李慶普 陶樂(lè)仁 王通 吳生禮 李壘 胡永攀

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

R32水平單管內(nèi)的蒸發(fā)換熱特性

李慶普 陶樂(lè)仁 王通 吳生禮 李壘 胡永攀

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

本文對(duì)2根不同孔徑單管在飽和溫度分別為0℃、5℃和10℃工況下進(jìn)行水平管內(nèi)R32蒸發(fā)換熱的實(shí)驗(yàn)研究。采用熱阻分離法得到管內(nèi)制冷劑側(cè)蒸發(fā)傳熱系數(shù)，以質(zhì)量流量、飽和溫度為影響因子，對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行單管熱阻分析及綜合性能評(píng)價(jià)。結(jié)果表明：管內(nèi)傳熱系數(shù)及壓降均隨著質(zhì)量流量的增加而增加，管徑對(duì)傳熱系數(shù)影響較大，1＃傳熱系數(shù)約為2＃的1.1～1.3倍，不同質(zhì)量流量下溫度對(duì)傳熱系數(shù)及壓降的影響比重不同；隨著質(zhì)量流量的增加，管外水側(cè)熱阻占總熱阻的比例逐漸增大，管內(nèi)制冷劑側(cè)熱阻占總阻值的比例逐漸減?。粌筛鶈喂軉挝粔航祩鳠嵯禂?shù)均隨質(zhì)量流量的增加而減小，在不同質(zhì)量流量下飽和溫度對(duì)參數(shù)的影響比重不同。

蒸發(fā)換熱；質(zhì)量流量；飽和溫度；熱阻分析；綜合性能評(píng)價(jià)

在石油化工、新型能源、海水淡化等諸多行業(yè)，管內(nèi)沸騰換熱的強(qiáng)化技術(shù)逐步成為強(qiáng)化換熱領(lǐng)域中非常重要的方面，其目的在于提高新型環(huán)保工質(zhì)在現(xiàn)有換熱器中的換熱效率，以減小傳遞過(guò)程中能量的不可逆損失，進(jìn)一步減小換熱面積、降低金屬材料消耗［1］。目前對(duì)圓形管內(nèi)有相變的強(qiáng)化換熱技術(shù)已經(jīng)有幾十年的研究，積累了相當(dāng)豐富的研究成果和經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)。

作為R22的主要替代工質(zhì)，雖然R32具有一定的可燃性（A2L類，可燃性溫和），但GWP（約675）較低，ODP為零，具有與R410A類似的良好循環(huán)性能，并且充注量較小，價(jià)格便宜，因此作為R410A和R22的替代制冷劑得到廣泛研究［2－3］。在微通道換熱器的研究，制冷工質(zhì)的選擇主要集中在R410A、R134a、R134a／R32等制冷劑上［4－9］，并在已有實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上進(jìn)一步研究潤(rùn)滑油對(duì)制冷劑換熱性能的影響，對(duì)純R32在管形換熱器內(nèi)的研究相對(duì)較少。本文以R32為制冷工質(zhì)，在新型搭建實(shí)驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，研究它在兩種不同孔徑光管內(nèi)的換熱及壓降特性，根據(jù)所得實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)單管進(jìn)行熱阻分析及其綜合性能評(píng)價(jià)，以此為高效換熱器的設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)依據(jù)。

1 實(shí)驗(yàn)裝置

為使實(shí)驗(yàn)結(jié)果更具實(shí)用性，本實(shí)驗(yàn)選用R32為測(cè)試工質(zhì)，實(shí)驗(yàn)工況在一種凝結(jié)／沸騰換熱實(shí)驗(yàn)臺(tái)上運(yùn)行，具體實(shí)驗(yàn)臺(tái)原理見(jiàn)圖1。

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)主要包括制冷工質(zhì)測(cè)試系統(tǒng)、測(cè)試水循環(huán)系統(tǒng)、乙二醇循環(huán)系統(tǒng)、數(shù)據(jù)測(cè)量采集系統(tǒng)四部分。

