真空蒸发系统的最后一效蒸发罐、真空结晶罐等，都是在一定的真空度下操作的。形成真空的主要设备是冷凝器。将负压设备中的低压汁汽导入冷凝器，用冷水使蒸汽凝缩，从而产生真空。其中少量的不凝缩气体可由真空泵抽出，或者从喷射冷凝器中直接由水流带走。因此，冷凝器就成为糖厂真空装置不能缺少的附属设备。

冷凝器的种类甚多，但可分为以下两大类型。

1.混合式冷凝器

在这种冷凝器中，被凝缩的蒸汽与注入的冷水接触，蒸汽的热量传给冷水而凝缩。这种冷凝器又可分为顺流及逆流两种。在顺流式冷凝器中，蒸汽流与水流方向相同，而在逆流式中，蒸汽流与水流方向相反。

2.表面式冷凝器

表面式冷凝器的结构与单程加热器相似。在这种冷凝器中，蒸汽与冷水不直接接触，而是用金属面隔开。这种冷凝器的传热效果较低，设备费用高。在不需要将冷凝水回收作为糖汁预热的情况下，一般不用这种设备。

在甜菜糖厂中，从真空设备排出的蒸汽，其汽凝水是被回收的，一般用来流送甜菜。

（一）逆流冷凝过程机制

糖厂通常采用逆流接触式冷凝器。因为进入冷凝器内的蒸汽及水都带有一些空气及其他不凝性气体，为了防止这些不凝气积聚在冷凝器内，避免影响真空度，必须用真空泵不断把它们抽出，汽凝水与冷水混合而沿气压管流到水池中去。因此，这种冷凝器也称为大气压式冷凝器。

为了了解不凝气的合理排出以及冷凝器的合理结构，必须进一步了解冷凝器中的冷凝过程，如图9-37所示，L为冷水进口，V为蒸汽进口，W为汽凝水出口，A为不凝气出口。

冷凝器中的总压力等于水蒸气分压力与不凝气分压力之和，如式（9-35）所示。当此二分压力都降低时，冷凝器内的总压力也降低，也即真空度增大。

式中 P_C——冷凝器的压力，Pa

P_A——不凝器的分压力，Pa

P_V——蒸汽的分压力，Pa

在蒸汽入口处，不凝气的体积百分数较低，其分压力甚小，可以忽略不计，所以有：

当蒸汽与水接触后，蒸汽逐渐凝结，越到上部，蒸汽越少，不凝气则越多。但在冷凝器顶部的蒸汽分压，不能低过相应于冷水温度的饱和蒸汽压。设此时的蒸汽分压为P_V2，即在冷凝过程中，蒸汽压力从入口的P_V1降到出口的P_V2，如图9-37中的曲线1所示。设此时的不凝气分压为P_A2，则有：

图9-37 冷凝过程中蒸汽压力与水温的变化

1—理论冷凝过程蒸汽压力变化曲线 2—实际冷凝过程蒸汽压力变化曲线 3—实际冷凝过程总压力变化曲线 4—冷凝器蒸汽温度变化曲线 5—冷凝器冷却水温度变化曲线

假定冷凝器没有压力损失，即P_C1=P_C2，则有：

P _V2随冷水的温度而定，水温较高时，P_V2较高，P_A2则降低，即不凝气的体积增加。水温较低时则相反。

例如，当蒸汽入口温度为55℃时，P_C1=P_C2=1.579×10⁴Pa。若冷水进口温度为30℃，P_V2=0.425×10⁴Pa，则P_A2=P_C2-P_V2=1.579×10⁴-0.425×10⁴=1.154×10⁴Pa。若以大气压为1.013×10⁵Pa作基准来比较时，不凝气的体积为大气压下的1.013×10⁵/1.154×10⁴=8.8倍。

若蒸汽入口温度不变，水温为40℃时，则P_V2=0.737×10⁴Pa，此时，P_A2=1.579×10⁴-0.737×10⁴=0.842×10⁴Pa，其体积为大气压下的1.013×10⁵/0.842×10⁴=812倍。

因此，为了减少不凝气体的体积，以减少真空泵的功率消耗，应该采用温度较低的水作为冷却用水。

实际上，由于冷凝器尺寸的限制，蒸汽冷却得不充分。因此，在冷凝器出口处的蒸汽温度就高于冷却水温，设此温度差为Δt_A，如图9-37所示。蒸汽压力的变化则如曲线2所示。增加的蒸汽分压为，此值越大，不凝气的分压就越小。

增加冷凝器高度及隔板数，可以使蒸汽与冷却水得到较充分的接触，以减少的数值。但这又牵涉到冷凝器本身的阻力问题。设冷凝器中的阻力损失为，则冷凝器中的总压力变化就如曲线3所示。冷凝器越高，隔板数越多就越大。此时虽有所减少，但有可能补偿不了的增加，即得不偿失。这时，冷凝器出口处的不凝气分压为：

在冷凝器的结构上，应能使蒸汽与水充分接触，而阻力损失又不大，即之和为最小。同样道理，由于冷凝器不能过高，在冷凝器底部的水温也稍高于蒸汽的温度。其温度差为Δt_W，通常Δt_W=3～5℃，并以此计算冷却水用量。

（二）混合式冷凝器的类型与构造

实践证明，在混合式冷凝器中，要把蒸汽的热量迅速传给冷却水，必须具备三个条件：①冷却水与蒸汽接触面积大；②冷却水与蒸汽的接触面应迅速改变；③冷却水与蒸汽应有适当的接触时间。

