熱交換過程與換熱器

熱交換過程與換熱器第一頁，共258頁。第一節(jié)制冷機(jī)中熱交換設(shè)備的傳熱過程及傳熱計算方法第二節(jié)蒸發(fā)器第三節(jié)冷凝器第四節(jié)蒸發(fā)器供液量的自動調(diào)節(jié)第五節(jié)制冷系統(tǒng)的傳熱強(qiáng)化與削弱第二頁，共258頁。內(nèi)容提要一、通過平壁的傳熱二、通過圓管的傳熱三、通過肋壁的傳熱四、平均傳熱溫差與析濕系數(shù)五、換熱器傳熱計算的平均溫差法第三頁，共258頁。

換熱器是制冷機(jī)的重要設(shè)備，其特性對制冷機(jī)的性能有重要影響。換熱器中包括多種熱交換過程，如凝結(jié)、沸騰、強(qiáng)制對流、自然對流等。本章主要介紹蒸發(fā)器和冷凝器的結(jié)構(gòu)、傳熱特性以及蒸發(fā)器供液量自動調(diào)節(jié)，也適當(dāng)介紹一些制冷系統(tǒng)傳熱強(qiáng)化與削弱的方法。

熱量由壁面一側(cè)的流體穿過壁面?zhèn)鹘o另一側(cè)流體的過程稱為傳熱過程。制冷機(jī)熱交換設(shè)備中的傳熱基本可以歸結(jié)為通過平壁、圓管壁以及肋壁的傳熱，本節(jié)結(jié)合制冷換熱器傳熱計算的實際需要，給以簡要回顧。第四頁，共258頁。一、通過平壁的傳熱對于無內(nèi)熱源、熱導(dǎo)率λ為常數(shù)、厚度為δ、兩側(cè)流體溫度為tf1與tf2、表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為h1與h2的單層無限大平壁的穩(wěn)態(tài)傳熱過程，通過平壁的熱流量可由下式計算：

(6－1)

式中：φ－通過平壁的熱流量，W；

A－傳熱面積，m2；

K－傳熱系數(shù)，W/(m2·K)。式(6－1)可改寫成熱流密度的形式

(6－2)

式中：q—熱流密度，W/m2。第五頁，共258頁。

整個傳熱過程可分成三個分過程：高溫流體與壁面的對流換熱、平壁導(dǎo)熱以及壁面向低溫流體的對流換熱。傳熱系數(shù)為

(6－3)

相應(yīng)的傳熱熱阻為

(6－4)

式中：R—傳熱過程的熱阻，m2·K/W；

1/hi、1/ho和δ/λ—分別為兩表面的對流換熱熱阻與壁面的導(dǎo)熱熱阻，m2·K/W。第六頁，共258頁。

對于n層平壁，當(dāng)各層材料的熱導(dǎo)率分別為λ1、λ2、…λn，且為常數(shù)，厚度分別為δ1、δ2、…δn，層與層之間接觸良好，無接觸熱阻時，熱阻計算公式為

(6－5)第七頁，共258頁。二、通過圓管的傳熱

圖6－1所示為一單層圓管，內(nèi)、外直徑分別為di和do，相應(yīng)的半徑為ri和ro，長度為l，熱導(dǎo)率λ為常數(shù)，無內(nèi)熱源，圓管內(nèi)、外兩側(cè)的流體溫度分別為tf1、tf2，且tf1＞tf2，兩側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分別為hi、ho。與平壁傳熱不同，由于圓管的內(nèi)、外表面積不相等，所以傳熱系數(shù)也有內(nèi)、外之分。制冷換熱器計算中，一般以圓管外表面面積Ao為基準(zhǔn)，相應(yīng)的熱流量φ為

(6－6)

單位長度圓管的傳熱密度φl為

(6－7)

式中：kl＝koπdo，為單位管長的傳熱系數(shù)，W/(m3·K)。第八頁，共258頁。

圖6－1圓管壁的傳熱過程第九頁，共258頁。

以圓管外壁面面積為基準(zhǔn)計算，傳熱系數(shù)ko為

(6－8)

工程計算中，當(dāng)圓管的內(nèi)、外徑之比do/di≤2時，式(6－8)可簡化為

(6－9)

或

(6－10)

式中：δ—圓管壁厚，m；λ—圓管熱導(dǎo)率，W/(m·K)；

dm—圓管內(nèi)、外直徑的算術(shù)平均值，m；

Am—圓管內(nèi)、外表面面積的算術(shù)平均值，m2。第十頁，共258頁。

計算表明，簡化后的式(6－9)、式(6－10)與原式(6－8)相比，計算偏差小于4%。當(dāng)圓管壁為多層材料組成時，傳熱系數(shù)可由熱阻疊加求得。涉及圓管保溫時，其隔熱材料的厚度應(yīng)大于臨界熱絕緣直徑。熱交換器投入使用后，傳熱表面會產(chǎn)生污垢，增大傳熱熱阻。污垢對傳熱的影響通過污垢熱阻考慮。計及污垢熱阻的圓管傳熱公式為

(6－11)

或

(6－12)第十一頁，共258頁。

式中：Ri、Ro分別為圓管內(nèi)、外表面的污垢熱阻(在換熱器設(shè)計中常稱為污垢系數(shù))，m2·K/W。在制冷換熱器中，制冷劑側(cè)污垢主要為潤滑油的油膜及其他懸浮物的沉積；水側(cè)污垢主要來自于鹽類在換熱表面上的結(jié)晶以及懸浮顆粒在換熱表面上的沉積；空氣側(cè)污垢主要來自于空氣中的懸浮顆粒在換熱表面的沉積。由于污垢生成過程的復(fù)雜性，目前尚無法用理論計算方法確定。表6－1給出了部分實驗值。第十二頁，共258頁。

表6－1

換熱器傳熱表面的污垢系數(shù)部位及介質(zhì)污垢系數(shù)/(m2·K/W)冷凝器氨側(cè)0.43×10－3蒸發(fā)器氨側(cè)0.60×10－3氟利昂(鋼管)側(cè)0.09×10－3冷卻水側(cè)0.09×10－3鹽水、海水側(cè)0.18×10－3冷媒水、水蒸氣側(cè)0.045×10－3第十三頁，共258頁。三、通過肋壁的傳熱在制冷及低溫工程中，通常會遇到兩側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)相差較大的傳熱過程。例如：一側(cè)是單相液體強(qiáng)迫對流換熱或相變換熱(沸騰或凝結(jié)換熱)，其表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)一般在500W/(m2·K)以上；另一側(cè)是氣體強(qiáng)迫對流換熱或自然對流換熱，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)一般在50W/(m2·K)以下。這種情況下，強(qiáng)化傳熱主要考慮的是增強(qiáng)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)較小一側(cè)壁面的對流換熱，由于增大流速所起的作用有限，且會增加風(fēng)機(jī)的耗能，一般采用加肋方式擴(kuò)展換熱面積以增大肋側(cè)熱流量，從而使兩側(cè)對流換熱相匹配，是強(qiáng)化傳熱的有效措施。第十四頁，共258頁。

圖6－2通過肋壁的傳熱過程第十五頁，共258頁。

圖6－2所示為一側(cè)傳熱表面加肋后肋壁的傳熱過程。假設(shè)未加肋的左側(cè)面積為A1，加肋側(cè)肋基面積為A2'，肋基溫度為tw2'，肋片面積為A2''，肋片平均溫度為tw2''，肋側(cè)總面積A2＝A2'＋A2''；肋壁材料的熱導(dǎo)率λ為常數(shù)，肋側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ho也為常數(shù)。在穩(wěn)態(tài)傳熱情況下，肋側(cè)的熱流量φ計算公式為

(6－13)

引入肋效率ηf，得

(6－14)

通過肋壁的傳熱熱流量計算公式為

(6－15)第十六頁，共258頁。

式中：η＝(A2'

＋A2'')/A2，稱為肋面總效率。以肋側(cè)總面積為基準(zhǔn)，傳熱計算公式為

(6－16)

傳熱系數(shù)為

(6－17)

式中：β＝A2/A1，為肋化系數(shù)。由上式可見，加肋后，肋側(cè)的對流換熱熱阻是1/βηho，而未加肋時為1/ho，加肋后熱阻減小的程度與(βη)有關(guān)。由肋化系數(shù)的定義易知β＞1，其大小取決于肋高與肋間距。增加肋高可以加大β，但增加肋高會使肋效率ηf降低。減小肋間距也可以加大β，但肋間距過小會增大流體的流動阻力。一般肋間距應(yīng)第十七頁，共258頁。

