分离式CO2热管传热性能分析

佟振李震赵勇刘晓华

（1清华大学建筑学院 北京 100084；2清华大学航天航空学院 北京 100084）

分离式CO2热管传热性能分析

佟振1李震2赵勇1刘晓华1

（1清华大学建筑学院 北京 100084；2清华大学航天航空学院 北京 100084）

用CO2替代R22应用于分离式热管系统对于环境保护很有意义。从目前已有的实验结果来看，CO2的流动沸腾和凝结传热系数要明显高于常规制冷剂，说明其在提高热管系统传热性能方面具有潜力。但考虑到热管内工质的沸腾和凝结换热系数较高，相对来说，热管系统的主要热阻集中在管外空气侧或水侧的对流换热热阻。因此，尽管CO2替代常规制冷剂时管内沸腾凝结换热系数可以成倍提高，但热管系统整体传热性能的提高可能较为有限。本文通过实验对比了CO2热管和R22热管的传热性能，并结合相关的传热模型，分析了分离式热管中的各部分热阻，结果显示，由于CO2的管内沸腾凝结换热热阻小于R22，使得CO2热管的整体传热性能优于R22热管，其总热阻比R22热管降低22%～25%。

分离式热管；CO2；流动传热；热阻

分离式热管是一种高效传热设备，它与传统热管形式的区别在于:首先，它的驱动力是重力作用而不是毛细作用力；其次，它的蒸发段和冷凝段之间可以相距较远的距离，两段之间通过两条绝热管路连接起来，形成一个闭合环路。

目前在暖通领域，分离式热管系统已经在数据机房这样的建筑中得到了一定的应用，有很多学者［1-5］对其进行了研究。考虑到制冷剂的传热性能和价格等因素，目前数据机房中的热管系统多采用R22作为制冷剂。随着人们对CFCs（已被淘汰）和HCFCs制冷剂对大气臭氧层和生态环境影响的认识不断深入，天然工质CO2以优良的热物理性能和对环境的友好性而受到越来越多的关注。

目前针对CO2管内流动沸腾换热的研究主要有两方面，一方面是实验测试 CO2沸腾传热系数［6-10］，另一方面是传热模型的提出［11-18］。 研究结果显示，CO2的管内流动沸腾换热系数要明显高于R22和R134a等常规制冷剂。将CO2应用于分离式热管，管内循环工质换热系数的提高必然会带来热管系统传热性能的改善，但热管系统的蒸发器和冷凝器通常是与空气或水进行换热的，空气或水的对流换热系数和管内工质的相变换热系数相比往往较小，因此，制约热管系统传热性能的主要因素在于空气侧或水侧的换热。分离式热管系统中的各部分热阻是如何分配的？采用CO2作为循环工质到底能给热管系统的传热性能带来多大的改善？实际应用中所能带来的效果是怎样的？这就是本研究主要关注的问题。

本文采用CO2和R22作为热管工质进行对比实验，分别测试了两者的传热性能，将较有代表性的管内沸腾和凝结换热模型进行了总结，并选取其中的模型用于热管系统传热性能的分析，计算了热管系统的各部分热阻，结合实验数据对CO2热管和R22热管进行了传热性能的对比，分析了以CO2替代R22作为热管内的循环工质，其管内沸腾和凝结换热系数的提高对热管系统传热性能所带来的影响。

1　分离式CO2热管工作原理及工质的选用

分离式热管的正常工作需要两个换热器之间具有一定的高差和温差（即冷凝器的位置高于蒸发器，蒸发器侧的温度高于冷凝器侧），并通过管内工质的相变过程进行热量的传递。如图1所示，工质在蒸发器内吸热沸腾，全部（或部分）液态工质发生相变变成气态，随着沸腾过程的进行，蒸发器内沿工质流动方向干度逐渐增大。气态（或气液混合）工质沿上升管上升并进入冷凝器，在冷凝器内工质放热凝结，全部（或部分）气态工质发生相变变成液态，随着凝结过程的进行，冷凝器内沿工质流动方向干度逐渐减小。最终，液态（或气液混合）工质沿下降管下降并回到蒸发器，由此完成一个循环。由于上升管内工质的干度大、平均密度小，而下降管内工质的干度小、平均密度大，两边的密度差为管内工质的循环提供了驱动力。

