二氧化碳套管式气体冷却器换热性能的实验研究

吕 静 徐 峰 王金雨 朱思倩 石冬冬

(上海理工大学环境与建筑学院 上海 200093)

近年来CO2热泵热水器在国内外发展迅速，成为一项很有前途的新技术，而气体冷却器是跨临界CO2热泵热水器的核心部件之一，其换热效果的好坏直接影响着热泵系统的性能及运行经济效率。本文在已有的CO2热泵系统上设计了一套矩形螺旋套管式气体冷却器，并通过实验研究了气体冷却器的入口压力、进水流量和进水温度对换热器的传热系数、换热量、COP以及换热器效能的影响。

1 CO2气体冷却器国内外研究现状

1.1 国外研究现状

Tri Lam Ngo等[1]对超临界CO2微通道换热器进行了研究，采用FLUENT软件建立了一种s形翅片的新型微通道换热器，得到了s型翅片和传统z型翅片微通道换热器Nu和压降的关联式，同时还对模拟结果进行了实验验证。

2001年， Jian Min Yin等[2]建立了CO2微通道管翅式CO2-空气交叉流气体冷却器的模型，通过350多个实验数据验证了模型的准确性。研究表明：在保持气体冷却器总体积不变的条件下，通过单板不同流程和管子数组合以及单板与多板的模拟比较发现，较好的设计是单板3通道；多板又优于单板。

Sarkar J等[3]模拟了不锈钢套管式CO2—水逆流换热器，内管外径9.525 mm，壁厚0.815 mm，外管内径14.097 mm，研究表明气体冷却器和蒸发器的面积比为1.86时，系统COP最大。

Yin Jian Min等[2,4]采用有限元方法对CO2-空气冷却器进行了分析，提出两个气体冷却器的设计概念：多管程单板交叉流式和单管程多板逆流式换热器。

1.2 国内研究现状

天津大学杨俊兰等[5]建立了壳管式CO2气体冷却器分布参数计算模型，对CO2制冷剂出口温度、冷却水出口温度和换热量进行了模拟计算，通过模拟结果和实验数据比较，验证了模型的正确性。然后利用该模型分析了换热管径和管长对气体冷却器热重比及压降的影响，研究表明：CO2气体冷却器适合选择小管径和长管长。

中南大学饶政华等[6]建立了微通道气体冷却器模型，模拟了管内CO2和空气侧的流动和换热，比较多种工况下的模拟结果和实验数据，验证了模型的正确性，并运用模型分析了各种参数对气体冷却器性能的影响。黄珍珍等[7]建立跨临界CO2热泵热水器中壳管式气体冷却器模型，以熵产数为评价指标，对气体冷却器里的流体温差传热和摩擦导致的不可逆性进行了分析，得出一定外形和工况下，小管径气体冷却器的最佳内部结构。

上海交通大学丁国良等[8-9]根据美国空调制冷中心(ACRC)的CO2汽车空调制冷装置样机及其实验数据，对CO2汽车空调制冷系统建立了稳态集中参数模型和对微通道气体冷却器建立了分布参数模型，并比较了两种模型的计算结果。

陆平等[10]通过CFD方法,对微通道平行流气体冷却器内部流量分布特性进行了仿真研究，研究发现扁管长度、进口集管和扁管组合尺寸以及出口集管与扁管组合尺寸对气体冷却器内部扁管之间的流量分配不均匀度有很大影响。

东华大学张仙平等[11]建立了CO2跨临界循环热泵热水器套管式气体冷却器的稳态分布参数模型，以换热器的热重比和压降为评价指标，对其结构参数进行了敏感性分析。

上海理工大学吕静等[12]搭建了一台跨临界CO2热泵热水器实验台，采用Srinivas换热关联式设计了一套卧式壳管式换热器。通过实验研究了冷冻水进口温度、循环流量，热水循环进口温度、循环流量等参数对系统制热性能的影响。

从国内外CO2气体冷却器的研究现状分析可知，针对微通道管翅式气体冷却器的实验和仿真研究较多，而由于加工技术水平、实验条件等的限制，对超临界CO2套管式气体冷却器的研究不多。