大于兩倍邊界層最大厚度，當(dāng)涉及結(jié)露和結(jié)霜工況時，肋間距還應(yīng)適當(dāng)增大。工程上，當(dāng)hi/ho＝3～5時，一般選擇β較小的低肋；當(dāng)hi/ho＞10時，選擇β較大的高肋。引入污垢系數(shù)后，以肋側(cè)表面面積為基準(zhǔn)的傳熱系數(shù)為

(6－18)

對于帶肋的圓管，當(dāng)do/di＜2時，以肋側(cè)表面面積為基準(zhǔn)的傳熱系數(shù)為

(6－19)

式中：Am—管道內(nèi)外表面積的算術(shù)平均值。第十八頁，共258頁。四、平均傳熱溫差與析濕系數(shù)進(jìn)行傳熱計算之前，熱交換器的型式和熱負(fù)荷已在選型和循環(huán)計算中確定，但是熱交換器中的傳熱溫差、傳熱面積、冷卻介質(zhì)流速或被冷卻介質(zhì)流速需在傳熱計算過程中確定。傳熱溫差和介質(zhì)流速與熱交換器的型式有關(guān)，一般通過技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析確定其最佳值，或按經(jīng)驗數(shù)值選用。

1．對數(shù)平均溫差在熱交換器中，冷、熱流體沿傳熱面進(jìn)行熱交換，其溫度沿流動的方向不斷變化，所以冷、熱流體間的溫差也在不斷地變化。為此，在進(jìn)行傳熱計算時需取溫差的平均值，以符號Δtm。表示。相應(yīng)的傳熱計算公式為

(6－20)第十九頁，共258頁。

平均溫差Δtm與介質(zhì)的流動形式有關(guān)。如圖6－3所示，冷、熱流體的流動形式主要有4種：兩者平行且同向流動時稱為順流；兩者平行而反向流動時稱為逆流；彼此垂直的流動稱為交叉流；圖6－3d所示的情形稱為混合流，對應(yīng)于蛇形管換熱器中的流動情形。在順流和逆流情況下，冷、熱流體的溫度變化如圖6－4所示?？梢宰C明，當(dāng)冷、熱流體的熱容量(質(zhì)量流量與比熱容的乘積)在整個換熱面上均為常量、傳熱系數(shù)k在整個換熱面上不變、換熱器無散熱損失、沿?fù)Q熱面軸向的導(dǎo)熱量可以忽略不計，以及換熱器中任何一種流體都不能既有相變又有單相對流換熱時，換熱器內(nèi)的平均傳熱溫差取兩端溫差的對數(shù)平均值溫差，計算式如下：第二十頁，共258頁。

圖6－3流動型式示意圖第二十一頁，共258頁。

圖6－4換熱器中流體溫度沿程變化第二十二頁，共258頁。(6－21)

式中：Δtmax—換熱器兩端冷、熱流體間溫差的最大值；

Δtmin—換熱器兩端冷、熱流體間溫差的最小值。當(dāng)Δtmax/Δtmin≤2時，可以采用算術(shù)平均溫差，即

(6－22)

進(jìn)、出口溫度相同時，算術(shù)平均溫差的數(shù)值略大于對數(shù)平均溫差，偏差小于4%。當(dāng)冷、熱流體進(jìn)、出口溫度相同時，逆流的平均溫差最大，順流的平均溫差最小。從圖6－4可以看出，順流時冷流體的出口溫度t2''總是低于熱流體的出口溫度t1''，第二十三頁，共258頁。

而逆流時t2''卻可以大于t1''，因此從強(qiáng)化傳熱的角度出發(fā)，換熱器應(yīng)當(dāng)盡量布置成逆流。但逆流的缺點(diǎn)是熱流體和冷流體的最高溫度t1'、t2''和最低溫度t1''、t2'分別集中在換熱器的兩端，使換熱器的溫度分布乃至熱應(yīng)力分布不均勻。在蒸發(fā)器或冷凝器中，冷流體或熱流體發(fā)生相變，如果忽略相變流體壓力的變化，則相變流體在整個換熱面上保持其飽和溫度。在此情況下，由于一側(cè)流體溫度恒定不變，所以無論順流還是逆流，換熱器的平均傳熱溫差都相同，如圖6－5所示。純粹的順流和逆流只有套管式換熱器、板式換熱器才能實現(xiàn)，但對于工程計算，圖6－3d所示的蛇形管換熱器內(nèi)的流動形式，第一種可作順流處理，第二種可作逆流處理。第二十四頁，共258頁。

圖6－5有相變時換熱器內(nèi)流體的溫度變化示意圖第二十五頁，共258頁。2．析濕系數(shù)在涉及濕空氣對流傳熱傳質(zhì)過程的換熱器中，如冷卻空氣的蒸發(fā)器表面有結(jié)露、結(jié)霜的情形，空氣側(cè)的對流換熱為既有顯熱交換又有潛熱交換的全熱交換。全熱交換的驅(qū)動力為焓差。此時，一般引入析濕系數(shù)對表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)進(jìn)行折算，定義為：

(6－23)

式中：cp、Δh和Δt分別為濕空氣的比定壓熱容、濕空氣與所流經(jīng)表面(結(jié)露時為氣－液相界面，結(jié)霜時為空氣與霜層間的氣－固相界面)間的比焓差及溫差。可見，析濕系數(shù)的物理意義為全熱交換量與顯熱交換熱之比。第二十六頁，共258頁。

引入析濕系數(shù)后，針對全熱交換的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)可表示為

(6－24)

式中：ho,s為相同條件下的顯熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。式(6－24)代入前述傳熱系數(shù)計算式得到的傳熱系數(shù)，可用對數(shù)平均溫差計算換熱。第二十七頁，共258頁。五、換熱器傳熱計算的平均溫差法換熱器傳熱計算的常規(guī)方法有兩種：平均溫差法和效能－傳熱單元數(shù)法。在制冷換熱器的計算中，平均溫差法較為常用。換熱器的傳熱計算分兩種類型：設(shè)計計算與校核計算，所謂設(shè)計計算，就是根據(jù)制冷循環(huán)熱力計算確定的換熱器負(fù)荷和工作條件設(shè)計換熱器，需要確定換熱器的型式、結(jié)構(gòu)及傳熱面積。而校核計算是對已有的換熱器進(jìn)行核算，看其能否滿足一定的換熱要求，一般需要計算流體的出口溫度、換熱量以及流動阻力等。換熱器傳熱計算的基本公式有傳熱方程式和冷、熱流體的熱平衡方程式：第二十八頁，共258頁。(6－25)(6－26)

式中：qm1、qm2，以及cp1、cp2分別為兩側(cè)流體的質(zhì)量流量和比定壓熱容。如果cp1、cp2已知，則以上3個方程中共有8個獨(dú)立變量，即φ、k、A、qm1、qm2以及t1'、t1''、t2'、t2''中的8個，只要知道其中5個變量，就可以算出其他3個。

1．設(shè)計計算進(jìn)行設(shè)計計算，一般是根據(jù)制冷系統(tǒng)熱力計算結(jié)果，給定流體的質(zhì)量流量qm1、qm2和4個進(jìn)、出口溫度中的3個，確定換熱器的型式、結(jié)構(gòu)，計算傳熱系數(shù)k及換熱面積A。計算步驟如下：第二十九頁，共258頁。(1)根據(jù)給定的換熱條件、流體的性質(zhì)、溫度和壓力范圍等條件，選擇換熱器的類型及流動型式，初步布置換熱面，計算換熱面兩側(cè)對流換熱的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)hi、ho，及換熱面的傳熱系數(shù)k；

(2)根據(jù)給定條件，由式(6－25)、(6－26)求出4個進(jìn)、出口溫度中未知的溫度，并求出換熱量φ；

(3)根據(jù)冷、熱流體進(jìn)、出口的4個溫度及流動型式確定平均溫差Δtm；

(4)由傳熱方程式(6－20)求出所需的換熱面積A；

(5)計算換熱面兩側(cè)流體的流動阻力，若計算結(jié)果不滿足設(shè)計和經(jīng)濟(jì)性要求，重新布置換熱面并重復(fù)上述計算步驟。第三十頁，共258頁。2．校核計算對已有或設(shè)計好的換熱器進(jìn)行校核計算時，一般已知換熱器的換熱面積A，兩側(cè)流體的質(zhì)量流量qm1和qm2、進(jìn)口溫度t1'和t2'等5個參數(shù)。由于兩側(cè)流體的出口溫度未知，傳熱平均溫差無法計算；同時由于流體的定性溫度不能確定，也無法計算換熱面兩側(cè)對流換熱的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)及通過換熱面的傳熱系數(shù)，因此不能直接利用式(6－20)、(6－25)、(6－26)求出其余的未知量。在這種情況下，通常采用試算法，其具體計算步驟如下：

