夾套式MVR熱泵蒸發(fā)濃縮系統(tǒng)性能分析

劉軍，張沖，楊魯偉，張振濤，李博，烏云,4

（1 新疆大學(xué)化學(xué)化工學(xué)院，新疆 烏魯木齊 830046；2 中國科學(xué)院理化技術(shù)研究所，北京 100190； 3 熱力過程節(jié)能技術(shù)北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100190；4 中國科學(xué)院大學(xué)，北京 100049）

引 言

蒸發(fā)濃縮是化工、制藥、食品、海水淡化、污水處理等生產(chǎn)過程中的基本單元操作[1-5]。傳統(tǒng)的蒸發(fā)濃縮多采用多效蒸發(fā)，但因其裝置體積龐大，系統(tǒng)和操作復(fù)雜[4]，且能耗較高，在某些場(chǎng)合下，正在逐漸地被新型的機(jī)械蒸氣再壓縮（mechanical vapor recompression，MVR）熱泵蒸發(fā)所代替。MVR熱泵蒸發(fā)系統(tǒng)具有無需冷凝器、料液要求低、操作簡單、能耗低、無需冷凝水、成本低等優(yōu)點(diǎn)[6-7]。

當(dāng)前國內(nèi)外學(xué)者主要對(duì)降膜式蒸發(fā)系統(tǒng)進(jìn)行了相關(guān)研究[8-11]，主要采用離心式壓縮機(jī)[12]和羅茨式壓縮機(jī)[13-14]作為驅(qū)動(dòng)源，同時(shí)對(duì)MVR 系統(tǒng)性 能[15-17]及其優(yōu)化方向[18-20]進(jìn)行了研究，而對(duì)于單螺桿壓縮機(jī)和夾套式MVR 熱泵蒸發(fā)系統(tǒng)都很少有相關(guān)報(bào)道。對(duì)某些黏性較大且?guī)?qiáng)腐蝕性的熱敏性原料液而言，在濃縮的過程中會(huì)出現(xiàn)結(jié)垢、傳熱系數(shù)下降等現(xiàn)象，就會(huì)造成原料液濃縮很難繼續(xù)進(jìn)行。本文將MVR 熱泵蒸發(fā)應(yīng)用于帶攪拌裝置的夾套式蒸發(fā)釜，使用單螺桿壓縮機(jī)作為整個(gè)系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)源，并以水為實(shí)驗(yàn)介質(zhì)進(jìn)行了相關(guān)的實(shí)驗(yàn)研究；通過測(cè)試系統(tǒng)性能，為后續(xù)實(shí)際物料的蒸發(fā)濃縮奠定基礎(chǔ)。

1 系統(tǒng)分析

1.1 系統(tǒng)理論分析

MVR 系統(tǒng)的理論基礎(chǔ)是波義耳定律（Boyle’s Law），即推導(dǎo)式 /PV T K=，其具體含義是當(dāng)氣體的體積減小，壓強(qiáng)增大時(shí)，氣體的溫度也會(huì)隨之升高。MVR 的基本原理是將從蒸發(fā)器出來原本需要用冷卻水冷凝的稀薄二次蒸氣經(jīng)體積壓縮后其溫度會(huì)隨之升高，從而實(shí)現(xiàn)將低溫、低壓的飽和蒸氣變成高溫高壓的飽和蒸氣，進(jìn)而可以作為熱源再次加熱需要被蒸發(fā)的原料液，進(jìn)一步達(dá)到循環(huán)回收利用蒸汽的目的。

單螺桿壓縮機(jī)采用變頻調(diào)速三相異步電動(dòng)機(jī)來為MVR 系統(tǒng)提供動(dòng)力源。由三相異步電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速公式n=60f(1 -s)/p可知，在電動(dòng)機(jī)的極對(duì)數(shù)p和轉(zhuǎn)差率s不變的情況下，理論上轉(zhuǎn)速n將隨供電頻率f呈線性變化；但實(shí)際轉(zhuǎn)速與負(fù)載情況、轉(zhuǎn)差率、電壓穩(wěn)定性等多種因素有關(guān)，并非呈線性變化。單螺桿壓縮機(jī)在變頻器的驅(qū)動(dòng)下實(shí)現(xiàn)不同的轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩，可以適應(yīng)不同工作負(fù)載的需求。

