水平管降膜式蒸發(fā)器在冷水機組中的應用研究

杜國良 房鎮(zhèn)

摘 要：為研究水平管降膜式蒸發(fā)器在制冷領域的應用效果，以冷水機組為實驗對象，通過ANSYS CFX仿真計算和實驗驗證的方法，對降膜式冷水機組的運行穩(wěn)定性和換熱性能進行分析。實驗結果表明：當降膜式冷水機組吸氣擋板孔口流速V1小于5.7 m/s、布液器側部流速V2小于0.51 m/s時，機組可穩(wěn)定運行，吸氣不帶液;當滴淋孔間距為12 mm時，機組性能達到最高點。

關鍵詞：降膜式蒸發(fā)器;冷水機組;性能;ANSYS CFX

0? ? 引言

水平管降膜式蒸發(fā)器利用制冷劑管外蒸發(fā)達到與管內工質換熱的目的，即冷媒介質在蒸發(fā)管內流動，與蒸發(fā)管外流過的制冷劑液體進行換熱，使其蒸發(fā)，實現熱量的傳遞。相比滿液式蒸發(fā)器，降膜式蒸發(fā)器具有更高的傳熱系數，可以減少換熱管數，從而縮小換熱器體積，節(jié)省成本。此外，降膜式蒸發(fā)器底部液位較低，回油方便[1-3]。

J. R. Thome等[4-5]對降膜式蒸發(fā)器的傳熱系數和換熱過程進行了實驗研究，并提出了傳熱系數的預測方法。楊培志等[6]采用MATLAB軟件，研究了光管及Turbo-BII管外降膜蒸發(fā)換熱系數、熱流密度及蒸發(fā)因子等參數。阮并璐等[7]采用FLUENT兩相流VOF模型，對降膜式蒸發(fā)器內部流場進行了數值模擬。

水平管降膜式蒸發(fā)器在冷水機組中的應用存在以下兩個缺點：

（1）影響機組運行的穩(wěn)定性。冷水機組采用降膜式蒸發(fā)器時，高吸氣流速易夾帶液滴，導致壓縮機進行濕壓縮，從而折損壽命。

（2）制冷劑分配不均勻影響換熱效率。降膜式蒸發(fā)器滴淋孔間距及制冷劑流量影響換熱管上的液膜分布，滴淋孔間距過大、制冷量過小會導致換熱管出現干涸現象，浪費換熱面積;滴淋孔間距過小、制冷量過大會導致液膜堆積過厚，進而影響換熱效果和冷水機組性能。

降膜式蒸發(fā)器核心部件為布液器，筆者以我司開發(fā)的水平管降膜式蒸發(fā)器為研究對象，采用R134a制冷劑，利用ANSYS CFX模擬和實驗驗證相結合的方法，對不同結構降膜式冷水機組的運行穩(wěn)定性和換熱性能進行研究。

1? 水平管降膜式蒸發(fā)器的結構原理

水平管降膜式蒸發(fā)器主要由布液器、氣液分離器、蒸發(fā)管、筒體以及回油管路組件構成，如圖1所示。布液器為橫向分層縱向隔段結構，起到均勻布液和氣液分離的作用。節(jié)流后的制冷劑進入布液器，氣態(tài)制冷劑通過氣液分離器排出，液態(tài)制冷劑通過布液器底部的滴淋孔均勻滴淋到換熱管上，在換熱管上形成一層流動的液膜，與管內的冷水進行換熱，制冷劑汽化后被吸入壓縮機完成壓縮循環(huán)。

2? 降膜式冷水機組運行穩(wěn)定性研究

當水平管降膜式蒸發(fā)器應用于冷水機組中時，機組長時間平穩(wěn)運行的關鍵是要保證壓縮機吸氣不帶液滴。若壓縮機吸氣帶液，會導致制冷量下降、排氣溫度過低、油分離效果差等后果。吸氣擋板制冷劑氣體流通速度和布液器側部流速是影響機組是否帶液的重要因素，制冷劑流速過大，易夾帶滴淋液滴形成濕壓縮;制冷劑流速過小，則導致機組殼體較大，成本增高。

