满液式蒸发器的设计

满液式蒸发器的设计

3满液式蒸发器的设计

3.1制冷剂流量的确定

制冷剂压焓图：

P tk33 44 2 1 h t0

图3.1

由蒸发温度t05℃，tk40℃，tg5℃，根据文献1《制冷原理及设备》附表13（P341）和附图5（P373）查得：

h1407.143kJ/(kg.K),h2430.050kJ/(kg.K),h3h4249.686kJ/(kg.K)

,,h3h4242.963kJ/(kg.K),140.3556103m3/kg,217.9876103m3/kg30.88392103m3/kg, 4,9.0003103m3/kg 单位制冷量：

q0h1h4407.143242.9631.180kJ/(kg.K)（P31） (3.1) 制冷剂流量：

qmQ0700.4263kg/s （P31） (3.2) q01.180,3.2载冷剂流量的确定

qvsQ0703.3436103m3/s （P246） (3.3)

cp(ts1ts2)10004.1875

3.3传热管的确定

选用φ10×1低螺纹铜管，取水流速度u1.2m/s,则每流程的管子数Z

为

4qvs43.3436103Z55.46根226diu3.14(102)101.2(3.4)

圆整后，Z=56根。 实际水流速度

4qvs43.3436103 u1.1884m/s1.2m/s (3.5) 226diZ3.14(102)10563.4管程与有效管长

假定热流密度q=6600W/m2,则所需的传热面积

Qk7010310.61m2 (3.6) F0q6600管子与管子有效长度的乘积 NIcF010.616.03m (3.7) d0Z3.140.0156采用管子成正三角形排列的布置方案，管距s=14mm,对不同流程数N，有效单管长lc，总根数NZ,壳体直径D及长径比lc/D进行组合计算，组合计算结果如表3.1所示：

表3.1组合计算结果

lc(m) N 2 4 6 8 NZ D(m) lc/D 112 224 336 448 3.02 1.51 1.01 0.75 0.12 0.16 0.18 0.20 25.17 9.44 5.61 3.75 表3.1不同流程数N对应的管长lc及lc/D

从D及lc/D值看， 4流程是可取的。

3.5传热系数的确定 3.5.1蒸发器中污垢的热阻

由文献1《制冷原理及设备》表9-1可知： 管外热阻09105m2•0C/W 管内热阻i4.5105m2•0C/W 3.5.2平均传热温差

平均传热温差：

mts1ts256.17℃

ts1t09lnln4ts2t0(3.8)

3.5.3管内换热系数

管内强制对流换热系数由文献5《传热学》（P248）公式 (6-21a)式可知：

i(3.9)

其中 ct(d2/31()ct2/3ldi112.7f/8(Prf1)(f/8)(Re1000)Prf

PrfPrw)0.01 f(1.82lgRe1.)2

冷却水的定性温度ts： tsts1ts214911.5℃ (3.10) 22查饱和水物性表得：

999.25kg/m3，1.216106m2/s 58.15102W/(mk)，Prf8.77

1.28103则: Re＝＝＝75 (3.11) 61.21610udi假设壁温tw为8.5℃，查水的物性表，得Prw11.75,假设管长为1.8m，

=2551.5(11.17tw) W/m2

根据设计要求估算tw的值， 来确定热流密度。 具体估算数值如表3.2所示：

表3.2热流密度的

估算

tw q q

，

8.0 .41 .26

9.0 .75 .76

8.5 .55 .51

8.6 8.58 .90 .36

.61 .35

4786807963366669660280885536681265576607

由表格中数据可知,当tw=8.580C时，与前面假设的tw7.60C接近，q与q’ 的值相差约为4.74，取q=6605 (W/m2.K)，误差0.08%，合理，故q可取为6605(W/m2.K),即为所求热流密度。所以有： tw= 8.580C

q=6605 (W/m2.K)

3.5.6传热系数

K0q66051071W/(m2K)tm6.17

(3.17)

3.6传热面积和管长确定

根据q求传热面积F0:

Q070103F010.65m2q6605

(3.18)

管子的有效长度:

