蒸发器是制冷系统中必不可少的设备，常见的有满液式、干式、降膜式等。 蒸发器的制冷剂分配不均，会影响系统换热效果，严重的还会引起系统震荡。本文我们将 提出两种优化制冷剂分液的新方案，并且由数值模拟验证了优化后的分液效果。
蒸发器是制冷系统中必不可少的设备，常见的有满液式、干式、降膜式等。
蒸发器的制冷剂分配不均，会影响系统换热效果，严重的还会引起系统震荡。本文我们将 提出两种优化制冷剂分液的新方案，并且由数值模拟验证了优化后的分液效果。
蒸发器结构如图1所示。换热管束为铜管，型号为 Φ 12.7×0.6 mm，换热管间距为18 mm，制冷剂侧管程数为4，总换热管数为264，上、下缺口含管数为46，管板厚25 mm。
干式蒸发器样本制冷剂进出口如图2(a)所示。本文数值模拟主要研究蒸发器入口段制冷剂分液均匀性，故选取换热管第一管程的支管进行建模，建立的几何模型如图2(b)所示，具体尺寸如图2(b)～(d)所示，由主管进入的制冷剂在分液腔体中扩散掺混后进入支管，与载冷剂换热。
为了提高制冷剂分配的均匀性，本文提出了分液管和孔板两种不同的分液方案(图3)，并设计了两种分液管结构模型(
图4)，两种分液方案的设置如表1所示。根据支管流量模拟结果，调节孔板孔径使各孔口通过的制冷剂接近，各换热管的制冷剂分配也将趋于均匀，由此确定各孔口的相对大小。
研究表明Eulerian模型在模拟两相流的气液分离现象与实验结果吻合良好，所以本文选用Eulerian模型作为两相流模型；因该蒸发器内制冷剂流场完全为湍流，标椎 k - ε 作模型用于湍流计算精度合理，故采用标准 k - ε 湍流模型。此外，本文数值模拟主要关注制冷剂分配是否均匀，过程不涉及传热，关闭了能量方程。控制方程如下：
式中： ρ 为流体密度，kg/m 3 ； u 为速度，m/s，下标 i 、 j 为矢量的分量； μ 为动力黏度，N·s/m 2 ； p为压力，Pa； ρg i 、 F i 分别为重力体积力和其他体积力(如源于两相之间的作用)，N/m 3 。
制冷剂采用R22，制冷剂节流后干度为0.2，采用质量流量入口，入口流量为1.7 kg/s，制冷剂物性参数根据设计蒸发温度2 ℃，利用REFPROP软件查询。计算出制冷剂蒸气的体积分数远大于液相制冷剂，因此设置气相为连续相，而制冷剂液滴为离散相。考虑求解的稳定性及收敛性，求解算法具体设置如表2所示。
干式蒸发器入口制冷剂分液模型的网格处理采用混合网格，分液腔体隔板采用非结构四面体网格，流体边界层处采用六面体结构网格，主管及各支管采用高质量结构化网格。当支管数量较多时，通常采用各支管流量的均方差作为均匀性评价指标，反映各支路与平均流量的偏移程度，表达式为：
式中： q i 为第 i 根支管的质量流量，kg/s； q v 为各支管的平均流量，kg/s。
对于气液两相制冷剂的分配研究，本文数值模拟主要关注混合相流量均方差 STD m 、液相流量均方差 STD l 以及压降。网格独立性验证结果如图6所示，当网格数量从392万再增加时， STD m 、 STD l 及压降的变化量均在1%以内，可认为数值模拟结果将不再随网格数量的增加而产生较大变化。
由于制冷剂流量不易测量，气液两相制冷剂分配的直接实验验证非常困难，采用间接验证方法，即通过测量干式蒸发器的整体压力损失和换热量进行验证。当蒸发温度为2 ℃，出口过热度为2.5 ℃，水侧冷水进口温度为12 ℃，冷水出口温度为7 ℃时，样本实验测试值和模拟值的对比如表3所示，压力损失和换热量的相对误差分别为7.0%和8.4%，说明计算较为准确。
由管板上的液相分布云图(图7(a))可以直观地看出气液两相制冷剂的分离现象：气液两相混合物进入分液腔体后，撞击在管板上向四周分散，由于惯性力及壁面摩擦力的作用，液滴聚集在壁面上而发生气液分离；另一方面，气液分布在重力方向上无明显差异，说明重力并非引起气液分离的主要因素；气液两相密度不同，撞击壁面时受到的惯性作用及摩擦作用才是导致气液分离的主要因素。
图7(b)展示了各支管出口制冷剂的分配情况。支管入口的气液两相制冷剂是混合的，两相流在流动过程中充分发展，受重力影响发生气液分层。总体上各支管制冷剂分配明显不均匀但具有显著的对称性，正对主管的支管液相制冷剂含量明显多于其他支管，靠近分液腔体侧壁面的支管在壁面摩擦力作用下液相制冷剂含量也较多。
根据模拟结果，统计各支管出口气液混合相及液相的质量流量，由式(3)可得： STD m =1.34， STD l =1.63。各支管液相制冷剂的均方差大于混合相制冷剂的均方差，说明液相制冷剂的分配均匀性比混合相更差。此外，气液两相制冷剂的压力损失为2.113 kPa。