图1　分离式热管工作示意图Fig.1 Schematic diagram of the TPTL

工质在管内循环需要克服管道的摩擦阻力，而总的摩擦阻力应与热管自身所能提供的动力相等。工质的流动阻力越小、热管自身所能提供的动力越大，对于热管的运行就会越有利。

与常规的氟代烃类制冷剂相比，CO2的物理性质非常特殊（见表1），这导致了它们换热性能和流动性能的差别。根据目前国内外学者［19-20］对CO2换热系数的研究，CO2的换热性能要明显优于R22等制冷剂，这意味着CO2在分离式热管中的应用有望进一步降低热管的传热热阻。另外，从一些对CO2流动压降的研究［20-21］中也可以看出，CO2管内流动的摩阻压降相对更低，这意味着CO2在热管中循环流动的摩擦阻力更低。但由于CO2的气液密度差较小，相同情况下CO2热管所能提供的循环动力也较小，因此，在循环流动方面，CO2与常规制冷剂的比较还需要进行定量计算才能确定。

表1　CO2与R22和R134a的物性对比Tab.1 Property comparison between R22，R134a and CO2

2　分离式热管实验

2.1实验台及实验方法

如图2所示，实验台分为两个独立的空间:室内环境模拟室和室外环境模拟室。分离式热管的蒸发器安装在室内环境模拟室，冷凝器安装在室外环境模拟室，冷凝器的位置高于蒸发器，两者之间的高度差为1.8 m，两个换热器通过上升管和下降管相连。工质通过下降管底部的阀门进行充注，并通过位于蒸发器顶部的视液镜确定充注量。室内环境模拟室中有一功率可调的电加热器，用于模拟室内不同的发热量，室外环境模拟室中通过空调机组和电加热器的共同调节维持一个恒定的室外温度，实验中室外温度设定为18℃。由于实验台围护结构的总传热系数不高于0.12 W/（m2·℃），即在10℃的温差下，通过围护结构的总传热量仅有10 W左右，因此可以忽略实验台围护结构的传热量。

图2　实验台系统图Fig.2 Schematic diagram of the test bench

蒸发器和冷凝器是两个完全相同的铜管加铝翅片的换热器，每个换热器是由顶部和底部的两个汇管以及中间的一排换热管构成，换热管共24根。两个换热器上各安装一个风机。图3所示为换热器的照片，表2中列出了换热器的基本参数。

图3　换热器照片Fig.3 Photo of the heat exchanger

表2　换热器基本参数Tab.2 Basic parameters of the heat exchanger

实验中采用精度为±0.1℃的热电偶进行温度测量。热管管内工质的温度是通过将热电偶贴在管壁上进行测量的，由于对管壁进行了保温，可以认为管壁温度即为管内工质的温度。在蒸发器进出口、冷凝器进出口、上升管中间位置以及下降管中间位置都进行了温度测量。另外，在蒸发器和冷凝器的进出风口也布置了多个测点，进行进出风温度的测量。实验中室内发热量变化范围为1 000～4 000W，共测试了七个不同工况。室外环境模拟室的温度始终保持恒定，每个工况下，当室内环境模拟室的温度也达到稳定时即认为热管系统运行达到稳定状态，记录稳定状态下的实验数据，作为计算和分析的依据。对于相同的分离式热管系统，先后充入CO2和R22分别进行实验，充注时以液面到达蒸发器顶部的视液镜为准，保证两种工质实验时的充液率相同。

2.2实验结果

图4所示为CO2热管和R22热管在不同传热量下蒸发器和冷凝器进排风的平均温度。实验中测得每个换热器的风量约为4 200 m3/h，由于风量较大，蒸发器和冷凝器的进排风温差都较低，传热量最大时也在3℃以内。由于实验中控制室外温度在18℃，因此冷凝器的进排风温度随传热量变化并不明显，但蒸发器的进排风温度随传热量的增大有明显增大的趋势，且R22热管的蒸发器进排风温度要高于CO2热管。

图4　不同工况下蒸发器和冷凝器的进排风温度Fig.4 Inlet and outlet air tem perature of the evaporator and condenser under different working conditions

利用热管在不同传热量下运行所需的驱动温差（蒸发器进风温度与冷凝器进风温度之差）作为热管系统传热性能的评价标准，驱动温差越小，意味着相

同传热量下热管系统的总传热热阻越小。表3给出了在不同传热量工况下CO2热管和R22热管分别对应的驱动温差，结果显示，相同传热量下CO2热管所需的驱动温差小于R22热管，由此可见CO2热管的传热性能优于R22热管。

表3　CO2热管与R22热管驱动温差对比Tab.3 Comparison of the driving temperature difference between CO2and R22 TPTL