溫差（蒸發(fā)釜夾套和釜內(nèi)間的換熱溫度差）、壓縮比、蒸發(fā)量、傳熱系數(shù)、COP（制熱性能系數(shù)）、SMER（單位能耗蒸發(fā)量）、絕熱效率、容積效率等各項(xiàng)指標(biāo)均有助于評(píng)價(jià)夾套式MVR 熱泵蒸發(fā)濃縮系統(tǒng)的實(shí)際運(yùn)行性能。

夾套式MVR 熱泵蒸發(fā)濃縮系統(tǒng)的簡單流程原理如圖1所示，主要由蒸發(fā)釜、分離器、單螺桿壓縮機(jī)、冷凝水箱、板式換熱器、攪拌裝置等以及一些附件組成。其工作介質(zhì)可為各種腐蝕以及非腐蝕性液體，主要用于化學(xué)工業(yè)（水溶液的蒸發(fā)）、制鹽工業(yè)（鹽溶液的蒸發(fā)）、環(huán)保工業(yè)（廢水的濃縮）等。

圖1 夾套式MVR 熱泵蒸發(fā)濃縮系統(tǒng)流程原理Fig.1 Process principle of jacketed MVR heat pump evaporation concentration system

系統(tǒng)工作流程：原料液通過板式換熱器預(yù)熱至蒸發(fā)溫度，進(jìn)入蒸發(fā)釜中，釜內(nèi)的液體在蒸發(fā)溫度下進(jìn)行沸騰蒸發(fā)；蒸發(fā)出來的氣液混合物經(jīng)分離器進(jìn)行氣液分離，分離后的液體重新流進(jìn)蒸發(fā)釜內(nèi)，氣體則進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)進(jìn)行壓縮；同時(shí)向壓縮機(jī)內(nèi)噴水，以降低過熱蒸氣的過熱度，使之成為高溫下的飽和蒸氣；隨后飽和蒸氣進(jìn)入蒸發(fā)釜夾套，對(duì)釜內(nèi) 的液體進(jìn)行加熱，使之沸騰蒸發(fā)；飽和蒸氣冷凝后，變成液體流到冷凝水箱，一部分液體用于對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行噴水，另一部分液體用于對(duì)原料液進(jìn)行預(yù)熱；變冷后的冷凝水經(jīng)板式換熱器流出至儲(chǔ)水箱，以重新利用；而蒸發(fā)釜內(nèi)的濃縮料液最終經(jīng)由釜底部排除，從而完成一個(gè)系統(tǒng)的循環(huán)。單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行時(shí)，需要關(guān)閉閥1、5、7、11 或閥2、6、8、12 其中一組。

1.2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)分析

實(shí)驗(yàn)所用到的夾套式MVR 熱泵蒸發(fā)濃縮系統(tǒng)如圖2所示。該系統(tǒng)的攪拌裝置能夠使原料液很好地加速傳熱，防止熱敏性物料結(jié)垢等現(xiàn)象的產(chǎn)生。由于該系統(tǒng)有較好的承壓性和密封性，在蒸發(fā)壓力大于50 kPa 時(shí)，不需要抽真空設(shè)備。該系統(tǒng)具有蒸發(fā)效率高、操作簡單、設(shè)備防腐性能高、除垢方便、系統(tǒng)整體運(yùn)行費(fèi)用低等優(yōu)點(diǎn)，可在常壓或負(fù)壓工況下運(yùn)行，負(fù)壓工況下不僅降低了原料液的蒸發(fā)溫度，而且降低了對(duì)系統(tǒng)相關(guān)設(shè)備以及管道的材質(zhì)要求，同時(shí)又能保證系統(tǒng)的生產(chǎn)連續(xù)而穩(wěn)定。

圖2 夾套式MVR 熱泵蒸發(fā)濃縮系統(tǒng)Fig.2 Jacketed MVR heat pump evaporation concentration system

