翅片管式CO2气体冷却器模拟与优化

王 晶 赵远扬 李连生 王智忠

(1西安交通大学流体机械与压缩机国家工程研究中心 西安 710049；2 合肥通用机械研究所 合肥 230000)

由于全球变暖，使得人们对环境保护的关注越来越高。自从人们发现氟利昂对大气臭氧层有破坏作用以来，有关氟利昂的替代工作呈逐年加快的趋势。CO2作为一种绿色环保天然工质(ODP=0，GWP=1)，以及它优良的物性，如：无毒，不可燃，化学稳定性好，单位容积制冷量高，优良的流动和传热特性等，使它在氟利昂替代过程中为人们所发现并重视。

CO2的临界压力为7.377MPa，临界温度为304.13K。CO2超临界制冷系统与普通制冷系统最大的区别就在于其放热为超临界过程。超临界流体的对流换热，指的是当压力高于临界压力，温度在临界温度附近时的对流换热。流体在这种条件下处于单相状态，没有相变的发生，因此没有潜热的吸收或放出。所以，可把它看作物性剧烈变化的单相流体对流换热问题。研究系统有关重要部件如气冷器的性能和CO2在超临界状态下的流动和换热是提高系统性能的有效方法。

CO2气体冷却器分为空气源和水源两种。目前对于热泵用的水源CO2气冷器的研究较多。J Sarkar[1]对CO2热泵系统进行了数值模拟，气冷器为套管式，CO2换热系数采用Pitla关联式，CO2压降采用Filonenko关联式，并分析了换热器的面积比对系统的影响，但无实验部分。张仙平等[2]对套管式CO2气冷器进行了数值模拟，并分析了不同套管根数及对外管径对其性能的影响。刘圣春等[3]通过模拟分析了不同质量流量和管径对CO2侧和水侧换热系数的影响。

空气源CO2气体冷却器，主要有交叉流管翅式和带百叶窗翅片微通道换热器两种形式。微通道换热器虽然换热及耐压能力强，但其制作工艺难，制造成本高，因此这里采用翅片管换热器。Yin等人[4]建立了单板多流程微通道气冷器模型，模拟结果和实验误差很小。Y T Ge[5]针对CO2翅片管换热器进行了数值模拟，比较了三种不同流程分布的气冷器，并发现随着流程数的增大会导致逼近温差(制冷剂出口温度和空气进口温度差值)变小，提高系统COP。

这里采用Pitla关联式[6]计算CO2侧的换热系数，建立了气冷器稳态分布参数模型，与实验结果进行对比，分析了各因素对气冷器的影响。并对其进行了优化计算，探讨了气冷器流程布置及管径尺寸对气冷器性能的影响。

1 翅片管式CO2气体冷却器数学模型

1.1 模型微元及微元划分

这里所用气冷器的为错排大肋片翅片管式换热器，如图1所示，换热管采用Φ9.52×1.5高强度铜管套铝片，共6排，表面管数7根，气冷器微元剖面图如图2所示，表1标明了它的主要结构参数。

表1 气冷器结构尺寸Tab.1 Dimensions of gas cooler

图1 所用气冷器及其结构示意图Fig.1 CO2 gas cooler

为了使模拟结果更接近实际过程，建立了稳态分布模型，沿制冷剂流动方向按长度划分了多个微元，如图2所示。使用REFPROP6.0计算超临界CO2物性参数,对于每个微元制冷剂的入口参数即为上一个微元的制冷剂出口参数。模型的建立基于以下几个假设：1)稳态运行；2)管内制冷剂和管外环侧空气的流动均为一维均相流动；3)管内制冷剂和管外环侧空气的速度和温度均匀分布；4) 不计管内压缩机润滑油膜在管路中对换热的影响；5)管子和流体横向均不产生热传导换热；6)不考虑不凝性气体的影响。

图2 微元示意图Fig.2 Sub-element in coil for gas cooler model

1.2 控制方程

对任意一个微元，可以建立出以下方程

二氧化碳侧能量方程：

其中：

空气侧能量方程：

其中：

管壁导热能量方程

其中：

1.3 换热及压降关联式

1) 换热关联式

CO2侧换热系数采用Pitla关联式[6]

