微通道光管换热器的运行特性及影响因素

陈尚秋，崔 昊，李 娟

(1.苏州科技大学，江苏苏州 215011；2.南京航空航天大学，江苏南京 210000)

微通道光管换热器的运行特性及影响因素

陈尚秋1，崔 昊2，李 娟1

(1.苏州科技大学，江苏苏州 215011；2.南京航空航天大学，江苏南京 210000)

为了研究微通道光管换热器的运行特性，在R22制冷系统中将其作为冷凝器、在R134a制冷系统中将其同时作为冷凝器和蒸发器分别进行试验研究，并进行单根微通道光管外空气绕流数值模拟。试验研究表明，微通道光管换热器具有较高的换热系数和单位面积换热量，且毛细管长度、制冷剂充注量对于其运行性能具有不同程度的影响。外径为0.7 mm的单根微通道光管外部流场数值模拟结果与试验结果吻合良好，而且与大管径光管相比，小管径光管边界层较薄，对流换热过程更强烈，换热效果更明显。

微通道光管换热器；毛细管长度；制冷剂充注量；数值模拟；运行特性

1 前言

微通道换热器是基于微通道、微制造技术的一种高效、紧凑式换热器，其工程背景来源于高密度电子器件的冷却以及微电子机械系统的传热，具有体积小、质量轻、换热比表面积大、传热效率高等特点，目前被广泛应用于家用空调、汽车空调与制冷领域[1～4]。

国内外学者多将微通道换热器用作冷凝器并将其与传统尺度的换热器进行对比分析。Kim将微通道和管翅式换热器分别作为冷凝器应用于R22空调系统[5]。结果表明，微通道冷凝器的单位体积热流密度高出14%～33%，而其质量、体积和制冷剂充注量分别减少35%、55%和35%。邵世婷等通过实验研究了R134a在微通道中的相变传热特性，并模拟了微通道冷凝器在设计工况下的稳态运行过程[6]。殷辉等研究了微通道蒸发器在不同R404A充注量下的运行特性。但是，将微通道换热器同时用作蒸发器与冷凝器从而研究其运行性能的报道却甚为少见[7]。为此，本文主要研究微通道同时用作蒸发器与冷凝器时其运行特性的影响因素，并通过软件进行数值模拟和对比分析，从而为优化微通道光管换热器的换热性能提供依据。

2 试验装置及方法

2.1 微通道换热器

微通道换热器主要由冷媒进、出口管和换热机构组成，换热机构为纯紫铜制微通道，单根光管内径0.33 mm，外径0.7 mm，长度为60 mm，无翅片，四排，共计4×162=648 根，断面尺寸368×185 mm2，冷媒自上而下流经微通道换热，具体结构由图1所示。

图1 微通道光管换热器外形结构

2.2 试验装置及方法

试验系统如图2所示。试验过程中，首先以微通道换热器作为冷凝器，以R22作为制冷剂，实施“单体”换热试验。然后，以微通道换热器同时作为冷凝器和蒸发器，以R134a作为制冷剂，实施“双体”换热试验。试验对象为夏季一间面积8 m2的房间，采用空气横掠的方式实现冷凝器和蒸发器的换热过程。圆筒型储液罐的高度为180 mm，内径为70 mm。毛细管内径为1.58 mm。

图2 试验装置原理示意

压缩机采用国产庆安YZG-F41R。蒸发压力与冷凝压力由鸿森数字双表阀 HS-350A测量，测量范围-0.1～4.2 MPa，精度±0.75%。温度由普源M300数据采集仪连接T型热电偶进行采集。蒸发器进出风干、湿球温度采用台湾衡欣AZ8716干、湿温度计测量，干球温度测量范围-20～+50℃，湿球温度测量范围-21.6～50.0℃，精度±0.6℃。采用大立T31红外热像仪测量冷凝器和蒸发器表面热成像，测温范围-20～350℃，精度±2℃。

3 冷凝器“单体”换热试验

试验过程中，使用2台微通道换热器并联作为冷凝器，换热面积368×370mm2，通道数1296根。制冷剂R22的体积流量为1.115×10-3m3/s，冷凝风机和蒸发风机的风量分别为3151.22，984.77m3/h，风速分别为6.394，1.948m/s。分别测试了不同的毛细管长度和制冷剂充注量对于系统运行性能的影响。

