7.3　蒸發器

蒸發器是使熱泵工質蒸發并通過低溫載熱介質從低溫熱源吸熱的部件，其載熱介質有水、防凍液等液體或空氣等氣體。

液體為載熱介質時，傳熱系數高，結構緊湊，但需防腐、防垢，定期清洗，且應有可靠的防凍措施（至少需使載熱介質在蒸發器中的最低溫度比其凝固溫度高0.5～1℃）。

氣體為載熱介質時，安裝與使用方便，但傳熱系數低，體積和重量較大，占用空間大，需考慮蒸發器表面結霜處理，布置化霜水或凝結水排放管路，避免排出蒸發器的冷風及噪聲對附近人群的影響，并對傳熱表面的積雪、積灰及時清除，適用于中小型裝置。

7.3.1　常用類型及其特點

（1）液體為載熱介質的蒸發器

①滿液式殼管式蒸發器　通常為臥式，熱泵工質在管外，下入上出；載熱介質在管內，下入上出，一般為多程式。

殼程中的工質液體充滿高度，當氨為工質時為殼體直徑的70%～80%，當氟利昂為工質時為殼體直徑的55%～65%，上部空間用于氣液分離，或設置專門的分離器；殼體長徑比為4～8。

管程中的傳熱管當氨為工質時多用無縫鋼管，當氟利昂為工質時用銅管，通常外加翅片（低螺紋管）。傳熱管為光管、管內載熱介質流速為1.0～1.5m/s時，傳熱系數為460～520W/（m²·℃）；傳熱管為低螺紋管、管內載熱介質流速為2～2.5m/s時，傳熱系數為520～800W/（m²·℃）。

滿液式蒸發器中熱泵工質與傳熱面接觸充分，傳熱系數較高，流動阻力小，清洗方便，但工質充注量大，液態熱泵工質產生的靜液柱會使下部管外的蒸發溫度升高，工質與潤滑油互溶時潤滑油回油困難，不宜應用于車、船等移動場合，載熱介質易凍結且可能使傳熱管脹裂損壞。

②干式殼管式蒸發器　一般為臥式。熱泵工質在管內流動，下入上出，且在管內全部蒸發完。載熱介質在管外殼側流動，進、出口多在同一側（如均在殼的上側）。

傳熱管為直管時，多采用內翅（縱翅）紫銅管；采用U形管時，可采用小直徑光管；管內工質流速高，潤滑油不易在蒸發器內積聚，工質側傳熱效果好；由于工質在蒸發過程中體積不斷增大，后一管程的并聯管路數應逐步遞增；管程數一般為偶數，當采用直管時，需注意在端部轉彎時氣液分離可能使下一管程中各管中工質流量分布不均；干式蒸發器中管內工質液量為管內容積的20%～30%。以外表面計算的傳熱系數，鋁翅芯直管時可達1150～1400W/（m²·℃），小直徑光管時可達1040～1150W/（m²·℃），小直徑內螺紋管可達1200～1800W/（m²·℃）。

對干式蒸發器而言，影響傳熱的主要熱阻在管內的熱泵工質側，因此，可在管內采用微細內翅方法進行強化。內翅通常為縱翅，但沿管軸線方向有一定的螺旋角。在中小型裝置中，管內沿內圓一周的微翅數目為60～70，翅高（翅頂與翅根的半徑差）為0.1～0.2mm，螺旋角為10°～30°。與光管相比，具有內翅片的強化管內的工質蒸發換熱系數可增加2～3倍，而壓降則只增加1～2倍，強化效果明顯，而管重量增加很少，單位傳熱負荷的成本降低，且可用于干式殼管式蒸發器、空氣強制對流翅片管式蒸發器等不同蒸發器中。

典型微翅管的幾何參數如表7-18所示。

熱泵工質為R22且蒸發壓力為0.5～0.6MPa時，微內翅傳熱管的蒸發換熱增強因子EF（微翅管表面換熱系數與其當量直徑的光管的表面換熱系數的比值，使用時先算出光管內蒸發換熱系數，再乘以增強因子，即為微翅管的表面換熱系數）隨質量流速的變化如圖7-8所示（圖中管標號與表7-18中相同）。

干式臥式殼管式蒸發器的殼程內設置折流板，塊數取奇數，且使載熱介質橫向流過傳熱管簇時流速為0.3～2.4m/s（當傳熱管為鋼管時，流速應不超過1m/s）。

干式殼管式蒸發器工質充注量少（約為滿液式的30%），回油方便，載熱介質凍結危險小，多采用膨脹閥供液，比滿液式的浮球供液相對可靠，但折流板、內翅片管等使其結構復雜，清洗難度大。