整個(gè)實(shí)際系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)完全是以壓力傳感器所測(cè)得的壓力（絕對(duì)壓力）為基準(zhǔn)，且實(shí)驗(yàn)過程均以進(jìn)料量（體積流量）為基準(zhǔn)，同時(shí)以冷凝水流量（體積流量）為參考，盡量保持蒸發(fā)釜液位和冷凝水水箱液位基本不變。實(shí)驗(yàn)過程中需要保持系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)間為2 h 左右，以排除不必要的實(shí)驗(yàn)干擾誤差。實(shí)驗(yàn)過程中主要誤差來源于各儀表所測(cè)得的參數(shù)誤差，實(shí)時(shí)采集所需各實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，以及數(shù)據(jù)處理過程中均以平均值代替穩(wěn)定值。蒸發(fā)釜液位和冷凝水水箱液位的穩(wěn)定狀態(tài)直接決定了進(jìn)料體積流量和冷凝水體積流量，即共同決定了蒸發(fā)量的大??；蒸發(fā)釜液相溫度和蒸發(fā)釜夾套溫度直接影響溫差的計(jì)算；蒸發(fā)釜壓力和蒸發(fā)釜夾套壓力直接影響壓縮比的計(jì)算；系統(tǒng)總耗電量直接影響絕熱效率、COP 和SMER的計(jì)算；蒸發(fā)量直接影響壓縮機(jī)容積效率的計(jì)算；蒸發(fā)量和溫差共同影響傳熱系數(shù)的計(jì)算。此外，還有電加熱器對(duì)系統(tǒng)補(bǔ)熱所產(chǎn)生的誤差。

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)所使用的壓縮機(jī)為10 m3單螺桿壓縮機(jī)，為保證壓縮機(jī)正常運(yùn)行，需要對(duì)其進(jìn)行噴水，以降低過熱蒸氣的過熱度，使之成為高溫下的飽和蒸氣，噴水量需保持在0.2 m3·h-1以上，使其壓縮后溫度低于130℃。

單臺(tái)夾套式蒸發(fā)釜換熱面積為4.5 m2，壓縮機(jī)電動(dòng)機(jī)效率和機(jī)械效率均取值為0.9；實(shí)驗(yàn)過程使用電加熱器進(jìn)行預(yù)熱和補(bǔ)氣，用夾套溫度與蒸發(fā)溫度之差作為實(shí)際系統(tǒng)溫差，用夾套壓力與蒸發(fā)壓力之比作為實(shí)際系統(tǒng)壓縮比；壓縮機(jī)等熵壓縮理論功率由Aspen Plus 軟件進(jìn)行等熵壓縮模擬得到，從而計(jì)算得到壓縮機(jī)絕熱效率。

為分析系統(tǒng)性能，現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)作如下假設(shè)：視系統(tǒng)為穩(wěn)態(tài)過程，不考慮測(cè)量參數(shù)的動(dòng)態(tài)變化，均以平均值代替穩(wěn)態(tài)值；忽略系統(tǒng)的物質(zhì)泄漏，不計(jì)熱損失；系統(tǒng)中無不凝性氣體存在；蒸發(fā)釜入口為飽和液體進(jìn)料；蒸發(fā)釜換熱均勻；出口氣液完全分離；壓縮機(jī)進(jìn)出口氣體均為飽和蒸氣。本文主要對(duì)不同蒸發(fā)壓力（即蒸發(fā)溫度）和不同頻率下的單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行，以及對(duì)不同蒸發(fā)壓力（即蒸發(fā)溫度）下的兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究分析。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

2.1 變頻率蒸發(fā)釜運(yùn)行實(shí)驗(yàn)

為適應(yīng)不同工作負(fù)載的需求，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行變頻率蒸發(fā)釜運(yùn)行實(shí)驗(yàn)，以進(jìn)一步了解其工作性能。在蒸發(fā)壓力分別為70、80、90 kPa 時(shí)，對(duì)單臺(tái)蒸發(fā)釜分別進(jìn)行壓縮機(jī)頻率為30、35、40、45、50 Hz 下的蒸發(fā)實(shí)驗(yàn)。

（1）溫差、壓縮比隨頻率的變化

由圖3、圖4可知，在蒸發(fā)壓力一定的情況下，隨頻率的增加，轉(zhuǎn)速增加，單位時(shí)間內(nèi)氣體獲得的能量增加（氣體動(dòng)能和壓力能增加），壓縮后氣體壓力增加，壓縮比就會(huì)增加，與之相對(duì)應(yīng)的溫度增加，溫差就越大。

