文章编号：1005 -0329(2016)05 -0083 -04套管式C〇2蒸发器的优化设计计算杨俊兰，唐嘉宝，苗艳芳(天津城建大学，天津300384)摘要：为了设计出结构紧凑、具有更好换热性能的〇2蒸发器，本文建立了套管式C〇2蒸发器的计算模型，论述了 套管式换热器的计算方法和步骤，并最终确定了套管式换热器的结构尺寸和型式。
结果表明:传热系数随管束内径的增 大先增大后减小，C〇2侧压降随管束内径的增大而减小;管束个数增加，换热系数和C〇2侧压降都减小。
研究成果可为 今后套管式C〇2蒸发器的优化设计提供理论依据。
关键词：C〇2;套管式蒸发器;设计计算;换热性能中图分类号：T H137.8;T K172 文献标志码：A d〇i：10.3969/j.issn.1005 -0329.2016. 05.018Optimized Design Calculation for a Double-tube C〇2EvaporatorYANG Jun-lan,TANG Jia-bao,MIAO Yan-fang(T ia n jin C hengjian U n iv e rs ity,T ia n jin300384,C h in a)Abstract ：I n order to design a CO2evaporator o f w h ich structure is com pact and heat tra nsfer perform ance is b e tte r,th is paper establishes the ca lcu la tio n m odel o f the double-tube C〇2evaporator,discusses the ca lcu la tio n m ethod and steps o f the evaporator，uses EES software sim ula tion a n a lysis，and fin a lly determ ines its size and typ e.The results s h o w th a t the heat tra nsfer c o e fficie n t along w ith the i ncrease o f tube bu ndle diam eter firs t increases and then decreases,the C〇2side pressure drop decreases w ith increasing o f bu ndle diam eter；w ith the tube bu ndle nu m ber increasing,th e heat tra nsfer co e fficie n t a decrease.The research fo r the double-tube evaporator provides the ore tical basis fo r th K e y w o r d s：C〇2;double-tube eva pora tor；design c a lc u la tio n；heat tra nsfer perform ancei引言随着臭氧层破坏与全球气候变暖等环境问题 的出现，替代工质受到广泛关注。
C〇2这种自然 工质作为制冷剂相对于有毒或易燃的制冷剂，它 显然更安全，更高效[1]。
蒸发器是C〇2跨临界热 泵系统中主要的换热设备之一，其换热和压降特 性对整个系统效率的提高起着非常重要的作用。
C〇2蒸发压力很高，而且热物理性质较特殊，使得 其沸腾换热特性不同于常规制冷剂，因此也就对 C〇2蒸发器在结构设计上提出了不同的要求。
范晓伟等建立了 C〇2套管式蒸发器稳态分 布优化设计模型，并对其进行了优化设计[2]。
蔡 景辉等对二氧化碳翅片管式蒸发器及套管式蒸发 冷凝器的结构尺寸进行了设计分析[3]。
李涛等建立了 C〇2翅片式蒸发器分布参数数学模型，研 究了迎面风速和工质的制冷流量对蒸发器的换热 和流动的影响[4]。
曲宏伟结合实验数据对单管 池沸腾换热关联式进行了整理分析，比较分析了 C〇2的换热关联式[5]。
杨俊兰在C〇2跨临界循 环方面做了大量的研究工作，采用稳态集中参数 法建立了 C〇2蒸发器计算模型[6]。
W u等研究了 跨临界C〇2热泵系统集管内的两相流分配对蒸 发器换热性能的影响[7]。
本文在上述研究的基础上进一步对套管式 C〇2蒸发器的结构及换热性能进行模拟分析，设 计出套管式蒸发器结构形式的具体尺寸。
2模型建立收稿日期：2015-10-15蒸发器的结构型式为固定套管式，大管内套 人小管，结构紧凑。
C〇2在小管内气化吸热，冷冻 水在小管外流动。
在建模时充分考虑计算条件，为了避免不必 要的计算，进行了以下假设：（1)蒸发器是一段均 勻的圆形套管。
（2)蒸发器内制冷剂侧与水侧均 是一维运行。
（3)工质均勻分配。
（4)不考虑热 损失。
（5)不考虑润滑油及其他物质对换热的 影响。
2. 1设计参数在设计蒸发器之前，首先应确定制冷剂的种 类、压缩机的工作形式、运行工况、质量流量、换热 量、冷冻水进出口温度、压降等，如表1所示。
依 照这些参数来建立计算模型，进行设计计算。
