采用分布參數(shù)模型的CO-2微通道蒸發(fā)器數(shù)值模擬

采用分布參數(shù)模型的CO_2微通道蒸發(fā)器數(shù)值模擬第46卷第1期

2012年1月

西安交通大學(xué)

JOURNALOFXI’ANJIAOTONGUNIVERSITY

Vo1.46No.1

Jan.2012

采用分布參數(shù)模型的CO2微通道

蒸發(fā)器數(shù)值模擬

張海清,郭蓓

(西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安)

摘要:采用有限元分析方法為跨臨界CO.空調(diào)系統(tǒng)的微通道蒸發(fā)器建立了二維分布參數(shù)仿真模

型,比較分析了適用于不同制冷劑側(cè)的換熱關(guān)聯(lián)式,并為此提出了一種修正的換熱關(guān)聯(lián)式,以期為

微通道蒸發(fā)器模型能夠獲得很好的預(yù)測(cè)結(jié)果.模型中考慮了干,濕工況以及制冷劑進(jìn)出集液管產(chǎn)生

的壓力損失對(duì)制冷劑側(cè)換熱和流動(dòng)特性的影響.對(duì)比分析得出:微通道蒸發(fā)器的制冷量和壓降在制

冷劑側(cè)仿真,實(shí)驗(yàn)的相對(duì)誤差分別小于8.2和10,表明所建模型可作為CO.微通道蒸發(fā)器的

優(yōu)化設(shè)計(jì)的理論依據(jù).

關(guān)鍵詞:二氧化碳;微通道蒸發(fā)器;分布參數(shù)模型;數(shù)值模擬

中圖分類(lèi)號(hào):TB65文獻(xiàn)標(biāo)志碼:A文章編號(hào):O253—987X(2O12)0l一0042—06

NumericalSimulationoftheCarbonDioxideMicrochannelEvaporator

UsingDistributedParameterModel

ZHANGHaiqing,GUOBei

(SchoolofEnergyandPowerEngineering,XianJiaotongUniversity,Xian710049,China)

Abstract:Asteadystatedistributedparametermode1forthemicrochannelevaporatorappliedina

transcritica1carbondioxideair-conditioningsystemwasestablishedusingtheFEMmethod.Dif—

ferentmodelsofheattransferattherefrigerant—sidewerecomparedandanalyzed,andamodified

heattransfercorrelationwasproposed.Moreover,characteristicsofheattransferandflowwere

analyzedunderbothdryandwetconditionsconsideringthepressurelossesattheinletandoutlet

oftheheaderoftheevaporator.Thesimulationresultsareinreasonableagreementwiththeex—

perimentaldata.Theaveragerelativeerrorsforcoolingcapacityandrefrigerant—sidepressure

droparelessthan8.2and10,respectively.Itislikelythatthepresentmodelmaybeusedto

analyzeanddesignC02microchanne1evaporators.

Keywords:carbondioxide;microchannelevaporator;distributedparametermodel;numerical

siml】lation

環(huán)境保護(hù)問(wèn)題已受到人們的重視,其中對(duì)跨臨

界C制冷裝置的研究與應(yīng)用已成為國(guó)內(nèi)外學(xué)者

關(guān)注的熱點(diǎn).微通道蒸發(fā)器是跨臨界制冷系統(tǒng)中的

重要部件,其性能的改進(jìn)對(duì)于提高CO制冷系統(tǒng)的

性能意義重大.為此,本文為微通道蒸發(fā)器建立了分

布參數(shù)模型,進(jìn)行了模擬計(jì)算,分析了COz側(cè)和空

氣側(cè)的流動(dòng),換熱特性.

1微通道蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)

圖1為微通道蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖.該蒸發(fā)器是

一

種叉流高效緊湊式微通道換熱器,具有4個(gè)流程

每個(gè)流程有50個(gè)平行通道管,每個(gè)扁平管有6個(gè)內(nèi)

收稿日期:2011—05—05.作者簡(jiǎn)介:張海清(1985一),男,碩士生;郭蓓(通信作者),女,副教授.基金項(xiàng)目:國(guó)家自然科學(xué)基

金資助項(xiàng)目(50706035).

網(wǎng)絡(luò)出版時(shí)間:2011—10—27網(wǎng)絡(luò)出版地址:://www/kcms/detail/61.1069.T.20111027.0957.005.html

第1期張海清,等:采用分布參數(shù)模型的COz微通道蒸發(fā)器數(shù)值模擬

徑為0.79mm的微通道管.兩相的CO來(lái)自集液

管,并沿扁平微通道管流動(dòng),且與位于扁平管之間的

百葉窗翅片的空氣進(jìn)行換熱.表1為微通道蒸發(fā)器

的主要參數(shù).表2為微通道蒸發(fā)器的扁管和百葉窗

翅片的主要結(jié)構(gòu)參數(shù).微通道蒸發(fā)器的空氣側(cè)是百

葉窗翅片,其結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖2.

