7.3 蒸发器
蒸发器是使热泵工质蒸发并通过低温载热介质从低温热源吸热的部件，其载热介质有水、防冻液等液体或空气等气体。
液体为载热介质时，传热系数高，结构紧凑，但需防腐、防垢，定期清洗，且应有可靠的防冻措施（至少需使载热介质在蒸发器中的最低温度比其凝固温度高0.5～1℃）。
气体为载热介质时，安装与使用方便，但传热系数低，体积和重量较大，占用空间大，需考虑蒸发器表面结霜处理，布置化霜水或凝结水排放管路，避免排出蒸发器的冷风及噪声对附近人群的影响，并对传热表面的积雪、积灰及时清除，适用于中小型装置。
7.3.1 常用类型及其特点
（1）液体为载热介质的蒸发器
①满液式壳管式蒸发器 通常为卧式，热泵工质在管外，下入上出；载热介质在管内，下入上出，一般为多程式。
壳程中的工质液体充满高度，当氨为工质时为壳体直径的70%～80%，当氟利昂为工质时为壳体直径的55%～65%，上部空间用于气液分离，或设置专门的分离器；壳体长径比为4～8。
管程中的传热管当氨为工质时多用无缝钢管，当氟利昂为工质时用铜管，通常外加翅片（低螺纹管）。传热管为光管、管内载热介质流速为1.0～1.5m/s时，传热系数为460～520W/（m2·℃）；传热管为低螺纹管、管内载热介质流速为2～2.5m/s时，传热系数为520～800W/（m2·℃）。
满液式蒸发器中热泵工质与传热面接触充分，传热系数较高，流动阻力小，清洗方便，但工质充注量大，液态热泵工质产生的静液柱会使下部管外的蒸发温度升高，工质与润滑油互溶时润滑油回油困难，不宜应用于车、船等移动场合，载热介质易冻结且可能使传热管胀裂损坏。
②干式壳管式蒸发器 一般为卧式。热泵工质在管内流动，下入上出，且在管内全部蒸发完。载热介质在管外壳侧流动，进、出口多在同一侧（如均在壳的上侧）。
传热管为直管时，多采用内翅（纵翅）紫铜管；采用U形管时，可采用小直径光管；管内工质流速高，润滑油不易在蒸发器内积聚，工质侧传热效果好；由于工质在蒸发过程中体积不断增大，后一管程的并联管路数应逐步递增；管程数一般为偶数，当采用直管时，需注意在端部转弯时气液分离可能使下一管程中各管中工质流量分布不均；干式蒸发器中管内工质液量为管内容积的20%～30%。以外表面计算的传热系数，铝翅芯直管时可达1150～1400W/（m2·℃），小直径光管时可达1040～1150W/（m2·℃），小直径内螺纹管可达1200～1800W/（m2·℃）。
对干式蒸发器而言，影响传热的主要热阻在管内的热泵工质侧，因此，可在管内采用微细内翅方法进行强化。内翅通常为纵翅，但沿管轴线方向有一定的螺旋角。在中小型装置中，管内沿内圆一周的微翅数目为60～70，翅高（翅顶与翅根的半径差）为0.1～0.2mm，螺旋角为10°～30°。与光管相比，具有内翅片的强化管内的工质蒸发换热系数可增加2～3倍，而压降则只增加1～2倍，强化效果明显，而管重量增加很少，单位传热负荷的成本降低，且可用于干式壳管式蒸发器、空气强制对流翅片管式蒸发器等不同蒸发器中。
典型微翅管的几何参数如表7-18所示。
表7-18 典型微翅管的几何参数
注：DO—管外表面直径；DImax—管内翅根处圆直径；δT—管外表面圆半径与管内翅根处圆半径之差；H0—翅高（管内翅根处圆半径与翅顶处圆半径之差）；N—内圆一周中微翅数目；β—纵翅螺旋角；AIF/AIG—微翅管内表面积与相同DImax的光管内表面积之比。
热泵工质为R22且蒸发压力为0.5～0.6MPa时，微内翅传热管的蒸发换热增强因子EF（微翅管表面换热系数与其当量直径的光管的表面换热系数的比值，使用时先算出光管内蒸发换热系数，再乘以增强因子，即为微翅管的表面换热系数）随质量流速的变化如图7-8所示（图中管标号与表7-18中相同）。
图7-8 R22微内翅传热管增强因子与质量流速的关系
