水平內螺紋管內R410A流動凝結換熱的實驗研究

(上海理工大學能源與動力工程學院 上海 200093)

隨著能源危機的加深、環境污染的加重，傳統制冷行業廣泛應用的R22等制冷劑受到極大挑戰。在歐美等國家，由R32和R125組成的近共沸混合制冷劑R410A憑借其傳熱性能好、壓力損失小、溫度滑移小等優點已成為R22的主要替代物，在房間空調器、工業制冷系統中廣泛應用[1]。此外，微肋強化管采用無切屑加工工藝使管子的內壁面產生塑性變形，成為具有一定螺旋角的翅片和相應的溝槽，在不增加額外功耗的前提下大大增強了換熱效果[2]，相應的強化管換熱器已在石油化工、新型能源、海水淡化等諸多行業得到廣泛應用。國內外諸多學者對制冷劑R410A在各種換熱器內的換熱特性進行了大量研究，在強化管強化機制、制冷劑的換熱特性、各種預測模型的總結等方面取得較大成果。

圖1 實驗裝置原理Fig.1 The principle of experiment device

H. K. Oh等[3]在內徑為1.77 mm的圓形微通道內對R22、R134a和R410A的冷凝換熱特性進行了研究，并在現有實驗數據的基礎上對常用關聯式的預測精度進行檢測。M. A. Hossain等[4]在內徑為4.35 mm的光滑管內進行R1234ze(E)、R32和R410A的流動冷凝實驗，分析了質量流速、飽和溫度對表面傳熱系數、壓降的影響。為分析強化管內不同流型的換熱特性，N. H. Kim等[5]在質量流速為50～250 kg/(m2·s)工況下、外徑為7 mm的微肋管內進行了R410A的流動冷凝實驗，結果表明：低質量流速下，管內流型為分層流，表面傳熱系數隨質量流速的增大而減小，而在大質量流速下，管內流型為環狀流，表面傳熱系數隨質量流速的增大而增大。為研究熱流密度、質量流速、飽和溫度、干度對表面傳熱系數及壓降的影響，A. Koca等[6]在200～400 kg/(m2·s)，5～15 kJ/(m2·h)，-30 ℃和-40 ℃工況下，在5.6 mm和7 mm水力直徑的水平光滑管內進行了沸騰換熱實驗。Huang Xiangchao等[7]對R410A-油混合物的換熱特性進行了實驗研究，并將實驗數據與其他關聯式的預測值進行了對比。除必須的實驗研究外，N. B. Chien等[8]還提出了預測R410A在水平換熱管道內核態沸騰換熱特性的預測公式，并與相應工況下的實驗數據進行對比，得知新提出的關聯式具有很高的預測精度。許多學者對R410A在各種換熱器內的沸騰[9-13]、冷凝[14-17]換熱特性進行了大量研究。馬虎根等[9]在水平微翅管內研究了質量流速、熱通量及干度對R410A的管內傳熱系數的影響，而在白健美等[10]對R410A在微翅管內的沸騰換熱研究中添加了微翅管幾何參數的干擾。胡海濤等[11]研究了7 mm強化管和C形強化管內R410A-油混合物的沸騰換熱特性，而葛琪林等[12]的沸騰換熱研究是在2 mm微通道內進行。武永強等[14]在9.52 mm外徑新型銅管Turbo-DWT和內螺紋銅管Turbo-A中研究了R410A和R22的冷凝換熱特性。任凡等[15]在5 mm內螺紋強化管內進行了R410A-油混合物流動冷凝的摩擦壓降實驗，旨在研究平均油濃度、干度、質量流速對摩擦壓降的影響。

本文選用R410A為工質，在新搭建的管內換熱實驗臺上進行流動冷凝換熱實驗，選用1根光滑管、2根不同螺旋角內螺紋管為測試管，旨在研究質量流速、冷凝溫度、測試水Re、強化管結構參數等對管內表面傳熱系數的影響，為對強化管換熱器進行綜合性能評價，還提出單位壓降表面傳熱系數的概念。并將表面傳熱系數實驗數據與經典關聯式的預測值進行對比，以選出預測換熱性能的最佳關聯式。