（2）蒸發(fā)量隨頻率的變化

圖3 溫差隨頻率的變化Fig.3 Variation of temperature difference with frequency

圖4 壓縮比隨頻率的變化Fig.4 Variation of compression ratio with frequency

圖5 蒸發(fā)量隨頻率的變化Fig.5 Variation of evaporation capacity with frequency

由圖5可知，在蒸發(fā)壓力一定的情況下，頻率越大，轉(zhuǎn)速越大，單位時(shí)間內(nèi)的吸氣量越大，排氣量也越大，用于系統(tǒng)換熱的熱量越多；同時(shí)傳熱速 率（單位時(shí)間內(nèi)通過傳熱面的熱量）增加，蒸發(fā)量就會(huì)增加。但在40 Hz 以下，蒸發(fā)量隨頻率的增加呈線性增加，在40～45 Hz 之間，曲線開始發(fā)生突變；由于此時(shí)實(shí)際轉(zhuǎn)速受工作負(fù)載等多種因素的影響，開始呈非線性增加，最終導(dǎo)致蒸發(fā)量隨頻率的增加呈非線性增加。

（3）傳熱系數(shù)隨頻率的變化

由圖3～圖6可知，在蒸發(fā)壓力一定的情況下，傳熱系數(shù)與溫差、壓縮比、蒸發(fā)量均無關(guān)，只與傳熱流體的熱物理性質(zhì)以及傳熱過程有關(guān)。隨頻率的增加，轉(zhuǎn)速增加，單位時(shí)間內(nèi)氣體獲得的動(dòng)能增加，氣體流速增加，傳熱過程加劇，傳熱系數(shù)增加。由圖6可知，頻率為30～40 Hz 時(shí)，傳熱系數(shù)基本不變，在40 Hz 以后，轉(zhuǎn)速開始呈非線性增加，流體流速劇增，加劇傳熱過程，導(dǎo)致傳熱系數(shù)呈非線性增加。

圖6 傳熱系數(shù)隨頻率的變化Fig.6 Variation of coefficient of heat transfer with frequency

（4）COP、SMER 隨頻率的變化

由圖7、圖8可知，在蒸發(fā)壓力一定的情況下，頻率為30～40 Hz 時(shí)，COP、SMER 隨壓縮機(jī)頻率的增加，轉(zhuǎn)速增加，蒸發(fā)量有所增加，但維持系統(tǒng)運(yùn)行電功增加的幅度大于蒸發(fā)量，且系統(tǒng)散熱量增加，故會(huì)出現(xiàn)COP、SMER 的下降；在40 Hz 以后，蒸發(fā)量隨頻率的增加呈非線性增加，其增加的幅度 遠(yuǎn)大于維持系統(tǒng)運(yùn)行電功的增加量，故會(huì)出現(xiàn)COP、SMER 呈非線性增加。

圖7 COP 隨頻率的變化Fig.7 Variation of COPwith frequency

圖8 SMER 隨頻率的變化Fig.8 Variation of SMERwith frequency

圖9 絕熱效率隨頻率的變化Fig.9 Variation of adiabatic efficiency with frequency

（5）絕熱效率隨頻率的變化

由圖9可知，在蒸發(fā)壓力一定的情況下，頻率為30～40 Hz 時(shí)，壓縮機(jī)機(jī)械效率較低，且氣體流速較小，吸氣和排氣阻力較大，引起了多余的功率損失，從而造成偏離等熵壓縮的程度較大，故會(huì)出現(xiàn)絕熱效率基本不變的現(xiàn)象。但在40 Hz 以后，隨頻率的增加，轉(zhuǎn)速增加，壓縮機(jī)機(jī)械效率增加，同時(shí)單位時(shí)間內(nèi)氣體獲得的動(dòng)能增加，氣體流速增加，吸氣和排氣阻力減小，功率損失減小，實(shí)際功耗減小，從而造成偏離等熵壓縮的程度減小，故會(huì)出現(xiàn)絕熱效率突然劇增的現(xiàn)象。

