CO2換熱器的結構優化研究

蔡景輝　劉斌　王艷紅

(天津商業大學天津市制冷技術重點實驗室)

    摘　要：對3kW R404A/CO2制冷系統(CO2作為載冷劑)的CO2翅片管式蒸發器及套管式蒸發冷凝器的結構進行初步設計分析,對比不同管徑、不同管排數等因素對蒸發器性能的影響,以及各種情況下換熱器所消耗的銅、鋁的體積的差距,在滿足換熱要求的基礎上對蒸發器及蒸發冷凝器進行優化,得出較經濟的結構。由于CO2的管內冷凝換熱系數與干度有關,對蒸發冷凝器的設計提出簡化計算方法。

    關鍵詞：蒸發冷凝器;換熱系數;載冷劑

    全球環境問題對壓縮式制冷系統產生了深刻的影響。CFCs的禁用和HCFCs的逐步淘汰,使得天然工質越來越受到人們的重視。天然工質,如CO2,NH3等,對臭氧層無破壞性。早在1932年W.R.Kitzmiller[1]就曾提出過NH3/CO2復疊式低溫制冷循環方案,在高壓級采用NH3制冷劑,低溫級采用CO2制冷劑,后來Kim[2]與Park等[3]對R134a/CO2的低溫復疊系統進行了實驗與模擬研究,證明采用CO2后壓縮機尺寸縮小到原來的1/10。目前,自然工質的應用已經取得很好的效果,例如:日本東京一個制冷量為2 000kW的食品配送中心[4],采用CO2作為載冷劑,NH3的充注量僅為130kg。

    由上可見,CO2作為自然工質其在制冷系統中的應用具有一定的優勢,但是CO2的較高工作壓力對制冷系統的設計和單元設備提出了新的要求。筆者研究一種R404A/CO2低溫制冷系統,其中高溫部分采用R404A工質,低溫部分利用CO2潛熱載冷。對CO2蒸發器和蒸發式冷凝器在滿足換熱基礎上進行優化,對比管徑、管排數等因素對蒸發器性能的影響。同時對蒸發器所需要的銅、鋁的體積進行計算,從而得出較經濟的結構,為制冷系統的優化設計和實際運行提供了理論基礎。

    1　蒸發器計算

    1. 1　計算條件

    蒸發器選型為翅片管式蒸發器,銅傳熱管,鋁翅片,設計蒸發溫度-30℃,冷凝溫度30℃; CO2蒸發器的蒸發溫度-35℃(5℃的傳熱溫差);蒸發冷凝器中R404A的蒸發溫度-37℃;制冷量1.4kW,輸入功率3kW。由于CO2特殊的熱物性和傳輸性,使得其蒸發換熱和兩相流特點有別于傳統制冷劑。這也決定了其蒸發換熱管適合設計成小管徑,而蒸發器的型式以緊湊型為發展方向[5]。CO2的換熱關聯式不是很多,筆者選用式(1)~(4)[6]計算CO2管內換熱系數,也可選用另外幾個關聯式[7-10]。

    其中:Rel為CO2液體雷諾數;pc為臨界壓力(Pa);ρl為CO2液體的密度(kg/m3);υl為運動黏度(m2s);D為水力直徑(m);vl為流體速度(m/s)。選用管徑分別為4mm,5mm,6mm,8mm;蒸發器管排數分別為6,7,8,9進行計算。

    1. 2　計算結論

    在上述計算條件下,管內面積與管排數和管徑的關系如圖1所示。在管徑一定的情況下,管排數越大銅管總的內表面積越大;而相同的管耗量,隨著銅管的內徑增大總的銅管的內表面積變小,因此,選用小的管排數對設計有利。

    傳熱系數與管排及管徑的關系如圖2所示。在管排數一定的情況下,隨著管徑的減小可以大幅增加換熱系數,提高換熱效果。而在相同的管徑條件下管排數則對換熱系數的影響不大。這是由于小的管徑可以提高CO2在管內的流速,增加流體的擾動從而可以提高換熱系數,因此,設計時應盡可能采用小的管徑。此外,小管徑還可以顯著提高耐壓效果。但是從圖中也可以看出小的管徑要求有較小的管排數,如果管排數過大則設計不能滿足換熱要求。