③套管式蒸發器　結構和套管式冷凝器相似。在內、外管之間走載熱介質，在內管中走工質，兩者在蒸發器中逆向流動。熱泵工質通常經節流閥由上面噴入管內，蒸發而成的蒸氣由下面排出。

套管式蒸發器結構簡單，體積小，傳熱系數高，制作簡單，但對載熱介質的清潔度要求高，維修困難，不易清洗。

④板式蒸發器　與焊接板式冷凝器結構相似，仍分為兩種結構：半焊接板式蒸發器（也稱雙板式蒸發器）和全焊接板式蒸發器（也稱釬焊板式蒸發器）。

板片表面可制成波紋形、人字形及其他異形（如點支撐形板片），用于強化傳熱，增強板片之間的支撐強度，其板片厚度為0.5mm左右，板距為2～5mm，可承壓3MPa；負荷相同時，與殼管式蒸發器相比，體積為其1/6～1/3，重量為其1/5～1/2，工質蓄存量約為其1/7；熱負荷和水流速相同時，板式蒸發器傳熱系數為2000～6000W/（m²·℃），為殼管式的2～5倍。

工作參數相同時，板片對傳熱系數有明顯影響。點支撐形板片是在板上沖壓出交錯排列的一些半球形或平頭凸點，載熱介質在板間流道內呈網狀流動，流阻較小，傳熱系數可達4650 W/（m²·℃）；水平平直波紋形板片，其斷面形狀呈梯形，傳熱系數可達5800W/（m²·℃）；人字形板片屬典型網狀流板片，不僅剛性好，而且傳熱性能良好，傳熱系數也可達5800W/（m²·℃）。但實際應用中由于載熱介質側的水垢和熱泵工質側的油垢影響，使傳熱系數明顯下降，選用時可按實際傳熱系數2100～3000W/（m²·℃）進行估算。

板式蒸發器傳熱系數高，組合靈活，工質充注量少，結構緊湊，可靠性好，易于批量生產，但維修困難，制造復雜，價格較高。

此外，板式蒸發器中由于流道較窄，對載熱介質的水質要求很高，水垢也不易清除，進水管上通常需有過濾器和軟化水裝置，但最大的問題是局部凍結，如水側流道不暢更易發生凍脹損壞。

出現凍結是由于板式蒸發器中局部載熱介質溫度低于0℃。通常有兩種原因：一種是設備裝在室外時環境溫度低于0℃，這可通過加裝保溫材料和采用主動加熱措施解決；另一種是機組處于開停機等非穩態運行或故障運行狀態（如載熱介質側流量太小或局部阻塞，熱泵工質側流道堵塞或在各流道中分布不均，各種原因引起的蒸發溫度較長時間過低等），為此可在載熱介質側和熱泵工質側分別采用必要的保護措施。

載熱介質側的保護措施有：在進水管路上安裝過濾網且可去除1mm以上的雜質；在進水或進、出水管路上設置流量開關或壓力、壓差開關，出現非正常工況時機組停機；在進水或進、出水管路上設置溫度傳感器，進水管上設定值應大于7℃，出水管上設定值應大于2℃，不滿足該條件時機組停機。

熱泵工質側保護措施有：在壓縮機排氣管與蒸發器進液管之間加裝工質蒸氣旁通閥，當蒸發溫度降至某值時此閥打開，防止板式蒸發器中的工質溫度進一步下降；在壓縮機吸氣管路上裝吸氣壓力控制閥，當蒸發壓力降至某值時此閥關閉，可防止相應的蒸發溫度過低；在冷凝器和儲液器之間裝冷凝壓力控制閥，當冷凝壓力降至某值時此閥關閉，使冷凝液占用部分傳熱面積而使冷凝壓力回升。

板式蒸發器應用中需謹慎處理的另一個問題是熱泵工質在各流道中分布的均勻性。由于來自節流部件的熱泵工質是飽和氣與飽和液的混合物，如在流道進口前出現明顯的氣液分離，則很難保證熱泵工質均勻地進入各流道。為此，可采用的措施有：在流道進口處設置節流小孔，在工質進口處安裝霧化器（如致密圓形銅絲網）等。

