干式壳管式蒸发器设计设计说明书

1、干式壳管式蒸发器设计摘要 干式壳管式蒸发器是一种在制冷、空调、化工等工业领域中被广泛采用的一种换热器。本文详细介绍了干式壳管式蒸发器的设计与计算步骤。首先按照假定的几何形状和参数计算理论换热面积。然后计算换热管内外表面传热系数，得到总传热系数。由于管内传热系数与管内热流密度有关，所以计算所得为总传热系数与管内热流密度的关系式。之后计算阻力及对数平均温差。根据热平衡方程得到管内热流密度与总传热系数的另一关系式，联立求解就可以得出管内外的热流密度和总传热系数。根据管外热流密度计算出实际换热面积，与假定的理论换热面积进行校核，如果误差在5%以内，就说明假设成立。反之，则说明假设不成立，重新迭代计算，

2、直到误差在5%以内。关键词：壳管式蒸发器、干式、换热面积、热流密度、传热系数Design of dry-type shell and tube evaporatorAbstract Dry shell and tube evaporator is a widely used heat exchanger in the industrial field of refrigeration, air conditioning, chemical etc.The design and calculation procedures of dry-type shell and tube evaporato

3、r in detail are introduced in this paper. Firstly, the theoretical heat transfer area is calculated according to the assumed geometry and parameters. Through the calculation of heat exchange tube inside and outside surface heat transfer coefficient, we can get the total heat transfer coefficient. Du

4、e to the tube heat transfer coefficient associated with tube heat flux density, so the calculation is the total heat transfer coefficient and tube heat flux relationship. And then calculate the resistance and the logarithmic mean temperature difference. According to the heat balance equation, we can

5、 get tube heat flux and total heat transfer coefficient of another relation. Simultaneous solution can be drawn on the inner and outer tube heat flux and total heat transfer coefficient. According tube heat flux density to calculate the actual heat transfer area, put it to check with the assumed the

6、oretical heat exchange area. If the error is less than 5%, it shows that the hypothesis is true. On the contrary, it indicates that assumption does not hold, re-iteration until the error is less than 5%.Key words: Shell and tube evaporator, dry, heat transfer area, heat flux, heat transfer coefficie

7、nt 目录第1章 绪论1.1研究背景及意义.11.2蒸发器的工业应用.11.3蒸发器国内外研究现状.31.4蒸发器的分类.31.5壳管式蒸发器的分类及特点.31.6干式壳管式蒸发器的应用.41.7干式壳管式蒸发器的原理及结构.51.8干式蒸发器的优化.7 1.8.1设计参数的优化.7 1.8.2 换热管型的优化.7 1.8.3 两相流分布的优化.8 1.8.4 计算过程的优化.9 1.8.5 其他设计因素.91.9本章小结.9第二章 确定设计的主要参数.112.1确定制冷剂的质量流速.112.2确定制冷剂和载冷剂的相对流向.122.3确定制冷剂侧的流程数.122.4确定载冷剂温降.132.5确

8、定载冷剂折流板形式及数量.132.6确定载冷剂侧污垢热阻.14 2.6.1污垢对传热的影响.14 2.6.2选用污垢系数.15 2.7确定传热管形式.162.8管子在管板上的排列.162.9换热管中心距的确定.172.10本章小结.17第三章 设计与计算.183.1工程概况.183.2制冷剂与载冷剂的流量计算.193.3蒸发器结构的初步规划.20 3.3.1有效传热面积的计算.20 3.3.2计算管外水的表面传热系数.21 3.3.3计算管内沸腾表面传热系数.24 3.3.4计算阻力及传热温差.25 3.3.5计算热流密度及传热系数.27 3.3.6计算传热面积.293.4本章小结.29第四章

9、 总结与展望.314.1本文总结.314.2展望.31致谢.32附录.33参考文献.34第一章 绪论1.1研究背景及意义蒸发器是制冷四大件中很重要的一个部件，低温的冷凝“液”体通过蒸发器，与外界的空气进行热交换，“气化”吸热，达到制冷的效果。蒸发器是制冷、热泵装置中最重要的组成部分之一，它的运行状况直接关系到整个系统性能的优劣，因此，蒸发器的研究一直受到国内外学者的密切关注。壳管式蒸发器是应用广泛，且较成熟的一种换热器形式。换热器是空调机组的重要组成部件，它与机组的效率有着密切的关系，同时又是占机组总成本比重较大的部件。壳管式蒸发器采用内螺纹式高效换热铜管。铜管外表面螺旋光滑以及水侧折流板采取

