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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