一種滿液式蒸發器的性能研究

呂振海

（上海同設建筑設計院）

管殼式滿液蒸發器應用在大型制冷機組上由來已久，自2000年降膜蒸發技術被用于電制冷機組后，降膜蒸發技術理論和應用研究得到研究人員越來越多的關注，在2012-2015年達到高潮［1］，與傳統的滿液式蒸發器相比，水平管降膜式蒸發器獨特的優勢使其具有廣闊的發展前景，有取代滿液式蒸發器的趨勢［2-3］。但降膜式蒸發器分配器的設計和制造過于復雜，因此不少企業還繼續保持和使用滿液式蒸發器。近年來隨著中國經濟的快速發展，能源價格不斷上漲，政府的環保意識也在不斷提高，工業上對耗能設備的節能要求也越來越高，這從制冷機組的能效等級要求不斷提高就可以看出。如何提高管殼式滿液蒸發器的換熱效率和降低成本就成為這些空調企業共同研究的重要方向［4］。筆者通過了解發現某些企業滿液式蒸發器的設計不夠深入細致，導致蒸發器能效達不到設計要求。本文以對某企業所使用的滿液式蒸發器在結構上進行改進為例，通過對改進后的新型滿液式蒸發器在結構、設計流程上的介紹以及與在用滿液式蒸發器的性能、成本比較，分析新型滿液式蒸發器在實際應用方面的優勢。

1 新型滿液式蒸發器

1.1 結構

新型滿液式蒸發器保持了該企業常規滿液式蒸發器的出氣結構，對位于蒸發器底部的分配器進行了細化設計，分配孔布置在了分配器一側的。圖1和圖2分別顯示了常規滿液式蒸發器和新型滿液式蒸發器的結構簡圖以及制冷劑流動方向。

圖1 常規滿液式蒸發器結構示意圖

圖2 新型滿液式蒸發器結構示意圖

從圖2中可以看出，來自膨脹閥的兩相制冷劑與油的混合物從新型滿液式蒸發器的一端進入分配器，并從接近分配器另一端處噴射進入換熱管束，然后在蒸發器殼體內沿軸向方向又回流至制冷劑入口的一端。制冷劑沿途與管束內的流體換熱后，蒸發為氣態，變成蒸氣的制冷劑最后由集氣管的上部排孔進入，最后進入壓縮機。

把分配器出液孔布置在換熱器一端的目的，就是使制冷劑沿換熱器軸向流向另一端。制冷劑的這種規劃流動，不但可以提高換熱效率，而且沿流動方向，隨著制冷劑的不斷蒸發，可以使油濃度逐漸增加。這樣，把回油孔設置在油濃度高的一側將有利于潤滑油由此流出后進入壓縮機，有效地降低制冷劑中潤滑油的含量，具有較好的油管理能力，進一步使蒸發器的換熱性能得到明顯改善。根據以往的油濃度測試結果，圖3給出了相應于圖2沿蒸發器軸向方向上的油濃度變化趨勢曲線圖。

圖3 新型滿液式蒸發器軸向方向上油濃度變化曲線圖

1.2 設計計算

1.2.1 分配器的計算論述

為避免制冷劑從分配器某一處過多的涌出而導致劇烈的沸騰和吸氣帶液的現象，應保證來自分配器出口各處的兩相制冷劑流量一致，在分配器流通截面積不變的情況下，分配器上分配孔的大小應設置成不同。

那么如何計算分配器上分配孔的大小呢？假定氣液兩相制冷劑混合是均勻的，由于氣相所占的體積較大，為簡化計算，這里可以只考慮氣相制冷劑。

按分配器全長上靜壓變化的原理來設計流體均勻從側孔流出的管道，分配器的斷面是不變的，由于靜壓沿長度方向逐漸增大，側孔的面積必須是變化的，并沿著長度方向逐漸減小。此時，側孔的流體速度是不相同的。嚴格地說，此設計只能保證制冷劑等量流出，無法保證出口速度相等［5］。如果既要保證制冷劑等量流出又要保證出口速度相等，就必須使分配器的斷面沿軸向逐漸的減小，但這種形狀的分配器對于加工來說就有一定的難度。