10、非短路设计，使冷冻水混合换热效率提高。耐腐蚀型不锈钢(钛管)蒸发器产品采用耐酸腐蚀的不锈钢(钛管)换热管，具有极强耐腐蚀性能，制冷换热能力保证，使用寿命长，可广泛应用于酸池、电镀、化工等制冷设备。壳管式蒸发器是应用广泛，且较成熟的一种换热器形式。换热器是空调机组的重要组成部件，它与机组的效率有着密切的关系，同时又是占机组总成本比重较大的部件，所以许多产品提高机组效率首先从蒸发器优化开始。另外，随着新型环保型制冷剂的出现也给壳管式蒸发器的发展提供了不少改进的机会。总之，壳管式蒸发器技术已经比较成熟，随着人们的要求和技术的发展还在不断发展。随着时代的要求不断提高，壳管式蒸发器有必要进行二次开发或优

11、化，以便达到降低耗材，提高效率的目的。随着国内空调行业的迅猛发展和新的国家强制性空调能效标准的颁布,高效和环保已经成为制冷空调行业的发展方向。1.2蒸发器的工业应用蒸发就是用加热的方法，将含有不挥发性溶质的溶液加热至沸腾状况，使部分溶剂汽化并被移除，从而提高溶剂中溶质浓度的单元操作。蒸发所采用的设备称为蒸发器。蒸发本身是一个热传递过程，传热速率是蒸发过程的控制因素，所以蒸发器属于热交换设备。蒸发操作于广泛应用化学工业、食品工业、制药、原子能等工业中。工业生产中应用蒸发操作有以下几种场合： （1）浓缩稀溶液直接制取产品或将浓溶液再处理（如冷却结晶）制取固体产品，例如电解烧碱液的浓缩，食糖水溶液的

12、浓缩及各种果汁的浓缩等；（2）回收溶剂，例如有机磷农药苯溶液的浓缩脱苯，中药生产中酒精浸出液的蒸发等；（3）蒸发溶液以获得纯净的溶剂，例如海水淡化，丙烷脱沥青，双乙烯酮脱高沸物等。 蒸发操作可在加压，常压及减压下进行，具体操作压力要视物料性质等因素而定。例如在丙烷脱沥青过程中，为保护产品在生产过程中的系统压力，一般需要加压蒸发。但工业上的蒸发操作大多数是在常压下进行的。而由于在真空条件下溶液的沸点较低，不仅有利于保证热敏性物料的质量，而且可以利用低压强蒸汽或废蒸汽余热作热源。但真空操作溶液沸点降低，溶液粘度增大，总传热系数下降。而且粘度增大往往使得真空操作单元需要附加设备和动力，造成系统投资和

13、操作费用的增加，因而在对料液没有特殊要求时，往往采用常压操作。在实际的上工业生产过程中，这三种压力工况并不是完全脱离，互不相干的，以蒸发水溶液为例（实际蒸发可为其他溶剂），如将二次蒸汽直接冷凝，则在蒸发器中每蒸汽1kg的水要消耗1kg多一点的加热生蒸汽。生蒸汽是指从锅炉或其他蒸汽发生器中提供出来的新鲜加热蒸汽。而二次蒸汽是相对于生蒸汽来说的，它是指溶液受热后溶剂蒸发而产生的蒸汽。如果溶液受生蒸汽加热产生的二次蒸汽直接被冷凝，这样的蒸发操作称为单效蒸发。在单效蒸发中蒸发溶剂要消耗大量的生蒸汽，如忽略热损失和各种温差损失以及不同压强下的汽化潜热差别，而且假设原料液在沸点下进入，则单效蒸发的D/W近

14、似等于1。为了减少加热蒸汽耗量，节约能源，工业中均采用多效蒸发，多效蒸发就是将前效的二，次蒸汽作为后效的加热介质，这样就只需在第一效消耗生蒸汽，而多次分段吸收温差热，提高了蒸汽的利用率。在同样忽略热损失和温差损失以及汽化热恒定，沸点进入的条件下，理论上n效的D/W近似等于1/n。即使在考虑了各项损失以后，多效蒸发的经济性仍很明显，表1-1为各效数的D/Wmin值。表 1-1 单位蒸汽消耗量效数单效双效三效四效五效1.10.570.40.30.21.3蒸发器国内外研究现状目前国内外对蒸发的研究十分活跃，主要研究方向有三个方面：（1）装置大型化：随着现代工业规模的日益扩大和基于金属耗量，安装空间，