⑤螺旋板式蒸發器　結構與螺旋板式冷凝器相似，具有體積小、傳熱系數高等優點，但制造復雜，維修困難，載熱介質有凍結危險。

⑥沉浸式蒸發器　也稱水箱型蒸發器，是將傳熱管浸沒在箱內的載熱介質液體中，熱泵工質在管內，載熱介質在管外。

沉浸式蒸發器可分為立管式、螺旋管式、盤管式和蛇管式等型式，其中，立管式、螺旋管式屬滿液式蒸發器，盤管式和蛇管式屬非滿液式蒸發器。

立管式也稱直管式，氨為工質的立管式蒸發器，全部由無縫鋼管制成，每個管組有上下兩個水平集管，上集管的一端焊接有一個氣液分離器，下集管的一端與集油器連通；蒸發器管組可一組，也可多組并聯。立管式蒸發器結構簡單，操作管理方便，但體積大、占地面積大，焊接工作量大，焊接點易發生腐蝕和泄漏，金屬耗量大。當載熱介質為淡水，流速為0.5～0.5m/s時，傳熱系數為520～580W/（m²·℃），傳熱溫差為5℃時，熱流密度為2600～2900W/m²。

螺旋管式制造方便，比立管式可節約制造工時約75%，鋼材消耗減少15%。當氨為工質，蒸發溫度-5～0℃，水速為0.16m/s時，傳熱系數為280～450W/（m²·℃）；水速為0.35m/s時，傳熱系數為430～580W/（m²·℃）。

水箱中載熱介質的流動速度較小，為增加其表面換熱系數，常在水箱中設置隔板，將載熱介質分為幾條通路；也可在水箱內設置攪拌裝置，使載熱介質在箱內按一定路線循環；也可通過泵以外循環方式使載熱介質在水箱中強化流動，合理布置和流動強化后，載熱介質在水箱內的平均流速可達0.5～0.7m/s。

沉浸式蒸發器具有一定蓄熱能力，載熱介質凍結危險性較小，但當載熱介質開路循環時，需注意減少其與空氣的接觸，否則易使傳熱管腐蝕。

（2）氣體為載熱介質的蒸發器

以氣體為載熱介質的蒸發器一般為干式蒸發器。進入蒸發器的熱泵工質浸潤蒸發器的管子內壁，形成工質蒸氣和工質液體的混合物，在蒸發器管子內流動并吸收低溫熱源的熱量，液滴不斷蒸發，到蒸發器出口處，全部液滴都轉變成蒸氣。為了避免工質液滴進入壓縮機，蒸發器靠近出口的一小段，工質蒸氣繼續吸收一部分熱量，以達到稍過熱的狀態。

空氣為載熱介質的蒸發器與冷凝器的一個明顯不同處是蒸發器外空氣側可能析出水滴（溫度高于0℃時）或結霜（溫度低于0℃時）。析出水滴時一般可強化空氣側的換熱，結霜或冰較厚時會妨礙蒸發器從低溫熱源中吸熱，通常環境空氣溫度在0～7℃時結霜尤其嚴重，需考慮融霜措施。

①強制對流式蒸發器　按傳熱管結構有翅片管式、板翅式、板帶式等型式，其中翅片管式應用較廣泛。

熱泵工質為氨時，傳熱管規格為?25～38mm，外繞厚度為1mm鋼片，片距為10mm，以減少空氣結霜影響；熱泵工質為氟利昂時，傳熱管規格為?6～18mm，外穿鋁翅片，翅片厚度為0.15～0.2mm，片距為2～4mm（凝結水較多時，片距可為4～6mm；用于易結霜場合時，片距可加大為6～15mm）；翅片間距較小時，沿空氣流向的管排數為3～8排；翅片間距較大時，可多達10～16排；為避免熱泵工質在管內產生較大的流動壓降，每路傳熱管長度一般不大于12m；每千瓦傳熱負荷配備空氣風量為300～400m³/h。

蒸發器的傳熱管一般多路并聯，各路分液的均勻性對傳熱效果有明顯影響。因此，來自節流部件的飽和氣與飽和液的混合物，通常經分液器和毛細管，按相同的氣液比例分配給每一路傳熱管，分液器有離心式、碰撞式和降壓式等型式。

蒸發器空氣側的迎面風速通常為2～3m/s，迎面風速過高時，翅片間的凝結水易被風吹出。

空氣強制對流式蒸發器結構緊湊，現場安裝簡單，無凍結危險，但有風機耗能，占用空間大，需處理結霜問題，傳熱管與翅片接觸情況對傳熱效果影響較大。

②自然對流式蒸發器　通過空氣自然對流和熱輻射吸收熱量。按管排結構有立管式排管、蛇形盤管和U形管之分；按傳熱管特點可分為光管和翅片管之分。

光管外徑通常為20～60mm，翅片間距為8～12mm；熱泵工質為氨時，多采用再循環式供液方式；熱泵工質為氟利昂時，多為非滿液式，不宜采用大管徑，通常用（?19mm×1.5mm）～（?22mm×1.5mm）紫銅管或?25mm×2.25mm無縫鋼管制作排管。

