干式蒸发器设计手册

概述

图1是干式蒸发器的结构示意图。它的传热面由换热管束构成,换热管的两端固定在管板上,管束与管板再封装在外壳内,外壳两端为管箱。制冷剂从管箱上的入口流进管子里,再经管箱上的出口流出,这条路径成为管程。另一种流体(水或者盐水)从外壳上的连接管进出换热器,这一条路径称为壳程。为增加流体在管外空间的流速,以提高管外换热系数,同时防止换热管振动,一般在筒体内会间隔安装折流板。

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图1 干式蒸发器结构示意图

干式蒸发器通常采用带内齿的强化换热管,其结构如图2所示,表格中的数据是一个3/8in换热管的结构参数。有关换热管的信息可以参考约克工程标准R-712及R-1054。

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图2 干式蒸发器换热管结构示意图及结构参数

设计要求

设计要求包含蒸发器设计条件及蒸发器结构限制条件,如表1所示。设计要求一般由产品工程师根据系统要求来确定。

表1 干式蒸发器设计要求

设计条件结构限制条件
制冷剂 换热管类型 
载冷剂 换热管直径in
换热量kW换热器长度最大值m
蒸发温度吸气管直经mm
冷凝温度进液管直径mm
过冷度  
载冷剂进/出口温度  
载冷剂侧压降kPa  

常用干式蒸发管有3/8in,5/8in,1/2in几种规格。从换热及成本方面考虑,小直径换热管要优于大直径换热管。因而2流程换热器推荐采用3/8in换热管。4流程换热器可以考虑采用大直径换热管。

干式蒸发器有直管和U形管两种类型。U形管换热器仅有一个管板,成本较低,管束可以从壳体内抽出,便于检修和清洗。但管束中间部分的管子难以更换,又因为管束最内层的管子弯曲半径不能太小,在管板中心部分布管不紧凑,所以管子数不能太多,而且管束中心部分存在间隙,使壳程流体容易短路,影响壳侧换热。另外,换热管U形弯部分容易因流体诱发的振动而相互碰撞,可靠性较差。当前制冷行业干式蒸发器发展趋势是采用小直径直管结构,这样既有较好的成本优势,又有较高的可靠性。本手册以3/8in直管蒸发器为例,介绍干式蒸发器设计的一般准则。

基本设计参数确定

3.1 布管方式

换热管在管板上的排列,应力求分布均匀、紧凑,也需考虑清洗和整体结构的要求。基本的排列方式如图3所示。

干式蒸发器一般采用正三角形或转角正三角形布管方式, 3/8in换热管间距一般为12.7mm,如果工艺允许的话,此间距还可以更小。

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图3 换热管排列方式

通常有折流板缺口区布管(TIW)和不布管(NTIW)两种结构,如图5所示。TIN布管方式因为结构紧凑,换热器筒体直径可以较小。但由于缺口区换热管支撑距离较大(为非开窗区支撑距离的2倍),其可靠性较差,容易由于振动而破坏换热管。如采用NTIW布管方式,所有换热管支撑距离相等,可靠性较好,但要求换热器筒径较大。在干式蒸发器设计中,推荐优先采用NTIW布管方式。

3.2 换热管长度

换热管长度是换热器设计的关键参数之一,一般是在满足换热量及机组结构限制的前提下,根据成本最优原则优化得出。如表2所示实例,经过优化设计,换热管重量降低了7.9%。

表2 换热管长度优化实例

 制冷量(kW)蒸发温度(℃)换热管数量换热管长度(m)换热管重量(kg)
原设计3514.026401.904152.32
优化设计3514.024792.342140.23

干式蒸发器设计时,还应注意,随蒸发温度的升高,换热器成本会急剧增加,因而在系统设计时,不应该将蒸发温度设计过高。图4是对某351kW换热器设计不同蒸发温度时所需换热管重量的比较,可以看出,换热管重量随蒸发温度呈指数增长。

图4 蒸发温度与换热管重量的关系

3.3 折流板

折流板的作用有两个:

  • 增加壳侧流体行程及扰动,从而增大壳侧换热系数;
  • 支撑换热管,以减小其由于壳侧流体冲击而产生的振动破坏。

折流板的数目及缺口高度对换热器可靠性,壳侧压降及换热均有很大影响,需要由可靠性、换热量及壳侧压降等限制条件来确定。如壳侧进出水管布置在同一侧,应该采用奇数折流板。

使用折流板常有泄露及振动问题需要克服,所以折流板间距必需合理。间距过大,换热管支撑距离较大,其振动幅度也会变大,且壳侧流速变小,影响传热效率。间距过小,壳侧流动阻力变大,换热管受到的冲击力也较大。一般地,最小折流板间距为壳体直径的1/3~1/2,且不应小于50mm。对铜管材,无支撑的最大间距应为150do0.74

单弓型折流板的缺口高度可为直径的10%~40%,研究表明,在相同的压力降下,缺口高度为直径20%的折流板将获得最好的传热效率。

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  • TIW  (b) NTIW

图5 布管方式示意图

3.4 进出口折流板间距

进出口折流板间距通常不是等于中间部分折流板间距,而是由进出口接管直径来确定。一般地,进出口折流板间距要大于中间部分折流板间距,因而设计时要对进出口部分换热管的可靠性特别小心。