15、能量消耗及管理控制方面的考虑，装置大型化是必然的趋势。为适应大型化的需要，不仅要从操作方式，壳体与调节机构等方面进行改进，而且为使设备紧凑，更多地需要进行提高传热性能的研究，即增大传热系数以及能使传热面被充分利用的配管排列，目前国内这方面做出一定成果的是华南理工大学化工研究所。主要是通过改变传热管表面的形状，如采用双面纵槽管后，可使K提高6-12倍，早期该所还利用在管内添加辅助元件来强化传热也收到了很好的效果； （2）最佳化：蒸发器是大的耗能装置，因此必须研究在蒸发装置本身和系统过程中，如何降低和合理分配热能，有效利用余热，这方面研究近来趋热，已有不少这方面的专著。主要方法是通过对动态规划，经

16、济参数相对值，年经营费最小值的研究提出以效数，温差，浓度比，年经营费等为最优化目标的设计方法及程序；（3）改进和创制新结构，新设备：通过改进蒸发器，扩大蒸发器的用途，如用来干燥，分馏等，做到一机多用，提高设备利用率，节省设备投资；减少蒸发器的结垢，蒸发器的结垢现象集中在加热室加热管内，结垢后蒸发器的传热效果严重恶化，传热系数迅速下降。1.4蒸发器的分类根据被冷却介质的种类不同，蒸发器可分为两大类： （1）冷却液体载冷剂的蒸发器。用于冷却液体载冷剂水、盐水或乙二醇水溶液等。这类蒸发器常用的有卧式蒸发器、立管式蒸发器和螺旋管式蒸发器等。 （2）冷却空气的蒸发器。这类蒸发器有冷却排管和冷风机。以下主

17、要介绍卧式蒸发器中的壳管式蒸发器。1.5壳管式蒸发器的分类及特点壳管式蒸发器按供液方式可分为满液式和干式两种：满液式蒸发器在管内走水，制冷剂在管簇外面蒸发，所以传热面基本上都是与液体制冷剂接触。一般壳体内充注的制冷剂量约为筒体的有效容积的55%65%，制冷剂液体吸热气化后经筒体顶部的液体分离器，回入压缩机。其优点是： （1）结构紧凑，操作管理方便。 （2）传热系数较高。 （3）水垢在铜管内壁，打开端盖容易清洗及水处理。其缺点是： （1）制冷系统蒸发温度低于0时，管内水易冻结，破坏蒸发管。（2）制冷剂充灌量大。 （3）受制冷剂液注高度影响，筒体底部的蒸发温度偏高，会减小传热温差。 （4）蒸发器筒

18、体下部会积油，必须有可靠的回油措施，否则影响系统的安全运行。干式蒸发器即非满液式蒸发器的制冷剂在管内流动，水在管簇外流动。制冷剂流动通常有几个流程，由于制冷剂液体的逐渐气化，流程越向上，其流程管越多。为了增加水侧换热，在筒体传热管的外侧设有若干个折流板，使水多次横掠管簇流动。其优点是： （1）润滑油随制冷剂进入压缩机，一般不存在积油问题。 （2）充灌的制冷剂少，一般只有满液式的1/3左右。 （3）t0在0附近时，水不会冻结。其缺点是： （1）制冷剂有多个流程，在端盖转弯处如处理不好会产生积液，从而使进入下一个流程的液体分配不均匀，影响传热效果。 （2）水侧存在泄露问题，由于折流板外缘与壳体间一

19、般有13mm间隙，与传热管之间有2mm左右的间隙，因而会引起水的泄露。（3）实践证明，水的泄露会引起水侧换热系数降低2030%，总的传热系数降低5%15%。（4）水在蒸发器内流动会产生水垢易付在蒸发器铜管表面，而且不易清洗。1.6干式壳管式蒸发器的应用干式壳管式蒸发器是一种在制冷、空调、化工等工业领域中被广泛采用的一种换热器形式。目前，在国内的冷水机组中，蒸发器主要有以下几种形式：满液式、干式、降膜式、板式和套管式。对于单回路系统它们的冷量应用范围如图1-1所示。在大中型的冷水机组中，壳管式换热器是最主要的换热器形式。考虑到成本和结构尺寸的限制，板式和套管式换热器主要应用于小型的涡旋和螺杆机组

