二氧化碳套管式氣體冷卻器換熱性能的實(shí)驗(yàn)研究

呂 靜 徐 峰 王金雨 朱思倩 石冬冬

(上海理工大學(xué)環(huán)境與建筑學(xué)院 上海 200093)

近年來(lái)CO2熱泵熱水器在國(guó)內(nèi)外發(fā)展迅速，成為一項(xiàng)很有前途的新技術(shù)，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(tǒng)的性能及運(yùn)行經(jīng)濟(jì)效率。本文在已有的CO2熱泵系統(tǒng)上設(shè)計(jì)了一套矩形螺旋套管式氣體冷卻器，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了氣體冷卻器的入口壓力、進(jìn)水流量和進(jìn)水溫度對(duì)換熱器的傳熱系數(shù)、換熱量、COP以及換熱器效能的影響。

1 CO2氣體冷卻器國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀

1.1 國(guó)外研究現(xiàn)狀

Tri Lam Ngo等[1]對(duì)超臨界CO2微通道換熱器進(jìn)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(tǒng)z型翅片微通道換熱器Nu和壓降的關(guān)聯(lián)式，同時(shí)還對(duì)模擬結(jié)果進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)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(guò)350多個(gè)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)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(guò)單板不同流程和管子數(shù)組合以及單板與多板的模擬比較發(fā)現(xiàn)，較好的設(shè)計(jì)是單板3通道；多板又優(yōu)于單板。

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

Yin Jian Min等[2,4]采用有限元方法對(duì)CO2-空氣冷卻器進(jìn)行了分析，提出兩個(gè)氣體冷卻器的設(shè)計(jì)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(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀

天津大學(xué)楊俊蘭等[5]建立了殼管式CO2氣體冷卻器分布參數(shù)計(jì)算模型，對(duì)CO2制冷劑出口溫度、冷卻水出口溫度和換熱量進(jìn)行了模擬計(jì)算，通過(guò)模擬結(jié)果和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)比較，驗(yàn)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(zhǎng)對(duì)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(zhǎng)管長(zhǎng)。

中南大學(xué)饒政華等[6]建立了微通道氣體冷卻器模型，模擬了管內(nèi)CO2和空氣側(cè)的流動(dòng)和換熱，比較多種工況下的模擬結(jié)果和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，驗(yàn)證了模型的正確性，并運(yùn)用模型分析了各種參數(shù)對(duì)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(chǎn)數(shù)為評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)氣體冷卻器里的流體溫差傳熱和摩擦導(dǎo)致的不可逆性進(jìn)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(nèi)部結(jié)構(gòu)。

上海交通大學(xué)丁國(guó)良等[8-9]根據(jù)美國(guó)空調(diào)制冷中心(ACRC)的CO2汽車空調(diào)制冷裝置樣機(jī)及其實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)CO2汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)建立了穩(wěn)態(tài)集中參數(shù)模型和對(duì)微通道氣體冷卻器建立了分布參數(shù)模型，并比較了兩種模型的計(jì)算結(jié)果。

陸平等[10]通過(guò)CFD方法,對(duì)微通道平行流氣體冷卻器內(nèi)部流量分布特性進(jìn)行了仿真研究，研究發(fā)現(xiàn)扁管長(zhǎng)度、進(jìn)口集管和扁管組合尺寸以及出口集管與扁管組合尺寸對(duì)氣體冷卻器內(nèi)部扁管之間的流量分配不均勻度有很大影響。

東華大學(xué)張仙平等[11]建立了CO2跨臨界循環(huán)熱泵熱水器套管式氣體冷卻器的穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)模型，以換熱器的熱重比和壓降為評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)其結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了敏感性分析。

上海理工大學(xué)呂靜等[12]搭建了一臺(tái)跨臨界CO2熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺(tái)，采用Srinivas換熱關(guān)聯(lián)式設(shè)計(jì)了一套臥式殼管式換熱器。通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了冷凍水進(jìn)口溫度、循環(huán)流量，熱水循環(huán)進(jìn)口溫度、循環(huán)流量等參數(shù)對(duì)系統(tǒng)制熱性能的影響。

從國(guó)內(nèi)外CO2氣體冷卻器的研究現(xiàn)狀分析可知，針對(duì)微通道管翅式氣體冷卻器的實(shí)驗(yàn)和仿真研究較多，而由于加工技術(shù)水平、實(shí)驗(yàn)條件等的限制，對(duì)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(guò)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(nèi)外管長(zhǎng)度均為1.26 m，外管內(nèi)徑為14 mm，壁厚為1 mm，內(nèi)管內(nèi)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(duì)三種模型進(jìn)行數(shù)值模擬，三種模型的邊界條件均為：CO2側(cè)進(jìn)口邊界條件為質(zhì)量進(jìn)口，出口邊界條件為壓力出口；水側(cè)進(jìn)口邊界條件為質(zhì)量進(jìn)口，出口邊界條件為壓力出口。工作壓力均為8 MPa。

