R410A微通道內(nèi)沸騰換熱實(shí)驗(yàn)研究

葛琪林 柳建華 張良 張慧晨

（上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 上海 200093）

R410A微通道內(nèi)沸騰換熱實(shí)驗(yàn)研究

葛琪林 柳建華 張良 張慧晨

（上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 上海 200093）

在內(nèi)徑為2 mm的水平不銹鋼微通道內(nèi)對R410A的沸騰換熱特性進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。質(zhì)量流率為200～600 kg／（m2·s），熱流密度的范圍為5～15 kW／m2，干度的范圍為0.1～0.8，飽和溫度為0℃和5℃。結(jié)果顯示，當(dāng)干度大于0.5時(shí)，隨著熱流密度的上升，沸騰換熱系數(shù)顯著上升，其平均增幅分別達(dá)到了4.6%和7.7%。當(dāng)干度小于0.5時(shí)，熱流密度對換熱系數(shù)的影響十分微弱。隨著質(zhì)量流率的上升，換熱系數(shù)均出現(xiàn)了小幅上升，其平均增幅也分別達(dá)到了1.1%和2%。而飽和溫度對換熱系數(shù)則幾乎沒有影響。隨后，對可能的機(jī)理進(jìn)行了討論。實(shí)驗(yàn)結(jié)果又與Choi K I等以及Ebisu T等在內(nèi)徑分別為1.5 mm，3 mm和6.4 mm管道內(nèi)的研究結(jié)果進(jìn)行了比較。結(jié)果顯示，在相似工況下，隨著管徑的下降，當(dāng)干度小于0.5時(shí)，換熱系數(shù)呈現(xiàn)出上升的趨勢，其平均增幅分別達(dá)到了18.4%，23.6%和19.5%。

微通道；沸騰換熱系數(shù)；實(shí)驗(yàn)研究；R410A

隨著HCFC制冷劑R22停用期限的臨近，尋找一種合適的制冷劑替代R22已成為業(yè)界的當(dāng)務(wù)之急。由于HFC制冷劑R410A相關(guān)技術(shù)的成熟以及較高的容積制冷量，國內(nèi)外很多空調(diào)廠商已將R410A作為R22的主要替代物［1］。隨著近年來微通道換熱器的興起［2－5］，將其應(yīng)用到以R410A為制冷劑的空調(diào)系統(tǒng)中，無疑將會(huì)擁有廣闊的前景。但就R410A在微通道內(nèi)的沸騰換熱特性研究近況來說，其結(jié)果并不盡如人意。以國內(nèi)為例，段雪濤等［6］，劉洋等［7］，陳武等［8－9］和馮利峰等［10］分別對R410A在空調(diào)機(jī)組內(nèi)的沸騰換熱特性進(jìn)行研究，但就其蒸發(fā)器的管徑而言，并非屬于微通道的范疇。劉榮等［11］，黃理浩等［12］和馬虎根等［13］則分別對R410A在內(nèi)螺紋管內(nèi)和微翅管內(nèi)的沸騰換熱特性進(jìn)行了研究，其管徑也并非屬于微通道。國內(nèi)對于微通道內(nèi)R410A沸騰換熱特性的研究幾乎是空白。國外的情況略微有所好轉(zhuǎn)。Rin Yun等［14］對水力直徑分別為1.36 mm和1.44 mm微通道內(nèi)R410A的沸騰換熱特性進(jìn)行了研究，并指出現(xiàn)有用于預(yù)測小管徑內(nèi)沸騰換熱系數(shù)的關(guān)聯(lián)式對實(shí)驗(yàn)結(jié)果均無法進(jìn)行準(zhǔn)確的預(yù)測。但通過在新的關(guān)聯(lián)式中引入常見的沸騰數(shù)，液相韋伯?dāng)?shù)，液相雷諾數(shù)之后，新的關(guān)聯(lián)式則可以很好的預(yù)測實(shí)驗(yàn)范圍內(nèi)的換熱系數(shù)。Choi K I等［15］則對內(nèi)徑分別為1.5 mm和3 mm微通道內(nèi)R410A的沸騰換熱系數(shù)進(jìn)行了研究。結(jié)果顯示管徑對于沸騰換熱系數(shù)幾乎沒有影響。盡管上述學(xué)者對R410A在微通道內(nèi)的沸騰換熱特性進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，但就整體而言這方面的研究仍舊較少。更多的是如Ebisu T等［16］對R410A在內(nèi)徑為6.4 mm這一常規(guī)管徑內(nèi)所進(jìn)行的沸騰換熱實(shí)驗(yàn)研究。針對國內(nèi)外目前對于R410A微通道內(nèi)沸騰換熱特性的研究現(xiàn)狀，本文對2 mm微通道內(nèi)R410A沸騰換熱系數(shù)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，并將實(shí)驗(yàn)結(jié)果與已有研究結(jié)果進(jìn)行了對比。