空氣自然對流式蒸發器可現場制作，結構簡單，安裝方便，操作維護工作少，無運行能耗，無噪聲，傳熱系數為6.3～8.1W/（m²·℃），工質流動阻力大（非滿液式單流路傳熱管較長時），占用空間大，需處理結霜問題。

7.3.2　表面換熱系數

（1）滿液式殼管式蒸發器

①載熱介質在管內強制流動的表面換熱系數　載熱介質在管內層流和過渡流流動時的換熱系數計算式與冷凝器中相同，在紊流時的換熱系數計算式為： 

　　（7-72）

單相流體在管內流動換熱也可采用包含紊流摩擦因數的計算公式。

當Re_F=1×10⁴～5×10⁶，Pr_F=0.5～2000時：

　　        （7-73）

　　（7-74）

式中，α_EW為蒸發器中載熱介質流體換熱系數，W/（m²·℃）；λ_F為流體在進、出口平均溫度下的熱導率，W/（m·℃）；f_F為紊流摩擦因數，無量綱；Re_F為流體流動雷諾數，無量綱；Pr_F為流體在進、出口平均溫度下的普朗特數，無量綱；D_I為管內徑，m；V_F為管內流體的速度，m/s；ν_F為流體在進、出口平均溫度下的運動黏度，m²/s。

②熱泵工質在管外沸騰的表面換熱系數　R717（氨）在水平光管管束外大空間的沸騰換熱系數計算式如下。

熱流密度q_O<2100W/m²時，有：

　　（7-75）

熱流密度q_O≥2100W/m²時，有：

　　（7-76）

式中，α_ER為氨在光管管束外的沸騰換熱系數，W/（m²·℃）；q_O為熱流密度，W/m²；T_WO為傳熱管外表面的溫度，℃；T_E為蒸發溫度， ℃。

R22在水平光管管束外大空間的沸騰換熱系數計算式如下。

傳熱管為低翅片管，管束正三角形排列，熱流密度為q_O=2000～6000W/m²，縱向管排數Z≤10時，有：

　　        （7-77）

式中，p_E為R22的蒸發壓力，bar；ε_Z為管束修正系數，取決于熱流密度、縱向管排數和傳熱管外表面粗糙度，當熱流密度為2000～6000 W/m²時，ε_Z=1，當熱流密度q_O>6000W/m²，縱向管排數Z>10時，ε_Z<1。

當不按熱流密度分區時，R22在多排管上的平均沸騰換熱系數計算式為：

　　        （7-78）

適用范圍為：熱流密度q_O=1000～10000 W/m²，蒸發溫度T_E=-30～0℃，S/D_I=1.15～1.43（S為縱向管排上下管之間的距離），平均縱向管排數Z=15～20。

（2）干式殼管式蒸發器

①載熱介質在管外強制流動的表面換熱系數　載熱介質交錯流過光管管簇時的表面換熱系數計算式為（雷諾數Re_F<20000時）：

　　        （7-79）

式中，α_EW為載熱介質在管外強制流動的表面換熱系數，W/（m²·℃）；Re_F為管外流體流動雷諾數，無量綱；Pr_F為載熱介質在進、出口平均溫度下的普朗特數，無量綱；μ_F為載熱介質在進、出口平均溫度下的動力黏度，Pa·s；μ_W為載熱介質在管外表面溫度時的動力黏度，Pa·s；C為系數，無量綱，當殼內光滑時，C取0.25，當殼內粗糙時，C取0.22。

②熱泵工質在管內沸騰的表面換熱系數　純熱泵工質在管內沸騰換熱系數計算式為：

　　        （7-80）

式中，α_ER為管內沸騰時的兩相表面換熱系數，W/（m²·℃）；α_L為液相工質單獨流過管內的表面換熱系數，W/（m²·℃）；C₀為對流特征系數，無量綱；B₀為沸騰特征數，無量綱；Fr_L為液相弗勞德數，無量綱；G_R為質量流率，kg/（m²·s）；x為進口處質量含氣率（即干度），無量綱；D_I為管內徑，m；μ_L為蒸發溫度下液態工質動力黏度，Pa·s；λ_L為蒸發溫度下液態工質熱導率，W/（m·℃）；Pr_L為蒸發溫度下液態工質普朗特數，無量綱；ρ_G為蒸發溫度下氣態工質密度，kg/m³；ρ_L為蒸發溫度下液態工質密度，kg/m³；q_R為工質側熱流密度，W/m²；r_E為蒸發溫度下工質汽化潛熱，J/kg；F₀為取決于工質性質的系數，無量綱，為0.5～5.0，典型工質的F₀值如表7-19所示。

