制冷劑二氧化碳流動沸騰過程換熱性能分析

1、文章編號 : 1005 0329(2004 01 0041 05制冷空調(diào)制冷劑二氧化碳流動沸騰過程換熱性能分析馬一太 , 楊俊蘭 , 盧 葦 , 管海清(天津大學 , 天津 300072摘 要 : 制冷劑 C O 2在蒸發(fā)器內(nèi)的流動換熱性能受許多因素的影響 , 比如 :質(zhì)量流速 、 熱流密度以及蒸發(fā)溫度等參數(shù) 。 由于 C O 2特殊的熱物性和傳輸性 , 使得其蒸發(fā)換熱和兩相流特點有別于傳統(tǒng)制冷劑 。 這也決定了其蒸發(fā)換熱管適合設 計成小管徑 , 而蒸發(fā)器的型式以緊湊型為發(fā)展方向 。關鍵詞 : 制冷劑 ; 二氧化碳 ; 沸騰換熱 ; 干涸現(xiàn)象 ; 蒸發(fā)器中圖分類號 : T B64 文獻標識碼

2、: AAnalysis of Flow Boiling H eat T ransfer Perform ance of R efrigerant C arbon DioxideM A Y i 2tai ,Y ANGJun 2lan , LU Wei , G UAN Hai 2qing(T ianjin University ,T ianjin 300072,China Abstract : The boiling heat trans fer performance of refrigerant carbon dioxide in evaporators is in fluenced by m

3、any factors ,such as the mass flux ,heat flux and evaporation temperature ,etc. . Because of its special therm o -physical and transport properties ,the heat trans fer and tw o -phase flow characteristics are very different from conventional refrierants. The evaporating heat trans fer tube of carbon

4、 dioxide is suitable to use small diameter. Therefore ,developing compact evaporator is very competitive.K ey w ords : refrigerant ;carbon dioxide ;boiling heat trans fer ;dry 2out ;evaporator符 號D 水力直徑E 加強因子G 質(zhì)量流量g 重力加速度k 導熱系數(shù)h 兩相流換熱系數(shù) S 抑制因子 密度 表面張力i 剪切力 液膜厚度x 干度 動力粘度Pr 普朗特數(shù)Re 雷諾數(shù)下 標l 液相v 氣相i 入口o 出

5、口pro 干涸前post 干涸后pool 池沸騰1 前言近幾十年 , 對 C O 2跨臨界制冷循環(huán)的研究主收稿日期 : 2003 04 01基金項目 : 高等學校博士學科點專項科研基金項目 (D0200105 142004年第 32卷第 1期 流 體 機 械 要針對汽車空調(diào) 、 熱泵熱水器以及干燥器等的應 用展開 。 但多數(shù)針對系統(tǒng)而很少針對部件的優(yōu)化 設計 ; 對 C O 2流動和換熱性能的研究還不成熟 , 沒 有通用的經(jīng)驗關聯(lián)式 , 部分流動和換熱的機理尚 不明了 1。作為 C O 2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)的換熱器 , 其重量 和體積在整個系統(tǒng)中占有很大的比重 , 其傳熱效 果的優(yōu)劣影響著整個系統(tǒng)

6、的性能 。因此 , 對換熱 器的優(yōu)化設計十分重要 ; 對換熱器內(nèi)的傳熱過程 進行研究 , 得出有使用價值的關聯(lián)式 , 將為換熱器 的進一步設計提供依據(jù) , 對今后 C O 2的推廣應用 、 設計最優(yōu)化的蒸發(fā)器很有意義 。2 C O 2蒸發(fā)換熱過程分析C O 2跨臨界循環(huán)過程如圖 1所示 。從圖 1可 看出 , 蒸發(fā)吸熱過程與傳統(tǒng)蒸汽壓縮式制冷循環(huán) 一樣 , 處于兩相區(qū) , 蒸發(fā)溫度低于臨界溫度 , 換熱 過程主要依靠潛熱來完成 。 但是典型的 C O 2蒸發(fā) 器的工作壓力處于 2. 06. 0MPa 之間 (飽和溫度 在 -2020 之間 , 該壓力是傳統(tǒng)制冷劑壓力的 10倍左右 , 因此 C