圖1 實(shí)驗(yàn)裝置原理圖Fig.1 The princip le of experimental installation

表1 實(shí)驗(yàn)裝置主要部件參數(shù)Tab.1 The com ponents of experimental installation

表2 實(shí)驗(yàn)裝置主要參數(shù)不確定度Tab.2 The uncertainty of parameters

1 實(shí)驗(yàn)裝置

實(shí)驗(yàn)裝置如圖1所示，由質(zhì)量流量計(jì)，預(yù)熱器，浮子流量計(jì)，熱水箱，測試段，直流電源柜，節(jié)流閥，冷凝器，乙二醇機(jī)組，過冷器，計(jì)量泵以及儲(chǔ)液罐所組成。制冷劑通過計(jì)量泵的輸送，流經(jīng)儲(chǔ)液罐，質(zhì)量流量計(jì)和預(yù)熱器進(jìn)入測試段。測試段由直流電源柜提供的直流電源直接加熱。制冷劑流經(jīng)測試段后通過節(jié)流閥進(jìn)行節(jié)流，然后經(jīng)過冷凝器和過冷器回到計(jì)量泵。冷凝器和過冷器內(nèi)的冷卻水則有乙二醇機(jī)組提供，冷卻水的水溫可以維持在－10℃。預(yù)熱器中的熱水由熱水箱提供。熱水箱內(nèi)裝有電熱棒用于維持熱水的水溫。而熱水箱的水溫則通過PID表控制在20℃。而熱水的流量則可以通過浮子流量計(jì)進(jìn)行觀察。在測試段的兩側(cè)則分別裝有壓力變送器用以測量測試段的進(jìn)出口壓力，在計(jì)量泵的進(jìn)出口則裝有壓力表用以測量計(jì)量泵的出口壓力。同時(shí)，在預(yù)熱器的入口同樣裝有壓力表用于測量制冷劑在預(yù)熱器的入口壓力。而在上述壓力測點(diǎn)，也均在輸送管道的外表面貼有熱電偶來對制冷劑的溫度進(jìn)行監(jiān)測。在預(yù)熱器熱水的進(jìn)出口處，也貼有熱電偶來對水溫進(jìn)行監(jiān)測。而在制冷劑的輸送管外側(cè)則包有橡塑海綿進(jìn)行保溫。進(jìn)行實(shí)驗(yàn)時(shí)，制冷劑的流量通過計(jì)量泵加以調(diào)節(jié)。而預(yù)熱器入口段制冷劑的入口壓力則通過節(jié)流閥以及計(jì)量泵共同調(diào)節(jié)。實(shí)驗(yàn)裝置中主要部件的具體參數(shù)見表1，而表2所示為主要實(shí)驗(yàn)參數(shù)的不確定度。