(1)先假設(shè)一個流體的出口溫度t1''(或t2'')，用熱平衡方程式(6－25)、(6－26)求出換熱量φ'和另一個流體的出口溫度。第三十一頁，共258頁。(2)根據(jù)流體的4個進(jìn)、出口溫度求得平均溫差Δtm。

(3)根據(jù)給定的換熱器結(jié)構(gòu)及工作條件計算換熱面兩側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)hi、ho，進(jìn)而求得傳熱系數(shù)k。

(4)由傳熱方程式(6－20)求出換熱量φ''。

(5)比較φ'和φ''，如果兩者相差較大(如大于2%或5%)，說明步驟(1)中假設(shè)的溫度值不符合實際，再重新假設(shè)一個流體出口溫度，重復(fù)上述計算步驟，直到φ'和φ''值的偏差小到滿意為止。至于兩者偏差應(yīng)小到何種程度，則取決于要求的計算精度，一般認(rèn)為應(yīng)小于2%－5%。第三十二頁，共258頁。內(nèi)容提要一、蒸發(fā)器的分類與結(jié)構(gòu)二、蒸發(fā)器內(nèi)的對流換熱三、蒸發(fā)器的傳熱計算第三十三頁，共258頁。

制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)吸熱汽化，從而實現(xiàn)制冷目的。為了使蒸發(fā)器效率高、體積小，蒸發(fā)器應(yīng)具有高的傳熱系數(shù)。由于液體沸騰時表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)遠(yuǎn)大于蒸氣與管壁間的對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，故在設(shè)計蒸發(fā)器時要盡量使液體與管壁接觸，并盡快將沸騰產(chǎn)生的蒸氣排走。為保證壓縮機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)，制冷劑離開蒸發(fā)器時不允許有液滴。實際系統(tǒng)中，有時在蒸發(fā)器出口處裝設(shè)氣－液分離器，使壓縮機(jī)得到進(jìn)一步的保護(hù)。蒸發(fā)器類型很多，按制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)的充滿程度及蒸發(fā)情況進(jìn)行分類，主要有三種：干式蒸發(fā)器、再循環(huán)式蒸發(fā)器和滿液式蒸發(fā)器。干式和再循環(huán)式蒸發(fā)器中，制冷劑在管內(nèi)進(jìn)行流動沸騰換熱，而滿液式蒸發(fā)器中，制冷劑在管間的大空間沸騰，可作為飽和池沸騰進(jìn)行計算分析。第三十四頁，共258頁。一、蒸發(fā)器的分類與結(jié)構(gòu)

1．干式蒸發(fā)器

制冷劑在管內(nèi)一次完全汽化的蒸發(fā)器稱為干式蒸發(fā)器。干式蒸發(fā)器常用于冷庫，以直接對庫房進(jìn)行冷卻，也用于間接式制冷系統(tǒng)，如空調(diào)制冷站、制冰系統(tǒng)等，先用制冷劑冷卻載冷劑，再通過載冷劑傳遞冷量。干式蒸發(fā)器如圖6－6所示，在這種蒸發(fā)器中，來自膨脹閥出口處的制冷劑從管子的一端進(jìn)入蒸發(fā)器，吸熱汽化，并在到達(dá)管子的另一端時全部汽化。管外的被冷卻介質(zhì)通常是載冷劑或被冷空間的空氣。在正常運(yùn)轉(zhuǎn)條件下，干式蒸發(fā)器中的液體體積約為管內(nèi)體積的15%～20%。假定液體沿管子均勻分布，且潤濕周長為圓周的30%，則管內(nèi)有效沸騰傳熱面積第三十五頁，共258頁。

為管內(nèi)表面的30%。增加制冷劑的質(zhì)量流量，可增加液體潤濕面積，但蒸發(fā)器進(jìn)、出口處的壓差將因流動阻力的增大而增大，從而降低了性能系數(shù)。在多管路組成的蒸發(fā)器中，為了充分利用每條管路的傳熱面積，應(yīng)將制冷劑均勻地分配到各條管路中去，常見的方法如圖6－7所示。圖中的分配器為六通道分配器。每條通道有相同的流動阻力，制冷劑經(jīng)分配器進(jìn)入各條管路中。管道的布置應(yīng)使蒸發(fā)后的制冷劑與溫度最高的氣流接觸，以保證蒸氣進(jìn)入壓縮機(jī)吸氣管道時略有過熱。干式蒸發(fā)器主要有：用于冷卻液體的干式殼管式蒸發(fā)器和板式換熱器，以及形式多樣的冷卻空氣的蒸發(fā)器。第三十六頁，共258頁。

圖6－6干式蒸發(fā)器示意圖第三十七頁，共258頁。

圖6－7多路干式蒸發(fā)器中制冷劑的分配1—肋片2—蒸發(fā)管3—集氣管4—毛細(xì)管第三十八頁，共258頁。(1)干式殼管式蒸發(fā)器這類蒸發(fā)器用于對液體進(jìn)行冷卻，按管組的排列方式又可分為直管式和U型管式兩種。直管式如圖6－8所示。制冷劑在管內(nèi)流動沸騰，載冷劑在管外流動。機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時制冷劑從左端蓋進(jìn)入，經(jīng)一次(或多次)往返后汽化，產(chǎn)生的蒸氣從右端蓋引出。由于制冷劑在汽化過程中蒸氣量逐漸增多，比體積不斷增大，在多流程的蒸發(fā)器中每流程的管子數(shù)也依次增多，以適應(yīng)比體積的增大。載冷劑從蒸發(fā)器的右端進(jìn)入，左端流出。為了提高載冷劑的流速，并使載冷劑更好地與管外壁接觸，在蒸發(fā)器殼體內(nèi)裝有折流板。折流板的數(shù)量取決于載冷劑流速的大小。折流板通常用拉桿固定，相鄰兩塊折流板之間裝有定距管，以保證折流板第三十九頁，共258頁。

圖6－8直管式干式蒸發(fā)器第四十頁，共258頁。

的間距。直管式干式蒸發(fā)器采用光滑管或具有縱向肋片的內(nèi)肋片管。由于載冷劑側(cè)強(qiáng)迫對流的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)較管內(nèi)高，一般強(qiáng)化傳熱采用內(nèi)微肋管。

U型管干式蒸發(fā)器如圖6－9所示。這種蒸發(fā)器的殼體、折流板以及載冷劑在殼側(cè)的流動方式與直管式干式蒸發(fā)器相同。兩者的不同之處在于U型管式是由許多根不同彎曲半徑的U型管組成。U型管的開口端脹接在管板上，制冷劑液體從U型管的下部進(jìn)入，蒸氣從上部引出。U型管式蒸發(fā)器的管組可預(yù)先裝配，而且可以抽出來清除管外的污垢。此外，還可消除由于材料的膨脹而引起的內(nèi)應(yīng)力。制冷劑在流動過程中始終沿同一管道流動，分配比較均勻，因而傳熱效果較好。其缺點(diǎn)是制造管組時要用不同的模具；不能使用縱向內(nèi)肋片管，因為當(dāng)管組的管子損壞時不易更換。第四十一頁，共258頁。

圖6－9U型管式干式蒸發(fā)器第四十二頁，共258頁。(2)板式換熱器

板式換熱器有組裝式和整體釬焊式兩種。其中組裝式由若干片壓制成型的波紋狀金屬傳熱板片疊加而成，板四角開有角孔，相鄰板片之間用特制的密封墊片隔開，使冷、熱流體分別由一個角孔流入，間隔地在板間沿著由墊片和波紋所設(shè)定的流道流動，然后從另一對角線角孔流出，如圖6－10所示。組裝式板式換熱器具有拆裝清洗方便的優(yōu)點(diǎn)，但耐壓能力有限。圖6－11所示為整體釬焊式板式換熱器，此種板式換熱器的換熱板片與組裝式相同，板片端部整體釬焊，承壓能力高，但清洗不便，使用時應(yīng)注意保證流體的清潔。一般單個整體釬焊式換熱器換熱能力較組裝式小。第四十三頁，共258頁。

