换热器(英文)

目录

用于吸收式制冷剂组解吸塔上的板壳式换热器中的压降的研究 (1)

摘要 (1)

1引言 (1)

2 循环吸收式没有压降的发电机的描述 (2)

3 换热器中的沸点和压降 (3)

3.1 溴化锂-水-发生器 (4)

3.1.1 板式换热器的温度分布 (5)

3.2 氨—水蒸发器 (6)

3.3 实验注意事项 (7)

4 板式换热器用作蒸汽发生器 (8)

5 结论 (8)

致谢 (9)

参考文献 (9)

用于吸收式制冷剂组解吸塔上的板壳式换热器中的压降的研究

N.Gacía-Hernando a,*,J.A.Almendros-Ibá?ez b,c,G.ruiz d,M.de Vega a

a能源系统工程(ISE), Ingeniería Departamento de Térmica y Fluidos大学,马德里卡洛斯三世Avda?Leganés、第30条、第28911大学,马德里,西班牙

b Industriales非政府Escuela de Albacete的

c可再生能源研究所，第02071期，阿尔瓦塞特省，西班牙

d 能原效率和可再生能源部门，Reunidas、S.A. 、C / Arapiles第13号、10a,28015年马德里,西班牙

文章历史条：

2009年6月17日收到原文2010年2月2日收到修订表2010年10月6日审核通过2010年10月30日在网上发布关键词：

吸收系统

解吸

板式换热器

压力降

板式换热器摘要

我们对板式换热器中的压降对LiBr–H2O（苯丙氨酸）和NH3-H20溶液沸点的影响进行了研究。对于NH3-H20溶液，压降和温度饱和之间的关系说明，在饱和温度变化很小的情况下，可以存在很大的压力降。另外，在使用LiBr–H2O时，由于工作压力通常比较低，为了将板式换热器作蒸汽发生器之用，因此，必须将压降作为一个主要限制参数。在这种情况下，压降会显著改变进入换热器的溶液的沸点，因此，也就需要一个更高的加热流体温度。由此，我们提出了一个设计这种系统的大纲。

2010年教育部博士点基金有限公司版权所有

1引言

吸收式制冷机，与机械制冷系统相比，在外形尺寸上普遍比较大，也因此限制了它们在低等和中等电力系统上的进行更广泛的使用。例如，一个典型的价值制冷功率比体积在单身对机组的影响是为了吸收达0.04米3/千瓦(没有考虑到冷却统所占的体积)-制冷能力在10到30千瓦,而机械压缩机系统可以有一个制冷功率比等于0.02米3/千瓦的同样范围的制冷能力。作为吸收技术的推广使用，这显然很不方便，并且减少了它在减少二氧化碳排放方面的功效，该系统可以使用低温能源，尤其是在文章信息：

使用LiBr–H 2 O溶液时，就像太阳能电池板一样[1,2]。

为了打消这种担忧，我们正在试图减小它的尺寸，其中一个减小尺寸的方法就是使用紧凑型换热器。板式换热器已经不仅用于溶解热量的回收[3]，还用作吸收器[4,5]或发电机[6]。在这里，我们研究了改进措施。

目前，我们比较关注压力降和饱和温度之间的关系，以及对吸收式制冷机上所使用的板式换热器的温度分布的影响。这

新的考虑必须慎重对待，因为吸收式制冷机上所使用的板式换热器的压降相对来说还是很重要的。这种情况一直持续到现在，因为沸腾池的压降不是很令人满意。在

这些学者的知识体系里，尽管有测量过这些压降值，但压降对换热器设计和效率的影响[6]，他们从来就没有研究过。为此，我们在这就解决这两个方面。

2 循环吸收式没有压降的发电机的描述

在大多数情况下，吸收系统只是在理论上做过研究，并且忽略了换热器中德压力降[7]。在这种情况下，理想的热力循环很容易就实现了，因此,了解蒸发和冷凝温度、不同换热器的进出口流体的温度就可以计算出来了。在目前的研究中，LiBr–H2O和NH3–H2O的理想循环被看做是个案，对应于蒸发温度为70℃，冷凝温度为40℃。计算的过程和de Vegaet al的很相似[8]，相应的设备如图1。在NH3–H2O体系的情况下，蒸

