風(fēng)速對不同流路數(shù)CO2蒸發(fā)器性能的影響

葉夢瑩 顧 眾 謝 晶,2,3 陳旭升

(1 上海海洋大學(xué)食品學(xué)院 上海冷鏈裝備性能與節(jié)能評價專業(yè)技術(shù)服務(wù)平臺 上海 201306；2 上海水產(chǎn)品加工及貯藏工程技術(shù)研究中心 上海 201306；3 食品科學(xué)與工程國家級實驗教學(xué)示范中心(上海海洋大學(xué)) 上海 201306；4 浙江英諾綠能科技有限公司 杭州 310051)

改變流路布置是提高換熱器性能的一種有效途徑。不同流路布置換熱器的制冷劑壓降[1]、制冷劑流量分布[2]、換熱均勻性[3]、傳熱速率[4]、重力效應(yīng)[5]等均會對換熱效果產(chǎn)生一定的影響。C.M.Joppolo等[6]研究結(jié)果表明調(diào)整翅片管冷凝器流路布置可提高傳熱速率，并減少制冷劑充注量。陳軼光等[7]提出空氣源燃?xì)鈾C(jī)熱泵的性能隨著翅片管換熱器流路數(shù)的增加而提高，采用14流路換熱器的熱泵性能比采用7流路時提高約7%。胡莎莎等[8]的研究結(jié)果表明R134a車用空調(diào)中采用4流路微通道冷凝器的換熱量和制冷劑側(cè)壓降比2流路冷凝器分別增加66.7%和75%，同時，不同流路布置對制冷劑分布均勻性也有影響。孫志利等[9]對冷庫用R404A翅片蒸發(fā)器的研究表明流路數(shù)增加可導(dǎo)致制冷劑分配不均而使制冷量降低，且該影響遠(yuǎn)大于蒸發(fā)器傳熱性能提高對制冷量的影響。臧潤清等[10]提出在較高風(fēng)速下增加合流點次數(shù)可使R404A風(fēng)冷冷凝器的換熱量增加。李曉靜等[11]研究結(jié)果表明風(fēng)冷式冷凝器在低質(zhì)量流量區(qū)域，選擇合流管路更具優(yōu)勢。張東輝等[12]研究表明空調(diào)系統(tǒng)中R410A冷凝器的最佳并管區(qū)間為干度0.1～0.4位置。H.Y.Ye等[13]提出一種基于熵產(chǎn)最小化的翅片管式蒸發(fā)器流路設(shè)計方法，可有效提高傳熱性能。而W.J.Lee等[14]否定了熵產(chǎn)最小化法，提出根據(jù)制冷劑側(cè)和空氣側(cè)熱阻平衡條件確定翅片管蒸發(fā)器最佳流路數(shù)的新方法。由此可見，目前對不同流路布置換熱器的性能提升研究主要集中在流路數(shù)、合流點位置對換熱性能的影響以及最優(yōu)流路設(shè)計方法。

CO2具有來源豐富、化學(xué)性能穩(wěn)定、單位容積制冷量較高、運動黏度低等優(yōu)點，作為一種新型綠色制冷劑已被越來越多研究人員關(guān)注。但由于CO2的特殊熱物理性質(zhì)以及其蒸發(fā)壓力為常規(guī)制冷劑的7～10倍，使CO2沸騰換熱特性與常規(guī)制冷劑不同，因此CO2蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)設(shè)計也是制冷領(lǐng)域的一個挑戰(zhàn)[15]。而現(xiàn)有CO2蒸發(fā)器研究主要集中在模型建立、理論計算和CO2流動狀態(tài)的微觀機(jī)理研究[16]。對CO2蒸發(fā)器流路布置的相關(guān)研究較少，其運行規(guī)律仍未得到有效揭示。針對上述問題，本文研究了風(fēng)速對不同流路數(shù)CO2翅片管蒸發(fā)器換熱性能的影響，為CO2蒸發(fā)器優(yōu)化設(shè)計和實驗研究提供理論基礎(chǔ)。

1 CO2蒸發(fā)器仿真模型

1.1 幾何結(jié)構(gòu)模型

圖1所示為CO2翅片蒸發(fā)器幾何結(jié)構(gòu)示意圖(以12流路為例)，換熱管和翅片垂直布置。在蒸發(fā)器中，制冷劑與空氣分別于管內(nèi)外壁發(fā)生對流換熱以及存在管壁和翅片的導(dǎo)熱，隨著空氣在百葉窗翅片通道間的流動將冷量帶出蒸發(fā)器。為更好地體現(xiàn)制冷劑和空氣流動對換熱器性能的影響，本文采取分布參數(shù)模型。將蒸發(fā)器分解為四個層次：蒸發(fā)器模型、流路模型、換熱管模型以及微元模型，蒸發(fā)器幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖1 CO2蒸發(fā)器模型的四個層次