圖2 實(shí)驗(yàn)裝置照片F(xiàn)ig.2 The photo for experim ental installation

測試段由不銹鋼制成，其外徑為6 mm，內(nèi)徑為2 mm，長280 mm，如圖3所示。測試段的兩側(cè)焊接有矩形底座，底座四周鉆有通孔，底座中心開有凹槽。測試段通過底座上的通孔與制冷劑輸送管路用螺栓連接，在凹槽中也安裝了石英玻璃用于絕熱。測試段兩端連接的螺栓上分別安裝有導(dǎo)線與直流電源柜，用以提供直流電流對測試段進(jìn)行加熱，并在螺栓上包有絕緣膠帶以避免造成漏電。在測試段的沿程均勻布置12組24個(gè)熱電偶用于測量管壁溫度，其中一組布置在管壁上側(cè)，另一組布置在管壁下側(cè)，取同一組熱電偶的均值作為壁面溫度。同時(shí)在測試段外側(cè)包裹以內(nèi)徑為6 mm，外徑為15 mm的橡塑海綿以減少熱量損失，保溫材料的外側(cè)也均勻布置有若干熱電偶，用于測量保溫材料的外表面溫度，從而計(jì)算漏熱量。

圖3 2 mm測試段實(shí)物圖Fig.3 The photo for 2 mm test tube

圖4 測試段安裝實(shí)物圖Fig.4 The photo for test tube installation

2 計(jì)算公式

為了確保整個(gè)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)測試的可靠性和穩(wěn)定性，首先對單相對流換熱系數(shù)進(jìn)行測試，在所有實(shí)驗(yàn)工況下，熱平衡偏差＜2.5%。實(shí)驗(yàn)時(shí)，根據(jù)預(yù)熱器入口測量的制冷劑溫度及壓力，通過REFUTIL軟件，可以查詢獲得制劑入口處狀態(tài)的焓值，h1（kJ／kg），及該狀態(tài)下的制冷劑所對應(yīng)的飽和狀態(tài)點(diǎn)的焓值，h2（kJ／kg），兩者的差值即為制冷劑達(dá)到飽和狀態(tài)時(shí)所需要的加熱量。預(yù)熱器中熱水對制冷劑的加熱量近似可以用下式計(jì)算：

圖5 熱電偶布置示意圖Fig.5 The principle of thermocouples installation

式中：Qw為熱水的加熱量，W；Q為水的體積流量，m3／s；Tin和 Tout分別為進(jìn)出預(yù)熱器的水流溫度，℃；ρw為水的密度，kg／m3；c為水的比熱容，J／（kg ·K）。制冷劑在測試段的入口干度可以通過下式計(jì)算：

式中：xin為制冷劑的在測試段的入口干度；m為制冷劑的質(zhì)量流量，kg／s；hfg為制冷劑的汽化潛熱，kJ／kg。

當(dāng)流體進(jìn)入測試段后，流體在測試段某位置處的干度用下式進(jìn)行計(jì)算：

式中：x為測試段中某處的干度；q為熱流密度，kW／m2，可按式（7）進(jìn)行計(jì)算；r為管道內(nèi)徑，m；L為此處距離測試段入口的距離，m。

此外，實(shí)驗(yàn)時(shí)測量所獲得的另外一些參數(shù)是電壓源施加在不銹鋼管兩端的電壓U（V）和電流I（A），以及不銹鋼管外表面的溫度T1（℃）和隔熱材料外側(cè)平均溫度T2（℃）。這些測量所獲得的數(shù)據(jù)并不能直接反映管內(nèi)二氧化碳的對沸騰換熱系數(shù)，因此也有必要對上述數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，處理方法如下：

實(shí)驗(yàn)中的直流電源柜的加熱量Q1由下式來計(jì)算：

式中：T3為實(shí)驗(yàn)室中的環(huán)境溫度，℃；A為隔熱材料的外表面積，m2，其值為0.013 m2；H則為自然對流換熱系數(shù)，W／（m2·K），考慮到輻射等因素的影響，這里取經(jīng)驗(yàn)值為7W／（m2·K），則實(shí)際的加熱量Q3可由下式計(jì)算：