汽分离，还应该包括作为最终NH3蒸馏的整流器。

在解吸塔的进口（7：T进气通道）和

出口（8：T出气通道）的溶液计算温度，并且，图2中给出了相对应的原始沸点，图3为不同的蒸汽分离解吸过程中的质量分数。在这些数据中，质量分数y是制冷剂进入冷凝器时与解吸塔的质量通量之间的比例。就进出口浓度而言，它可以表示为：

错误！未找到引用源。

(1)

错误！未找到引用源。

(2)

公式中X7和X8分别为NH3和LiBr的质量分数。这些温度在理想情况下会随着溶解过程而增加，在解析过程中产生的蒸汽经过换热器进行循环。事实上，对于一个给定压力的发生器，初始温度条件下的沸腾

图1 冷却吸收塔的组成图

图2 没有压降的解吸塔使用NH3–H2O溶液时的估计温度分布图，对于不同的制冷剂的

蒸汽质量分数：蒸汽温度为7℃，冷凝温

度为40℃。（氨气进口质量分数为52.4%，

出口质量分数为42.9%，46.9%，48.9%）条件是一样的。独立的水蒸气制冷质量分数y如图2和3.在这些数据，以及其他人的报告中，温度分布图也只是估计的。例如在Gabrielii and Vamling [9]的研究报告中，非常有意思的是，在所有情况下，对于溶液来说都是进口温度小于沸点，沸点小于出口温度，这在原则上允许使用带流量计的板式换热器配置热流体。

不考虑压降，循环中的最大温度是在发生器的出口，因此，热流体的温度不得不和此数据一致。在使用NH3–H2O的情况下，温度要比100℃高才可以达到水蒸气分离时的质量分数的16%，而在使用LiBr–H2O时，水蒸气分离时的质量分数为7%时，温度就可以达到95℃左右，这样就可以使用收藏的太阳能作为热源。

3 换热器中的沸点和压降

忽略压降的假设是和使用费腾池做蒸汽发生器一样的。可是，

图3 没有压降的解吸塔使用LiBr–H2O溶液时的估计温度分布图，对于不同的制冷剂蒸汽

质量分数：蒸汽温度为7℃，冷凝温度为

40℃。（氨气进口质量分数为56.9%，出口

质量分数为61.4%，59.4%，57.9%）

当考虑用换热器作为解吸塔的可能性时，我们就要估计压力降的大小，分离所需要的可能的温度变化也必须算出来。这个温度实际比理想情况下要高，因为它对应于发生器的压力加上压降时的饱和温

图5 蒸汽发生器在操作压力

c

p=1.6Mpa时，NH3–H2O溶液的沸点随压降DP的变化度。图4和5表示初始的沸点，这个温度对于使不同浓度的溶液混合发生沸腾很有必要，

图4 蒸汽发生器在操作压力Pc

c

p=7.4Kpa时，LiBr–H2O溶液的沸点随压降DP和进口浓

度的变化

因为沸点是压力的函数。出口操作压力和理想情况一样，LiBr–H2O溶液是7.4Kpa, NH3–H2O溶液是1.6Kpa。

沸点对于蒸汽发生器压降的敏感性如图4和图5，这表明它对于LiBr–H2O溶液是非常重要的，原因是使用这种溶液的系统的工作压力很低。由于压力降小于10 Kpa，因此需要沸点温度提高15℃.这与使用NH3–H2O溶液时不同，在使用NH3–H2O溶液时，10%的压降对应于沸点升高3℃。

接下来，我们将计算发生器上所使用的传统换热器的合理压降值，以此来预测真正初始沸点温度。

3.1 溴化锂-水-发生器

我们已经研究了功率为5Kw的制冷机组的应用，并且为解吸塔上使用的板式换热器提出了一个设计方案。我们首先来看使用LiBr–H2O溶液的情况，最初是

使用的常规的溶液进出口温度，如图3，这个温度是设计温度。目前这个研究，和在马科斯[6]一样，我是用油作为加热流体的，设计工况是：进口溶液温度是75℃，出口温度是88℃，这与6.6%的制