干式卧式壳管式蒸发器的壳程内设置折流板，块数取奇数，且使载热介质横向流过传热管簇时流速为0.3～2.4m/s（当传热管为钢管时，流速应不超过1m/s）。
干式壳管式蒸发器工质充注量少（约为满液式的30%），回油方便，载热介质冻结危险小，多采用膨胀阀供液，比满液式的浮球供液相对可靠，但折流板、内翅片管等使其结构复杂，清洗难度大。
③套管式蒸发器 结构和套管式冷凝器相似。在内、外管之间走载热介质，在内管中走工质，两者在蒸发器中逆向流动。热泵工质通常经节流阀由上面喷入管内，蒸发而成的蒸气由下面排出。
套管式蒸发器结构简单，体积小，传热系数高，制作简单，但对载热介质的清洁度要求高，维修困难，不易清洗。
④板式蒸发器 与焊接板式冷凝器结构相似，仍分为两种结构：半焊接板式蒸发器（也称双板式蒸发器）和全焊接板式蒸发器（也称钎焊板式蒸发器）。
板片表面可制成波纹形、人字形及其他异形（如点支撑形板片），用于强化传热，增强板片之间的支撑强度，其板片厚度为0.5mm左右，板距为2～5mm，可承压3MPa；负荷相同时，与壳管式蒸发器相比，体积为其1/6～1/3，重量为其1/5～1/2，工质蓄存量约为其1/7；热负荷和水流速相同时，板式蒸发器传热系数为2000～6000W/（m2·℃），为壳管式的2～5倍。
工作参数相同时，板片对传热系数有明显影响。点支撑形板片是在板上冲压出交错排列的一些半球形或平头凸点，载热介质在板间流道内呈网状流动，流阻较小，传热系数可达4650 W/（m2·℃）；水平平直波纹形板片，其断面形状呈梯形，传热系数可达5800W/（m2·℃）；人字形板片属典型网状流板片，不仅刚性好，而且传热性能良好，传热系数也可达5800W/（m2·℃）。但实际应用中由于载热介质侧的水垢和热泵工质侧的油垢影响，使传热系数明显下降，选用时可按实际传热系数2100～3000W/（m2·℃）进行估算。
板式蒸发器传热系数高，组合灵活，工质充注量少，结构紧凑，可靠性好，易于批量生产，但维修困难，制造复杂，价格较高。
此外，板式蒸发器中由于流道较窄，对载热介质的水质要求很高，水垢也不易清除，进水管上通常需有过滤器和软化水装置，但最大的问题是局部冻结，如水侧流道不畅更易发生冻胀损坏。
出现冻结是由于板式蒸发器中局部载热介质温度低于0℃。通常有两种原因：一种是设备装在室外时环境温度低于0℃，这可通过加装保温材料和采用主动加热措施解决；另一种是机组处于开停机等非稳态运行或故障运行状态（如载热介质侧流量太小或局部阻塞，热泵工质侧流道堵塞或在各流道中分布不均，各种原因引起的蒸发温度较长时间过低等），为此可在载热介质侧和热泵工质侧分别采用必要的保护措施。
载热介质侧的保护措施有：在进水管路上安装过滤网且可去除1mm以上的杂质；在进水或进、出水管路上设置流量开关或压力、压差开关，出现非正常工况时机组停机；在进水或进、出水管路上设置温度传感器，进水管上设定值应大于7℃，出水管上设定值应大于2℃，不满足该条件时机组停机。
热泵工质侧保护措施有：在压缩机排气管与蒸发器进液管之间加装工质蒸气旁通阀，当蒸发温度降至某值时此阀打开，防止板式蒸发器中的工质温度进一步下降；在压缩机吸气管路上装吸气压力控制阀，当蒸发压力降至某值时此阀关闭，可防止相应的蒸发温度过低；在冷凝器和储液器之间装冷凝压力控制阀，当冷凝压力降至某值时此阀关闭，使冷凝液占用部分传热面积而使冷凝压力回升。
板式蒸发器应用中需谨慎处理的另一个问题是热泵工质在各流道中分布的均匀性。由于来自节流部件的热泵工质是饱和气与饱和液的混合物，如在流道进口前出现明显的气液分离，则很难保证热泵工质均匀地进入各流道。为此，可采用的措施有：在流道进口处设置节流小孔，在工质进口处安装雾化器（如致密圆形铜丝网）等。
⑤螺旋板式蒸发器 结构与螺旋板式冷凝器相似，具有体积小、传热系数高等优点，但制造复杂，维修困难，载热介质有冻结危险。