表1 蒸發(fā)器幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)

1.2 控制方程

由于蒸發(fā)器被分解成多個微元控制體，所以按制冷劑流動順序依次求解各微元模型，并在蒸發(fā)器層面迭代計算特定參數(shù)，即可得到蒸發(fā)器內(nèi)部流動換熱情況。因此需要聯(lián)立微元控制方程及相鄰微元間的參數(shù)耦合關(guān)系。為便于計算，提出一些合理假設(shè)：1)蒸發(fā)器內(nèi)傳熱過程均為穩(wěn)態(tài)傳熱；2)忽略換熱管的軸向?qū)嵋约皬澒艿膿Q熱；3)管內(nèi)制冷劑流動為沿管道軸向一維流動；4)空氣流動方向與翅片平行；5)風(fēng)量分布為均勻分布。以下是單個微元控制體的制冷劑側(cè)及空氣側(cè)及控制方程。

質(zhì)量守恒方程：

min=mout

(1)

能量守恒方程：

Q=m(hin-hout)

(2)

Qr+Qa=0

(3)

制冷劑側(cè)動量守恒方程：

(4)

空氣側(cè)壓降動量守恒方程：

(5)

濕空氣含濕量方程：

-madWa=hd(Wa-Ww)dAa

(6)

傳質(zhì)系數(shù)：

(7)

管壁長度：

(8)

基于制冷劑側(cè)傳熱面積的總傳熱系數(shù)：

(9)

1.3 控制方程的求解

本文采用順序法迭代求解蒸發(fā)器模型。首先計算制冷劑入口的第一個微元，計算結(jié)束后該微元的出口參數(shù)即為下個微元的進(jìn)口參數(shù)，依次計算各微元，直至同一換熱管最后一個微元控制計算完畢，該換熱管的換熱量為各微元換熱量之和，制冷劑壓降為各微元制冷劑壓降之和。其次，依次計算同一流路中的各換熱管，直至該流路計算完畢，流路模型的出口參數(shù)即為最后一根換熱管的出口參數(shù)。重復(fù)上述過程，計算所有流路。然后，對比所有流路的制冷劑壓降是否相同，若不同，則需要通過調(diào)整各流路制冷劑流量分配比例Fm，i使各流路壓降相同。調(diào)整過程假設(shè)各流路流量比例與該流路制冷劑壓降的根號之比為常數(shù)Ri[17]。此外，可根據(jù)絕熱混合假設(shè)計算蒸發(fā)器模型出口焓值hr,out。最后，輸出蒸發(fā)器模型計算結(jié)果。圖2所示為蒸發(fā)器計算邏輯流路圖。

圖2 蒸發(fā)器模型算法邏輯流路圖

常數(shù)Ri計算式：

(10)

各流路制冷劑流量分配比例：

(11)

(12)

制冷劑出口焓值：

(13)

1.4 仿真工況

本文模擬研究對象為不同流路數(shù)CO2翅片管蒸發(fā)器。為充分研究風(fēng)速與流路數(shù)對蒸發(fā)器性能的影響，選取了8組不同風(fēng)速條件工況和5種流路布置，流路布置如圖3所示，分別為4流路、6流路、8流路、12流路和24流路。蒸發(fā)器仿真參數(shù)如表2所示。

圖3 CO2蒸發(fā)器流路布置

表2 CO2翅片管式蒸發(fā)器仿真參數(shù)

2 模型驗證

為了驗證CO2蒸發(fā)器模型的準(zhǔn)確性和可靠性，在風(fēng)速為2.5 m/s工況下對某公司CO2預(yù)冷機(jī)產(chǎn)品進(jìn)行測試，并對各參數(shù)的實驗值與模擬值進(jìn)行對比，圖4所示為CO2預(yù)冷機(jī)實物圖，圖5所示為蒸發(fā)器實物圖。

圖4 CO2預(yù)冷機(jī)實物

圖5 蒸發(fā)器實物

實驗測量儀器的量程及精度參數(shù)如表3所示。

表3 測量儀器參數(shù)

CO2蒸發(fā)器參數(shù)的實驗值與模擬值的對比結(jié)果如表4所示。由表4可知，各參數(shù)的實驗值和模擬值的相對誤差在±4%范圍內(nèi)。因此，本文建立蒸發(fā)器仿真模型滿足精度要求，可用于CO2蒸發(fā)器換熱性能的研究。