20、。图1-1不同类型蒸发器的应用范围壳管式蒸发器主要有干式和满液式2种。对于热泵机组，考虑到能够在制冷制热两种工况下运行，干式换热器还是首选，满液式蒸发器在热泵上的应用相对来说还不成熟。对于冷水机组，满液式蒸发器具有更高的换热性能。而干式蒸发器中制冷剂在管内流动，而载冷剂在管外流动。节流后的氟利昂液体从一侧端盖的下部进入蒸发器，经过几个流程后从端盖的上部引出，制冷剂在管内随着流动而不断蒸发，所以壁面有一部分为蒸气所占有，因此它的传热效果不如满液式。但是其致命的弱点是机组的回油问题，特别是在低温工况下尤为严重。增加回油设备一方面增加了成本；另一方面也降低了机组的可靠性。干式蒸发器的应用则相对要成熟

21、很多，但是它无液柱对蒸发温度的影响，且由于氟利昂流速较高，回油较好。所以采用干式蒸发器不需要单独的换热器回油设备。此外，由于管外充入的是大量的载冷剂，从而减缓了冻结的危险。这种蒸发器内制冷剂的充注量只需满液式的1/2l/3或更少，但是其系统效率会有所降低。干式换热器性能接近板式换热器，但对于像R134a这类替代工质，板式换热器在稍大的冷量范围性能会因为制冷剂分配不均而有所降低，而且价格一般偏贵。因此干式壳管式蒸发器的设计是个很有意义的课题。1.7干式壳管式蒸发器的原理及结构 干式蒸发器是液体制冷剂经节流后从蒸发器一端的端盖进入管程，端盖上铸有隔板，制冷剂经过两个或多个流程蒸发并吸收载冷剂的热量

22、后从同一个端盖出来后进入压缩机。这种蒸发器的主要特点是：制冷剂在管内完全蒸发并过热成为过热气体，这有利于使用热力膨胀阀自动调节供液量。结构简图如图1-2所示。图1-2干式壳管式蒸发器结构简图干式管壳式蒸发器属于冷却液体载冷剂大类的蒸发器，主要用于氟利昂制冷系统中。这种蒸发器的制冷剂液体走管程，因而制冷剂的充注量较少。其结构与满液式蒸发器相似，不同的是换热管为外径1216mm的紫铜管，管内有纵向翅片，以增加管内制冷剂的流速，制冷剂液体经节流后从蒸发器一端端盖的下方进口进入管程内，经24个流程吸热后由同侧端盖上方出口引出。总的来说其优点是充液量少、不许储液器或需小的储液器，便于把蒸发器中的润滑油排

23、回压缩机、冷量损失小、可减少结冻的危险。缺点是传热系数低。其工作过程如图1-3所示。 图1-3干式管壳式蒸发器工作过程1.8干式蒸发器的优化1.8.1设计参数的优化 要设计一个干式蒸发器，除了给定负荷，还要给定蒸发温度、过热度以及进膨胀阀前的液体温度。首先说一下蒸发温度对干式蒸发器设计的影响。一般来讲， 越是高的蒸发温度，系统效率就会越高，但是干式蒸发器的尺寸也会急剧上升， 这样总的机组成本就很有可能随之急剧增加。另外，由于干式蒸发器本身结构形式的局限，经验表明在标准工况下其极限蒸发温度（满负荷下蒸发器出口饱和温度）约为3.6，所以一般情况下，干式蒸发器的设计温度一般不超过3.6。再来看看过热

24、度对设计的影响。图1-4是根据设计好的干式蒸发器计算出的蒸发温度和过热度的关系（制冷剂为R134a，初始蒸发温度设计值为3）。图1-4蒸发温度和过热度的关系由图1-4可以看出随着过热度的增加，饱和温度急速下降。因此在具体的设计中，对于给定的饱和温度，当过热度增加，所需换热面积就要急剧增加。可见干式换热器对过热度的选取非常敏感，过热度太低，膨胀阀开度不容易控制，容易造成液击；过热度太高，成本又会升高。所以对系统而言，选取适当的蒸发温度和过热度，是优化系统和换热器设计的一个关键，要综合考虑成本和性能因素。1.8.2 换热管型的优化现在绝大部分的换热器都采用了高效传热管，对于干式换热器，主要是高效内