方程參數C₁～C₅取值如下。

當C₀≤0.65時，有：C₁=1.1360，C₂=-0.9，C₃=667.2，C₄=0.7，C₅=0.3。

當C₀>0.65時，有：C₁=0.6683，C₂=-0.2，C₃=1058.0，C₄=0.7，C₅=0.3。

R22在水平管內的沸騰換熱系數計算式如下。

熱泵工質進口流速V_RI=0.05～0.5m/s，進口處干度x_I=0.04～0.25，出口處干度x_O=0.9～1.0，且工質側熱流密度q_R≤4000W/m²時，有：

　　（7-81）

熱泵工質在管內的質量流速為G_R=50～600kg/（m²·s），工質進口流速V_RI=0.05～0.5m/s，進口處干度x_I=0.04～0.25，出口處干度x_O=0.9～1.0，且工質側熱流密度q_R>6000～25000W/m²時，有：

　　        （7-82）

式中，α_ER為熱泵工質在管內的沸騰換熱系數，W/（m²·℃）；T_E為熱泵工質的蒸發溫度，℃；q_R為熱泵工質側的熱流密度，W/m²；T_WI為管內壁的溫度，℃；為熱泵工質在蒸發器進口處管內的流速，m/s；G_R為熱泵工質在管內的質量流速，kg/（m²·s）；D_I為管內徑，m；A、B為方程系數，如表7-20所示。

（3）套管式蒸發器

 ①載熱介質在內、外管之間強制流動的表面換熱系數　可參考滿液式殼管式蒸發器中載熱介質在管內流動的換熱系數計算公式，但式中的管內徑需采用內、外管之間流道的當量直徑。

②熱泵工質在管內沸騰的表面換熱系數　可參考干式殼管式蒸發器中的熱泵工質管內換熱系數計算公式。

（4）沉浸式蒸發器

①載熱介質在管外流動的表面換熱系數　參見沉浸式冷凝器中載熱介質在管外流動的換熱系數計算公式。

②熱泵工質在管內沸騰的表面換熱系數　R717（氨）在立管內沸騰換熱系數計算式為： 

　　        （7-83）

式中，α_ER為熱泵工質在管內的沸騰換熱系數，W/（m²·℃）；T_E為熱泵工質的蒸發溫度，℃；q_R為熱泵工質側的熱流密度，W/m²；T_WI為管內壁的溫度，℃。

（5）空氣強制對流翅片管式蒸發器

①空氣在翅片管外強制流動的表面換熱系數　翅片為平直套片，沿空氣流動方向的管排數為4～8排，傳熱管叉排布置時，空氣流過翅片管外側的表面換熱系數計算式為：

　　（7-84）

當N=4～8時：

 ε_N=1.0

當N<4時：

 

式中，α_EW為空氣流過翅片管外側的表面換熱系數，W/（m²·℃）；ρ_F為空氣在進出蒸發器平均溫度下的密度，kg/m³；V_F為垂直于空氣流動方向的最窄截面的流速，m/s；c_pF為空氣進出蒸發器平均溫度下的比定壓熱容，J/（kg·℃）；Pr_F為空氣進出蒸發器平均溫度下的普朗特數，無量綱；Re_F為空氣流動以管外徑為特征尺寸的雷諾數，無量綱；A_OF為管外總表面，m²；A_O為管束的外表面積（不考慮翅片），m²；ε_N為管排修正系數，無量綱；N為沿空氣流動方向的管排數，無量綱；D_O為管外徑，m；ν_F為空氣進出蒸發器平均溫度時的運動黏度，m²/s；μ_F為空氣進出蒸發器平均溫度時的動力黏度，Pa·s。

當蒸發器空氣側的翅片采用波紋翅片時，空氣與翅片表面換熱系數的近似計算式為：

　　        （7-85）

式中，α_EWB為空氣與波紋翅片的表面換熱系數，W/（m²·℃）；α_EWP為空氣與平直翅片的表面換熱系數，W/（m²·℃）。

當蒸發器空氣側的翅片采用沖縫翅片（也稱隙縫翅片、OSF翅片、條狀翅片）時，空氣與翅片表面換熱系數的近似計算式為：

 α_EWT=ε_Tα_EWP　　（7-86）

式中，α_EWT為空氣與沖縫翅片的表面換熱系數，W/（m²·℃）；ε_T為沖縫翅片增強系數，無量綱，根據翅片表面清潔程度和結構，可取1.4～2.0；α_EWP為空氣與平直翅片的表面換熱系數，W/（m²·℃）。

當空氣流經蒸發器翅片表面使其中的水蒸氣凝結時，稱為析濕工況，對蒸發器空氣側表面換熱系數的增強作用，具體數值用析濕系數表示，其定義是空氣側總換熱量（全熱換熱量）與顯熱量（顯熱換熱量）之比，計算式為：