圖1 實(shí)驗(yàn)裝置原理圖Fig.1 The diagram of the experiment device

系統(tǒng)選用型號(hào)為SJ3-M-200／2.8隔膜泵代替壓縮機(jī)提供裝置的循環(huán)動(dòng)力，該泵主要由驅(qū)動(dòng)裝置、往復(fù)活塞和泵頭三個(gè)部件組成，泵排量設(shè)計(jì)為驅(qū)動(dòng)速度、活塞行程長(zhǎng)和活塞直徑的函數(shù)，其額定流量范圍為0～200 L／h，精度為±1%。在隔膜泵出口處接有脈沖阻尼器，用于消除隔膜泵的脈動(dòng)。測(cè)試段選用套管式換熱器，密封裝配剖面圖見(jiàn)圖2，具體結(jié)構(gòu)尺寸見(jiàn)表1，制冷劑在測(cè)試銅管內(nèi)流動(dòng)，測(cè)試水在管外環(huán)形通道內(nèi)流動(dòng)，呈逆向流，不銹鋼套管裝有放氣閥，用以排除測(cè)試水中的不凝結(jié)氣體。

圖2 實(shí)驗(yàn)段密封裝配剖面圖Fig.2 The assembly section of test section

表1 測(cè)試管尺寸參數(shù)表Tab.1 Parameter of the test tube

蒸發(fā)實(shí)驗(yàn)運(yùn)行時(shí)，制冷劑在泵的驅(qū)動(dòng)下由儲(chǔ)液器流出，流經(jīng)脈沖阻尼器、質(zhì)量流量計(jì)GR1、前段加熱器HE1進(jìn)入電加熱器H3受熱，達(dá)到設(shè)定狀態(tài)時(shí)進(jìn)入測(cè)試段進(jìn)行蒸發(fā)實(shí)驗(yàn)，在測(cè)試段完全蒸發(fā)的制冷劑蒸氣流經(jīng)電磁膨脹閥EXV2進(jìn)入后端冷凝器HE3，在后端冷凝器HE3中與乙二醇水溶液換熱進(jìn)行冷凝，過(guò)冷制冷劑經(jīng)干燥過(guò)濾器流入儲(chǔ)液器，進(jìn)入下一循環(huán)。實(shí)驗(yàn)臺(tái)運(yùn)行時(shí)，前段加熱器HE1不工作，根據(jù)布置于HE1之后的鉑電阻、壓力傳感器所測(cè)的溫度、壓力值確定制冷劑焓值，與實(shí)驗(yàn)設(shè)定的測(cè)試端入口處制冷劑焓值做差計(jì)算，使用電加熱器H3對(duì)制冷劑進(jìn)行精度調(diào)節(jié)。

測(cè)試水主要在測(cè)試段與制冷劑進(jìn)行換熱，在水泵的驅(qū)動(dòng)下，測(cè)試水流經(jīng)板式換熱器HE2、電加熱器H2進(jìn)行溫度控制，然后進(jìn)入實(shí)驗(yàn)段加熱制冷工質(zhì)，最后流經(jīng)電磁流量計(jì)完成整個(gè)循環(huán)。對(duì)于乙二醇循環(huán)系統(tǒng)，乙二醇溶液與裝置內(nèi)所用換熱器進(jìn)行換熱，根據(jù)不同工況要求，對(duì)乙二醇的溫度進(jìn)行控制，并通過(guò)電磁閥、球閥等調(diào)節(jié)閥的啟閉調(diào)節(jié)改變管路中乙二醇的流向，完成不同要求下與換熱器的熱量交換。