（6）容積效率隨頻率的變化

由圖10可知，在蒸發(fā)壓力一定的情況下，在40 Hz 以下時(shí)，壓縮機(jī)頻率對(duì)容積效率的影響不大；由于此時(shí)氣體流速較小，吸氣阻力較大，產(chǎn)生的氣體流動(dòng)損失較大，導(dǎo)致吸氣壓力降低，比體積增大，相應(yīng)減少了壓縮機(jī)的吸氣量，從而造成吸氣壓力損失較大，同時(shí)由于基元容積中壓力升高的氣體向吸氣通道或正在吸氣的基元容積中產(chǎn)生的外泄漏相對(duì)較大，故會(huì)出現(xiàn)容積效率基本保持不變的現(xiàn)象。但在40 Hz 以后，由于轉(zhuǎn)速呈非線性增加，導(dǎo)致單位時(shí)間內(nèi)氣體獲得的能量迅速增加（氣體動(dòng)能和壓力能增加），此時(shí)氣體流速較大，吸氣流量增加的幅度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于泄漏量增加的幅度，故容積效率會(huì)開始發(fā)生劇增。

2.2 單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行實(shí)驗(yàn)和兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行實(shí)驗(yàn)

（1）溫差隨蒸發(fā)壓力的變化

圖10 容積效率隨頻率的變化Fig.10 Variation of volumetric efficiency with frequency

圖11 溫差隨蒸發(fā)壓力的變化Fig.11 Variation of temperature difference with evaporating pressure

由圖11可知，單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行時(shí)，隨蒸發(fā)壓力的增加，蒸發(fā)溫度增加，吸氣壓力增加，比體積減小。對(duì)壓縮機(jī)而言，吸氣量為一定值，比體積減小時(shí)，單位時(shí)間內(nèi)的吸氣量增加，排氣量也增加。在壓縮比一定時(shí)，排氣壓力增加，排氣溫度也增加，此時(shí)排氣量大于換熱量，系統(tǒng)熱量冗余增加，排氣 壓力進(jìn)一步增加，排氣溫度也進(jìn)一步增加，導(dǎo)致蒸發(fā)釜兩側(cè)溫差增加，故溫差會(huì)隨蒸發(fā)壓力的增大而增大。而兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行時(shí)，排氣量小于換熱量，用于系統(tǒng)換熱的熱量不足，排氣壓力會(huì)有所下降，排氣溫度也會(huì)有所下降；但由于對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了適當(dāng)?shù)难a(bǔ)熱，排氣壓力基本保持不變，相對(duì)應(yīng)的排氣溫度也基本保持不變，故此時(shí)溫差只會(huì)在17～19℃小范圍變動(dòng)，基本保持不變。

（2）壓縮比隨蒸發(fā)壓力的變化

由圖12可知，單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行時(shí)，隨蒸發(fā)壓力的增加，系統(tǒng)熱量冗余增加，排氣壓力進(jìn)一步增加，導(dǎo)致壓縮比增加，故壓縮比會(huì)隨蒸發(fā)壓力的增大而增大。而兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行時(shí)，排氣量小于換熱量，用于系統(tǒng)換熱的熱量不足，排氣壓力會(huì)有所下降；由于對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了適當(dāng)?shù)难a(bǔ)熱，排氣壓力基本保持不變，故此時(shí)壓縮比只會(huì)在1.8～2.0 小范圍變動(dòng)，基本保持不變。

圖12 壓縮比隨蒸發(fā)壓力的變化Fig.12 Variation of compression ratio with evaporating pressure

（3）蒸發(fā)量隨蒸發(fā)壓力的變化

由圖13可知，在壓縮機(jī)頻率一定的情況下，隨蒸發(fā)壓力的增加，吸氣壓力增加，比體積減小，單位時(shí)間內(nèi)的吸氣量增加，排氣量也增加，用于系統(tǒng)換熱的熱量增加，蒸發(fā)量就會(huì)增加。單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行時(shí)，當(dāng)換熱面積充分時(shí)，蒸發(fā)量增加幅度較大，但在85 kPa 以后，蒸發(fā)量增加幅度變緩，說明此時(shí)的換熱面積不足以滿足換熱充分的要求，即換熱面積限制了此時(shí)的換熱，系統(tǒng)熱量冗余增加。兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行時(shí)，由于換熱面積增加為單臺(tái)蒸發(fā)釜時(shí)的2 倍，單位面積上的換熱量降低，此時(shí)的換熱量不足以維持系統(tǒng)正常穩(wěn)定運(yùn)行，故需對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行適當(dāng)?shù)难a(bǔ)熱；在換熱量得不到充分滿足的情況下，不會(huì)出現(xiàn)蒸發(fā)量增加幅度變緩的現(xiàn)象。