計算時可將膨脹閥后的制冷劑靜壓當作初始的輸入條件。

1.2.2 計算流程

新型滿液式蒸發器計算模型是基于傳熱方程和熱平衡方程，穩定的傳熱方程式為：

式中Q——熱負荷，W；

K——整個傳熱面上的平均傳熱系數，W/(m2·℃)；

F——傳熱面積，m2；

△tm——冷熱流體之間的對數平均溫差，℃；

熱平衡方程式可寫為：

式中M1、M2——分別為熱流體與冷流體的質量流量，kg/s；

C1、C2——分別為熱流體與冷流體的平均定壓質量比熱，J/(kg·℃)；

計算中比較重要的內容就是計算流程，圖4顯示了設計計算流程。

圖4 新型滿液式蒸發器設計計算流程圖

1.3 樣機的仿真計算

滿液式蒸發器在運行過程中容易產生吸氣帶液的現象，對此可以采用CFD進行仿真分析，根據場內的流體速度，分析是否會產生帶液的傾向。仿真分析之前需要建立三維結構模型。

根據被替換的滿液式蒸發器性能作為計算輸入，依據設計流程計算得到新型滿液式蒸發器的幾何結構尺寸，由此構建CFD仿真所用的三維結構模型。

制冷劑蒸發的高度越高就越容易產生帶液的傾向，而制冷劑蒸發的高度與分配器出口的速度有很大的關系，對此，給出了長、中、短三種分配器出口長度，見圖5所示。

圖5 分配器不同長度出液口示意圖

基于ANSYS平臺下的ICEM軟件對這三種不同出口長度的分配器模型進行仿真分析，采用全局非結構四面體網格進行網格劃分，并對局部管束位置設置邊界層，網格總體數量在600萬左右，網格質量在0.3左右。

數值方法：該模型采用壓力求解器，通過Mixture 混合模型并耦合蒸發冷凝模型，結合標準壁面函數進行數值模擬。

圖6顯示了機組使用R134a制冷劑、分配器不同出口長度情況下該新型滿液式蒸發器殼體內的速度云圖。可以看出，對于粒徑為0.5 mm的顆粒，在蒸發的作用下，分配器制冷劑出口長度大于1030mm時，制冷劑顆粒距離吸氣管還有一段距離，說明此時蒸發器產生吸氣帶液的傾向不大。根據仿真結果，樣機選用分配器制冷劑出口長度1030mm的設計。

圖6 殼體內制冷劑液滴蒸發高度仿真結果

2 新型滿液式蒸發器測試及結果比較

根據新型滿液式蒸發器的設計和模擬結果，完成樣機制作后進入測試階段。樣機按照表1所列工況進行了測試。

表1 測試工況

在實驗過程中，沒有出現滿液式蒸發器常見的吸氣帶液現象。圖7所示為該新型滿液式蒸發器樣機的測試數據處理結果，可以看出，與被替換的、相同制冷量的滿液式蒸發器相比，新型滿液式蒸發器的管外換熱系數要優于被替換的滿液式蒸發器。

分析新型滿液式蒸發器性能優的原因有二：一是來自分配器均勻的制冷劑流出量和制冷劑按照規劃的沿軸向方向的流動以及通過管支撐板的擾動可使換熱性能增加；二是回油口設置在了殼體內油濃度較高的區域，保證了殼體內的制冷劑含油量維持在較低的水平，增強了換熱管兩側冷熱流體的換熱，減小了帶液的風險。

圖7 換熱管管外換熱系數對比

3 成本比較

由于新型滿液式蒸發器優異的換熱性能以及殼體內制冷劑蒸氣的集氣管回氣口位置貼近筒體的上頂部，這樣可以通過合理的設計和管束的布置，減小蒸發器筒體的體積，從而減少制冷劑的充注量。表2所示為新型滿液式蒸發器樣機與相同制冷量的滿液式蒸發器主要部件原材料成本的比較，可以看出，新型滿液式蒸發器有15%的成本降低。

表2 兩種滿液式蒸發器主要部件原材料成本比較

4 結論

通過對新型滿液式蒸發器樣機的制作、測試以及與相同制冷量、被替換的常規滿液式蒸發器相比，可以得出如下結論：

① 新型滿液式蒸發器的制造成本要低于常規滿液式蒸發器15%；

② 新型滿液式蒸發器的整體換熱性能要優于常規滿液式蒸發器，名義工況下的換熱管管外換熱系數要高于常規滿液式蒸發器28.7%。

另一方面，通過建立新型滿液式蒸發器的理論計算模型，得到其內部結構的合理設計，并經樣機試驗證明了計算模型的準確性。此模型為新型滿液式蒸發器的設計提供了較系統的理論工具并且可以用來模擬分析各幾何參數與新型滿液式蒸發器性能的關系，為提高蒸發器換熱性能提供理論指導。