3.1 毛细管长度对于运行性能的影响

试验结果如图3所示。

图3 毛细管长度对于制冷系统运行性能的影响

根据暖通空调设计的相关规范和设计经验，为了达到最佳的换热效果，蒸发压力处于0.3～0.5 MPa，冷凝压力处于1.5～1.8 MPa[8]。因为此时制冷量相对低压达到一个较好的水平，蒸发器不会结霜，同时有利于降低压缩机功耗，提高能效比。试验过程中，当毛细管长度由2300 mm逐步调整至300 mm时，蒸发压力逐渐降低，而冷凝压力呈上升趋势。冷凝压力影响着压缩机耗功量的大小。但当毛细管长度降到一定程度后，蒸发压力和冷凝压力均没有什么明显的变化，温差也只有很小的提高。另一方面，冷凝器表面温度的均匀程度也是毛细管的选择标准之一。在调节毛细管长度的过程中，红外热成像仪观察到冷凝器表面出现了温度分布不均匀和相对均匀的图像。这是因为，在制冷剂流量一定的情况下，毛细管越长，节流阻力越大，导致蒸发器中流量减少，蒸发压力降低，冷凝器中流量增加，冷凝压力升高，制冷剂流量分配不均，从而造成温度分布不均，因此，调节毛细管长度能在很大程度上改善换热效果。经过综合考虑，选取长度为500 mm的毛细管作为后续试验的最佳选择。

3.2 制冷剂充注量对于运行性能的影响

通过改变制冷剂R22的充注量，并采用温差法计算出风侧对流换热量，试验结果如图4所示。

图4 制冷剂充注量对于制冷系统运行性能的影响

在其他条件相同的情况下，随着制冷剂充注量的增加，对流换热温差和换热量都呈上升趋势，但当充注量达到一定量时，对流换热温差和换热量出现下降趋势，这是因为系统流量的增加，增大了管内的对流换热，提高了换热量，但随着流量的增大，制冷剂流出冷凝器时并不能完全达到液态形式，呈气液两相流，无法提高对流换热量。试验表明，对于一定长度的毛细管,存在一最佳充注量。换热温差一方面与管内流体的对流换热强度有关，另一方面与环境温度有很大关系。这一因素也是影响对流换热的关键。试验过程中，环境温度最高接近40 ℃，换热温差减小，不利于冷凝器散热，使得换热量的试验结果偏低，造成一定的误差影响。

基于上述试验数据，利用长度为500 mm的毛细管、415 g R22制冷剂进行一组换热试验计算，试验参数及结果如表1所示。

表1 冷凝器单体试验参数及结果

总传热系数K是衡量换热器的一个关键指标。微通道光管换热器用作冷凝器时，管内侧和外侧为对流换热，管壁处为导热。因此，可分别计算三部分的传热热阻，进而求出K值。首先，根据制冷剂温度及流速，算得管内雷诺数Re=269.5、管内对流换热系数αki=3698.7 W/(m2·K)。该值较常规换热器要高得多，其中，管内流速是一个重要因素，内部湍流状态很大程度上打破了边界层的发展，使得换热热阻减小，从而增强了对流换热效果。然后，由冷凝器进风风速与温度算得空气侧对流换热系数αko=320.1 W/(m2·K)。最后，根据紫铜导热系数、光管壁厚，算得总传热系数K=259.28 W/(m2·K)。冷凝器总换热量为2.0kW，每根光管换热量为1.54 W，单位面积换热量为4311.8 W/m2。由此可以看出，微通道光管换热器具有较高的换热系数和单位面积换热量。

4 冷凝器、蒸发器“双体”换热试验

利用相同的微通道光管换热器同时作为冷凝器和蒸发器，以R134a作为制冷剂进行试验，具体试验参数及结果如表2所示。计算可得系统COP为2.83，由此可见，微通道光管换热器组成的“双体”制冷系统具有较高的换热性能。

表2 冷凝器、蒸发器“双体”换热试验参数及结果

由稳定工况下蒸发器表面温度可知(见图5)，蒸发器出口温度与红外热成像仪显示的温度相差很小。但是，蒸发器表面温度分布不均匀，这是由于光管管段极细，流量分布相对不均匀，这为以后进一步提升其性能提供了方向。

图5 蒸发器表面温度成像

5 微通道光管换热器数值模拟

为验证与常规通道相比，微通道具有更好的换热性能的优势，且随着管径的减小，换热性能越好，分别选择外径为0.1,0.7,10 mm的单根光管，并以上述冷凝器单体试验参数作为边界条件，利用FLUENT软件对微通道光管换热器进行光管外空气扰流数值模拟，分析稳态工况下光管外部空气的流速及温度分布情况。采用结构化网格，通过对边界层进行特殊加密处理达到更精确的计算效果[9]。微通道光管换热器模型如图6所示。

图6 微通道光管换热器模型

通过模拟可得，外径为0.1,0.7,10 mm单根光管的壁面对流换热系数分别为αa=850.39 W/(m2·K)、αb=305.58 W/(m2·K)、αc=86.45 W/(m2·K)，管壁相对速度梯度分别为Ga=2083.4 s-1、Gb=403.3s-1、Gc=42.1s-1。试验得到外径为0.7 mm圆管的空气侧对流传热系数α0=320.1 W/(m2·K)。比较αb与α0，误差为4.7%，结果较接近，证明了模拟结果是可信的。