为了达到上述目的，在冷凝器中可使冷却水经溢流隔板成膜状流下，或通过筛板孔成柱状流下，或喷成液滴落下。同时在冷凝器中加上几块隔板，就能使冷却水与蒸汽的接触表面不断改变，并能适当延长接触时间。从接触面积来说，水滴与水柱的面积比水膜的大，但筛板孔及喷嘴孔易于阻塞，在糖厂的冷凝器中，一般都采用溢流隔板。

隔板的形式有截圆形、圆形与环形等多种。冷凝器结构的不同主要在于采用的隔板的形式不同而已，通常有下列两种型式。

1.隔板式冷凝器

如图9-38所示是隔板式冷凝器，主要由一个圆筒形的外壳、顶盖、锥形底、截圆形隔板、缓冲器、尾管及分水器等构成。隔板共6块，按不同的高度安装。在隔板的边缘上有可调节其高度的溢流堰，溢流堰要安装成水平，以保证水帘厚薄均匀。

图9-38 隔板式冷凝器

1—外壳 2—顶盖 3—缓冲器 4—截圆形隔板 5—尾管 6—锥形底 7—分水器

冷水经缓冲器进入最高一层隔板，经溢流堰成水帘（或水膜）流至第二层，然后逐层流下，直至流到底层，蒸汽则于最低一层隔板之下的接管送入，自下而上与冷水逆流流动，遇到冷水而被冷凝成液态水。热水自下部的气压管自动排出；不凝气则经分水器后由真空泵抽出。

冷凝器底部的斜度对冷凝器的稳定操作有很大的影响。当斜度较小时，例如小于30°（从水平线计算），即锥底较平，进入气压管的水流会在入口处形成“架桥”现象（如图9-39中1所示），把气压管中液面上方的蒸汽阻住，使它不能向上流动，而形成“汽袋”。当“汽袋”上方的积水不断增加时，水压也不断增加，当水压增加到一定程度时，“汽袋”被压破（此时可听到水锤声）随着积聚在上面的水迅速流入气压管中，引起真空度突然升高，这种现象不断出现时，真空度就发生波动。如锥底斜度较大，则无此现象发生。国外的一些资料说明，具有70°锥形底（如图9-39中虚线所示）的冷凝器较之具有30°锥形底的冷凝器，所处理的水量可增加一倍而无“架桥”现象发生，真空度稳定。

图9-39 冷凝器气压管入口的“架桥”现象

1—架桥现象 2—气袋 3—水位

气压管宜垂直装置，最好不要做90°角的转弯，以免增加排水的阻力。如因某种原因要转弯时，角度应小于45°，且转弯处应在液面下，否则在转弯处有上述“架桥”现象发生。分水器的排水管可接到气压管的水封段中去，也可直接接到排水池中去。

2.盘式冷凝器

盘式冷凝器的构造如图9-40所示，其作用原理与隔板式冷凝器相似。所不同的是冷却水溢流隔板的形状，它是由中间有一个短圆筒的截锥体与浅锥形的圆板相间而成。这样水帘的形状就不是平片状的，而是圆筒状的。对于同一直径的冷凝器来说，盘式冷凝器的水帘宽度较大，因此，水和蒸汽的接触比较充分一些。其次是缓冲器及分水器都安装在器内，缓冲器是一块环状挡板，而分水器与蒸发罐的惯性捕汁器相似。因此整个冷凝器的结构比较紧凑，但构造及修理比较复杂。

图9-40 盘式冷凝器

1—截锥体 2—锥形圆板 3—环形挡板

图9-40中（a）型冷凝器的直径是上下一致的，而（b）型的直径是上小下大的。后者的底部有较大的冷凝空间，冷凝较完善，操作也较稳定。

冷凝器可以单一使用，也可以串联使用，如图9-41所示。前者称为单一式冷凝器，后者称为二重式冷凝器。

图9-41 冷凝器装置

在单一式冷凝器中，冷凝作用一次完成。在二重式冷凝器中，第一个冷凝器只冷凝部分蒸汽，其余部分在第二个冷凝器中完全冷凝。这样，从第一个冷凝器中排出的水温较高，而从第二个冷凝器中排出的水温较低，气压管下面的水槽分成二隔，把热水与温水分开。热水的温度可借冷却水量的增减来调节。

甜菜糖厂中采用二重式冷凝器时，较高温的热水可用作渗出器的渗出用水，这样可以节省渗出加热器的蒸汽消耗量。

3.喷射式冷凝器

喷射式冷凝器的构造如图9-42所示。主要由水室、喷嘴、喷嘴座板、蒸汽室（或吸入室）、喉管及尾管等构成。除喷嘴、喷嘴座板及喉管等部件用铸铁制造外，其余部分是用钢管和钢板卷制焊合而成。

喷射冷凝器的工作原理与前述两种冷凝器有所不同。在喷射冷凝器中，具有一定压力的水从水室经喷嘴以很高的速度（一般在15m/s以上）射出，射流集中于一个焦点。水流直接与蒸汽接触，一方面将蒸汽冷凝，同时由于喷射水流与气体摩擦，部分气体逐渐渗入水流中，形成水-气乳浊液，其余气体随着水流速度的影响，经过喉管的喉部而进入扩散段。通过扩散段后，水流速度越落越快，但气体压力升高，遂由尾管排出。这样，喷射冷凝器就起了冷凝与排气的作用，无需再用真空泵排气。因此，喷射冷凝器又称喷射真空泵。

