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文档简介
1、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:P342134h 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10×1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
2、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、3.10)查饱和水物性表得:,则: Re7895 (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P0583.78kPa) (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
4、算数值如表3.2所示:表3.2热流密度的估算tw8.09.08.58.68.58q4786.418079.756336.556669.906602.61 q,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1.8m3.7冷却水流动阻力冷
5、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+0.01630.1163 MPa (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
6、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425之间,通常为610,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1
7、0mm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) (3.25)=1.15×1.30×(17+0.0083×313)=29.3实际可取=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 图3.3 端盖3.8.3法兰如图4.2,取法兰外径=313+(24
8、+18)×2=397mm,法兰厚度=30-5-3=22mm,则螺栓所在圆的直径 D=313+24×2=361mm, 螺栓所在圆的周长 C=361×3.14=1133.54mm3.8.4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=20mm,球面半径R=250mm,球面高度h=45mm3.7.5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
9、器原理与设计P51可知,换热管外径10d14,拉杆直径d=10mm,公称直径DN=325400,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=1.5mm, P1.569MPa, 垫片系数m=2.75,比压力y=25.5MPa;宽度:本设计筒体内径D=365mm700 mm,故可取垫片宽度N=12mm,垫片基本密封宽度,垫片的有效密封宽度.求垫片压紧力作用中心圆直径D:因为,所以垫片压紧力作用中心圆
10、直径即为垫片接触面的平均直径,即D=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:=3.14 Dby=3.14×327×6×25.5=1.57×105N (3.27)操作状态下所需的最小压紧力=6.28 Dbmp=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=2.7,故许用应力=, (3.29)一定温度下的许用应
11、力,实际螺栓面积A=1502.6(见后面计算).所需的垫片的最小厚度N= (3.30) 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=10.106mm.,S=18mm,Sa=16mm,螺栓最小间距Smin38mm,法兰有效宽度f=22mm螺栓的最大间距=2×16+=72.6 (3.31)因为螺栓所在圆的周长C=1133.54mm,取螺栓间距为72,故所需要的螺栓个数 个圆整后,取16个,则 ,合理螺栓载荷预紧状态下需要的最小载荷 (3.32)操作状态下需要的最小载荷 W= (3.33)=0.785×327×1.569 +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 (3.34)其中b530MPa nb=2.7 b= =196.3 操作状态下需要的最小面积 (3.35)需要的螺栓面积: A= A=1410.3而螺栓的实际面积A 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: (3.37)操作状态下需要的螺栓设计载荷: 3.8.10连接管的确定冷却水进出口连接管水的流量=,选流速,故管内径 (3.38) 根
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