满液式蒸发器的设计.docx

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

3′
4′
2
1
3
4

h
图3.1
由蒸发温度℃，℃，℃，根据文献1《制冷原理及设备》附表13（P341）和附图5（P373）查得：
,,
,,,
单位制冷量：
（P31）(3.1)
制冷剂流量：
（P31）(3.2)
3.2载冷剂流量的确定
（P246）(3.3)
3.3传热管的确定
选用φ10×1低螺纹铜管，取水流速度,则每流程的管子数Z为
(3.4)
圆整后，Z=56根。
实际水流速度
(3.5)
3.4管程与有效管长
假定热流密度q=6600/m2,则所需的传热面积
(3.6)
管子与管子有效长度的乘积
(3.7)
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，总根数NZ,壳体直径及长径比进行组合计算，组合计算结果如表3.1所示：表3.1组合计算结果
N21123.020.1225.1742241.510.169.4463361.010.185.6184480.750.203.75表3.1不同流程数N对应的管长及
从D及值看，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
管内热阻
3.5.2平均传热温差
平均传热温差：
℃(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：
(3.9)
其中
冷却水的定性温度ts：
℃(3.10)
查饱和水物性表得：
，
，
则:Re＝＝＝7895(3.11)
假设壁温为8.5℃，查水的物性表，得,假设管长为1.8m，
于是有(3.12)

W/(m2·K)(3.13)
3.5.4管外换热系数
管外换热系数按下式计算：
(3.14)
其中
3.5.5壁温和热流密度的估算
传热过程分为两部分：第一部分是传热量经过制冷剂的传热过程；第二部分是传热量经过污垢层、管壁、管内污垢层以及冷却水的传热过程。
第一部分的热流密度：

（查R22热力性质表P0＝583.78kPa）
(3.15)
第二部分的热流密度：
(3.16)
其中mm，
代入数据得：

=W/m2
根据设计要求估算的值，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
tw8.09.08.58.68.58q4786.418079.756336.556669.906602.61q，8088.265536.766812.516557.366607.35由表格中数据可知,当=8.580C时，与前面假设的0C接近，q与q’的值相差约为4.74，取=6605，误差0.08%，合理，故q可取为6605,即为所求热流密度。所以有：=8.580C
=6605
3.5.6传热系数
(3.17)
3.6传热面积和管长确定
根据q求传热面积F0:
(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
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
(3.20)
冷却水的总流动阻力为
(3.21)

=0.0163Mpa
考虑到外部管路损失，冷却水泵的总压头损失约为
0.1+0.0163＝0.1163MPa(3.22)
取离心水泵的效率则水泵所需功率为
(3.23)
3.8结构设计计算

图3.2蒸发器管板
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
(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
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=1.15,与管板兼做法兰有关的系数=1.30，由文献文献10《制冷机工艺》公式（6-4）得管板厚度：
=··(17+0.0083)