增设分液管后蒸发器支管出口的制冷剂分布情况如图8所示，总体上中间支管和近壁面支管的液相制冷剂含量大于其他支管，制冷剂的分配仍然存在不均匀，但对比样本(图7)有了一定改善。对分液管制冷剂流动和分配的改善程度进行了量化分析，如图9所示。与优化前相比，增加分液管提升了制冷剂分配均匀性和压降水平，且分液管管壁开孔(方案一b)比条形开口(方案一a)改善效果更显著，其 STD m 及 STD l 相对样本分别降低了56.7%和51.5%，但压降增大也更为显著，增大了9.533 kPa。
这表明管壁均匀开圆孔后，制冷剂能从孔中更均匀地喷洒流出。此外，制冷剂分配的均匀性与封板孔径有关，孔径每增加2 mm， STD m 及 STD l 分别平均下降8.7%和6.6%，且随着孔径增大其变化幅度减小，说明其提升幅度有限；同时制冷剂压降随孔径的增大而减小，孔径每增加2 mm，分液管压降平均下降16.6%。这是由于管壁开孔面积较大，封板开孔减小后通过的制冷剂量减少，导致分液均匀性降低，且小孔会带来更大的阻力损失。
上述结果表明分液管提升了两相制冷剂分配均匀性的同时也带来了更大的阻力损失。阻力增加将增大压缩机功耗，且会影响制冷剂的饱和温度，减小传热平均温差。但有研究发现，在分液均匀性和压降的互相制约下，分液均匀性对蒸发器换热性能的影响更大。另一方面，在实际中可以适当调节膨胀阀，使分液结构也起到一定节流作用，减小分液结构压降增大带来的不利影响。因此在模型对比中更侧重分液均匀性的提升，认为分液管管壁开孔的改进更优。
在不同位置安装孔板后蒸发器支管出口的制冷剂分布情况如图10所示，相对于样本(图7)，可以看出增加分液孔板改善了制冷剂在正对主管的少数支管内集中的情况，使制冷剂的分配变得更加均匀，但由于支管较多，难以实现所有支管流量的均匀分配，仍然存在一些支管的流量偏小。为了定量分析孔板对制冷剂流动和分配的影响，图11给出了各模型的分液均匀性指标及压降。
结果表明，分液孔板有效改善了制冷剂分配均匀性，但也增大了阻力损失。此外，其改善效果与距支管安装位置有关，安装位置距支管越远，制冷剂分配均匀性越好，且阻力损失越小。其中以 L =25 mm安装位置为最优，与样本相比其 STD m 及 STD l 分别降低了60.4%和56.4%。从气相制冷剂在流动方向的速度变化云图(图12)也可以看出，由于靠近主管的制冷剂速度较大，通过分液孔口会产生较大的压降；而远离主管出口的制冷剂流速减小，通过分液孔口产生的压降大幅减小。可知分液孔板离管板越近，分液和流动效果越好。
由CFD模拟结果可知，增设分液管和孔板均改善了制冷剂分配均匀性，但带来了更大的阻力损失，因此，需进一步分析蒸发器换热性能的变化规律。各换热管的制冷剂流量参考数值模拟结果，如1.5节所述，采用相关经验公式进行传热计算。表4对比了干式蒸发器制冷剂分配优化前后及理想分液条件下的压降和换热量。为了统一对比基准，样本数据仍采用模拟值。
结果表明，增加分液结构后，分液管方案相对样本压力损失增大9.4 kPa，导致平均传热温差下降0.3 ℃，得益于分液均匀性的提高，其平均传热系数相对样本提高24.9%，但由于分液不均仍然存在，换热量未能与传热系数同步提升，仅提高19.7%。孔板方案压降增大2.4 kPa，平均传热温差下降0.1 ℃，平均传热系数和换热量相对于样本分别提高25.0%和23.8%。可见这两种方案都能提升蒸发器的换热性能，增大其设计负荷，带来经济效益；而且增设分液孔板改善效果更显著，仅比理想分液条件下的换热量小11.1%。
为改善干式蒸发器制冷剂分配不均导致传热效率下降的问题，本文提出了增设分液管和孔板两种分液方案，结合CFD数值模拟和传热计算分析了两种分液结构的分液均匀性和蒸发器换热性能改善情况。得到如下结论：
1)气液分离现象导致两相制冷剂干度分布不均匀，而惯性碰撞及壁面摩擦力的作用是造成气液分离的主要原因，重力并非引起气液分离的主要因素。
2)增设分液管改善了分液均匀性的同时增大了阻力损失，且分液管封板孔径越大越不利。分液管管壁开孔比开条缝的分液均匀性改善效果更好，其 STD m 及 STD l 相对于样本分别降低了56.7%和51.5%。
3)增设孔板后的分液均匀性比样本提高了60.4%，且其安装位置越靠近分液管板，改善效果越显著。
4)对比最优分液管及最优孔板方案，蒸发器的换热量相对样本分别提高了19.7%和23.8%，说明增设孔板更有效。