圖1微通道蒸發(fā)器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

表1微通道蒸發(fā)器的主要參數(shù)

注:w為迎風(fēng)面的寬度;L為迎風(fēng)面的高度;為沿空氣方向

的深度;V為蒸發(fā)器的體積;A為空氣側(cè)換熱面積;A為制冷劑側(cè)

換熱面積.

表2百葉窗角度一23.時(shí)扁管及

百葉窗翅片的主要參數(shù)mm

LTDlTTLFDFLBDB

202lO68.891.126o.161

注:LT為扁管高度;D丁為扁管間距;wT為扁管寬度;Lz為翅

片高度;Dv為翅片間距;WF為翅片寬度;為翅片厚度;LB為百葉

窗長(zhǎng)度;DB為百葉窗間距.

月,1

0o0oo01/

……ooooo0

扁平管

D:扁管厚度

(a)百葉窗翅片結(jié)構(gòu)

0:百葉窗角度

(b)百葉窗翅片的截面圖

圖2微通道蒸發(fā)器的百葉窗翅片結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2數(shù)學(xué)模型

2.1控制方程

為了簡(jiǎn)化計(jì)算,微通道蒸發(fā)器的數(shù)學(xué)模型需做

以下假設(shè):①制冷劑側(cè)和空氣側(cè)均為穩(wěn)態(tài)流動(dòng);②制

冷劑從集液管平均分流到每一個(gè)微通道管內(nèi),在微

通道管之間及軸線上無(wú)傳導(dǎo)熱,無(wú)管壁熱阻;③制冷

劑在管內(nèi)的軸向和徑向流動(dòng)忽略,制冷劑流動(dòng)為軸

向一維均相流動(dòng);④空氣流動(dòng)為均勻流動(dòng);⑤潤(rùn)滑油

和非凝性氣體的影響不予考慮;⑥蒸發(fā)器向環(huán)境的

散熱損失不予考慮.本文基于以上假設(shè),采用有限單

元的方法對(duì)蒸發(fā)器沿空氣和制冷劑方向進(jìn)行了二維

網(wǎng)格劃分.沿空氣流動(dòng)方向,將蒸發(fā)器按微通道數(shù)量

劃分成若干單元,即單元數(shù)與微通道數(shù)相同;沿制冷

劑流動(dòng)方向,將扁管長(zhǎng)度平均劃分成若干單元(見(jiàn)圖

3),每個(gè)單元可以視為一個(gè)小的交叉逆流式換

熱器.

[=二=>

空氣入口

圖3扁管單元的劃分結(jié)果

針對(duì)單元J的能量和質(zhì)量守恒方程[1]如下.

制冷劑側(cè)換熱量

Q—m,,(,一h,)(1)

式中:m為制冷劑的質(zhì)量流量;h,,h,,分別為制

冷劑進(jìn),出口比焓.

制冷劑與管壁之間

Q,一O/rA,(TTm,,一丁肌,,)(2)

式中:分別為制冷劑,管壁的平均溫度

為制冷劑側(cè)換熱系數(shù);A為制冷劑側(cè)換熱面積.

空氣側(cè)

Q—m(ai.一h)(3)

式中:m為空氣的質(zhì)量流量;hI.J,h…分別為空氣

進(jìn),出口比焓.

干,濕工況下空氣和管壁之間

Q—O’adrLdA.,J(Tam,J一丁Tm,)(4)

Q===0/awr/aA,(.J—,J)/bw~(5)

式中:a一(bv,ma.)/c.為濕表面換熱系數(shù),其中

為顯熱換熱系數(shù),6一為飽和濕空氣的焓在溫度方向

://Vglcvv~,jdxb://

西安交通大學(xué)第46卷

上的斜率;為空氣的比熱容;,分別為干,濕

表面的效率;a為干表面的換熱系數(shù);A,,為空氣側(cè)

換熱面積;Tam,,為空氣的平均溫度.

濕工況下,針對(duì)空氣側(cè)和凝結(jié)層單元J的質(zhì)量

守恒方程如下

m

,

()[.,

一

)一盧Aa,()(,衄,一,一,)(6)

m..,

一

mi

,

一盧A,,(,一,一,)(7)

式中:J8為質(zhì)量遷移系數(shù),fl=c,./c陽(yáng);,,Xao,

j分別為

進(jìn),出口的空氣濕度;…,,wm,

分別為平均空氣溫

度和平均液膜溫度對(duì)應(yīng)的濕度.