實(shí)驗(yàn)段制冷劑側(cè)及水側(cè)溫度均采用PT100鉑電阻進(jìn)行測(cè)量，其測(cè)量精度為0.1℃，對(duì)其水浴標(biāo)定時(shí)所得相對(duì)誤差均小于0.1%；實(shí)驗(yàn)段兩側(cè)壓力選用德魯克GE5072型號(hào)的壓力變送器進(jìn)行測(cè)量，其量程為0～4.2 MPa，精度為0.2級(jí)。為解決制冷劑管路中溫度、壓力測(cè)量的準(zhǔn)確度與密封性問(wèn)題，特別設(shè)計(jì)了溫度測(cè)量模塊與壓力測(cè)量模塊，其剖面見(jiàn)圖3。測(cè)量中，制冷劑流體迎著鉑電阻的測(cè)溫頭，制冷劑管路與模塊通過(guò)配納子連接以保證良好的密封性。

圖3 測(cè)溫和壓模塊剖面圖Fig.3 The assembly section of temperature and pressure module

實(shí)驗(yàn)選用由RHM03傳感器與RHE14變送器組成的RHEONIKE型質(zhì)量流量計(jì)測(cè)量制冷劑流量。傳感器RHM03安裝于制冷劑管路，當(dāng)流體流經(jīng)兩根平行的測(cè)量管時(shí)，測(cè)量管受科氏力的作用而產(chǎn)生反向振動(dòng)，從而在進(jìn)出口產(chǎn)生相位差，檢測(cè)線圈通過(guò)檢測(cè)到的相位差推算出流體的質(zhì)量流量。傳感器RHM03通過(guò)信號(hào)線與變送器RHE14連接，最終模擬信號(hào)通過(guò)RHE14上的一路4～20 mA信號(hào)接入AI模塊進(jìn)行測(cè)量，其量程為 0.05～6 kg／min，測(cè)量精度為0.1%；選用控制-顯示一體型電磁流量計(jì)測(cè)量測(cè)試水流量，其精度為0.5級(jí)。

實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果的不確定度主要可通過(guò)公式（1）［10］求得：

其中?R為獨(dú)立變量R的總不確定度，y是影響因素，?y為變量的不確定度。

例如總傳熱系數(shù)的不確定度可由公式（2）計(jì)算得到：

得總傳熱系數(shù)的不確定度小于5%，同理可得：水側(cè)傳熱系數(shù)的不確定度小于0.5%，制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)的不確定度小于5%。壓差Δp由EJA110A型高性能差壓變送器直接測(cè)得，其量程為－100～100 kPa，測(cè)量精度為±0.065%。

2 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

2.1 測(cè)試段熱平衡檢測(cè)

實(shí)驗(yàn)運(yùn)行時(shí)，制冷劑在測(cè)試段進(jìn)口保持3℃左右的過(guò)冷度，在測(cè)試端出口保持3℃左右的過(guò)熱度，即可根據(jù)所測(cè)溫度、壓力參數(shù)求得對(duì)應(yīng)焓值，得制冷劑在測(cè)試管內(nèi)的換熱量為：

測(cè)試水在實(shí)驗(yàn)段發(fā)出的熱量：

實(shí)驗(yàn)運(yùn)行時(shí)，對(duì)于所要測(cè)試的任一工況，只有根據(jù)公式（6）所計(jì)算得的η小于5%時(shí)，才足以說(shuō)明測(cè)試段達(dá)到平衡效果，所測(cè)數(shù)據(jù)有效，然后以公式（5）所計(jì)算的Φ作為實(shí)驗(yàn)段換熱量的計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)。

2.2 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

本實(shí)驗(yàn)的目的在于得到不同工況下工質(zhì)在測(cè)試管內(nèi)的傳熱系數(shù)hr和換熱壓降Δp，以此兩個(gè)參數(shù)對(duì)制冷劑、換熱器的綜合性能進(jìn)行評(píng)價(jià)，對(duì)于測(cè)試管內(nèi)制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)hr由以下公式測(cè)得［11］。

測(cè)試管中工質(zhì)與測(cè)試水之間換熱的總熱阻等于管內(nèi)側(cè)熱阻（制冷劑側(cè)）、管壁熱阻、管外側(cè)熱阻（測(cè)試水側(cè)）之和，考慮到測(cè)試管均為未使用銅管，故可忽略壁面結(jié)垢熱阻，即：