7、 O 2的蒸發(fā)流動特性和最佳質(zhì)量 流量 , 以及壓力降與傳統(tǒng)制冷劑有很大的不同 2 。圖 1 C O 2跨臨界循環(huán)過程 T S 圖由于 C O 2特殊的熱物性和傳輸性 , 使得其蒸 發(fā)換熱和兩相流特點有別于傳統(tǒng)制冷劑 。 表 1列 出了在不同蒸發(fā)溫度下 , C O 2與其它制冷劑的參 數(shù)比較 。 主要表現(xiàn)為 :表 1 不同蒸發(fā)溫度下 , C O 2與其它制冷劑的參數(shù)比較制冷劑 C O 2(R 2744 R22R134a飽和溫度 ( -10010-10010-10010飽和壓力 (MPa 2164931485415020135401497201680301200701293014148表面張力

8、(103N/m 6. 1514. 452. 713. 2711. 7410. 2513. 0311. 5710. 15飽和氣體密度 (kg/m 3 71. 1897. 65135. 215. 321. 2128. 810. 114. 5320. 37飽和液體密度 (kg/m 3 982. 9927. 4861. 1131812851250132712951261密度比率 (液 /氣 8. 9489. 4986. 37186. 1560. 5843. 41131. 489. 1761. 92飽和氣體粘度 106kg/(m s 13. 1314. 7416. 011. 5812. 0712. 58

9、10. 510. 9511. 42飽和液體粘度 106kg/(m s 123. 8104. 586. 42205. 6190. 4181. 0371. 1300. 6294. 2飽和氣體比熱 k J/(kg K 1. 491. 8252. 4570. 6850. 7230. 7660. 8570. 9030. 955飽和液體比熱 k J/(kg K 2. 3062. 5392. 9861. 1331. 161. 1871. 2681. 3081. 346飽和氣導熱系數(shù) 103W/(m K 17. 3219. 6622. 899. 1539. 89510. 6811. 1212. 1113. 0

10、9飽和液導熱系數(shù) 103W/(m K 123. 7111. 598. 72105. 0100. 195. 15104. 199. 4294. 78潛熱 (k J/kg 258. 6230. 9197. 1213. 1205. 4197. 0204. 6197. 4189. 6分子量 44. 0186. 48102臨界溫度 ( 30. 9896. 02101臨界壓力 (MPa 713774197641059 (1 較高的飽和壓力 , 較低的表面張力 , 而高 壓和低表面張力對沸騰換熱特點有很大的影響 ; (2 蒸氣密度比傳統(tǒng)制冷劑高 , 飽和液體和飽 和氣體的密度比率遠低于傳統(tǒng)制冷劑 , 更有利

11、于 兩相流介質(zhì)在蒸發(fā)器中均勻分布 ;(3 C O 2的飽和液體粘度相對較小 , 比熱較 高 , 這樣可減少制冷劑在系統(tǒng)中的流動阻力 , 以及 制冷劑的充注量 ;(4 C O 2的導熱系數(shù)大 , 可提高蒸發(fā)器的傳熱 系數(shù) , 減少傳熱面積 , 使系統(tǒng)更加緊湊 ?？傊?, 由于 C O 2獨特的熱物性 , 對其蒸發(fā)換熱 性能的影響也很特別 。3 影響 C O 2在管內(nèi)沸騰換熱的因素C O 2在管內(nèi)流動沸騰換熱受許多因素的影 響 。 從許多文獻的研究情況來看 , 彼此間存在很 大的差異 , 如 :管徑管長不同 ; 飽和溫度 、 質(zhì)量流 速 、 熱流密度 、 干度等參數(shù)的范圍不同 ; 干涸出現(xiàn) 的范圍

12、不同 ; 加熱的方式不同 ; 換熱系數(shù)與關聯(lián)式24 F LUI D M ACHI NERY Vol 132,No 11,2004的偏差不同等 317。有些文獻除對 C O 2的換熱 性能進行研究外 , 還研究了干涸現(xiàn)象 ,C O 2流動沸 騰可能出現(xiàn)的流型 , 以及主要流型存在的機理 。 311 質(zhì)量流速對換熱的影響制冷劑管內(nèi)沸騰換熱系數(shù)除與液體的物性 、表面粗糙度 、 液體對傳熱面的潤濕能力等有關外 , 還與質(zhì)量流速 、 熱流密度 、 蒸發(fā)溫度 、 管徑 、 管長以 及流動方向等因素有關 。在不同的實驗條件下 , 出現(xiàn)不同的傳熱機理 。 表 2列出了有關文獻中的 實驗參數(shù)范圍 。表 2 不同

