水平管降膜式蒸发器在冷水机组中的应用研究

杜国良 房镇

摘 要：为研究水平管降膜式蒸发器在制冷领域的应用效果，以冷水机组为实验对象，通过ANSYS CFX仿真计算和实验验证的方法，对降膜式冷水机组的运行稳定性和换热性能进行分析。实验结果表明：当降膜式冷水机组吸气挡板孔口流速V1小于5.7 m/s、布液器侧部流速V2小于0.51 m/s时，机组可稳定运行，吸气不带液;当滴淋孔间距为12 mm时，机组性能达到最高点。

关键词：降膜式蒸发器;冷水机组;性能;ANSYS CFX

0    引言

水平管降膜式蒸发器利用制冷剂管外蒸发达到与管内工质换热的目的，即冷媒介质在蒸发管内流动，与蒸发管外流过的制冷剂液体进行换热，使其蒸发，实现热量的传递。相比满液式蒸发器，降膜式蒸发器具有更高的传热系数，可以减少换热管数，从而缩小换热器体积，节省成本。此外，降膜式蒸发器底部液位较低，回油方便[1-3]。

J. R. Thome等[4-5]对降膜式蒸发器的传热系数和换热过程进行了实验研究，并提出了传热系数的预测方法。杨培志等[6]采用MATLAB软件，研究了光管及Turbo-BII管外降膜蒸发换热系数、热流密度及蒸发因子等参数。阮并璐等[7]采用FLUENT两相流VOF模型，对降膜式蒸发器内部流场进行了数值模拟。

水平管降膜式蒸发器在冷水机组中的应用存在以下两个缺点：

（1）影响机组运行的稳定性。冷水机组采用降膜式蒸发器时，高吸气流速易夹带液滴，导致压缩机进行湿压缩，从而折损寿命。

（2）制冷剂分配不均匀影响换热效率。降膜式蒸发器滴淋孔间距及制冷剂流量影响换热管上的液膜分布，滴淋孔间距过大、制冷量過小会导致换热管出现干涸现象，浪费换热面积;滴淋孔间距过小、制冷量过大会导致液膜堆积过厚，进而影响换热效果和冷水机组性能。

降膜式蒸发器核心部件为布液器，笔者以我司开发的水平管降膜式蒸发器为研究对象，采用R134a制冷剂，利用ANSYS CFX模拟和实验验证相结合的方法，对不同结构降膜式冷水机组的运行稳定性和换热性能进行研究。

1  水平管降膜式蒸发器的结构原理

水平管降膜式蒸发器主要由布液器、气液分离器、蒸发管、筒体以及回油管路组件构成，如图1所示。布液器为横向分层纵向隔段结构，起到均匀布液和气液分离的作用。节流后的制冷剂进入布液器，气态制冷剂通过气液分离器排出，液态制冷剂通过布液器底部的滴淋孔均匀滴淋到换热管上，在换热管上形成一层流动的液膜，与管内的冷水进行换热，制冷剂汽化后被吸入压缩机完成压缩循环。

2  降膜式冷水机组运行稳定性研究

当水平管降膜式蒸发器应用于冷水机组中时，机组长时间平稳运行的关键是要保证压缩机吸气不带液滴。若压缩机吸气带液，会导致制冷量下降、排气温度过低、油分离效果差等后果。吸气挡板制冷剂气体流通速度和布液器侧部流速是影响机组是否带液的重要因素，制冷剂流速过大，易夹带滴淋液滴形成湿压缩;制冷剂流速过小，则导致机组壳体较大，成本增高。

2.1   降膜式蒸发器内部ANSYS CFX流场计算

采用常规理论计算的方法只能计算出吸气不带液的孔口平均流速，而在实验过程中笔者发现，靠近吸气口瞬时流速最大，导致带液，且蒸发器内气体流场的瞬时速度值很难测得。笔者通过利用ANSYS CFX软件计算不同流通面积的吸气挡板流通特性[8-11]，可以更科学地分析各吸气孔口流速。以实验用的降膜式蒸发器为计算模型，如图2所示。计算模型采用标准k-ε湍流模型，边界条件设置为蒸发器进口压力362 kPa、质量流量6.6 kg/s，与后续实验条件一致。数学模型遵循质量守恒、动量守恒、能量守恒定律。机组吸气口局部视图如图3所示。吸气挡板上开有20 mm×50 mm的矩形流通孔口和6 mm的圆孔（圆孔位置开在吸气口附近的吸气挡板处），通过控制矩形孔口的个数（52～82个）来控制孔口流速，分别计算不同数量矩形孔口吸气挡板的内部流场。其中58个矩形孔口吸气挡板流场云图如图4和图5所示，V1为沿蒸发器长度方向各吸气挡板孔口实验平均流速，V1′为CFX计算瞬时值，V2为沿蒸发器长度方向布液器侧部实验平均流速，V2′为CFX计算瞬时值。V1和V2为影响降膜式蒸发器稳定性的关键参数之一。

