蒸发器原理

不同类型蒸发器单环路变流量冷冻水系统

性能模拟分析

许光映 浙江海洋学院工程学院浙江舟山316004,xugy@zjou.net.cn,

摘 要:考虑空调相对负荷与相对水流量变化的非线性关系，针对满液式和直接蒸发式蒸发器传热的不同特点，利用传热学有关理论，分别建立了相对综合传热系数与相对水流量和两侧热阻比率关系式，引入系统综合能效系数作为技术评价指标，模拟结果表明:一次泵变流量运行时，蒸发器内蒸发温度稍有下降，COP下降不明显，强化水侧换热系数有利于蒸发温度稳定，新安装机组随着运行时间积累，蒸发温度稳定性越来越差;变流量带来综合能效系数呈明显上升，且水泵机组功率占压缩机机组功率越大，综合能效系数上升越多。 scop

关键词:变流量，蒸发器，能效系数,单环路

1引言

在空调水系统设计中，调节末端冷冻水流量，目前最广泛采用是一/二冷冻水双环路系统，一次泵与冷水机组对应，以恒速运行保证恒定流量水流过，二次泵采用高压泵，调速运行以适应制冷需要。这种系统能够保证恒定冷冻水流过冷水机组，运行可靠性得以保证，但在部分负荷时冷水机组效率降低，一次泵也没有变速调节，泵耗不能随着空调系统负荷变化而调节，造成整个系统综合能效系数也下降。为此托马斯 B?哈特曼[1]建议去掉一/二次冷冻水系统中的旁通管，采用单环路变流量冷冻水系统，对冷水机组、冷冻水泵和冷却水泵同时实行变速调节，以跟踪空调制冷负荷变化，本文就是以此为背景，对单环路变流量冷冻水系统主要性能进行模拟分析。

在冷水机组蒸发器的设计中，通常采用壳管式蒸发器。根据需冷量大小，蒸发器一般分别采用满液式和非满液式(直接蒸发式)两种，满液式蒸发器中制冷剂在壳側吸热蒸发，水在管側被冷却。负荷调节是通过控制节流装置开度控制液面高度维持在要求的水平，直接蒸发式蒸发器水在壳側流动，制冷剂在管側吸热蒸发，负荷调节是通过蒸发器出口过热度的变化控制节流装置的开度，一般用于中小型机组。

在单环路变流量冷冻水系统中，假设供回水温度是严格控制在7?/12?，制冷负荷调节是通过调节水泵转速调节冷冻水流量。流量变化时，对这两种蒸发器，水分别在管側、壳側流动，按照传热学有关理论，其换热规律是不一样的。制冷剂在管側、壳側吸热蒸发，换热规律也遵守不同规律，进而对蒸发温度、机组cop影响也不一样。有必要从理论上对此问题进行模拟分析。

2相对传热系数与相对流量的关系 K,

2.1传热系数K的表达式

在蒸发器中，无论制冷剂是在管内蒸发还是在管外蒸发，对于内径为D，外径为D的io换热管，其传热系数K的一般表达式为

,,,,,,,DDD111ooo,,,,,,,，r，，r， oi,,,,,,KH,DDHDomiii,,,,,,

式中K为总传热系数，H,H为管内、管外液膜的传热系数，r,r为管内、管外表面上的污ioio

D,D11oo,,,,1,1垢传热系数，D为管平均直径。在管壁厚很薄时，，，，m,HHDDiomi

虽然在设计换热器时，必需考虑，这是由于机组经过一段时间的运行管内外要结垢，ri,ro

而垢的热阻与内外表面对流或沸腾换热热阻相当[2]，本文主要理论探讨表面还没有结垢新

制造的蒸发器的变流量运行情况。故忽略，至于运行一段时间后，污垢影响从量上来ri,ro

看，只是表明各部分热阻份额，通过调整管内外换热比例系数来实现。因此本文的传热系数

表达式为

111 (1) ,，KHHoi

2.2直接蒸发式蒸发器的与的关系 K,

直接蒸发式蒸发器中，制冷剂在管内蒸发，冷冻水在管外被冷却，假定管束呈三角形排

列，其管外换热系数可根据肖特公式[3]

0.140.60.33,,,,,,HDDGc,,oeBb0,,,,,0.16 ,,,,,,,,,k,,,,w,,

k式中为通过管束部分的质量流速，为壳外径，为液体导热系数，为平均温度流D,G0wB

W,体粘度系数，,为流体在壁温时粘度系数。令，从上式不难得出 ,w*W

H0.6o,, (2) *Ho

管内沸腾换热系数采用戴维斯和戴维弟式[4]，

10.280.870.4,,DG,,,,,,kcigllll,,,,,, H0.8,0.06,i,,,,,,D,k,illg,,,,,,0.6K在上式中，变化量最大的是冷媒蒸发量G，其它量g0.4 变化不大，从文献[5]可以看出，即使蒸发压力有波0.2动，但单位质量流速制冷量变化几乎不变，蒸发释