其中：Ai為單管內(nèi)表面積，m2，Ao為管道外表面積，m2，Ap為管壁導(dǎo)熱系數(shù)的換熱面積，m2，本文取Ai與Ao的平均值。

對(duì)于總傳熱系數(shù)K：

式中：Δtm為對(duì)數(shù)平均溫差，定義為：

式中：ts為測(cè)試管內(nèi)制冷劑飽和溫度，℃；twin、twout分別為測(cè)試水進(jìn)、出口溫度，℃。

公式（7）中的hw為環(huán)形套管內(nèi)測(cè)試水側(cè)的傳熱系數(shù)，可由Dittus-Doelter［12］公式計(jì)算得到，即：

把由式（8）、式（10）計(jì)算所得的總傳熱系數(shù)K、測(cè)試水側(cè)的傳熱系數(shù)hw帶入公式（7）即可得到管內(nèi)傳熱系數(shù)hr。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及數(shù)據(jù)分析

水平單管內(nèi)流動(dòng)沸騰傳熱系數(shù)的影響因素較多，其工況調(diào)節(jié)參數(shù)主要包括制冷劑質(zhì)量流量、測(cè)試段熱流密度、制冷劑干度以及換熱的飽和溫度。由于實(shí)驗(yàn)設(shè)備的測(cè)試局限性，為方便制冷劑換熱量的計(jì)算，設(shè)定制冷劑在測(cè)試段進(jìn)出口均保持3℃左右的過(guò)冷／過(guò)熱度，制冷劑質(zhì)量流量Gm的調(diào)節(jié)范圍為10～90 kg／h，蒸發(fā)溫度設(shè)定為0℃、5℃、10℃三種，在此僅對(duì)質(zhì)量流量、飽和溫度這兩個(gè)參數(shù)對(duì)R32在水平單管內(nèi)流動(dòng)沸騰傳熱系數(shù)的影響進(jìn)行分析。通過(guò)調(diào)節(jié)隔膜泵的運(yùn)轉(zhuǎn)頻率、改變活塞行程相結(jié)合的方法改變制冷劑在系統(tǒng)內(nèi)的循環(huán)流量，隔膜泵后設(shè)有旁通回路，可使制冷劑流回儲(chǔ)液器，同樣可起到對(duì)制冷劑流量的調(diào)節(jié)作用，測(cè)試段的飽和壓力則通過(guò)調(diào)節(jié)電磁膨脹閥EXV2的開(kāi)度進(jìn)行控制。

3.1 校核實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

為保證實(shí)驗(yàn)臺(tái)各測(cè)量參數(shù)值的正確性，選取測(cè)試段制冷劑進(jìn)出口溫度、壓力值，測(cè)試水進(jìn)出口溫度值，制冷劑質(zhì)量流量值，進(jìn)行了重復(fù)性實(shí)驗(yàn)。

圖4所示為制冷劑流量值隨時(shí)間的變化曲線，選取40 kg／h、60 kg／h、80 kg／h三個(gè)質(zhì)量流量進(jìn)行重復(fù)性測(cè)試，測(cè)量誤差保持在±0.02 kg／h范圍之內(nèi)，完全符合實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的精度要求。

圖5所示為選取9.52 mm單管，0℃蒸發(fā)實(shí)驗(yàn)時(shí)的實(shí)驗(yàn)段熱平衡檢測(cè)，取n為縱坐標(biāo)。

圖4 制冷劑質(zhì)量流量值隨時(shí)間的變化曲線Fig.4 Refrigerant mass flux changing with time

由圖5可得，n取值范圍在0.97～1.03之間，即說(shuō)明實(shí)驗(yàn)臺(tái)測(cè)試段具有較好的保溫效果，符合實(shí)驗(yàn)條件要求。