2.1? ?降膜式蒸發(fā)器內部ANSYS CFX流場計算

采用常規(guī)理論計算的方法只能計算出吸氣不帶液的孔口平均流速，而在實驗過程中筆者發(fā)現，靠近吸氣口瞬時流速最大，導致帶液，且蒸發(fā)器內氣體流場的瞬時速度值很難測得。筆者通過利用ANSYS CFX軟件計算不同流通面積的吸氣擋板流通特性[8-11]，可以更科學地分析各吸氣孔口流速。以實驗用的降膜式蒸發(fā)器為計算模型，如圖2所示。計算模型采用標準k-ε湍流模型，邊界條件設置為蒸發(fā)器進口壓力362 kPa、質量流量6.6 kg/s，與后續(xù)實驗條件一致。數學模型遵循質量守恒、動量守恒、能量守恒定律。機組吸氣口局部視圖如圖3所示。吸氣擋板上開有20 mm×50 mm的矩形流通孔口和6 mm的圓孔（圓孔位置開在吸氣口附近的吸氣擋板處），通過控制矩形孔口的個數（52～82個）來控制孔口流速，分別計算不同數量矩形孔口吸氣擋板的內部流場。其中58個矩形孔口吸氣擋板流場云圖如圖4和圖5所示，V1為沿蒸發(fā)器長度方向各吸氣擋板孔口實驗平均流速，V1′為CFX計算瞬時值，V2為沿蒸發(fā)器長度方向布液器側部實驗平均流速，V2′為CFX計算瞬時值。V1和V2為影響降膜式蒸發(fā)器穩(wěn)定性的關鍵參數之一。

如圖5所示，測點V2′與滴淋液體距離最近，抽吸液滴使得吸氣帶液的風險最大。由于降膜式蒸發(fā)器內部液滴大小、縱向分布均勻度無法測量，通過ANSYS CFX仿真計算可以提取瞬時流速V1′和 V2′，并通過實際樣機測試，得出不帶液的最大流速。

CFX計算的吸氣擋板孔口瞬時流速V1′如圖6所示，圖中下部為吸氣擋板模型，吸氣擋板孔口A、B、C、D四點的流速測量位置如箭頭所示。壓縮機吸氣口附近的孔口B點流速接近蒸發(fā)器兩端A點流速的6倍，最大值可達11.5 m/s。D點由于有氣液分離器出氣口，流速比A點和C點大，平均值為8 m/s。通過減少壓縮機吸氣擋板上C點附近面積為6 mm的小圓孔，可有效緩解流速過高問題，流速平均值降為6 m/s，大幅降低了壓縮機吸氣帶液風險。

CFX計算的布液器側部瞬時流速V2′如圖7所示，與圖6相比，流通面積的增大使其流速明顯下降。受壓縮機吸氣口和氣液分離器出氣口的影響，B′點和D′點流速最大約為1.3 m/s，蒸發(fā)器端部A′點和6 mm小圓孔所對應的C′點流速最小，約0.3 m/s。V2′流速越低，壓縮機吸氣帶液風險越小，但在布液器結構不變的情況下，V2′流速的降低會導致質量流量和制冷量的降低。

2.2? ?降膜式蒸發(fā)器吸氣帶液實驗

選用5臺450 RT的降膜冷水機組作為實驗對象，對水平管降膜式蒸發(fā)器進行運行穩(wěn)定性實驗研究。各機組質量流量相同且不變，通過調整吸氣擋板孔數量和布液器結構來調節(jié)V1和V2值，被測試機組如圖8所示。

在冷凝器進出水30/35 ℃、蒸發(fā)器進出水12/7 ℃的工況下，測試結果如表1所示。吸氣擋板流通面積越小（矩形孔口越少），機組吸氣帶液的風險越大。當測量點處平均流速增加到V1=5.7 m/s、V2=0.51 m/s時，機組開始出現排氣過熱度較低、蒸發(fā)溫度和制冷量降低、吸氣帶液現象。此時，結合ANSYS CFX計算云圖（圖6、圖7）可知，在此運行條件下，吸氣帶液的吸氣口附近孔口最大瞬時流速為V1′≈11.5 m/s，V2′≈1.2 m/s，當瞬時流速小于此數值時，機組可穩(wěn)定運行。

圖9為吸氣擋板孔口數量為52個時的實驗情況。在蒸發(fā)器7 ℃出水時，通過視液鏡可清晰看見吸氣帶液現象。因此在設計初期，應根據制冷劑質量流量調整布液器結構和吸氣擋板矩形孔流通面積（開孔數量），降低壓縮機附近流場的流速，進而降低吸氣帶液風險，達到機組平穩(wěn)運行的目的。

實驗機組運行布液效果如圖10所示，在滴淋孔間距為12 mm、V1=5.0 m/s、V2=0.47 m/s的條件下，制冷劑布液均勻，機組運行穩(wěn)定，且具有較高的傳熱系數。在此次實驗中，吸氣擋板孔口最佳開孔數為66個，此時機組運行穩(wěn)定，換熱效率最高。若開孔數過多，制作工藝的難度和復雜性也會提高，制作成本將隨之增加。最佳流速設定后，即確定了吸氣擋板流通面積。由于制作工藝不同，吸氣擋板的孔口尺寸也會有所不同，吸氣擋板的最佳開孔數會隨著其他參數的改變而變化。

3? 降膜式冷水機組性能研究

如何將制冷劑均勻地分配到蒸發(fā)管束上，這是水平管降膜式蒸發(fā)器的核心技術，與機組的性能密切相關。筆者在最佳吸氣擋板矩形孔口數的基礎上，通過測量滴淋孔不同間距下的蒸發(fā)壓力和制冷量、COP等數據，得出機組最佳性能時滴淋孔間距和液膜分布情況。

