二氧化碳套管式氣體冷卻器換熱性能的實驗研究

呂 靜 徐 峰 王金雨 朱思倩 石冬冬

(上海理工大學環境與建筑學院 上海 200093)

近年來CO2熱泵熱水器在國內外發展迅速，成為一項很有前途的新技術，而氣體冷卻器是跨臨界CO2熱泵熱水器的核心部件之一，其換熱效果的好壞直接影響著熱泵系統的性能及運行經濟效率。本文在已有的CO2熱泵系統上設計了一套矩形螺旋套管式氣體冷卻器，并通過實驗研究了氣體冷卻器的入口壓力、進水流量和進水溫度對換熱器的傳熱系數、換熱量、COP以及換熱器效能的影響。

1 CO2氣體冷卻器國內外研究現狀

1.1 國外研究現狀

Tri Lam Ngo等[1]對超臨界CO2微通道換熱器進行了研究，采用FLUENT軟件建立了一種s形翅片的新型微通道換熱器，得到了s型翅片和傳統z型翅片微通道換熱器Nu和壓降的關聯式，同時還對模擬結果進行了實驗驗證。

2001年， Jian Min Yin等[2]建立了CO2微通道管翅式CO2-空氣交叉流氣體冷卻器的模型，通過350多個實驗數據驗證了模型的準確性。研究表明：在保持氣體冷卻器總體積不變的條件下，通過單板不同流程和管子數組合以及單板與多板的模擬比較發現，較好的設計是單板3通道；多板又優于單板。

Sarkar J等[3]模擬了不銹鋼套管式CO2—水逆流換熱器，內管外徑9.525 mm，壁厚0.815 mm，外管內徑14.097 mm，研究表明氣體冷卻器和蒸發器的面積比為1.86時，系統COP最大。

Yin Jian Min等[2,4]采用有限元方法對CO2-空氣冷卻器進行了分析，提出兩個氣體冷卻器的設計概念：多管程單板交叉流式和單管程多板逆流式換熱器。

1.2 國內研究現狀

天津大學楊俊蘭等[5]建立了殼管式CO2氣體冷卻器分布參數計算模型，對CO2制冷劑出口溫度、冷卻水出口溫度和換熱量進行了模擬計算，通過模擬結果和實驗數據比較，驗證了模型的正確性。然后利用該模型分析了換熱管徑和管長對氣體冷卻器熱重比及壓降的影響，研究表明：CO2氣體冷卻器適合選擇小管徑和長管長。

中南大學饒政華等[6]建立了微通道氣體冷卻器模型，模擬了管內CO2和空氣側的流動和換熱，比較多種工況下的模擬結果和實驗數據，驗證了模型的正確性，并運用模型分析了各種參數對氣體冷卻器性能的影響。黃珍珍等[7]建立跨臨界CO2熱泵熱水器中殼管式氣體冷卻器模型，以熵產數為評價指標，對氣體冷卻器里的流體溫差傳熱和摩擦導致的不可逆性進行了分析，得出一定外形和工況下，小管徑氣體冷卻器的最佳內部結構。

上海交通大學丁國良等[8-9]根據美國空調制冷中心(ACRC)的CO2汽車空調制冷裝置樣機及其實驗數據，對CO2汽車空調制冷系統建立了穩態集中參數模型和對微通道氣體冷卻器建立了分布參數模型，并比較了兩種模型的計算結果。

陸平等[10]通過CFD方法,對微通道平行流氣體冷卻器內部流量分布特性進行了仿真研究，研究發現扁管長度、進口集管和扁管組合尺寸以及出口集管與扁管組合尺寸對氣體冷卻器內部扁管之間的流量分配不均勻度有很大影響。

東華大學張仙平等[11]建立了CO2跨臨界循環熱泵熱水器套管式氣體冷卻器的穩態分布參數模型，以換熱器的熱重比和壓降為評價指標，對其結構參數進行了敏感性分析。

上海理工大學呂靜等[12]搭建了一臺跨臨界CO2熱泵熱水器實驗臺，采用Srinivas換熱關聯式設計了一套臥式殼管式換熱器。通過實驗研究了冷凍水進口溫度、循環流量，熱水循環進口溫度、循環流量等參數對系統制熱性能的影響。

從國內外CO2氣體冷卻器的研究現狀分析可知，針對微通道管翅式氣體冷卻器的實驗和仿真研究較多，而由于加工技術水平、實驗條件等的限制，對超臨界CO2套管式氣體冷卻器的研究不多。