光管外空气扰流速度分布和温度分布分别如图7，8所示。

(a)外径为0.1mm

(b)外径为0.7mm

(c)外径为10mm

图7 光管外空气扰流速度分布

(a)外径为0.1mm

(b)外径为0.7mm

(c)外径为10mm

图8 光管外空气扰流温度分布

由图7可知，小管径光管的壁面处空气速度要明显大于大管径光管，管壁背风侧扰流强度相比大管径的要强烈的多，而且持续的位移相比管径自身的大小也要长，有利于对流换热，提高换热量。

由图8(a)、(b)可知，管壁边界层并未发生分离，经过管壁后，其温度影响持续相当长一段位移，而且温度变化也相对比较明显，靠近管壁处的空气温度仍然保持着较高的温度。由图8(c)可知，在管段后部的边界层发生分离处，边界层的厚度明显大于图8(a)和8(b) ，管壁背风侧的空气温升也很小，流动相对平缓，没有流动形态的转变。而且，由模拟结果可知，Ga约为Gb的5倍，约为Gc的50倍，而Gb约为Gc的10倍，速度梯度越大则说明边界层越薄，管壁与空气侧的热阻越小，努塞尔数相对越大，因此对流换热系数相对越大，同时有利于增强壁面气流扰动，增强换热效果。在单根光管外表面附近，小管径光管的空气速度方向与温度梯度的夹角明显小于大管径，边界层厚度也相对较小，这些因素决定了小管径光管的对流换热效果更好[10～13]。

在流体温度和流速等条件相同时，St数愈大，发生于流体与固体壁面之间的对流换热过程愈强烈[13]。通过计算可得：外径为0.1,0.7,10 mm的单根光管的St数分别为0.11，0.043和0.01，显然小管径与流体进行对流换热的过程更加强烈。而且，由模拟结果可知，αa约为αb的3倍，约为αc的10倍，而αb约为αc的4倍，即管径越小，表面传热系数越大，换热性能越好。

6 结论

(1)试验表明，制冷剂充注量一定时，毛细管的长度影响着流量的分配和温度分布，调节毛细管长度能在很大程度上改善换热效果，并存在一最佳的毛细管长度。随着制冷剂充注量的增加，对流换热温差和换热量呈先增大后减小的趋势，对于一定长度的毛细管，存在一最佳制冷剂充注量。

(2)利用微通道光管换热器同时作为R134a制冷系统的冷凝器和蒸发器时，系统COP为2.83，说明系统具有较高的性能。但是，红外热成像仪显示蒸发器表面温度分布不均匀，这是由于光管管段极细导致流量分布相对不均匀。这为以后进一步提升其性能提供了方向。

(3)外径为0.7 mm的单根光管外部流场数值模拟与试验结果吻合良好。与大管径相比，小管径边界层较薄，对流换热过程更强烈，换热效果更明显，且管径越小，换热越强。由试验和模拟结果对比可知，微通道在换热性能和尺寸方面要优于常规通道，体现了微尺效应的优势。

微通道换热器是比较新型的一种换热器，是未来空调技术的发展方向，试验和模拟结果对以后进一步提高与改善换热器的性能有着相当关键的理论指导，结构紧凑、占用面积小的特点使其的应用领域越来越广，并且在节能减排和降低能耗方面具有重要的意义。

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Research on the Operation Performance and Influencing Factors of Micro-channel Smooth-tube Heat Exchanger

CHEN Shang-qiu1,CUI Hao2,LI Juan1

(1.Suzhou University of Science and Technology,Suzhou 215011,China;2.Nanjing University of Aeronautics and Astronautics,Nanjing 210000,China)

In order to study the operation characteristics of a micro-channel smooth-tube heat exchanger,it was used as condenser in R22 refrigeration system,and both as condenser and evaporator simultaneously in R134a refrigeration system,so as to carry out experimental research.Furthermore,numerical simulation was conducted for air flow around a single micro-channel smooth tube.The experimental research shows that such micro-channel smooth-tube heat exchanger has high heat exchange coefficient and specific-area heat exchange amount.Moreover,capillary length and filling amount of refrigerant have different effect on the operation characteristics.Numerical simulation result for the single micro-channel smooth tube with external diameter of 0.7mm agrees well with the experimental data,and compared to the tube with larger diameter,the tube with smaller diameter has thinner boundary layer,which corresponds to stronger convective heat transfer process and more apparent heat transfer effect.

micro-channel smooth-tube heat exchanger;capillary length;filling amount of refrigerant;numerical simulation;operation characteristics

1005-0329(2017)01-0082-05

2016-02-25

2016-03-29

TH12;TB657

A

10.3969/j.issn.1005-0329.2017.01.015

陈尚秋(1987-)，男，研究生，建筑与土木工程专业，研究方向：供热 供燃气通风及空调工程，主要从事空调设备节能，通讯地址：215000 江苏苏州市高新区科锐路1号苏州科技学院石湖校区, E-mail：csqisxy@163.com。