1 實驗裝置

實驗在管內冷凝換熱實驗臺上運行，實驗系統主要包括：制冷測試循環、測試水循環、乙二醇水溶液循環、數據采集系統，實驗裝置原理如圖1所示。

在制冷測試循環中，選用型號為SJ3-M-200/2.8的隔膜泵代替壓縮機為整個系統提供動力。過冷制冷劑在隔膜泵的驅動下由儲液器流出，經脈動阻尼器、質量流速計流入預熱器，在預熱器內被加熱到過熱狀態，過熱制冷劑蒸氣在實驗段完全冷凝以完成冷凝實驗，通過視液鏡可觀察制冷劑在實驗段進出口所處狀態，經電子膨脹閥節流后的過冷制冷劑流向儲液器，重復下一循環。實驗運行時，通過調節隔膜泵運轉頻率、改變活塞行程的方法改變系統內制冷劑循環質量流速，通過調節電子膨脹閥的開度控制實驗段的飽和壓力。其中，儲液器壓力為整個系統的基準壓力，可通過調節儲液器內制冷劑溫度來實現大范圍的系統壓力實驗。

測試水循環主要由電磁流量計、水泵、板式換熱器組成，主要用于模擬實驗工況要求，實現與測試管內制冷劑的熱量交換。經室外風冷機組處理的乙二醇水溶液可提供-25 ℃的低溫熱源，乙二醇水溶液與測試水在板式換熱器內進行換熱，帶走制冷劑的冷凝放熱。

在制冷測試循環中，為保證制冷劑管路中溫度、壓力測量的精確度，實驗設計了溫度測量模塊與壓力測量模塊，其剖面圖如圖2所示。測量時，溫度測量模塊內的制冷劑流向與鉑電阻成180°角，而壓力測量模塊內的制冷劑流向與測點成90°角。實驗采用精度為0.1 ℃的Pt100鉑電阻測量實驗段制冷劑側及水側溫度，使用前均對其進行水浴標定，所得相對誤差小于0.1%；選用德魯克GE5072型號壓力變送器測量測試段進出口壓力及儲液器壓力，量程為0～4.2 MPa，測量精度為0.2級；選用由RHM03傳感器與RHE14變送器組成的質量流量計測量制冷劑循環質量流量，量程為0.05～6 kg/min，則質量流速可根據所測質量流量與換熱管內徑截面積計算得到。此外，測量精度為0.1%，選用精度為0.5級的控制-顯示一體型電磁流量計測量測試水流量。

圖2 剖面圖Fig.2 Cross-section drawn

實驗段本質上為一水平套管式換熱器，制冷劑在測試管內流動，測試水在管外環形通道內流動，呈逆向流，實驗段原理如圖3所示。測試管選用有效換熱長度為2 m，外徑為8 mm，內徑為7.56 mm 的1根光滑管和2根內螺紋強化管。2#、3#內螺紋強化管的螺旋角分別為18°、28°，其它結構參數兩者相同：齒頂角24.5°，肋高0.23 mm,肋片數60，齒距0.4 mm,槽寬0.2 mm。實驗段外表面纏有隔熱層，可減少實驗段與外界環境的漏熱損失。

圖3 實驗段原理Fig.3 The principle of test section

實驗選用R410A為測試工質，相應工況下物性參數如表1所示。實驗運行工況為：冷凝溫度30 ℃、35 ℃，測試水Re=10 000～20 000，質量流速500～1 100 kg/(m2·s)。考慮到實驗設備的局限性，為方便制冷劑換熱量的計算，制冷劑在實驗段進出口均保持2～3 ℃的過熱/過冷度。

表1 30/35 ℃實驗工況下R410A物性參數Tab.1 The physical parameters of R410A under working condition of 30/35 ℃

2 實驗數據處理

根據現有實驗設備可得到以下參數：制冷劑質量流速mr，kg/(m2·s)；實驗段制冷劑進、出口溫度trin和trout，℃；測試水體積流量Vw，m3/h；實驗段測試水進出口溫度twin/twout，℃；實驗段壓力p，kPa；實驗段壓差Δp，kPa。由于制冷劑在實驗段進出口均保持單相狀態，所以可根據所測制冷劑在實驗段進出口溫度、壓力值求得對應焓值。

Φr=mrAi(hrin-hrout)

(1)

Φw=ρwVwcp(twout-twin)

(2)

式中：Φr為實驗段制冷劑放熱量，kW；Φw為實驗段測試水吸熱量，kW；hin和hrout分別為制冷劑在實驗段進、出口焓值，kJ/kg；cp為水的定壓比熱容，kJ/(kg·K)；ρw為水的密度，kg/m3。

由于兩側換熱量之間存在誤差，規定制冷劑放熱量與測試水吸熱量的算術平均值(Φa,kW)為實驗段換熱量的計算標準，即：

Φa=(Φr+Φw)/2

(3)