圖13 蒸發(fā)量隨蒸發(fā)壓力的變化Fig.13 Variation of evaporation capacity with evaporating pressure

圖14 傳熱系數(shù)隨蒸發(fā)壓力的變化Fig.14 Variation of coefficient of heat transfer with evaporating pressure

（4）傳熱系數(shù)隨蒸發(fā)壓力的變化

由圖14可知，單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行時(shí)的傳熱系數(shù)總體上隨蒸發(fā)壓力的增大，先增大后略有減小，且在65～85 kPa之間存在最大值。隨蒸發(fā)壓力的增加，吸氣壓力增加，比體積減小，密度增加，傳熱系數(shù)增加；由于傳熱流體的熱物理性質(zhì)影響有限，當(dāng)傳熱系數(shù)達(dá)到最大值后，隨著系統(tǒng)熱量冗余的增加，排氣壓力進(jìn)一步增加，排氣溫度也進(jìn)一步增加，熱流體側(cè)飽和蒸汽發(fā)生相變減少，導(dǎo)致傳熱系數(shù)略有減小。

兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行時(shí)的傳熱系數(shù)隨蒸發(fā)壓力的增大而增大，80 kPa 以后增加的幅度變緩。隨蒸發(fā)壓力的增加，吸氣壓力增加，比體積減小，密度增加，傳熱系數(shù)增加；由于此時(shí)的換熱量不足以維持系統(tǒng)正常穩(wěn)定運(yùn)行，故需對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行適當(dāng)?shù)难a(bǔ)熱；在換熱量得不到充分滿足的情況下，且傳熱系數(shù)沒達(dá)到最大值之前，會(huì)一直增加。

（5）COP、SMER 隨蒸發(fā)壓力的變化

由圖15、圖16可知，單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行時(shí)的COP、SMER 均隨蒸發(fā)壓力的增大，出現(xiàn)先增大后減小的現(xiàn)象，且在65～85 kPa 之間都存在最大值。隨蒸發(fā)壓力的增加，蒸發(fā)量增加，其增加的幅度遠(yuǎn)大于維持系統(tǒng)運(yùn)行電功的增加量，COP、SMER 就會(huì)增加。由于換熱面積一定，當(dāng)換熱量達(dá)到最大值后，不再增加，此時(shí)排氣量大于換熱量，有部分熱量得不到合理的利用，系統(tǒng)熱量冗余增加，排氣壓力進(jìn)一步增加，吸氣壓力進(jìn)一步增加，吸氣量進(jìn)一步增加，壓縮機(jī)耗功進(jìn)一步增加，而此時(shí)的換熱量和蒸發(fā)量不變，最終導(dǎo)致了COP、SMER 的下降。

圖15 COP 隨蒸發(fā)壓力的變化Fig.15 Variation of COPwith evaporating pressure

圖16 SMER 隨蒸發(fā)壓力的變化Fig.16 Variation of SMER with evaporating pressure

兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行時(shí)的COP、SMER 隨蒸發(fā)壓力的增大而增大，80 kPa 以后增加的幅度變緩。隨蒸發(fā)壓力的增加，蒸發(fā)量增加，其增加的幅度遠(yuǎn) 大于維持系統(tǒng)運(yùn)行電功的增加量，COP、SMER 就會(huì)增加。由于換熱面積一定，在80 kPa 以后，系統(tǒng)換熱量逐漸接近最大值，此時(shí)COP、SMER 增加的幅度變緩。由于此時(shí)的換熱量不足以維持系統(tǒng)正常穩(wěn)定運(yùn)行，故需對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行適當(dāng)?shù)难a(bǔ)熱；在換熱量得不到充分滿足的情況下，且COP、SMER 沒達(dá)到最大值之前，不會(huì)出現(xiàn)下降的現(xiàn)象。