⑥沉浸式蒸发器 也称水箱型蒸发器，是将传热管浸没在箱内的载热介质液体中，热泵工质在管内，载热介质在管外。
沉浸式蒸发器可分为立管式、螺旋管式、盘管式和蛇管式等型式，其中，立管式、螺旋管式属满液式蒸发器，盘管式和蛇管式属非满液式蒸发器。
立管式也称直管式，氨为工质的立管式蒸发器，全部由无缝钢管制成，每个管组有上下两个水平集管，上集管的一端焊接有一个气液分离器，下集管的一端与集油器连通；蒸发器管组可一组，也可多组并联。立管式蒸发器结构简单，操作管理方便，但体积大、占地面积大，焊接工作量大，焊接点易发生腐蚀和泄漏，金属耗量大。当载热介质为淡水，流速为0.5～0.5m/s时，传热系数为520～580W/（m2·℃），传热温差为5℃时，热流密度为2600～2900W/m2。
螺旋管式制造方便，比立管式可节约制造工时约75%，钢材消耗减少15%。当氨为工质，蒸发温度-5～0℃，水速为0.16m/s时，传热系数为280～450W/（m2·℃）；水速为0.35m/s时，传热系数为430～580W/（m2·℃）。
水箱中载热介质的流动速度较小，为增加其表面换热系数，常在水箱中设置隔板，将载热介质分为几条通路；也可在水箱内设置搅拌装置，使载热介质在箱内按一定路线循环；也可通过泵以外循环方式使载热介质在水箱中强化流动，合理布置和流动强化后，载热介质在水箱内的平均流速可达0.5～0.7m/s。
沉浸式蒸发器具有一定蓄热能力，载热介质冻结危险性较小，但当载热介质开路循环时，需注意减少其与空气的接触，否则易使传热管腐蚀。
（2）气体为载热介质的蒸发器
以气体为载热介质的蒸发器一般为干式蒸发器。进入蒸发器的热泵工质浸润蒸发器的管子内壁，形成工质蒸气和工质液体的混合物，在蒸发器管子内流动并吸收低温热源的热量，液滴不断蒸发，到蒸发器出口处，全部液滴都转变成蒸气。为了避免工质液滴进入压缩机，蒸发器靠近出口的一小段，工质蒸气继续吸收一部分热量，以达到稍过热的状态。
空气为载热介质的蒸发器与冷凝器的一个明显不同处是蒸发器外空气侧可能析出水滴（温度高于0℃时）或结霜（温度低于0℃时）。析出水滴时一般可强化空气侧的换热，结霜或冰较厚时会妨碍蒸发器从低温热源中吸热，通常环境空气温度在0～7℃时结霜尤其严重，需考虑融霜措施。
①强制对流式蒸发器 按传热管结构有翅片管式、板翅式、板带式等型式，其中翅片管式应用较广泛。
热泵工质为氨时，传热管规格为ϕ25～38mm，外绕厚度为1mm钢片，片距为10mm，以减少空气结霜影响；热泵工质为氟利昂时，传热管规格为ϕ6～18mm，外穿铝翅片，翅片厚度为0.15～0.2mm，片距为2～4mm（凝结水较多时，片距可为4～6mm；用于易结霜场合时，片距可加大为6～15mm）；翅片间距较小时，沿空气流向的管排数为3～8排；翅片间距较大时，可多达10～16排；为避免热泵工质在管内产生较大的流动压降，每路传热管长度一般不大于12m；每千瓦传热负荷配备空气风量为300～400m3/h。
蒸发器的传热管一般多路并联，各路分液的均匀性对传热效果有明显影响。因此，来自节流部件的饱和气与饱和液的混合物，通常经分液器和毛细管，按相同的气液比例分配给每一路传热管，分液器有离心式、碰撞式和降压式等型式。
蒸发器空气侧的迎面风速通常为2～3m/s，迎面风速过高时，翅片间的凝结水易被风吹出。
空气强制对流式蒸发器结构紧凑，现场安装简单，无冻结危险，但有风机耗能，占用空间大，需处理结霜问题，传热管与翅片接触情况对传热效果影响较大。
②自然对流式蒸发器 通过空气自然对流和热辐射吸收热量。按管排结构有立管式排管、蛇形盘管和U形管之分；按传热管特点可分为光管和翅片管之分。
光管外径通常为20～60mm，翅片间距为8～12mm；热泵工质为氨时，多采用再循环式供液方式；热泵工质为氟利昂时，多为非满液式，不宜采用大管径，通常用（ϕ19mm×1.5mm）～（ϕ22mm×1.5mm）紫铜管或ϕ25mm×2.25mm无缝钢管制作排管。