式中：Nuw和Nub分别为壁面温度和CO2温度对应的CO2努谢尔数，和分别为壁面温度和CO2温度对应的导热系数，W/(m.K)。

空气侧换热系数采用空气横掠错排管束换热关联式[7]

其中：

2) 压降关联式

二氧化碳侧动量方程：

流体压降包括沿程摩擦压降∆py和局部压降∆ph

其中：

式中：

摩擦系数 f ：

式中：1和2分别为微元进、出口CO2的比容，m3/kg；Gr—CO2的质量流量，/(m2.s)；—CO2密度，kg/m3；de—CO2当量直径，m。

2 实验结果

图3 CO2实验台系统图Fig.3 Test rig of CO2 systems

如图3所示，实验台由室外侧和室内侧组成，在气冷器进出口均部有压力和温度传感器，气冷器空气侧进出口也部有温度传感器。这里做了几组不同CO2质量流量、气冷器进口状态、风侧进口状态的实验，并将实验结果与计算结果对比，如表2所示，以验证模型的正确性。结果表明，列出的7个状态点和模拟值之间的换热量误差均在6%以内；而气冷器的压降相对误差较大，主要是因为气冷器内的CO2压降过小，而压力传感器精度有限，很小的传感器误差将照成很大的压降误差，但出口压力计算值和实验值偏差在合理范围内。

表2 模拟和实验结果比较Tab.2 Test and calculate data of gas cooler

3 模拟结果

在空气侧进风干球温度为35℃，湿度40%，风速2.0m/s时，分别改变制冷剂入口参数，以分析在不同质量流量下，CO2入口压力和入口温度对气冷器性能的影响。

图4显示了不同压力下CO2侧换热系数与温度分布的关系。换热系数沿管长方向先增大后降低，其中的极值点对应状态下的制冷剂温度称为假临界温度。这个现象是由CO2自身物性所至，在一定压力下CO2比热随温度变化也存在峰值。压力越接近临界压力，换热系数的峰值越大；当压力远离临界压力时，换热系数在假临界温度附近的变化越来越不明显。制冷剂流量为0.025kg/s时，p=8.5MPa对应的换热系数最大值为10100W/(m2.K)； p=10.5 MPa对应的换热系数最大值约减少了45%； p=12.5 MPa对应的换热系数最大值仅为8.5MPa时的45%。当质量流量增大时，相同压力下的换热系数随之增加。

随着质量流量的增大，相同压力下对应的换热系数也随之增大，如图4所示。而换热器的换热主要集中在气冷器的前半段，当压力越高时，对应的峰值位置也向入口方向移动，相应的前半段换热系数增大也较多。如图5所示，当压力为8.5MPa时，制冷剂流量从0.015kg/s增大至0.045kg/s时，换热量增加120%；当压力为10.5MPa时，换热量增加180%；当压力为12.5MPa时，换热量增加200%。

图4 不同压力、不同流量下CO2侧换热系数随温度分布Fig.4 Variation of CO2 heat transfer coef fi cient distribution with varying temperature for different pressure and mass fl ow rate

图5 CO2入口压力对换热量的影响Fig.5 Variation of heat capacity with varying CO2inlet pressure

图6所示的是不同质量流量下，CO2入口压力对换热器压降的影响。气冷器的压降随着入口压力的升高而减小，随着制冷剂流量的增大而增大。随着制冷剂流量的增大，流速增加，压降增加。且制冷剂流量越大，压力升高对压降的影响越大。CO2入口压力从8.5MPa增大至12.5MPa，当制冷剂流量为0.015kg/s时压降减小30%，当制冷剂流量为0.045kg/s时压降减小43%。压力值越小，制冷剂流量增大所引起的压降升高越多。8.5MPa时，当制冷剂流量从0.015kg/s增加至0.045kg/s，制冷剂压降则相应为从30kPa增至290kPa;12.5MPa时，制冷剂压降则相应为从20kPa增至166kPa。