（6）絕熱效率/容積效率隨蒸發(fā)壓力的變化

由圖17可知，單臺(tái)蒸發(fā)釜運(yùn)行時(shí)的蒸發(fā)壓力在65 kPa 以前，絕熱效率、容積效率增加的幅度較大，65 kPa 以后增加幅度變緩，甚至后期還略有減小，但仍然符合實(shí)際的壓縮過程。隨蒸發(fā)壓力的增加，蒸發(fā)量增加的幅度遠(yuǎn)大于維持系統(tǒng)運(yùn)行電功的增加量，此時(shí)偏離等熵壓縮的程度較小，絕熱效率逐漸增加；當(dāng)蒸發(fā)量增加的幅度逐漸接近維持系統(tǒng)運(yùn)行電功的增加量時(shí)，絕熱效率增加的幅度變緩；達(dá)到最大值后，隨著蒸發(fā)壓力的繼續(xù)增加，散熱損失的能量進(jìn)一步增加；同時(shí)隨著系統(tǒng)熱量冗余的增加，導(dǎo)致壓縮機(jī)耗功進(jìn)一步增加，在壓縮機(jī)等熵壓縮理論功一定的情況下，就會(huì)導(dǎo)致絕熱效率的下降。隨蒸發(fā)壓力的增加，單位時(shí)間內(nèi)的吸氣量增加，容積效率增加；當(dāng)吸氣量逐漸接近理論值時(shí)，容積效率增加的幅度變緩；達(dá)到最大值后，由于系統(tǒng)熱量冗余的增加，導(dǎo)致吸氣壓力進(jìn)一步增加，泄漏量隨之大幅度地增加，最終由外泄漏損失造成了容積效率的下降。

圖17 絕熱效率/容積效率隨蒸發(fā)壓力的變化Fig.17 Variation of adiabatic efficiency/volumetric efficiency with evaporating pressure

兩臺(tái)蒸發(fā)釜同時(shí)運(yùn)行時(shí)的絕熱效率、容積效率都只在小范圍內(nèi)變動(dòng)。隨蒸發(fā)壓力的增加，補(bǔ)熱后 蒸發(fā)量增加的幅度與維持系統(tǒng)運(yùn)行電功的增加量大致相當(dāng)，故會(huì)出現(xiàn)絕熱效率小范圍變動(dòng)的現(xiàn)象；補(bǔ)熱后吸氣流量增加的幅度與泄漏量增加的幅度大致相當(dāng)，故會(huì)出現(xiàn)容積效率小范圍變動(dòng)的現(xiàn)象。

3 結(jié) 論

為盡可能接近實(shí)際系統(tǒng)的效果，盡快將其應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)，設(shè)計(jì)、制造、裝配了該套小型系統(tǒng)。通過對(duì)夾套式MVR 熱泵蒸發(fā)濃縮系統(tǒng)的實(shí)際運(yùn)行過程進(jìn)行的測(cè)試和性能分析，可以得到如下主要 結(jié)論。

（1）溫差、壓縮比、蒸發(fā)量、傳熱系數(shù)、COP、SMER、絕熱效率、容積效率等各項(xiàng)指標(biāo)均受蒸發(fā)壓力（即蒸發(fā)溫度）、壓縮機(jī)頻率和換熱面積的影響。

（2）壓縮機(jī)在頻率50 Hz 下運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的系統(tǒng)性能大大優(yōu)于30、35、40、45 Hz 運(yùn)轉(zhuǎn)，且還不需要補(bǔ)熱，故該系統(tǒng)應(yīng)盡量在50 Hz 下運(yùn)轉(zhuǎn)，比較經(jīng)濟(jì)有效；同時(shí)應(yīng)盡量維持在高頻率下運(yùn)轉(zhuǎn)以適應(yīng)不同工作負(fù)載的需求。

（3）單臺(tái)蒸發(fā)釜在蒸發(fā)壓力為65～85 kPa 之間運(yùn)行較為合適，整個(gè)過程均不需要補(bǔ)熱，完全符合工業(yè)蒸發(fā)濃縮的應(yīng)用，能夠達(dá)到較好的節(jié)能效果。

（4）兩臺(tái)蒸發(fā)釜完全可以同時(shí)應(yīng)用于工業(yè)蒸發(fā)濃縮過程，但需要少量的補(bǔ)熱，節(jié)能效果十分 顯著。

[1]Tuan Chi I,Yeh Yi Lung,Chen Chi Jen,Chen Ting Chien.Performance assessment with pinch technology and integrated heat pumps for vaporized concentration processing [J].Journal of the Taiwan Institute of Chemical Engineers,2012,43:226-234

[2]Sorour M A,Mostafa S R,Bo Samri S M.A case study of orange juice concentration by recompression evaporation techniques [J].Journal of Food Process Engineering,2013,36:337-342