不銹鋼管內(nèi)的熱流密度q通過下式計(jì)算：

式中：r為不銹鋼鋼管內(nèi)半徑，m；L為不銹鋼鋼管的管長，m。不銹鋼管內(nèi)壁的溫度T4（℃）則通過下式計(jì)算：

式中：λ為不銹鋼管的導(dǎo)熱系數(shù)，W／（m·K），此處取16.3 W／（m·K）；R為不銹鋼鋼管的外半徑，m。最終R410A的沸騰換熱系數(shù)h（kW／（m2·K））可以由下式確定：

式中：T5為制冷劑的蒸發(fā)溫度，℃?？梢愿鶕?jù)在測試段入口和出口處安裝的壓力變送器測量所獲得的壓力，通過線性差值計(jì)算獲得相應(yīng)處的飽和壓力，并通過軟件REFUTIL查詢獲得相應(yīng)飽和壓力下的蒸發(fā)溫度。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及討論

3.1 熱流密度和干度對換熱系數(shù)的影響

圖6（a）～（c）顯示了飽和溫度為0℃和5℃，質(zhì)量流率分別為200 kg／（m2·s）、400 kg／（m2·s）和600 kg／（m2·s）時(shí)，不同熱流密度對換熱系數(shù)的影響。

從實(shí)驗(yàn)結(jié)果中可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)干度x＜0.5時(shí)，隨著熱流密度的上升，不同質(zhì)量流率及飽和溫度下的換熱系數(shù)均未出現(xiàn)太大變化。但當(dāng)干度x＞0.5，熱流密度從5 kW／m2分別上升為10 kW／m2和15 kW／m2時(shí)，換熱系數(shù)出現(xiàn)較大幅度的增長。當(dāng)質(zhì)量流率G＝200 kg／（m2·s），飽和溫度T＝0℃時(shí)，換熱系數(shù)分別上升了5.6%和9%。當(dāng)質(zhì)量流率G＝200 kg／（m2· s），飽和溫度T＝5℃時(shí)，換熱系數(shù)分別上升了3.6% 和7.8%。當(dāng)質(zhì)量流率G＝400 kg／（m2·s），飽和溫度T＝0℃時(shí)，換熱系數(shù)分別上升了4.5%和7.3%。當(dāng)質(zhì)量流率G＝400 kg／（m2·s），飽和溫度T＝5℃時(shí)，換熱系數(shù)分別上升了4.5%和5.2%。當(dāng)質(zhì)量流率G＝600 kg／（m2·s），飽和溫度T＝0℃時(shí)，換熱系數(shù)分別上升了4.8%和9.2%。當(dāng)質(zhì)量流率G＝600 kg／（m2·s），飽和溫度T＝5℃時(shí)，換熱系數(shù)分別上升了4.6%和7.7%。

