再循环制冷系统匹配卧式分离器的设计及性能研究

阮建文，黄彦陶，张成，梁竞维，颜栩翰，罗华茂

（广东海洋大学机械与动力工程学院，广东湛江，520444）

管翅式蒸发器在冷冻冷藏领域得到非常广泛的应用，同行对于管翅式蒸发器的强化换热的研究也日久弥新［1］。对于大型的制冷系统，管翅式蒸发器作为重力再循环制冷系统蒸发器，提高蒸发器内工质的流速是强化换热常规手段，通过热虹吸原理使工质液体再循环，从而使蒸发器工质侧的换热得到改善［2］［3］。气液分离器是重力再循环制冷系统最重要的制冷系统组件之一，与直接膨胀供液所采用的气液分离器不同，重力再循环制冷系统用气液分离器一般采用“两进两出”方式进行气液分离，在无附加其他能量消耗的前提下，为再循环制冷系统蒸发器提供供液压头进行多倍供液，在重力供液制冷系统中，气液分离器不仅对来自蒸发器回汽管内的两相制冷剂进行气液分离，防止压缩机液击，而且自身必须要有一定的液位，为再循环制冷系统蒸发器内制冷剂多倍循环提供动力，保证制冷系统的正常运行，因此，设计或采用适合于重力供液制冷系统的气液分离器对于整个系统的有效运行有重大的影响。

国内外学者对气液分离器做了较多的研究，宋贤良［4］对旋风分离器的流场进行了分析，提出将单进口改成双进口布置，曹学文［5］对管柱式分离器进行了研究，提出了一种新型管柱式分离器的加工工艺和方法，朱斌［6］对双进口，筒锥型重力沉降式分离器进行了模拟，结果表明该分离器分离效果良好，王亚安［7］对旋流分离器进行研究，结果表明，操作参数一定时，液膜厚度沿轴向向上趋于减小；在某一轴向位置，液膜厚度随入口气量的增大呈现“S”形分布，随入口液量的增大而近线性增大，吴腾飞［8］对立式气液分离器进行了实验研究，介绍了气液分离的机理，Xue X［9］等利用模拟软件对旋风分离器颗粒物进行了模拟，结果表明，随着气体颗粒温度上升，分离效果变差，Zhiping［10］等对小型旋风分离器进行研究，结果显示分离器的压降随着操作压力的增大而增加，Liang F［11］等提出一种新型分离装置用于研究气液分离过程，结果表明气液两相分离受断裂位置，表面速度等影响。

再循环制冷系统蒸发器的基本思想就是增大蒸发器内液体制冷剂流量，使其数倍于其蒸发量，这样不仅可以强化蒸发器的传热，而且可以促进润滑油迅速排出蒸发器和提高多组并联运行蒸发器的供液均匀程度［2］。要使重力供液系统的液体制冷剂形成内部的再循环，气液分离器与蒸发器之间所成的动力压头（供液压头）必须等于或大于回路中所有的阻力压降［3］。

再循环制冷系统蒸发器一般采用“下进上出”的方式进行供液和回汽，气液分离器通过供液管向蒸发器内供液，再循环制冷系统蒸发器进口为饱和液体，由于多倍供液，蒸发器内液体制冷剂蒸发不完全，出口为两相混合物，这就会造成进口密度和出口密度不一致，这是热虹吸产生的原因，因此重力再循环制冷系统用蒸发器是以热虹吸为基础，在不增加附加能耗的基础上，以气液分离器内静液面至蒸发器底部的之间的高差为动力压头形成的多倍供液制冷系统。为了保证再循环制冷系统蒸发器稳定性，重力供液系统进行分离器的研究和设计以重力沉降分离机理为基础。

1 气液分离器的结构设计

1.1 分离理论的基本假设

混合流体（气液混合物）中进入重力式分离器的液相部分假定均匀分布于分离器的横截面上，所有液滴夹带为球形颗粒，该假设被Grassmann（1982）and Prandtl et al. （1990）证实［12］。

卧式气液分离器再循环制冷系统中，来自节流之后的两相制冷剂管路位于分离器的单侧，被压缩机吸走的制冷剂气体管路位于分离器顶部的左侧，来自蒸发器不完全蒸发的两相制冷剂管路位于分离器顶部的右侧，向蒸发器底部供给的饱和液体制冷剂管路位于分离器的底部。气液分离器主要分离来自节流之后的两相制冷剂和来自回气管内的两相制冷剂，实际分离过程较为复杂，这里结合单液滴模型对分离过程进行相应的简化。模型的假设如下［13］［14］：