圖5 實(shí)驗(yàn)段熱平衡檢測(cè)Fig.5 Thermal balance test

使用實(shí)驗(yàn)臺(tái)對(duì)單管進(jìn)行沸騰測(cè)試前，首先對(duì)?9.52 mm光管進(jìn)行了沸騰實(shí)驗(yàn)，將所得數(shù)據(jù)與Gnielinski公式計(jì)算值進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論計(jì)算數(shù)據(jù)相差在5%以內(nèi)，進(jìn)一步驗(yàn)證了實(shí)驗(yàn)臺(tái)的可靠性。

3.2 管內(nèi)換熱特性及流阻分析

圖6所示為兩根單管管內(nèi)蒸發(fā)傳熱系數(shù)hr隨制冷劑流量的變化關(guān)系，從圖中可以看出傳熱系數(shù)hr隨著工質(zhì)流量的增加而增大，且相應(yīng)的蒸發(fā)溫度越高，其形成曲線的斜率越大，即傳熱系數(shù)hr隨工質(zhì)流量的增加幅度越大，同樣可以看出對(duì)于相同的溫度變化梯度，質(zhì)量流量越大，對(duì)應(yīng)的傳熱系數(shù)hr間的差值越大，即溫度對(duì)傳熱系數(shù)的影響比重逐漸增大，這主要是由工質(zhì)黏度隨溫度的變化而引起的，飽和溫度越高，其液體制冷劑黏度越小，進(jìn)而導(dǎo)致?lián)Q熱邊界層內(nèi)速度變化較大，其湍流度增強(qiáng)，進(jìn)而增強(qiáng)換熱，而在特定質(zhì)量流量工況下，對(duì)于不同管徑的換熱管而言，管徑越小，其傳熱系數(shù)越大，其中1＃傳熱系數(shù)大約是2＃的1.1～1.3倍，這是因?yàn)楣軓皆叫〖垂軆?nèi)制冷劑流速越大，直接影響管內(nèi)工質(zhì)的湍流度，增強(qiáng)換熱［13］。

圖6 傳熱系數(shù)隨質(zhì)量流量Gm的變化關(guān)系Fig.6 Heat transfer coefficient changing with mass flux Gm

圖7為兩根單管測(cè)試段壓降Δp隨質(zhì)量流量的變化關(guān)系，從圖中可以看出實(shí)驗(yàn)結(jié)果完全符合理論計(jì)算公式，即壓降Δp隨質(zhì)量流量的增加而增加，且飽和溫度越高，壓降Δp隨質(zhì)量流量的平方成正比的變化趨勢(shì)越明顯。由1＃管不同飽和溫度下的實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，在特定質(zhì)量流量工況下，飽和溫度越低其對(duì)應(yīng)的壓降越大，且在相同的溫度變化梯度下，質(zhì)量流量越低，溫度對(duì)壓降Δp的影響比重越大，而當(dāng)質(zhì)量流量＞60 kg／h時(shí)，溫度對(duì)壓降Δp產(chǎn)生的影響可以忽略不計(jì)。這同樣符合黏度對(duì)壓降的影響規(guī)律，即管內(nèi)工質(zhì)黏度越小，管內(nèi)對(duì)其流動(dòng)阻力越小，即壓降越小。在相同實(shí)驗(yàn)運(yùn)行工況下，同樣由圖7可得在特定質(zhì)量流量下，管徑越小，其壓降越大，其中1＃測(cè)試管壓降大約是2＃的3.7～5.7倍，這同樣是因?yàn)楣軓皆叫〖创砉軆?nèi)制冷劑流速越大，而壓降又與工質(zhì)流速的平方成正比，導(dǎo)致了兩種管有較大的壓降差距［14］。