造成上述現(xiàn)象的原因雖然可以籠統(tǒng)地歸結(jié)為當(dāng)干度較高時(shí)，沸騰換熱是主要的換熱機(jī)理，但更深層次的機(jī)理可能如下：當(dāng)干度較高時(shí)，微通道內(nèi)的流態(tài)發(fā)生了變化，此時(shí)的流態(tài)可能為彈狀流或者環(huán)狀流。雖然在汽泡的氣液交界面處產(chǎn)生了一定量的蒸發(fā)，帶走了部分的熱量，但由于過高的熱流密度使得在微通道的壁面上不可避免的會(huì)產(chǎn)生大量的汽泡。最近，Tibiricá CB等［17］對微通道內(nèi)流型的觀察也確實(shí)印證了這一點(diǎn)。由于此時(shí)汽泡和壁面液膜非常薄，液膜內(nèi)流體的流速非?？?，因此液膜內(nèi)的流體具有非常大的速度梯度。此時(shí)壁面上產(chǎn)生的汽泡受到巨大的剪切升力，快速脫離壁面并上升到彈狀流汽泡中。由于液膜內(nèi)的流體也可能具有相當(dāng)大的溫度梯度，因此，汽泡在上升的過程中會(huì)對流體產(chǎn)生巨大的擾動(dòng)，使得沸騰換熱成為主要的換熱機(jī)理。當(dāng)干度較低時(shí)，可能由于此時(shí)微通道內(nèi)的流型沒有發(fā)生改變，且流體的速度梯度及溫度梯度不是很大，所以此時(shí)汽泡對流體的擾動(dòng)作用不太明顯。所謂的擾動(dòng)，從本質(zhì)上講，只是由于汽泡在上升過程中，在汽泡的周圍會(huì)形成速度邊界層，使得壁面附近的熱流體隨著汽泡一起脫離壁面，遠(yuǎn)離壁面的冷流體得以借此流向壁面，從而強(qiáng)化了換熱。Kawahara A等［18］在微通道中的蒸餾水觀察也確實(shí)發(fā)現(xiàn)氣泡的速度要比水的平均流速高出22%。這也就間接說明當(dāng)流態(tài)為彈狀流時(shí)，液膜內(nèi)流體的流速非?？?，這一可能性是完全存在的。

圖6 不同質(zhì)量流率下熱流密度對換熱系數(shù)的影響Fig.6 The influence of heat flux on heat transfer coefficient under different mass flux

3.2 飽和溫度對換熱系數(shù)的影響

圖7（a）～（c）顯示了質(zhì)量流率分別為200 kg／（m2·s）、400 kg／（m2·s）和600 kg／（m2·s），熱流密度分別為5 kW／m2、10 kW／m2和15 kW／m2時(shí)，不同飽和溫度對平均換熱系數(shù)的影響。

圖7 不同質(zhì)量流率下飽和溫度對平均換熱系數(shù)的影響Fig.7 The influence of saturation temperature on average heat transfer coefficient under different mass flux

從上述對比中，我們可以發(fā)現(xiàn)飽和溫度的上升并沒有引起平均換熱系數(shù)明顯變化。當(dāng)質(zhì)量流率G ＝200 kg／m2s，熱流密度q＝5 kW／m2、10 kW／m2和15 kW／m2時(shí)，平均換熱系數(shù)只變化了 0.08%、0.87%和0.08%。當(dāng)質(zhì)量流率G＝400 kg／（m2·s），熱流密度q＝5 kW／m2、10 kW／m2和15 kW／m2時(shí)，平均換熱系數(shù)只變化了0.11%、0.04%和0.64%。當(dāng)質(zhì)量流率G＝600 kg／（m2·s），熱流密度q＝5 kW／m2、10 kW／m2和15 kW／m2時(shí)，平均換熱系數(shù)只變化了0.21%、0.15%和0.37%。

造成上述現(xiàn)象的原因可能與對應(yīng)飽和溫度下制冷劑的物性變化不大有關(guān)。由于制冷劑R410A是由制冷劑R32和R125等比例組成的，通過查詢REFPROP軟件，可以發(fā)現(xiàn)R32在對應(yīng)飽和溫度下液體的密度、氣體的密度、液體的導(dǎo)熱系數(shù)、氣體的導(dǎo)熱系數(shù)、液體的粘度、氣體的粘度、液體的普朗特?cái)?shù)、氣體的普朗特?cái)?shù)、以及表面張力只分別變化了1.6%、17.2%、2.7%、4.2%、5.4%、2%、1.2%、2.2%和7.9%。而R125在相應(yīng)飽和溫度下的對應(yīng)量也只變化了 1.8%、17%、3%、3.8%、6.8%、2.3%、2.2%、5.9%和9.3%。由此可見，其物性并未出現(xiàn)太大變化。此外，考慮到實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)自身的誤差等因素，出現(xiàn)上述情況也是有可能的。而隨著飽和溫度的上升，換熱系數(shù)會(huì)出現(xiàn)怎樣的變化，也有待于進(jìn)一步的研究。