13、文獻中 C O 2蒸發(fā)換熱實驗參數(shù)范圍實驗條件管向 管徑 (mm 管長 (m 質(zhì)量流速kg/(m 2 s 熱流密度 (kW/m 2蒸發(fā)溫度( 干度Hihara E 6水平1. 003601440936150. 10. 9Pettersen J 等 5水平 0. 79200600520020Sun Z 等 8水平 4. 5721. 350016701050-21000. 95Y un R 等 10水平 2. 050035707485. 10Y un R 等10水平 0. 98100020002040010Pettersen J12水平 0. 80. 51905705200250. 20. 8Ch

14、oi J B 等 13垂直4. 551. 93006002060-510 當 C O 2在管內(nèi)流動沸騰時 , 在發(fā)生干涸之前 , 質(zhì)量流速對換熱性能的影響很小 , 即使在質(zhì)量流 速非常大時 , 核沸騰也明顯占主導地位 , 而對流換 熱的作用不大 。當發(fā)生干涸現(xiàn)象后 , 換熱系數(shù)開 始下降 , 質(zhì)量流速越高 , 這種下降趨勢出現(xiàn)得越 早 5,6。 這是由于當 C O 2質(zhì)量流速越高 , 液膜越 易被撕掉 , 并從壁面蒸發(fā)消失 , 壁面失去液體冷 卻 , 壁溫升高 , 傳熱能力下降 。 文獻 6、 7中指出 , 出現(xiàn)干涸時的干度受質(zhì)量流速的影響很大 , 隨質(zhì) 量流速的增大臨界干度降低 。 為了避免

15、干涸現(xiàn)象 發(fā)生 ,C O 2蒸發(fā)器可按低質(zhì)量流速來設計 。但由于 C O 2獨特的熱物性 , 當質(zhì)量流速和蒸 發(fā)溫度較高時 , 有可能在中等干度區(qū)就出現(xiàn)干涸 現(xiàn)象 , 而其它制冷劑在較高的干度區(qū)才發(fā)生干涸 。 這是由于 C O 2較低的表面張力 , 較小的液體粘度 , 當質(zhì)量流速很高時 , 介質(zhì)沖擊力很強 , 較厚的液膜 也會被撕破脫落 , 形成液滴 , 被夾帶進入氣流中 。 被夾帶的液滴 , 由于慣性作用 , 又會返回液面 , 形 成沉降 。 Z. Sun 等人的研究表明 :CO 2沸騰換熱最 主要的機理就是液滴夾帶和沉降 7。312 熱流密度對換熱的影響C O 2不論是在水平管內(nèi) , 還是

16、在豎直管內(nèi)沸騰換熱時 , 熱流密度對其換熱性能的影響都很大 。 一般來說 , 在低中干度區(qū) , 隨著熱流密度的增加 , 換熱性能被增強 。當熱流增大到一定值 , 發(fā)生干 涸現(xiàn)象 , 換熱系數(shù)突然下降 。這是由于液膜從壁 面消失 , 金屬壁面呈蒸干狀態(tài) , 導致干涸現(xiàn)象發(fā)生的緣故 。 文獻 13也表明 , 當飽和溫度 (0 和質(zhì) 量流速 (500kg/m 2 s 一定時 , 換熱系數(shù)隨熱流密度的增加而增加 , 并且在一定的熱流密度下 , 換熱系數(shù)隨干度的增加先上升 , 當干度到達某一值時 , 換熱系數(shù)突然下降 (參見圖 2 。圖 2 熱流密度對換熱的影響 13顯然 , 在出現(xiàn)臨界干度之前 , 換

17、熱系數(shù)隨熱流密度的升高而增大 。這說明 , 核沸騰起了主要的 作用 。 而發(fā)生臨界干度后 , 熱流密度對換熱系數(shù) 的影響很小 9, 10。 313 蒸發(fā)溫度對換熱的影響 在 C O 2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)中 , 蒸發(fā)溫度對換熱 性能的影響不容忽視 。當質(zhì)量流速和熱流一定 時 , 換熱系數(shù)隨蒸發(fā)溫度的增大而增大 。蒸發(fā)溫 度越大對換熱的影響也越大 , 當蒸發(fā)溫度為 0 時 , 換熱系數(shù)變化不大 ; 而蒸發(fā)溫度升高時 , 換熱 系數(shù)的變化很劇烈 5。圖 3給出了這種變化趨 勢 。 在出現(xiàn)干涸前 , 隨蒸發(fā)溫度的升高 , 換熱系數(shù) 增加 , 也表明核沸騰在較高飽和壓力下變得更加 明顯 。 當干度較大時 ,