實驗提出漏熱率n(定義：制冷劑與測試水換熱量之間的差值與實驗段換熱量計算標準的比值)的概念來表征實驗段的保溫效果，對于所有測試工況，只有計算所得漏熱率n<3%時才足以說明實驗段達到保溫要求，所測實驗參數數據值有效。

n=|Φr-Φw|/Φa

(4)

考慮到測試管均未使用銅管，故可忽略壁面結垢熱阻。根據熱阻分離法，測試管中制冷劑與測試水之間換熱的總熱阻主要包括管內熱阻(制冷劑側)、管壁熱阻、管外熱阻(測試水側)3部分[18]，制冷劑側表面傳熱系數(hr,kW/(m25K))可由式(5)計算：

(5)

式中：Do和Di分別為測試管外徑、內徑，m；Ai和Ao分別為測試管內、外表面積，m2；hw為測試水側表面傳熱系數，kW/(m2·K)；h為總表面傳熱系數，kW/(m2·K)；λ為測試管導熱系數，W/(m·K)；L為有效傳熱面積，m。

根據測試管外表面積計算總表面傳熱系數h：

h=Φa/(AoΔtm)

(6)

其中,Δtm為對數平均溫差,℃：

(7)

式中：ts為測試管內制冷劑飽和溫度，℃。

環形套管內測試水側表面傳熱系數hw可由V. Gnielinski等[19]公式計算得到，即：

(8)

式中：λw為測試水導熱系數，W/(m·K)；Dh為換熱管道水力直徑，m；f為環形通道內測試水摩擦系數；Pr為測試水普朗特數；Re為測試水雷諾數；μbulk/μw為氣泡的修正因子。

制冷劑進出口溫度、壓力值，測試水進出口溫度值，制冷劑質量流速，測試水質量流速均進行了重復性實驗。實驗穩定狀態下，當所有參數值的測量波動值小于總量程的2%時，說明實驗設備運行良好，滿足實驗參數測量要求。在此，僅以測試水體積流量為例進行驗證，選取1.2、1.0、0.8 m3/h三個值進行重復性測試，實驗結果如圖4所示，經驗證測量誤差保持在±0.005 m3/h范圍之內，符合參數測量的精度要求。

圖4 測試水體積流量值隨時間的變化Fig.4 Refrigerant volume flow rate changes with time

3 實驗數據分析

3.1 實驗臺的校核

為了檢測系統的熱平衡，選用8 mm光滑管進行單相冷凝實驗，冷凝溫度分別設定為30、35 ℃，數據分析時選用質量流速為橫坐標、漏熱率n為縱坐標，實驗發現n=0.97～1.03，說明實驗測試段較好的保溫效果，符合實驗要求，實驗結果如圖5所示。

圖5 8 mm光管實驗段熱平衡檢測Fig.5 The thermal balance test of smooth tube with 8 mm outer diameter

圖6 在測試水Re=14 000工況下，2#、3#內螺紋管內換熱特性隨飽和溫度、質量流速的變化Fig.6 Heat transfer characteristics change with saturation temperature and mass velocity under the working condition of water-testing Re=14 000

3.2 實驗工況、結構參數對換熱性能的影響

為研究質量流速、冷凝溫度對內螺紋管內制冷劑冷凝換熱特性的影響，在2#、3#內螺紋管內分別運行了冷凝溫度為30、35 ℃，測試水Re=14 000工況下的兩相流動冷凝實驗，結果如圖6所示。制冷劑側表面傳熱系數hr及壓降Δp均隨質量流速mr的增大而增大，隨著飽和溫度的增加而減小。原因是：1)隨著mr的增加(即管內制冷劑流速加大)，制冷劑在管內的湍流度增大，使強制對流換熱逐漸占據管內換熱機制的主導地位；2)對于制冷劑R410A，雖然冷凝壓力隨著冷凝溫度的升高而增大，導致氣液速度增大，但制冷劑R410A的氣液密度比值隨著飽和溫度的降低而增大，導致存在于氣液界面上的剪切力增大，直接增強了流體內部的湍流擾動。此外在制冷劑質量流速、干度值保持不變時，管內制冷劑液膜厚度保持不變，而液體R410A的導熱系數隨著冷凝溫度的降低而增大，同樣對換熱起促進作用。對于兩者對Δp的影響，首先壓降與制冷劑流速的平方成正比，質量流速的增加表征管內制冷劑流速的增大，流體在管內流動的功耗增加；其次，制冷劑R410A的液體黏度隨著冷凝溫度的降低而增大，而制冷劑液膜與管內壁之間、氣液界面之間的摩擦壓降是管內壓降的主要組成部分，最終導致管內Δp隨著冷凝溫度的降低而增大。