喷射式冷凝器的优点：不用真空泵，减少了设备费和投资；结构简单，制造容易；无运动部件，不会产生机械故障；真空度受到水温的限制，水温为40℃时，真空度可达86.67kPa（650mm汞柱），45℃时，不超过84kPa（630mm汞柱），但此真空度基本上已满足蒸发、煮糖的要求。因此，在大、中、小型糖厂中得到了广泛的使用。

4.喷射雾化式冷凝器

喷射雾化式冷凝器是在传统水喷射冷凝器的基础上进行改进，如图9-43所示。主要由水室、喷雾喷嘴、喷射喷嘴、过滤器、排渣扳手、尾管等构成。水室四周布满喷雾喷嘴，底部是喷射喷嘴。水先经过滤器过滤后再进入喷嘴，有效防止水中的杂质进入喷嘴造成堵塞。而过滤器内的杂质只需打开排渣装置的扳手即可自动清除。

图9-42 喷射式冷凝器

1—水室 2—喷嘴 3—喷嘴座板 4—蒸汽室 5—喉管 6—尾管

图9-43 喷射雾化式冷凝器

冷却水首先进入水室中，从四周的喷雾喷嘴呈雾状喷出，与顶部进入的汁汽立即混合，使得冷却水与汁汽的接触面积增大、交换条件好，汁汽迅速凝结成水而形成真空。更多的水从水室底部呈射流喷出，对汁汽中不能凝结的“不凝气”形成抽吸作用，与凝结的热水通过尾管一起排出。

由于残留的不凝缩气体较少，需要对其所做的压缩功较小；且由于水喷雾装置使汁汽能够快速均匀地凝缩，故总的用水量比传统只有喷射喷嘴的冷凝器节省25%以上。

高效冷凝喷射器在传统水喷射冷凝器的基础上进行了改进，吸取了板式冷凝器的优点，具备了以下特点：①设备安装容易，可在传统水喷射冷凝器基础上安装；②喷嘴不易堵塞，耐用，且更换方便；③节水，在用于相同煮糖罐的情况下比传统水喷射冷凝器节水25%以上；④进水压力只需0.05～0.1MPa即可达到86.5kPa的真空度，真空稳定；⑤设备简单，操作方便，投资和维护费用低。

高效冷凝喷射器具备以上特点，目前已在广西德保糖厂成功使用，相信它在制糖行业将得到越来越广泛的应用。

（三）冷凝器的计算

1.热量衡算

在冷凝器中，如不考虑不凝气的热量及热损失，则冷凝器的热量衡算式为

Wi+Gt₁C₁=（G+W）t₂C₁或

式中 W——进入冷凝器的蒸汽量，kg/h

i——蒸汽的热焓，kJ/kg

C₁——冷凝水的比热容，kJ/（kg·℃）

G——冷却水用量，kg/h

t₁——冷却水温度，℃

t₂——尾管排出的水温，℃

（蒸汽温度低3～15℃）

此式适用于单式混合冷凝器及喷射冷凝器的计算。

在二重式冷凝器中，也可利用上述方法计算，只要确定第一冷凝器排出的热水量G_B，便可列出热平衡式。设G₁为进入第一冷凝器的冷水量，W₁为在第一冷凝器中冷凝的蒸汽量，则，

G _B=W₁+G₁

或

W ₁=G_B-G₁

热平衡：（G_B-G₁）i+G₁t₁C₁=

解之得：

式中 W₁——进入第一冷凝器的蒸汽量，kg/h

i——蒸汽的热焓，kJ/ kg

C₁——冷凝水的比热容，kJ /（kg· ℃）

G₁——第一冷凝器的冷水用量，kg/h

G_B——第一冷凝器排出的热水量，kg/h

t₁——冷却水温度，℃

t′₁——第一冷凝器尾管排出的水温，℃

在第二冷凝器中，进入的蒸汽量W₂=W-W₁，设加入的冷水量为G₂，则有：

W ₂ i+G₂t₁C₁=（W₂+G₂）t₂C₁

因而

式中 W₂——进入第二冷凝器的蒸汽量，kg/h

i——蒸汽的热焓，kJ/ kg

C₁——冷凝水的比热容，kJ /（kg ·℃）

G₂——第二冷凝器的冷却水用量，kg/h

t₁——冷却水温度，℃

t₂——第二冷凝器尾管排出的水温，℃

2.设计计算

（1）混合式冷凝的计算

①冷凝器的直径：混合式冷凝器的直径，按蒸汽在筒体入口断面的流速确定，并用式（9-43）计算。

式中 d——冷凝筒体直径，m

W——冷凝的蒸汽量，kg/h

ρ——蒸汽密度，kg/m³

u——蒸汽流速，m/s

在冷凝器中冷凝蒸汽的传热系数不受蒸汽速度的影响，相反，如蒸汽速度过高，会冲破水帘。事实上，在典型冷凝器中，最大的蒸汽速度不应妨碍直径大于0.8mm的液滴的落下。在真空条件下，蒸汽的截面速度一般取u=15～20m/s。

此外，也可参照冷却水用量来选择冷凝器的内径（表9-10）。

表9-10 按冷却水量确定冷凝器的直径

隔板的宽度，主要应保证冷却水从一块隔板溢流到另一块隔板上，而且使蒸汽通过的截面相等。因此，隔板的宽度B一般取为冷凝器的半径加50mm，即B=d/2+50（mm）。