　　        （7-87）

式中，C_S為析濕系數，無量綱；Q_E為空氣流經蒸發器的全熱換熱量，W；Q_ES為空氣流經蒸發器的顯熱換熱量，W；h_EAI為空氣在蒸發器進口處的焓，J/kg；h_EAO為空氣在蒸發器出口處的焓，J/kg；c_pA為空氣的比定壓熱容，J/（kg·℃）；T_EAI為空氣在蒸發器進口處的溫度，℃；T_EAO為空氣在蒸發器出口處的溫度，℃。

析濕工況下，空氣流經翅片管的風量比干工況時降低10%～20%，流動阻力比干工況時明顯上升，如表7-21所示。

計算翅片側換熱時需考慮翅片效率。對于平直套片管式蒸發器，當芯管是圓管時，可按圓芯管-角形翅片處理，其中順排時可作為方形或矩形翅片處理，叉排時可按六角形翅片處理。

翅片效率為：

　　        （7-88）

式中，η_F為翅片效率，無量綱；m為翅片參數，m^-1；H_E為翅片折合高度，m；α_EW為空氣與翅片間的表面換熱系數，W/（m²·℃）；λ_C為翅片材料的熱導率，W/（m·℃）；δ_F為翅片的厚度，m。

翅片折合高度H_E的計算式為：

　　（7-89）

式中，D_O為管外徑，m；C_Z為方程參數，無量綱，與翅片形狀有關。

對長方形翅片，方程參數C_Z的計算式為：

 

式中，A為長方形的長邊，m；B為長方形的短邊，m。

對六角形翅片，方程參數C_Z的計算式為：

 

式中，A為六角形的長對邊距離，m；B為六角形的短對邊距離，m。

對圓芯管-角形翅片，也可近似用與角形翅片面積相等的環形翅片的翅片效率作為它的翅片效率，偏差一般為1%～3%。環形翅片效率曲線如圖7-9所示。

圖7-9中橫坐標C_F為翅片特征參數，無量綱，其計算式為：

　　        （7-90）

H_F=H₀+0.5δ_F　R_2C=R₁+H_F　R₁=0.5D_B

式中，H_F為翅片當量高度，m；α_EW為空氣與翅片的表面換熱系數，W/（m²·℃）；λ_C為翅片材料熱導率，W/（m·℃）；δ_F為環形翅片的厚度，m；R_2C為翅片當量外圓半徑，m；R₁為基管外圓半徑，m；H₀為環形翅片的高度，m；D_B為基管外圓直徑，m。

波形套片的翅片效率近似計算式為：

　　        （7-91）

式中，α_EW為空氣與翅片之間的表面換熱系數，W/（m²·℃）。

②熱泵工質在管內沸騰的表面換熱系數　可參考干式殼管式蒸發器中的熱泵工質管內換熱系數計算公式。

7.3.3　傳熱系數和傳熱面積

液體為載熱介質時，載熱介質到熱泵工質的傳熱系數計算式與冷凝器的有關公式相似。

空氣等氣體為載熱介質時，需考慮其中水蒸氣凝結對傳熱過程的增強，其傳熱系數計算式為：

　　（7-92）

式中，k_EO為基于管外氣體側總傳熱面積（含基管和翅片）的蒸發器傳熱系數，W/（m²·℃）；α_ER為管內側熱泵工質沸騰的表面換熱系數，W/（m²·℃）；F_OF為管外空氣側基管與翅片的總傳熱面積，m²；F_I為管內熱泵工質側傳熱面積，m²；λ_T為傳熱管的熱導率，W/（m·℃），對銅管可取λ_T=393 W/（m·℃）；δ_T為傳熱管管壁的厚度，m；F_M為內、外傳熱面之間的中間傳熱面的面積，m²；R_TB為傳熱管與翅片的接觸熱阻，（m²·℃）/ W；R_TW為管外氣體的污垢熱阻，（m²·℃）/ W；α_EW為管外氣體側的表面換熱系數，W/（m²·℃）；η_O為氣體側翅片管表面效率，無量綱；C_S為反映空氣中水蒸氣凝結強化的析濕系數，無量綱。

典型蒸發器中的傳熱系數和熱流密度如表7-22所示。

蒸發器中載熱介質與熱泵工質傳熱的平均傳熱溫差計算式為：

　　        （7-93）

式中，ΔT_M為蒸發器中熱泵工質與載熱介質之間的平均傳熱溫差，℃；T_E1為熱泵工質在蒸發器進口處的蒸發溫度，℃；T_E2為熱泵工質在蒸發器出口處的蒸發溫度，℃；T_W1為載熱介質進入蒸發器時的溫度，℃；T_W2為載熱介質出蒸發器時的溫度，℃。