25、螺纹管，管外考虑到水垢不容易清洗一般为光管。试验表明,高效内螺纹管管内换热系数至少是光管的2倍以上。所以下面的分析主要基于高效内螺纹管。以某型号内螺纹管为例，图1-5是对于相同制冷剂、不同管径的管内传热系数比较。从图上可以发现9.5mm管径的管内传热系数明显要高于15.9mm管径的管内传热系数。因此，如果采用小管径换热管，优势有2 点：第一就是传热系数高，所需换热面积少，而且管径小管束也会比较紧凑，这样可以有效地减小筒体的尺寸、降低成本；第二，对于小管径，比如9.52mm的换热管，通常都是采用U形管式结构，相对于传统的直管式，这种结构少了一个管板和水室，可以节约成本， 而且制冷剂在管内的压降会

26、有所降低。当然U形管的加工制造对工艺要求也相对比较高，对于不同的U形弯头需要不同的加工模具。另外由于这种结构只能采用2个流程，通常换热器筒身会比较长。但总的来说，小管径U形换热器由于其性能和成本上的优势还是很值得推广的。 图1-5不同管径换热管性能比较1.8.3 两相流分布的优化一般来说，换热管供应商所提供的用于计算的传热数据都是基于单管试验的，而且是在一定的试验条件下获得的。而实际需要的工况，比如蒸发温度、进口制冷剂干度等总是随着不同的设计而变化的。为了消除这些潜在的不利影响， 通常在设计计算时增加一定的设计余量如增加换热管的数量，但是这并不能解决蒸发器进口的制冷剂分配不均问题。要想做到两相

27、流的绝对均匀分布几乎是不可能的，但是还是可以采取一些措施来改善其分配情况,这对干式蒸发器特别是U 形管换热器的实际换热效果至关重要。首先可以在蒸发器制冷剂入口前增加经济器或者气液分离器，这样一方面可以降低蒸发器进口两相制冷剂的干度，改善其分布；另一方面可以增加系统的冷量，提高系统能效。对于空气源热泵机组或者低温冷水机组，经济器对系统能效的提高还是很明显的。另外，还可以在蒸发器进口增加单独的网眼式分配器。相关试验表明一个成功的分配器设计至少可以增加管内传热系数30%以上。分配器的设计主要取决于它的结构形式、分配孔的大小等，可以通过试验设计等方法来找到最佳的设计参数组合。值得注意的是，设计时要注意

28、控制分配器产生的压降，一个分配效果较好但产生很大压降的分配器未必值得采用。1.8.4 计算过程的优化在给定的设计条件下：热负荷、蒸发温度、过热度、水侧压降等，如何使换热器的结构参数能够达到较好的组合呢，这就需要进行优化计算和设计。对于干式蒸发器，为了增加水侧换热系数，水侧要交错放置一定数量的折流板，折流板的间距会影响到水侧的传热系数。而流程数则会影响管内侧的传热系数，因此这是两个非常关键的设计参数。一般来说应该按照这样的顺序来进行计算：首先选取不同的换热管类型（不同的管径、不同的管型等等），然后针对每个换热管选择不同的流程数,最后在同一个流程数下选取不同的折流板个数（即改变折流板的间距），具体

29、组合和顺序见图1-6。按照这样的组合计算然后比较最终的设计结果，通常换热面积最少的那个也就是所需要的最佳换热器结构参数的组合，因为一般来说这个结果也是成本最低的。图1-6干式蒸发器结构参数优化设计1.8.5 其他设计因素在设计过程中，以下问题也是值得注意的： （1）尝试折流板缺口内不布置换热管，因为这里的换热效果相对较差，这种设计可以减少缺口的面积，提高水侧的换热系数。（2）尽量使水流沿着垂直方向在壳侧流动而不是左右侧流动，这样可以避免水侧在垂直方向产生温度分层对换热造成不利影响。（3）进水管应布置在靠近制冷剂出口侧，这样无论制冷剂流程数是单数还是双数，都有利于提高传热温差，从而提高换热器性能