2.2制冷劑側(cè)換熱和壓降的關(guān)聯(lián)式

2.2.1換熱關(guān)聯(lián)式蒸發(fā)器在制冷劑側(cè)的換熱包

括兩相區(qū)和過(guò)熱區(qū)換熱,兩相區(qū)的流動(dòng)沸騰換熱和

傳熱較流體動(dòng)力學(xué)單相的更為復(fù)雜,不易預(yù)測(cè).為了

更好地模擬出蒸發(fā)器的換熱特性,選擇合適的換熱

關(guān)聯(lián)式至關(guān)重要.本文模擬所用蒸發(fā)器的幾何和工

作參數(shù)與文獻(xiàn)[1]類(lèi)似,文獻(xiàn)[1]中實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和沸騰

換熱關(guān)聯(lián)式如圖4a,4b所示.從圖4a,4b看出,幾種

關(guān)聯(lián)式的變化趨勢(shì)不盡相同,如Gungor等[2]和

Hwang~.]的關(guān)聯(lián)式中a,隨著干度z的增加先增后

減且均大于實(shí)驗(yàn)值,Liu等E的關(guān)聯(lián)式則呈下降趨

勢(shì)且低于實(shí)驗(yàn)值,Yoon等[5]的關(guān)聯(lián)式中在干涸

點(diǎn)和干涸前較Cheng等l_6]的更為準(zhǔn)確,但在干涸后

較Cheng的誤差大,而Cheng的關(guān)聯(lián)式在干涸后的

變化趨勢(shì)與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相同.就此,本文選擇了Yoon

和Cheng的關(guān)聯(lián)式并將其結(jié)合使用,即在干涸點(diǎn)

前用Yoon的關(guān)聯(lián)式,在干涸點(diǎn)后用Cheng的關(guān)聯(lián)

式.本文關(guān)聯(lián)式在CO.側(cè)的換熱計(jì)算結(jié)果如

圖4c所示,相應(yīng)的CO.兩相區(qū)的沸騰換熱關(guān)聯(lián)式

如下.

當(dāng)≤,(,為干涸起始點(diǎn)的干度)時(shí),兩相區(qū)

換熱系數(shù)l5

a.一E(sGnb)+(Ed1)](8)

anh一55×(P/P.)[一lg(p/p)]』’礦

(9)

s一

Eo

∞

1+1.62×1O×’∞…

E一1+9.36×10.×zPrf一11”

L,l0J

(11)

式中為液相換熱系數(shù);a為核態(tài)沸騰換熱系數(shù);

P為臨界壓力;M為摩爾質(zhì)量;q為熱流密度;Re1,

Pr分別為液相雷諾數(shù),普朗特?cái)?shù);P,PF分別為液

相,氣相密度.

(a)流量G=280kg?rn?S時(shí)相關(guān)關(guān)聯(lián)式比較

0——————————————————————————————_J

0.00.81.0

(b)流量G=380kg?1TI?S1時(shí)相關(guān)關(guān)聯(lián)式比較

(c)本文關(guān)聯(lián)式與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)比較

圖4q的模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)果比較(—O.8mm,

q=10kW?1TI一)

當(dāng)z≥zi時(shí),換熱在干涸區(qū)域進(jìn)行,干涸區(qū)的換

熱系數(shù).]

Gdr—atp(COa1)一

Xde

--

Xdi

[a(.Z’di)--Gmist(Xde)]

(12)

a一[(SGnb).+Otc—b].(13)

dnh一131×(P/P~)?o...[_lg(p/p)]_.?弱M?qp’58

(14)

一o.o×()∞

(15)

a…一0.0117×.Pr.Av(16)

¨

ReH一(G,d/,u)[z+(1一z)(1D/P1)](17)

://WWV~.jdxb://

第1期張海清,等:采用分布參數(shù)模型的CO2微通道蒸發(fā)器數(shù)值模擬

Y一1—0.1×([(IDl/p)一1)(1一z)(18)

===

d一

(一).(9)

Al一(1一e)(20

s一

{(1+0?12×(1--x))(+)+』D,lDIDl

『-(1一z))一(21)GrL.J一～J一～

式中:a,a分別為霧狀流,對(duì)流沸騰的換熱系數(shù);

z為干涸結(jié)束點(diǎn)的干度;G為制冷劑的質(zhì)量流量;

g為重力加速度;為表面張力為液相導(dǎo)熱系數(shù);

l為動(dòng)力黏度;d=0.79mm為微通道管徑;ReH為

均相雷諾數(shù);Pr為氣相普朗特?cái)?shù);為氣相導(dǎo)熱系

數(shù);y為修正因子.

間歇流與環(huán)狀流分界點(diǎn)的干度

zTA—E1.8._×(Pv/P1)一?(1/z)一+1]一

(22)

f1z<zIA

s一

--

1.14X()(～.z≥n

(23)

式中:為氣相動(dòng)力黏度;為干度是zn時(shí)液膜的

厚度.

