设计计算集成管箱型管壳式换热器的设计分析管海清，马太杨俊兰，李敏霞天津大学热能研究所，天津30007符号说明A换热管截面积E加强因子G002质流率D换热管内径D0管子外径，h液相换热系数，d池沸腾换热系数kflll壁温为定性温度的导热Ai，idk以流体温度为定性温度y温度对计算管子壁厚的修1系数a附加厚度腐蚀磨损和机械强度；foj管材在设计温度下的许用应力，i许用应力的修正系数ft.di壁温为定性温度的密度Auk以流体温度为定性温度P，气密度叫液动坫度E1直管壁厚度负偏差系数，直竹公称，厚质换热器要小，在整体性能上也比传统工质换热器1前言到2000年，世界每年由于汽车空调和单元式空调器导致的氯氟烃排放量为10万吨其相应的全球变暖趋势与151万吨002的排放量相约，这些空调系统消耗动力而产生的间接，排放量更是大得惊人17.随着环保意识的提，人们开始寻找安全无巧的自然。质。　　032作为自然工质具有些独特的优势对环境无害，=0，贾=1；优良的经济性，且无回收问良好的安全性和化学稳定性。此外，2还具有与制冷循环和设备相适应的热力学性质。，的位容枳制冷*为2264，足把2的5.12倍，以2值较小，使得在低压下两相流动较为均匀，有利于节流后各回路间工质的均匀分配；较小的面张力能够提高沸腾1的蒸发换热系数，其良好的输运和传热性质可以著减小压缩机换热器的尺寸史整个系统非常紧凑。所以前国际制冷学会主席01加认为，32是无可取代的制冷工质，并提出跨临界循环理论，指出其可望在热泵领域发挥重要作用。然而实际的技术应用中实现，2跨临界循环，主要存在两个问是系统效率较低，可以通过以热，不或者汗发膨胀机来叫收部分膨胀功的衍去来提高系统效中。运行卡力较高，必须充分考虑系统的安全性。　　由于，跨临界循环运行高压压力高达所以常彻坊似以的换热器非常笨札设较为紧凑的换热器很有必要。另外由于，2单位容积制冷量大，流动和传热性能好，使得设计紧凑高效适于，2汽车空调的微通道换热器并对其传热特性进行了分析。研究结果明管径为8，1的微通道换热器无论在体积。还足质晴上都比代统要好。但是如果换热管的内径太小，流动阻力和润滑汕对换热的影响将+，忽略，而且现有的2换热器研宄主要集中在03空气换热器研宄和032流体的传热学研宄。设计合适的，水换热器，提高换热器的效果是，跨临界循环热泵系统研究开发的个重要方，2集成管箱型管壳式。2换热器设计在实际的技术应用中实现0，2跨临界循环，存在定的问。因为普通换热器的结构是管板将换热管簇固定，穿入壳体，然后通过密封垫和螺栓将端盖管板和壳体法兰锁紧固定。工质由端盖的入口管进入管箱，经固定管板流入各换热管道。管侧或壳侧换热工质压力较大时，将容易在管板两侧端盖符板管板与壳体法兰连接处泄制。如果使高温高压换热器，则需要按照压力容器设计标准，将换热器的端盖和封头设计得较7.并选择高强度的螺检致使整个换热器设备较为笨重对厂七跨临界循环系统换热器而言，管侧流动的是，2工质，换热符的内侧压力相对较高。而壳侧流动的是水。基本是常压，因此采用高温高压换热器则会造成系统设备总成本的提高。　　2.I结构特点针对，单位容积制冷量大，流动和传热性能良好的特点，设计了集成管箱型管壳式换热器。其主竖组成部分集成管箱，体。换热管。折流板，紧固螺栓等。换热管的入口管段设计成集成管箱，集成管箱含有千管和支管，集成管箱与传统式的固定管板合成个整体并且作为换热器的端盖。山集成管箱既作为换热器的端盖，又将管程流体的入口管段与各换热管组成体并形成工质分配段，因此可承受较大工质侧的压力，并使工质具有良好力等级要求，又便于压力测试时进行正打压。流体进入集成管箱经千管均匀流入支管即进入换热管近经过与壳侧的流体换热后汇集到下符流出。　　与普通的换热器相比没有单独的端盖或管板，耐压尚且重量轻，结构简单，制造安装和维护简便易行，可满足对于2跨临界循环特性的特定要求，22换热器管路的安全性分析，跨临界循环系统的安全性非常重要，在换热器的设计中首先要对管路的安企性进行分析。直管承受内压其*小壁厚的计算式为按直管直管承受内压时，其计算壁厚的计算式为按直管外径确定弯管的*小壁厚根据其弯曲半径按衣1确定，且弯管任何点的实测*小壁厚不得小于直管*小弯管前所曲径采用直管的*小壁厚弯曲半径采用直管的*小壁厚6倍管子外径4倍管子外径5倍竹子外径3倍管子外径时，设计管内压力10河35取附加厚度，为0.05，直管壁厚度负偏差系数4为其取值范围得*大值0.176，再取弯曲半径为3倍管子外径时的壁厚系数1.25，计算得可靠度在0.99999以上时，所需壁厚为0.92 1.不诱钢管材的许用应力，7都在1左，而且此类管道，小壁厚5都在1.2±0.12 1以内乐为1043时。强度站谷系数达1.32工程上般选125.显然，当0跨临界循环系统选用外抒小的首道做换热竹和连接管时，可直接使用此类钢管。