夹套式MVR热泵蒸发浓缩系统性能分析

刘军，张冲，杨鲁伟，张振涛，李博，乌云,4

（1 新疆大学化学化工学院，新疆 乌鲁木齐 830046；2 中国科学院理化技术研究所，北京 100190； 3 热力过程节能技术北京市重点实验室，北京 100190；4 中国科学院大学，北京 100049）

引 言

蒸发浓缩是化工、制药、食品、海水淡化、污水处理等生产过程中的基本单元操作[1-5]。传统的蒸发浓缩多采用多效蒸发，但因其装置体积庞大，系统和操作复杂[4]，且能耗较高，在某些场合下，正在逐渐地被新型的机械蒸气再压缩（mechanical vapor recompression，MVR）热泵蒸发所代替。MVR热泵蒸发系统具有无需冷凝器、料液要求低、操作简单、能耗低、无需冷凝水、成本低等优点[6-7]。

当前国内外学者主要对降膜式蒸发系统进行了相关研究[8-11]，主要采用离心式压缩机[12]和罗茨式压缩机[13-14]作为驱动源，同时对MVR 系统性 能[15-17]及其优化方向[18-20]进行了研究，而对于单螺杆压缩机和夹套式MVR 热泵蒸发系统都很少有相关报道。对某些黏性较大且带强腐蚀性的热敏性原料液而言，在浓缩的过程中会出现结垢、传热系数下降等现象，就会造成原料液浓缩很难继续进行。本文将MVR 热泵蒸发应用于带搅拌装置的夹套式蒸发釜，使用单螺杆压缩机作为整个系统的驱动源，并以水为实验介质进行了相关的实验研究；通过测试系统性能，为后续实际物料的蒸发浓缩奠定基础。

1 系统分析

1.1 系统理论分析

MVR 系统的理论基础是波义耳定律（Boyle’s Law），即推导式 /PV T K=，其具体含义是当气体的体积减小，压强增大时，气体的温度也会随之升高。MVR 的基本原理是将从蒸发器出来原本需要用冷却水冷凝的稀薄二次蒸气经体积压缩后其温度会随之升高，从而实现将低温、低压的饱和蒸气变成高温高压的饱和蒸气，进而可以作为热源再次加热需要被蒸发的原料液，进一步达到循环回收利用蒸汽的目的。

单螺杆压缩机采用变频调速三相异步电动机来为MVR 系统提供动力源。由三相异步电动机转速公式n=60f(1 -s)/p可知，在电动机的极对数p和转差率s不变的情况下，理论上转速n将随供电频率f呈线性变化；但实际转速与负载情况、转差率、电压稳定性等多种因素有关，并非呈线性变化。单螺杆压缩机在变频器的驱动下实现不同的转速与转矩，可以适应不同工作负载的需求。

温差（蒸发釜夹套和釜内间的换热温度差）、压缩比、蒸发量、传热系数、COP（制热性能系数）、SMER（单位能耗蒸发量）、绝热效率、容积效率等各项指标均有助于评价夹套式MVR 热泵蒸发浓缩系统的实际运行性能。

夹套式MVR 热泵蒸发浓缩系统的简单流程原理如图1所示，主要由蒸发釜、分离器、单螺杆压缩机、冷凝水箱、板式换热器、搅拌装置等以及一些附件组成。其工作介质可为各种腐蚀以及非腐蚀性液体，主要用于化学工业（水溶液的蒸发）、制盐工业（盐溶液的蒸发）、环保工业（废水的浓缩）等。

图1 夹套式MVR 热泵蒸发浓缩系统流程原理Fig.1 Process principle of jacketed MVR heat pump evaporation concentration system

系统工作流程：原料液通过板式换热器预热至蒸发温度，进入蒸发釜中，釜内的液体在蒸发温度下进行沸腾蒸发；蒸发出来的气液混合物经分离器进行气液分离，分离后的液体重新流进蒸发釜内，气体则进入压缩机内进行压缩；同时向压缩机内喷水，以降低过热蒸气的过热度，使之成为高温下的饱和蒸气；随后饱和蒸气进入蒸发釜夹套，对釜内 的液体进行加热，使之沸腾蒸发；饱和蒸气冷凝后，变成液体流到冷凝水箱，一部分液体用于对压缩机进行喷水，另一部分液体用于对原料液进行预热；变冷后的冷凝水经板式换热器流出至储水箱，以重新利用；而蒸发釜内的浓缩料液最终经由釜底部排除，从而完成一个系统的循环。单台蒸发釜运行时，需要关闭阀1、5、7、11 或阀2、6、8、12 其中一组。