傳熱板片是板式換熱器的關(guān)鍵元件，不同型式的板片直接影響到傳熱系數(shù)、流動阻力和耐壓能力。板片的材料通常為不銹鋼，國內(nèi)有的廠家采用鋁合金板片。板片波紋形狀有人字形、水平波紋形、鋸齒形等。目前，換熱板片多采用人字形，如圖6－11所示。板式換熱器是目前緊湊式換熱器中單位體積換熱能力最高的換熱器之一，當(dāng)兩側(cè)工質(zhì)為水時，傳熱系數(shù)可高達(dá)5000～7000

W/(m2·K)，由于氟利昂類制冷劑在板片間流動沸騰時表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)較水強(qiáng)迫對流換熱時小，用作此類制冷劑的蒸發(fā)器時，換熱器的傳熱系數(shù)低于此值。與其他形式換熱器相比，具有阻力相對較小、結(jié)構(gòu)緊湊、金屬消耗量低、傳熱面積可通過調(diào)整片數(shù)靈活變更等優(yōu)點(diǎn)。第四十四頁，共258頁。

圖6－10組裝式板式換熱器第四十五頁，共258頁。

圖6－11整體釬焊式板式換熱器第四十六頁，共258頁。(3)冷卻空氣型干式蒸發(fā)器冷卻空氣的蒸發(fā)器廣泛用于冰箱、冷藏柜、空調(diào)器及冷藏庫中。此類蒸發(fā)器多做成蛇形管式，制冷劑在管內(nèi)流動沸騰，空氣在管外流過而被冷卻。為強(qiáng)化空氣側(cè)的換熱，管外側(cè)常裝有各類肋片，按引起空氣流動的原因，又可分為自然對流式和強(qiáng)迫對流式兩大類型。根據(jù)蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)形式的不同，自然對流蒸發(fā)器主要有管板式、吹脹式、單脊翅片管式以及冷卻排管等種類。管板式蒸發(fā)器有兩種典型結(jié)構(gòu)，圖6－12a所示的蒸發(fā)器是將紫銅管貼焊在鋼板或薄鋼板制成的方盒上。這種蒸發(fā)器制造工藝簡單、不易破損泄漏，常用于直冷式冰箱的冷凍室。在立式冷凍箱中，此類蒸發(fā)器常做成多層擱架式，具有結(jié)構(gòu)緊湊、冷凍效率高等優(yōu)點(diǎn)。第四十七頁，共258頁。

圖6－12管板式蒸發(fā)器第四十八頁，共258頁。

圖6－12b是另一種管板式結(jié)構(gòu)，管子裝在兩塊四邊相互焊接的金屬板之間。這種蒸發(fā)器的管子和金屬板之間充填共晶鹽，并抽真空，使金屬板在大氣壓力作用下緊壓在管外壁，保證管板間的良好接觸。充填的共晶鹽用于蓄冷。此類蒸發(fā)器常用于冷藏車的頂板及側(cè)板，也可用作冷凍食品的陳列貨架。

吹脹式蒸發(fā)器目前在國內(nèi)外家用冰箱中使用得較普遍。這類蒸發(fā)器如圖6－13所示，預(yù)先以鋁－鋅－鋁三層金屬板，按蒸發(fā)器所需的尺寸裁切好，平放在刻有管路通道的模具上，通過加壓、加熱，并以高壓氮?dú)獯得洺尚?。單脊翅片管式蒸發(fā)器是由固定在架板上的盤管構(gòu)成，它的特點(diǎn)是單位長度的制冷量小、工藝簡單，并易于清洗，常在直冷式雙門雙溫冰箱中用作冷藏室的蒸發(fā)器。第四十九頁，共258頁。

圖6－13鋁復(fù)合板吹脹式蒸發(fā)器第五十頁，共258頁。

冷卻排管主要用于各種冰箱、低溫試驗箱及冷庫的冷藏間中。小型制冷裝置中的冷卻排管一般為蛇形管式，通常為光管，也有翅片管。氟利昂翅片管式冷卻排管一般是在直徑為6mm的紫銅管外套0.3～0.5mm厚的鋁翅片，翅片間距為10～15mm，翅高為20～35mm。圖6－14為吊裝在庫房頂上的翅片管式頂排管。光滑管式蒸發(fā)器通常用于空氣自然對流的冷藏室，傳熱系數(shù)較低，但設(shè)備簡單。肋片管式蒸發(fā)器是在光滑管上套金屬片或繞金屬帶后制成的。由于肋片的作用，提高了蒸發(fā)器外側(cè)的傳熱效果。肋片和管壁應(yīng)接觸良好，以保證良好的導(dǎo)熱性能。為此，有些肋片直接焊在管壁上，有些使用高壓流體或機(jī)械方法使管徑擴(kuò)張，達(dá)到管壁和肋片的良好接觸。第五十一頁，共258頁。

圖6－14翅片式頂排管第五十二頁，共258頁。

小型制冷裝置中使用的強(qiáng)制對流空氣冷卻式蒸發(fā)器(常稱為表面式蒸發(fā)器)如圖6－15、圖6－16所示，蒸發(fā)管一般做成蛇管，并在管外裝有各種類型的翅片，以強(qiáng)化空氣側(cè)的換熱。此類蒸發(fā)器需配置風(fēng)機(jī)，實現(xiàn)空氣的強(qiáng)制對流。蒸發(fā)管外面的翅片最常見的是纏繞圓翅片(圖6－15)和整體穿片式，整體穿片式有平直大套片(圖6－16)、波紋形翅片、條縫形翅片等。蒸發(fā)管組在低溫下冷卻空氣時，水分有可能在肋片和管子上凍結(jié)成霜，影響空氣的流通。因此低溫下使用的蒸發(fā)器應(yīng)采用較大的片距，通常取6～12mm。當(dāng)蒸發(fā)器用于空氣調(diào)節(jié)或蒸發(fā)溫度在水的凝固點(diǎn)以上時，肋片和管子上不會結(jié)霜，此時可用較小的片距，一般取2～4mm，最小可取1.6mm。第五十三頁，共258頁。

圖6－15纏繞圓翅片第五十四頁，共258頁。

圖6－16平直大套片第五十五頁，共258頁。

干式蒸發(fā)器有一系列的優(yōu)點(diǎn)：充液量少，系統(tǒng)中不需要儲液器或只要小的儲液器，從而使整臺機(jī)器的重量和體積減??；便于把蒸發(fā)器中的潤滑油排回壓縮機(jī)；由于載冷劑在管外流動，冷量損失較小，且可以減緩凍結(jié)的危險。受管內(nèi)制冷劑液體對管壁潤濕程度的影響，干式蒸發(fā)器的傳熱系數(shù)較低，這是其缺點(diǎn)。帶折流板的干式殼管式蒸發(fā)器還有下列缺點(diǎn)：(1)折流板與殼體之間以及折流板與管子之間存在間隙，易使載冷劑發(fā)生泄漏，影響傳熱效果；(2)當(dāng)出口蒸發(fā)溫度不變時，入口蒸發(fā)溫度由于流動阻力的存在而增高，因而使傳熱溫差減小；(3)折流板的結(jié)構(gòu)及裝配工藝比滿液式蒸發(fā)器復(fù)雜，管外污垢只能用化學(xué)方法清洗。第五十六頁，共258頁。2．再循環(huán)式蒸發(fā)器

再循環(huán)式蒸發(fā)器中制冷劑需經(jīng)過幾次循環(huán)才能完全汽化。由蒸發(fā)管出來的兩相混合物進(jìn)入氣液分離器，分離出的蒸氣被吸入壓縮機(jī)內(nèi)，液體再次進(jìn)入蒸發(fā)管中沸騰，如圖6－17所示。實際上蒸發(fā)管由若干平行的上升管組成，這些管子的上下端均與集管相連。下端的集管由下降液體供液，上端的集管與氣液分離器相連。由冷凝器向氣液分離器供液的數(shù)量由液位控制器控制。在再循環(huán)式蒸發(fā)器的管子中，液體所占的體積約為管內(nèi)總?cè)莘e的50%，因而管子內(nèi)表面得到良好的潤濕。第五十七頁，共258頁。