3.3 質(zhì)量流率對換熱系數(shù)的影響

圖8（a）～（b）顯示了飽和溫度為0℃和5℃，熱流密度為5 kW／m2、10 kW／m2和15 kW／m2時(shí)，不同質(zhì)量流率對平均換熱系數(shù)的影響。

由圖8（a）可知，在不同工況下，當(dāng)質(zhì)量流率從200 kg／（m2·s）分別上升為400 kg／（m2·s）和600 kg／（m2·s）時(shí)，制冷劑的平均換熱系數(shù)均出現(xiàn)了小幅度的上升。當(dāng)T＝0℃，熱流密度為5 kW／m2時(shí)，隨著質(zhì)量流率的上升，平均換熱系數(shù)分別上升1.1%和2%。當(dāng)T＝0℃，熱流密度為10 kW／m2時(shí)，隨著質(zhì)量流率的上升，平均換熱系數(shù)分別上升1.4%和2.2%。當(dāng)T＝0℃，熱流密度為10 kW／m2時(shí)，隨著質(zhì)量流率的上升，平均換熱系數(shù)分別上升0.4%和2.1%。從圖8（b）中，也可以發(fā)現(xiàn)相同的現(xiàn)象，當(dāng)T ＝5℃，熱流密度為5 kW／m2時(shí)，平均換熱系數(shù)分別上升1.1%和1.8%。當(dāng)T＝5℃，熱流密度為10 kW／m2時(shí)，平均換熱系數(shù)分別上升2.9%和1.8%。但是當(dāng)T＝5℃，熱流密度為15 kW／m2時(shí)，當(dāng)質(zhì)量流率從200 kg／（m2·s）上升到400 kg／（m2·s）時(shí)，換熱系數(shù)卻下降了0.4%。而當(dāng)質(zhì)量流率從200 kg／（m2· s）上升到600 kg／（m2·s）時(shí)，換熱系數(shù)卻上升2%。造成上述現(xiàn)象的原因有可能是由于空化現(xiàn)象或者液體較高的流速從而在壁面產(chǎn)生了過小的汽泡，汽泡無法及時(shí)脫離近壁面流體剪切升力的影響，從而緊貼在壁面附近，使換熱受到了影響。但是從總體上而言，隨著質(zhì)量流率的上升，平均換熱系數(shù)是有小幅上升的。

圖8 不同飽和溫度下質(zhì)量流率對平均換熱系數(shù)的影響Fig.8 The influence of mass flux on average heat transfer coefficient under different saturation temperature

造成上述現(xiàn)象的機(jī)理雖然也可以簡單的歸結(jié)為對流換熱得到了強(qiáng)化，沸騰換熱受到了抑制。但是筆者認(rèn)為更深層次的機(jī)理可能如下：隨著質(zhì)量流率的上升，近壁面流體的流速以及速度梯度會(huì)顯著增加，其產(chǎn)生的阻力會(huì)迫使壁面上產(chǎn)生的汽泡提前脫離壁面。但是由于此時(shí)溫度場以及速度場所具有的相似性，因此壁面附近的溫度梯度也會(huì)變得非常大。所以即使壁面產(chǎn)生的汽泡很小，也能產(chǎn)生很好的擾動(dòng)效果。因此在這里認(rèn)為換熱系數(shù)的上升是沸騰換熱以及對流換熱共同作用的結(jié)果更為合理。