（1）进入气液分离器的液态制冷剂为球形颗粒，并均匀分布于分离器的横截面上；

（2）在流场中的每一个位置，气液两相相互渗透，存在相间耦合，每一相都有各自的速度和体积分数；

（3）只考虑铅直方向液滴的受力作用，忽略其他方向力的作用。

1.2 气液分离器模型

图1 液滴沉降图

受重力的影响，制冷剂液滴在制冷剂气相做自由落体运动，其重力沉降过程如图 2- 1所示，单液滴在制冷剂气相中的受力情况如图 2- 2所示［15］［16］

图2 液滴受力分析图

由上式可以看出，液滴的终端速度与液滴的物性，粒径以及阻力系数有关，其中阻力系数主要取决于液滴雷诺数 。

1.3 阻力系数和沉降速度

1）阻力系数

阻力系数CD与 临界雷诺数Rep有 关，经试验测得如图 2- 3所示［17］

图3 阻力系数CD与颗粒雷诺数Rep的关系

一般来说，阻力系数取值一般在前3个区域，即第4个区域在沉降过程中是达不到的。

2003年Brown 和Lawer提出了一个更精确且覆盖整个研究区间的表达式：

上述模型假定液滴是在静止的气体中下落的，假定气体将以相同的速率运动，液滴将出现静止状态，而气体将以恒定的终端速率运动，将上述假设应用于设计分离器，处于临界直径液滴

表1 蒸发温度为-30℃

将静止在终端速率为ut的气体中。本文假定的液滴直径都大于临界直径，小于临界直径的液滴将被气相夹带，液滴速率应尽可能的小，保证在进入压缩机之前，所有液滴都被蒸发，或者液滴的速率应小到不能对压缩机产生危害，或影响整个系统的效率。

2）沉降速度

将不同沉降区内阻力系数CD的主要计算式代入式（2-4）中，可以得到下列计算沉降速度的公式。因此， 如上图所示， 在临界直径100μ m

因此，通过计算，可以得到R404A制冷剂在蒸发温度为-30℃时，其终端沉降速度ut=0.39，将其带入公式2-11或2-12可得Rep= 62.52， 将Rep= 62.52带入公式2-6可得阻力系数CD=1.55。

1.4 单液滴模型气液分离器的设计

在卧式气液分离器中，uV表示气相水平方向和竖直方向的合速度，卧式分离器回气管到吸气管之间的距离L应满足：

图4 卧式气液分离器速度方向矢量图

2 实验研究

为了更方便的研究卧式气液分离器重力再循环制冷系统在低温下的的性能及其运行特征，在不同库内温度下对有卧式气液分离器和无卧式气液分离器（直接膨胀供液）进行对比实验。

如图5所示为重力再循环制冷系统原理图，在重力再循环系统中，再循环制冷系统蒸发器采用“下供上回”的形式进行供液和回气，卧式分离器设置在蒸发器的上方，当再循环制冷系统蒸发器内静液面稳定时，压缩机与气液分离器之间的循环和气液分离器与蒸发器之间的循环达到动态平衡。

图5 重力再循环制冷系统原理图

直接膨胀制冷系统实验台如图6所示，是在再循环系统实验装置上加以改造，把卧式分离器去除，直接用铜管将蒸发器的上集管与膨胀阀连接，下集管与压缩机吸气连接，其他装置保持不变，蒸发器采用“上供下回”的方式进行供液和回气。

图6 直接膨胀制冷系统原理图

图7 卧式气液分离器重力再循环制冷系统装置实物图

2.1 蒸发器特性对比

如表2所示，受库内温度的影响，再循环制冷系统蒸发器的蒸发温度普遍比直接膨胀蒸发器高6～7℃，但是再循环制冷系统蒸发器的传热温差低于直接膨胀制冷系统蒸发器6～7℃，在保温体内温度从-5℃变化到-20℃过程中，直接膨胀制冷系统传热温差相比于再循环制冷系统的传热温差增幅分别是32%、33%、36%、42%，再循环制冷系统由于气液分离器的存在，蒸发器的供液量数倍于蒸发量，导致蒸发器内制冷剂的流速增加，从而加大了流动阻力损失，蒸发温度高受到气液分离器正常液面到蒸发器进口处液柱高度和流动阻力降低的双重影响，蒸发温度被抬高了6～7℃，再循环制冷系统蒸发器具有小温差，大流量的特点。