圖6－17再循環(huán)式蒸發(fā)器示意圖第五十八頁，共258頁。

根據(jù)換熱機(jī)理，立管式冷水箱型蒸發(fā)器是一種典型的再循環(huán)熱蒸發(fā)器，其結(jié)構(gòu)及接管方式如圖6－18所示。這種蒸發(fā)器只用于氨制冷機(jī)。蒸發(fā)器的每一個管組上都裝有上下兩個水平集管，沿集管軸向兩側(cè)焊有直徑較小、兩端略彎的立管，中間焊接一個直徑稍大的直立管，管中插有中間進(jìn)液管，如圖6－19所示。立管式冷水箱型蒸發(fā)器的下集管與儲水箱外的集油器相連。氨液從中間進(jìn)液管進(jìn)入。進(jìn)液管一直插到直立管的下部，這樣可以利用氨液流入時的沖力擾動蒸發(fā)器內(nèi)的氨液，有利于提高傳熱能力，也有利于直立管內(nèi)氨液的流動。立管式冷水箱型蒸發(fā)器在汽化過程中形成的蒸氣沿上集管進(jìn)入氣液分離器，在氣液分離器中流速降低，使蒸氣中挾帶的液滴被分離出來。蒸氣從上面第五十九頁，共258頁。

第六十頁，共258頁。

圖6－19直立管內(nèi)制冷劑的流動第六十一頁，共258頁。

引出，液體返回到下集管中。蒸發(fā)器中的潤滑油積存在集油管中，定期排放。整臺蒸發(fā)器浸在水箱中，蒸發(fā)管組視制冷量的大小由一組或幾組并列安裝后構(gòu)成。水箱用鋼板制成，外側(cè)敷設(shè)隔熱層。水箱中的載冷劑在電動攪拌器作用下循環(huán)流動。載冷劑流速通常取0.5m/s。立管式冷水箱型蒸發(fā)器的主要缺點(diǎn)是立管與上、下集管的焊接點(diǎn)較多。螺旋管式冷水箱型蒸發(fā)器克服了這一缺點(diǎn)，用螺旋管代替了立管。為了充分利用螺旋管中的空間，采用內(nèi)、外兩組螺旋管。這種結(jié)構(gòu)使上、下管的焊點(diǎn)大為減少。第六十二頁，共258頁。

如果液體用泵循環(huán)，最好將氣液分離器安裝在壓縮機(jī)附近，這樣管路損失可以小一些，如圖6－20所示。在圖6－20所示的回路中，氣液分離器有水平的和垂直的兩種。不管采用哪一種型式的氣液分離器，都必須保證循環(huán)泵入口處的液柱高度，同時要有充分的空間進(jìn)行氣液分離。制冷劑在氣液分離器內(nèi)的流速(按分離器的直徑計算)應(yīng)低于0.5m/s。除前文所述空調(diào)制冷站的氨水箱式蒸發(fā)器外，再循環(huán)式蒸發(fā)器還廣泛用于冷藏庫、人工冰場等制冷系統(tǒng)中。與干式蒸發(fā)器相比，再循環(huán)式蒸發(fā)器的主要優(yōu)點(diǎn)是蒸發(fā)管的內(nèi)壁能夠完全濕潤，因而表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)較高。其主要缺點(diǎn)是體積大，需要的制冷劑多。在用泵輸送液體的再循環(huán)式蒸發(fā)器中，需密封泵等設(shè)備。第六十三頁，共258頁。

圖6－20用泵輸送液體的再循環(huán)式蒸發(fā)器第六十四頁，共258頁。3．滿液式蒸發(fā)器

滿液式蒸發(fā)器廣泛應(yīng)用于制冷機(jī)中。這種蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)緊湊，傳熱效果好，易于安裝，使用方便。圖6－21所示為滿液式蒸發(fā)器的原理圖。在滿液式蒸發(fā)器中，制冷劑在管外沸騰，液體載冷劑在管內(nèi)流動。臥式滿液式蒸發(fā)器如圖6－22所示。這種蒸發(fā)器有一個用鋼板卷制焊成的圓筒形外殼，外殼兩端焊有兩塊圓形的管板。管板上鉆了許多小孔，每個小孔內(nèi)裝了一根管子，管子兩端用脹接法或焊接法緊固在管板上，形成一組直管管束。如果管子太長，可在筒體內(nèi)裝一塊或幾塊支承板，以防止下垂。筒體兩端裝有封頭，封頭可用鑄鐵鑄成，也可用鋼板制成。封頭內(nèi)設(shè)有隔板，將管子按一定的管數(shù)和流向分成幾個流程，使載第六十五頁，共258頁。

圖6－21滿液式蒸發(fā)器第六十六頁，共258頁。

圖6－22臥式滿液式蒸發(fā)器第六十七頁，共258頁。

冷劑按規(guī)定的流速及流向在管內(nèi)往返流動。制冷劑按一定的液面高度充灌在殼體內(nèi)，它在管間吸收管內(nèi)載冷劑的熱量后汽化，使載冷劑得到冷卻。為防止蒸氣從蒸發(fā)器引出時挾帶液體，除了控制液面高度外，有時在筒體上部設(shè)置氣包，達(dá)到氣液分離的目的。管板上的管孔常排列成正三角形，這樣的排列比較緊湊。管孔的中心距(節(jié)距)一般取s＞1.25do(do是管子外徑)，管孔邊緣間的距離不應(yīng)小于4mm，最外部孔的邊緣與外殼內(nèi)表面的距離不應(yīng)小于5mm。與透平壓縮機(jī)配套的滿液式氟利昂蒸發(fā)器的總體結(jié)構(gòu)與一般臥式滿液式蒸發(fā)器相類似，其不同點(diǎn)是在管束上方裝有擋液板，以阻擋從蒸氣中帶出的液滴。此外，容器上部不裝管束，以減少蒸氣流動時的阻力。第六十八頁，共258頁。

滿液式蒸發(fā)器雖然有制冷劑液體對傳熱壁面濕潤性好，因而沸騰傳熱系數(shù)較高等優(yōu)點(diǎn)，但存在下列缺點(diǎn)：

(1)制冷劑的充灌量大。對價格較貴的氟利昂制冷劑，這個缺點(diǎn)顯得更為突出。

(2)當(dāng)蒸發(fā)器殼體的直徑較大時，受液體靜壓力的影響，底部液體的蒸發(fā)溫度將有些提高，減少了蒸發(fā)器的傳熱溫差。蒸發(fā)溫度愈低，這種影響愈大。對于氟利昂，因其密度較大，靜壓高度影響將更為顯著。

(3)對于氟利昂蒸發(fā)器，制冷劑中溶解的潤滑油較難排出。

(4)當(dāng)用作船用制冷裝置時，船體的搖擺有可能使制冷劑液體進(jìn)入壓縮機(jī)。

(5)由于制冷劑在管間流動，直接與殼體外環(huán)境接觸，所以冷量損失較大。第六十九頁，共258頁。

為了克服上述缺點(diǎn)，有時將制冷劑從蒸發(fā)器底部抽出，用泵輸送到殼頂后噴淋下來。這種蒸發(fā)器又稱為淋激式蒸發(fā)器，它也可以看成是一種用泵輸液的再循環(huán)式蒸發(fā)器，只是氟利昂在蒸發(fā)管的管外流動。采用淋激式蒸發(fā)器，殼體中的液位可以很低，消除了因高液位造成的液體上、下部溫度的不均勻，并減少了充灌量，但增加了泵和管路。應(yīng)用各種蒸發(fā)器時，載冷劑多采用不與空氣接觸的閉式循環(huán)，對系統(tǒng)中設(shè)備的腐蝕性??；可以使用揮發(fā)性載冷劑；在使用鹽水作載冷劑時，不會因吸收空氣中的水分而稀釋。但在載冷劑系統(tǒng)中需設(shè)置膨脹容器，以消除載冷劑溫度變化時因體積變化而引起的壓力變化。第七十頁，共258頁。二、蒸發(fā)器內(nèi)的對流換熱

蒸發(fā)器內(nèi)的對流換熱包括制冷劑沸騰換熱與被冷卻工質(zhì)的對流換熱。前者根據(jù)蒸發(fā)器的不同，有干式及循環(huán)式蒸發(fā)器中管內(nèi)流動沸騰換熱及滿液式蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑在殼側(cè)的飽和池沸騰，后者有強(qiáng)迫對流及自然對流換熱兩種模式。本節(jié)提供的關(guān)聯(lián)式是數(shù)百種關(guān)聯(lián)式中較為通用的一些，以提供設(shè)計訓(xùn)練和理解傳熱機(jī)理的基本依據(jù)。對具體蒸發(fā)器的設(shè)計計算，專用的關(guān)聯(lián)式一般計算精度要高一些，可以根據(jù)具體設(shè)計要求，從文獻(xiàn)或產(chǎn)品樣本中尋找形式簡單的專用關(guān)聯(lián)式。第七十一頁，共258頁。1．單組分制冷劑在管內(nèi)的流動沸騰換熱流動沸騰換熱涉及氣泡的產(chǎn)生、長大以及脫離加熱表面的機(jī)制，又涉及到工質(zhì)定向宏觀運(yùn)動規(guī)律，可以看作核沸騰與強(qiáng)迫對流換熱的綜合。著名的陳氏(Chen)模型即基于此，認(rèn)為