②冷凝器的高度：冷凝器的高度根据隔板数和隔板距离来确定。而隔板的数目是依冷却水的出口温度而定，一般为6～7块。隔板间的距离不等，越到上部距离越小，如图9-44及表9-11所示。

图9-44 冷凝器隔板

表9-11 冷凝器隔板间的距离

混合式冷凝器的高度与直径的比例，一般如表9-12所示。

表9-12 混合式冷凝器高度与直径的比例

蒸汽管径可根据蒸汽在管中的速度为40～50m/s来计算。

空气管路可按空气速度15m/s来计算。

冷水管路按速度1m/s来计算。

③气压管（尾管）的高度与直径：气压管的作用是起水封作用，避免操作时外界的大气漏入冷凝器中；并能使冷凝器中的热水自动排出器外。为此，气压管应有足够的高度，它主要取决于冷凝器中的真空度。

设当地的大气压力为Pmm汞柱，相应的水柱高度为H₀=P×13.6mm。当冷凝器中的真空度为Bmm汞柱，则尾管中的静水压头为：

或

当P=760mm汞柱时：

式（9-44）及式（9-45）都可以用于任何地区的计算，只需确定冷凝器的真空度B，即可算出所需的高度H。

为了使水从气压管中以一定的速度V不断排出，还必须有一个克服水流阻力的水头h（图9-45），h用式（9-46）计算：

式中 λ——摩擦系数，λ=0.01989+

d——管径，m

ξ——扩大阻力系数，ξ=1.0

在正常情况下，水在气压管中充满的高度为H+h，但当真空度波动时，水在管中的高度也会发生波动。为了保证冷水不致上升到冷凝器内，气压管上部应保留一定的空间S。S的长度一般取0.5m。此外，为了防止冷却水突然中断而导致冷凝器反水，气压管没入水池的深度约1m，因此气压管的总长度l=H+h+1.5（m），如图9-45所示。

图9-45 冷凝器的尾管高度

气压管的直径按水流流速u=0.3m/s计算。

排水池应有足够的容积，使气压管末端至溢流面间的容积不小于气压管容积的1.5倍，同时，气压管末端至池底的距离至少应等于管子的直径，但不应小于300mm，并按此确定水池的容积。

（2）喷射冷凝器的计算

①喷嘴的直径与数目：在用水量相同的条件下，喷嘴直径小些，射流的数目多些，则汽-水接触面积较大，效果较好。但是考虑到冷却水中混有杂物，喷嘴直径过小时，极易阻塞。一般取喷嘴的直径为16～22mm是比较合适的。如用水洁净，直径可小些。

喷嘴的数目是根据冷却水用量及通过每个喷嘴的水量来确定的，从热量衡算中已经计算出所需的冷却水量G的数值，于是通过每个喷嘴的水量Q可按式（9-47）计算：

式中 A——喷嘴出口的截面积，m²

μ——流量系数

g——重力加速度=9.80m/s²

H——水室与汽室的压差，m（水柱）

流量系数μ视喷嘴的圆锥角度和喷嘴出口的直径大小而定。当圆锥角度取12°～14°，喷嘴出口直径d=12～22mm时，可取μ=0.93～0.96。

这样，喷嘴的数目n可按下式求出：

式中 G——用水量，kg/h

喷嘴的数目，以取12～20个效果较好。

喷嘴的排列，一般可用1～3圈，要求对称和尽可能使每个喷嘴间的距离相等，否则会降低其效率。

②射流长度与汽室高度：汽室的高度，取决于射流长度（指喷嘴出口至聚合焦点的长度）。射流过长，会出现水珠飞溅，甚至射流散开，虽然冷凝作用良好，但严重影响排气效能及真空度。根据经验，射流长度与喷嘴直径的关系可采用表9-13中的数据。

表9-13 喷嘴尺寸与射流长度的关系

射流长度确定之后，汽室高度即可确定。

③喉部的尺寸：喉部尺寸可按喉部截面积与喷嘴出口总截面积的比值来确定，设喉部直径为D₃，喷嘴直径为d，个数为n，则：

所以喉部直径：

k ₁的值在4～5的范围内选用。

喉部长度l可取其等于喉部直径的0.25～0.5倍，即：

④尾管直径与高度：尾管直径的大小也直接影响排容效率。尾管直径D₂为：

式中 D₃——喉部直径，m

k₂——系数。尾管高度大于10m时，取k₂=1.3～1.6；尾管高度小于10m时，取k₂=1.2～1.35

在相同条件下，尾管越高，则排容效率越高，若尾管高度大于10m时，基本上无反冲现象，能保证连续性安全生产，所以在条件可能时，应放较高的尾管。

从蒸发罐汽鼓排出的汽凝水，其温度较下一效罐汽鼓的蒸汽温度高。如在一个容器中将其减压，产生自蒸发作用，此自蒸发罐蒸汽可为下一效蒸发罐或相应的加热器的加热所用。这种设备称为自蒸发器。糖厂采用的自蒸发器有柱式与卧式两种。

（一）柱式自蒸发器

1.柱式自蒸发器的构造

柱式自蒸发器的构造很简单，如图9-46所示。主要由底筒、中间管、套管、扩散管、器体等构成。中间管与套管同心地安装，中间管下端有孔口，使管内外相通。底筒有进水口，顶部器体有排水口及排汽口。

