CO2微通道氣冷器流量分配和換熱特性的數值模擬及驗證

繼凱

(1 上海理工大學環境與建筑學院 上海 200093； 2 北京凱昆廣勝新能源電器有限公司 北京 101300)

自然工質CO2對環境無污染，單位容積制冷量大，在制冷循環、熱泵循環中得到廣泛應用[1-3]。與常規換熱器相比，CO2與微通道換熱器相結合可有效提高換熱效率[4-5]。國內外研究者對CO2微通道氣冷器流動和傳熱性能進行了模擬研究。Liao Shengming等[6]數值研究了超臨界CO2微通道管內層流流動換熱特性，給出了在加熱和冷卻條件下不同微細管內的速度剖面曲線、溫度剖面曲線和Nu值，結果表明超臨界換熱和普通換熱有很大差別。陸平等[7]數值模擬研究了微通道平行流氣冷器內部流量分布特性，發現扁管長度、進口集管與扁管組合尺寸及出口集管與扁管組合尺寸對氣冷器內部扁管之間的流量分配不均勻度有很大影響，但忽略了研究CO2運行參數對流量分配的影響。巫江虹等[8]利用分解模型方法對扁管和集管分別建立模型，模擬結果與實驗結果相吻合，結果表明隨著CO2進口質量流量的增大，扁管內最大流量不均勻度急劇下降，并采用編程的模擬方法，未涉及氣冷器本身結構參數對CO2的傳熱影響。

為進一步優化CO2微通道氣冷器結構和研究其換熱特性，根據文獻[8-9]，本文采用分解模型的方法數值模擬CO2微通道氣冷器，研究了氣冷器結構參數和CO2運行參數對CO2微通道氣冷器流量分配和換熱的影響。

1 CO2微通道氣冷器模型

1.1 物理模型

圖1所示為微通道氣冷器結構，圖2所示為微通道扁管截面圖。該微通道氣冷器由左右兩根集流管組成，分別為進口集流管和出口集流管，長度和管徑為320 mm和160 mm，在兩根集流管上分別對應著入口管和出口管，管徑均為8 mm，兩根集流管中間由31根扁管組成，每根扁管長、寬、厚分別為500、12、1.4 mm，扁管間距為9.4 mm，在每根扁管中有9個微通道小孔，孔徑為0.68 mm。圖3所示為氣冷器扁管插入集流管截面圖，來自壓縮機的CO2過熱蒸氣由入流管進入集流管，然后流入各扁管中與外側空氣換熱，后匯入出口集流管。由于現有計算機的計算能力的限制，本文的三維計算中，僅模擬CO2在微通道氣冷器中的內部流動和換熱，簡化了空氣側百葉窗翅片結構，空氣側邊界溫度與換熱均按文獻[10-11]所編制的Matelab計算求得，作為模擬的邊界條件。

1入口管；2集流管；3扁管；f扁管插入集流管深度(mm)。圖3 扁管插入集流管截面Fig.3 The cross section of a flat tube inserted into a header of the collector tube

1.2 網格劃分

考慮計算精度和計算機運行能力，在扁管流軸向上進行拉伸層網格，由于集流管內換熱較小，需要考慮的因素主要有集流管內壓降及CO2氣體在內部分布情況。因此本文將集流管與扁管分開模擬，將集流管出口狀態作為扁管進口狀態，進行初始化計算，減少Fluent計算時間。集流管網格模型如圖4所示，扁管網格模型如圖5所示。

圖4 集流管網格模型Fig.4 The grid model of collector tube

1.3 設置求解模型

基于多孔介質的微尺度化流場的數值計算，需要匹配最合適的湍流模型。本文在微尺度流動數值模擬研究中主要采用k-ε模型和k-ω[12-13]模型這兩類湍流模型進行計算。針對扁管換熱區域，擬采用多孔介質模型。制冷劑在多孔介質區域流動過程的壓力損失由多孔介質區域的動量方程決定，實際上多孔介質的動量方程具有附加的動量源項，一部分是黏性損失項，另一部分是慣性損失項。黏性損失系數及慣性損失系數的計算為：

ΔΡi=-KiUi

(1)

Ki=αi|Ui|+βi

(2)

式中：Ui為i方向的滲透量；αi為黏性阻力系數；βi為慣性阻力系數。

1.4 邊界條件

模擬計算時將集流管與扁管分開，首先在集流管內模擬內部流量分配。由于在集流管內換熱量近似為0，所以不考慮集流管內的換熱。模擬集流管內制冷劑的分布情況時，采用質量流量進口邊界條件與流量出口邊界條件，將模擬的每根扁管內的出口流量當作扁管的入口流量進行模擬。