(6－27)

式中：hi—管內(nèi)流動沸騰表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；

hs—液相單獨(dú)流過管內(nèi)的強(qiáng)迫對流表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；

hn—核態(tài)沸騰表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；

f'—由于管內(nèi)沸騰，液相轉(zhuǎn)化為氣相使液相強(qiáng)迫對流換熱增強(qiáng)的因子，稱為增強(qiáng)系數(shù)，f'＞1；第七十二頁，共258頁。

s'—考慮強(qiáng)迫對流和大空間核態(tài)沸騰按百分比進(jìn)行疊加的系數(shù)。

在20世紀(jì)80年代初，隨著對制冷劑管內(nèi)流動沸騰換熱研究的不斷深入，不斷改進(jìn)和完善管內(nèi)流動沸騰模型，提出了一些適用于多種制冷劑的半經(jīng)驗通用關(guān)聯(lián)式。其影響較大的有：1982年，夏(Shah)提出的通用關(guān)聯(lián)式；1986年，岡戈爾(Gungor)和溫特勞(winteron)在大量R11、R12、R22、R113和R114實驗數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上提出的通用關(guān)聯(lián)式；1987年，凱特里卡(Kandlikar)在他1983年提出的關(guān)聯(lián)式的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步提出了經(jīng)過改進(jìn)的具有更高精度的通用關(guān)聯(lián)式。支持這個關(guān)聯(lián)式的實驗數(shù)據(jù)有5246個，涉及工質(zhì)有水、R11、R12、R13B1、R113、R114、R152a、氮、氖等，在以后的研究中人們發(fā)現(xiàn)這個關(guān)聯(lián)式還可用于R134a。第七十三頁，共258頁。

凱特里卡的關(guān)聯(lián)式可表示為

(6－28)

其中式中：hl—液相單獨(dú)流過管內(nèi)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；

Co—對流特征數(shù)；Bo—沸騰特征數(shù)；Frl—液相弗勞德數(shù)；

G—質(zhì)量流率，kg/(m2·s)；x—質(zhì)量含氣率(干度)；

di—管內(nèi)徑，mm；μl—液相動力粘度，Pa·s；

λl—液相熱導(dǎo)率，W/(m·K)；Prl—液相普朗特數(shù)；

ρg、ρl—分別為氣相及液相密度，kg/m3；第七十四頁，共258頁。

q—熱流密度，W/m2；r—汽化潛熱，J/kg；

Fl—取決于制冷劑性質(zhì)的系數(shù)，按表6－2取值。表6－2

各種制冷劑的Fl值制冷劑Fl制冷劑Fl水1.00氦4.70R222.20氖3.50R152a1.10R134a1.63第七十五頁，共258頁。

式(6－28)中，A、B、C、C1、C2為常數(shù)，其值取決于對流特征數(shù)Co的大?。寒?dāng)Co≤0.65時

A＝－0.9；B＝0.3；C＝0.7；C1＝1.136；C2＝666.2

當(dāng)Co＞0.65時

A＝－0.2；B＝0.3；C＝0.7；C1＝0.6683；C2＝1058.0

近年來，蒸發(fā)器中廣泛采用微細(xì)內(nèi)肋管。管內(nèi)的微肋數(shù)目一般為60～70，肋高為0.1～0.2mm，螺旋角β為10°～30°。其中對傳熱性能和流動阻力性能影響最大的參數(shù)為肋高。第七十六頁，共258頁。

微細(xì)內(nèi)肋管有兩個突出的優(yōu)點(diǎn)：

(1)與光管相比它可以使管內(nèi)蒸發(fā)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)增加1.6～3倍，壓降的增加卻只有1～2倍，即傳熱的增強(qiáng)明顯大于壓降的增加；

(2)微肋管與光管相比，單位長度的重量增加得很少，同樣換熱負(fù)荷下材料耗量少。內(nèi)微肋還可有其他結(jié)構(gòu)形式，包括復(fù)雜結(jié)構(gòu)表面。評價高效強(qiáng)化傳熱管的指標(biāo)之一為對流換熱增強(qiáng)因子，定義為微肋管表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與其當(dāng)量直徑光滑管的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的比值。由于一些形狀復(fù)雜的強(qiáng)化傳熱管的實際傳熱面積難以準(zhǔn)確確定，所以在一般對流換熱增強(qiáng)因子中，強(qiáng)化傳熱管的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)是按等內(nèi)徑、同樣長度光管定義的第七十七頁，共258頁。

名義表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，而不是按實際換熱面積定義，故增強(qiáng)因子實際上包括了對換熱面積擴(kuò)展導(dǎo)致的強(qiáng)化傳熱作用。當(dāng)實驗數(shù)據(jù)缺乏時，可由式(6－28)計算流動沸騰的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，計算換熱器傳熱系數(shù)時，用肋壁傳熱的有關(guān)公式，考慮內(nèi)表面面積擴(kuò)展的效果。或者按實際表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)(可以是光管表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與對流換熱增強(qiáng)因子的乘積)計算，計算傳熱系數(shù)時不再考慮表面擴(kuò)展。由于加工時模具及工藝不同，同一類傳熱強(qiáng)化管的沸騰表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)有時并不相同，所以若可得到廠家提供的實驗數(shù)據(jù)，應(yīng)優(yōu)先采用廠家數(shù)據(jù)。第七十八頁，共258頁。2．單組分制冷劑在板式換熱器中的流動沸騰換熱

近年來，隨著板式換熱器的應(yīng)用向制冷系統(tǒng)的擴(kuò)展，制冷劑在其內(nèi)的流動沸騰研究引起了一定關(guān)注，但除了各生產(chǎn)廠家的一些為用戶提供選型的資料外，迄今尚無通用關(guān)聯(lián)式。有關(guān)換熱器的一些專門著作，提到的沸騰計算方法基本是基于水流動沸騰的一些經(jīng)典計算方法，如前述陳氏方法，尚缺乏對制冷劑的專門試驗數(shù)據(jù)支持。在尚不多見的文獻(xiàn)中，2002年Hsieh等對R134a、R4l0a在人字形板片板式換熱器內(nèi)流動沸騰的實驗數(shù)據(jù)關(guān)聯(lián)式可作為設(shè)計計算參考，關(guān)聯(lián)式如下：

(6－29)

式中：h—為沸騰表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；第七十九頁，共258頁。

Bo—沸騰特征數(shù)，見式(6－28)；

hl—液相單獨(dú)流過時的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，由下式計算：

(6－30)

式中：Rel＝Gde/μl，為液相雷諾數(shù)；

de—當(dāng)量直徑，取板間平均流道寬度的2倍，m；

μl、μw—分別為液相粘度及壁溫下的液相粘度；其余符號意義同前。第八十頁，共258頁。3．單組分制冷劑在滿液式蒸發(fā)器中的沸騰換熱制冷劑在水平光管束外大空間內(nèi)沸騰時，廣為采用的計算式仍為米海耶夫大容器飽和沸騰公式，沸騰表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為ho為

(6－31)

式中的系數(shù)a和指數(shù)b與制冷劑種類及熱流密度有關(guān)，由對制冷劑的實驗得出。當(dāng)熱流密度q≤2100

W/m2時對于R717：a＝103，b＝0.25

當(dāng)熱流密度q＞2100

W/m2時對于R717：a＝4.4(1+0.77t0)，b＝0.7，t0為蒸發(fā)溫度。對于低肋管，氟利昂的沸騰表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與光管相近。第八十一頁，共258頁。4．表面式蒸發(fā)器空氣側(cè)強(qiáng)迫對流換熱

(1)干工況

表面式蒸發(fā)器換熱過程中，濕空氣的含濕量保持不變的工作狀況稱為干工況。由于叉排管束對流換熱性能好于順排，目前表面式蒸發(fā)器多采用叉排。對平直套片叉排的蒸發(fā)器，當(dāng)排數(shù)為4～8排時，管外對流換熱的傳熱因子由如下的麥克奎勛(McQuistion)關(guān)聯(lián)式計算：

(6－32)

式中：j為傳熱因子；Red為以管外徑為特征尺度的空氣雷諾數(shù)；第八十二頁，共258頁。

ρa(bǔ)—空氣的密度，kg/m3；

cp—空氣的比定壓熱容，kJ/(kg·K)；

do—管外徑，m；

μa—空氣的粘度，Pa·s；

At、Ao—分別為總外表面面積與光管管束的外表面面積，m2。當(dāng)排數(shù)小于4時，上式應(yīng)進(jìn)行排數(shù)修正，計算式為

(6－33)