0.20.40.60.81**Q,Gq冷量，在额定工况时，Q,Gq，相对gφ g

0.4595Q,GG,,量变化形式为，因而。结合H得 图1.直接蒸发式蒸发器的随变化 K,igg

Hi0.3997,, (3) *Hi

***K设。将(2)、(3)代入(1)且结合考虑,则 H,,H(,,1)i1o1

,，1K1K,, (4) *,0.6,0.3997K,,，,1

将其随参变量λ、φ变化用图2表示，随着进入蒸发器水流减少，综合传热系数减少,1

λ从上到下分别等于0.6,1,1.5,2时，综合传热系数有差别，但相差不明显。 1

K 2.2满液式蒸发器的与,的关系

满液式蒸发器中，制冷剂在管外蒸发，冷冻水在管内被冷却，内側换热系数表达式[4]为

0.140.80.33,,,,,,HDDiGc,,iib ,,,,,0.023,,,,,,,,,,b,,,,bw,,b

GW当管内冷冻水流量从W*变为W时，质量流速从G*变为G，令，因而 ,,,**GW

Hi0.8 (5) ,,*Hi

n,1制冷剂在管外沸腾蒸发，据文献[3]表8-2,表面换热系数为，式中m、n为与，，H,m,to

,t制冷剂种类有关的常数，为加热表面与沸腾液体的温差，虽然在变冷冻水流量时，蒸发压力蒸发温度有可能发生变化，但从实际运行来看变化幅度并不太大，因此可以考虑H是o

,,111111**,,常量。设结合(1)、(2)式，得,而额定工,，,，H,,Ho2i0.8*,,,KHH,H2oi,,i1

0.8,,11111,,况所对应的传热系数为， 1,，,，****,,0.6,KHHH2,,oii K0.4两式相除得

0.2,1，K2K,, (6) *,0.80.20.40.60.81K,,，12φ 将其随参变量λ、φ变化用图3表示，λ从上到,下分别图2.满液式蒸发器相对K随流量变化 22

等于0.5,1,2,4在λ一定时，随着进入蒸发器水流减少，管側对流传热系数减小，导致热阻增加,综合传热系数减少。同一水流量时，λ2越大，表示壳側换热系数越大，管側换热系数越小，相当于新机组随着运行，污垢系数增加，使管側换热系数减小，综合传热系数呈下降。因此机组运行一段时间后要及时清洗，以保持综合传热系数稳定。

将其随参变量λ、φ变化用图2表示。图中曲线表明，综合传热系数减少;但是其变2

化与两側传热系数比率关系不大，由于管外側水流下降，换热减弱，管内側换热也同时减弱，且其幅度与比率关系不大。

3蒸发温度Te 与φ的关系

3.1冷负荷变化与冷水量变化的关系

在采用供回水温差恒定对一次泵水泵变频调速控制而言，末端负荷相对变化与供水量相对变

Q化之间一般不呈线性关系，令，文献[5]将其拟合为 Q,*Q

0.4595 (7) Q,,

3.2蒸发温度Te 与相对流量φ的关系

T,TQhg*,,TQ,KA,T,T,由及，得出，这里T12?,T=7?,T=5?,.而 h=gemmmT,TKhelnT,Tge

,,12,Te，，,T,,0.2722Te,8.64，在(1，6)区间，因而 ,,，，,T,log3.5logmm,,7,Te,,

得出 ，对于直接蒸发式蒸发器，结合(4)、(7) ，，QK,,0.2722Te,8.84

0.05980.0905,,,,，1 (8) ,8.64,3.6737Te1，,1

将(8)用图3所见曲线表示，曲线表明，λ14.9λ=0.6 1

一定时，流过壳側水量减小时，壳側换热系数减λ=1 λ=1.5 λ=2 1114.8

T小，管内冷媒蒸发量也减少，管内换热系数下降，e 4.7整个换热过程热阻增加，因而蒸发压力也下降，

4.6但下降幅度不大，理论曲线表明不大于0.5?,

这主要是流过壳側水量减小，同时进入管内整发0.20.40.60.81冷媒质量流速也减小，出蒸发器冷媒蒸气流速也φ 下降，综合效果是比蒸发压力下降不大。但如果

是长期运行冷水机组，管側、壳側热阻增加， 图3.直接蒸发式蒸发温度随流量变化 相当于λ很大的情况，蒸发压力将远不如新安装的冷水机组。 1

假设冷水机组采用冷媒是R22，冷凝温度取40?，

φ *额定状态蒸发温度?,这里把制冷循环作理想T,5e0.20.40.60.81

0.995处理，认为压缩机进口为饱和状态，冷凝器出口为饱

0.99和状态，且将压缩机进口状态焓与蒸发温度关系用近

rcop 0.985h,404.96，0.34Te似方程表示。相对能效系数用

h,249.20.98rcop,0.161表示，则。 将其变化rcop432,249.20.975曲线用图4表示。从上到下λ=0.6,1,2,4,从图中可以看 1