3.4 實(shí)驗(yàn)結(jié)果之間的比較

圖9顯示了管徑D＝2 mm，質(zhì)量流率G＝400 kg／（m2·s），熱流密度q＝10 kW／m2，飽和溫度T＝5℃時(shí)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與Choi K I等［15］以及Ebisu T等［16］的研究結(jié)果比較，而這里并未采納Rin Yun等［14］的研究結(jié)果，主要原因在于Rin Yun等［14］的研究是在并排的管束中進(jìn)行的。而Choi K I等［15］以及Ebisu T等［16］的研究則同本文一樣，是在單管中進(jìn)行的。

從圖9的對比結(jié)果可知：當(dāng)干度x＜0.5時(shí)，盡管各學(xué)者的研究工況之間存在著些許差異，但是很明顯，管徑較小的微通道內(nèi)的沸騰換熱系數(shù)要遠(yuǎn)高于6.4 mm常規(guī)管道中的沸騰換熱系數(shù)。此外，將D＝3 mm，G＝400 kg／（m2·s），q＝10 kW／m2，T＝10℃時(shí)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與D＝2 mm，G＝400 kg／（m2·s），q＝10 kW／m2，T＝5℃時(shí)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比，后者的換熱系數(shù)平均值要比前者高出12%，而且考慮到后者的飽和溫度要低于前者的飽和溫度，因此當(dāng)兩者的飽和溫度相同時(shí)，這一優(yōu)勢可能會(huì)更為明顯。但是當(dāng)D＝1.5 mm，G＝300 kg／（m2·s），q＝10 kW／m2，T＝10℃時(shí)，在干度x＝0.1～0.5的范圍內(nèi)，其換熱系數(shù)的平均值比本次實(shí)驗(yàn)結(jié)果低3.5%。這可能是其質(zhì)量流率要小于本實(shí)驗(yàn)中的400 kg／（m2·s）所造成的。而當(dāng)D＝1.5 mm，G＝600 kg／（m2·s），q＝15 kW／m2，T ＝10℃時(shí)，在相應(yīng)干度范圍內(nèi)，其換熱系數(shù)的平均值比本次實(shí)驗(yàn)的結(jié)果高26%。因?yàn)榇藭r(shí)前者的質(zhì)量流率和熱流密度都遠(yuǎn)大于本實(shí)驗(yàn)中工況。這里又將前者的實(shí)驗(yàn)結(jié)果與3.1節(jié)中D＝2 mm，G＝600 kg／（m2·s），q＝15 kW／m2，T＝5℃時(shí)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對比。在相應(yīng)干度范圍內(nèi)，前者的平均換熱系數(shù)仍舊比后者高出24.8%。盡管兩者的飽和溫度存在著些許差異，但是管徑對換熱系數(shù)的影響還是很明顯的。而且總體上很容易發(fā)現(xiàn)隨著管徑的下降，管道內(nèi)的換熱系數(shù)呈現(xiàn)出上升的趨勢。造成上述現(xiàn)象的原因可能與層流底層厚度隨著管徑下降變薄等因素有關(guān)。

圖9 實(shí)驗(yàn)結(jié)果之間的對比Fig.9 The com parison between the results from different researchers

4 總結(jié)

本文對內(nèi)徑為2 mm的水平不銹鋼微通道內(nèi)對R410A的沸騰換熱特性進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。質(zhì)量流率為200～600 kg／（m2·s），熱流密度的范圍為5～15 kW／m2，干度的范圍為0.1～0.8，飽和溫度為0℃和5℃，并得到了如下一些結(jié)論：

1）當(dāng)干度x＜0.5時(shí)，熱流密度的上升并未使換熱系數(shù)產(chǎn)生明顯的變化。而當(dāng)干度x＞0.5時(shí)，隨著熱流密度的上升，換熱系數(shù)則出現(xiàn)較大幅度的上升。當(dāng)飽和溫度為0℃和5℃時(shí)，其平均增幅分別達(dá)到了4.6%和7.7%。造成上述現(xiàn)象的原因?yàn)椋焊吒啥认铝餍偷霓D(zhuǎn)變導(dǎo)致近壁面處流體的速度梯度以及溫度梯度發(fā)生改變。在這種情況下，即使近壁面處的汽泡很小，也完全有可能產(chǎn)生很好的強(qiáng)化換熱效果。