式中：N—管排數(shù)。在做換熱器設(shè)計計算時，還應(yīng)求得肋片效率。平直套片的肋片效率可由下式計算：

(6－34)第八十三頁，共258頁。

式中：，為肋片參數(shù)；

λf—肋片材料的熱導(dǎo)率，W/(m·K)；

δ—肋片厚度，m；

h'—肋片的折合高度，m。折合高度h'可按下式計算：

對長方形翅片，，ρm＝B/do，其中A和B為長方形的長邊與短邊，A＝B時則為正方形。對六角形翅片，，ρm＝B/do，其中A和B分別為六角形的長對邊距離與短對邊距離。正方形肋片及六角形肋片對應(yīng)于管束的順排及叉排，如圖6－23所示。對條縫形、波紋形肋片，可參見有針對性專用關(guān)聯(lián)式。第八十四頁，共258頁。

圖6－23正方形肋片與六角形肋片第八十五頁，共258頁。(2)濕工況當(dāng)濕空氣流過表面式蒸發(fā)器時，如翅片表面溫度低于空氣的露點(diǎn)溫度，空氣中含有的水蒸氣將在翅片表面上凝結(jié)，一般稱為結(jié)露。結(jié)露對換熱的影響主要表現(xiàn)在：由于液膜的波動，流經(jīng)蒸發(fā)器的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)將增大；在顯熱對流換熱的同時發(fā)生水蒸氣凝結(jié)的潛熱傳遞，上述兩方面的影響使凝露時的總傳熱系數(shù)比干工況時高出30%～50%。然而，濕工況時肋效率明顯下降，最大可下降30%。由于表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與翅片效率起著相反的作用，因而總傳熱系數(shù)比干工況時只增加10%左右。第八十六頁，共258頁。

結(jié)露時由于析出的水分附著在翅片表面上，使空氣流過蒸發(fā)器的阻力大為增加。當(dāng)液膜連結(jié)成為“液橋”時，對傳熱和流動均不利。因而，濕工況下工作的表面換熱器，肋片間距應(yīng)大于干工況時的肋片間距。在風(fēng)機(jī)功率不變條件下，空氣阻力的增加使?jié)窆r下的風(fēng)量明顯低于干工況下的風(fēng)量。為了解決這一問題，國內(nèi)外已研制成功親水膜表面處理技術(shù)，在翅片表面上涂覆親水性的涂層，包括特殊的樹脂漆、合成硅石和一些表面活性添加劑。涂覆的方法是對整個翅片管束進(jìn)行整體浸涂。這些涂覆層的作用是盡可能減小水和翅片表面的潤濕角，使凝結(jié)水膜極易從翅片表面流下。與不涂覆的翅片比較，經(jīng)涂覆處理后的翅片表面，其濕工況時的阻力可減小40%。第八十七頁，共258頁。

當(dāng)蒸發(fā)器表面溫度低于水的凝固點(diǎn)時，從濕空氣中析出的凝結(jié)水還會凝固在表面上形成霜層，表面結(jié)霜后對蒸發(fā)器性能的影響主要為：在肋片外表面附加了霜層的導(dǎo)熱熱阻；結(jié)霜使肋片間的空氣通流截面變窄，在風(fēng)機(jī)功率一定的情況下，由于阻力增大，風(fēng)量減小，使空氣與霜層表面間的對流換熱減弱。二者相比較，后者的影響更大。對于肋片管式蒸發(fā)器，霜層厚度隨時間的變化可由下式估算：

(6－35)

式中：—最窄截面中的質(zhì)量流速，kg/(m2·s)；

—空氣的相對濕度；

Ct＝0.94～0.97，為溫度系數(shù)；τ—結(jié)霜時間，h。第八十八頁，共258頁。5．其他條件下的單相對流換熱

(1)空氣自然對流換熱自然對流表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)遠(yuǎn)小于強(qiáng)迫對流，在計算此類空氣冷卻器空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)時，必須同時考慮空冷器表面與外界的輻射換熱。因為在室溫條件下，輻射換熱與自然對流換熱處于同一數(shù)量級，如計算冷庫內(nèi)冷卻排管與空氣間的換熱時，輻射換熱所占的比例就較大，有時可占總換熱量的40%～50%。冰箱中常見的管板式和吹脹式蒸發(fā)器，可看作是一種復(fù)雜的翅片式換熱器，其肋化系數(shù)仍可定義為蒸發(fā)器外表面面積與管外表面面積之比。一般冰箱的管板式蒸發(fā)器，其肋化系數(shù)在3.5～4.5之間，而吹脹式蒸發(fā)器的肋化系數(shù)第八十九頁，共258頁。

在4.5～6.0之間。為了精確計算蒸發(fā)器外表面的自然對流換熱和輻射換熱，必須首先計算出外表面(翅片表面)的溫度分布，而翅片表面的溫度分布又與局部表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)相符合。因此，迄今為止尚無通用的計算方法、目前主要仍依賴經(jīng)驗數(shù)據(jù)，一般家用冰箱采用的管板式與吹脹式蒸發(fā)器的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)在11～14

W/(m2·K)之間(未結(jié)霜狀態(tài))。

(2)管內(nèi)強(qiáng)迫對流換熱制冷機(jī)管內(nèi)的流動多數(shù)為湍流，可采用廣為應(yīng)用、形式簡單的迪圖斯－玻爾特(Dittus－Boelter)公式進(jìn)行計算，公式為

(6－36)

式中：λ—流體的熱導(dǎo)率，W/(m·K)；

di—管內(nèi)徑，m；定性溫度取流體平均溫度。第九十頁，共258頁。

計算Re時，取u為流體的平均速度，m/s。式(6－36)的適用范圍是Ref＞104以及Prf＝0.7～2500。如果管道截面不是圓形，特性尺度應(yīng)取其當(dāng)量直徑de，但對偏離圓斷面形狀較遠(yuǎn)的通道，最好采用專用關(guān)聯(lián)式。流體在螺旋管內(nèi)或螺旋形槽道內(nèi)流動時，換熱過程有所增強(qiáng)，其換熱系數(shù)可先按式(6－36)計算，再乘以由下式計算的校正系數(shù)：

(6－37)

式中：R—螺旋管的曲率半徑，m。第九十一頁，共258頁。(3)管束外橫向繞流時的對流換熱對于光管束強(qiáng)迫對流，當(dāng)流體流動方向與管軸線垂直，Ref＝200～2×105時，平均的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)可按下列關(guān)聯(lián)式計算：空氣：順排管束

(6－38)

叉排管束

(6－39)

液體：順排管束

(6－40)

叉排管束

(6－41)第九十二頁，共258頁。

計算時取管外徑do為特征尺度，流體的平均溫度為定性溫度。確定Ref時，取通道最窄截面上的流速umax。由于前排對后排的擾動，管束表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)隨管排數(shù)增加而增大。這種影響一般在10排以上管束可忽略不計。對于沿流動方向有n排管子的管束，上述公式的計算值應(yīng)乘以管排校正系數(shù)εn，具體數(shù)值見表6－3。表6－3管排校正系數(shù)εn總排數(shù)12345678910以上εn(順排)0.640.800.870.900.920.940.960.980.991.0εn(叉排)0.680.750.830.890.920.950.970.980.991.0第九十三頁，共258頁。

當(dāng)流體在具有折流板的殼管式換熱器管束外流動時，對鏜削筒體，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為

(6－42)

筒體不鏜削時，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)略低，計算公式為

(6－43)

計算時取流體的平均溫度為定性溫度；取管外徑為特性尺度；Ref按殼體中心線附近管間橫流截面上的流速與折流板缺口處流速的幾何平均值計算。第九十四頁，共258頁。三、蒸發(fā)器的傳熱計算

1．流動壓力降在蒸發(fā)器中，被冷卻介質(zhì)的流動阻力直接影響制冷系統(tǒng)的運(yùn)行工況，因而也影響著系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性。下面對幾種典型蒸發(fā)器可能涉及到的流動壓降計算作簡要敘述。

(1)干式殼管式蒸發(fā)器干式殼管式蒸發(fā)器中的流動壓降，包括管內(nèi)制冷劑沸騰兩相流動壓降與殼側(cè)載冷劑的流動壓降。管外液體載冷劑縱向混合流動，使用圓缺形折流板時，縱向流速ub是折流板缺口中的流速，如圖6－24所示。第九十五頁，共258頁。