18、 換熱系數(shù)隨蒸發(fā)溫度的升 高出現(xiàn)下降趨勢 , 這可能是由于蒸汽和液滴之間 傳熱惡化而引起的非平衡效應所引起的 12。342004年第 32卷第 1期 流 體 機 械 圖 3 蒸發(fā)溫度對換熱的影響蒸發(fā)溫度對干涸的出現(xiàn)起重要作用 。 蒸發(fā)溫 度較高時 , 在較低干度時就出現(xiàn)干涸 。而對于制 冷劑 R22, 飽和溫度對出現(xiàn)干涸的影響很小 。因 此 , 在較高的蒸發(fā)溫度下 , 二氧化碳蒸發(fā)器的總換 熱性能會受到影響 , 可能需要強化傳熱 6。 314 管徑對換熱的影響由于 C O 2跨臨界制冷循環(huán)比傳統(tǒng)制冷循環(huán)存 在較高的操作壓力 , 密度較高 , 粘度很小 , 產(chǎn)生的 壓降相對較低 , 所以蒸發(fā)器換

19、熱管適合設計成小 管徑 , 甚至微型化 。 從近幾年的發(fā)展趨勢來看 , 許 多文獻都對 C O 2在微通道管內(nèi)的蒸發(fā)換熱進行了 研究 5,6,10,12,18,19。 文獻 10還比較了 C O 2在直 徑為 2. 0mm 和 0. 98mm 管內(nèi)的換熱情況 。 當管徑 為 0. 98mm 時 , 與 2. 0mm 管徑相比 , 換熱系數(shù)在臨 界干度附近的變化不是太劇烈 。 這可能是由于液 膜 、 蒸汽以及液滴之間的相互作用阻礙了干涸斑 點的形成 。 隨著管徑的增大 , 蒸發(fā)溫度對臨界干 度附近的換熱影響比較明顯 。 由于隨著蒸發(fā)溫度 的增加 , 氣泡的形成會增多 , 導致在管壁上出現(xiàn)較 多的

20、干涸斑點 。C O 2在小管徑通道中流動沸騰換熱 , 可承受 較高的壓力 。通常管徑越小 , 承壓能力越大 。但 管徑也不能太小 , 因為當介質(zhì)在特別微小的管內(nèi) 沸騰流動時生成的邊界層很薄 , 所產(chǎn)生的大量氣 泡將會阻塞管道 , 加大阻力 , 影響流動換熱 。 從目 前研究看 , 微通道管徑通常在 0. 71. 0mm 左右 。4 換熱關聯(lián)式的發(fā)展從 C O 2的流動沸騰換熱研究狀況來看 , 換熱 關聯(lián)式各式各樣 。 許多文獻中實驗所測的蒸發(fā)換 熱系數(shù)與現(xiàn)有關系式推導出的換熱系數(shù)有很大的 偏差 。 文獻 10研究了出現(xiàn)干涸前和出現(xiàn)干涸后 兩種情況 , 分別給出了換熱關聯(lián)式 (1 和 (5 。作

21、 者主要考慮了液滴夾帶 、 表面張力 , 小管徑的限制 等因素對換熱的影響 。但是 , 由于臨界干度的數(shù) 值不夠準確 , 實驗數(shù)據(jù)與關聯(lián)式之間存在偏差 。出現(xiàn)干涸前 :h pro =0. 33N w 0. 15(N e 0. 02Eh l +We l 0. 11Sh pool (1 N w =Dg (l -v /1/2(考慮了小管徑的限制 (2 Ne =i /(考慮了液滴夾帶的影響 (3 We l =G 2D/l (4 出現(xiàn)干涸后 :h post =0. 268Dl(x +l(1-x 0. 2174×Pr l 1. 387N w 1. 751N e 0. 4011(5 另外 , 在設

22、計二氧化碳跨臨界汽車空調(diào)系統(tǒng) 蒸發(fā)器時 20, 有的選用式 (6 計算 C O 2在管內(nèi)的 蒸發(fā)換熱系數(shù) 21。h =0. 018487Re l 0. 8X kf 0. 4k l /D (6 其中 X kf =h ly (x 0-x i /l (7 x m =(x 0-x i /2(8 Re l =G D/l (9 5 蒸發(fā)器的發(fā)展型式從 C O 2制冷系統(tǒng)換熱器的發(fā)展趨勢可以看 出 , 蒸發(fā)器的發(fā)展過程類似于冷卻器 , 第一代為機 械擴管式管翅結構 , 第二代換熱器由一些小直徑 圓管組成 , 為解決耐壓和小管徑漲管加工困難等 問題 , 開發(fā)了第三代 “平行流” 微通道蒸發(fā)器 。采 用多個平板