2）換熱系數(shù)的平均值會(huì)隨著質(zhì)量流率的上升而略微有所上升，在不同飽和溫度下，其增幅分別達(dá)到1.1%和2%。造成上述現(xiàn)象的原因?yàn)椋嘿|(zhì)量流率的提升導(dǎo)致近壁面流體速度梯度及溫度梯度的小幅上升。而隨著飽和溫度的上升，換熱系數(shù)的平均值并未出現(xiàn)明顯的變化。造成上述現(xiàn)象的原因則可能與飽和溫度差異較小，導(dǎo)致制冷劑物性并未出現(xiàn)明顯變化有關(guān)，或者也有可能純粹是系統(tǒng)誤差所造成的。

3）最后，將實(shí)驗(yàn)結(jié)果與Choi K I等［15］以及Ebisu T等［16］的研究結(jié)果進(jìn)行了對比分析。結(jié)果顯示，當(dāng)干度x＜0.5時(shí)，管徑較小的微通道內(nèi)的沸騰換熱系數(shù)要遠(yuǎn)高于6.4 mm常規(guī)管道中的沸騰換熱系數(shù)。隨著管徑的下降，管道內(nèi)的換熱系數(shù)呈現(xiàn)出上升的趨勢。在相應(yīng)干度范圍內(nèi)，換熱系數(shù)的平均值分別上升了18.4%、23.6%和19.5%。造成上述現(xiàn)象的原因則可能與層流底層的厚度隨著管徑的下降從而逐漸變薄等因素有關(guān)。在這種情況下，一方面小管徑中的流體勢必具有較高的溫度和速度梯度，效果顯然等同于結(jié)論1）中的分析。另一方面，較薄的層流底層也可以進(jìn)一步強(qiáng)化汽泡擾動(dòng)的效果。

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葛琪林，男，博士研究生，上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，（021）55270981，E?mail：geqilin1985＠163.com。研究方向：制冷及低溫技術(shù)。

About the corresponding author

Ge Qilin，male，Ph.D.candidate，College of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，＋86 21?55270981，E?mail：geqilin1985＠163.com.Research fields：refrigeration and cryogenic technology.

The Experimental Study of Boiling Heat Transfer of R410A in Microchannel

Ge Qilin Liu Jianhua Zhang Liang Zhang Huichen

（College of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai，200093，China）

Water The boiling heat transfer coefficients of R410A are investigated in a single horizontal stainless steel microchannel with 2 mm in?ner diameter.The experiments are conducted by varying the mass flux from 200 to 600 kg／（m2·s），heat flux from 5 to 15 kW／m2，quali?ty from 0.1 to 0.8，while maintaining the saturation temperature at 0℃ and 5℃.The results show that the boiling heat transfer coeffi?cients rise sharply with the increase of the heat flux when the quality is higher than 0.5，and the average increase amplitudes are 4.6% and 7.7%.The influence of the heat flux on heat transfer coefficients is negligible when the quality is lower than 0.5.The heat transfer coefficients rise slightly with the increase of the mass flux，and the average increase amplitudes are 1.1%and 2%.But the saturation temperature almost has no influence on heat transfer coefficients.After that，the possible mechanisms are discussed.At last，the results are also compared with the results of Choi K I et al and Ebisu T et al，whose inner diameters are 1.5 mm，3 mm and 6.4 mm.It shows that the heat transfer coefficients will increase with the decrease of the inner diameter when the quality is lower than 0.5，and the average increase amplitudes are 18.4%，23.6%and 19.5%respectively.

microchannel；boiling heat transfer coefficient；experiment study；R410A

TK124；TB64

A

0253－4339（2015）04－0058－08

10.3969／j.issn.0253－4339.2015.04.058

簡介

2014年8月28日