表1套管式c o2蒸发器的设计参数参数数值制冷剂C02压缩机工作形式C〇2专用活塞式压缩机压缩机运行工况（m3/h)理论体积排气量2.7蒸发器换热量（k W)8制冷剂质量流量(k g/h)200冷冻水进口温度（C)12冷冻水出口温度（C)7蒸发温度（C)52.2热力计算(1)确定冷冻水的质量流速V = 3600Q/[Cp(t in-t o u t)](1)式中V i冷冻水的质量流速，k/h—换热量，WC水的比热，k j/(k/ •C)i n-冷冻水的人口温度，Ct o o t—-冷冻水的出口温度，C(2) 初定传热面积首先初选传热系数& =l〇〇〇W/(m2 •°C)来 计算传热面积^，进而利用^来自行设计蒸发器 内管程和壳程的结构尺寸，计算完成后核算传热 系数的取值是否合理，否则要重选尺。
或进行结构 尺寸上的调整。
A= 1000Q/(K oM m)(2)式中4—换热接触面积，m2K—传热系数，W/(m2 • °C)A^m—对数平均温差(3) 允许压降的选取选定允许压降的目的是为了以后进行压降的校核计算，压降的大小对换热器的结构和运行都 有很大影响，合理的压降和运行压力大小有关，参 考表2进行选取。
表2合理压降的选取x l05Pa 运行状态运行压力允许合理压降负压运行0〜10〜0.1低压运行1〜110.35中压运行11〜310.35-1.8高压运行31 〜810.7 〜2.53结构设计套管内管束与管束之间和管束与壳体之间的 距离要合理，本文初步选用的蒸发器结构形式如 图1所示，采用工业领域使用广泛的螺旋型流道。
这种管道其流动离心力的作用，能增强湍流和减 小流动时的阻力;结构更加紧凑和小巧，有利于设 备的运输、移动;逆流传热还可获得较大的平均温 差，有助于提高换热效率[8]。
图1蒸发器结构及截面尺寸3.1 管束的结构参数根据计算得到的面积A，选取管束外径尤的 铜管，管束个数为n个，管道长度L通过下式计算:L = A/(n d0n)(3)管束的厚度关系到系统运行的安全系数，其 数值选取还是很关键的。
查阅相关文献[9〜13]，计算得出管束厚度为1m m。
管束间距一般取1• 2〜1. 5倍的管束直径[3]，本文按：d〇=15d(4)式中d〇，d一管束间距、管束直径，mm管束距壳体距离d不应小于3m m，如图1所示。
3.2换热系数计算3.2.1 C〇2侧换热系数计算式主要考虑C〇2在两相区内的流动状态。
本 文选用了 K e w和C o r n w e ll换热经验关联式[8]，计算两相区套管内沸腾换热的关联式：h1= 30R e〇'857fio〇'714(1 -x)-〇A44X/(ndl)（5)R e= p p A h i（6)Bo = Q/(Ghfg)(7)式中h—C〇2侧换热系数，w/(m2 •K)a—C〇2的导热系数，w/(m •K)X-干度Re!—-m2侧雷诺数P iC〇2 密度，k//m^1—C〇2粘度，N •s/m2U1C〇2 流速，m/sBo—-沸腾数，表示在传热过程中气化潜热对相变换热的影响G—工质的质量流量，k//s—气化潜热考虑将套管盘成曲率半径为200m m的螺旋 盘管，对套管内的换热有一定的促进作用，盘管内 换热的修正系数：心=1 + 1.77 d/R(8)式中R———曲率半径3.3.2水侧的换热关联式h2=0.023(A/dh)R ee gPr2,4sR(9)Re2= P2U2dh//，1(10)式中a—-水的导热系数，W/(m2 •K)P2水侧密度，k//m12——一水侧粘度，N •s/m2Re2冷冻水的雷诺数dh ——壳体的当量直径，mU2水侧流速，m/s3.3传热系数方程由于计算的需要，前文初定了一个传热系数 &，在这里要根据已计算出的C〇2侧的传热系数 h与水侧换热系数h2利用下式来计算总的传热 系数^ ：Ki(h +。
)1__________d + A(d)+ (丄d a V%+ ~)(1)式中Q—C〇2侧和水侧的污垢系数d m—管子的平均直径S---管束壁厚，m m，5 = 1m m若Ki= (1.1〜1.2)K〇，则认为原来假定的 传热系数K合理，可以按照本次的蒸发器结构尺 寸设计结果进行下面的压降计算，否则需重新假定[13]。
3.4 C02侧压降计算套管式蒸发器内的压降为管束内制冷剂侧的 压降和管束与壳体之间冷冻水的压降。
制冷剂侧 的流动压降主要包括重力压降、加速压降和摩擦 压降3种。
在本次模拟中重力压降和加速压降可 以忽略不计，所以制冷剂侧的总压降为摩擦压降。
而制冷剂侧两相区的C〇2的摩擦压降又包 括沿程摩擦阻力、回弯阻力以及进出口处的局部阻力A P3，同时还要考虑管道内结垢对 流动的影响[3]。
A P= (A P1+A P2)^d +AP3(12)仏=[(|)(纖)](3),//\0,14/I A\也=d o0,4(4)A P疋2=2^(15)A P3的15=2,5(16)式中也,—结构系数，一般取1. 1 ~ 1.5,本文取1.1----管束内工质的质量流速，k#(m2 •s) P—液相制冷剂密度，k g/m3L---长度，md—管内径，对于非圆形的管道，为水利直径，m色——圆管摩擦系数，本文取0.032也—管束内工质粘度校正系数h,—工质的粘度n s——管程数4计算结果分析当换热量为8k W，管束个数《=9的情况下，从图2可以看出，随着管束内径的增加，总的换热 系数先增加后减小，在3m m左右达到最大。