这种自蒸发器在多效蒸发装置中是这样连接的：用管子把前一效汽鼓的汽凝水排出口与自蒸发的底筒连接起来；顶部排汽口用管子与进入下一效汽鼓的蒸发管连接。这样，前一效的汽凝水就能从自蒸发器的底部进入，自蒸发产生的蒸汽就能导至下一效的汽鼓作加热用，余下的汽凝水又能连续地排至下一效自蒸发器。器体空间的压力大致等于下一效汽鼓的压力。

2.作用原理

由于自蒸发器中的水柱平衡了前后两效汽鼓中的压差，可使前一效汽鼓中较高压的蒸汽就不会直接流入下一效汽鼓中去。

当前一效汽鼓中形成的汽凝水进入自蒸发器的底筒，并从中间管上升。在上升过程中，压力逐渐降低而产生自蒸发作用，在中间管上部形成汽-水混合物。这样一来，中间管中的汽-液混合物的重度γ_m就比管外空间的水的重度γ_H小，即γ_m＜γ_H。因此，环形空间内的水就能通过中间管下端的孔口而进入中间管。因为环形空间的水温较低，进入中间管后使中间管中的汽凝水温度下降，从而使自蒸发产生的位置往上移；而且可以缩短自蒸发器的高度。假设这截面是在图9-46中的E—E截面处，则E—E下面是纯粹的水柱，起主要的水封作用，E—E上面是汽-液混合物。若楼层高时，则可以不需要套管。

图9-46 柱式自蒸发器

1—底筒 2—中间管 3—套管 4—扩散管 5—器体

由于汽凝水在自蒸发器中产生的循环作用，使自蒸发能在较高的部位进行，同时由于中间管的顶部为扩散管，自蒸发产生的蒸汽能平稳地排出，飞溅作用小。回流量一般为进入中间管的热的汽凝水量的5～9倍。蒸发罐楼面高度较低时，回流量应取较大的数值。

柱式自蒸发器的结构很简单，无运转部件，不会产生机械故障；操作安全可靠，无须人工管理，并兼有汽凝水排出器的作用。因此，这种自蒸发器已成为标准热力流程中的通用设备。

3.自蒸发器的设计计算

在自蒸发器的设计计算中，主要是确定总的水封高度及内外管的直径，其次是确定底筒与器体的尺寸以及各种孔口的尺寸。

（1）水封管高度的计算 如图9-46所示，自蒸发器的水封高度为：

式中 H₁——自蒸发开始前的纯液柱水封高度，m

H₂——自蒸发开始后的汽-液混合物的水封高度，m

为要计算出H₁及H₂的值，必须知道及假设一些数据。在图9-46中，设：

D₁——进入自蒸发器的汽凝水量，kg/h

i_l——汽凝水的热焓，kJ/kg

t_l——汽凝水温度，℃

P₁——前一效汽鼓压力，Pa

e——自蒸发产生的蒸汽量，kg/h

P₂——器体压力，可令等于下一效汽鼓压力，Pa

i₂——P₂压力下的汽凝水热焓，kJ/kg

t₂——P₂压力下的汽凝水温度，℃

P_E——在自蒸发区段中的水封压力，Pa

D_c——从环隙中下降的循环水量，kg/h

D=D₁+D_c——从中间管上升的汽凝水量，kg/h

t——D₁与D_c混合后的温度，℃

取t=t₂+（0.5+1.0）℃

①循环水量，可用下式计算

D _c（t-t₂）=D₁（t₁-t）

所以(www.daowen.com)

（t-t₂）以约等于1℃为宜。

②从中间管上升的水量

D=D₁+D_c（kg/h）

③自蒸发产生的蒸汽量

式中 r——在温度为t℃时的蒸发潜热，kJ/kg

④自蒸发区域的汽水混合物容积

式中——在自蒸发开始的截面内的汽凝水比容，m³/kg

——当t_平均=时，自蒸发蒸汽的比容，m³/kg

⑤在自蒸发区域的汽-水混合物重度

⑥自蒸发区段的水封高度

⑦自蒸发区段以下的水封高度

式中 γ₁——自蒸发发生前的区段的汽凝水重度，kg/m³

⑧总的水封高度

⑨在中间管的汽-液混合物的平均重度

或

在正常情况下，取γ_p=920～930kg/m³是比较接近的。因为流体流动时产生阻力，不考虑阻力时计算出来的水封高度是可靠的，保证不会走汽。

（2）管径与孔口的计算

①中间管下端孔口的截面积

中间管下端孔口处的压头表为：

式中 S_c——下降通道中的密度，kg/m³

S_p——上升管中汽-液混合物的平均密度，kg/m³

②回流汽凝水通过孔口的速度

式中 φ——速度系数。当K_c≥10⁵时，φ=0.9

③孔口的截面积

设孔口的截面积为f，孔数为n，则：

式中 V_c——回流至内管的冷凝水比容（m³/kg）其他符号同前

④中间管的直径

汽凝水在中间管的流动速度u可令其等于通过底部孔口的速度，或小一些。一般取u=0.8～1.0m/s，有些设计按进入的汽凝水量及其速度为0.2～0.3m/s计算中间管径。

⑤套管的直径：当中间管的直径确定之后，就可按回流水量及其流速计算套管的直径。

设中间管的外径为d₀，套管内径为d₂，并设回流水在环隙中的流速等于u_c，则有：

所以

我国TLZ系列自蒸发器的主要尺寸如表9-14所示。

表9-14 TLZ系列自蒸发器的主要尺寸

（二）卧式自蒸发器

柱式自蒸发器适用于蒸发装置安装在较高的楼层的情况，对于低楼层的蒸发罐，不便于安装柱式自蒸发器。此时，可采用卧式自蒸发器。卧式自蒸发器的结构更为简单，它是一个卧式的密闭圆筒，安装在蒸发罐的下面，如图9-47所示。