式(12)中的a.(zdi)可根據(jù)式(13)計(jì)算獲得,

a…(z)可根據(jù)式(16)計(jì)算獲得,并假定干涸結(jié)束

點(diǎn)的干度z一0.999.

臨界熱流密度E]

q.一0.149×Pv0.hl[g(10l—Pv)](24)

式中:h為汽化潛熱.

干涸起始點(diǎn)的干度

zdi一0.58×exp(O.52—0.67×We~?Fro?.蚰?

(』D/p1).?(q/q).?)(25)

式中:Fr一G;/(g(10.一))為氣相弗勞德數(shù);

We一G2d/(pva)為氣相韋伯?dāng)?shù).

CO在單相過(guò)熱區(qū)的換熱系數(shù)I8]

口一0.023×Reo?Pr:..A._Zv(26)

2.2.2壓降關(guān)聯(lián)式兩相區(qū)壓降關(guān)聯(lián)式E.的基本

形式為

Ap.一Apf+Ap(27)

式中:Apf是摩擦壓降;Ap是動(dòng)量壓降.

過(guò)熱區(qū)壓降的關(guān)聯(lián)式為

一

8)

式中:fr為制冷劑側(cè)摩擦系數(shù);為平均密度;l為

微通道管長(zhǎng)度.

CO在進(jìn),出蒸發(fā)器集液管時(shí)的壓降可以采用

文獻(xiàn)El1]的方法來(lái)計(jì)算.CO.從集液管流人微通道

管時(shí)經(jīng)歷了一個(gè)突縮過(guò)程,該突縮壓降]

一

[赤一

1一21—

1)](29)

cc

一

∞

式中:A.為集液管上游橫截面面積;為下游橫截

面面積與上游橫截面面積的比值.

2.3空氣側(cè)換熱和壓降關(guān)聯(lián);--t

空氣側(cè)的換熱系數(shù)及壓降分別為

a===Gaf.r/(31)

△℃℃時(shí),

制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),壓力和溫度以及空氣側(cè)溫

度隨管長(zhǎng)的變化如圖7所示.從圖7a看出,在蒸干

點(diǎn)以前,表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)比較大;在蒸干點(diǎn)以后,傳熱

xN~A/aNodxbcn

第1期張海清,等:采用分布參數(shù)模型的C02微通道蒸發(fā)器數(shù)值模擬47

惡化,表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)迅速減小.其主要原因是,在

COz沸騰換熱中,核態(tài)沸騰換熱占據(jù)了主導(dǎo)地位,

在干涸點(diǎn)以后,核態(tài)沸騰受到抑制促使換熱惡

化l_1.當(dāng)相對(duì)管長(zhǎng)小于0.3時(shí),制冷劑在第1排蒸

發(fā)器中換熱,空氣進(jìn)口的干球溫度較高,制冷劑側(cè)熱

流密度相對(duì)較大,從而引起表面換熱系數(shù)增大;當(dāng)制

冷劑進(jìn)入到第2排蒸發(fā)器時(shí),換熱系數(shù)呈現(xiàn)減小的

趨勢(shì).制冷劑壓力沿管長(zhǎng)而變化,尤其在蒸發(fā)器人口

和出口處的壓降比較大,這是進(jìn)口和出口管的摩擦,

進(jìn)口和出口集管與進(jìn)口和出口彎管的摩擦,以及局

部損失,端口突縮等因素影響的結(jié)果I1.

從圖7b看出,隨著管長(zhǎng)的增加,空氣與壁面間

的溫差呈現(xiàn)減小的趨勢(shì),換熱惡化,換熱量減少.由

于翅片式微通道蒸發(fā)器的熱阻主要集中在空氣側(cè),

因此管壁溫度更接近于制冷劑溫度.

相對(duì)管長(zhǎng)

(a)制冷側(cè)壓力和表面換熱系數(shù)

相對(duì)管長(zhǎng)

(b)空氣側(cè)和制冷劑側(cè)溫度

7制冷劑側(cè)表面換熱系數(shù),壓力和溫度以及

空氣側(cè)溫度隨管長(zhǎng)的變化

4結(jié)論

本文建立了COz空調(diào)系統(tǒng)的微通道蒸發(fā)器的

參數(shù)仿真模型,比較分析了幾種換熱關(guān)聯(lián)式,并對(duì)微

通道管內(nèi)的流動(dòng)換熱進(jìn)行了仿真,實(shí)驗(yàn)比較.結(jié)果表

明:管長(zhǎng)增加,換熱量減少,表面換熱系數(shù)減小,空氣

側(cè)溫度,壁溫和制冷劑溫度均隨之減小.由于空氣側(cè)

熱阻占據(jù)主導(dǎo)地位,所以壁溫更接近于制冷劑側(cè)的

溫度.

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