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：图3.1由蒸发温度50=t ℃，40=k t ℃，5=g t ℃，根据文献1《制冷原理及设备》附表13（P 341）和附图5（P 373）查得：1407.143/(.)h kJ kg K =,)./(050.4302K kg kJ h =,)./(686.24943K kg kJ h h ==)./(963.242,4,3K kg kJ h h ==,kgm /103556.40331-⨯=ν,kg m /109876.17332-⨯=νkg m /1088392.0333-⨯=ν, kg m /100003.933,4-⨯=ν 单位制冷量：)./(180.164963.242143.407,410K kg kJ h h q =-=-=（P 31） (3.1) 制冷剂流量：00700.4263/164.180m Q q kg s q === （P 31） (3.2) 3.2载冷剂流量的确定33012703.343610/()10004.1875vs p s s Q q m s c t t ρ-===⨯-⨯⨯ （P 246） (3.3)3.3传热管的确定选用φ10×1低螺纹铜管，取水流速度s m u /2.1=,则每流程的管子数Z 为322644 3.34361055.463.14(102)10 1.2vs i q Z d u π--⨯⨯===⨯-⨯⨯根 (3.4) 圆整后，Z=56根。

实际水流速度322644 3.343610 1.1884/ 1.2/3.14(102)1056vs i q u m s m s d Z π--⨯⨯===≈⨯-⨯⨯ (3.5)3.4管程与有效管长假定热流密度q=6600W /m 2,则所需的传热面积320701010.616600k Q F m q ⨯=== (3.6)管子与管子有效长度的乘积 0010.61 6.033.140.0156c F NI md Z π===⨯⨯ (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c l ，总根数NZ,壳体直径D 及长径比D l c /进行组合计算，组合计算结果表3.1不同流程数N 对应的管长c l 及D l c /从D 及D l c /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W C m /1090250•⨯=-γ 管热阻W C m i /105.4025•⨯=-γ 3.5.2平均传热温差平均传热温差：17.649ln 5ln20121==---=t t t t t t s s s s m θ℃ (3.8)3.5.3管换热系数管强制对流换热系数由文献5《传热学》（P 248）公式 (6-21a)式可知：i t f fi d c l d f f λα⎥⎦⎤⎢⎣⎡+-+-=3/23/2)(1)1(Pr 8/7.121Pr )1000)(Re 8/( (3.9) 其中 01.0)Pr Pr (wf t c = 2)64.1Re lg 82.1(--=f冷却水的定性温度t s ： 5.112914221=+=+=s s s t t t ℃(3.10)查饱和水物性表得：3/25.999m kg =ρ，s m /10216.126-⨯=υ 258.1510/()W m k λ-=⨯⋅，77.8Pr =f则: Re ＝νiud ＝361.28101.21610--⨯⨯⨯＝7895 (3.11)假设壁温w t 为8.5℃，查水的物性表，得Pr 11.75w =,假设管长为1.8m ， 于是有 0336.0)64.17895lg 82.1(2=-=-f(3.12)22/30.010.0088.7758.15101()()1.811.750.008i α-⨯⎡⎤=+⨯⎢⎥⎣⎦5146.5= W/(m 2·K) (3.13) 3.5.4管外换热系数管外换热系数按下式计算：)/(2.3245.0082.000C m W P ⋅=θα(3.14)其中50-=w t θ3.5.5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、管污垢层以及冷却水的传热过程。

第一部分的热流密度： 0.820.40003.2q P θθ=30.4 1.823.2(583.7810)(5)W t =⨯⨯-（查R22热力性质表P 0＝583.78kPa ）1.822648.11(5)/W t W m =- (3.15)第二部分的热流密度：0000,)1(γλδγαθθ+++-=mi i i m d d d d q (3.16)其中9210820=+=+=d d d i m mm ，)/(3982K m W ⋅=λ代入数据得：,35511.1711011010( 4.510)9105146.583989t q ω----=⨯+⨯⨯++⨯ =2551.5(11.17)w t - W/m 2根据设计要求估算w t 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 8.0 9.0 8.5 8.6 8.58 q 4786.41 8079.75 6336.55 6669.90 6602.61 q ，8088.265536.766812.516557.366607.35由表格中数据可知,当w t =8.580C 时，与前面假设的6.7=w t 0C 接近，q 与q’ 的值相差约为4.74，取q =6605 )./(2K m W ⋅，误差0.08%，合理，故q 可取为6605)./(2K m W ⋅,即为所求热流密度。

所以有： w t = 8.580Cq =6605 )./(2K m W ⋅3.5.6传热系数2066051071/()6.17m q K W m K t ===⋅∆(3.17)3.6传热面积和管长确定根据q 求传热面积F 0:3200701010.656605Q F m q ⨯===(3.18)管子的有效长度:0010.651.513.140.01456F l m d NZ π===⨯⨯⨯(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》P 232公式 (9-71)计算： 其中沿程阻力系数ξ为 0.250.250.31640.31640.0336Re 7895ξ=== (3.20)冷却水的总流动阻力p ∆为⎥⎦⎤⎢⎣⎡++=∆)1(5.1212N d lN u p i ξρ (3.21) 21 1.81000 1.20.03362 1.5(41)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 p 1.0,0.1+0.0163＝0.1163 MPa(3.22)取离心水泵的效率,6.0=η则水泵所需功率e P 为,363.3436100.1163106480.6Vs q p Pe Wη-∆⨯⨯⨯===(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d 0=10mm 时，换热管中心距为s=14mm ，分程隔板槽两侧相邻中心距I E =28mm根据文献4《热交换器原理与设计》P 47可知，热交换器管束最外层换热管表面至壳体壁的最短距离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,所以径为：D i =325-2×6=313mm 。

此时长径比为图3.2 蒸发器管板1.8 5.750.325l D ==(3.24)根据文献4《热交换器原理与设计》P 55，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1f =1.15,与管板兼做法兰有关的系数2f =1.30，由文献文献10《制冷机工艺》公式（6-4）得管板厚度：t=1f ·2f ·(17+0.0083iD )(3.25)=1.15×1.30×(17+0.0083×313) =29.3实际可取t =30 mm.管孔直径d p ，根据文献3《小型制冷装置》表3-5得： 换热管外径d 0：10mm 允许偏差0-0.10管板管孔径d p ：10.18mm 允许偏差+0.05-0.103.8.3法兰如图4.2，取法兰外径f D =313+(24+18)×2=397mm ， 法兰厚度fδ=30-5-3=22mm ，则螺栓所在圆的直径 D a =313+24×2=361mm, 螺栓所在圆的周长 C a =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,连接螺栓处厚图3.3 端盖度'f δ=20mm,球面半径R=250mm ，球面高度h i =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mm 8=δ 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》P 51可知，换热管外径10≤d≤14,拉杆直径d n =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=200mm3.8.8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：本设计筒体径D i =365mm 〈700 mm ，故可取垫片宽度N=12mm,垫片基本密封宽度mm mm Nb 4.6620<==，垫片的有效密封宽度mm b b 60==.求垫片压紧力作用中心圆直径D G ：因为mm mm Nb 4.6620<==，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：GF =3.14 DGby=3.14×327×6×25.5=1.57×105N(3.27)操作状态下所需的最小压紧力pF =6.28 DGbmp=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。