2 不同形状CO2套管式气体冷却器的性能模拟

2.1 换热管模型的建立与模拟

通过Gambit软件建立了三种不同形状的套管式气体冷却器模型，如图1～图3。三种模型的截面示意图如图4。三种模型的内外管长度均为1.26 m，外管内径为14 mm，壁厚为1 mm，内管内径为3.4 mm，壁厚为0.8 mm，管材均为铜，其中螺旋管投影半径R为200.4 mm。

图1 直管

图2 圆形螺旋管

图3 矩形螺旋管

图4 横截面图

利用FLUENT软件对三种模型进行数值模拟，三种模型的边界条件均为：CO2侧进口边界条件为质量进口，出口边界条件为压力出口；水侧进口边界条件为质量进口，出口边界条件为压力出口。工作压力均为8 MPa。

2.2 评价指标

为了综合分析气体冷却器的性能，定义了单位压降换热量η来评价不同形状套管式气体冷却器的性能，其表示气体冷却器中CO2每单位压降的换热量，其值越大换热性能越好。

(1)

式中：η为单位压降换热量，W/kPa；Q为气体冷却器换热量，W；Δp为气体冷却器CO2侧压降，kPa。

在进行换热量计算时认为超临界CO2放出的热量等于水所吸收的热量即：

(2)

2.3 数值模拟结果对比与分析

表1 不同形状气体冷却器数值模拟结果

从表1可知，在相同模拟工况下，CO2和水经过圆形螺旋管的换热温差最大，矩形螺旋管次之，直管最小，但是它们的换热温差之间相差并不大。对于换热量来说，圆形和矩形螺旋管的换热量相近，直管较小。这是由于流体在直管内流动时，速度场是同心圆，分布均匀；而在螺旋管内流动时由于离心力作用流速发生旋转，同时出现垂直于主流的二次流，破环了内壁面上的温度边界层，从而强化了流体的换热效果，故螺旋管的换热量远远大于直管。对于压降来说，超临界CO2流过矩形和圆形螺旋管的压降都最大，直管较小，这是由于流体流过螺旋段时，受到不断变化的离心力的影响，产生二次涡流的现象，从而导致流体在螺旋管内的摩擦阻力远大于流体在直管内的摩擦阻力，故CO2在流过相同长度的螺旋管的压降远大于流过直管的压降。

从以上分析可知，单独的从换热量和压降两个方面并不能判定哪种形式的套管式气体冷却器性能较优。而由图5可知，矩形螺旋管定义的单位压降换热量η较大，为100 W/kPa，所以矩形螺旋套管式气体冷却器的性能较优。

图5 不同形状气体冷却器的单位压降换热量

3 实验与分析

3.1 套管式气体冷却器的设计

根据以上分析，本文设计了一套矩形螺旋套管式气体冷却器，根据管内套管数对气体冷却器热重比和压降的影响[11]，管内套管数采用三管。其结构参数为：管长13 m，外管Φ16 ×1 mm，内管Φ5 ×0.8 mm。为了提高换热器换热效率，CO2和水之间采用逆流换热，管内三根套管内走CO2，三根套管外走水。其外观如图6所示，管道横截面如图4所示。

图6 套管式气体冷却器

3.2 实验原理及测试装置

超临界CO2热泵实验台的系统原理如图7所示，主要包括制冷系统和冷却水系统，制冷系统主要由压缩机、气体冷却器、膨胀阀和蒸发器四部分组成；冷却水系统主要由焓差计量室、水流量计和气体冷却器三部分组成。压缩机采用CO2活塞式压缩机，制热量为4.61 kW，输入功率为1.4 kW，排气量为1.12 m3/h。气体冷却器采用前面设计的矩形螺旋套管式气体冷却器，理论设计换热量约为4.75 kW。蒸发器采用强制对流铜管铝片的风冷翅片式蒸发器，膨胀阀采用日本鹭宫生产的专用于CO2制冷循的电子膨胀阀。

1排气阀 2热水出口 3贮水箱 4循环水出口 5循环水入口 6热水泵 7冷水入口 8电子膨胀阀 9蒸发器 10风机 11气液分离器 12压缩机 13泄压保护阀 14气体冷却器 15水流量计

实验台对套管式气体冷却器采用水冷却的方式，蒸发器侧采用风冷的方式。利用空调焓差计量室为气体冷却器水侧提供恒定流量和温度的冷却水以及为蒸发器侧提供恒定温度和湿度的空气。

实验时，数据采集用型号为Agilent34970A的安捷伦数据采集仪。功率和流量测量采用空调焓差计量室自身所带的测试系统及采集系统进行测量和记录。温度及压力测量见表2。

