本期,我们分享下R290 在常用4 mm小管径的水平传热管管内沸腾换热的理论模拟研究,以指导实际应用。
由于水平管结构具有对称性,因此将物理模型简化为二维水平管道,长度为 0.9 m,如图 1 所示,对光滑管采用结构化网格划分并对边界层进行加密处理。为保证计算结果不受网格密度影响,经过网格无关性验证,将网格数设为34 771,此时模拟所得出口截面气相体积分数的偏差小于 0.5%,且计算时间较短,在提高计算速度的条件下能满足模拟所需达到的精度要求。假设流动为稳态不可压定常流动,加热壁面为定热流密度,忽略重力、不凝性气体的影响,各相之间混合均匀,模拟的管内径为 4 mm,管材为紫铜,质流密度为 100~180 kg·m-2 ·s-1 ,热流密度为 13~20 kW·m-2 ,饱和温度为 11 ℃,入口干度为 0.1~0.9。 在多相流模型的选择上,采用的是 Mixture 模 型,该模型除了满足连续性方程、动量守恒方程和能量守恒方程外,还包括滑移速度方程、第二相体积分 数方程。 为了提高计算的稳定性,同时考虑到气液两相流中离散相分布比较宽广的特点; 考虑计算量,求解精度等因素,湍流模型选用RNG k-ε模型。 入口为速度入口边界,速度为0.19 ~ 0.35 m· s-1 ,温度为11.0 ℃。水力直径取为 4 mm; 出口为压力出口边界,表压为饱和蒸汽压,设定出口的湍流强度、湍流直径,并给定温度; 壁面为等热流密度边界,热流密度为13~20 kW·m-2 ,材料为紫铜,近壁流体相对壁面无滑移速度。 选用ANSYSFluent16.0进行计算,速度-压力耦合使用 Coupled 算法,压力采用 PRESTO! 格式,动量、能量方程均采用二阶迎风格式,体积分数方程采用 QUICK 格式。 对管内速度、温度、气相体积分数变化特性的 分析可以直观地得到制冷剂的流动沸腾过程和流动特点,进而得出 R290 在管内的流动沸腾换热规律; 在质流密度为 100 kg·m-2 ·s -1 ,热流密度为 13 kW ·m-2 ,饱和温度为 11.0 ℃的工况下,选取具有代表 性的中间部分管段,分析该管段截面的平均速度、平均温度和平均气相体积分数随管长的变化特性。
图 2 表示的是截面平均速度随管中位置的变化关系,横坐标为制冷剂在管中的位置 l,纵坐标为制冷剂流速 v。可得: l 为0~ 0.037 5 m 时速度增长急剧,这是由于管内传热的入口效应,入口处边界层较薄,有利 于传热,制冷剂的相态由液相迅速转变为气液两相, 产生相变使得换热比较剧烈。从 0.037 5 m 以后,速 度几乎呈直线增长,出口处达到约1.56 m·s -1 ,这是 由于随着 l 增加,管内的气液两相流不断吸收从壁面传递来的热量使沸腾换热加强,气相成分增加,气 相与液相之间的黏力作用减弱,使得流速增大。 图 3 表示的是截面平均温度随管中位置的变化关系,横坐标为制冷剂在管中的位置 l,纵坐标为温度。可看出: 入口处温度几乎保持不变,此后温度随 l 近似呈线性增长。这是由于距离入口越远时,壁面与管内流体的换热量越多,热量由管壁附近流体向中心流体传递; 当 l 达到 0.5 m 时,温度几乎保持不变,这是由于此时的换热处于环状流阶段,换热形式以强制对流换热为主,气相占比较大,壁面与制冷剂的换热热阻比较小,管壁热量通过制冷剂液膜传递到汽液交界面上,使得液相制冷剂不断吸热转变为气相。图 4 表示的是截面平均气相体积分数随管中位置的变化关系,横坐标为制冷剂在管中的位置l,纵坐标为气相体积分数。图 4 中的变化趋势与图 3 较相似。l为0~0.5 m时,平均气相体积分数从0增加到约17%,这是由于此时制冷剂处于核态沸腾阶段,不断地吸热,使得液相制冷剂不断向气相转化; 随着 l 不断增加时,平均气相体积分数几乎保持不变,这是因为此时沸腾换热处于环状流阶段,气相在管中心流动,液相贴在管道内壁流动,制冷剂气相占比较大,因而液相制冷剂向气相转变后,气相体积分数占比增加得不明显。