如图5所示，测点V2′与滴淋液体距离最近，抽吸液滴使得吸气带液的风险最大。由于降膜式蒸发器内部液滴大小、纵向分布均匀度无法测量，通过ANSYS CFX仿真计算可以提取瞬时流速V1′和 V2′，并通过实际样机测试，得出不带液的最大流速。

CFX计算的吸气挡板孔口瞬时流速V1′如图6所示，图中下部为吸气挡板模型，吸气挡板孔口A、B、C、D四点的流速测量位置如箭头所示。压缩机吸气口附近的孔口B点流速接近蒸发器两端A点流速的6倍，最大值可达11.5 m/s。D点由于有气液分离器出气口，流速比A点和C点大，平均值为8 m/s。通过减少压缩机吸气挡板上C点附近面积为6 mm的小圆孔，可有效缓解流速过高问题，流速平均值降为6 m/s，大幅降低了压缩机吸气带液风险。

CFX计算的布液器侧部瞬时流速V2′如图7所示，与图6相比，流通面积的增大使其流速明显下降。受压缩机吸气口和气液分离器出气口的影响，B′点和D′点流速最大约为1.3 m/s，蒸发器端部A′点和6 mm小圆孔所对应的C′点流速最小，约0.3 m/s。V2′流速越低，压缩机吸气带液风险越小，但在布液器结构不变的情况下，V2′流速的降低会导致质量流量和制冷量的降低。

2.2   降膜式蒸发器吸气带液实验

选用5台450 RT的降膜冷水机组作为实验对象，对水平管降膜式蒸发器进行运行稳定性实验研究。各机组质量流量相同且不变，通过调整吸气挡板孔数量和布液器结构来调节V1和V2值，被测试机组如图8所示。

在冷凝器进出水30/35 ℃、蒸发器进出水12/7 ℃的工况下，测试结果如表1所示。吸气挡板流通面积越小（矩形孔口越少），机组吸气带液的风险越大。当测量点处平均流速增加到V1=5.7 m/s、V2=0.51 m/s时，机组开始出现排气过热度较低、蒸发温度和制冷量降低、吸气带液现象。此时，结合ANSYS CFX计算云图（图6、图7）可知，在此运行条件下，吸气带液的吸气口附近孔口最大瞬时流速为V1′≈11.5 m/s，V2′≈1.2 m/s，当瞬时流速小于此数值时，机组可稳定运行。

图9为吸气挡板孔口数量为52个时的实验情况。在蒸发器7 ℃出水时，通过视液镜可清晰看见吸气带液现象。因此在设计初期，应根据制冷剂質量流量调整布液器结构和吸气挡板矩形孔流通面积（开孔数量），降低压缩机附近流场的流速，进而降低吸气带液风险，达到机组平稳运行的目的。

实验机组运行布液效果如图10所示，在滴淋孔间距为12 mm、V1=5.0 m/s、V2=0.47 m/s的条件下，制冷剂布液均匀，机组运行稳定，且具有较高的传热系数。在此次实验中，吸气挡板孔口最佳开孔数为66个，此时机组运行稳定，换热效率最高。若开孔数过多，制作工艺的难度和复杂性也会提高，制作成本将随之增加。最佳流速设定后，即确定了吸气挡板流通面积。由于制作工艺不同，吸气挡板的孔口尺寸也会有所不同，吸气挡板的最佳开孔数会随着其他参数的改变而变化。

3  降膜式冷水机组性能研究

如何将制冷剂均匀地分配到蒸发管束上，这是水平管降膜式蒸发器的核心技术，与机组的性能密切相关。笔者在最佳吸气挡板矩形孔口数的基础上，通过测量滴淋孔不同间距下的蒸发压力和制冷量、COP等数据，得出机组最佳性能时滴淋孔间距和液膜分布情况。