空气自然对流式蒸发器可现场制作，结构简单，安装方便，操作维护工作少，无运行能耗，无噪声，传热系数为6.3～8.1W/（m2·℃），工质流动阻力大（非满液式单流路传热管较长时），占用空间大，需处理结霜问题。
7.3.2 表面换热系数
（1）满液式壳管式蒸发器
①载热介质在管内强制流动的表面换热系数 载热介质在管内层流和过渡流流动时的换热系数计算式与冷凝器中相同，在紊流时的换热系数计算式为：
（7-72）
单相流体在管内流动换热也可采用包含紊流摩擦因数的计算公式。
当ReF=1×104～5×106，PrF=0.5～2000时：
（7-73）
（7-74）
式中，αEW为蒸发器中载热介质流体换热系数，W/（m2·℃）；λF为流体在进、出口平均温度下的热导率，W/（m·℃）；fF为紊流摩擦因数，无量纲；ReF为流体流动雷诺数，无量纲；PrF为流体在进、出口平均温度下的普朗特数，无量纲；DI为管内径，m；VF为管内流体的速度，m/s；νF为流体在进、出口平均温度下的运动黏度，m2/s。
②热泵工质在管外沸腾的表面换热系数 R717（氨）在水平光管管束外大空间的沸腾换热系数计算式如下。
热流密度qO<2100W/m2时，有：
（7-75）
热流密度qO≥2100W/m2时，有：
（7-76）
式中，αER为氨在光管管束外的沸腾换热系数，W/（m2·℃）；qO为热流密度，W/m2；TWO为传热管外表面的温度，℃；TE为蒸发温度， ℃。
R22在水平光管管束外大空间的沸腾换热系数计算式如下。
传热管为低翅片管，管束正三角形排列，热流密度为qO=2000～6000W/m2，纵向管排数Z≤10时，有：
（7-77）
式中，pE为R22的蒸发压力，bar；εZ为管束修正系数，取决于热流密度、纵向管排数和传热管外表面粗糙度，当热流密度为2000～6000 W/m2时，εZ=1，当热流密度qO>6000W/m2，纵向管排数Z>10时，εZ<1。
当不按热流密度分区时，R22在多排管上的平均沸腾换热系数计算式为：
（7-78）
适用范围为：热流密度qO=1000～10000 W/m2，蒸发温度TE=-30～0℃，S/DI=1.15～1.43（S为纵向管排上下管之间的距离），平均纵向管排数Z=15～20。
（2）干式壳管式蒸发器
①载热介质在管外强制流动的表面换热系数 载热介质交错流过光管管簇时的表面换热系数计算式为（雷诺数ReF<20000时）：
（7-79）
式中，αEW为载热介质在管外强制流动的表面换热系数，W/（m2·℃）；ReF为管外流体流动雷诺数，无量纲；PrF为载热介质在进、出口平均温度下的普朗特数，无量纲；μF为载热介质在进、出口平均温度下的动力黏度，Pa·s；μW为载热介质在管外表面温度时的动力黏度，Pa·s；C为系数，无量纲，当壳内光滑时，C取0.25，当壳内粗糙时，C取0.22。
②热泵工质在管内沸腾的表面换热系数 纯热泵工质在管内沸腾换热系数计算式为：
（7-80）
式中，αER为管内沸腾时的两相表面换热系数，W/（m2·℃）；αL为液相工质单独流过管内的表面换热系数，W/（m2·℃）；C0为对流特征系数，无量纲；B0为沸腾特征数，无量纲；FrL为液相弗劳德数，无量纲；GR为质量流率，kg/（m2·s）；x为进口处质量含气率（即干度），无量纲；DI为管内径，m；μL为蒸发温度下液态工质动力黏度，Pa·s；λL为蒸发温度下液态工质热导率，W/（m·℃）；PrL为蒸发温度下液态工质普朗特数，无量纲；ρG为蒸发温度下气态工质密度，kg/m3；ρL为蒸发温度下液态工质密度，kg/m3；qR为工质侧热流密度，W/m2；rE为蒸发温度下工质汽化潜热，J/kg；F0为取决于工质性质的系数，无量纲，为0.5～5.0，典型工质的F0值如表7-19所示。