1.2 实验系统分析

实验所用到的夹套式MVR 热泵蒸发浓缩系统如图2所示。该系统的搅拌装置能够使原料液很好地加速传热，防止热敏性物料结垢等现象的产生。由于该系统有较好的承压性和密封性，在蒸发压力大于50 kPa 时，不需要抽真空设备。该系统具有蒸发效率高、操作简单、设备防腐性能高、除垢方便、系统整体运行费用低等优点，可在常压或负压工况下运行，负压工况下不仅降低了原料液的蒸发温度，而且降低了对系统相关设备以及管道的材质要求，同时又能保证系统的生产连续而稳定。

图2 夹套式MVR 热泵蒸发浓缩系统Fig.2 Jacketed MVR heat pump evaporation concentration system

整个实际系统实验完全是以压力传感器所测得的压力（绝对压力）为基准，且实验过程均以进料量（体积流量）为基准，同时以冷凝水流量（体积流量）为参考，尽量保持蒸发釜液位和冷凝水水箱液位基本不变。实验过程中需要保持系统稳定运行时间为2 h 左右，以排除不必要的实验干扰误差。实验过程中主要误差来源于各仪表所测得的参数误差，实时采集所需各实验数据，以及数据处理过程中均以平均值代替稳定值。蒸发釜液位和冷凝水水箱液位的稳定状态直接决定了进料体积流量和冷凝水体积流量，即共同决定了蒸发量的大小；蒸发釜液相温度和蒸发釜夹套温度直接影响温差的计算；蒸发釜压力和蒸发釜夹套压力直接影响压缩比的计算；系统总耗电量直接影响绝热效率、COP 和SMER的计算；蒸发量直接影响压缩机容积效率的计算；蒸发量和温差共同影响传热系数的计算。此外，还有电加热器对系统补热所产生的误差。

实验系统所使用的压缩机为10 m3单螺杆压缩机，为保证压缩机正常运行，需要对其进行喷水，以降低过热蒸气的过热度，使之成为高温下的饱和蒸气，喷水量需保持在0.2 m3·h-1以上，使其压缩后温度低于130℃。

单台夹套式蒸发釜换热面积为4.5 m2，压缩机电动机效率和机械效率均取值为0.9；实验过程使用电加热器进行预热和补气，用夹套温度与蒸发温度之差作为实际系统温差，用夹套压力与蒸发压力之比作为实际系统压缩比；压缩机等熵压缩理论功率由Aspen Plus 软件进行等熵压缩模拟得到，从而计算得到压缩机绝热效率。

为分析系统性能，现对系统作如下假设：视系统为稳态过程，不考虑测量参数的动态变化，均以平均值代替稳态值；忽略系统的物质泄漏，不计热损失；系统中无不凝性气体存在；蒸发釜入口为饱和液体进料；蒸发釜换热均匀；出口气液完全分离；压缩机进出口气体均为饱和蒸气。本文主要对不同蒸发压力（即蒸发温度）和不同频率下的单台蒸发釜运行，以及对不同蒸发压力（即蒸发温度）下的两台蒸发釜同时运行进行了实验研究分析。

2 实验结果与讨论

2.1 变频率蒸发釜运行实验

为适应不同工作负载的需求，对系统进行变频率蒸发釜运行实验，以进一步了解其工作性能。在蒸发压力分别为70、80、90 kPa 时，对单台蒸发釜分别进行压缩机频率为30、35、40、45、50 Hz 下的蒸发实验。

（1）温差、压缩比随频率的变化

由图3、图4可知，在蒸发压力一定的情况下，随频率的增加，转速增加，单位时间内气体获得的能量增加（气体动能和压力能增加），压缩后气体压力增加，压缩比就会增加，与之相对应的温度增加，温差就越大。

（2）蒸发量随频率的变化

图3 温差随频率的变化Fig.3 Variation of temperature difference with frequency

图4 压缩比随频率的变化Fig.4 Variation of compression ratio with frequency

图5 蒸发量随频率的变化Fig.5 Variation of evaporation capacity with frequency

由图5可知，在蒸发压力一定的情况下，频率越大，转速越大，单位时间内的吸气量越大，排气量也越大，用于系统换热的热量越多；同时传热速 率（单位时间内通过传热面的热量）增加，蒸发量就会增加。但在40 Hz 以下，蒸发量随频率的增加呈线性增加，在40～45 Hz 之间，曲线开始发生突变；由于此时实际转速受工作负载等多种因素的影响，开始呈非线性增加，最终导致蒸发量随频率的增加呈非线性增加。