当传热量为2 000W时，CO2热管和R22热管所需的驱动温差分别是8.1℃和10.1℃，相比之下，采用CO2作为循环工质使驱动温差降低了2℃。假设原来的冷源温度为室外20℃的空气干球温度，使用CO2热管之后，冷源温度可以提高至22℃，以北京的气相参数为例，全年直接利用室外自然冷源进行供冷的时间可以延长486 h。

对于分离式热管系统，运行时消耗的电能只有两个换热器风机的电耗。根据实验测试结果，将5.0～ 15.0℃驱动温差所对应的系统EER（EER定义见公式（1））进行拟合，表4给出了CO2热管与R22热管系统EER的对比结果。从中可以看到，即使在5℃这样小的驱动温差下，热管系统的EER已经超过4，高于一般的空调系统，随着驱动温差的增大，热管系统的EER增加明显。整体来看，CO2热管的系统EER比R22热管更高。

表4　CO2热管与R22热管系统EER对比Tab.4 Com parison of EER between CO2and R22 TPTL

式中:Q为传热量，W；W为消耗的电能，W。

3　分离式热管热阻分析

分离式热管系统的热阻主要分为三部分:管内工质的相变换热热阻、管壁的导热热阻以及管外空气的对流换热热阻。其中，受工质种类影响的主要是管内工质的相变换热热阻。

3.1沸腾和凝结传热模型

管内流动沸腾和凝结换热过程较为复杂，影响因素多，目前难以进行理论性的推导，因此，目前的传热模型基本都是在实验数据的基础上提出的经验公式。表5中总结了部分具有代表性的沸腾和凝结传热模型。其中沸腾传热模型主要可以分为两类:一类是针对常规介质提出的模型，比较具有代表性的是Gungor和Winterton［12］模型、Jung［13］模型、Liu和Winterton［14］模型和K-T-F［15］模型；另一类是专门针对CO2物性特点提出的新模型或是对已有模型的改进，比较具有代表性的是Thome［16］模型和Yoon［17］模型。对于凝结传热，由Nusselt提出了最早的膜状凝结换热理论，随后在此基础上出现了很多针对管内流动的凝结换热模型，表5中给出了较有代表性的Shah［22］模型、Wang［23］模型和Dobson和Chato［24］模型。

表5　传热模型Tab.5 Heat transfer models

目前这些模型所依据的实验数据中，水平流工况较多，垂直流工况较少，而管内质量流速的范围也主要为强迫对流下的高质量流速，涉及到100 kg/（m2· s）以下的低质量流速的实验数据较少。表5中汇总了各模型的提出所依据的实验数据的工况范围。在分离式热管的实际运行工况下，一方面由于工质的流动是重力驱动的，管内质量流速本就较低，另一方面由于换热段往往是多管并联的结构，单根换热管的质量流速更低，往往都在30 kg/（m2·s）以下，因此，在利用目前的传热模型进行分离式热管计算时仍然具有一定的局限性。

（续表5）

3.2整体计算模型

根据热管系统热阻的三个组成部分对其总热阻进行计算。对于蒸发器或者冷凝器，热阻都可由公式（2）计算得到。

式中:R为蒸发器或者冷凝器的总热阻，℃/W；ha和hf分别为空气管内工质的换热系数，W/℃；Rc为管壁的导热热阻，℃/W；τ为肋化系数，对于实验中的换热器，τ=25.9；C1为与气流状况有关的系数；C2为与结构尺寸有关的系数；λ为空气平均导热系数，W/（m·℃），de为空气通道断面的当量直径，m；L为沿气流方向肋片长度，m；Re为雷诺数；ηf为肋片效率；Af为肋片面积，m2，Ap为肋间面积，m2；A为肋壁侧面积，m2；Ai为管内侧面积，m2。

根据换热器的结构参数和实测风速，由公式（3）计算得到的空气侧对流换热系数（ha）大约为50 W/ （m2·℃），并且该值在不同工况时的变化很小。计算中，选用Gungor和 Winterton［4］模型对管内工质的流动沸腾换热系数（hf-e）进行计算，分别计算0.1，0.2，0.3，…，0.9干度下的换热系数取平均作为整个蒸发段的平均沸腾换热系数。冷凝段的凝结换热系数（hf-c）采用Dobson和Chato［12］关联式进行计算。热管管壁的导热热阻非常小，根据管子的材料物性和结构尺寸进行计算。