3.5 换热器筒径

对TIW布管方式,换热管数量是唯一影响换热器筒径的因素。对NTIW布管方式,换热器筒径由换热管数量及折流板缺口比例来决定。换热器筒径对壳侧及管侧压降均有影响。

3.6 各流程换热管数量分配

各流程换热管数量由成本最优原则来确定。考虑到回油可靠性,一般应满足:第一流程换热管数占总换热管数量的百分比应控制在42%~45%

3.7 壳侧进出口接管直径

壳侧进出口接管直径由换热管振动可靠性及接管腐蚀可靠性来确定,相关准则见表2。接管直径越小,成本越低。

3.8 间隙

干式蒸发器壳侧流体流动可以分为如下五种流路:

流路A:折流板管孔与管子之间的泄露流路,这部分流体与管子之间存在换热。York PA推荐折流板管孔与管子之间的间隙为0.25mm

流路B:错流流路,这部分流体是主要参与换热的流体。

流路C:管束外围与壳体内壁之间的泄露流路,这部分流体会有一部分换热贡献。为提高换热效率,应当尽量减小管束与筒体内壁的间隙,有时需加档管强迫这部分流体流入管束中。York PA推荐管束外围与壳体内壁之间的间隙值为9.4mm。

流路E:折流板与壳体内壁之间的泄露流,这部分流体只有与其它流体混合才会起到换热作用,设计时应尽量减小此泄露流。York PA推荐的折流板与壳体内壁之间的间隙值为1.02mm。

流路F:管程分程隔板处的中间穿流流路。设计时通常需加档管以减小这部分流体。

干式蒸发器中壳侧流体流动如图6,图7所示。

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图6 干式蒸发器壳侧流体的流动模型

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图7 干式蒸发器壳侧流动速度分布图

3.9 制冷剂分配器

制冷剂分配器安装在进液管与管板之间,目的是提高制冷剂分配的均匀性,以提高换热效率,并提高回油可靠性。制冷剂分配器的设计通常需要借助CFD分析手段。图8是一典型的制冷剂分配器及第一流程管内流速的分布情况。因为制冷剂在后管箱会二次混合,第二流程制冷剂分配一般很均匀,无需作过多考虑。

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图8 制冷剂分配器及其效果

干式蒸发器可靠性分析

4.1 干式蒸发器内换热管振动原因

4.1.1 概述

干式蒸发器主要的破坏原因为换热管振动,换热管振动原因可以归纳为:

  • 漩涡脱落
  • 紊流抖振
  • 流体弹性激振
  • 声共鸣

管束在不连续频率上的振动,主要取决于管子系统的固有频率、系统阻尼及流动特性。

4.1.2 漩涡脱落

流体横掠传热管时,其尾部漩涡在流动雷诺数大到一定程度后便在管子两侧周期性交替脱落,产生周期性的升力和阻力,导致管子振动。图9为两管排间的漩涡脱落示意图。图10指出了漩涡脱落诱发管子振动可能的范围,可以看出,只有在雷诺数和以管子固有频率为一句的Strouhal数的特定结合下,管子才可能振动。

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图9两管排间的漩涡分离

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图10 漩涡脱落诱发的振动位置图

4.1.3 紊流抖振

换热器内几乎到处都存在紊流流动。紊流中脉动变化的压力和速度场不断拱给管子能量,当紊流脉动的主频率与管子的固有频率新近时,转子吸收能量并产生振动。图11指出了紊流能谱与作用在管子上的力及振动响应之间的关系

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图11 紊流能谱与作用力及振动响应之间的关系

4.1.4 流体弹性激振

当管束中任何管子在其原始位置上发生瞬时唯一,都会改变周围的流场,破坏相邻管子上力的平衡,使之产生位移而处于振动状态。当流体速度大到某一程度,流体弹性力对管束所做的功大于管子系统阻尼作用消耗的功,管子的响应振动振幅将迅速增大。

流体弹性激振一般是在已有其他机理(如紊流抖振和漩涡脱落)诱发起管子运动的情况下产生的。其特点是:流体速度一旦超过某一临界值并稍有增加时,振幅即有大幅度增加。这种振动在流体速度减小到远低于初始速度时仍会持续下去。

研究表明,流体速度较低时,振动可能由漩涡脱落或者紊流抖振引起,而在速度较高的区域,诱发激励则主要是流体弹性激振,如图12所示。

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图12 流体横掠速度与振动振幅

4.1.5 声共鸣

流体流过换热器管束时,可能会产生一个既垂直于流动方向又垂直于管子的驻波,并在换热器内壁之间穿过换热管来回反射,如图13所示。同时,流体横掠管束时,在管子后面形成漩涡分离。驻波在来回反射的过程中,漩涡分离的能量不断输入,当驻波的频率于漩涡分离的频率相耦合时,便会引起振动和强烈的噪声。声共鸣一般产生于气体流体中。