图6 CO2入口压力对压降的影响Fig.6 Variation of pressure drop with varying CO2 inlet pressure

由图7可以看出，入口温度的改变对CO2换热系数的影响很小。

图7 不同入口温度下CO2换热系数随管长分布Fig.7 Variation of CO2 heat transfer coef fi cient distribution along the gas cooler with varying CO2 inlet temperature

图8 不同入口温度对换热量的影响Fig.8 Variation of heat capacity with varying CO2 inlet temperature

图8显示了在不同质量流量下气冷器换热量随CO2入口温度的变化。一定质量流量下，随入口温度的升高，换热量增大，并且呈线性关系。此时换热量的增大主要是由于入口温度升高，两流体间的传热温差增大而引起。同一入口温度下，随质量流量的增大，换热量也增大。入口温度从80℃升至120℃时，换热量升高约35%。

由图9可看出，一定压力下气冷器压降随入口温度的升高而升高。这是因为在制冷剂质量流量相同的情况下，入口温度升高，CO2平均温度升高，粘性系数变小，雷诺数变大，使得摩擦压降增大。且可以看出，当质量流量较小时，入口温度的变化对压降影响不大。

因此可以通过适当提高入口温度来增加换热量。

图9 不同入口温度对压降的影响Fig.9 Variation of pressure drop with varying CO2 inlet temperature

4 气冷器结构优化

在换热面积一定的条件下，分别改变气冷器管程布置和气冷器管径，以分析不同结构对气冷器性能的影响。

图10 气冷器管程布置图Fig.10 Different arrangement of tube side fl ow

如图10所示，原有气冷器为单管程气冷器(a)，共有42根管，分别将管程数改为2管程(b)和3管程(c)，对不同管程数的气冷器进行分析。如图11所示，增加管程数后，换热量基本不变。而压降则随管程数增加有明显减小。因此可以适当增加管程数以减小压降。

在保持气冷器换热面积不变的情况下，改变气冷器管径对换热器性能带来的影响如下所示。为保证换热面积的一致，改变管径后换热器管长将会变化，若减小管径，则管长增长，增长部分均匀增加至每根支管上;若增大管径则相反。并调整翅片间距，这样使得翅片侧和换热管侧的换热面积均保持不变。模拟工况为：CO2侧入口压力10MPa,入口温度100℃，质量流量0.045kg/s；空气风速2m/s，温度35℃。

图11 管程数对换热量及压降的影响Fig.11 Effect of branch number on heat capacity and pressure drop

图12 管径对气冷器热重比及压降的影响Fig.12 Effect of diameter on Qm and pressure drop

图12显示了管径尺寸对热重比和换热量的影响。由于减小换热管径后，换热系数增大，导致热重比Qm(Qm=Q/G)增大。而管径减小后，流速加快，摩擦压降也增大。由图中可以看出管径的减小引起的压降变化很大，特别是管径小于6mm时压降变化尤为剧烈，在5mm时压降达到了1.3MPa。因此在选择管径时，考虑增大热重比的同时也应该考虑到压降的变化。

5 结论

1) CO2侧换热系数沿管长存在一个峰值，它受制冷剂入口压力和质量流量的影响较大，压力越接近临界压力，换热系数的峰值越大；当压力远离临界压力时，换热系数在假临界温度附近的变化越来越不明显。但制冷剂入口温度对CO2侧换热系数的影响很小。

2) 换热量随着压力的变化有一个最大值，且随流量的增大，最大换热量所对应的压力值逐渐增大。气冷器的压降随着入口压力的升高而减小；且相应的压力值越小时，制冷剂流量增大所引起的压降升高就越多。

3) 一定质量流量下，随入口温度的升高，换热量和压降均增大，且压降和换热量随入口温度的变化呈线性变化。质量流量越大，入口温度对换热量和压降的影响也相对更大。

4) 增加管程数后，换热量基本不变。而压降则随管程数增加有明显减小。因此可以适当增加管程数以减小压降。

5) 减小换热管径后，热重比Qm(Qm=Q/G)增大，压降也随之增大。因此在设计时，要选择适当的管径以达到性能的优化。

本文受广东省产学研项目(2007B090400079)资助。(The project was supported by Program of Guangdong province(No.2007B090400079).)

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