圖6－24干式殼管式蒸發(fā)器殼側(cè)的流通截面第九十六頁，共258頁。(6－44)

式中：qV—體積流量，m3/s；

Ab—折流板的缺口面積，m2。

橫向流速uc為殼體中心線附近的流速，即

(6－45)

式中：Ac—橫向流通面積，m2。若折流板的缺口高度為H，其中包含有n根傳熱管(圖6－24中，n＝5)，管外徑為do，則

(6－46)

式中：Kb—折流板缺口面積的折算系數(shù)，其值見表6－4。第九十七頁，共258頁。

表6－4Kb的數(shù)值如果上、下折流板的缺口面積不同，應(yīng)取兩者的算術(shù)平均值。Ac是殼體直徑附近的流通面積，按下式計算：

(6－47)

式中：nc—?dú)んw直徑附近的管數(shù)；

s—折流板間距，m。在蒸發(fā)器兩端，為了安裝進(jìn)、出口管而使折流板的間距較大，此時應(yīng)取加權(quán)平均值。H/Di0.150.200.250.300.350.400.45Kb0.07390.1120.1540.1980.2450.2930.343第九十八頁，共258頁。

載冷劑壓降由四部分組成：流經(jīng)進(jìn)、出口管接頭時的阻力；流經(jīng)折流板缺口時的阻力；沿管子縱向流動時的阻力；橫掠管束時的阻力。流經(jīng)每塊折流板缺口時的阻力為

(6－48)

流體橫掠管束時的阻力為

(6－49)

阻力系數(shù)f與管子的中心距s及流體的流動情況有關(guān)，層流(Re＜100)時

湍流時第九十九頁，共258頁。

其余兩項阻力按一般的公式計算。制冷劑在管內(nèi)流動沸騰的壓力降包括沿程阻力Δpl及局部阻力Δpm兩部分，即

(6－50)

其中

(6－51)

式中：f—沿程阻力系數(shù)；l—傳熱管的長度，m；

di—管內(nèi)徑，m；N—為流程數(shù)；

ug—制冷劑飽和蒸氣的流速，m/s；

ρg—制冷劑飽和蒸氣的密度，kg/m3；

ψR—兩相流動阻力換算系數(shù)，與制冷劑的種類及質(zhì)量流速有關(guān)，R22的數(shù)值見表6－5。第一百頁，共258頁。

表6－5兩相流動時R22的流動阻力換算系數(shù)沿程阻力系數(shù)f為

(6－52)

式中，Reg為對應(yīng)于單根管內(nèi)平均流速的制冷劑飽和蒸氣雷諾數(shù)，特征尺度為管內(nèi)徑。實驗表明，沿程阻力約占總阻力的20%～50%，因而總阻力為

(6－53)gugkg/(m2·s)406080100150200300400ψR0.530.5870.6320.670.750.820.981.2第一百零一頁，共258頁。(2)表面式蒸發(fā)器空氣流動壓降空氣橫向流過整體肋片管式換熱器時，流動壓降可由下式計算：

(6－54)

式中：

—最小流通斷面處空氣的單位面積質(zhì)量流量，kg/(m2·s)；

n—管排數(shù)；

ρ—以平均溫度為定性溫度的空氣密度，kg/m3；

f—摩擦阻力系數(shù)，由下式計算：

(6－55)第一百零二頁，共258頁。

式中：μ—空氣的粘度，Pa·s；do—光管外徑，m；

sl—管間距，m；s—肋片間距，m；

de—當(dāng)量直徑，按下式計算：

(6－56)

式中：Ao、Af—單位長度光管面積及單位管長的肋片面積，m2；

nf—單位管長的肋片數(shù)。第一百零三頁，共258頁。2．蒸發(fā)器設(shè)計的一般原則

(1)滿液式蒸發(fā)器這種蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)簡單，可用于封閉式鹽水循環(huán)中。設(shè)計滿液式蒸發(fā)器時，先給定制冷劑種類，壓縮機(jī)型式、壓縮機(jī)的額定運(yùn)行工況，并按這些給定的條件確定蒸發(fā)器的傳熱面積和結(jié)構(gòu)。

設(shè)計時，幾個主要參數(shù)的選擇如下：

1)結(jié)構(gòu)型式滿液式蒸發(fā)器中，制冷劑液體由底面或側(cè)面進(jìn)入，產(chǎn)生的蒸氣從上部引出。為了使蒸氣中的液滴分離出來，小型蒸發(fā)器常在殼體上部焊接一個氣包，大型蒸發(fā)器則在上部留出一定的分離空間或裝有分離擋板等液滴分離裝置。蒸發(fā)器運(yùn)轉(zhuǎn)時應(yīng)有1～3排管子露在液面以上,第一百零四頁，共258頁。

以防止液滴帶出。這幾排管子會被蒸氣帶上來的液體潤濕，仍能起傳熱管的作用。在氨蒸發(fā)器中一般采用鋼管，在氟利昂蒸發(fā)器中常采用低螺紋銅管。

2)鹽水與水流速度的選擇氨蒸發(fā)器常用于冷卻鹽水，由于鹽水對鋼管的腐蝕性較大，故選用的流速較低，約為0.5～1.5m/s。氟利昂蒸發(fā)器用于冷卻淡水，蒸發(fā)管采用低螺紋管或鋸齒形柱片管，水在管內(nèi)的流速約為2.0～2.5m/s。

3)水在蒸發(fā)器內(nèi)的溫降水在蒸發(fā)器內(nèi)的溫降一般都在4～5℃之間。降溫過大會使水與制冷劑之間的傳熱溫差減小，傳熱面積增大。溫降過小會使水流量增大，水泵耗功增加。第一百零五頁，共258頁。(2)干式殼管式蒸發(fā)器干式殼管式蒸發(fā)器具有制冷劑填充量少，便于把蒸發(fā)器中的潤滑油排回壓縮機(jī)等優(yōu)點(diǎn)。由于載冷劑在管外，所以冷損較小，并且還可減少凍結(jié)的危險性。在制冷系統(tǒng)中不用儲液器，因而機(jī)組的重量和體積較小。但這種蒸發(fā)器有載冷劑側(cè)泄漏較嚴(yán)重、制冷劑在管內(nèi)分配不均勻等缺點(diǎn)。設(shè)計時應(yīng)給定額定工況下的制冷量，然后根據(jù)以下原則選擇主要參數(shù)。

1)制冷劑質(zhì)量流速的選擇在額定工況下，制冷劑質(zhì)量流速的選擇對于干式蒸發(fā)器的設(shè)計具有重要的意義。質(zhì)量流速愈大，制冷劑在管內(nèi)蒸發(fā)時的換熱系數(shù)愈高，因而傳熱性能提高，但制冷劑在管內(nèi)的阻力也增加，這將使制第一百零六頁，共258頁。

冷劑的進(jìn)出口的溫差增大。在制冷劑出口溫度不變的前提下，制冷劑入口溫度的提高將使制冷劑與載冷劑之間的對數(shù)平均溫差減小。因此，存在一個最佳質(zhì)量流速，此時單位面積的熱流量為最大值，這就是干式蒸發(fā)器存在最佳設(shè)計的概念。因為最佳質(zhì)量流速與管子的規(guī)格及流程數(shù)等因素有關(guān)，故最佳設(shè)計方案要通過多次計算和比較才能確定?？紤]管內(nèi)沸騰的壓降后，順流布置的平均溫差大于逆流的平均溫差，因此應(yīng)盡可能使蒸發(fā)管的布置為順流。

2)流程數(shù)的選擇流程數(shù)的選擇與管型有關(guān)。采用內(nèi)肋管時，一般都選二流程的U型管結(jié)構(gòu)，可以防止制冷劑轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生的氣液分離現(xiàn)象。采用光管時，可選擇四流程或六流程。第一百零七頁，共258頁。3)載冷劑降溫的選擇在氟利昂水冷卻器中，水側(cè)的溫降一般為4～6℃。

4)載冷劑側(cè)折流板數(shù)的選擇在干式殼管式蒸發(fā)器中，載冷劑在管外流動。為了保證載冷劑橫向流過管束時有一定的流速(0.5～1.0m/s)，必須沿筒體軸向布置一定數(shù)量的折流板。折流板數(shù)應(yīng)根據(jù)載冷劑橫向流過管束時的平均流速決定。圓缺形折流板的缺口尺寸對管外側(cè)載冷劑的換熱效果影響很大，缺口愈小傳熱效果愈好，但相應(yīng)