測試水Re與環形管道內測試水側表面傳熱系數hw成正比關系，而在研究測試水Re對管內換熱特性的影響時，需保持制冷劑質量流速、干度不變，這不僅要求改變測試水Re的同時需滿足實驗段足夠的換熱量要求，還要求管內液膜厚度保持不變。為保證實驗段足夠換熱量要求，在降低測試水Re的同時需降低測試水入口溫度以降低實驗段傳熱溫差。所以，測試水Re對管內換熱特性的影響可通過較大傳熱溫差對管內換熱特性的干擾進行解釋，因管內液膜換熱熱阻在整體熱阻中占據主要部分，即可通過管內液膜的溫度梯度對換熱特性的影響分析測試水Re對換熱特性的影響。

圖7 在35 ℃冷凝溫度工況下，換熱特性隨測試水Re的變化Fig.7 Heat transfer characteristics change with Re of water-testing under the working condition of condensation temperature of 35 ℃

為研究測試水Re對管內制冷劑冷凝換熱特性的影響，在1#、2#、3#測試管內運行了mr分別為700、900 kg/(m2·s)，冷凝溫度為35 ℃工況下的兩相流動冷凝實驗，結果如圖7所示。由圖7可知，hr隨著測試水Re的增加而減小，且在內螺紋管內的變化趨勢更加明顯；而測試水Re對管內壓降幾乎無影響。原因是：液膜的導熱系數隨著溫度的降低而增大；雖然R410A的液膜黏度隨著溫度的降低而增大，增加了液膜與管壁內表面之間的摩擦壓降，但mr才是主導壓降的主要因素，制冷劑物性對其影響很小。

圖8所示為當冷凝溫度為35 ℃、測試水Re=12 000時，不同測試管內換熱特性隨質量流速的變化。由圖8可知，hr及Δp在3#測試管內最大而在1#測試管內最小。其中，3#測試管hr約為1#測試管hr的2.35～2.85倍，而對于2#測試管的換熱強化倍率為2.22～2.53。內螺紋強化管除增加了傳熱面積外，還可增強管內制冷劑液膜的擾動以增強管內湍流度，進一步強化換熱。此外，螺旋角越大，湍流效果越強，換熱效果越好。對于功耗，3#測試管的Δp約為1#測試管Δp的1.51～1.81倍，2#測試管的Δp約為1#測試管Δp的1.15～1.72倍。螺旋肋片主要通過拖拽的形式增強制冷劑在管內的流動功耗，且螺旋角越大，造成的流動功耗越大。

3.3 測試管綜合性能評價

換熱效果的改善一般伴有能耗的增加，所以在評價換熱器工程實用性能時，要對hr、Δp兩個參數進行綜合考慮，旨在提高換熱效果的前提下盡可能降低能量損失。參考相關文獻，較為常見的評價方法是對比換熱器單位壓降內的表面傳熱系數α(hr/Δp)[20]，水力工況、換熱器結構參數等發生改變時，若hr的增加比重大于Δp的增加比重則α逐漸增大，若hr的增加比重小于Δp的增加比重則α逐漸減小，若hr與Δp兩者的增加比重相同則α保持不變。因此單位壓降內的表面傳熱系數α可直接說明外界變化對hr、Δp的影響比重的情況。

為研究R410A與測試管的磨合性，檢測R410A在相應換熱器內的適用價值，在3根測試管內進行了R410A在冷凝溫度為30、35 ℃、Re=14 000測試水工況下的流動冷凝實驗，實驗結果如圖9所示。由圖9可知：1)在所測工況范圍內，3根測試管的α均小于1，且α隨著質量流速的增加而減小，并在內螺紋強化管內的遞減趨勢更大，說明mr的增加在強化換熱效果的同時造成了更大的功耗損失；2)在相同測試工況內，3#測試管的α最大而1#測試管的α最小，說明在強化管內的螺旋肋片在強化換熱方面要遠遠小于造成的額外功耗效果；3)對于內螺紋強化管，α隨冷凝溫度的升高而增加，如前面所述：hr和Δp均隨冷凝溫度的增加而減小，這是因為在相同溫度梯度下，hr的遞減比重小于Δp的遞減比重，導致α隨溫度的升高而增加。換而言之，冷凝溫度通過制冷劑氣液速度差(制冷劑氣液密度值)來影響換熱，通過制冷劑黏度的變化來改變壓降，而制冷劑氣液速度差對換熱效果的促進作用要優于因制冷劑黏度引起的功耗增加效果。