(3.19)

适当调整后，取1.8m 3.7冷却水流动阻力

lF010.651.51md0NZ3.140.01456

冷却水的流动阻力系数按文献1《制冷原理及设备》P232公式 (9-71)计算： 其中沿程阻力系数为 0.310.310.0336 (3.20) 0.250.25Re75冷却水的总流动阻力p为

p(3.21)

12luN1.5(N1)2di

11.81.5(41) 10001.220.0336220.008=0.0163Mpa

考虑到外部管路损失，冷却水泵的总压头损失约为

p,0.1p0.1+0.0163＝0.1163 MPa

(3.22)

取离心水泵的效率0.6,则水泵所需功率Pe为

PeqVsp,3.34361030.11631068W0.6

(3.23)

3.8结构设计计算 3.8.1 筒体

根据文献4《热交换器原理与设计》表2.3可知，当换热管外径d0=10mm时，换热管中心距为s=14mm，分程隔板槽两侧相邻中心距

IE=28mm

根据文献4《热交换器原理与设计》P47可知，热交换器管束最外层换热管表面至壳体内壁的最短距离b=0.25d且不小于8mm,故本设计取8mm

根据[10]表6-3,选用壳体壁厚6mm，故从上面计算得到的筒径为277.16mm 又根据满液式蒸发器上程管排顶部应预留一定空间的特殊性，由作图可知壳体外径至少应选为：D=325mm（国家标准规格）.

由于壁厚取6mm,所以内径为：Di=325-2×6=313mm。 此时长径比为

l1.85.75D0.325

(3.24)

根据文献4《热交换器原理与设计》P55，目前所采用的换热管长度与壳体直径之比，一般在4～25之间，通常为6～10，故合理3.8.2管板

管板选用直接焊于外壳上并延伸到壳体周围之外兼作法兰，管板与传

热管的连接方式采用胀接法。

根据文献3《小型制冷装置设计指导》表3-8，换热管外径为10mm时，管板最小厚度不小于10mm，根据文献10《制冷机工艺》表6-6，查得与管子连接方式有关的系数f1=1.15,与管板兼做法兰有关的系数f2=1.30，由文献文献10《制冷机工艺》公式（6-4）得管板厚度：

t(3.25)

=

f1·

f2·(17+0.0083

Di)

=1.15×1.30×(17+0.0083×313) =29.3

实际可取t=30 mm.

管孔直径dp，根据文献3《小型制冷装置》表3-5得： 换热管外径d0：10mm 允许偏差0-0.10

管板管孔径

dp：10.18mm 允许偏差+0.05-0.10

3.8.3法兰

如图4.2，取法兰外径Df=313+(24+18)×2=397mm， 法兰厚度

f=30-5-3=22mm，则

螺栓所在圆的直径 Da=313+24×2=361mm, 螺栓所在圆的周长 Ca=361×3.14=1133.54mm 3.8.4端盖

如图4.2，根据文献10《制冷机工艺》选端盖厚度为S=10mm,连接螺栓处厚度'f=20mm,球面半径R=250mm，球面高度hi=45mm 3.7.5分程隔板

根据文献10《制冷机工艺》表6-8，分程隔板厚度选8mm 3.8.6支撑板与拉杆

根据文献4《热交换器原理与设计》表2.5和表2.6，换热管外经d=10mm,支撑板最大无支撑跨距为750mm，支撑板厚度为8mm，直接焊在拉杆上固定。

根据文献文献4《热交换器原理与设计》P51可知，换热管外径10≤d≤14,拉杆直径dn=10mm，公称直径DN=325﹤400,拉杆数量为4。 3.8.7封头和支座

根据文献10《制冷机工艺》表6-8取封头的厚度为10 mm 根据文献3《小型制冷装置设计指导》表3-9得支座尺寸：

L=280mm K=200mm

3.8.8垫片的选取

材料：石棉，具有适当加固物（石棉橡胶板）；基础参数为厚度δ=1.5mm, P＝1.569MPa, 垫片系数m=2.75,比压力y=25.5MPa；宽度：本设计筒体内径Di=365mm〈700 mm，故可取垫片宽度N=12mm,垫片基本密封宽度

b0N6mm6.4mm，垫片的有效密封宽度bb06mm. 2

求垫片压紧力作用中心圆直径DG：因为b0N6mm6.4mm，2所以垫片压紧力作用中心圆直径即为垫片接触面的平均直径，即

DG=313+1×2+6×2=327mm. (3.26)