表7-19 典型工质的F0值
方程参数C1～C5取值如下。
当C0≤0.65时，有：C1=1.1360，C2=-0.9，C3=667.2，C4=0.7，C5=0.3。
当C0>0.65时，有：C1=0.6683，C2=-0.2，C3=1058.0，C4=0.7，C5=0.3。
R22在水平管内的沸腾换热系数计算式如下。
热泵工质进口流速VRI=0.05～0.5m/s，进口处干度xI=0.04～0.25，出口处干度xO=0.9～1.0，且工质侧热流密度qR≤4000W/m2时，有：
（7-81）
热泵工质在管内的质量流速为GR=50～600kg/（m2·s），工质进口流速VRI=0.05～0.5m/s，进口处干度xI=0.04～0.25，出口处干度xO=0.9～1.0，且工质侧热流密度qR>6000～25000W/m2时，有：
（7-82）
式中，αER为热泵工质在管内的沸腾换热系数，W/（m2·℃）；TE为热泵工质的蒸发温度，℃；qR为热泵工质侧的热流密度，W/m2；TWI为管内壁的温度，℃；
为热泵工质在蒸发器进口处管内的流速，m/s；GR为热泵工质在管内的质量流速，kg/（m2·s）；DI为管内径，m；A、B为方程系数，如表7-20所示。
表7-20 方程系数A和B
（3）套管式蒸发器
①载热介质在内、外管之间强制流动的表面换热系数 可参考满液式壳管式蒸发器中载热介质在管内流动的换热系数计算公式，但式中的管内径需采用内、外管之间流道的当量直径。
②热泵工质在管内沸腾的表面换热系数 可参考干式壳管式蒸发器中的热泵工质管内换热系数计算公式。
（4）沉浸式蒸发器
①载热介质在管外流动的表面换热系数 参见沉浸式冷凝器中载热介质在管外流动的换热系数计算公式。
②热泵工质在管内沸腾的表面换热系数 R717（氨）在立管内沸腾换热系数计算式为：
（7-83）
式中，αER为热泵工质在管内的沸腾换热系数，W/（m2·℃）；TE为热泵工质的蒸发温度，℃；qR为热泵工质侧的热流密度，W/m2；TWI为管内壁的温度，℃。
（5）空气强制对流翅片管式蒸发器
①空气在翅片管外强制流动的表面换热系数 翅片为平直套片，沿空气流动方向的管排数为4～8排，传热管叉排布置时，空气流过翅片管外侧的表面换热系数计算式为：
（7-84）
当N=4～8时：
εN=1.0
当N<4时：
式中，αEW为空气流过翅片管外侧的表面换热系数，W/（m2·℃）；ρF为空气在进出蒸发器平均温度下的密度，kg/m3；VF为垂直于空气流动方向的最窄截面的流速，m/s；cpF为空气进出蒸发器平均温度下的比定压热容，J/（kg·℃）；PrF为空气进出蒸发器平均温度下的普朗特数，无量纲；ReF为空气流动以管外径为特征尺寸的雷诺数，无量纲；AOF为管外总表面，m2；AO为管束的外表面积（不考虑翅片），m2；εN为管排修正系数，无量纲；N为沿空气流动方向的管排数，无量纲；DO为管外径，m；νF为空气进出蒸发器平均温度时的运动黏度，m2/s；μF为空气进出蒸发器平均温度时的动力黏度，Pa·s。
当蒸发器空气侧的翅片采用波纹翅片时，空气与翅片表面换热系数的近似计算式为：
（7-85）
式中，αEWB为空气与波纹翅片的表面换热系数，W/（m2·℃）；αEWP为空气与平直翅片的表面换热系数，W/（m2·℃）。
当蒸发器空气侧的翅片采用冲缝翅片（也称隙缝翅片、OSF翅片、条状翅片）时，空气与翅片表面换热系数的近似计算式为：
αEWT=εTαEWP （7-86）
式中，αEWT为空气与冲缝翅片的表面换热系数，W/（m2·℃）；εT为冲缝翅片增强系数，无量纲，根据翅片表面清洁程度和结构，可取1.4～2.0；αEWP为空气与平直翅片的表面换热系数，W/（m2·℃）。