表2 实验测量仪器及精度参数

3.3 实验方案

实验时，环境干/湿球温度为16/12 ℃。测试CO2入口压力对气体冷却器性能的影响时，进水流量为1.56 kg/min，进水温度为17 ℃，CO2入口压力变化范围为7.5～9 MPa。测试进水流量对气体冷却器性能影响时，CO2入口压力为8 MPa，进水温度为17 ℃，进水流量变化范围为1.56～2.34 kg/min。测试进水温度对气体冷却器性能的影响时：CO2入口压力为8 MPa，进水流量为1.56 kg/min，进水温度变化范围为9～24 ℃。

3.4 评价指标

换热器的类型众多，国内外对不同种类、不同型号的换热器没用统一的评价指标。为了较全面的反应换热器的性能，选取换热量(Q)，传热系数(K)，制热系数(COP)和换热器效能(ε)对换热器的性能进行评价。

3.5 实验结果

3.5.1CO2入口压力对换热器性能的影响

由图8～图9可知，气体冷却器的传热系数和换热量均随着CO2入口压力的升高而变大，但传热系数在初始阶段变化较小，随着压力的逐渐升高，变化逐渐增大，而换热量正好相反，开始变化快，随着压力升高，逐渐趋于稳定； COP和换热器效能都随着压力的升高先升增加后降低，均在入口压力为8.5 MPa时达到最大。

图8 入口压力对气体冷却器传热系数和换热量的影响

图9 入口压力对COP和换热器效能的影响

3.5.2进水流量对换热器性能的影响

从图10～图11可知，气体冷却器的传热系数和换热量在进水流量小于1.98 kg/min时，随着进水流量的增加而变大，在进水流量大于1.98 kg/min时，随着进水流量的增加而减小；COP和换热器效能随着进水流量的增加先变大后变小，都在进水流量为1.98 kg/min时达到最大，根据换热量计算公式,随着水流量的增加，换热量不断升高，当流量达到一定值时，继续增大流量，管路管径不变，流速变大，CO2与水之间不能充分换热，换热量减小，而机械功变化不大，故效能降低， COP减小。

图10 进水流量对气体冷却器传热系数和换热量的影响

图11 进水流量对COP和换热器效能的影响

3.5.3进水温度对换热器性能的影响

由图12～图13可知，气体冷却器的传热系数和换热量均随着进水温度的升高而降低，但换热量减少较快，而传热系数开始变化较快，逐渐趋于稳定，这是由于随着进水温度的升高，CO2和水之间的换热温差逐渐变小，因而换热量逐渐减少； COP和换热器效能随着进水温度的升高而逐渐降低， COP变化较快。

图12 进水温度对气体冷却器传热系数和换热量的影响

图13 进水温度对COP和换热器效能的影响

4 结论

通过对三种不同形式的套管式气体冷却器的性能进行数值模拟，根据模拟结果设计了一套矩形螺旋套管式气体冷却器，并在CO2热泵实验台上对其性能进行实验，得出以下结论：

1)三种相同长度不同形状的换热管，换热量以圆形螺旋管最大，矩形螺旋管次之，直管最小；压降以圆形螺旋管最大，矩形螺旋管次之，直管最小。矩形螺旋管的单位压降换热量最大，其综合性能在三者中最好。

2)随着气体冷却器入口CO2压力的升高，气体冷却器的传热系数和换热量逐渐增大，COP和换热器效能先增大后减小，在压力为8.5 MPa时最大。

3)随着气体冷却器进水流量的增加，气体冷却器的传热系数、换热量、COP和换热器效能均先增大后减小，均在流量为1.98 kg/min时最大。

4)随着气体冷却器进水温度的升高，气体冷却器的传热系数、换热量、COP和换热器效能均减小。

5)在此实验的工况范围内，设计的矩形螺旋套管式气体冷却器在环境干/湿球温度为16/12 ℃情况下，当气体冷却器CO2进口压力为8 MPa，进水流量为1.56 kg/min以及进水温度为9 ℃时性能较优，COP最大可达2.85。

本文受上海市教委重点学科(J50502)和上海市研究生创新基金项目资助。(The project was supported by the Shanghai Leading Academic Discipline Project(No.J50502) and The Innovation Fund Project For Graduate Student of Shanghai.)

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