垫片压紧力: 预紧状态所需的最小压紧力：

FG=3.14 D

Gby=3.14×327×6×25.5=1.57×105N

(3.27)

操作状态下所需的最小压紧力

Fp=6.28 D

Gbmp=6.28×327×6×2.75×1.569=5.32×104N

(3.28)

其中P=1.569 MPa为蒸发器的设计压力。 垫片宽度校核

常温下的强度指标=530MPa,安全系数

nb=2.7，故许用应力

(3.29)

b=

σnb=

530196.3MPa2.7，

一定温度下的许用应力b117MPa，实际螺栓面积Ab=1502.6mm2（见

t后面计算）.所需的垫片的最小厚度

Nmin=

Abb6.28DGy1502.6196.39.7mmN12mm (3.30)

6.2819225.5所以最初选的垫片厚度符合要求。 3.8.9螺栓的选取

根据9《画法几何与机械制图》法兰及端盖的厚度，选螺栓GB/T5782 M12×80，其小di=10.106mm.，S=18mm，Sa=16mm，螺栓最小间距Smin＝38mm，法兰有效宽度δf=22mm

螺栓的最大间距

smax=

2dp6fm0.5=2×16+

6222.750.5=72.6mm

(3.31)

因为螺栓所在圆的周长Ca=1133.54mm，取螺栓间距为72mm，故所需要

1133.5415.74个 的螺栓个数 n72圆整后，取16个，则 S螺栓载荷

1133.5470.84mm72.6mm，合理 16预紧状态下需要的最小载荷

Wa3.14DGby3.14327625.51.57105N

(3.32)

操作状态下需要的最小载荷

(3.33)

=0.785×3272×1.569 +6.28×327×6×2.75×1.569 =1.65×105N

螺栓面积： 预紧状态下需要的最小面积

W

p=

20.785DGp6.28DGbmp

Aa(3.34)

bwa1.57105799.8m2196.3

其中σb＝530MPa nb=2.7 [σb]=

bnb=196.3 b117MPa

l操作状态下需要的最小面积

Apwpbl1.651051410.3mm2117

(3.35)

需要的螺栓面积： Am= Ap=1410.3mm2 而螺栓的实际面积

nd123.1413.8352Ab121502.6mm2＞A

44m 符合要求

(3.36)

螺栓的设计载荷： 预紧状态下需要的螺栓设计载荷：

W(3.37)

AmAb1410.31502.6b196.32.86105N22

操作状态下需要的螺栓设计载荷： WWp1.65105N

3.8.10连接管的确定

冷却水进出口连接管

水的流量qvs=3.3436103m3/s，选流速u1.2m/s，故管内径

4qv43.3436103di0.0595m59.5mmu3.141.2(3.38)

根据标准可取无缝钢管703.5mm。（文献2《制冷技术与应用》表8.3选取）

制冷剂连接管

由原始数据查R22的lgph图得，蒸发器进口处49.0003103m3/kg，蒸发器出口140.3556103m3/kg，制冷剂的质量流量已求出qm=0.4263kg/s液体的体积流量。根据文献2《制冷技术与应用》表8.3选取相应的紫铜管。

qv1=qm4,0.42639.00031033.837103m3/s

,(3.39)

蒸气的体积流量： qv2qm10.426310340.355617.20103m3/s (3.40) 进液接管的内径（选液体流速为u10.8m/s）

4qv143.8371030.078m78mm d1iu13.140.8(3.41)

圆整后，取紫铜管853.5mm

出气接管内径（选蒸汽流速为u212m/s）

4qv2417.20103d2i0.043m43mm (3.42)

u23.1412圆整后，取紫铜管552.5mm