[3]Narmine H Aly,Adel K El-Figi.Mechanical vapor compression desalination systems—a case study [J].Desalination,2003,158 (1):143-150

[4]Zhao Qingxia (趙慶霞),Tao Leren (陶樂仁),Huang Lihao (黃理浩),Gao Xianghu (高祥虎),Gao Xiaokai (高曉凱),Wei Yiping (魏義平),Cheng Jian (程建),Mi Jiexia (密潔霞).Application of mechanical compression heat pump evaporation system in alkali concentration [J].Modern Chemical Industry(現(xiàn)代化工),2013,33 (3):91-93

[5]Liang Lin,Han Dong,Ma Ran,Peng Tao.Treatment of high-concentration wastewater using double-effect mechanical vapor recompression [J].Desalination,2013,314:139-146

[6]Juwayhel F A,Dessouky H E,Ettouney H.Analysis of single-effect evaporator desalination systems combined with vapor compression heat pumps [J].Desalination,1997,114:253-275

[7]Aybar H S.Analysis of a mechanical vapor compression desalination system [J].Desalination,2002,142:181-186

[8]Winchester J A,Marsh C.Dynamics and control of falling film evaporaters with mechanical vapour recompression [J].Institution of Chemical Engineers,1999,77:357-371

[9]Pang Weike,Yang Luwei,Zhang Zhentao.Theoretical and experimental study on the falling-film evaporator applied to mechanical vapor compression [J].Advanced Materials Research,2013,753-755:2667-2673

[10]Liang Lin (梁林),Han Dong (韓東).Experiment of vapor mechanical recompression evaporator [J].Chemical Industry and Engineering Progress(化工進(jìn)展),2009,28:358-360

[11]Gu Chengzhen (顧承真),Min Zhaosheng (閔兆升),Hong Housheng (洪厚勝),Performance analysis of mechanical vapor recompression evaporation system [J].Chemical Industry and Engineering Progress(化工進(jìn)展),2014,33 (1):30-35

[12]Pang Weike (龐衛(wèi)科),Lin Wenju (林文舉),Pan Qilin (潘麒麟),Lin Wenye (林文野),Dai Qunte (戴群特),Yang Luwei (楊魯偉),Zhang Zhentao (張振濤).Performance analysis of mechanical vapor recompression heat pump driven by centrifuge fan [J].Journal of Mechanical Engineering(機(jī)械工程學(xué)報(bào)),2013,49 (12):23-25

[13]Liang Lin,Han Dong.Energy-saving study of a system for ammonium sulfate recovery from wastewater with mechanical vapor compression (MVC) [J].Research Journal of Applied Sciences,Engineering and Technology,2011,3 (11):1227-1232

[14]Gu Chengzhen (顧承真),Hong Housheng (洪厚勝),Yan Xu (顏旭),Zhang Zhiqiang (張志強(qiáng)).Nodal analysis of mechanical vapor recompression heat pump driven by roots compressor [J].Modern Chemical Industry(現(xiàn)代化工),2014,34 (4):125-129

[15]Shi Chengjun (石成君),Zhou Yasu (周亞素),Sun Shao (孫韶),Dong Guoqiang (董國強(qiáng)),Ni Simei (倪思梅).Performance and analysis of mechanical vapor recompression for high salinity wastewater desalination system [J].Technology of Water Treatment(水處理技術(shù)),2013,39 (12):63-68

[16]Ettouney Hisham.Design of single-effect mechanical vapor compression [J].Desalination,2006,190:1-15

[17]Wu Hong,Li Yulong,Chen Jiang.Research on an evaporator- condenser-separated mechanical vapor compression system [J].Desalination,2013,324:65-71

[18]Waheed M A,Oni A O,Adejuyigbe S B,Adewumi B A,Fadare D A.Performance enhancement of vapor recompression heat pump [J].Applid Energy,2014,114:69-79

[19]Han Dong (韓東),Gu Ang (顧昂),Yue Chen (岳晨),Shan Huawei (單華偉).Analysis on improved liquid-gas separator structure for MVR evaporation system [J].CIESC Journal(化工學(xué)報(bào)),2012,63 (2):508-515

[20]Van De Bor D M,Infante Ferreira C A.Quick selection of industrial heat pump types including the impact of thermodynamic losses [J].Energy,2013,53:312-322