微肋管內(nèi)R513a流動沸騰換熱特性實驗研究

仇富強李慶普

（1銅陵學院電氣工程學院 安徽 銅陵 244061；2浙江大學能源與動力工程學院，浙江 杭州 310058）

對管內(nèi)流動沸騰換熱特性進行研究的目的在于：當翅片式換熱器用作蒸發(fā)器時，研究其在不同運行環(huán)境對其換熱特性的影響，并為其提供實驗依據(jù)和理論基礎。管內(nèi)流動沸騰換熱主要包含兩種換熱機制，即池沸騰換熱和對流換熱。換熱機制不同，則實驗變量呈現(xiàn)出的影響效果也不同，且在相同工況下，工質(zhì)物性不同，其管內(nèi)換熱機制也不同。因此，在采用理論模型對管內(nèi)換熱特性進行預測時，需使用無量綱變量表征各變量的影響效果。基于實驗數(shù)據(jù)，諸多學者對實驗變量對管內(nèi)換熱特性的影響效果、理論模型的擬合機制及預測精度等展開了大量研究分析。

吳曉敏等、胡海濤等、楊俊蘭等、安德烈（Andrea）等均基于不同規(guī)格換熱管內(nèi)不同工質(zhì)流動沸騰換熱實驗，研究了熱流密度、質(zhì)量流量、飽和溫度、干度、管型尺寸等變量對管內(nèi)換熱特性的影響，并從機理上對其進行了解釋[1-4]。劉忠彥等以24篇文獻中的4 040個實驗數(shù)據(jù)點為依據(jù)，建立了全面的Co2管內(nèi)流動沸騰換熱數(shù)據(jù)庫，可為研究更為精確的新型換熱關聯(lián)式提供幫助[5]。胡海濤等基于光管內(nèi)流動沸騰流型圖和管內(nèi)R410A－油混合物的流動沸騰換熱實驗數(shù)據(jù)，建立了R410A－油在光管內(nèi)流動沸騰換熱關聯(lián)式，其預測誤差在±20%以內(nèi)[6]。張小艷等通過光管和2種內(nèi)螺紋管內(nèi)R417a的流動沸騰換熱實驗，通過對卡坦(Kattan)模型進行修正，提出了一個適用于微肋管內(nèi)流動沸騰換熱關聯(lián)式，其預測偏差基本在±30%以內(nèi)[7]。仇富強等通過實驗研究比較了R32在水平光管/微肋管內(nèi)流動沸騰換熱特性，結果表明：微肋管內(nèi)的換熱系數(shù)較光管內(nèi)的大[8]。哈塔米普（Hatamipour）等基于重力、表面張力、氣液剪切力等對管內(nèi)兩相流的影響，參考大量實驗數(shù)據(jù)對管內(nèi)流型（分層流、分層－波狀流、環(huán)狀流、霧狀流等）進行了詳細分類[9-10]。

本文通過實驗對R513a在水平管內(nèi)的流動沸騰換熱進行研究，分析熱流密度、質(zhì)流密度、干度、肋片結構等對管內(nèi)換熱特性的影響，并對管內(nèi)換熱特性進行理論分析。同時，采用不同類型關聯(lián)式對微肋管內(nèi)換熱系數(shù)進行預測，并與實驗值對比，以確定管內(nèi)主導換熱機制、關聯(lián)式適用范圍。進行實驗研究和分析。實驗裝置主要包括：換熱測試回路、冷源系統(tǒng)、電加熱系統(tǒng)、溫度/壓力/流量測量系統(tǒng)、實驗設備控制系統(tǒng)等。原理結構如圖1所示。

圖1 管內(nèi)流動沸騰換熱實驗系統(tǒng)原理

1 實驗系統(tǒng)