图9-47 卧式自蒸发器

1—去锅炉 2—煮糖罐汽凝水 3—加热器汽凝水 4—去热水箱

每一个卧式自蒸发器的管路连接方法为：

（1）连接至前一效的汽鼓，以便引入汽凝水；

（2）连接下一效的汽鼓，以把自蒸发产生的蒸汽引入汽鼓作加热用；

（3）与下一个自蒸发器连接，以便经自蒸发后的汽凝水送到下一个自蒸发器。

由于这种自蒸发器液位较低，没有足够的液柱水封，因此，在设备引入及引出汽凝水的管路上，必须安装汽凝水排出器，以使能排出汽凝水，但阻止蒸汽的排出。

通常装水至一半的高度，这样就有较大的空间供汽液分离之用。

各根汽凝水管尽可能靠近自蒸发器，并自器底引入。转弯处最好用一个T形管件，T形管件的一端安装一个阀门，以作排水放空之用。

器中可以安装挡板，分成隔室，如图9-47中所示。在正常情况下，前一效自蒸发器的汽凝水排至下一效的自蒸发器，进行连续自蒸发，但是如下一效的自蒸发器的水过满时，可通过由液位控制的阀门由旁通管送至再下一个自蒸发器。

抽压式排水器过去用于每一效罐中，以排出汽凝水，但在普遍采用自蒸发设备后，仅用于从真空蒸发的最后一效排出汽凝水。由于其耗用蒸汽较多，而且易发生故障，近来已逐渐被平衡罐所取代。

平衡罐（图9-48）是一个中空的圆筒形容器，由封头、罐体及液面计所构成。蒸发罐的汽凝水管从平衡罐的中部进入，平衡罐的顶部有平衡气压管与汽鼓的上部相接，使容器上部的压力与汽鼓的压力平衡，汽凝水即以自身的重力流入平衡罐中，然后以泵泵出。它的管路连接如图9-49所示。

图9-48 平衡罐

1—封头 2—罐体 3—视镜玻璃

图9-49 平衡罐的管路连接

A—末效蒸发罐 B—平衡罐 C—平衡管 1～6—阀门 7—单向阀

在汽凝水的排出管路上（阀6前）与平衡罐顶之间，安装有回流管及回流阀4，以把泵内的空气排至平衡罐内。正常操作时，回流阀4应适当开启，让有少量水回流至罐中，当罐内的水被抽空时，难免有空气进入泵内，但一旦罐内有水时，泵内的空气就会沿回流管排走，因而可以自动连续地排水，不致发生“气蚀”现象，否则就要用人工排气。回流管应注意不要装成U形，以免发生水封作用而妨碍水泵的排气。

在排出管路上（阀6后）安装一单向阀7。当泵抽空时，单向阀自动关闭，防止外面空气漏入平衡罐。

操作时，应适当调节出口阀6的大小，使平衡罐有适当的水位，以保持连续正常地排水，如果泵的排量较大，而出口阀又开得过大，就会频频发生泵空的现象，这是应该防止的。

平衡气压管可以接到末效罐的汽鼓上方，也可接到通至冷凝器的真空管路，后一种连接方法可使平衡罐与汽鼓间有较大的压差，汽鼓中汽凝水的排出较易。但是由于平衡罐内的真空度高了，泵的吸入水高度增大，容易引起漏气。因此，当排水管足够大时，采用前一种连接方法较好，泵送工作较正常。

我国TYL系列平衡罐的主要尺寸如表9-15所示。

表9-15 TYL系列平衡罐外形尺寸 单位：mm

热能压缩器是以较高压力的工作蒸汽，将蒸发罐的低压汁汽加以压缩，提高其压力而作为蒸发罐本身加热用的设备，也称为蒸汽喷射压缩器。在蒸发系统中采用热能压缩器可以减少全厂蒸汽的消耗量。

（一）构造与工作原理

1.热能压缩器的构造

热能压缩器的构造如图9-50所示，主要由蒸汽室、喷嘴座板、喷嘴、扩压器及吸入室等几个部件所构成。在蒸汽室中有工作蒸汽的入口，以压力计接管，吸入室有低压蒸汽入口，扩压器有压缩后的蒸汽出口。

图9-50 热能压缩器的构造

1—蒸汽室 2—喷嘴座板 3—喷嘴 4—扩压器 5—吸入室

2.热能压缩器的工作原理

热能压缩器的工作原理是：工作蒸汽通过喷嘴，绝热膨胀，以极高的速度进入吸入室；由于流动速度大，在吸入室内产生压力降，低压汁汽即被吸入而与工作蒸汽混合。在混合过程中，相互混合的两种蒸汽进行速度的等化及升压。混合汽是可压缩的，所以在扩压器的喉部之后，速度进一步降低而压力进一步升高。简言之，热能压缩器的工作原理是，消耗工作蒸汽的能量来将低压汁汽压缩而提高到较高的压力。