（3）传热系数随频率的变化

由图3～图6可知，在蒸发压力一定的情况下，传热系数与温差、压缩比、蒸发量均无关，只与传热流体的热物理性质以及传热过程有关。随频率的增加，转速增加，单位时间内气体获得的动能增加，气体流速增加，传热过程加剧，传热系数增加。由图6可知，频率为30～40 Hz 时，传热系数基本不变，在40 Hz 以后，转速开始呈非线性增加，流体流速剧增，加剧传热过程，导致传热系数呈非线性增加。

图6 传热系数随频率的变化Fig.6 Variation of coefficient of heat transfer with frequency

（4）COP、SMER 随频率的变化

由图7、图8可知，在蒸发压力一定的情况下，频率为30～40 Hz 时，COP、SMER 随压缩机频率的增加，转速增加，蒸发量有所增加，但维持系统运行电功增加的幅度大于蒸发量，且系统散热量增加，故会出现COP、SMER 的下降；在40 Hz 以后，蒸发量随频率的增加呈非线性增加，其增加的幅度 远大于维持系统运行电功的增加量，故会出现COP、SMER 呈非线性增加。

图7 COP 随频率的变化Fig.7 Variation of COPwith frequency

图8 SMER 随频率的变化Fig.8 Variation of SMERwith frequency

图9 绝热效率随频率的变化Fig.9 Variation of adiabatic efficiency with frequency

（5）绝热效率随频率的变化

由图9可知，在蒸发压力一定的情况下，频率为30～40 Hz 时，压缩机机械效率较低，且气体流速较小，吸气和排气阻力较大，引起了多余的功率损失，从而造成偏离等熵压缩的程度较大，故会出现绝热效率基本不变的现象。但在40 Hz 以后，随频率的增加，转速增加，压缩机机械效率增加，同时单位时间内气体获得的动能增加，气体流速增加，吸气和排气阻力减小，功率损失减小，实际功耗减小，从而造成偏离等熵压缩的程度减小，故会出现绝热效率突然剧增的现象。

（6）容积效率随频率的变化

由图10可知，在蒸发压力一定的情况下，在40 Hz 以下时，压缩机频率对容积效率的影响不大；由于此时气体流速较小，吸气阻力较大，产生的气体流动损失较大，导致吸气压力降低，比体积增大，相应减少了压缩机的吸气量，从而造成吸气压力损失较大，同时由于基元容积中压力升高的气体向吸气通道或正在吸气的基元容积中产生的外泄漏相对较大，故会出现容积效率基本保持不变的现象。但在40 Hz 以后，由于转速呈非线性增加，导致单位时间内气体获得的能量迅速增加（气体动能和压力能增加），此时气体流速较大，吸气流量增加的幅度远远大于泄漏量增加的幅度，故容积效率会开始发生剧增。

2.2 单台蒸发釜运行实验和两台蒸发釜同时运行实验

（1）温差随蒸发压力的变化

图10 容积效率随频率的变化Fig.10 Variation of volumetric efficiency with frequency

图11 温差随蒸发压力的变化Fig.11 Variation of temperature difference with evaporating pressure

由图11可知，单台蒸发釜运行时，随蒸发压力的增加，蒸发温度增加，吸气压力增加，比体积减小。对压缩机而言，吸气量为一定值，比体积减小时，单位时间内的吸气量增加，排气量也增加。在压缩比一定时，排气压力增加，排气温度也增加，此时排气量大于换热量，系统热量冗余增加，排气 压力进一步增加，排气温度也进一步增加，导致蒸发釜两侧温差增加，故温差会随蒸发压力的增大而增大。而两台蒸发釜同时运行时，排气量小于换热量，用于系统换热的热量不足，排气压力会有所下降，排气温度也会有所下降；但由于对系统进行了适当的补热，排气压力基本保持不变，相对应的排气温度也基本保持不变，故此时温差只会在17～19℃小范围变动，基本保持不变。