1.1 實驗裝置

本文搭建實驗臺，對管內(nèi)流動沸騰換熱特性

由圖1可知，換熱測試回路由制冷劑泵、質(zhì)量流量計、預熱器、有效換熱段、膨脹閥、冷凝器、儲液器、過冷器、低溫冷源等主要部件組成。通過改變制冷劑泵運轉(zhuǎn)頻率對工質(zhì)流量進行調(diào)節(jié)；電加熱系統(tǒng)、冷源系統(tǒng)共同維持系統(tǒng)能量平衡，通過調(diào)節(jié)預熱段電加熱對換熱段進口工質(zhì)狀態(tài)進行控制；由于冷凝器、儲液器、過冷器所起作用不同，因此所配低溫冷源溫區(qū)不同。其中，工質(zhì)在冷凝器內(nèi)進行冷凝處理，可通過調(diào)節(jié)儲液器壓力對換熱段飽和壓力進行細微控制；為防止制冷劑泵氣蝕，采用過冷器對工質(zhì)進行過冷處理，即泵進口處工質(zhì)需保持大于5℃的過熱度；換熱段工質(zhì)的飽和壓力可通過調(diào)節(jié)膨脹閥開度進行控制；此外，系統(tǒng)內(nèi)工質(zhì)溫度/壓力狀態(tài)分別采用鉑電阻、壓力變送器測量，各實驗設備/儀表具體型號如表1所示。

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實驗選用電加熱塊對實驗管進行加熱，以保證熱流密度均勻及換熱平衡，電加熱塊設計采用鋁制金屬塊內(nèi)嵌入電加熱棒的形式，并在三個位置點布置卡槽，以留出空隙以便于T型熱電偶對壁溫進行測量；換熱管每個測量位置在上下左右四個方位各布置一個熱電偶，以四個熱電偶測量值的平均值作為該點壁溫，具體布置如圖2所示。

圖2 換熱管壁溫測量方式

實驗選用4.0 mm外徑微肋管作為測試管，具體結構參數(shù)為：內(nèi)徑3.4 mm、肋片數(shù)40、肋高0.12 mm、齒頂角43o、螺旋角43o。實驗工況為：150 kg/(m2·s)、200 kg/(m2·s)、300 kg/(m2·s)、400 kg/(m2·s)的質(zhì)流密度，12 kW/(m2·s)、30 kW/(m2·s)、60 kW/(m2·s)的熱流密度，20℃的飽和溫度，0.1～1的測試干度。

1.2 數(shù)據(jù)處理

在預熱段進口工質(zhì)處于過冷狀態(tài)，可根據(jù)所測溫度/壓力對工質(zhì)焓值進行計算。通過改變預熱段電加熱塊連接電壓/電流對實驗段進口工質(zhì)狀態(tài)進行調(diào)節(jié)，即：

式中：mr為系統(tǒng)內(nèi)工質(zhì)循環(huán)流量，kg/s；hpre,in/hpre,out分別為預熱段進出口工質(zhì)焓值，kJ/kg；Upre/Ipre分別為接入預熱段電加熱塊電壓/電流，V/A。

通過調(diào)節(jié)換熱段電加熱塊連接電壓/電流對實驗段出口工質(zhì)狀態(tài)進行控制，即：

式中：hht,in、hht,out分別表示實驗段進出口工質(zhì)焓，kJ/kg；Uht/Iht分別為接入實驗段電加熱塊電壓/ 式中：hht,in、hht,out分別表示實驗段進出口工質(zhì)焓，kJ/kg；Uht/Iht分別為接入實驗段電加熱塊電壓/電流，V/A。

根據(jù)實驗段進出口焓值對工質(zhì)干度進行計算，即：

本研究以換熱管進出口干度算術平均值作為工質(zhì)狀態(tài)分析值，即：

式中：hl/hv分別為工質(zhì)對于飽和狀態(tài)液相/氣相焓值，kJ/kg。

實驗段熱流密度qm為：

式中：Do為換熱管外徑，m；L為實驗段有效換熱長度，m。

管內(nèi)換熱系數(shù)HTC為：

式中：Twall表示實驗管壁溫，℃；Tsat表示實驗飽和溫度，由飽和壓力計算得到，℃。

為校核所獲實驗數(shù)據(jù)的精確度，選取式（8）經(jīng)計算得知管內(nèi)換熱系數(shù)不確定度為9.7%，實驗數(shù)據(jù)可靠。

式中：δR分別表示實驗變量R的不確定度和影響變量。

3 結果與分析

3.1 沸騰換熱特性

管內(nèi)流動沸騰換熱機制主要包含強制對流沸騰換熱和池沸騰換熱。前者主要受質(zhì)流密度、干度等變量影響；而后者主要受熱流密度影響。實驗工況對換熱特性的影響原則上是其對兩種換熱機制影響的綜合效果如圖3、圖4所示。