按照制冷劑流速的不同，液滴滴到換熱管上共有3種狀態(tài)模式，可用Reynolds數和Galileo數表示[8]。

滴狀流：

ReΓ≤0.074GaL0.302

柱狀流：

0.074GaL0.302≤ReΓ≤1.448GaL0.236

膜狀流：

1.448GaL0.236≤ReΓ

式中：ΓL為單位管長一側流體質量流量;μL為動力粘性系數。

為防止換熱管出現制冷劑干涸或堆積現象，實驗中制冷劑滴淋應盡量調節(jié)至柱狀流狀態(tài)。此外，布液器尺寸和內部質量流量需合理匹配，使布液器內的液體保持層流狀態(tài)，Re≤2 300，以達到良好氣液分離的效果。

3.1? ?降膜式蒸發(fā)器滴淋孔間距對蒸發(fā)傳熱效果的影響

布液器滴淋孔橫向間距為固定值，等于管間距;而沿管束方向的縱向間距是影響制冷劑分配均勻性的重要因素之一，布液器滴淋孔縱向間距示意圖和實物圖如圖11和圖12所示。

滴淋孔間距過大，部分蒸發(fā)管會出現干涸、干燥現象，從而浪費換熱管面積，導致機組制冷量下降;滴淋孔間距過小，管束上的液膜會堆積加厚，降低傳熱系數[12-13]。實驗機組采用450 RT降膜螺桿冷水機組，具體實驗工況如表2所示。

3.2? ?不同滴淋孔間距冷水機組性能對比實驗

研究在滿負荷和部分負荷工況下，當蒸發(fā)器和冷凝器進水量保持一定，蒸發(fā)出水溫度為7 ℃時，不同的滴淋孔間距對機組制冷量、蒸發(fā)溫度、COP及傳熱系數的影響。部分負荷取75%、50%和25%三種工況，實驗結果如圖13—圖16所示。由圖13可知，在滿負荷工況下，冷水機組的最大制冷量為1 524 kW，為機組額定值的97.1%，最大值出現在滴淋孔間距為12～13 mm處。此外，在滿負荷工況下，機組最低制冷量出現在滴淋孔間距8 mm處，通過分析可知，此時液膜覆蓋重疊，降低了傳熱系數。機組在部分負荷工況下，其制冷量隨滴淋孔間距的變化趨勢同滿負荷工況下類似，在滴淋孔間距13 mm增大到14 mm時，機組制冷量下降速率較快。

蒸發(fā)溫度隨滴淋孔間距的變化趨勢如圖14所示，滴淋孔間距由8 mm增大到14 mm時，蒸發(fā)溫度呈先升高后降低的趨勢。在部分負荷為25%，滴淋孔間距為12 mm時，蒸發(fā)溫度最高為5.5 ℃。在其他負荷工況下，蒸發(fā)溫度最高點也出現在12 mm左右。

機組COP與傳熱系數變化如圖15和圖16所示。由圖15可知，在各負荷工況下，冷水機組COP最大值出現在滴淋孔間距11～12 mm處，其中，滿負荷工況下，COP最大值為5.7。根據測得的制冷量、對數傳熱溫差和換熱面積換算出不同工況下的傳熱系數，如圖16所示。在滿負荷工況下，機組傳熱系數為7 865～8 425 W/（m2·K），各負荷下最大值出現在滴淋孔間距11～12 mm處，同上述COP趨勢相近。

綜上實驗結論，在滴淋孔間距為12 mm時，液膜分布均勻，蒸發(fā)管不存在干涸或液膜覆蓋的情況，機組能效高。

4? 結論

通過上文分析，筆者得出以下結論：

（1）當吸氣擋板孔口平均流速增加到V1=5.7 m/s，布液器側部流速V2=0.51 m/s時，機組開始出現吸氣帶液現象，CFX計算此時最大瞬時流速為V1′≈11.5 m/s，V2′≈1.2 m/s。因此，在設計初期，應充分考慮布液器結構，預留出寬裕的吸氣空間，這對機組的穩(wěn)定運行至關重要。

（2）實驗機組在滿負荷工況下最大制冷量為1 524 kW，可達到額定值的97.1%，傳熱系數為8 425 W/（m2·K），COP為5.7，相比滿液式冷水機組，制冷劑充注量減少30%，換熱面積減少25%，優(yōu)勢明顯。

（3）實驗機組性能最高點出現在滴淋孔間距12 mm處，性能最低點出現在滴淋孔間距8 mm處。當滴淋孔間距由8 mm增大到12 mm時，機組性能逐漸提高，此后滴淋孔間距處于12～14 mm時，機組性能快速降低。

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收稿日期：2021-01-20

作者簡介：杜國良（1983—），男，山東汶上人，高級工程師，研究方向：制冷傳熱技術及冷水機組系統(tǒng)設計。

房鎮(zhèn)（1985—），男，山東煙臺人，助理工程師，研究方向：冷水機組系統(tǒng)優(yōu)化及應用。