3.3 熱阻分析

對(duì)熱阻分配的明細(xì)化，有利于進(jìn)一步分析獲得換熱器強(qiáng)化換熱的改進(jìn)方向。根據(jù)實(shí)驗(yàn)運(yùn)行結(jié)果計(jì)算可得：管內(nèi)制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)、環(huán)形套管內(nèi)水側(cè)傳熱系數(shù)以及管子的傳熱系數(shù)，然后進(jìn)一步求出以單管外表面為基準(zhǔn)的制冷劑側(cè)換熱面積熱阻do／（di·hr）、單管管壁的導(dǎo)熱面積熱阻（do／2λ）ln（do／di）、環(huán)形套管內(nèi)水側(cè)面積熱阻1／ho以及總傳熱面積熱阻1／K。由于管壁的導(dǎo)熱面積熱阻只與管壁的選材、尺寸有關(guān)，不受實(shí)驗(yàn)工況的干擾，故在實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理中不作考慮。

圖8、圖9分別為兩根單管的水側(cè)與制冷劑側(cè)熱阻占總熱阻的比例隨質(zhì)量流量的變化情況。由圖可得：隨著質(zhì)量流量的增加，管外水側(cè)熱阻占總熱阻的比例逐漸增大，而管內(nèi)制冷劑側(cè)熱阻占總阻值的比例逐漸減小，文獻(xiàn)［15］同樣在實(shí)驗(yàn)中觀察到了類似現(xiàn)象。按此變化趨勢(shì)，如果制冷劑質(zhì)量流量足夠大，則可得到管內(nèi)、管外熱阻相等甚至管外熱阻大于管內(nèi)熱阻的實(shí)驗(yàn)現(xiàn)象。

圖7 測(cè)試段壓降Δp隨質(zhì)量流量Gm的變化關(guān)系Fig.7 Pressure drop Δp changing with mass flux Gm

圖3、圖4同樣可得1＃管參數(shù)變化趨勢(shì)遠(yuǎn)大于2＃管參數(shù)，這是因?yàn)樵谙嗤馁|(zhì)量流量變化梯度內(nèi)，管內(nèi)制冷劑流速變化隨著管徑的減小而增大，導(dǎo)致管內(nèi)流體湍流度不同，呈現(xiàn)出不同的換熱變化趨勢(shì)。

圖8 水側(cè)熱阻所占比例隨質(zhì)量流量Gm的變化關(guān)系Fig.8 Proportion of the water heat resistance changing with mass flux Gm

3.4 管內(nèi)綜合特性分析

在評(píng)價(jià)單管實(shí)用性能時(shí)，要綜合考慮傳熱系數(shù)和壓力損失，因?yàn)閴簱p的增加可能導(dǎo)致泵功的增加，即增加系統(tǒng)能耗，提高運(yùn)行成本，所以在選用單管作為換熱器時(shí)，要對(duì)單管的換熱能力和流阻特性進(jìn)行綜合考慮。參考其它文獻(xiàn)，常用的評(píng)價(jià)方法之一是比較單管單位壓降內(nèi)的傳熱系數(shù)，由于換熱與壓降息息相關(guān)，傳熱系數(shù)的增加一般都會(huì)伴有壓降的增加，但兩者的增加程度有所不同。

圖10所示為兩根單管蒸發(fā)過(guò)程中單位壓降傳熱系數(shù)隨質(zhì)量流量Gm的變化關(guān)系，由圖可知，單位壓降傳熱系數(shù)隨質(zhì)量流量Gm的增加而減小，這與文獻(xiàn)［16］中的研究結(jié)果相近。對(duì)于1＃管而言，飽和溫度對(duì)單位壓降傳熱系數(shù)的影響比重隨著質(zhì)量流量Gm的增加而減小，而對(duì)于2＃管，飽和溫度對(duì)單位壓降傳熱系數(shù)的影響并不隨質(zhì)量流量Gm的變化而變化，這可能是因?yàn)榇藭r(shí)制冷劑在2＃管內(nèi)的流速要比在1＃管內(nèi)流速小得多，圖10也間接說(shuō)明了速度、溫度兩個(gè)參數(shù)對(duì)傳熱系數(shù)與壓降在不同工況下的影響比重的不同。