表2 两种制冷方式蒸发温度与传热温差的对比

2.2 压缩机特性的对比

如表3所示为压缩机吸气/排气压力的对比，重力再循环系统压缩机的吸/排气压力都高于直接膨胀系统的压缩机吸/排气压力。重力再循环系统的气液分离器具有两种分离作用，其一是分离来自节流阀的气液两相混合物，其二是分离出蒸发器的气液两相混合物，由于两种分离作用的存在，使得进入压缩机的吸气量增多，系统内工质的质量流量增大，使重力再循环系统压缩机的吸排气压力明显高于直接膨胀供液制冷系统，更高的吸气压力可以使再循环制冷系统达到更低的蒸发温度，因此，再循环制冷系统可以使保温体内空气温度达到-30℃，而直接膨胀制冷系统只能使其达到-20℃。

表3 两种制冷方式吸气压力与排气压力的对比

如表4所示为两种制冷方式制冷量、传热系数及COP的对比，随着库内温度的降低，再循环供液系统蒸发器的传热系数是逐渐增大的，这是由于温度越低，再循环供液系统蒸发器的循环倍率越大，导致蒸发器管内制冷剂流速增加，管内制冷剂流速增加使制冷剂侧传热系数增加，从而增大总的传热系数，而直接膨胀供液制冷系统蒸发器的循环倍速为1，因此直接膨胀制冷系统的传热系数基本不变，两种制冷方式传热系数之差由保温体内空气温度为-5℃的6.59 W/m2增加到-20℃的10.24 W/m2，在保温体内温度从-5℃变化到-20℃过程中，再循环制冷系统传热系数相比于直接膨胀制冷系统的传热系数增幅分别达到了67%、76%、82%、113%，并且有温度越低增加越大的趋势。

表4 两种制冷方式制冷量、传热系数及COP的对比

2.3 系统运行特性的对比

在换热面积不变的情况下，制冷量的值取决于传热温差和传热系数的乘积，在保温体内温度从-5℃变化到-20℃过程中，再循环制冷系统传热系数相比于直接膨胀制冷系统的传热系数增幅分别达到了67%、76%、82%、113%，而直接膨胀制冷系统传热温差相比于再循环制冷系统的传热温差增幅分别是32%、33%、36%、42%，在这种情况下，传热温差相对于传热系数对制冷量的影响要小，因此再循环制冷系统的制冷量相比于直接膨胀制冷系统的制冷量增幅分别是14%、18%、17%、23%，由表3还可以看出，再循环制冷系统在保温体内空气温度为-30℃时的制冷量高达4204W，而直接膨胀制冷系统在保温体内空气温度为-20℃时的制冷量为4340W。

再循环制冷系统COP与直接膨胀制冷系统COP相比也有一定的提升，提升幅度分别为8%、13%、12%、16%，并且在低温工况下，再循环制冷系统依旧有较高的COP，在保温体内温度为-30℃时，再循环制冷系统COP达到1.1。

3 结论

（1）通过对卧式再循环制冷系统气液分离器的分析和设计，从而得出适用再循环制冷系统用卧式气液分离器的尺寸大小。该气液分离器完全满足再循环制冷系统的要求，采用该设计方法设计的卧式液分离器分离效果良好。

（2）相比于直接膨胀制冷系统，再循环制冷系统可以得到更低的库内温度，在本次试验的供液高度下，再循环制冷系统的库内温度都可以达到-30℃，而直接膨胀制冷系统只能达到-20℃，这是因为再循环制冷系统的吸气压力比直接膨胀制冷系统高，在冷凝温度不变的情况下，压缩机的容积系数高，制冷量大。

（3）在保温体内温度从-5℃降低到-20℃时，相比于直接膨胀制冷系统，再循环制冷系统使蒸发器的换热系数分别提高67%、76%、82%、113%，使蒸发器的制冷量分别提高14%、18%、17%、23%，使制冷系统的COP分别提高8%、13%、12%、16%，还可以达到直接膨胀制冷系统无法达到的-30℃的保温体内空气温度，并能满足工质在蒸发器内再循环。

符号说明

CD—阻力系数；Adroplet—液滴的投影面积，m2；d—液滴的直径，m；ρv— 气体密度，kg/m3；u—液滴的速度，m/s；mvapor— 相应液滴体积的气体质量，kg；mdroplet—液滴的质量，kg；ρL—液体的密度，kg/m3。

本文受湛江市科技攻关专题项目（2020B01157及2019A01043）；南方海洋科学与工程广东省实验室（湛江）项目（ZJW-2019-01）；广东省基础与应用基础研究基金项目（2019A1515111066）资助。

（The project was supported by Zhanjiang Science and Technology Project（ NO.2020B01157 and 2019A01043） , Southern Marine Science and Engineering Guangdong Laboratory（ZJW-2019-01）,and the General Program of Natural Science Foundation of Guangdong Province, China（No.2019A1515111066））