蒸發器的傳熱面積計算式為：

　　（7-94）

　　        （7-95）

式中，F_ER為熱泵工質側傳熱面積，m²；Q_E為蒸發器傳熱負荷，W；k_ER為基于熱泵工質側表面換熱面積的傳熱系數，W/（m²·℃）；ΔT_M為蒸發器的傳熱溫差，℃；F_EW為載熱介質側傳熱面積，m²；k_EW為基于載熱介質側表面換熱面積的傳熱系數，W/（m²·℃）。

7.3.4　流動壓降

（1）立管式蒸發器載熱介質側流動壓降

立管式蒸發器載熱介質側流動壓降計算式為：

　　（7-96）

　　（7-97）

式中，Δp_EW為載熱介質側流動壓降，Pa；N為沿流動方向中每列管束中管子的數目，無量綱；V_F為載熱介質的流速，m/s；ρ_F為載熱介質在蒸發器進、出口平均溫度下的密度，kg/m³；Re_F為載熱介質流動的雷諾數，無量綱；D_E為載熱介質通流截面的當量直徑，m；ν_F為載熱介質在蒸發器進、出口平均溫度下的運動黏度，m²/s。

（2）其他蒸發器中液體載熱介質流動壓降

Δp_EW=Δp_EYC+Δp_EJB　　（7-98）

　　（7-99）

當Re_F≥2200時：

　　        （7-100）

當Re_F<2200時：

　　        （7-101）

　　        （7-102）

式中，Δp_EW為載熱介質流動壓降，Pa；Δp_EYC為沿程壓降，Pa；Δp_EJB為局部壓降，Pa；f_EW為沿程阻力系數，無量綱；L_T為管長，m；D_E為當量直徑，m；ρ_F為載熱介質在蒸發器進、出口平均溫度下的密度，kg/m³；V_F為載熱介質的流速，m/s；μ_W為載熱介質在壁面溫度下的動力黏度，Pa·s；μ_F為載熱介質在進、出口平均溫度下的動力黏度，Pa·s；C_EW為局部阻力系數，無量綱，對載熱介質在殼管式蒸發器管程在端部180°轉向的局部阻力系數可取3.0～4.0，總管與蒸發器連接處的局部阻力系數可取1.0～2.0，跨過導流板的局部阻力系數可取5.0～10.0，橫掠過管束的局部阻力系數需根據管子中心距及流體流動情況進行計算。

當Re_F<100，載熱介質層流流動時： 

　　        （7-103）

當Re_F≥100，載熱介質紊流流動時：

　　        （7-104）

式中，N_C為殼體直徑附近的管子數，無量綱；S為管子中心距，m；D_O為管子外徑，m；Re_F為載熱介質流動雷諾數，無量綱。

（3）空氣強制流經翅片管式蒸發器時的流動壓降

空氣流過平直翅片的阻力計算可采用疊加模型，即：

　　        （7-105）

　　        （7-106）

 

　　        （7-107）

式中，Δp_EW為空氣流過翅片管束外側的總壓降，Pa；Δp_EWF為空氣流過平直套片表面引起的壓降，Pa；Δp_EWT為空氣流過管子表面引起的壓降，Pa；f_T為流過光管管束的摩擦因數，無量綱；A_T為光管表面積，m²；A_CT為光管管束的最窄通流截面面積，m²；A_F為翅片表面積，m²；A_CFT為翅片管束的最窄通流截面面積，m²；G_C為基于A_CFT面積的質量流速，kg/（m²·s）；ρ_F為空氣在進出蒸發器平均溫度下的密度，kg/m³；f_TZ為茹卡烏斯加給出的光管管束摩擦因數，無量綱，由圖7-10（順排管束）和圖7-11（叉排管束）查取；N為沿流動方向的管排數，無量綱；X為取決于Re_F和無量綱縱向間距P_L及橫向間距P_T的修正因數，無量綱，由圖7-10（順排管束）和圖7-11（叉排管束）查取；V_F為空氣流過翅片管外最窄截面的流速，m/s；f_F為流過翅片表面的摩擦因數，無量綱；Re_F為空氣流動雷諾數，無量綱；S₁為垂直于空氣流動方向的管間距，m；D_O為管外徑，m；ν_F為空氣進出蒸發器平均溫度下的運動黏度，m²/s；μ_F為空氣進出蒸發器平均溫度下的動力黏度，Pa·s；S₂為沿空氣流動方向的管間距，m；P_L、P_T為相對管間距，無量綱。

