范立娜 張聚國

山東魯新設計工程有限公司濟南分公司

0 前言

隨著能源危機的加深、環(huán)境污染的加重，制冷行業(yè)廣泛應用的HCFCs 制冷劑對大氣環(huán)境的破壞作用被引起注意，HCFCs替代制冷劑的研究逐漸成為研究的焦點。林小茁[1]、王朝鑫[2]提出R32是一種和諧兼顧減排、節(jié)能、安全、市場和替代物轉軌等諸方面要求、很有前景的替代R22、R410A 的長期制冷劑。王超[3]、秦妍[4]等針對R32制冷系統(tǒng)排氣溫度過高問題均提出相應解決方案，并通過試驗驗證了對應方案的可行性，Xu et al[5]也對R32 熱泵系統(tǒng)的性能進行了分析。

對于R32工質換熱器的換熱特性，楊英英[6]、王歡[7]分別對水平光管內(nèi)R32 兩相冷凝換熱機制、管內(nèi)流型受試驗變量的影響規(guī)律進行了試驗研究。此外，Belch? et al[8]僅對R32、R410A的冷凝換熱特性進行了對比研究，而Li et al[9]則擴大了制冷劑的驗證范圍，檢測工質主要包含R447A、R1234ze、R134a和R32，根據(jù)試驗數(shù)據(jù)，對不同制冷劑變現(xiàn)出的不同換熱特性進行對比分析。

本文主要對內(nèi)徑為5 mm、6 mm 和8 mm 的水平光管內(nèi)R22、R32的流動冷凝換熱特性進行分析，除對工況條件、管徑、制冷劑物性對換熱特性的影響進行分析外，還對換熱器兩側換熱熱阻受工況條件的影響進行了定量分析，進而為換熱器強化換熱提供方向。

1 試驗裝置

管內(nèi)R32 流動冷凝換熱試驗系統(tǒng)如圖1 所示，系統(tǒng)主要由制冷劑循環(huán)、水循環(huán)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)三部分組成。R32 流動循環(huán)過程為：儲存于儲液器的過冷制冷劑在隔膜泵的驅動下經(jīng)質量流量計流入預熱器，在預熱器內(nèi)的電加熱管作用下被加熱到過熱狀態(tài)，爾后進行換熱管，在換熱管內(nèi)完全冷凝完成冷凝試驗。然后，經(jīng)膨脹閥節(jié)流后進入冷凝器做進一步過冷處理，最終流入儲液器，完成下一循環(huán)。

圖1 試驗系統(tǒng)圖

換熱管有效換熱區(qū)域本質上為一套管式冷凝器，制冷劑在試驗管內(nèi)流動，冷卻水在環(huán)形管道內(nèi)流動。試驗選用內(nèi)徑分別為5 mm、6 mm、8 mm的光管為換熱管，對應編號為1#、2#和3#。

選用PT100鉑電阻測量系統(tǒng)內(nèi)流體溫度，選用0.075 級壓力變送器測定系統(tǒng)各處壓力值，選用美國Fisher-Rosemount質量流量計來測量制冷劑循環(huán)流量，其精度為0.15 級。試驗選用西門子PLC S7-300 監(jiān)控系統(tǒng)參數(shù)，用三維力控程序編制管內(nèi)流動冷凝換熱試驗臺數(shù)據(jù)采集程序，方便觀察系統(tǒng)運行主要參數(shù)及參數(shù)變化趨勢。

2 數(shù)據(jù)處理

試驗運行時，首先運行R22 冷凝試驗，待所有工況運行完畢，對R22進行回收，進行抽真空處理，再次沖入R32，在相同試驗工況下運行同樣試驗，R32、R22 的物性參數(shù)見表1。試驗設定工況為：制冷劑質量流量500~1 100 kg/(m2·s), 冷凝溫度為35 ℃、40 ℃和45 ℃，冷凍水雷諾數(shù) Re 為10 000、20 000、40 000。

表1 R22、R32的物性參數(shù)