30、。 1.9本章小结 本章首先简述了蒸发器的研究背景及应用和国内外的发展状况，然后介绍了干式壳管式蒸发器的结构及原理，提出了干式壳管式蒸发器的应用及优化设计。总的来说, 通过选取适当的设计参数、换热管型和改善制冷剂的分配效果, 并应用合理的优化计算方法和结构布置, 可以设计出相对高性能、低成本的干式蒸发器。同时, 这些优化方法对其他类型的换热器设计也是具有借鉴作用的。第二章 确定设计的主要参数干式壳管式蒸发器设计时应根据给定的额定工况制冷量，按相关设计准则及查阅设计手册确定以下主要参数。（1） 制冷剂质量流速（2） 制冷剂和载冷剂的相对流向（3） 制冷剂侧的流程数（4） 载冷剂温降（5） 载冷剂

31、折流板的形式及数量（6） 载冷剂侧污垢热阻（7） 传热管形式（8） 管子在管板上的排列（9） 换热管的中心距2.1确定制冷剂的质量流速 质量流速：质量流速定义为流体在单位时间内流过单位流通截面积的质量，也即单位流通截面积所承担的质量流量，通常用G表示，单位为Kg/(m2·s)。增大制冷剂质量流速，可增强蒸发器传热性能，但与此同时，由于制冷剂在管内的流阻增加，使制冷剂进出口温差加大，因而降低了制冷剂和载冷剂之间的对数平均温差。所以，制冷剂流速存在一个最佳值。使热流密度q值达到最佳值的质量流速称为最佳质量流速，用表示。与传热管形式、流程数（影响）、制冷剂载冷剂的种类有关，故需通过试凑和多

32、次迭代计算方可最后确定。若q值已知，对于R12和R22也可以参考表2-1中的gm值得范围选取，所取之值可接近。表2-1制冷剂质量流速选取范围制冷剂制冷剂1200R12801005800R12110116R2283120R221201802300R128912011600R12130200R22100140R221402202.2确定制冷剂和载冷剂的相对流向制冷剂：制冷剂又称制冷工质，在南方一些地区俗称雪种。它是在制冷系统中不断循环并通过其本身的状态变化以实现制冷的工作物质。制冷剂在蒸发器内吸收被冷却介质（水或空气等）的热量而汽化，在冷凝器中将热量传递给周围空气或水而冷凝。常用的制冷剂有：氨（代

33、号：R717），氟利昂-12（代号：R12），氟利昂-22（代号：R22）等。本设计选用R22为制冷剂。载冷剂：以间接冷却方式工作的制冷装置中，将被冷却物体的热量传给正在蒸发的制冷剂的物质称为载冷剂。常用的载冷剂有：水、盐水、乙二醇或丙二醇溶液、二氯甲烷和三氯乙烯等。本设计选用水为载冷剂在干式蒸发器中，由于制冷剂在管内流动的阻力造成流体工作压力改变，将明显影响其工作时的饱和温度，使制冷机出口温度低于入口温度，从而导致制冷剂和载冷剂的温度在热交换过程中同时下降，见图2-1在这种情况下，顺流传热的平均温差大于逆流传热的平均温差，因此，在安排蒸发器的进、出口接管时，最好选用顺流传热。所以本设计制冷剂

34、和载冷剂的相对流向为顺流。图2-1干式蒸发器顺流传热2.3确定制冷剂侧的流程数翅片管一般选择两流程，小直径光管可选46个流程。为防止制冷剂转向时的气液分离现象影响制冷剂在后一流程中的均匀分配，必须注意端盖转向室的型线设计，使其利于液气混合物转向，并将前端盖制冷剂的进、出口作成喇叭形，以降低制冷剂侧阻力，如图2-2所示。对两流程内翅片管，一般采用U形管。图2-2多流程的端盖形线干式蒸发器以它结构紧凑，便于系统回油等众多优点而广泛的应用于氟制冷系统中。但现在各种干式蒸发器不可避免的会产生汽液分离现象，使参与蒸发换热的管子数减少，从而增大蒸发器的面积，增加了流动阻力。就此问题提出几点看法： （1）对