近似計算時，空氣流經順排平直翅片時的壓降計算式為： 

　　        （7-108）

流經叉排平直翅片時的壓降近似計算式為：

　　（7-109）

式中，L_F為沿空氣流動方向的翅片長度，m；D_E為最窄流道的當量直徑，m；ρ_F為空氣在蒸發器進、出口平均溫度下的密度，kg/m³；V_F為最窄截道上的空氣流速，m/s；Δp_EWC為空氣流經叉排管束時的壓降，Pa；Δp_EWS為空氣流經順排管束時的壓降，Pa。

當蒸發器空氣側的翅片采用波紋翅片時，其空氣側壓降的近似計算式為： 

Δp_EWB=1.2Δp_EWP　　（7-110）

式中，Δp_EWB為空氣流經波紋翅片的壓降，Pa；Δp_EWP為空氣流經平直翅片的壓降，Pa。

7.3.5　除霜

當熱泵蒸發器從空氣中吸收熱量時，在空氣溫度≤7℃，傳熱管表面溫度低于0℃時，可能在傳熱管表面結霜。結霜剛開始時，對空氣側換熱有所強化，但隨著霜層的加厚，會阻塞空氣流道，形成霜層熱阻，明顯降低熱泵工質通過蒸發器從空氣中的吸熱量，因此，出現結霜工況時，需對蒸發器表面進行定期除霜。

（1）除霜開始判據 

為防止蒸發器空氣側霜層過厚影響傳熱，翅片表面結霜到一定程度即需除霜，控制除霜開始的主要判據有如下幾個參數。

①定時控制　熱泵運行一定時間后即開始除霜。該判據簡便易行，但運行時間合理設定難度較大；設置運行時間過長，則可能當空氣濕度較大時翅片表面易形成較厚霜層影響傳熱；設置運行時間過短，則空氣濕度較小時翅片表面還未形成適量霜層即開始除霜。因此，實際中需結合其他判據進行綜合判斷。

②溫度控制　用兩個溫度傳感器來測量環境空氣和翅片管組之間的溫度，當環境空氣和翅片管組之間的溫差超過一定值時，就啟動除霜過程。

③壓力控制　通過測量翅片管組前后的壓力差或蒸發器中熱泵工質的壓力進行控制。當壓降超過設定值時，由開始除霜。

④智能控制　根據環境空氣溫、濕度和空氣流過翅片的溫降、翅片型式及翅片間距等實時綜合計算翅片表面霜層達到一定厚度所需的時間，到時則開始除霜，該控制策略對控制單元的要求較高。

實際應用中通常需多個判據綜合運用。

（2）除霜方法 

實際中應用的除霜方法通常為熱除霜，即使霜融化為水除去，主要方法如下。

①用環境空氣融霜　當環境空氣溫度高于0℃時，蒸發器表面霜層到一定厚度時壓縮機停止運行，蒸發器風機繼續運轉，空氣流過翅片表面，使蒸發器表面的霜融化。當空氣溫度高于或等于4℃時，這種方法可在短時間內達到融霜目的。

②逆循環融霜　該方法是通過四通閥變換熱泵工質的流動方向，此時熱泵工質沿壓縮機→蒸發器→節流部件→冷凝器順序運行，來自壓縮機的溫度較高的熱泵工質蒸氣進入蒸發器使翅片表面的霜層融化，降溫后的熱泵工質再從冷凝器中吸熱后又被壓縮機升溫后送入蒸發器，直到蒸發器融霜結束。此方法需注意的是，在由制熱工況轉換到融霜工況的瞬間，壓縮機很容易吸入冷凝器中的液體工質，造成液擊。為此，需采取特別措施，如裝上氣液分離器等。

③熱氣旁通除霜　該方法是通過閥路切換，使部分熱泵工質在壓縮機和蒸發器之間循環，由來自壓縮機的溫度較高的熱泵工質進入蒸發器使翅片表面的霜層融化，降溫后的熱泵工質又回到壓縮機被加熱后再送入蒸發器，直到融霜結束。該方法應合理控制熱泵工質流量，盡量使工質以氣態回到壓縮機，必要時需在進入壓縮機前進行氣液分離。

④用熱的載熱介質融霜　蒸發器中布置一定比例的管路與載熱介質容器連接，翅片表面需除霜時，容器中的溫度較高的載熱介質通過泵送入蒸發器中的載熱介質管，使翅片表面的霜融化。

⑤用電阻加熱融霜　在蒸發器中布置一定比例的電加熱管，翅片表面需除霜時，給電加熱管通電發熱，使翅片表面的霜融化，其簡單可靠，但耗電略多，電熱管壽命相對短，且需注意避免各種原因引起的超溫或超壓。

（3）除霜終止判據 

翅片表面的霜融化去除后，除霜過程需自動終止，常用的終止判據是除霜時間和翅片表面溫度（達到0℃以上），且兩者通常綜合應用。