2.2 評(píng)價(jià)指標(biāo)

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(lái)評(píng)價(jià)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(cè)壓降，kPa。

在進(jìn)行換熱量計(jì)算時(shí)認(rèn)為超臨界CO2放出的熱量等于水所吸收的熱量即：

(2)

2.3 數(shù)值模擬結(jié)果對(duì)比與分析

表1 不同形狀氣體冷卻器數(shù)值模擬結(jié)果

從表1可知，在相同模擬工況下，CO2和水經(jīng)過(guò)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(duì)于換熱量來(lái)說(shuō)，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(nèi)流動(dòng)時(shí)，速度場(chǎng)是同心圓，分布均勻；而在螺旋管內(nèi)流動(dòng)時(shí)由于離心力作用流速發(fā)生旋轉(zhuǎn)，同時(shí)出現(xiàn)垂直于主流的二次流，破環(huán)了內(nèi)壁面上的溫度邊界層，從而強(qiáng)化了流體的換熱效果，故螺旋管的換熱量遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于直管。對(duì)于壓降來(lái)說(shuō)，超臨界CO2流過(guò)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(guò)螺旋段時(shí)，受到不斷變化的離心力的影響，產(chǎn)生二次渦流的現(xiàn)象，從而導(dǎo)致流體在螺旋管內(nèi)的摩擦阻力遠(yuǎn)大于流體在直管內(nèi)的摩擦阻力，故CO2在流過(guò)相同長(zhǎng)度的螺旋管的壓降遠(yuǎn)大于流過(guò)直管的壓降。

從以上分析可知，單獨(dú)的從換熱量和壓降兩個(gè)方面并不能判定哪種形式的套管式氣體冷卻器性能較優(yōu)。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(yōu)。

圖5 不同形狀氣體冷卻器的單位壓降換熱量

3 實(shí)驗(yàn)與分析

3.1 套管式氣體冷卻器的設(shè)計(jì)

根據(jù)以上分析，本文設(shè)計(jì)了一套矩形螺旋套管式氣體冷卻器，根據(jù)管內(nèi)套管數(shù)對(duì)氣體冷卻器熱重比和壓降的影響[11]，管內(nèi)套管數(shù)采用三管。其結(jié)構(gòu)參數(shù)為：管長(zhǎng)13 m，外管Φ16 ×1 mm，內(nèi)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(nèi)三根套管內(nèi)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(shí)驗(yàn)原理及測(cè)試裝置

超臨界CO2熱泵實(shí)驗(yàn)臺(tái)的系統(tǒng)原理如圖7所示，主要包括制冷系統(tǒng)和冷卻水系統(tǒng)，制冷系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、氣體冷卻器、膨脹閥和蒸發(fā)器四部分組成；冷卻水系統(tǒng)主要由焓差計(jì)量室、水流量計(jì)和氣體冷卻器三部分組成。壓縮機(jī)采用CO2活塞式壓縮機(jī)，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(shè)計(jì)的矩形螺旋套管式氣體冷卻器，理論設(shè)計(jì)換熱量約為4.75 kW。蒸發(fā)器采用強(qiáng)制對(duì)流銅管鋁片的風(fēng)冷翅片式蒸發(fā)器，膨脹閥采用日本鷺宮生產(chǎn)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(huán)水出口 5循環(huán)水入口 6熱水泵 7冷水入口 8電子膨脹閥 9蒸發(fā)器 10風(fēng)機(jī) 11氣液分離器 12壓縮機(jī) 13泄壓保護(hù)閥 14氣體冷卻器 15水流量計(jì)

實(shí)驗(yàn)臺(tái)對(duì)套管式氣體冷卻器采用水冷卻的方式，蒸發(fā)器側(cè)采用風(fēng)冷的方式。利用空調(diào)焓差計(jì)量室為氣體冷卻器水側(cè)提供恒定流量和溫度的冷卻水以及為蒸發(fā)器側(cè)提供恒定溫度和濕度的空氣。

實(shí)驗(yàn)時(shí)，數(shù)據(jù)采集用型號(hào)為Agilent34970A的安捷倫數(shù)據(jù)采集儀。功率和流量測(cè)量采用空調(diào)焓差計(jì)量室自身所帶的測(cè)試系統(tǒng)及采集系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)量和記錄。溫度及壓力測(cè)量見(jiàn)表2。