    過余面積與管排及管徑的關系如圖3所示。從圖中可以看出:同一管徑下的過余內表面積隨著管排數的增大而增大,浪費的材料也就越多,而對于相同的管排數,小的管徑有較大的過余量。再次證明,采用小的管徑以及小的管排數的好處,但是也不是管排數越小越好,小的管排數也會帶來蒸發器的面積過大的問題。

    換熱器所消耗銅體積與管排及管徑的關系如圖4所示。從圖中可以看出,隨著管徑和管排數的降低,消耗銅管的體積大幅減少,以管排數N=6,管徑D=4mm與管排數N=9,管徑D=8mm的對比為例,前者達到換熱目的只需要500cm3銅,而后者要達到換熱目的則需要867cm3的銅。從節約材料的目的出發,采用小的管徑和小的管排數的措施也是有效的。但是,小的管徑需要更長的換熱管段,這樣就會帶來肋片數目的增加,因此不能只考慮銅的體積。如何在銅的體積和鋁的體積之間尋求一個平衡點對于節約成本來說顯得很重要。

    2·蒸發冷凝器計算

    本次計算采用套管換熱器型式,傳熱管為銅管。套管換熱器的優點是:構造簡單、能耐高壓、傳熱面積可根據需要而增減;適當的選擇管內、外徑,可使流體的流速較大;且雙方的流體作嚴格的逆流,都有利于傳熱。缺點為:管間接頭較多,易發生泄漏;單位長度傳熱面積小。故在需要傳熱面積不太大而要求壓強較高或傳熱效果較好時,宜采用套管式換熱器。

    2. 1　內管傳熱計算

    管內的CO2凝結換熱系數的計算可以參見關聯式(5)~(9)[11]。不同管徑在不同的干度值下的換熱系數近似呈線性分布。故可以將干度為0.5的換熱系數作為整個換熱過程的平均換熱系數可以達到簡化計算的目的。

    式中:G為CO2的質量流率(kg/(m2·s));cpl為CO2的定壓比熱容(kJ/(kg·K));ηl為CO2液體的動力黏度(Pa·s);hi為CO2局部對流換熱系數(W /(m2·K));di為水平管的內徑(m);Xtt為湍流參數;Δp為CO2沿水平管單位長度上的壓降(MPa/m);Prl為CO2液體的普朗特數;λ為CO2液體的導熱系數(W /(m·K));ηv為CO2氣體的動力黏度(Pa·s)。

    2. 2　R404A管外沸騰換熱系數

    R404A的管外沸騰換熱系數是一個近似只與熱流密度有關的量,可以由下面的關聯式確定:

    式中q為R404A管外熱流密度(W /m2)。

    2. 3　計算結果

    試取總管長20m,壁厚0.8mm,分別計算管徑為5mm,6mm,7mm,8mm時的換熱系數及理論與實際內表面積,計算結果如圖5和圖6所示。

    圖5表明換熱系數隨管徑的增加而逐漸減小,由于管長壁厚均已經假定,故選用小的管徑可以在達到換熱目的的前提下節約材料。圖6顯示不同管徑下實際換熱面積與理論需要換熱面積,由圖可以看出,在采用小管徑時銅管的換熱內表面積有較大的余量,這個余量隨著管徑的逐漸增大而逐漸減小。在管徑為8mm時,20m的管長已不能夠滿足換熱的要求了,這是因為隨著管徑的增加,管道中二氧化碳的流速逐漸降低,流體的擾動減小,熱邊界層變厚,從而導致換熱系數大幅度減小,這就導致需要的換熱面積增加。這樣內管的結構參數選為壁厚0.8mm,管徑為5mm,管長為20m即可滿足要求(余量為5.44% )。

    3·結論

    確定CO2在管內的沸騰換熱系數和凝結換熱系數存在特殊性,對管道耐壓要求較高,筆者根據這些特殊要求計算多組滿足換熱條件的結構參數。在此基礎上對這些參數進行了對比分析,得出在小管徑、小管排數的情況下蒸發器的性能優越且節約材料和成本。另外,管排數對換熱效果的影響比管徑對換熱效果的影響要大。對于蒸發冷凝器,依然選用小管徑最優。希望本次的計算分析能夠為CO2作為載冷劑的制冷系統的實際設計提供一定的參考。