币是时候和美元脱钩了。
谢国忠
基于同心环管冷却的高温轴设计 篇12
在冶金工业中，机械设备的轴经常在高温环境中工作。为了保证在高温下轴仍能满足强度和刚度要求，必须对轴进行冷却设计，以降低轴体温度。目前工程上常用的轴冷却结构有中空冷却和同心环管冷却[1]两种结构。与中空轴冷却相比，同心环管冷却有如下特点：(1)冷却水进、出口在同一侧，便于驱动侧布置；(2)与单向空心轴冷却相比，在同等水量条件下，换热系数大，冷却效果好；(3)轴端仅需一个旋转接头。本文分析的轴体工作环境温度为850℃，采用了同心环管冷却形式。根据设计结果，利用ABAQUS对轴的强度、刚度、传热进行分析，从理论上验证了高温轴的可靠性，为设计提供理论依据。
1 建立几何三维模型
高温轴结构如图1所示。动力源与轴用键联接，在提供转矩的同时，在端部作用弯矩；轴外径D1=600mm，内径D2=480mm；轴长度L=7 600mm。同心环管外径d1=460mm，内径d2=440mm，环管间隙e=10mm；轴的两侧用轴承支撑，轴外表面装有叶片（共8组，每组4个销轴座），叶片安装在销轴座上，承载阻力。为计算方便，对结构进行简化后建立其三维模型。
2 建立分析模型
2.1 网格划分及材料属性
利用ABAQUS自带网格划分工具对三维模型进行网格划分。根据轴结构特点，将轴划分为3D单元（共263 496个Hex8单元），见图2。轴整体材料采用40Cr，其材料性能见表1[2]。
2.2 计算工况
考虑到高温轴同时受机械载荷和温度载荷，进行如下两个分析步计算：
(1）仅机械载荷（外力、扭矩、压力）作用的通用线性分析计算。
(2）机械+温度载荷共同作用的热力耦合分析计算。
2.3 施加约束
整根轴用两侧轴承支撑，驱动端轴承固定，自由端轴承自由。因此在驱动端施加完全固定约束，自由端施加径向和周向约束。
2.4 施加载荷
(1）轴自重载荷：取重力加速度g=9.81m/s2，方向垂直向下。
(2）轴上叶片扭矩：根据轴实际工况，确定整根轴所受总扭矩T=705 888N·m，折算到每列叶片的转矩为T1=88 236N·m，将该转矩施加到每列销轴座上。
(3）轴端径向力：键在传动扭矩的同时也额外承受一定径向载荷，经核算径向载荷F=67 7437N。
(4）轴内外表面压力：轴整体处在高温炉料内，压力为0.25MPa，因此轴外壁压力p1=0.25MPa；轴内部水压为0.3MPa，因此轴内壁压力p2=0.3MPa。
(5）轴外壁自然对流换热载荷：认为轴外壁为自然对流，自然对流换热系数h1=10 W/（m2·K)[3]，环境温度t1=850℃。
(6）轴内部对流换热载荷：轴内部用水冷却，水流量为100t/h；利用文献[4]中同心环管换热系数计算公式，在水温为35℃时，轴内部换热系数h2=3 300 W/（m2·K）；轴内平均水温t2=35℃。
3 仿真结果分析
采用ABAQUS进行分析，主要分为两个分析步：
(1）用通用线性计算模块仅计算机械载荷作用下的应力与变形。
(2）分析步采用热力耦合分析模块分析。
3.1 传热分析结果
分析得到的温度分布云图如图3所示。由图3可知，轴内壁温度为52℃，轴外壁温度约162℃；销轴座最高温度为628℃，销轴座与轴体连接处温度为182℃。
3.2 变形分析结果
分析得到的机械载荷整体总变形云图见图4，机械+温度载荷整体总变形云图见图5，各工况轴变形量见表2。由分析结果可知，机械载荷作用下轴的最大变形量为5.9mm，其位置处于轴中部，主要由外力产生；机械+温度载荷下最大变形量为8.7mm，其主要在轴向变化。经校核，轴中部变形量满足刚度要求。实际中轴承座间隙为12mm，轴向变形量也满足变形要求。
3.3 应力分析结果
图6为机械载荷整体应力云图，图7为机械+温度载荷整体应力云图。从应力云图上可以看出，仅受机械载荷时，最大应力位于轴驱动侧端部，大小为126.6MPa，该应力主要由外机械载荷产生；受机械+温度载荷时最大应力位于销轴座与轴体连接处，大小为344.1MPa，该应力较大，主要由温度梯度产生。利用ABAQUS的应力线性化工具可以得到如表3所示的应力分析值。
由温度计算结果可知销轴座与轴体连接处温度为162℃，此时40Cr许用应力Sm=196MPa。
(1）机械载荷下一次总体薄膜应力pm校核：
(2）机械载荷下应力校核：
(3）机械+温度载荷下应力校核：
校核结果表明一次、二次应力均满足要求。
4 结论
(1）冷却水量为100t/h时，轴内壁换热系数为3 300 W/（m2·K），轴外表面平均温度约162℃，内表面温度61℃。
(2)ABAQUS分析结果表明，轴变形主要是由温度引起的热变形，最大值为8.7mm。轴最大应力发生在销轴座根部，由机械+温度载荷共同作用引起，大小为341.7MPa。经校核，强度、刚度满足设计要求。
参考文献
[1]杨世铭,陶文铨.传热学[M].北京:高等教育出版社,2006.
[2]干勇,田志凌,董瀚,等.中国材料工程大典(第3卷)[M].北京:化学工业出版社,2006.
[3]白博峰,王彦超,肖泽军.同心环管强迫流动与传热试验研究[J].化学工程,2007,35(6):12-15.