当空气流经蒸发器翅片表面使其中的水蒸气凝结时，称为析湿工况，对蒸发器空气侧表面换热系数的增强作用，具体数值用析湿系数表示，其定义是空气侧总换热量（全热换热量）与显热量（显热换热量）之比，计算式为：
（7-87）
式中，CS为析湿系数，无量纲；QE为空气流经蒸发器的全热换热量，W；QES为空气流经蒸发器的显热换热量，W；hEAI为空气在蒸发器进口处的焓，J/kg；hEAO为空气在蒸发器出口处的焓，J/kg；cpA为空气的比定压热容，J/（kg·℃）；TEAI为空气在蒸发器进口处的温度，℃；TEAO为空气在蒸发器出口处的温度，℃。
析湿工况下，空气流经翅片管的风量比干工况时降低10%～20%，流动阻力比干工况时明显上升，如表7-21所示。
表7-21 干湿工况下空气流经翅片管时的阻力（迎面风速为2.5m/s）
计算翅片侧换热时需考虑翅片效率。对于平直套片管式蒸发器，当芯管是圆管时，可按圆芯管-角形翅片处理，其中顺排时可作为方形或矩形翅片处理，叉排时可按六角形翅片处理。
翅片效率为：
（7-88）
式中，ηF为翅片效率，无量纲；m为翅片参数，m-1；HE为翅片折合高度，m；αEW为空气与翅片间的表面换热系数，W/（m2·℃）；λC为翅片材料的热导率，W/（m·℃）；δF为翅片的厚度，m。
翅片折合高度HE的计算式为：
（7-89）
式中，DO为管外径，m；CZ为方程参数，无量纲，与翅片形状有关。
对长方形翅片，方程参数CZ的计算式为：
式中，A为长方形的长边，m；B为长方形的短边，m。
对六角形翅片，方程参数CZ的计算式为：
式中，A为六角形的长对边距离，m；B为六角形的短对边距离，m。
对圆芯管-角形翅片，也可近似用与角形翅片面积相等的环形翅片的翅片效率作为它的翅片效率，偏差一般为1%～3%。环形翅片效率曲线如图7-9所示。
图7-9 环形翅片效率曲线
图7-9中横坐标CF为翅片特征参数，无量纲，其计算式为：
（7-90）
HF=H0+0.5δF R2C=R1+HF R1=0.5DB
式中，HF为翅片当量高度，m；αEW为空气与翅片的表面换热系数，W/（m2·℃）；λC为翅片材料热导率，W/（m·℃）；δF为环形翅片的厚度，m；R2C为翅片当量外圆半径，m；R1为基管外圆半径，m；H0为环形翅片的高度，m；DB为基管外圆直径，m。
波形套片的翅片效率近似计算式为：
（7-91）
式中，αEW为空气与翅片之间的表面换热系数，W/（m2·℃）。
②热泵工质在管内沸腾的表面换热系数 可参考干式壳管式蒸发器中的热泵工质管内换热系数计算公式。
7.3.3 传热系数和传热面积
液体为载热介质时，载热介质到热泵工质的传热系数计算式与冷凝器的有关公式相似。
空气等气体为载热介质时，需考虑其中水蒸气凝结对传热过程的增强，其传热系数计算式为：
（7-92）
式中，kEO为基于管外气体侧总传热面积（含基管和翅片）的蒸发器传热系数，W/（m2·℃）；αER为管内侧热泵工质沸腾的表面换热系数，W/（m2·℃）；FOF为管外空气侧基管与翅片的总传热面积，m2；FI为管内热泵工质侧传热面积，m2；λT为传热管的热导率，W/（m·℃），对铜管可取λT=393 W/（m·℃）；δT为传热管管壁的厚度，m；FM为内、外传热面之间的中间传热面的面积，m2；RTB为传热管与翅片的接触热阻，（m2·℃）/ W；RTW为管外气体的污垢热阻，（m2·℃）/ W；αEW为管外气体侧的表面换热系数，W/（m2·℃）；ηO为气体侧翅片管表面效率，无量纲；CS为反映空气中水蒸气凝结强化的析湿系数，无量纲。
典型蒸发器中的传热系数和热流密度如表7-22所示。
表7-22 典型蒸发器中的传热系数和热流密度
注：表中所列传热系数值，除括号内注明外，均以工质侧表面积为基准。
蒸发器中载热介质与热泵工质传热的平均传热温差计算式为：
（7-93）