图4.直接蒸发式蒸发器rcop随流量变化 出，能效基本上没有下降，虽然这只是理论结果，实际运行中由于压缩过程不可逆因素影响，实际能效可能有所下降，但不必因蒸发器中冷冻水流量下降而担心机组实际工作效率大幅下降。

对于满液式蒸发器，结合(6)、(7)

0.45950.34,,,,，2,8.64,3.6737Te (9) 1，,2

将蒸发温度方程(9)用图5曲线表示，相对=0.5 λ52λ=1 2能效系数用图6曲线表示。从图5可以看出，4.5λ=2 24，即冷媒側沸腾在λ2一定时，且λ2大于1λ=4 2T e3.5换热系数大于管内側水的对流换热系数时，蒸

3发温度随冷冻水流量减小而下降。虽然由于水2.5側换热系数减小，整个换热过程热阻增加，同

0.20.40.60.81时其中冷媒质量流速下降，蒸发量下降，但热φ 阻增加幅度要大于相对冷负荷减小幅度，因而

蒸发温度下降。但在λ小于1，即管内换热系数大于图5.满液式蒸发器蒸发温度随流量变化 2

壳側沸腾换热系数时，蒸发温度不降反升，这种情况虽然很难实现，但却启示我们，强化管内换热有利于在变流量时稳定蒸发温度，提机组能效系数。从图6(λ从上到下等于0.6,1,2

2,4)，看出能效基本上没有下降。

4相对综合能效系数rcop变化

一次泵变速运行时，理想情况下，冷冻水泵相对耗功与相对流量三次方成正比，因而呈很快下降，蒸发器蒸发量也下降，压缩机功耗也呈现φ 下降，当然冷凝器热负荷也下降，为了描述整个0.20.40.60.81系统能效利用情况，这里引入包括系统水泵功耗0.975

在内的综合能效系数，其定义为 0.95

0.925 rcop 0.9Qev0.875 (9) scop,N，N，N0.85compcpfp

0.825

NN式中为压缩机功耗，为冷却水泵 compcp

图6.满液式蒸发器rcop随流量变化

0.4595*0.4595*N功耗，为冷冻水泵功耗;根据有关理论，，，Q,,QN,,Nfpevevcompcomp

1.3785***3***，，假定，令，r 表示水泵额定功耗占压N,,NN,r,NN,,NN,Nfpcompcpcpcpfrpfrpfrp

缩额定功耗的比率，则相对综合能效系数为

scop1，2rr=0.4 (10) rsp,,*2.54050.919，，scop1，r,，,

r=0.3 rsp 将(10)式用曲线表示如图7所示。当r一定1.6r=0.2 时，流量相对变化越小，即水系统末端负荷越小r=0.1 1.4时，节能越明显，且r 越大，即水泵额定功率占

压缩机功额定功率越大，综合能效系数也越大;1.2φ 综合前面论述，采用单环路变流量系统时，制冷

系统的能效没有明显下降，但整个系统的能效却 0.20.40.60.81有明显提升，因而单环路变流量系统能够保证在小流量时 图7.相对综合能效系数rsp变化 蒸发器是安全的,同时整个系统又是节能的。

4结论

1) 两类蒸发器在变流量时，综合传热系数均呈下降变化。

2) 两类蒸发器在变流量时，蒸发温度有所下降，但提高冷冻水側传热系数或防止壁面结垢

有利于蒸发温度稳定。

3) 变流量运行制冷系统能效系数下降不明显，但综合能效系数却有明显提高。系统节能主

要体现在水泵节能潜力。

4) 单环路系统适应末端低负荷能力要强于双环路系统。

参考文献

[1] 托马斯.B?哈特曼冷水机利用变流量冷冻水的若干设计问题.暖通空调.1997,27(3):29-33.

[2]周亚素.蒸发器换热热阻分析.制冷学报.1999,:27-30

[3]尾花英朗.热交换器设计手册(下册).烃加工出版社.1987.4: 46 [4]尾花英朗.热交换器设计手册(上册).烃加工出版社.1987.4:415,388 [5]孟彬彬,朱颖心等.部分负荷下一次泵水系统变流量性能研究.暖通空调.2002,32(6):108-110