圖3 換熱系數(shù)受質(zhì)量密度的影響

圖4 熱流密度對換熱系數(shù)的影響

如圖3所示可知：當質(zhì)流密度增加時，管內(nèi)換熱系數(shù)是增大的。這是因為質(zhì)流密度的增加可使管內(nèi)兩相流湍流度增強、流換熱效果變好；此外，低干度工況下，管內(nèi)換熱系數(shù)隨著干度的升高而增大，即此時強制對流沸騰換熱機制在管內(nèi)換熱中占據(jù)主導地位，而在大干度工況下，管內(nèi)換熱系數(shù)隨干度的增大而減小，即表征此時管內(nèi)發(fā)生干涸現(xiàn)象，管內(nèi)兩相流流型主要為霧狀流，且其干涸臨界點隨著質(zhì)流密度的增加而增大[11]。

如圖4所示可知：質(zhì)流密度為400 kg/(m2·s)工況下，當干度較小時，池沸騰換熱機制在管內(nèi)換熱中占據(jù)主導地位，此時熱流密度越大，換熱系數(shù)也就越大。此外，實驗工況相同時，隨著熱流密度的變大，管內(nèi)換熱轉(zhuǎn)為干涸換熱區(qū)的時間提前，即干涸臨界點與熱流密度的增加成反比。

根據(jù)多雷蒂（Doretti）等的研究，相比于光滑管，肋片的存在可使微肋管內(nèi)兩相流在低干度下提前進入環(huán)狀流，使其呈現(xiàn)更好的換熱效果[12]。此外，肋片的存在可使換熱面積增加、換熱效果得到強化，而換熱強化倍率大于換熱面積增加比直接證實了肋片以多種強化機制強化換熱效果。由于本文并未做光管內(nèi)流動沸騰換熱實驗，而采用了宗（Jung）關聯(lián)式[13]對光管內(nèi)換熱系數(shù)進行計算。根據(jù)Jung的實驗分析，該關聯(lián)式可對光管內(nèi)純工質(zhì)換熱系數(shù)實現(xiàn)-1.4%～10.7%的精度預算，且由于其擬合工況與本文實驗工況相近，因此，本文中Jung關聯(lián)式完全可滿足光管換熱系數(shù)的計算要求。肋片對管內(nèi)換熱系數(shù)的影響如圖5所示。

圖5 換熱系數(shù)受肋片結構的影響

如圖5所示可看出：與光管相比微肋管內(nèi)換熱系數(shù)較大，且隨著干度的增加，換熱強化倍率增大。這是因為當干度增大時，在管內(nèi)換熱中逐漸以強制對流沸騰換熱機制為主，而肋片的存大可對兩相流擾動，從而直接強化管內(nèi)對流換熱效果；與光管相比，微肋管內(nèi)換熱步入干涸換熱區(qū)所對應干度值增大，即肋片的存在使管內(nèi)兩相流由環(huán)狀流向霧狀流轉(zhuǎn)變的時間延遲，進而使換熱效果得以強化。

3.2 關聯(lián)式預測對比

為對管內(nèi)換熱機制進行高精度分析，本研究采用6個關聯(lián)式對管內(nèi)換熱特性進行預測。其中：Yu et al、Thome et al、Cavallini et al、Diani et al均將管內(nèi)流動沸騰換熱機制分為池沸騰換熱和強制對流沸騰換熱，并基于實驗數(shù)據(jù)對兩種換熱機制所起到的比重效果受實驗變量的影響規(guī)律進行分析。Yu et al主要基于微肋管壁面與光滑管壁面結構上的差異對光滑管換熱關聯(lián)式進行改進，換熱系數(shù)計算中引入等效雷諾數(shù)、面積增加比率等無量綱參數(shù)，用于表征肋片的作用效果[14]；Thome et al綜合研究了肋片對液膜、流換熱和核態(tài)沸騰換熱的影響，并特別指出：管內(nèi)液膜流動為湍流流動，而非膜狀蠕動[15]；除以上兩種換熱機制外，Cavallini et al還考慮了表面張力、毛細作用力等對換沸騰換熱的強化效果，確保在小質(zhì)流密度工況下關聯(lián)式的預測精度仍具有較高值[16]；而Diani et al關聯(lián)式為基于微肋管內(nèi)R1234ze（E）流動沸騰換熱特性的Cavallini et al關聯(lián)式的改進型，旨在提高關聯(lián)式預測范圍及精度[17]。不同于以上四者，Yun et al根據(jù)工質(zhì)表面張力、壁面粗糙度、液膜厚度等對沸騰換熱效果的影響，通過在光管換熱關聯(lián)式內(nèi)添加相應無量綱參數(shù)得到了適用于微肋管內(nèi)換熱特性預測的關聯(lián)式，以滿足相應工況下管內(nèi)換熱特性的預[18]測；Mehendale使用11個無量綱變量建立了關聯(lián)式，可通過修正各無量綱變量的指數(shù)表征不同工況下?lián)Q熱特性影響因素中不同變量的影響權重，使其可用于對管內(nèi)近共沸混合制冷劑換熱特性進行預測[19]。