图13 管束中的声波

4.2 防止振动的措施

流体速度是引起振动的一个关键因素,降低流速可以防止振动。降低流速可通过调整折流板间距及折流板开窗尺寸等方式实现。但在绝大多数情况下,流速降低意味着传热系数下降,传热能力也随之下降。

提高传热元件的固有频率是防止振动的另一个关键因素。减小跨距与有效质量,增加材料的弹性模量与惯性矩,都可以提高传热元件的固有频率。

管壁厚度对圆管固有频率的影响较小,增加管壁厚度并不能像想象的那样可以增加固有频率。圆管直径对固有频率的影响较大,增加直径可以有效地防止振动。

在折流板边缘处适当增加管间距对防止振动破坏具有积极作用。图14表示了两种不同的折流板形式,直边折流板边缘处的管子间距较大,其防止振动破坏的性能优于传统的半圆弧边折流板的布置方式。

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图14 折流板布置方式

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用折流带代替折流板可以提高系统的固有频率,避免产生共振。图15为两个折流板中间具有等距的折流带的流动情况,可以看出流体流速并未因此大幅度提高。

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图15 折流带的布置及流体流动情况

用折流棒代替折流板也可以降低换热管振动。折流棒的形式如图16所示。

图16 折流棒的形式

在管束中假如平行于管子的隔板,可以有效的防止声腔共振。这是由于这种隔板与驻波方向垂直并改变了驻波的形成,从而使声振动得以消除。

4.3 可靠性设计准则

York PA开发的干式蒸发器设计软件FDEM中有换热器可靠性分析模块,相应准则如表3所示。

表3 可靠性准则

Erosion Parameters (From FDEM)
ItemsCriteria
rV2Bundle(kg/m- s2)<6000
rV2Nozzle (kg/m- s2)<2400
rV2shell  (kg/m- s2)<6000
Vibration Parameters (from FDEM)
ItemsCriteria
Fluidelastic Instability, Span1_FEISpan2_FEI<0.6
Vortex Shedding, Span1_VFSSpan2_VFS< 0.6

另外,在商业软件HTRI中也有相似的分析模型,不适合用FDEM进行分析的换热器,可以采用HTRI软件进行振动分析。

设计软件

FDEM为York PA开发的一款干式蒸发器设计软件,其输入输出均为文本文件,可以很方便的与优化软件集成,实现换热器优化设计。表4为一个干式蒸发器设计所需的一些输入条件,表5为FDEM设计输出参数。图17给出了污垢系数为0.086 m2.k/Kw时FDEM预测的性能与试验结果的比较。可以看出,有80%的计算结果误差在±10%以内。

表4 干式蒸发器设计输入条件

InputValueSource
RefrigerantR-22 
Heat Transfer FluidWater 
CapacityDetermined by model 
HTF inlet temperature12℃ 
HTF outlet temperature7℃ 
Max. and Min. HTF Flow RatesTBD 
Fouling0.044 m2-k/kw 
Number of Refrigerant CircuitsDetermined by model 
Number of Passes2Assumed
Refrigerant Inlet state7℃ SubcooledAssumed
Refrigerant Outlet state3.5℃ SuperheatAssumed
Maximum Shellside Pressure Drop at Design Conditions70KpaAssumed
Oil Concentration1.0% by WeightAssumed
Maximum Shell DiameterTBD 
Maximum Shell LengthTBD 
Design FeedbackSpecific Design ModificationsDrafting, Manufacturing Center, Code Group and Core Team

表5 干式蒸发器设计输出参数

OutputValue
Type of TubeWolverine DX
Tube OD3/8 in
Tube length2.446m
Number of Tubes942
Number of Circuits2
Number of Passes2
Tube Count per Pass1st pass = 44.8%2nd pass = 55.2%
Tube Layout30° Triangular
Tube Pitch12.7mm
Number of Baffles9
Baffle Cut17%
Baffle Spacing216mm
Baffle Thickness3mm 
Shell ID500mm
Size of Refrigerant Inlet Connections1-3/8 in ODF
Size of Refrigerant Outlet Connections3-1/8 in ODF
Number of Tie Rods8
Tie Rod Diameter¼ in
Diameter of Water Connections8 in
Most Similar Previous DX EvaporatorNone
Compressor Saturation Discharge Temperature at Design Conditions57℃
Inlet State25% Quality
Outlet State5.4℃ Superheat
Design Capacity207.6 ton
Predicted Evaporator Saturation Temperature at Design Capacity4.55℃
Predicted Shell side Pressure Drop at Design Capacity83.3Kpa
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图17 FDEM预测蒸发温度与测试值之比较

参考文献

Thors, P. and Bogart, J., 1994, “In-tube Evaporation of HCFC-22 with Enhanced Tubes,” Enhanced Heat Transfer, Vol. 1, No. 4, pp. 365-377.

Valiya Naduvath, M., 2001a, “DX Evaporator Design Process,” Advanced Engineering Process, October 11, 2001.

Valiya Naduvath, M., 2001b, “110-ton R-22 DX Evaporator for the YCAL Chiller,” York Internal Memorandum, October 15.

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