圖9 制冷劑側(cè)熱阻所占比例隨質(zhì)量流量Gm的變化關(guān)系Fig.9 Proportion of the refrigerant heat resistance changing with mass flux Gm

圖10 單位壓降蒸發(fā)傳熱系數(shù)隨質(zhì)量流量Gm的變化關(guān)系Fig.10 Heat transfer coefficient per pressure drop changing with mass flux Gm

4 結(jié)論

以R32為制冷劑，通過(guò)對(duì)兩種孔徑光管在不同工況下的蒸發(fā)換熱實(shí)驗(yàn)研究可得：

1）制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)及壓降均受到飽和溫度、質(zhì)量流量的影響，且不同質(zhì)量流量下溫度對(duì)兩種參數(shù)的影響比重各不相同，而對(duì)于孔徑而言，1＃管傳熱系數(shù)大約是2＃管的1.1～1.3倍，而壓降卻是2＃管的3.7～5.7倍。

2）隨著質(zhì)量流量的增加，管外水側(cè)熱阻占總熱阻的比例逐漸增大，管內(nèi)制冷劑側(cè)熱阻占總阻值的比例逐漸減，且1＃管此種變化趨勢(shì)遠(yuǎn)大于2＃管，這可能是管內(nèi)工質(zhì)速度變化量的不同導(dǎo)致的。

3）兩根光管單位壓降傳熱系數(shù)均隨質(zhì)量流量Gm的增加而減小，對(duì)于1＃管，飽和溫度對(duì)單位壓降傳熱系數(shù)的影響比重隨著質(zhì)量流量的減小而增大，而對(duì)于2＃管，飽和溫度幾乎不對(duì)單位壓降傳熱系數(shù)產(chǎn)生影響。

本文受上海市動(dòng)力工程多相流動(dòng)與傳熱重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開(kāi)放基金（13DZ2260900）項(xiàng)目資助。（The project was supported by Opening Project of Shanghai Key Laboratory of Multiphase Flow and Heat Transfer in Power Engineering（No.13DZ2260900）.）

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Evaporation Heat Transfer of R32 inside Horizontal Tubes

Li Qingpu Tao Leren Wang Tong Wu Shengli Li Lei Hu Yongpan
（Institute of Refrigeration and Cryogenics，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai，200093，China）

This paper studies the evaporation heat transfer of R32 inside two different diameters of horizontal tubes under saturation temperatures of 0℃，5℃，and 10℃.The evaporation heat transfer coefficient of the refrigerant was obtained by using a heat resistance separating method.Taking mass flux and saturation temperature as the influencing factors，the experiment results include two parts：analysis of single-tube thermal resistance and evaluation of single-tube comprehensive performance.The experimental results indicate that the heat transfer coefficient and pressure drop rise as the mass flux rate increases.The diameter has a great influence on the heat transfer coefficient，and the heat transfer coefficient of No.1 is 1.1～1.3 times as that of No.2.The effect of temperature on the heat transfer coefficient and the pressure drop differs under different mass flux rate.As the mass flux rate increases，the proportion of the external water sidetube resistance to the total thermal resistance increases，while that of the inside gradually decreases.The heat transfer coefficient per pressure drop of two single tubes decreases as the mass flux rate increases.The saturation temperature shows various effects on the parameters at different mass flux rate.

evaporation heat transfer；mass flux；saturation temperature；thermal resistance analysis；evaluation of comprehensive performance

TB64；TQ051.5

：A

0253－4339（2017）03－0036－07

10.3969／j.issn.0253－4339.2017.03.036

李慶普，男，博士研究生，上海理工大學(xué)制冷與低溫工程研究所，18301933780，E-mail：usstlqp＠163.com.研究方向：制冷系統(tǒng)強(qiáng)化換熱。

2016年9月14日

About the corresponding author

Li Qingpu，male，doctor，Institute of Refrigeration＆Cryogenics，University of Shanghaifor Science and Technology， ＋86 18301933780，E-mail：usstlqp＠163.com.Research fields：heat transfer enhancement of refrigeration system.