冷蒸汽的质量分数是相对应的。根据Hewitt [10]，为这个工况所选择的板式换热器是Alfa-Laval AC30模式，该换热器具有15块板。这个设计的目的在于设计一个小型的换热器（按照5Kw左右的制冷机来选），这个换热器具有最少数量的换热板，并且能够提供解吸塔（6.4Kw）所需要的能量。这个换热器的型号要比费腾池所用的具有相同功能的换热器的型号还要小。在其他的研究中，没有文献记载可以计算管程（NH3–H2O溶液和LiBr–H2O溶液）中的压力降。因此，为了估计冷却吸收塔[11-14]制冷所使用的换热器中的压降的大小，我们对文献中有关不同制冷剂混合的沸腾过程进行了审核[11-14]。

对文献的复查结果使我们估计摩擦主要影响压降的因素如下：

错误！未找到引用源。

(3)

式中L是通道的长度，

h

D是水力半径（是

换热器的通道缺口的两倍），

m

v是具体的水蒸气混合物的量。V是平均速率，f是摩擦因数。根据Hsieh and Lin [14]的的研究，这个公式可以用以表示为：

错误！未找到引用源。

(4)

Re是雷诺系数，可以解释为

错误！未找到引用源。(5)

和错误！未找到引用源。(6) eq

G是相当质量，它是流量（G）、平均质

量

m

y和饱和条件下密度的函数。

值得注意的是我们采用的相关性是由于R-410A获得的，而不是LiBr–H2O 溶液。可是，当与Marcos et al. [6]的实验数据相比较时，得到了一个比较合理的结果，只是结果低15%。

设计的换热器的压降时40.9Kpa（根据式3）。热流体的进出口温度分别是132℃和119℃。我们注意到一个很有意思的事情：由于传热面的降低，使用小型板式换热器对可能利用的低温热源会有一个负面影响。

3.1.1 板式换热器的温度分布

现在我们研究解吸塔将考虑压降以及换

热器上温度的分布。就现在的情况来说，40.9Kpa的压降将会有一个更高的沸点如图4所示的122℃。

图6 一定压降下使用LiBr–H2O溶液循环时估算的温度分布和压降的关系：蒸汽温度=7℃，冷凝温度40℃。（LiBr的进口质量分数为

56.9%，出口质量分数为60.9%）

因此，对于设计条件（如出口溶液温度和计算的压力降），最新预计的温度分布图如图6，图中也标示出了预计的压力降：我们觉得单相流动的压降大大低于两相流动[11.15.16]。

与理想情况相比，解吸塔上溶液一边的温度分布会发生很大变化，并且进口温度小于出口温度，出口温度小于沸点。因此，如果板式换热器要达到6.5KW的换热能力和分离大量所需的制冷剂，就需要一个比初始温度更高的温度。

一个可以避免这个问题的方法就是设计板式换热器，为了控制压力降在允许的范围内，这个压力降会使出口温度等于沸点。图7表示了不同操作条件下的发生器所允许的可控压降范围，它是蒸汽质量分数的函数。如果预期的压降值比图7所表示要高，板式换热器上的温度分布将会在内部出现最大值，而不是出口，因此，在错流配置的设计步骤上必须谨慎（下一部分将会解释其原因）。另外，外部的热流体的温度应该比理想情况要高。

3.2 氨—水蒸发器

同样的，用NH3–H2O溶液也会得到解吸塔上的温度分布，如图8，压力降为16Kpa、

在使用NH3–H2O溶液的情况下，板式换热器上的温度分布和两相情况很相似。没有压力将，进口温度小于沸点，沸点小于厨楼温度仍然成立。

对于NH3–H2O溶液，压降和饱和温度的关系（如图5）表明，溶液温度分布（如图8）有微小的变化就会引起很大的压力降，即对于解吸塔上使用的换热器来说，这个参数不是一个可控参数。

另外，在使用LiBr–H2O溶液的情况下（如图4），由于工作压力非常低，蒸汽发生器使用板式换热器做充分的热交换时，对压力降进行分析时应该将其视为一个主要的控制参数。在这种情况下，压力降将显著改变进入换热器中的溶液沸点（如图6）。

