1、3滿液式蒸發器的設計3.1制冷劑流量的確定制冷劑壓焓圖：P342134h 圖3.1由蒸發溫度，根據文獻1制冷原理及設備附表13（P341）和附圖5（P373）查得：, 單位制冷量：（P31） (3.1)制冷劑流量： （P31） (3.2)3.2載冷劑流量的確定 （P246） (3.3)3.3傳熱管的確定選用10×1低螺紋銅管，取水流速度,則每流程的管子數Z為 (3.4)圓整后，Z=56根。實際水流速度 (3.5)3.4管程與有效管長假定熱流密度q=6600/m2,則所需的傳熱面積 (3.6)管子與管子有效長度的乘積 (3.7) 采用管子成正三角形排列的布置方案，管距s=14mm,對不

2、同流程數N，有效單管長，總根數NZ,殼體直徑及長徑比進行組合計算，組合計算結果如表3.1所示： 表3.1組合計算結果 N21123.020.1225.1742241.510.169.4463361.010.185.6184480.750.203.75表3.1不同流程數N對應的管長及從D及值看， 4流程是可取的。3.5傳熱系數的確定3.5.1蒸發器中污垢的熱阻由文獻1制冷原理及設備表9-1可知：管外熱阻管內熱阻3.5.2平均傳熱溫差平均傳熱溫差： (3.8)3.5.3管內換熱系數管內強制對流換熱系數由文獻5傳熱學（P248）公式 (6-21a)式可知： (3.9)其中 冷卻水的定性溫度ts： (

3、3.10)查飽和水物性表得：，則: Re7895 (3.11)假設壁溫為8.5，查水的物性表，得,假設管長為1.8m，于是有 (3.12) W/(m2·K) (3.13)3.5.4管外換熱系數管外換熱系數按下式計算： (3.14) 其中3.5.5壁溫和熱流密度的估算傳熱過程分為兩部分：第一部分是傳熱量經過制冷劑的傳熱過程；第二部分是傳熱量經過污垢層、管壁、管內污垢層以及冷卻水的傳熱過程。第一部分的熱流密度： （查R22熱力性質表P0583.78kPa） (3.15)第二部分的熱流密度： (3.16)其中mm，代入數據得： = W/m2 根據設計要求估算的值， 來確定熱流密度。 具體估

4、算數值如表3.2所示：表3.2熱流密度的估算tw8.09.08.58.68.58q4786.418079.756336.556669.906602.61 q，8088.265536.766812.516557.366607.35由表格中數據可知,當=8.580C時，與前面假設的0C接近，q與q 的值相差約為4.74，取=6605 ，誤差0.08%，合理，故q可取為6605,即為所求熱流密度。所以有： = 8.580C =6605 3.5.6傳熱系數 (3.17)3.6傳熱面積和管長確定根據q求傳熱面積F0: (3.18)管子的有效長度: (3.19)適當調整后，取1.8m3.7冷卻水流動阻力冷

5、卻水的流動阻力系數按文獻1制冷原理及設備P232公式 (9-71)計算：其中沿程阻力系數為 (3.20)冷卻水的總流動阻力為 (3.21) =0.0163Mpa考慮到外部管路損失，冷卻水泵的總壓頭損失約為0.1+0.01630.1163 MPa (3.22)取離心水泵的效率則水泵所需功率為 (3.23)3.8結構設計計算 圖3.2 蒸發器管板3.8.1 筒體根據文獻4熱交換器原理與設計表2.3可知，當換熱管外徑d0=10mm時，換熱管中心距為s=14mm，分程隔板槽兩側相鄰中心距IE=28mm根據文獻4熱交換器原理與設計P47可知，熱交換器管束最外層換熱管表面至殼體內壁的最短距離b=0.25d

6、且不小于8mm,故本設計取8mm根據10表6-3,選用殼體壁厚6mm，故從上面計算得到的筒徑為277.16mm 又根據滿液式蒸發器上程管排頂部應預留一定空間的特殊性，由作圖可知殼體外徑至少應選為：D=325mm（國家標準規格）.由于壁厚取6mm,所以內徑為：Di=325-2×6=313mm。 此時長徑比為 (3.24)根據文獻4熱交換器原理與設計P55，目前所采用的換熱管長度與殼體直徑之比，一般在425之間，通常為610，故合理 3.8.2管板 管板選用直接焊于外殼上并延伸到殼體周圍之外兼作法蘭，管板與傳熱管的連接方式采用脹接法。根據文獻3小型制冷裝置設計指導表3-8，換熱管外徑為1