2 不同形狀CO2套管式氣體冷卻器的性能模擬

2.1 換熱管模型的建立與模擬

通過Gambit軟件建立了三種不同形狀的套管式氣體冷卻器模型，如圖1～圖3。三種模型的截面示意圖如圖4。三種模型的內外管長度均為1.26 m，外管內徑為14 mm，壁厚為1 mm，內管內徑為3.4 mm，壁厚為0.8 mm，管材均為銅，其中螺旋管投影半徑R為200.4 mm。

圖1 直管

圖2 圓形螺旋管

圖3 矩形螺旋管

圖4 橫截面圖

利用FLUENT軟件對三種模型進行數值模擬，三種模型的邊界條件均為：CO2側進口邊界條件為質量進口，出口邊界條件為壓力出口；水側進口邊界條件為質量進口，出口邊界條件為壓力出口。工作壓力均為8 MPa。

2.2 評價指標

為了綜合分析氣體冷卻器的性能，定義了單位壓降換熱量η來評價不同形狀套管式氣體冷卻器的性能，其表示氣體冷卻器中CO2每單位壓降的換熱量，其值越大換熱性能越好。

(1)

式中：η為單位壓降換熱量，W/kPa；Q為氣體冷卻器換熱量，W；Δp為氣體冷卻器CO2側壓降，kPa。

在進行換熱量計算時認為超臨界CO2放出的熱量等于水所吸收的熱量即：

(2)

2.3 數值模擬結果對比與分析

表1 不同形狀氣體冷卻器數值模擬結果

從表1可知，在相同模擬工況下，CO2和水經過圓形螺旋管的換熱溫差最大，矩形螺旋管次之，直管最小，但是它們的換熱溫差之間相差并不大。對于換熱量來說，圓形和矩形螺旋管的換熱量相近，直管較小。這是由于流體在直管內流動時，速度場是同心圓，分布均勻；而在螺旋管內流動時由于離心力作用流速發生旋轉，同時出現垂直于主流的二次流，破環了內壁面上的溫度邊界層，從而強化了流體的換熱效果，故螺旋管的換熱量遠遠大于直管。對于壓降來說，超臨界CO2流過矩形和圓形螺旋管的壓降都最大，直管較小，這是由于流體流過螺旋段時，受到不斷變化的離心力的影響，產生二次渦流的現象，從而導致流體在螺旋管內的摩擦阻力遠大于流體在直管內的摩擦阻力，故CO2在流過相同長度的螺旋管的壓降遠大于流過直管的壓降。

從以上分析可知，單獨的從換熱量和壓降兩個方面并不能判定哪種形式的套管式氣體冷卻器性能較優。而由圖5可知，矩形螺旋管定義的單位壓降換熱量η較大，為100 W/kPa，所以矩形螺旋套管式氣體冷卻器的性能較優。

圖5 不同形狀氣體冷卻器的單位壓降換熱量

3 實驗與分析

3.1 套管式氣體冷卻器的設計

根據以上分析，本文設計了一套矩形螺旋套管式氣體冷卻器，根據管內套管數對氣體冷卻器熱重比和壓降的影響[11]，管內套管數采用三管。其結構參數為：管長13 m，外管Φ16 ×1 mm，內管Φ5 ×0.8 mm。為了提高換熱器換熱效率，CO2和水之間采用逆流換熱，管內三根套管內走CO2，三根套管外走水。其外觀如圖6所示，管道橫截面如圖4所示。

圖6 套管式氣體冷卻器

3.2 實驗原理及測試裝置

超臨界CO2熱泵實驗臺的系統原理如圖7所示，主要包括制冷系統和冷卻水系統，制冷系統主要由壓縮機、氣體冷卻器、膨脹閥和蒸發器四部分組成；冷卻水系統主要由焓差計量室、水流量計和氣體冷卻器三部分組成。壓縮機采用CO2活塞式壓縮機，制熱量為4.61 kW，輸入功率為1.4 kW，排氣量為1.12 m3/h。氣體冷卻器采用前面設計的矩形螺旋套管式氣體冷卻器，理論設計換熱量約為4.75 kW。蒸發器采用強制對流銅管鋁片的風冷翅片式蒸發器，膨脹閥采用日本鷺宮生產的專用于CO2制冷循的電子膨脹閥。

1排氣閥 2熱水出口 3貯水箱 4循環水出口 5循環水入口 6熱水泵 7冷水入口 8電子膨脹閥 9蒸發器 10風機 11氣液分離器 12壓縮機 13泄壓保護閥 14氣體冷卻器 15水流量計