为了验证模拟结果的可靠性,采用与数值模拟研究相同的工况,实验研究R290 在管内的沸腾换热特性; 实验系统主要包括 3 个回路: 制冷剂回路、热水回路与冷却液回路,由储液罐、过滤器、齿轮泵、预热段、直流电源、混合器、恒温水槽、电磁流量计、实验段、冷凝段、冷水机组、质量流量计和阀件组成,如图 5 所示。通过对比分析同工况下沸腾换热系数的模拟值与实验值,验证模拟结果的可靠性; 并分析模拟结果,得出质流密度、热流密度以及干度对沸腾换热的影响。图 6 给出了质流密度分别为 100、180 kg·m-2 · s -1 时光滑管沸腾换热系数模拟值、实验值随干度的变化规律。可得: 在达到一定干度前,模拟值要高于 实验值,这是由于在模拟过程中忽略了重力的影响,而在低干度下管内壁面生成有很多汽泡,导致这些 汽泡在浮力的作用下更容易从表面脱离,使得沸腾换热作用增强。模拟值与实验值的平均偏差分别为7.54%、11.37%。在高干度区,偏差随质流密度的增加而变大,这是高质流密度、高干度下,流体的传质更加剧烈,而模拟过程对传质因子的弱化导致的。因此,在后续研究中,可尝试通过对重力和传质因子方面进行改进,尤其是模拟中考虑传热传质对沸腾换热的影响,使得模拟结果更加精确。分析图6 模拟结果可得: 沸腾换热系数随质流 密度的增大而增大,这是由于质流密度的增加,使得管中制冷剂气相和液相的流动速度增大,强化了与壁面的换热,与模拟结果中,速度随管长的增加而增 大这一结论相符。 图 7 给出了热流密度分别为 13、20 kW·m-2 时 光滑管沸腾换热系数模拟值、实验值随干度的变化规律。可得: 热流密度为 13 kW·m-2 时,干度小于 0.41 的区域内,模拟值与实验值的偏差较小,平均偏差为 10.37%,明显要小于热流密度为 20 kW·m-2 时的偏差; 而在干度大于 0.41的区域内,热流密度为 13 kW·m-2 时,模拟值与实验值的偏差相对较大,平均偏差为 14.39%,明显大于热流密度为 20 kW·m-2 时的偏差。由于模拟采用的是恒热流密度边界条件,所以管壁任意处的热流密度均相同,但实验管壁面是平均热流密度,实验段套管换热介质逆向流动,入口处管内外换热介质间的温差低于出口 处的温差,入口处热流密度一般会小于平均热流密度,故而当热流密度增大时,低干度区内的模 拟值与实验值的偏差会增大。总体上热流密度为 13 kW·m-2 时模拟值与实验值的平均偏差为 9.86%。 1) 假设模拟所用工质为不可压缩流体,而实际的气液两相流中,气相成分具有一定的压缩性;2) Fluent中的蒸发模型只是对实际沸腾换热的简化,不能十分准确地反映其内部复杂的传热传质过程;3) 对工质气液相的热物理参数看成常数,而实际中工质的许多热物理参数是随温度的变化而变化的。沸腾换热系数随热流密度的增大而增加,且相比于高干度区域,在低干度区域内,换热系数增加得更明显。这是由于在低干度区域内,换热形式以核态沸腾换热为主,热流密度的增加使得制冷剂与接触壁面的过热度增大,壁面产生更多的气化核心,沸腾换热得到强化,而随着干度的增加,换热以强制对流换热为主,核态沸腾换热被削弱,热流密度的作用效果不明显,这与模拟结果中制 冷剂温度先增加而后保持不变结论相符。换热系数随干度的增大先增大到一极值而后降低。这是由于随着干度的增加,制冷剂中的气相占比逐渐增加,气液相界面的扰动增加,强化换热使得换热系数增大,随着换热的进行,沿着制冷剂流动方向的制冷剂液膜越来越薄,直至出现干涸现象,此时,壁面与制冷剂蒸气直接接触,换热开始恶化,换热系数开始下降,这与模拟结果中气相体积分数先增加而后保持不变结论相符; 同时可以得出,热流密度越高,沸腾换热系数达到极值点的干度越小,这是由于热流密度变大,使得制冷剂蒸干的速度加快。版权声明:本文作者王乐乐 等,由HETA小编整理,版权归属原作者,文章观点不代表本公众号立场,转载请注明来源。
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