35、于现在各种干式蒸发流程数应尽可能的少。因为对于汽液混合物每增一个流程，就等于增加了一次汽液分离的机会。（2）每个流程管子数应均匀分配。现在，我们设计蒸发器时都分给前面流程的管子少而后面的多。原因是，液体在前面蒸发后体积迅速膨胀，流速加快，阻力增大。本设计选择的流程数为4。2.4确定载冷剂温降载冷剂温降过大，将缩小传热温差，从而增大传热温差；温降过小，不能满足传热量要求或使载冷剂流量增大而导致功耗增加。因此，载冷剂温降一般为46。本设计选取的载冷剂温降为5。2.5确定载冷剂折流板形式及数量 折流板：折流板顾名思义是用来改变流体流向的板，常用于管壳式换热器设计壳程介质流道，根据介质性质和流量以及换

36、热器大小确定折流板的多少。折流板被设置在壳程，它既可以提高传热效果，还起到支撑管束的作用。为保证载冷剂横向流经管束时具有一定的流速（一般为0.51.5m/s），以强化载冷剂侧的传热，沿蒸发器筒体轴向须设置一定数量的折流板。目前使用较多的是圆缺形折流板，有长圆缺行板和短圆缺形板两种，如图2-3所示。圆缺形折流板的缺口尺寸对载冷剂侧放热系数影响很大，图（b）中的长圆缺形板缺口小，载冷剂横向流过的管排数多，其换热能力强单流阻大，而图（c）中的短圆缺形板的特点正好相反。有资料介绍，当圆缺高度H=(1/5)D时，换热及阻力的综合效果最好，D为折流板直径。图2-3圆缺形折流板 本设计选用的圆缺形折流板厚，

37、折流板上缺口高H1=64mm，折流板下缺口高H2=59mm。2.6确定载冷剂侧污垢热阻污垢热阻：表示换热设备传热面上因沉积物而导致传热效率下降程度的数值，即换热面上沉积物所产生的传热阻力，单位为m2·K / W。2.6.1污垢对传热的影响 近几年随着我国换热器行业产品的快速发展，换热器产品使用条件和换热器产品客户发生了根本的改变，用户对换热器产品设计提出了更高、更严、更具体的要求，如产品压力、面积、体积和工艺介质方面都与以往大不相同。最明显的一点，用户在水的污垢热阻都提出了更明确的要求，明确提出水的污垢热阻是0.000344m2/W（是原来洁净自来水的2倍，这一般是用户的最低要求）、

38、0.0004m2 /W，有的甚至提到了0.0005m2 /W。气侧一般是压缩空气，用户一般没有明确提出要求，但按换热器原理及计算书中明确规定其污垢热阻0.000344 m2 /W。从这些数据看出污垢系数是常规产品污垢系数的2倍，甚至3倍，这样，就会让人对以往那种对污垢系数的考虑方法是否适用和得当发生疑问。总之水侧的污垢热阻大大削弱了传热性能。套片式换热器气侧污垢系数改变时，传热系数变化不大，也就是说气侧污垢热阻对传热系数影响仍然可以忽略不计。显而易见，可知现在设计计算中仍按原来取0.85系数计算方法是不适用的，而应该在换热器设计中根据具体不同的污垢系数具体计算。因此，在换热器设计中必须考虑由于

39、污垢热阻使传热削弱的补偿措施，如加大流速、总平均温差或传热面积等。这样，在换热器设计中，如何考虑污垢的影响，往往成为换热器设计成败的关键因素。2.6.2选用污垢系数 了解了污垢对传热的影响，在产品设计中，到底取多大的污垢热阻是合理的？有人认为选取较大的污垢热阻比较可靠，其实这往往会带来更严重后果，因为在传热量一定的条件下，势必要加大传热面积或总平均温差，从而增加换热器成本。而传热面过大会导致热流体出口温度过低、冷流体出口温度过高，这不仅影响工艺要求，而且有时在运行中为避免此结果常将介质流速降低、致使壁面温度上升，这样反而促使污垢更迅速地增长；同样平均温差过大，就要求提高热介质温度或降低冷却介质

40、温度，导致介质与壁面的温差加大，结果也是促使污垢增长，特别是沸腾蒸发受热面，温差过大有可能出现膜态沸腾，不仅使传热大为削弱、污垢迅速发展，甚至会使传热面过热毁坏。此外，多孔的沉积物还会起到腐蚀剂的作用，在壁温高时会加速金属的腐蚀；结垢物质还会在金属表面上形成氢或氧的浓差电池导致“垢下腐蚀”。恰当选用污垢系数涉及物理和经济两个因素。物理上考虑的因素有：流体和沉积物的性质。流体温度管壁温度；管壁材料和光洁度；物体流速以及清洗周期。经济上应考虑的因素有：换热器生产成本；费用随尺寸而变动的情况；必要的清洗周期；清洗费用，包括生产损失在内；折旧费；税率；正常维修费用；输送泵费用及能耗；要求的投资回收期。