表4 CO2蒸發(fā)器參數(shù)實驗值與模擬值對比

3 結(jié)果分析和討論

3.1 風(fēng)速對不同流路數(shù)蒸發(fā)器制冷劑側(cè)壓降的影響

圖6所示為風(fēng)速對不同流路數(shù)的蒸發(fā)器制冷劑側(cè)壓降隨迎面風(fēng)速的變化。由圖6可知，隨著迎面風(fēng)速增大和流路數(shù)減少，制冷劑壓降增大。這是因為隨著迎面風(fēng)速的增加，空氣的流動換熱擾動增強(qiáng)，對流換熱增強(qiáng)，蒸發(fā)器內(nèi)相變速率加快，管內(nèi)制冷劑流速隨著體積的增加而增大，同時蒸發(fā)器不同流路的制冷劑流量分布不均，制冷劑氣體無法及時排出，制冷劑流動阻力增大，因此制冷劑壓降增大。隨著流路數(shù)的減少，每條流路長度增加，表面摩擦阻力顯著增大，制冷劑壓降隨之增加。因此隨風(fēng)速的增大和流路數(shù)的減少，蒸發(fā)器制冷劑側(cè)壓降增大。由圖6可知，選擇低風(fēng)速條件的同時選擇較多流路數(shù)的蒸發(fā)器可有效降低制冷劑壓降，減少能量損失，在一定程度上提高蒸發(fā)器效率。

圖6 風(fēng)速與蒸發(fā)器制冷劑側(cè)壓降的關(guān)系

3.2 風(fēng)速對不同流路數(shù)蒸發(fā)器換熱量的影響

圖7所示為不同流路數(shù)的蒸發(fā)器換熱量隨風(fēng)速的變化。由圖7可知，隨著迎面風(fēng)速增大和流路數(shù)增多，蒸發(fā)器換熱量增大。此外，蒸發(fā)器換熱量增幅隨風(fēng)速的增加而減小。這是因為當(dāng)風(fēng)速較小時，冷室內(nèi)的空氣與制冷劑換熱不充分，使蒸發(fā)器整體傳熱系數(shù)較小，換熱量隨之減小。當(dāng)風(fēng)速增大時，空氣帶走較多冷量，傳熱系數(shù)增大，同時結(jié)合壓降與風(fēng)速關(guān)系可知風(fēng)速較大時，蒸發(fā)器壓降較高導(dǎo)致制冷劑內(nèi)兩相區(qū)域飽和溫度降低，傳熱溫差增大，傳熱效果增強(qiáng)，換熱量增大。而蒸發(fā)器內(nèi)流路數(shù)越少，即流路長度越長，換熱管過熱區(qū)和兩相區(qū)長度均增加，但過熱區(qū)長度增幅較大，導(dǎo)致蒸發(fā)器傳熱系數(shù)減小，總換熱量隨之小。因此，蒸發(fā)器換熱量隨著風(fēng)速的增大和流路數(shù)的增加而增大。但根據(jù)蒸發(fā)器換熱量增長率隨風(fēng)速的增大而減小的變化關(guān)系可知，無限增大風(fēng)量并不能有效增加蒸發(fā)器換熱量，此時蒸發(fā)器換熱量的變化受限于制冷劑質(zhì)量流量不足、出口過熱度大及壓降的升高。因此選擇合適的風(fēng)速有利于加強(qiáng)換熱及降低功耗，根據(jù)圖7曲線增長趨勢可推斷出使得合適風(fēng)速范圍為2.5～3.5 m/s。同時，蒸發(fā)器設(shè)計時在合理范圍內(nèi)選擇較多流路數(shù)能有效提升蒸發(fā)器換熱性能，在本次實驗中CO2蒸發(fā)器選取24流路為最佳設(shè)計方案。

圖7 風(fēng)速與蒸發(fā)器換熱量的關(guān)系

3.3 流路數(shù)對蒸發(fā)器溫度分布的影響

圖8所示為在3.5 m/s風(fēng)速時不同流路數(shù)蒸發(fā)器內(nèi)的空氣溫度分布。由圖8可知，隨著蒸發(fā)器流路數(shù)的減少，蒸發(fā)器內(nèi)空氣溫度分布呈現(xiàn)不均勻性增大趨勢。這是因為當(dāng)蒸發(fā)器的流路數(shù)少，即流路長度較長時，流路的沿程壓降較大，同一流路中各換熱管溫差較大，空氣與不同溫度換熱管換熱效果不同，因此即使空氣在蒸發(fā)器內(nèi)冷卻時間相同，其溫度變化仍存在差異。由上述分析可知，在合理范圍內(nèi)選擇較大流路數(shù)有利于改善蒸發(fā)器內(nèi)換熱均勻性。

圖8 流路數(shù)對蒸發(fā)器溫度分布的影響

針對蒸發(fā)器換熱不均勻性問題，結(jié)合前人對換熱器合流點的研究，提出制冷劑流路中適當(dāng)設(shè)置合流點或分流點是優(yōu)化蒸發(fā)器換熱均勻性和換熱性能的重要措施之一，為蒸發(fā)器流路布置進(jìn)一步優(yōu)化提出合理建議。