實驗臺對套管式氣體冷卻器采用水冷卻的方式，蒸發器側采用風冷的方式。利用空調焓差計量室為氣體冷卻器水側提供恒定流量和溫度的冷卻水以及為蒸發器側提供恒定溫度和濕度的空氣。

實驗時，數據采集用型號為Agilent34970A的安捷倫數據采集儀。功率和流量測量采用空調焓差計量室自身所帶的測試系統及采集系統進行測量和記錄。溫度及壓力測量見表2。

表2 實驗測量儀器及精度參數

3.3 實驗方案

實驗時，環境干/濕球溫度為16/12 ℃。測試CO2入口壓力對氣體冷卻器性能的影響時，進水流量為1.56 kg/min，進水溫度為17 ℃，CO2入口壓力變化范圍為7.5～9 MPa。測試進水流量對氣體冷卻器性能影響時，CO2入口壓力為8 MPa，進水溫度為17 ℃，進水流量變化范圍為1.56～2.34 kg/min。測試進水溫度對氣體冷卻器性能的影響時：CO2入口壓力為8 MPa，進水流量為1.56 kg/min，進水溫度變化范圍為9～24 ℃。

3.4 評價指標

換熱器的類型眾多，國內外對不同種類、不同型號的換熱器沒用統一的評價指標。為了較全面的反應換熱器的性能，選取換熱量(Q)，傳熱系數(K)，制熱系數(COP)和換熱器效能(ε)對換熱器的性能進行評價。

3.5 實驗結果

3.5.1CO2入口壓力對換熱器性能的影響

由圖8～圖9可知，氣體冷卻器的傳熱系數和換熱量均隨著CO2入口壓力的升高而變大，但傳熱系數在初始階段變化較小，隨著壓力的逐漸升高，變化逐漸增大，而換熱量正好相反，開始變化快，隨著壓力升高，逐漸趨于穩定； COP和換熱器效能都隨著壓力的升高先升增加后降低，均在入口壓力為8.5 MPa時達到最大。

圖8 入口壓力對氣體冷卻器傳熱系數和換熱量的影響

圖9 入口壓力對COP和換熱器效能的影響

3.5.2進水流量對換熱器性能的影響

從圖10～圖11可知，氣體冷卻器的傳熱系數和換熱量在進水流量小于1.98 kg/min時，隨著進水流量的增加而變大，在進水流量大于1.98 kg/min時，隨著進水流量的增加而減小；COP和換熱器效能隨著進水流量的增加先變大后變小，都在進水流量為1.98 kg/min時達到最大，根據換熱量計算公式,隨著水流量的增加，換熱量不斷升高，當流量達到一定值時，繼續增大流量，管路管徑不變，流速變大，CO2與水之間不能充分換熱，換熱量減小，而機械功變化不大，故效能降低， COP減小。

圖10 進水流量對氣體冷卻器傳熱系數和換熱量的影響

圖11 進水流量對COP和換熱器效能的影響

3.5.3進水溫度對換熱器性能的影響

由圖12～圖13可知，氣體冷卻器的傳熱系數和換熱量均隨著進水溫度的升高而降低，但換熱量減少較快，而傳熱系數開始變化較快，逐漸趨于穩定，這是由于隨著進水溫度的升高，CO2和水之間的換熱溫差逐漸變小，因而換熱量逐漸減少； COP和換熱器效能隨著進水溫度的升高而逐漸降低， COP變化較快。

圖12 進水溫度對氣體冷卻器傳熱系數和換熱量的影響

圖13 進水溫度對COP和換熱器效能的影響

4 結論

通過對三種不同形式的套管式氣體冷卻器的性能進行數值模擬，根據模擬結果設計了一套矩形螺旋套管式氣體冷卻器，并在CO2熱泵實驗臺上對其性能進行實驗，得出以下結論：

1)三種相同長度不同形狀的換熱管，換熱量以圓形螺旋管最大，矩形螺旋管次之，直管最??；壓降以圓形螺旋管最大，矩形螺旋管次之，直管最小。矩形螺旋管的單位壓降換熱量最大，其綜合性能在三者中最好。

2)隨著氣體冷卻器入口CO2壓力的升高，氣體冷卻器的傳熱系數和換熱量逐漸增大，COP和換熱器效能先增大后減小，在壓力為8.5 MPa時最大。

3)隨著氣體冷卻器進水流量的增加，氣體冷卻器的傳熱系數、換熱量、COP和換熱器效能均先增大后減小，均在流量為1.98 kg/min時最大。

4)隨著氣體冷卻器進水溫度的升高，氣體冷卻器的傳熱系數、換熱量、COP和換熱器效能均減小。

5)在此實驗的工況范圍內，設計的矩形螺旋套管式氣體冷卻器在環境干/濕球溫度為16/12 ℃情況下，當氣體冷卻器CO2進口壓力為8 MPa，進水流量為1.56 kg/min以及進水溫度為9 ℃時性能較優，COP最大可達2.85。

本文受上海市教委重點學科(J50502)和上海市研究生創新基金項目資助。(The project was supported by the Shanghai Leading Academic Discipline Project(No.J50502) and The Innovation Fund Project For Graduate Student of Shanghai.)