如图9-51表示工作蒸汽及低压蒸汽在压缩器中的速度和压力的变化情况。

图9-51 热能压缩器中工作蒸汽与吸入蒸汽的参数的变化

图中：

G、P、v、i、W——喷嘴前工作蒸汽的参数

G _z、P_z、v_z、i_z、W_z——被吸入的低压蒸汽入压缩器前的参数

G ₁、P₁、v₁、i₁、W₁——工作蒸汽在喷嘴出口处的参数

G ₂、P₂、v₂、i₂、W₂——工作蒸汽和低压蒸汽相混合后在扩压器入口2—2截面上的参数

G ₃、P₃、v₃、i₃、W₃——混合蒸汽在喉部3—3截面处的参数

G ₄、P₄、v₄、i₄、W₄——混合蒸汽在扩压器出口 4—4截面处的有关参数

工作蒸汽由压力P降至P₁，焓由i降至i₁，比容由V增至V₁，速度由W剧增至W_l。低压蒸汽的压力P_z稍高于P₁，所以能进入吸入室内，并向1—1截面流动，其速度由W_z增加至W_b。这两股速度相差很大的汽流在2—2截面处来不及完成能量交换，通常要在扩压器喉部才能完成，而达到同一的W₃，压力由P₂增加到P₃。最后，混合蒸汽在扩压器中压缩，压力由P₃增加到P₄，速度由W₃降低至W₄。

为了进一步了解热能压缩器工作过程，便于热工计算，可以在水蒸气的i-s图上绘出热能压缩器的工作过程线，如图9-52所示。

图9-52 i-s图上热能压缩器的工作过程

图中G点表示喷嘴前工作蒸汽的状态。G—5表示工作蒸汽通过喷嘴，由压力P绝热膨胀至P₁的理论膨胀过程。实际上，蒸汽在喷嘴中流动有摩擦阻力，造成能量损失h_p。因此，实际膨胀过程线为G—1。

Z点表示低压蒸汽在吸入室进口的状态。Z—7表示低压蒸汽由压力P_z绝热膨胀至P₁的理论膨胀过程。因为有能量损失，实际膨胀线为Z—6。

1—1截面与2—2截面相距很近，可以认为P₁=P₂。

因混合过程是在逐步提高压力的情况下进行的，直到扩压器喉部3—3截面才完成，所以混合过程线为1—3和6—3，完成混合后的状态点为3，然后继续压缩至扩压器出口状态点4，3—4表示实际压缩过程。

但是，由于蒸汽流动状态很复杂，目前还没有准确的理论计算法。一般均假定喷嘴出口状态点l的工作蒸汽与进入压缩器1—1截面处的状态点6的低压蒸汽等压混合，在没有能量损失时为状态点8，但由于有能量损失，因此混合蒸汽的焓被提高，混合状态点假定为2。状态点2虽然是假设的，但在目前理论计算方法中仍需引用，理论计算与实际的偏差用经验数据修正之。由点2上的状态绝热压缩至P₄，压缩后的理论状态点为9，用2—9表示理论压缩过程。因为有能量损失，在扩压器出口处实际为4的状态，所以压缩过程应为2—4。

（二）喷嘴

1.蒸汽在喷嘴中的流动特征

在连续稳定流动的情况下，通过喷嘴每一断面的重量流量相等（图9-53），并可列出下列等式。

式中 f，f₁——喷嘴进口与出口的断面积，m²

W，W₁——喷嘴进口与出口处的蒸汽流速，m/s

v，v₁——喷嘴进口与出口处的蒸汽比容，m³/kg

在绝热膨胀的条件下，喷嘴出口的流速按式（9-68）计算：

图9-53 收缩型喷嘴的气体流动情况

a—音速w—气体流速

又因

所以

式中 P，P₁——喷嘴进口与出口处的蒸汽压力，Pa

k——水蒸气的绝热指数，在压力为2.45×10⁶Pa以下可用下列数据过热蒸汽k=1.3；干饱和蒸汽k=1.135；湿蒸汽k=1.035+0.1x（x为湿蒸汽的干度）

其他符号同前。

在气体的绝热流动中（图9-52），气体动能的增大是由于气体焓即内能的减少。因此，与气体速度增大的同时，发生气体压力和温度的降低，因而也发生当地音速的减小。喷嘴出口的压力P₁越低，气体速度的增大与音速的减小的程度也越甚。在某一压力P₁时，这压力称做临界压力P₂，增长着的气体速度与减小着的音速变成相等时（在出口处），称做临界速度W_L。因为气体流经收缩型喷嘴时，气体的速度不可能大于音速，所以临界速度也是可能的最大速度。

喷嘴出口处的临界速度W_L，即为该处气流介质中的音速，可用下列公式计算：

对于饱和蒸汽，k=1.13，则

对于过热蒸汽，k=1.3，则

蒸汽通过喷嘴的最大流量公式：

饱和蒸汽：

过热蒸汽：

在这些公式中，P和P₁的单位为Pa。

当要求蒸汽通过喷嘴膨胀后的压力P₁低于P_L，膨胀后的蒸汽速度W₁高于音速时，必须采用先收缩而后扩张的拉伐尔喷嘴，如图9-54所示。这种喷嘴的最小截面即临界截面，称为喉部，在喷嘴喉部，蒸汽状态达到临界压力和临界速度。通过拉伐尔喷嘴的蒸汽流量决定于喉部截面积，在扩张段中流量不变，压力逐渐降低到所需的压力，比容和速度不断增加，从而可以获得超音速射流。

图9-54 拉伐尔型喷嘴的特性曲线

从图9-54可知，在亚音速范围内，比容增加较慢，速度增加较快，当流量一定时，从上式G=可知，f必须逐渐缩小；在超音速范围内，由于比容增加较快，速度增加较慢，当流量一定时f必须逐渐增加。