图7 解吸塔使用LiBr溶液时，其中中的压力降使得沸点等于出口温度

图8 一定条件下使用NH3–H2O溶液循环时，估算的温度分布和解吸塔上压降的变化：蒸

汽温度=7℃，冷凝温度40℃。（NH3的进口

质量分数为52.4%，出口质量分数为42.9%）

图9 使用LiBr–H2O溶液并考虑压降时，蒸汽发生器上的板式换热器的操作压力为130

Kpa，沸点随压降DP和解吸塔进口浓度的变

化关系

图10 使用LiBr–H2O溶液并考虑压降：进口压力

=130

a

kp，实际测量和估计的解吸塔上的温度分布。（LiBr的进口质量分数为56%，

出口质量分数为57.5%）

图11 使用LiBr–H2O溶液并考虑压降时解吸塔上的温度变化，蒸汽温度=7℃，冷凝温度

40℃。（LiBr的进口质量分数为56.9%，出

口质量分数为60.9%）

3.3 实验注意事项

正如前文所述的，在作者的研究中，没有足够的信息。在Marcos et al. [6]的研究中，用间接加热的板式换热器测试冷却吸收塔中的LiBr–H2O溶液具有双重作用，这种换热器是被用作高温解吸。在这个试验中，板式换热器的工况压力降是130Kpa。正如前面一样，我们可以计算出不用压力降下的沸点变化（如图9）。比较图4和图9，我们可以看到，由于板式换热器的压力更高，压力降每变化25 Kpa，沸点变化量大约为5℃。这与Marcos et al [6]. 的研究结果是一致的。根据这些学者的研究，所使用的板式换热器有30块V型板，长有250mm，宽有112mm，厚度是0.5mm，板间距是2.6mm。我们测量了溶液的进出口温度，也测量了热流体（油）的出口温度，步骤与3.1中的步骤一样。我们把这些测量值与板式换热器的估计值进行了比较，并考虑了压力降。

结果如图10。

在这种情况下，由于板式换热器中的压力降是与有双重作用的高压（130 Kpa）解析他相对应的，它比单作用冷却的蒸汽发生器的压降（7.5 Kpa）要高的多。因此，工况条件下，压降的影响不是一个可控制的参数。

4 板式换热器用作蒸汽发生器

这样看来，似乎减小蒸汽发生器上所使用的板式换热器的尺寸会有不好的结果。可是，我们觉得，这种换热器是有用的，可以在设计中采取一些保护措施。

为了减小压力降，一种方法就是增加换热板的个数，直到溶液的流速足够低，以此来降低压降，如图7所示。然而，这样会立即导致每个通道中热流体一侧的流体流速更低：高沸点溶液测得换热系数不会显著改变流体的流体流速，在热流体一侧，情况则相反，流速越慢，换热系数越低，更大的换热面积不会补偿换热系数降低所带来的全部影响。为了转移热流体侧和溶液侧之间所需的热量，因此，按照这种配置方法，热流体侧的温度可能会太高（这会限制低温太阳能集热器作为热源的使用）。因此，一个更好的选择就是根据压降的限制来增加换热板的个数，但是要尽量减小热流体一侧换热系数的降低幅度。我们建议应该设计多通道的板式换热器。

如果限制压力降太严格（如图7），另外一个可能的设计方案是采用初始的沸点，这个沸点是由蒸汽发生器的压力降决定的。在这种情况下，所需提升的温度会更高，但会保证制冷剂的分离。

对于我们这种情况，把当初的思路也考虑也考虑上，我们觉得多通道的换热器是最合适的，即热流体侧有两个通路，溶液一侧有一个通路[17]。同样用(AC30)模式，2-1的配置方式，一个具有53块板的换热器可以完成所需热量传递，和所需的制冷量，并且最终的尺寸仍然很小（325mm×93mm×85.5mm，重5.6Kg）根据第二个设计条件（设计温度不是溶液出口温度，而是实际的沸点），就可以满足循环中所需传递的热量和制冷量。结果如图11所示，传热面的增加就可以补偿换热系数下降所带来的影响，这个很重要，也有好处，因此，热溶液的进口温度就更低。结果，换热系数降低和换热面增加的综合影响是UA要比按1-1通道配置的换热器高，因此对于一个给定的热量量，对数平均温度差就更小。在我们这个研究中，多通道配置的换热器和53块换热板可以使溶液温度达到93℃，制冷剂质量分数可以达到6.5%。热流体的温度为123.4℃，这要比单通道时的132℃低，压力降也是比11

a

kp低。

5 结论

在NH3–H2O溶液和LiBr–H2O溶液中解析制冷剂时，压降带来的影响已经解决了。使用NH3-H20时，由于工作压力相对较高，在解析时有压降和没有压降的解析温度的不同几乎可以忽略。这与使用LiBr–H2O溶液时的情况不同，此时