3.4 風(fēng)速對不同流路數(shù)蒸發(fā)器傳熱系數(shù)的影響

圖9所示為不同流路數(shù)的蒸發(fā)器傳熱系數(shù)隨風(fēng)速的變化，圖中傳熱系數(shù)隨風(fēng)速的變化趨勢與基于換熱量的傳熱系數(shù)分析基本一致，蒸發(fā)器傳熱系數(shù)隨著風(fēng)速的增加而增加，而在一定風(fēng)速下的蒸發(fā)器傳熱系數(shù)隨流路數(shù)的減少呈先增后減趨勢。由圖9可知，在相同風(fēng)速下，24管路蒸發(fā)器的傳熱系數(shù)最小，但由圖7可知其換熱量最大，這是因為當(dāng)蒸發(fā)器管路被分成24流路時，換熱管內(nèi)壓降小，制冷劑流速小，則管內(nèi)側(cè)傳熱熱阻較大，而管壁熱阻和管外側(cè)熱阻值與其他蒸發(fā)器接近，如圖10在3.0 m/s風(fēng)速條件下蒸發(fā)器熱阻分布圖所示。因此，24流路蒸發(fā)器的總體傳熱系數(shù)最小，但換熱管兩相區(qū)域長度增加，發(fā)生潛熱交換的面積增大，因此換熱量增大。

圖9 風(fēng)速與蒸發(fā)器傳熱系數(shù)的關(guān)系

圖10 流路數(shù)與蒸發(fā)器熱阻的關(guān)系

4 結(jié)論

本文應(yīng)用參數(shù)分布模型研究了蒸發(fā)溫度為-25 ℃、風(fēng)速為0.5～4.0 m/s條件下5種流路數(shù)CO2翅片管蒸發(fā)器換熱性能的變化。得到如下結(jié)論：

1)對比CO2翅片管蒸發(fā)器的實驗結(jié)果與相同條件下的模擬結(jié)果可知，換熱量、制冷劑壓降及空氣側(cè)壓降等參數(shù)的相對誤差均在±4%以內(nèi)，蒸發(fā)器仿真模型滿足精度要求，可用于CO2蒸發(fā)器換熱性能的研究。

2)不同流路數(shù)蒸發(fā)器的換熱量、制冷劑壓降及傳熱系數(shù)均隨著迎面風(fēng)速的增大而增大，而其增幅隨著風(fēng)速的增大而減小。綜合考慮不同流路數(shù)蒸發(fā)器的換熱效果及能耗可得最佳風(fēng)速范圍為2.5～3.5 m/s。

3)在一定風(fēng)速條件下，隨著蒸發(fā)器流路數(shù)增加，蒸發(fā)器制冷劑側(cè)壓降減小，換熱量增大，同時換熱均勻性增強(qiáng)。蒸發(fā)器設(shè)計時在合理范圍內(nèi)選擇較多流路數(shù)能有效提升蒸發(fā)器換熱性能，在本次實驗中CO2蒸發(fā)器選取24流路為最佳設(shè)計方案。

本文受上海市科委科技創(chuàng)新行動計劃(19DZ1207503)和上海市科委公共服務(wù)平臺建設(shè)項目(20DZ2292200)資助。(The project was supported by Science and Technology Innovation Action Plan of Shanghai Science and Technology Commission(No.19DZ1207503)& Public Service Platform Construction Project of Shanghai Science and Technology Commission(No.20DZ2292200).)

符號說明

m——流體質(zhì)量流量，kg/s

h——焓值，kJ/kg

Q——換熱量，W

Δp——壓降，kPa

A——面積，m2

G——定義在橫截面上的流體質(zhì)量通量，kg/(s·m2)

v——比體積，m3/kg

f——摩擦系數(shù)

L——微元體長度，m

d——換熱管內(nèi)徑，m

σ——最小流通面積與迎風(fēng)面積之比

ρ——密度，kg/m3

ρm——密度平均值，kg/m3

Wa——計算微元空氣側(cè)的平均含濕量，kg/(kg干空氣)

Ww——管外側(cè)壁面溫度對應(yīng)的濕空氣飽和含濕量，kg/(kg干空氣)

hd——傳質(zhì)系數(shù)

Le——Lewis數(shù)，通常取值在0.9～1.0之間

R——熱阻，m2·K/W

cp——定壓比熱容，J/(kg·K)

U——基于制冷劑側(cè)換熱面積的總傳熱系數(shù)，W/(m2·K)

α——表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)

下標(biāo)

in——進(jìn)口

out——出口

r——制冷劑

a——空氣

c——空氣側(cè)流通截面

j——管內(nèi)

w——管壁