式中，ΔTM为蒸发器中热泵工质与载热介质之间的平均传热温差，℃；TE1为热泵工质在蒸发器进口处的蒸发温度，℃；TE2为热泵工质在蒸发器出口处的蒸发温度，℃；TW1为载热介质进入蒸发器时的温度，℃；TW2为载热介质出蒸发器时的温度，℃。
蒸发器的传热面积计算式为：
（7-94）
（7-95）
式中，FER为热泵工质侧传热面积，m2；QE为蒸发器传热负荷，W；kER为基于热泵工质侧表面换热面积的传热系数，W/（m2·℃）；ΔTM为蒸发器的传热温差，℃；FEW为载热介质侧传热面积，m2；kEW为基于载热介质侧表面换热面积的传热系数，W/（m2·℃）。
7.3.4 流动压降
（1）立管式蒸发器载热介质侧流动压降
立管式蒸发器载热介质侧流动压降计算式为：
（7-96）
（7-97）
式中，ΔpEW为载热介质侧流动压降，Pa；N为沿流动方向中每列管束中管子的数目，无量纲；VF为载热介质的流速，m/s；ρF为载热介质在蒸发器进、出口平均温度下的密度，kg/m3；ReF为载热介质流动的雷诺数，无量纲；DE为载热介质通流截面的当量直径，m；νF为载热介质在蒸发器进、出口平均温度下的运动黏度，m2/s。
（2）其他蒸发器中液体载热介质流动压降
ΔpEW=ΔpEYC+ΔpEJB （7-98）
（7-99）
当ReF≥2200时：
（7-100）
当ReF<2200时：
（7-101）
（7-102）
式中，ΔpEW为载热介质流动压降，Pa；ΔpEYC为沿程压降，Pa；ΔpEJB为局部压降，Pa；fEW为沿程阻力系数，无量纲；LT为管长，m；DE为当量直径，m；ρF为载热介质在蒸发器进、出口平均温度下的密度，kg/m3；VF为载热介质的流速，m/s；μW为载热介质在壁面温度下的动力黏度，Pa·s；μF为载热介质在进、出口平均温度下的动力黏度，Pa·s；CEW为局部阻力系数，无量纲，对载热介质在壳管式蒸发器管程在端部180°转向的局部阻力系数可取3.0～4.0，总管与蒸发器连接处的局部阻力系数可取1.0～2.0，跨过导流板的局部阻力系数可取5.0～10.0，横掠过管束的局部阻力系数需根据管子中心距及流体流动情况进行计算。
当ReF<100，载热介质层流流动时：
（7-103）
当ReF≥100，载热介质紊流流动时：
（7-104）
式中，NC为壳体直径附近的管子数，无量纲；S为管子中心距，m；DO为管子外径，m；ReF为载热介质流动雷诺数，无量纲。
（3）空气强制流经翅片管式蒸发器时的流动压降
空气流过平直翅片的阻力计算可采用叠加模型，即：
（7-105）
（7-106）
（7-107）
式中，ΔpEW为空气流过翅片管束外侧的总压降，Pa；ΔpEWF为空气流过平直套片表面引起的压降，Pa；ΔpEWT为空气流过管子表面引起的压降，Pa；fT为流过光管管束的摩擦因数，无量纲；AT为光管表面积，m2；ACT为光管管束的最窄通流截面面积，m2；AF为翅片表面积，m2；ACFT为翅片管束的最窄通流截面面积，m2；GC为基于ACFT面积的质量流速，kg/（m2·s）；ρF为空气在进出蒸发器平均温度下的密度，kg/m3；fTZ为茹卡乌斯加给出的光管管束摩擦因数，无量纲，由图7-10（顺排管束）和图7-11（叉排管束）查取；N为沿流动方向的管排数，无量纲；X为取决于ReF和无量纲纵向间距PL及横向间距PT的修正因数，无量纲，由图7-10（顺排管束）和图7-11（叉排管束）查取；VF为空气流过翅片管外最窄截面的流速，m/s；fF为流过翅片表面的摩擦因数，无量纲；ReF为空气流动雷诺数，无量纲；S1为垂直于空气流动方向的管间距，m；DO为管外径，m；νF为空气进出蒸发器平均温度下的运动黏度，m2/s；μF为空气进出蒸发器平均温度下的动力黏度，Pa·s；S2为沿空气流动方向的管间距，m；PL、PT为相对管间距，无量纲。
图7-10 顺排管束时计算空气侧压降的fTZ和X值
图7-11 叉排管束时计算空气侧压降的fTZ和X值