41、最佳的设计污垢热阻应在技术经济比较中使初投资折旧费（随污垢热阻增加而增加）与清洗和停运费用（随污垢热阻增加而减少）所构成的费用总额为最小载冷剂是水和盐水的干式蒸发器，其载冷剂侧污垢热阻可参考表2-2确定。 表2-2载冷剂侧污垢热阻rd用途载冷剂类别盐水冷却器盐水0.861.72加入缓蚀剂的盐水1.723.44水冷却器循环水（封闭式）0.861.72循环水（开启式）1.723.442.7确定传热管形式传热管可选用，或的小直径光管或内翅片管。本设计选用的是的光管。2.8管子在管板上的排列管子的排列方式常用的有：正三角形排列（或呈正六边形排列）法，同心圆排列法和正方形排列法。按正三角形排列时，流体流

42、动方向与三角形的一条边垂直，最内层六边形的边长等于S，通常在管板周边与六边形的边之间的六个弓形部分内不排列管子，但当层数大于6时，则在这些弓形部分也应排列管子，这时最外层管子的中心不应该超过最大六边形的外接圆周。管子按同心圆排列时，管距s既为两层圆周之间的距离，也可以作为圆周上管子的间距，但是直线间距和弧形间距稍有差别，因而在圆周上布置管子只取整数，从而采用这种排列方式时，各层圆周上的间距是不相等的，这就使得管板上的划线、制造和装配都比较困难。这种排列方式的优点是比较紧凑，且靠近壳体处布管均匀，在小直径热交换器中，这种方式的布管数比正三角形要多。但当层数大于6时，由于六边形的弓形部分可排管子，

43、故正三角形排列显得有利，且层数越多越有利。同时从前面所提出的简单、紧凑和工艺方面的各项要求来说，正三角形排列方式也都能得到满足，因而它也是最合理的排列方式。对于正方形排列，在一定的管板面积上可排列的管数最少，但它易于清扫，故在易于生成污垢、需将管束抽出清洗的场合得到一定得应用，例如在浮头式和填料函式热交换器中，采用这种排列法是比较多的。除上述三种方式外，也可采用组合的排列方式，例如在多管程热交换器中，每一程都采用等边三角形排列，而在各程相邻管排间，为便于安装隔板，则采用正方形排列，如图2-4值得注意的是，在多管程热交换器中分程隔板要占一部分管板的面积，因而实际排管数必须由作图确定，此外，还有使

44、流体的流动方向与三角形的一条边平行的转角正三角形排列法以及使流体的流动方向与正方形的一条对角线垂直的转角正方形排列法。本设计采用组合的排列方式。图2-4组合排列法2.9换热管中心距的确定管板上两根管子中心线的距离称为换热管中心距，其大小主要与管板强度和清洗管子外表所需空隙、管子在管板上的固定方法等有关。采用焊接法时，中心距太小，焊缝太近，就不能保证焊接质量。而采用胀管法时，过小的中心距会造成管板在胀接时由于挤压力的作用而产生变形，失去了管板与管子之间的连接力。一般认为换热管中心距以不小于1.25倍的管外径为宜。常用的换热管中心距的值如表2-3所示。对于多管程分程隔板处的中心距，最小应为中心距加

45、隔板槽密封面的宽度，其值也列在表中。表2-3换热管中心距换热管外径10121416192022253032353845505557换热管中心距14161922252628323840444857647072分程隔板槽两侧相邻管中心距28303235384042445052566068767880由于本设计选取的是的换热管，所以换热管中心距为16mm，分程隔板槽两侧相邻管中心距为30mm。2.10本章小结本章主要是讲解了设计中的一些主要参数是如何选取得到的。本文干式壳管式蒸发器设计都是根据给定的额定工况制冷量，按以上原则确定主要参数。下一章节中蒸发器结构的初步规划都是按照本章要求确定的。第三章 设计与计算3.1工程概况