7、0mm時，管板最小厚度不小于10mm，根據文獻10制冷機工藝表6-6，查得與管子連接方式有關的系數=1.15,與管板兼做法蘭有關的系數=1.30，由文獻文獻10制冷機工藝公式（6-4）得管板厚度：=· ·(17+0.0083) (3.25)=1.15×1.30×(17+0.0083×313)=29.3實際可取=30 mm.管孔直徑dp，根據文獻3小型制冷裝置表3-5得： 換熱管外徑d0：10mm 允許偏差0-0.10 管板管孔徑dp：10.18mm 允許偏差+0.05-0.10 圖3.3 端蓋3.8.3法蘭如圖4.2，取法蘭外徑=313+(24

8、+18)×2=397mm，法蘭厚度=30-5-3=22mm，則螺栓所在圓的直徑 D=313+24×2=361mm, 螺栓所在圓的周長 C=361×3.14=1133.54mm3.8.4端蓋如圖4.2，根據文獻10制冷機工藝選端蓋厚度為S=10mm,連接螺栓處厚度=20mm,球面半徑R=250mm，球面高度h=45mm3.7.5分程隔板根據文獻10制冷機工藝表6-8，分程隔板厚度選3.8.6支撐板與拉桿根據文獻4熱交換器原理與設計表2.5和表2.6，換熱管外經d=10mm,支撐板最大無支撐跨距為750mm，支撐板厚度為8mm，直接焊在拉桿上固定。根據文獻文獻4熱交換

9、器原理與設計P51可知，換熱管外徑10d14,拉桿直徑d=10mm，公稱直徑DN=325400,拉桿數量為4。3.8.7封頭和支座根據文獻10制冷機工藝表6-8取封頭的厚度為10 mm根據文獻3小型制冷裝置設計指導表3-9得支座尺寸：L=280mm K=200mm3.8.8墊片的選取材料：石棉，具有適當加固物（石棉橡膠板）；基礎參數為厚度=1.5mm, P1.569MPa, 墊片系數m=2.75,比壓力y=25.5MPa；寬度：本設計筒體內徑D=365mm700 mm，故可取墊片寬度N=12mm,墊片基本密封寬度，墊片的有效密封寬度.求墊片壓緊力作用中心圓直徑D：因為，所以墊片壓緊力作用中心圓

10、直徑即為墊片接觸面的平均直徑，即D=313+1×2+6×2=327mm. (3.26) 墊片壓緊力: 預緊狀態所需的最小壓緊力：=3.14 Dby=3.14×327×6×25.5=1.57×105N (3.27)操作狀態下所需的最小壓緊力=6.28 Dbmp=6.28×327×6×2.75×1.569=5.32×104N (3.28)其中P=1.569 MPa為蒸發器的設計壓力。墊片寬度校核常溫下的強度指標=530MPa,安全系數=2.7，故許用應力=， (3.29)一定溫度下的許用應

11、力，實際螺栓面積A=1502.6（見后面計算）.所需的墊片的最小厚度N= (3.30) 所以最初選的墊片厚度符合要求。3.8.9螺栓的選取根據9畫法幾何與機械制圖法蘭及端蓋的厚度，選螺栓GB/T5782 M12×80，其小=10.106mm.，S=18mm，Sa=16mm，螺栓最小間距Smin38mm，法蘭有效寬度f=22mm螺栓的最大間距=2×16+=72.6 (3.31)因為螺栓所在圓的周長C=1133.54mm，取螺栓間距為72，故所需要的螺栓個數 個圓整后，取16個，則 ，合理螺栓載荷預緊狀態下需要的最小載荷 (3.32)操作狀態下需要的最小載荷 W= (3.33)=0.785×327×1.569 +6.28×327×6×2.75×1.569=1.65×105N螺栓面積： 預緊狀態下需要的最小面積 (3.34)其中b530MPa nb=2.7 b= =196.3 操作狀態下需要的最小面積 (3.35)需要的螺栓面積： A= A=1410.3而螺栓的實際面積A 符合要求 (3.36)螺栓的設計載荷： 預緊狀態下需要的螺栓設計載荷： (3.37)操作狀態下需要的螺栓設計載荷： 3.8.10連接管的確定冷卻水進出口連接管水的流量=，選流速，故管內徑 (3.38) 根