采用6種關聯(lián)式得出的微肋管內(nèi)換熱系數(shù)的預測值如圖6所示。

圖6 關聯(lián)式對微肋管內(nèi)換熱系數(shù)預測效果

如圖6所示可看出：6個關聯(lián)式中，Yun et at關聯(lián)式預測效果最優(yōu)，約72%的實驗值分布在±30%的預測范圍內(nèi)，其平均誤差為5.12%，平均絕對誤差為23.74%。此外，Yu et al關聯(lián)式和Cavallini et al關聯(lián)式二式預測值比管內(nèi)換熱系數(shù)實驗值高，盡管Yu et al關聯(lián)式具有更小的預測誤差，但其預測精度受干度等變量影響較大；僅有Diani et al關聯(lián)式低估了大部分實驗數(shù)據(jù)，其對質(zhì)流密度為200 kg/(m2·s)、300 kg/(m2·s)工況下其預測精度更高；Thome et al關聯(lián)式同樣具有較好的預測效果，其平均誤差和平均絕對誤差均小于20%，但干度、熱流密度等變量對其預測誤差影響較大，約有21%的實際實驗值在±30%的預測范圍之外；Mehendale關聯(lián)式低估了約71.4%的實驗數(shù)據(jù)，但其預測集中性較差，即不同工況下關聯(lián)式計算值與實驗值之間差值較大。各關聯(lián)式具體預測誤差如表2所示。

綜上所述：Yun et at關聯(lián)式和Thome et al關聯(lián)式預測效果最佳，在下步實驗分析中可采用此關聯(lián)式對未試驗工況進行計算。各關聯(lián)式預測精度受質(zhì)流密度、熱流密度、干度等變量的影響較大，故為進一步提高關聯(lián)式預測精度，需基于大量實驗數(shù)據(jù)對關聯(lián)式結構進行改進，以減小不同關聯(lián)式計算值與實驗值之差。此外，相對于Thome et al關聯(lián)式，各實驗變量對同一干度下Yun et at關聯(lián)式的預測精度影響并不大，即Yun et at關聯(lián)式的預測精度受質(zhì)流密度、熱流密度的影響較大，而受干度的影響較小。因此，在相同質(zhì)流密度、熱流密度工況下，Yun et at關聯(lián)式的計算值隨干度的變化趨勢與實驗值隨干度的變化規(guī)律相近，進一步驗證了Yun et at關聯(lián)式的實用性。

4 結論

基于實驗數(shù)據(jù)，可得主要結論如下：

（1）管內(nèi)換熱系數(shù)值隨質(zhì)流密度、熱流密度增大而增大，隨干度的增加先增大后減?。浑S質(zhì)流密度的增大、熱流密度的減小，其臨界干度點增大；與光體魄相比，微肋管內(nèi)換熱系數(shù)較大，且其換熱強化倍率與干度呈正相關；相比于光管，微肋管內(nèi)換熱步入干涸換熱區(qū)所對應干度值增大。

（2）所有關聯(lián)式中，Yun et at關聯(lián)式預測精度最佳，其平均誤差及平均絕對誤差分別為5.12%和23.74%；Yu et al關聯(lián)式和Cavallini et al關聯(lián)式預測值均大于管內(nèi)換熱系數(shù)實驗值，僅Diani et al關聯(lián)式預測值低于大部分實驗值，且在低質(zhì)流密度工況下其預測精度更高；Thome et al關聯(lián)式計算值對79%的實驗數(shù)據(jù)的預測誤差在±30%以內(nèi)，其預測誤差受干度、熱流密度等變量影響較大；而Mehendale關聯(lián)式預測值小于約71.4%的實驗值，且其預測集中性較差。