選用冷卻水吸熱量為試驗管換熱量的計算標準，即：

選用熱阻分離法對試驗管內(nèi)外側換熱系數(shù)進行計算，并以試驗管外表面積為標準。

試驗管總換熱系數(shù)K為：

環(huán)形管道內(nèi)冷卻水并沒有發(fā)生相變，因此使用公式Gnielinski[10]對冷卻水換熱系數(shù)進行計算，即：

由公式(2)、(3)計算所得總換熱系數(shù)、冷卻水換熱系數(shù)，即可根據(jù)熱阻分離法求得管內(nèi)制冷劑換熱系數(shù)，即：

式中：

tw,in、tw,out——冷卻水進出口溫度，℃；

Cp——冷卻水比熱容；

△t——換熱平均溫差，℃；

Ai/Ao——分別為試驗管內(nèi)外表面積，分別由試驗管內(nèi)外徑Di/Do計算而得；

l——有效換熱長度。

最后使用誤差傳遞公式(5)、(6)對換熱系數(shù)的可靠性進行分析，即：

經(jīng)計算，總傳熱系數(shù)的不確定度為8.47%，冷卻水換熱系數(shù)的不確定度為2.95%，管內(nèi)制冷劑換熱系數(shù)不確定度為9.51%。

3 結果與分析

管內(nèi)流型與管內(nèi)換熱特性密切相關，經(jīng)計算，試驗運行工況下試驗管內(nèi)制冷劑流型主要為環(huán)狀流。

3.1 換熱系數(shù)

冷凝溫度為35 ℃、40 ℃、45 ℃，制冷劑質量流量500~1 100 kg/(m2·s)，冷凍水Re為20 000的工況下，1#管內(nèi)R32換熱系數(shù)受工況條件的影響規(guī)律如圖2 所示。由圖2 可知，管內(nèi)換熱系數(shù)隨質量流量的增加而增大，這是因為管內(nèi)兩相流氣相/液相流速均隨質量流量的增加而增大，且氣相密度小于液相密度，致使氣相流速增加比重大于液相流速增加比重，可造成更大的氣液界面剪切力，即質量通量主要通過管內(nèi)兩相流湍流度增強管內(nèi)換熱特性。

圖2 工況條件對換熱系數(shù)的影響

管內(nèi)換熱系數(shù)隨著冷凝溫度的降低而增大。由表1 可得：管內(nèi)R32 氣相速度隨著溫度的升高而減小、液相速度隨著溫度的升高而增大，即氣液速度差隨著溫度的升高而減小，進一步降低管內(nèi)液膜湍流度；此外，R32 液相導熱系數(shù)隨著溫度的降低而增大。即：溫度越低，管內(nèi)液膜導熱系數(shù)越高，管內(nèi)兩相流湍流度越大，均可促進管內(nèi)換熱效果。

雖然針對管內(nèi)換熱特性受換熱管結構參數(shù)影響的研究已有很多，但是，對于管徑對管內(nèi)換熱機制的影響，部分學者的試驗研究與理論結論相悖。理論上，相同工況下，雖然管內(nèi)氣液相流速相同，但在小管徑試驗管內(nèi)液膜厚度較小，使管內(nèi)氣相制冷劑與管內(nèi)壁之間換熱熱阻減小，管內(nèi)換熱特性可通過管徑的減小得到強化，而在Baird[11]的研究中，管徑的變化對管內(nèi)R123 換熱系數(shù)的影響很小。因此，為明確管徑對管內(nèi)換熱機制的影響，本文對35 ℃冷凝溫度、20 000 測試水Re 工況下，試驗管內(nèi)R32 流動冷凝換熱系數(shù)隨管徑的變化關系進行了研究，實驗結果如圖3所示：管內(nèi)R32換熱系數(shù)隨著管徑的減小而增大，其中，1#管內(nèi)換熱系數(shù)約是2#管內(nèi)換熱系數(shù)的1.083~0.152倍，約是3#管內(nèi)換熱系數(shù)的1.263~1.349倍。

圖3 管徑對換熱系數(shù)的影響

R32 作為R22 的替代性制冷劑，大量學者對兩者的制冷系統(tǒng)性能進行了對比研究。除王超[12]對空調系統(tǒng)內(nèi)R32和R22的制冷量、COP進行對比分析外，史琳[13]則從減排、安全、市場、性能方面對R32的可替代性進行了對比分析。

本文主要對管內(nèi)R32 和R22 的流動冷凝換熱特性進行了對比，具體對比結果見圖4。由圖4 可知，R32的換熱系數(shù)約是R22的換熱系數(shù)的1.576~1.718倍，高約2.68~ 5.59 kW/(m2·K)，且換熱強化倍率、換熱系數(shù)提高幅度均隨著質量流量的增加而增大。制冷劑物性間的差異決定了管內(nèi)不同制冷劑表現(xiàn)出不同的換熱效果。由表1 可得，R32 的氣液密度比大于R22 的氣液密度比，說明在相同工況下，R32 具有更大的氣液界面剪切力，此外，R32 的液相密度小于R22，表征管內(nèi)液膜較大的流速，兩者均可增強液膜內(nèi)湍流效果；冷凝換熱中，液膜熱阻是管內(nèi)側換熱主要熱阻，而R32 較大的液相導熱系數(shù)使管內(nèi)液膜換熱熱阻降低。物性上的優(yōu)勢，使R32 表現(xiàn)出較好的換熱特性。