[1] Tri Lam Ngo, Yasuyoshi Kato, Konstantin Nikitin, et.al. Heat transfer and pressure drop correlations of microchannel heat exchangers with S-shaped and zigzag fins for carbon dioxide cycles[J].Experimental Thermal and Fluid Science, 2007, 32(2):560-570.

[2] Jian Min Yin, Clark W Bullard, Predrag S Hmjak. R-744 gas cooler development and validation[J]. International Journal of Refrigeration,2001, 24(7):692-701.

[3] Sarkar J,Souvik Bhattacharyya, M Ram Gopal. Simulation of a transcritical CO2heat pump cycle for simultaneous cooling and heating applications[J]. Int. J. Refrigeration, 2006, 29(5):735-743.

[4] Jian Min Yin, Clark W Bullard, Predrag S. Design strategies for R-744 gas cooler [C]//Preliminary Proceeding of the 4th IIR-Gustav Lorentzen Conference on Natural Working Fluids. Purdue, 2000:315-322.

[5] 楊俊蘭, 馬一太, 馮剛, 等. CO2氣體冷卻器的性能模擬與優化計算[J]. 流體機械, 2010, 38(3):62-67.(Yang Junlan, Ma Yitai, Feng Gang, et al. Performance Simulation and Optimization Calculation for CO2Gas Cooler[J].Fluid Machinery, 2010, 38(3):62-67.)

[6] 饒政華, 廖勝明. 二氧化碳微通道氣體冷卻器的數值仿真與性能優化[J].化工學報,2005, 56(9):1721-1726.(Rao Zhenghua, Liao Shengming. Numerical simulation and performance optimization of carbon dioxide micro-channel gas cooler[J]. Journal of Chemical Industry and Engineering, 2005, 56(9):1721-1726.)

[7] 黃珍珍, 廖勝明, 諶盈盈. CO2氣體冷卻器的熵產分析和優化[J].制冷空調與電力機械,2007,28(5):23-26.(Huang Zhenzhen, Liao Shengming, Chen Yingying. Entropy production analysis and optimization for CO2Gas Cooler[J]. Refrigeration Air Conditioning & Electric Power Machinery, 2007, 28(5):23-26.)

[8] 丁國良, 黃冬平, 張春路. 跨臨界二氧化碳汽車空調穩態仿真[J].工程熱物理學報,2001,22(3):272-274.(Ding Guoliang, Huang Dongping, Zhang Chunlu. Steady State Simulation of Transcritical Carbon Dioxide Automobile Air-Conditioner[J].Journal of Engineering Thermophysics, 2001,22(3):272-274.)

[9] 黃冬平. 跨臨界二氧化碳制冷系統特性分析[D]. 上海：上海交通大學, 2001.

[10] 陸平, 陳江平, 陳芝久. 微通道平行流氣冷器流量分配的數值模擬[J]. 應用科學學報, 2007, 25(3):317-322.(Lu Ping, Chen Jiangping, Chen Zhijiu. Omputational Fluid Dynamics Simulation of Flow Distribution in a Gas Cooler with Micro-channel Parallel Flow[J]. Journal of applied sciences, 2007, 25(3):317-322.)

[11] 張仙平,王鳳坤,范曉偉,等. CO2跨臨界循環熱泵熱水器用氣冷器的優化設計[J]. 流體機械, 2008, 36(3):81-85.(Zhang Xianping, Wang Fengkun,Fan Xiaowei,et al.Optmial Design of Gas Cooler Applied in CO2Transcritical Cycle Heat Pump Water Heater[J]. Fluid Machinery, 2008, 36(3):81-85.)

[12] 呂靜,周傳煜,王偉峰.跨臨界CO2熱泵熱水器的應用研究[J].節能,2008,318(1):10-13. (Lü Jing, Zhou Chuanyu,Wang Weifeng. Application research on CO2Transcritical Cycle Heat Pump Water Heater[J]. Energy Conservation, 2008, 318(1):10-13.)