為了評價31根扁管內的流量分配特性，由上至下將扁管依次編號，并利用方差來衡量扁管流量分配不均勻度S[14]，其定義式為：

(3)

2 計算與分析

2.1 集流管結構參數對流量分配的影響

2.1.1扁管插入集流管深度對流量分配的影響

扁管通過插入和釬焊固定在集流管上，需要插入集流管一定的深度(圖3)，f分別為4、5、6 mm，入口制冷劑質量流量為72 kg/h，入口壓力為10 MPa。不考慮入口段的換熱，由于在過熱區CO2物性參數均隨著溫度而變化，先擬合密度隨溫度的變化，模擬時再設置密度隨溫度而變化，用變密度的單相過熱制冷劑蒸氣進行計算分析。

圖6所示為f分別為4、5、6 mm時，扁管內的質量流量分布，可知3種情況下扁管內質量流量相近，表1表示不同插入深度下入口管在集流管1/2和1/6處質量流量方差，可知6種情況下方差均較小，可能由于入口處CO2均為氣體，所以不會發生液體向下氣體向上的流動狀況，因此質量流量分配較為均勻，但相對而言，當f=4 mm時方差最小，此時質量流量分配最為均勻。從圖6中還發現在靠近入口管位置(5號扁管處)時，f=4 mm扁管內分配質量流量較其他兩種情形最小，僅為2.47 kg/h，這是因為扁管距離入口管位置遠，其中流通面積大，流速降低，使CO2流進扁管的動壓減小，分配的質量流量也變少，這樣其他扁管分配的質量流量較多，因此整體來看該結構質量流量分配最均勻。而其余兩種結構類型靠近入口管近的扁管內質量流量明顯高于遠離入口管內扁管質量流量，31號扁管質量流量低至 2.30 kg/h。表明該換熱器f=4 mm時為最優的結構，換熱效果最好。

圖6 不同插入深度時的扁管質量流量分布Fig.6 The mass flow distribution under different insertion depths

2.1.2入口管位置對質量流量分配的影響

制冷劑進口約位于5號扁管之間的位置，這里嘗試把進口移動到集管1/2處，即在16號扁管的位置。本文選取f分別為4、5、6 mm時在集管1/2和1/6處進行計算分析，由于入口端的制冷劑均處于氣相狀態，因此入口端局部計算采用氣態單相變密度模型，不考慮換熱，僅考慮流動和扁管質量流量分配，計算結果如表1所示。可知在1/2入口處的方差均高于1/6入口處，所以相對而言1/6入口處質量流量分配更均勻，這與之前學者得出的結論相反，主要是因為之前研究的是蒸發器側分液不均，液體流進集流管后會在重力影響下自動向下流，造成分液不均[15-16]。但在氣冷器側，流入集流管的是過熱蒸氣，所以重力影響相對較小，不會造成嚴重的分流不均現象。所以f=4 mm、入口管在集流管1/6處是最優的結構。

表1 不同插入深度下入口管在集流管1/2和1/6位置處質量流量不均勻度Tab.1 Mass flow inhomogeneity at the 1/2 and 1/6 position of the inlet pipe under different insertion depths

2.2 CO2運行參數對扁管換熱的影響分析

2.2.1CO2質量流量對換熱性能的影響

扁管換熱模擬中取CO2流體質量流量分別為2.3、2.4、2.5 kg/h，CO2入口壓力為10 MPa；入口溫度為369 K，分析不同超臨界CO2流體質量流量對CO2微通道換熱器換熱性能的影響。圖7所示為不同質量流量時，CO2溫度隨管長的變化，可知隨著CO2質量流量的增加，CO2出口溫度減小。如當入口質量流量為2.5 kg/h時出口溫度較低，為49.5 ℃，當入口質量流量為2.3 kg/h時出口溫度為51.7 ℃，說明隨著質量流量的升高，換熱量增加，導致CO2出口溫度降低。圖8所示為CO2換熱量隨質量流量的變化。可知換熱量隨著質量流量的增加而增大，大致呈直線變化，其中質量流量為2.5 kg/h時的換熱量比質量流量為2.3 kg/h時的換熱量高21.4%。