2.喷嘴的几何形状

热能压缩器中的蒸汽喷嘴，一般均为拉伐尔型喷嘴，其几何形状如图9-55所示。

图9-55 拉伐尔喷嘴的几何尺寸

喷嘴的几何形状应符合喷嘴中汽流流动的规律，才能使喷嘴中的能量损失最小。

（三）热力计算与尺寸计算

1.喷射系数

式中 G_z——被吸入的低压蒸汽量，kg/h

G——工作蒸汽消耗量，kg/h

u的倒数可用工作蒸汽消耗系数a来表示，即a=，即每吸入1kg低压蒸汽所消耗的工作蒸汽量。

喷射系数可分两步进行计算，第一步先粗略计算：

式中 h₀——从工作蒸汽压力到吸入蒸汽压力的绝热膨胀焓差，kJ/kg

——从饱和蒸汽线上的吸入蒸汽压力到混合蒸汽压力的绝热压缩焓差，kJ/kg

h ₀，可以焓熵图（i-s）查得，算出u′，再算出a，知道a可用下式计算混合蒸汽焓i₄：

式中 i——工作蒸汽热焓，kJ/kg

i_z——吸入蒸汽热焓，kJ/kg

a——工作蒸汽消耗系数

第二步再用下式计算出较准确的数值：

式中 h_c——从混合蒸汽压线上的状态点i_混到吸入蒸汽压力线绝热膨胀焓差

知道u和a，可求工作蒸汽耗量和吸入蒸汽量

【例】已知工作蒸汽的压力P=21绝对大气压，温度为350℃：吸入蒸汽为压力P_z=1.7绝对大气压的饱和蒸汽，压缩后的混合蒸汽压力P₄=3绝对大气压。设压缩后的混合蒸汽总量为10t/h，求喷射系数及吸入的蒸汽量。

解：从i-s图中查出，i=3140.25（kJ/kg）。

i _z=2698.52（kJ/kg），h₀=535.94（kJ/kg），h′_c=107.19（kJ/kg）。

由式（9-75）得：

混合蒸汽的热焓i₄为

再由i-s图中查得h_c=123.52（kJ/kg）

按式9-77计算u值

因工作蒸汽量：

又：G+G_z=10

解得：

G=5.65t/h

G _z=4.35t/h

考虑到计算上的误差，取安全系数为10%，则实际工作蒸汽耗量：

G=5.65×1.1=6.22t/h

2.喷嘴尺寸计算

喷嘴的理论计算方法过于复杂，计算中要考虑的参数及系数很多，如果考虑不当，就达不到预期的效果。根据有关方面的试验研究和工程实践证明，用下述经验公式计算较简易可行。

（1）对于饱和蒸汽的蒸汽喷嘴尺寸

①喷嘴的喉部直径d₀

按式（9-80）计算

式中 G——工作蒸汽量，kg/h

P——工作蒸汽的绝对压力，kg/cm²

②喷嘴出口直径

式中 d₁——喷嘴出口直径，mm

C_b——系数，根据工作蒸汽通过喷嘴的膨胀比E计算，对于饱和蒸汽C_b=0.54（2.64）^lgE

E——工作蒸汽通过喷嘴的膨胀比，E=

（2）过热蒸汽的喷嘴尺寸

①喷嘴喉部直径d₀

按式（9-82）计算：

式中 v——工作蒸汽比容，m³/kg

其他符号同式（9-80）。

②过热蒸汽喷嘴出口直径d₁

按式（9-83）计算：

式中 C_g——常数，C_g的计算式为：

式中 E——工作蒸汽通过喷嘴的膨胀比.E=

③嘴喷喉部至出口的长度

按式（9-85）计算：

式中 α₁——喷嘴出口段的圆锥角，一般取15～20°，α₁过小，汽流与喷嘴内壁的摩擦损失增加；α₁过大，汽流可能脱离器内壁造成涡流损失。

（3）喷嘴的其他尺寸 喷嘴的其他尺寸如图9-56及表9-16所示。

图9-56 热能压缩器喷嘴结构图

表9-16 喷嘴结构尺寸计算表 单位：mm

3.扩压器尺寸计算

热能压缩器扩压器的形状如图9-50所示，各部分尺寸的计算方法如下。

（1）扩压器喉部直径

式中 G——工作蒸汽量，kg/h

G_z——吸入的低压蒸汽量，kg/h

P₄——压缩器的排出压力，kg/cm²

（2）扩压器进口直径

（3）扩压器出口直径

（4）扩压器前段长度（圆锥角α₂=5°30′）

（5）扩压器后段长度（圆锥角α₂=5°30′）

（6）扩压器喉部长度

（四）安装与调节

按一定参数设计的热能压缩器，应在符合设计参数的条件下工作，否则喷嘴效率就大大降低。然而，蒸发罐的温度与压力是会发生变化的，尤其是在全面抽汁汽的情况下，由于用汽部门的用汽波动，就影响到蒸发罐本身各热力参数的稳定性，从而会影响到热能压缩器的效率。

为了解决这个问题，可以把热能压缩器分成若干个，例如其生产能力各为1t、2t、4t的3个压缩器，就能在生产能力1～7t的范围调节，如表9-17所示。

调节的方法可用人工调节，或用自动调节器调节。

表9-17 不同规格喷嘴的组合的生产能力