二相流热交换器解析
理论：温度恒定的一侧与变化的性质
概述
我在设计制冷机的冷凝器。制冷剂冷凝，能按温度恒定来计算吗？
冷凝期间几乎恒定，可以按热容流率无穷大的一侧处理，效能公式非常简单。但实际制冷剂从压缩机以过热蒸汽进入，出口是稍微过冷的液体。入口和出口区段的换热系数远低于冷凝段，整体按冷凝一并处理就会误判所需面积。两相流换热器的基本做法是按相态分区考虑。
相变侧的效能
相变侧温度恒定，热容流率比为零，效能与流动布置（逆流、顺流、交叉流）无关，都是这个公式。
分区面积
对过热蒸汽、冷凝（蒸发）、过冷液体（或过热）各区段求热量 $Q_k$、传热系数 $U_k$ 和对数平均温差，再把面积相加。
让蒸汽机效率翻倍的冷凝器
两相流换热器的历史可以追溯到詹姆斯·瓦特约在1765年构思的分离式冷凝器。此前纽可门蒸汽机在气缸内喷水冷凝蒸汽，每次整个气缸都会变冷，浪费大量燃料。瓦特在单独的容器中冷凝，使气缸保持高温，大幅降低了燃料消耗。高效冷凝和蒸发的换热器，至今仍是从发电厂到制冷机、空调等热机性能的关键部件。
算例
例1：用蒸汽加热水
用100 ℃冷凝的蒸汽加热20 ℃、2 kg/s的水（水的热容流率8,360 W/K）：
| UA | NTU | 效能 | 热量 | 水出口 |
|---|---|---|---|---|
| 5,000 W/K | 0.60 | 0.450 | 301 kW | 56.0 °C |
| 10,000 W/K | 1.20 | 0.698 | 467 kW | 75.8 °C |
| 20,000 W/K | 2.39 | 0.909 | 608 kW | 92.7 °C |
| 40,000 W/K | 4.78 | 0.992 | 663 kW | 99.3 °C |
UA每加倍，热量增幅越来越小；NTU超过3后出口温度几乎达到蒸汽温度，再增加面积收益很小。
例2：制冷剂冷凝器分区
R134a以0.1 kg/s、70 ℃过热蒸汽进入，在40 ℃冷凝，过冷到35 ℃。冷却水1.0 kg/s、30 ℃逆流。传热系数取过热段300、冷凝段1,500、过冷段500 W/m²K（物性为近似值）：
| 区段 | 热量 | 热量比例 | 面积 | 面积比例 |
|---|---|---|---|---|
| 过热蒸汽 | 3.3 kW | 16% | 0.671 m² | 29% |
| 冷凝 | 16.3 kW | 80% | 1.410 m² | 62% |
| 过冷液体 | 0.75 kW | 3.7% | 0.210 m² | 9% |
| 合计 | 20.4 kW | 100% | 2.291 m² | 100% |
过热段只占16%的热量，却需要29%的面积。
因为气体的换热系数低。整体按40 ℃冷凝、传热系数1,500一并计算，面积为1.859 m²，只有分区合计的81%，也就是会做小将近两成。实际运行中冷凝压力会因此升高，压缩机功耗增加。两相流换热器要求出相变位置并分区，并在各区段使用合适的换热关联式。
例3：压降与饱和温度
R134a饱和压力在0 ℃时为293 kPa，5 ℃时为350 kPa，此处每开尔文约11.4 kPa。蒸发器内有30 kPa压降时，进出口饱和温度相差2.6 K，相当于25 ℃空气与5 ℃蒸发温差20 K的13%，不可忽略。
分析步骤
- 确定进出口状态（过热度、干度、过冷度）。
- 在相变位置分区，求各区段热量。
- 各区段选择换热（冷凝、沸腾、单相）和压降关联式。
- 考虑压降引起的饱和温度变化，细分区段逐段累计。
- 与试验数据（出口温度、压降）比较，确认关联式。
“盛夏空调不给力”
某空调室外机本应达到额定能力，盛夏高温时却能力不足。冷凝器是用统一的传热系数设计的，过热段面积不够，冷凝一直延续到出口附近，几乎没有过冷度。气温高时冷凝温度进一步升高，制冷剂循环量下降，形成恶性循环。用分区分析重新核算过热段面积后，在同样外形下得到了有裕量的设计。
常见错误
错误与对策
| 错误 | 后果 | 对策 |
|---|---|---|
| 全部按相变一并处理 | 低估面积 | 分区 |
| 忽略压降 | 饱和温度错误 | 逐段更新压力 |
| 用单相关联式算两相 | 换热系数偏差大 | 符合流型的关联式 |
| 高干度区段取平均 | 漏掉干涸 | 按局部干度评估 |
| 不考虑混入的润滑油 | 换热下降 | 修正油的影响 |
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