圖7 不同質量流量時CO2溫度隨管長的變化Fig.7 The CO2 temperature changes with length of flat tube

圖8 CO2換熱量隨質量流量的變化Fig.8 CO2 heat exchange changes with mass flow

2.2.2CO2入口溫度對換熱性能的影響

為驗證模擬的準確性，搭建CO2微通道氣冷器實驗臺[17-18]。如圖9所示，該實驗系統主要由壓縮機、氣冷器、中間換熱器、節流閥、蒸發器及氣液分離器組成。各部件之間采用銅管(或鋁管)和高壓橡膠管連接成一個密閉系統，在該微通道換熱器進出口安裝鉑電阻及壓力變送器，因此溫度是最主要的參數，氣冷器出入口處均安裝溫度傳感器，用于測量制冷劑進出口狀態。同時在氣冷器管壁表面固定熱電偶，由于在管壁表面做了保溫措施，則管壁溫度接近制冷劑溫度。為了準確測量微通道氣冷器沿程的管壁溫度，采用環氧樹脂AB膠膠黏劑將熱電偶固定在管壁表面，充分凝固后在其表面添加保溫棉，以保證測量更為精確。對傳感器標定和實驗臺檢查調試完畢后，開始實驗。1)打開焓差室相關數據采集系統，設定實驗值，待焓差室空氣溫度、濕度穩定后打開熱泵機組，啟動汽車空調系統，打開氣冷器與蒸發器側風機，穩定后打開壓縮機，開啟數據采集系統，觀察壓縮機高低壓變化，手動控制電子膨脹閥控制器，調節電子膨脹閥開度，使超臨界CO2達到工況所需壓力，電子膨脹閥開度分為480檔，在必要時可通過啟用普通手動閥輔助調節；2)再通過系統的預熱器來調節CO2的入口溫度，待運行穩定后，采集數據；3)系統穩定運行一段時間后，保存實驗數據，關閉壓縮機，5～10 min后關閉風機系統，改變工況重復上述步驟。

圖9 CO2微通道制冷系統實驗臺Fig.9 CO2 micro-channel refrigeration system test bed

選取第4、15、30層沿著扁管流動方向的壁面溫度，當入口壓力為10 MPa，入口流量為2.4 kg/h，迎面空氣溫度為30 ℃，相對濕度為55%時，設定CO2入口溫度分別為90.3、95.9、101.7 ℃，通過實驗和模擬分析不同CO2入口溫度對微通道換熱器換熱性能的影響。由圖10可知，該模型壁面溫度模擬的初始值等于實驗值，其余位置處的壁面溫度模擬值與實驗值雖然出現了不同程度的偏離，但相差較小，3種不同入口溫度下模擬值與實驗值的溫差均小于10%，在合理誤差范圍之內，驗證了模擬的準確性；隨著CO2入口溫度的升高，CO2的出口溫度不斷升高，這是由于隨著CO2入口溫度的升高，升高了空氣側與CO2側的溫差，增加了溫差驅動力，使換熱量增加；CO2入口溫度越高，管長開始段溫度下降越快，在扁管長130 mm(扁管長度1/3處)前下降較快，130 mm后下降比較緩慢，400 mm后，溫差變化不大，考慮到微通道換熱器的安放及經濟性，并不是管長越長越好。

圖10 CO2不同入口溫度時壁面溫度模擬值與實驗值對比Fig.10 Comparison on simulated and experimental data of wall surface temperature at different CO2 inlet temperatures

3 結論

本文針對微通道換熱器，利用分解模型的方法在Fluent中分別建立入口管、集流管和扁管模型，大大縮短了微通道換熱器建模和劃分網格時間，提高了建模效率，得到如下結論：

1)當f=4 mm和入口管在集流管1/6處時流量分配最均勻，此時扁管插的越深對流量分配越不利，微通道氣冷器流量分配受重力影響作用比微通道蒸發器小很多。

2)改變CO2運行參數，發現隨著CO2質量流量的增加，扁管內換熱量也增加。

3)隨著CO2入口溫度的升高，CO2從入口到出口溫度降低的幅度減小，提高了CO2的出口溫度，這是由于在其他條件不變的情況下，CO2入口溫度的升高，增大了空氣側與CO2側的溫差，增加了溫差驅動力，使換熱量增加。

4)通過實驗驗證表明，在不同CO2入口溫度條件下，微通道扁管壁面溫度實驗值與模擬值誤差在10%以內，驗證了模擬的準確性。