3.3各部分热阻对比

表6中给出了CO2热管和R22热管在不同传热量下各部分热阻的对比，从结果中可以看出，空气侧热阻较大，但CO2热管和R22热管之间几乎没有差别；管壁导热热阻很小，可以忽略；两者之间最大的差别在于制冷剂侧的沸腾和凝结传热热阻，由于CO2的管内沸腾和凝结换热系数较高，使得CO2的沸腾和凝结传热热阻明显低于R22，约为R22的1/2。对于CO2热管，空气侧热阻在总热阻中所占的比例为68%～82%；对于R22热管，空气侧热阻在总热阻中所占的比例约为52%～66%。图5中同时给出了CO2热管和R22热管总热阻的实测结果和计算结果。随着传热量的增大，管内沸腾和凝结换热过程得到强化，应表现为热管的总热阻逐渐减小，由于传热量较小时实验误差较大，在小传热量下，计算结果与实测结果偏差较大，而在大传热量下，计算结果与实测结果较为吻合。这里以计算结果为参考依据，将CO2热管和R22热管的总热阻进行对比，结果显示，不同工况下CO2热管比R22热管总热阻降低22%～25%。这就是实验中CO2热管所需的驱动温差较小的原因。

表6　CO2热管与R22热管各部分热阻Tab.6 Each part of thermal resistance of CO2and R22 TPTL

4　结论

CO2不仅是一种天然环保工质，其沸腾和凝结换热系数也高于一般的氟代烃类制冷剂，本文研究了将CO2应用于分离式热管对热管系统传热性能所带来的影响，主要结论如下:

1）实验测得在传热量一定的情况下，CO2热管所需的驱动温差小于R22热管，当2 000 W传热量时，CO2热管的驱动温差比R22热管小2℃，意味着采用CO2作为制冷剂，热管系统利用自然冷源进行免费制冷的时间可以有所延长。

2）在很小的驱动温差下（如5℃），热管系统的EER已经超过一般的空调系统，随着驱动温差的增大，热管系统的EER明显提高，尤其是CO2热管。

图5　不同传热量下热管的总热阻Fig.5 Total thermal resistance under different heat transfer rate

3）在分离式热管的各部分热阻中，空气侧的对流换热热阻占主要部分，因此，采用CO2后其管内制冷剂侧换热系数的提高所带来的热管系统总热阻的降低程度有限。计算结果表明，对于本实验装置，在1 000～4 000 W传热量下CO2热管比R22热管总热阻降低22% ～25%。由此可见，提高热管系统传热性能应主要着眼于空气侧对流换热的强化。

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About the author

Li Zhen，male，associate professor，Department of Engineering Mechanics，Tsinghua University，+86 10-62794679，E-mail: lizh@tsinghua.edu.cn.Research fields:air-conditioning and refrigeration，environment control of data center，industrial energy saving and heat-electricity conversion.

Heat Transfer Performance Analysis on the CO2Two-phase Thermosyphon Loop

Tong Zhen1Li Zhen2Zhao Yong1Liu Xiaohua1

（1.Department of Building Science，Tsinghua University，Beijing，100084，China；2.Department of Engineering Mechanics，Tsinghua University，Beijing，100084，China）

In terms of environmental conservation，it is verymeaningful to use CO2as working fluid in the two-phase thermosyphon loop （TPTL）to replace R22.According to the experimental results in some research，the flow boiling or condensation heat transfer coefficient of CO2ismuch higher than thatof the conventional refrigerants，whichmeans CO2has the potential in improving the heat transfer performance of the TPTL system.Considering the high heat transfer coefficientof the refrigerant，the convective thermal resistance of the air/water outside is themain restriction of the performance.Thus，the improvement of the heat transfer performance by using CO2may be limited. The present study compares the heat transfer performance of CO2and R22 TPTL through experiment.Combined with some heat transfer model，each part of the thermal resistance is analyzed.The result shows that the total thermal resistance of CO2TPTL is22%-25%lower than that of R22 TPTL due to the reduction of the boiling and condensation thermal resistance.

two-phase thermosyphon loop；CO2；flow heat transfer；thermal resistance

TB61+1；TQ051.5；TK124

A

0253-4339（2016）05-0017-09

10.3969/j.issn.0253-4339.2016.05.017

国家科技支撑计划（2014BAJ02B01）资助项目。（The project was supported by the Key Technologies R&D Program of China（No. 2014BAJ02B01）.）

2016年1月22日

李震，男，副教授，清华大学航天航空学院，（010）62794679，E-mail:lizh@tsinghua.edu.cn。研究方向:空调制冷，数据中心环境控制，工业节能，热电转换。