23、組成傳熱管 , 平板被擠壓出微通道管 , 管徑在 0. 72mm 之間 。傳熱管插入垂直積液 管 , 折疊翅片安裝在管中間 。圖 4為蒸發(fā)器及其 積液管和傳熱微管的截面示意圖 2 。圖 4 蒸發(fā)器及其積液管和傳熱微管截面采用高流量密度小管徑和微通道型換熱器 , 既有利于提高換熱系數(shù) , 又可以承受較高的壓力 。 挪威 、 德國 、 丹麥 、 日本的一些高等院校 、 研究機構 與工廠企業(yè)已經(jīng)開發(fā)了各種 C O 2汽車空調(diào)用換熱 器 , 大多是內(nèi)徑不到 1mm 的微型管式換熱器 。6 結論影響 C O 2流動沸騰換熱的因素很多 。 質(zhì)量流 速 、 熱流密度 、 蒸發(fā)溫度等參數(shù)對換熱的影響是相 輔相

24、成的 。 在低中干度區(qū) , 質(zhì)量流速和干度對換 熱系數(shù)的影響不大 。在高干度區(qū) , 隨質(zhì)量流速和 蒸發(fā)溫度的增大 , 容易發(fā)生干涸現(xiàn)象 。在相同條 件下 ,C O 2發(fā)生干涸時的臨界干度低于傳統(tǒng)制冷 劑 。 所以在設計 C O 2緊湊式蒸發(fā)器時 , 可選擇較 小的質(zhì)量流速 , 既可以降低壓降 ; 也可以避免過早 出現(xiàn)干涸現(xiàn)象 。另外 , C O 2沸騰換熱性能還與管徑 、 管長 、 流 動方向等因素有關 。 準確描述 C O 2蒸發(fā)器管內(nèi)換 熱的公式 , 以及調(diào)整現(xiàn)有的關系式使其與試驗一 致的工作還有待深入研究 。 故應根據(jù)具體情況找 出最適合本身條件的換熱性能和換熱關聯(lián)式 。 就 蒸發(fā)器的發(fā)

25、展型式來看 , “平行流” 微通道蒸發(fā)器 具有較高的性能 , 是今后的發(fā)展方向 。 另外 , 為了 降低高壓介質(zhì)對換熱器的壓力要求 ,U 型管式耐 高壓換熱器也具有發(fā)展?jié)摿?。參考文獻 :1 丁國良 1C O 2制冷技術新進展 J1制冷空調(diào)與電力 機械 ,2002,23(2 :12612 Pettersen J ,Hafner A ,Skaugen G 1Development of compact heat exchangers for C O 2air 2conditioning systems J1Int J. Refrig ,1998,21(3 :180219313 Bredesen

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37、ng Fluids at G uangzhou C 1China , September ,2002. 2532259.(下轉(zhuǎn)第 28頁 游噴嘴為直線型 后 ( 下游噴嘴為收縮 擴散型 沖蝕率的對比 ?？梢?, 改進后的最大沖蝕率大于 改進前的最大沖蝕率 , 而且改進后的最佳靶距小 于改進前的最佳靶距 。說明在振蕩腔內(nèi)誘發(fā)的空 泡經(jīng)過收縮 擴散型下游噴嘴時 , 空泡長大得更 快 , 還可能誘發(fā)了新的空泡 。這就間接證明了理 論分析的結果 。 5 結論 通過以上對空化流通過收縮 擴散型噴嘴時 穩(wěn)態(tài)解的分岔現(xiàn)象分析表明 : 即使是很小的入口 空隙率亦強烈地影響著流動特性 。當入口空隙率 等于臨界值

38、 時 , 流動出現(xiàn)了分岔現(xiàn)象 , 在穩(wěn) s c 態(tài)解中展現(xiàn)出了兩個完全不同的流動區(qū)域 ; 當 s < 時 , 流動是擬穩(wěn)態(tài)的 , 空泡在噴嘴下游產(chǎn)生 c 大幅徑向擾動 , 速度和壓力也相應地擾動 ; 而當 > 時 , 流動變?yōu)閿M非穩(wěn)態(tài)流 , 在噴嘴下游空 s c 泡急劇增長 , 速度急劇上升 , 壓力急劇下降 。這一 特性有利于增強收縮 擴散型噴嘴的空化效果 。 參考文獻 : 1 Johnson V E , et al 1 Tunneling , Fracturing , Drilling and ( 上接第 45 頁 18 Neksa P , Pettersen J . Heat

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