在相同的壁厚时，外径壁厚规格为1.21.52.0钢管许刖应力为壁规格为1.21.52.0的钢管。　　2.3具体设计过程由于运行压力较高，换热器中，2流体的压降可以较大，可以适应相对复杂点的集成管箱的流动通道。在近临界区较高的定压比热对传热较为有利，但是也使跨临界，2循环的节流损失较大。因此气体冷却器出口的工质温度讨尸系统，有着重要的影响，所以气体冷却器出1处的温度应该尽量接近冷却水的口温度。据研允明17.体冷却器出口0，2的温度每降低系统，提高5.　　所以在0，2换热器的设计，换热管的径应该在技术可行的前提下尽量选得小点，换热管的数目要尽於大点，这杆方面可以提系统安全另方面可以增大换热面积，使换热效率得到提高，从而使整个系统性能得到提高。　　形式，可以用于，跨临界循环系统的蒸发器，各管之间通过5通连接。先在块钢板集成管箱；上打出的干管，并打出管侧流体进出口，然后在干管的垂直方向上根据实际需要打出数个与干管相通的支管。在金属板的另面打出与支管相通的固定管板，以便将换热管与固定管板上的管孔进行焊接，焊接时可以将管先胀下再焊，以保证连接的紧密性和可靠性，折流板预先与换热管邮好。克体的加工与普通管壳式换热器相同。换热管簇与集成管箱装配成个整体穿入壳体中，用紧固螺栓及密封垫与换热器壳体的法兰连接锁紧。集成管箱可以根据实际需要将换热器的管程分成单流程干管贯通或者双流程干管不贯通，实现普通换热器管箱内分程隔板的功能。集成管箱内只有些直径小于2，以得到有效保证。2为所设计的集成管箱型管壳循环系统的气体冷却器。　　1.壳体，+2.换热管，3.折流板，+4.紧固螺栓；5.前集成管箱6后集成管箱；7.干管，+8.支管302换热器设计中换热关联式的选择，2在蒸发器中换热过程是种较为复杂的两相流换热，干涸点前后的换热系数也有较大的不同。　　社13提出的关联式来计算，2超临界流体气体冷却器管内冷却过程的换热系数。　　3.1蒸，器内的对流沸腾换热系数002流体在蒸发器水平管内的对流沸腾换热，采用取迅5的拟合关联式计算。质流率范围500 3570以128，蒸发温度为510时，计算平均误差为32.5.　　考虑液滴影响的无量纲水力直径。　　管内流体流动时，液滴夹带对流沸腾换热的影响因子核态沸腾修正闪广干涸点以前的换热系数计算朽固点以后的换热系数计篦3.2气体冷却器管内冷却换热系，0，2超临界流体气体冷却器管内冷却换热可以采用出哪。1划36提出的联式，85的换热系数汁律仉误及沿围为，+.，平均，1邮1数，得1和分别是根据壁温和流体平均湍度沿；士也关联式党出的仍兄1数管壁你数根据工质入口速度计篦流体平均数根据流体平均速度十算得出。　　摩撩系数根据叩，关联式汁算。　　4结论对适于0，2跨临界循环的集成管箱型管壳实施过程，2对于0跨临界循环的集成管箱型管壳式换热器管路的安全性进行了分析，结果明大部分现有的不锈钢管都可以直接应用于下转第23页能保证安全可靠性此时相当于对式1取8.5.　　上面都是以式1作为基准来分析的，其它几个公式与2中的实验数据对比可以看出式1的计算值与实验*小临界失稳压力值十分接近若按；力值相等。可式9是通过实验得以修正的，因而其准确可靠性比较好。故按式9；的限进行外玉球形封头的设1*为合适，只须取稳定安全系数，介，其计算公式为实际上此时相对式⑴的失稳安全系数肌为是足够安全的，因而按式10设计外压球形封头是可靠的。　　4结论就本文介绍的儿种方法来乳小变形理论公9则能与实验相当吻合，且按其计算的结果皆能保证计兑位某木都小十或等于实验的*小值，对比实验数据和计算公式发现目前各，规范的失稳安全系数仍然趋于保守，包括人0规范也仍然如此，尽管其=10.0，而实际上相对于公式1取8.5己能保证安全。在该值下，设计基本。能保证实际失仰玉力为允许设计外压力的3倍左上接第20页换热器的换热管3002流体在管内的对流换热系数是换热器设计中的重要参数，文中给出了两种准确度较高的关联式分别用于蒸发器和气体冷却器中换热系数的计兑。　　31孙举仲。换热器；勺可靠性与故障分析4论。北；右即真实安全系数为3.0左右。　　3建议按公式9进行外乐球形封头设计。此时只要取，=3.025即可当尸按式1取爪取较大安全系数来弥补的设计方法相比具有说服力。　　全国压力容器标准化技术委员会。；81501989，钢制压力容器巧。　　玉华。半球壳外压稳定性的实验保讨锅炉压容器安全技术，1989，3.　　唐超，等。外压凸形封头设计计算方法探讨。石油化张石铭。化工容器及设备M.　　林国铨。薄壁球形外压容器形状误差对临界压力的影响刀。化工设备设计，1984，4.　　址福建泉州福建炼油化工有限公司。　　中国标准出版社，1998.　　冯长根。热爆炸理论肘。北京科学出版社，1992.　　生。通讯地址天津大学热能研宄所。