表2 實(shí)驗(yàn)測(cè)量?jī)x器及精度參數(shù)

3.3 實(shí)驗(yàn)方案

實(shí)驗(yàn)時(shí)，環(huán)境干/濕球溫度為16/12 ℃。測(cè)試CO2入口壓力對(duì)氣體冷卻器性能的影響時(shí)，進(jìn)水流量為1.56 kg/min，進(jìn)水溫度為17 ℃，CO2入口壓力變化范圍為7.5～9 MPa。測(cè)試進(jìn)水流量對(duì)氣體冷卻器性能影響時(shí)，CO2入口壓力為8 MPa，進(jìn)水溫度為17 ℃，進(jìn)水流量變化范圍為1.56～2.34 kg/min。測(cè)試進(jìn)水溫度對(duì)氣體冷卻器性能的影響時(shí)：CO2入口壓力為8 MPa，進(jìn)水流量為1.56 kg/min，進(jìn)水溫度變化范圍為9～24 ℃。

3.4 評(píng)價(jià)指標(biāo)

換熱器的類型眾多，國(guó)內(nèi)外對(duì)不同種類、不同型號(hào)的換熱器沒(méi)用統(tǒng)一的評(píng)價(jià)指標(biāo)。為了較全面的反應(yīng)換熱器的性能，選取換熱量(Q)，傳熱系數(shù)(K)，制熱系數(shù)(COP)和換熱器效能(ε)對(duì)換熱器的性能進(jìn)行評(píng)價(jià)。

3.5 實(shí)驗(yàn)結(jié)果

3.5.1CO2入口壓力對(duì)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(shù)和換熱量均隨著CO2入口壓力的升高而變大，但傳熱系數(shù)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(kāi)始變化快，隨著壓力升高，逐漸趨于穩(wěn)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(shí)達(dá)到最大。

圖8 入口壓力對(duì)氣體冷卻器傳熱系數(shù)和換熱量的影響

圖9 入口壓力對(duì)COP和換熱器效能的影響

3.5.2進(jìn)水流量對(duì)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(shù)和換熱量在進(jìn)水流量小于1.98 kg/min時(shí)，隨著進(jìn)水流量的增加而變大，在進(jìn)水流量大于1.98 kg/min時(shí)，隨著進(jìn)水流量的增加而減小；COP和換熱器效能隨著進(jìn)水流量的增加先變大后變小，都在進(jìn)水流量為1.98 kg/min時(shí)達(dá)到最大，根據(jù)換熱量計(jì)算公式,隨著水流量的增加，換熱量不斷升高，當(dāng)流量達(dá)到一定值時(shí)，繼續(xù)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(jī)械功變化不大，故效能降低， COP減小。

圖10 進(jìn)水流量對(duì)氣體冷卻器傳熱系數(shù)和換熱量的影響

圖11 進(jìn)水流量對(duì)COP和換熱器效能的影響

3.5.3進(jìn)水溫度對(duì)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(shù)和換熱量均隨著進(jìn)水溫度的升高而降低，但換熱量減少較快，而傳熱系數(shù)開(kāi)始變化較快，逐漸趨于穩(wěn)定，這是由于隨著進(jìn)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(jìn)水溫度的升高而逐漸降低， COP變化較快。

圖12 進(jìn)水溫度對(duì)氣體冷卻器傳熱系數(shù)和換熱量的影響

圖13 進(jìn)水溫度對(duì)COP和換熱器效能的影響

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)三種不同形式的套管式氣體冷卻器的性能進(jìn)行數(shù)值模擬，根據(jù)模擬結(jié)果設(shè)計(jì)了一套矩形螺旋套管式氣體冷卻器，并在CO2熱泵實(shí)驗(yàn)臺(tái)上對(duì)其性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，得出以下結(jié)論：

1)三種相同長(zhǎng)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，直管最小；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(shù)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(shí)最大。

3)隨著氣體冷卻器進(jìn)水流量的增加，氣體冷卻器的傳熱系數(shù)、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(shí)最大。

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

5)在此實(shí)驗(yàn)的工況范圍內(nèi)，設(shè)計(jì)的矩形螺旋套管式氣體冷卻器在環(huán)境干/濕球溫度為16/12 ℃情況下，當(dāng)氣體冷卻器CO2進(jìn)口壓力為8 MPa，進(jìn)水流量為1.56 kg/min以及進(jìn)水溫度為9 ℃時(shí)性能較優(yōu)，COP最大可達(dá)2.85。

本文受上海市教委重點(diǎn)學(xué)科(J50502)和上海市研究生創(chuàng)新基金項(xiàng)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.)

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