（2）压缩比随蒸发压力的变化

由图12可知，单台蒸发釜运行时，随蒸发压力的增加，系统热量冗余增加，排气压力进一步增加，导致压缩比增加，故压缩比会随蒸发压力的增大而增大。而两台蒸发釜同时运行时，排气量小于换热量，用于系统换热的热量不足，排气压力会有所下降；由于对系统进行了适当的补热，排气压力基本保持不变，故此时压缩比只会在1.8～2.0 小范围变动，基本保持不变。

图12 压缩比随蒸发压力的变化Fig.12 Variation of compression ratio with evaporating pressure

（3）蒸发量随蒸发压力的变化

由图13可知，在压缩机频率一定的情况下，随蒸发压力的增加，吸气压力增加，比体积减小，单位时间内的吸气量增加，排气量也增加，用于系统换热的热量增加，蒸发量就会增加。单台蒸发釜运行时，当换热面积充分时，蒸发量增加幅度较大，但在85 kPa 以后，蒸发量增加幅度变缓，说明此时的换热面积不足以满足换热充分的要求，即换热面积限制了此时的换热，系统热量冗余增加。两台蒸发釜同时运行时，由于换热面积增加为单台蒸发釜时的2 倍，单位面积上的换热量降低，此时的换热量不足以维持系统正常稳定运行，故需对系统进行适当的补热；在换热量得不到充分满足的情况下，不会出现蒸发量增加幅度变缓的现象。

图13 蒸发量随蒸发压力的变化Fig.13 Variation of evaporation capacity with evaporating pressure

图14 传热系数随蒸发压力的变化Fig.14 Variation of coefficient of heat transfer with evaporating pressure

（4）传热系数随蒸发压力的变化

由图14可知，单台蒸发釜运行时的传热系数总体上随蒸发压力的增大，先增大后略有减小，且在65～85 kPa之间存在最大值。随蒸发压力的增加，吸气压力增加，比体积减小，密度增加，传热系数增加；由于传热流体的热物理性质影响有限，当传热系数达到最大值后，随着系统热量冗余的增加，排气压力进一步增加，排气温度也进一步增加，热流体侧饱和蒸汽发生相变减少，导致传热系数略有减小。

两台蒸发釜同时运行时的传热系数随蒸发压力的增大而增大，80 kPa 以后增加的幅度变缓。随蒸发压力的增加，吸气压力增加，比体积减小，密度增加，传热系数增加；由于此时的换热量不足以维持系统正常稳定运行，故需对系统进行适当的补热；在换热量得不到充分满足的情况下，且传热系数没达到最大值之前，会一直增加。

（5）COP、SMER 随蒸发压力的变化

由图15、图16可知，单台蒸发釜运行时的COP、SMER 均随蒸发压力的增大，出现先增大后减小的现象，且在65～85 kPa 之间都存在最大值。随蒸发压力的增加，蒸发量增加，其增加的幅度远大于维持系统运行电功的增加量，COP、SMER 就会增加。由于换热面积一定，当换热量达到最大值后，不再增加，此时排气量大于换热量，有部分热量得不到合理的利用，系统热量冗余增加，排气压力进一步增加，吸气压力进一步增加，吸气量进一步增加，压缩机耗功进一步增加，而此时的换热量和蒸发量不变，最终导致了COP、SMER 的下降。

图15 COP 随蒸发压力的变化Fig.15 Variation of COPwith evaporating pressure

图16 SMER 随蒸发压力的变化Fig.16 Variation of SMER with evaporating pressure

两台蒸发釜同时运行时的COP、SMER 随蒸发压力的增大而增大，80 kPa 以后增加的幅度变缓。随蒸发压力的增加，蒸发量增加，其增加的幅度远 大于维持系统运行电功的增加量，COP、SMER 就会增加。由于换热面积一定，在80 kPa 以后，系统换热量逐渐接近最大值，此时COP、SMER 增加的幅度变缓。由于此时的换热量不足以维持系统正常稳定运行，故需对系统进行适当的补热；在换热量得不到充分满足的情况下，且COP、SMER 没达到最大值之前，不会出现下降的现象。