圖4 制冷劑物性對換熱系數(shù)的影響

3.2 換熱熱阻

在確定換熱器強化換熱措施時，需首先明確換熱熱阻的主要部分，只有首先削弱主導熱阻才能使換熱效果得到有效強化。因此，為獲得不同工況下?lián)Q熱器強化換熱的改進方向，試驗對換熱器兩側熱阻在不同工況下占總熱阻比重進行了定量分析，定義為：

冷卻水熱阻占總熱阻比重：

制冷劑熱阻占總熱阻比重：

以制冷劑熱阻占總熱阻比重Rhr為指標，對不同工況下試驗管兩側熱阻變化進行分析，進而針對不同工況采取的換熱強化措施提供指導方向。當Rhr>50%時，說明制冷劑熱阻在總熱阻中占據(jù)主要部分，強化換熱需從制冷劑側采取強化措施；當Rhr<50%時，說明冷卻水熱阻在總熱阻中占據(jù)主要部分，強化換熱需從冷卻水側采取強化措施。

質量流量為500~1100 kg/(m2·s)、冷凝溫度為35 ℃、冷卻水Re為10 000、20 000、40 000的工況下，1#試驗管內(nèi)R22、R32冷凝換熱過程中制冷劑熱阻占總熱阻比值Rhr隨試驗工況的變化如圖5 所示。由圖5可知：1）制冷劑熱阻占總熱阻比值Rhr隨質量流量的增加而減小，隨冷卻水Re 的增加而增大；在試驗工況范圍內(nèi)，試驗管換熱的主導熱阻隨工況的改變而改變，隨著制冷劑質量流量的增大，主導熱阻由冷卻水熱阻逐漸變?yōu)橹评鋭嶙琛Ｖ评鋭Q熱系數(shù)隨質量流量的增加而增大，而冷凍水換熱系數(shù)隨冷卻水Re 的增加而增大，試驗管換熱量保持恒定時，試驗管一側換熱特性增強時，另一側換熱特性必定減弱，即兩側換熱熱阻此消彼長；2)相同工況下，R32熱阻占總熱阻比值Rhr小于R22熱阻占總熱阻比值Rhr，兩者相差值約為0.077~0.103，這主要是R32、R22兩種制冷劑物性(主要為氣化潛熱值、氣液密度比、導熱系數(shù)等)的差異導致不同的換熱效果的宏觀體現(xiàn)。

圖5 制冷劑熱阻比重受工況條件的影響關系

綜上可得：在對換熱強化措施進行研究時，需根據(jù)不同制冷劑在具體工況表現(xiàn)出的特定效果進行具體分析。

4 結論

在5 mm、6 mm、8 mm 內(nèi)徑光管內(nèi)運行R22、R32 流動冷凝換熱試驗，除對工況條件、管徑、制冷劑物性對管內(nèi)換熱系數(shù)的影響進行分析外，并對試驗管兩側熱阻變化進行了定量分析，為換熱強化提供方向，主要結論如下：

1）管內(nèi)R32換熱系數(shù)隨著質量流量的增加、冷凝溫度的降低而增大；管內(nèi)換熱特性可通過管徑的減小進行強化，其中，1#管內(nèi)換熱系數(shù)約是2#、3#管內(nèi)換熱系數(shù)的1.083～0.152倍、1.263～1.349倍。

2）相同工況下，R32的換熱系數(shù)約是R22的換熱系數(shù)的1.576~1.718倍，高約2.68～5.59 kW/(m2·K)，且質量流量的增加對兩者的換熱強化倍率、換熱系數(shù)提高幅度均起到促進效果。

3）對換熱器換熱熱阻進行分析時發(fā)現(xiàn)：制冷劑熱阻占總熱阻比值Rhr隨質量流量的增加而減小，隨著測試水Re 的減小而增大；隨著制冷劑質量流量的增大，試驗管換熱主導熱阻由冷卻水熱阻逐漸變?yōu)橹评鋭嶙?；R32 熱阻占總熱阻比值Rhr小于R22，兩者相差值約為0.077～0.103。