圖8 在35 ℃，Re=12 000時換熱特性隨測試管結構參數的變化Fig.8 Heat transfer characteristics change with structural parameters of the test tube under the working conditions of condensation temperature of 35 ℃ and water-testing Re=14 000

圖9 在測試水Re=14 000工況下，單位壓降表面傳熱系數隨質量流速的變化Fig.9 Surface coefficient of heat transfer under unit pressure drop change with mass velocity under the working conditions of water-testing Re=14 000

3.4 實驗數據與關聯式的對比

實驗數據分析時，在驗證實驗數據準確性的同時評估相應工況下各預測模型的精確度，以滿足未實驗工況下的實驗數據的預測，實驗選用Akers et al.[21]關聯式、Shah[22]關聯式與Thome et al.[23]關聯式來預測光滑管內表面傳熱系數，選用Cavallini et al.[24]關聯式、Koyama et al.[25]關聯式與Miyara et al.[26]關聯式預測內螺紋強化管內的hr。

選擇冷凝溫度為35 ℃、測試水Re分別為10 000、12 000、14 000、16 000工況下的光滑管內hr實驗數據值與關聯式對應工況下的計算值進行比較，具體對比結果如圖10所示。雖然Akers et al.關聯式低估了實驗數據而Shah關聯式與Thome et al.關聯式均高估了實驗數據，但3個關聯式對實驗數據的預測精度均在可接受范圍內，經計算3者的預測精度分別為27.31%、24.21%和10.81%，很顯然Thome et al.關聯式對實驗數據的預測精度最高。考慮到Thome et al.關聯式是在制冷劑流型為環狀流的強制對流換熱機制的假設基礎上總結而得的，本實驗的實際運行工況隨著mr的增加逐漸接近關聯式假設的模擬工況，進而Thome et al.關聯式最適合預測本實驗hr數據。

圖10 光滑管表面傳熱系數hr實驗值與預測值的對比Fig.10 Comparison between experimental value and predicted value of surface coefficient of heat transfer hr in smooth tube

圖11 表面傳熱系數hr實驗值與預測值的對比Fig.11 Comparison between experimental value and predicted value of surface coefficient of heat transfer hr

對于內螺紋強化管，冷凝溫度為30、35 ℃，測試水Re分別為12 000、14 000、16 000、18 000工況下的hr與Cavallini et al.關聯式、Koyama et al.關聯式與Miyara et al.關聯式的計算值進行對比，結果如圖11所示。其中，雖然僅有Cavallini et al.關聯式高估了實驗數據，但在3個關聯式中Cavallini et al.關聯式的預測精度最高，可達18.23%。Miyara et al.關聯式是根據人字型微肋管內的實驗數據總結得到的，雖然不同的肋片結構將造成不同的換熱機制，但實驗值與預測值之間誤差較小，相應誤差僅為24.39%。Koyama et al.關聯式的預測精度最差，預測誤差為33.56%，這是因為Koyama et al.關聯式是根據小質量流速下的實驗數據總結得到的，并沒有將大mr下的換熱機制考慮在內，因此實驗值與預測值之間存在較大誤差。

4 結論

本文在質量流速為500～1 100 kg/(m2·s)，冷凝溫度30、35 ℃，測試水Re=10 000～20 000時，對7.56 mm內徑光滑管、內螺紋管內進行了流動冷凝換熱實驗，得到如下結論：

1)表面傳熱系數、壓降均隨質量流速的增加、冷凝溫度的降低而增大，雖然表面傳熱系數隨測試水Re的增加而減小，但測試水Re對壓降的影響很小。

2)為對測試管進行綜合性能評價，提出評價指標單位壓降表面傳熱系數α，實驗發現：三根測試管的α均小于1，且α隨質量流速的增加而減小，隨冷凝溫度的升高而增加。其中，3#測試管的α最大，而1#測試管的α最小。

3)對比實驗數據與經典關聯式發現：對于光滑管，Akers et al.關聯式低估了實驗數據而Shah關聯式與Thome et al.關聯式均高估了實驗數據，3者的預測精度分別為27.31%、24.21%和10.81%；對于內螺紋強化管，Cavallini et al.關聯式的預測精度較高，預測誤差為18.23%，而Miyara et al.關聯式和Koyama et al.關聯式的預測誤差分別為24.39%、33.56%。

本文受上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室(13DZ2260900)項目資助。(The project was supported by the Opening Project of Shanghai Key Laboratory of Multiphase Flow and Heat Transfer in Power Engineering (No.13DZ2260900).)