（6）绝热效率/容积效率随蒸发压力的变化

由图17可知，单台蒸发釜运行时的蒸发压力在65 kPa 以前，绝热效率、容积效率增加的幅度较大，65 kPa 以后增加幅度变缓，甚至后期还略有减小，但仍然符合实际的压缩过程。随蒸发压力的增加，蒸发量增加的幅度远大于维持系统运行电功的增加量，此时偏离等熵压缩的程度较小，绝热效率逐渐增加；当蒸发量增加的幅度逐渐接近维持系统运行电功的增加量时，绝热效率增加的幅度变缓；达到最大值后，随着蒸发压力的继续增加，散热损失的能量进一步增加；同时随着系统热量冗余的增加，导致压缩机耗功进一步增加，在压缩机等熵压缩理论功一定的情况下，就会导致绝热效率的下降。随蒸发压力的增加，单位时间内的吸气量增加，容积效率增加；当吸气量逐渐接近理论值时，容积效率增加的幅度变缓；达到最大值后，由于系统热量冗余的增加，导致吸气压力进一步增加，泄漏量随之大幅度地增加，最终由外泄漏损失造成了容积效率的下降。

图17 绝热效率/容积效率随蒸发压力的变化Fig.17 Variation of adiabatic efficiency/volumetric efficiency with evaporating pressure

两台蒸发釜同时运行时的绝热效率、容积效率都只在小范围内变动。随蒸发压力的增加，补热后 蒸发量增加的幅度与维持系统运行电功的增加量大致相当，故会出现绝热效率小范围变动的现象；补热后吸气流量增加的幅度与泄漏量增加的幅度大致相当，故会出现容积效率小范围变动的现象。

3 结 论

为尽可能接近实际系统的效果，尽快将其应用于工业生产，设计、制造、装配了该套小型系统。通过对夹套式MVR 热泵蒸发浓缩系统的实际运行过程进行的测试和性能分析，可以得到如下主要 结论。

（1）温差、压缩比、蒸发量、传热系数、COP、SMER、绝热效率、容积效率等各项指标均受蒸发压力（即蒸发温度）、压缩机频率和换热面积的影响。

（2）压缩机在频率50 Hz 下运转时的系统性能大大优于30、35、40、45 Hz 运转，且还不需要补热，故该系统应尽量在50 Hz 下运转，比较经济有效；同时应尽量维持在高频率下运转以适应不同工作负载的需求。

（3）单台蒸发釜在蒸发压力为65～85 kPa 之间运行较为合适，整个过程均不需要补热，完全符合工业蒸发浓缩的应用，能够达到较好的节能效果。

（4）两台蒸发釜完全可以同时应用于工业蒸发浓缩过程，但需要少量的补热，节能效果十分 显著。

[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 (赵庆霞),Tao Leren (陶乐仁),Huang Lihao (黄理浩),Gao Xianghu (高祥虎),Gao Xiaokai (高晓凯),Wei Yiping (魏义平),Cheng Jian (程建),Mi Jiexia (密洁霞).Application of mechanical compression heat pump evaporation system in alkali concentration [J].Modern Chemical Industry(现代化工),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 (韩东).Experiment of vapor mechanical recompression evaporator [J].Chemical Industry and Engineering Progress(化工进展),2009,28:358-360

[11]Gu Chengzhen (顾承真),Min Zhaosheng (闵兆升),Hong Housheng (洪厚胜),Performance analysis of mechanical vapor recompression evaporation system [J].Chemical Industry and Engineering Progress(化工进展),2014,33 (1):30-35

[12]Pang Weike (庞卫科),Lin Wenju (林文举),Pan Qilin (潘麒麟),Lin Wenye (林文野),Dai Qunte (戴群特),Yang Luwei (杨鲁伟),Zhang Zhentao (张振涛).Performance analysis of mechanical vapor recompression heat pump driven by centrifuge fan [J].Journal of Mechanical Engineering(机械工程学报),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 (顾承真),Hong Housheng (洪厚胜),Yan Xu (颜旭),Zhang Zhiqiang (张志强).Nodal analysis of mechanical vapor recompression heat pump driven by roots compressor [J].Modern Chemical Industry(现代化工),2014,34 (4):125-129

[15]Shi Chengjun (石成君),Zhou Yasu (周亚素),Sun Shao (孙韶),Dong Guoqiang (董国强),Ni Simei (倪思梅).Performance and analysis of mechanical vapor recompression for high salinity wastewater desalination system [J].Technology of Water Treatment(水处理技术),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 (韩东),Gu Ang (顾昂),Yue Chen (岳晨),Shan Huawei (单华伟).Analysis on improved liquid-gas separator structure for MVR evaporation system [J].CIESC Journal(化工学报),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