的解析温度高达20℃，而压降低于20Kpa。因此，在设计LiBr–H2O溶液的冷却吸收塔（该吸收塔配备板式换热器）压降在解析时是一个重要参数。设计温度可能不是溶液的出口温度，同时它也规定了热流体的上升量，而初始沸点却可能是溶液的出口温度，这个初始沸点是压降的直接函数。这个可控的压降值可以使对流流动的换热器出口温度有最大值，也被作为一个可选的设计方法提出。

致谢

这项工作很大一部分得到了Ayuda a grupos of CAM的支持，Ayuda a grupos of CAM 所在的项目编码为CCG07-UC3M/AMB-3412 and CCG08-UC3M/AMB-4227。

参考文献

[1] Kim DS, Infante Ferreira CA. Air-cooled

LiBr–water absorption chillers for solar air conditioning in extremely hot weathers.

Energy Convers Manage2009;50:1018–25.

[2 ] Mateus T, Oliveira AC. Energy and economic

analysis of an integrated solar absorption

cooling and heating system in different

building types and climates. Appl Energy

2009;86:949–57.

[3] Jeong JY, Hong HK, Kim SK, Kang YT.

Impact of plate design on the performance

of welded type plate heat exchangers for

sorption cycles. Int J Refrig 2009;32:705–11.

[4] Vallès M, Bourouis M, Boer D, Coronas A.

Absorpt ion of organic ?uid mixtures in plate

heat exchangers. Int J Therm Sci

2003;42:85–94.

[5] Cerezo J, Bourouis M, V allès M, Coronas A,

Best R. Experimental study of an

ammonia–water bubble absorber using a plate heat exchanger for absorption refrigeration

machines. Appl Therm Eng 2009;29:1005–11.

[6] Marcos JD, Izquierdo M, Lizarte R, Palacios E,

Infante Ferreira CA. Experimental boiling heat transfer coef?cients in the high temperature

generator of a double effect absorption

machine for the lithium bromide/water mixture.

Int J Refrig 2009;32:627–37.

[7] Kang YT, Kunugi Y, Kashiwagi T. Review of

advanced absorption cycles: performance

improvement and temperature lift

enhancement. Int J Refrig 2000;23:388–401. [8] de Vega M, Almendros-Ibanez JA, Ruiz G.

Performance of a LiBr–water absorption

chiller operating with plate heat exchangers.

Energy Convers Manage 2006;47:3393–407. [9] Gabrielii C, Vamlig L. Changes in optimal

distribution of heat exchanger area between the evaporator and suction gas heat exchanger

when replacing R22 with R407C. Int J Refrig

1998;21:440–51.

[10] Hewitt GF, editor. Thermal and hydraulic design of heat exchangers.

Heat exchanger design handbook, Part 3. New York: Begel House Inc.; 1998.

[11] Wellsandt S, Vamling L. Heat transfer and

pressure drop in a plate-type evaporator. Int J

Refrig 2003;26:180–8.

[12] Kreissig G, Müller-Steinhagen HM. Frictional

pressure drop for gas/liquid two phase ?ow in

plate heat exchangers. Heat Transfer

Engineering 1992;13:42–52.

[13] Djordjevic E, Kabelac S. Flow boiling of

R134a and ammonia in a plate heat exchanger.

Int J Heat Mass Transfer 2008;51:6235–42. [14] Hsieh YY, Lin TF. Saturated ?ow boiling heat

transfer and pressure drop of refrigerant

R-410A in a vertical plate heat exchanger. Int

J Heat Mass Transfer 2002;45:1033–44. [15] Manglik RM. Plate heat exchangers for

process industry applications: enhanced

thermal-hydraulic characteristics of chevron

plates, process,enhanced and multiphase heat

transfer. Begell House: New York; 1996

[p.267–76].

[16] Morales-Ruiz S, Rigola J, Pérez-Segarra CD,

García-Valladares O. Numerical analysis of

two-phase ?ow in condensers and

evaporators with special emphasis on

single-phase/two-phase transition zones. Appl Therm Eng 2009;29:1032–42.

[17] Miura RY, Galeazzo FCC, Tadini CC, Gut

JAW. The effect of ?ow arrangement on the

pressure drop of plate heat exchangers. Chem

Eng Sci 2008;63:5386–93.