近似计算时，空气流经顺排平直翅片时的压降计算式为：
（7-108）
流经叉排平直翅片时的压降近似计算式为：
（7-109）
式中，LF为沿空气流动方向的翅片长度，m；DE为最窄流道的当量直径，m；ρF为空气在蒸发器进、出口平均温度下的密度，kg/m3；VF为最窄截道上的空气流速，m/s；ΔpEWC为空气流经叉排管束时的压降，Pa；ΔpEWS为空气流经顺排管束时的压降，Pa。
当蒸发器空气侧的翅片采用波纹翅片时，其空气侧压降的近似计算式为：
ΔpEWB=1.2ΔpEWP （7-110）
式中，ΔpEWB为空气流经波纹翅片的压降，Pa；ΔpEWP为空气流经平直翅片的压降，Pa。
7.3.5 除霜
当热泵蒸发器从空气中吸收热量时，在空气温度≤7℃，传热管表面温度低于0℃时，可能在传热管表面结霜。结霜刚开始时，对空气侧换热有所强化，但随着霜层的加厚，会阻塞空气流道，形成霜层热阻，明显降低热泵工质通过蒸发器从空气中的吸热量，因此，出现结霜工况时，需对蒸发器表面进行定期除霜。
（1）除霜开始判据
为防止蒸发器空气侧霜层过厚影响传热，翅片表面结霜到一定程度即需除霜，控制除霜开始的主要判据有如下几个参数。
①定时控制 热泵运行一定时间后即开始除霜。该判据简便易行，但运行时间合理设定难度较大；设置运行时间过长，则可能当空气湿度较大时翅片表面易形成较厚霜层影响传热；设置运行时间过短，则空气湿度较小时翅片表面还未形成适量霜层即开始除霜。因此，实际中需结合其他判据进行综合判断。
②温度控制 用两个温度传感器来测量环境空气和翅片管组之间的温度，当环境空气和翅片管组之间的温差超过一定值时，就启动除霜过程。
③压力控制 通过测量翅片管组前后的压力差或蒸发器中热泵工质的压力进行控制。当压降超过设定值时，由开始除霜。
④智能控制 根据环境空气温、湿度和空气流过翅片的温降、翅片型式及翅片间距等实时综合计算翅片表面霜层达到一定厚度所需的时间，到时则开始除霜，该控制策略对控制单元的要求较高。
实际应用中通常需多个判据综合运用。
（2）除霜方法
实际中应用的除霜方法通常为热除霜，即使霜融化为水除去，主要方法如下。
①用环境空气融霜 当环境空气温度高于0℃时，蒸发器表面霜层到一定厚度时压缩机停止运行，蒸发器风机继续运转，空气流过翅片表面，使蒸发器表面的霜融化。当空气温度高于或等于4℃时，这种方法可在短时间内达到融霜目的。
②逆循环融霜 该方法是通过四通阀变换热泵工质的流动方向，此时热泵工质沿压缩机→蒸发器→节流部件→冷凝器顺序运行，来自压缩机的温度较高的热泵工质蒸气进入蒸发器使翅片表面的霜层融化，降温后的热泵工质再从冷凝器中吸热后又被压缩机升温后送入蒸发器，直到蒸发器融霜结束。此方法需注意的是，在由制热工况转换到融霜工况的瞬间，压缩机很容易吸入冷凝器中的液体工质，造成液击。为此，需采取特别措施，如装上气液分离器等。
③热气旁通除霜 该方法是通过阀路切换，使部分热泵工质在压缩机和蒸发器之间循环，由来自压缩机的温度较高的热泵工质进入蒸发器使翅片表面的霜层融化，降温后的热泵工质又回到压缩机被加热后再送入蒸发器，直到融霜结束。该方法应合理控制热泵工质流量，尽量使工质以气态回到压缩机，必要时需在进入压缩机前进行气液分离。
④用热的载热介质融霜 蒸发器中布置一定比例的管路与载热介质容器连接，翅片表面需除霜时，容器中的温度较高的载热介质通过泵送入蒸发器中的载热介质管，使翅片表面的霜融化。
⑤用电阻加热融霜 在蒸发器中布置一定比例的电加热管，翅片表面需除霜时，给电加热管通电发热，使翅片表面的霜融化，其简单可靠，但耗电略多，电热管寿命相对短，且需注意避免各种原因引起的超温或超压。
（3）除霜终止判据
翅片表面的霜融化去除后，除霜过程需自动终止，常用的终止判据是除霜时间和翅片表面温度（达到0℃以上），且两者通常综合应用。