按照制冷剂流速的不同，液滴滴到换热管上共有3种状态模式，可用Reynolds数和Galileo数表示[8]。

滴状流：

ReΓ≤0.074GaL0.302

柱状流：

0.074GaL0.302≤ReΓ≤1.448GaL0.236

膜状流：

1.448GaL0.236≤ReΓ

式中：ΓL为单位管长一侧流体质量流量;μL为动力粘性系数。

为防止换热管出现制冷剂干涸或堆积现象，实验中制冷剂滴淋应尽量调节至柱状流状态。此外，布液器尺寸和内部质量流量需合理匹配，使布液器内的液体保持层流状态，Re≤2 300，以达到良好气液分离的效果。

3.1   降膜式蒸发器滴淋孔间距对蒸发传热效果的影响

布液器滴淋孔横向间距为固定值，等于管间距;而沿管束方向的纵向间距是影响制冷剂分配均匀性的重要因素之一，布液器滴淋孔纵向间距示意图和实物图如图11和图12所示。

滴淋孔间距过大，部分蒸发管会出现干涸、干燥现象，从而浪费换热管面积，导致机组制冷量下降;滴淋孔间距过小，管束上的液膜会堆积加厚，降低传热系数[12-13]。实验机组采用450 RT降膜螺杆冷水机组，具体实验工况如表2所示。

3.2   不同滴淋孔间距冷水机组性能对比实验

研究在满负荷和部分负荷工况下，当蒸发器和冷凝器进水量保持一定，蒸发出水温度为7 ℃时，不同的滴淋孔间距对机组制冷量、蒸发温度、COP及传热系数的影响。部分负荷取75%、50%和25%三种工况，实验结果如图13—图16所示。由图13可知，在满负荷工况下，冷水机组的最大制冷量为1 524 kW，为机组额定值的97.1%，最大值出现在滴淋孔间距为12～13 mm处。此外，在满负荷工况下，机组最低制冷量出现在滴淋孔间距8 mm处，通过分析可知，此时液膜覆盖重叠，降低了传热系数。机组在部分负荷工况下，其制冷量随滴淋孔间距的变化趋势同满负荷工况下类似，在滴淋孔间距13 mm增大到14 mm时，机组制冷量下降速率较快。

蒸发温度随滴淋孔间距的变化趋势如图14所示，滴淋孔间距由8 mm增大到14 mm时，蒸发温度呈先升高后降低的趋势。在部分负荷为25%，滴淋孔间距为12 mm时，蒸发温度最高为5.5 ℃。在其他负荷工况下，蒸发温度最高点也出现在12 mm左右。

机组COP与传热系数变化如图15和图16所示。由图15可知，在各负荷工况下，冷水机组COP最大值出现在滴淋孔间距11～12 mm处，其中，满负荷工况下，COP最大值为5.7。根据测得的制冷量、对数传热温差和换热面积换算出不同工况下的传热系数，如图16所示。在满负荷工况下，机组传热系数为7 865～8 425 W/（m2·K），各负荷下最大值出现在滴淋孔间距11～12 mm处，同上述COP趋势相近。

综上实验结论，在滴淋孔间距为12 mm时，液膜分布均匀，蒸发管不存在干涸或液膜覆盖的情况，机组能效高。

4  结论

通过上文分析，笔者得出以下结论：

（1）当吸气挡板孔口平均流速增加到V1=5.7 m/s，布液器侧部流速V2=0.51 m/s时，机组开始出现吸气带液现象，CFX计算此时最大瞬时流速为V1′≈11.5 m/s，V2′≈1.2 m/s。因此，在设计初期，应充分考虑布液器结构，预留出宽裕的吸气空间，这对机组的稳定运行至关重要。

（2）实验机组在满负荷工况下最大制冷量为1 524 kW，可达到额定值的97.1%，传热系数为8 425 W/（m2·K），COP为5.7，相比满液式冷水机组，制冷剂充注量减少30%，换热面积减少25%，优势明显。

（3）实验机组性能最高点出现在滴淋孔间距12 mm处，性能最低点出现在滴淋孔间距8 mm处。当滴淋孔间距由8 mm增大到12 mm时，机组性能逐渐提高，此后滴淋孔间距处于12～14 mm时，机组性能快速降低。

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收稿日期：2021-01-20

作者简介：杜国良（1983—），男，山东汶上人，高级工程师，研究方向：制冷传热技术及冷水机组系统设计。

房镇（1985—），男，山东烟台人，助理工程师，研究方向：冷水机组系统优化及应用。