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高温热泵工况下非共沸工质在换热器中的换热特性点击：2241 日期：[ 2014-04-26 21:14:00 ] |
| 高温热泵工况下非共沸工质在换热器中的换热特性 刘兆永，赵 力，赵学政 （天津大学机械工程学院热能系，天津３０００７２） 摘要：为了探究非共沸工质与换热流体之间的相变传热温差特性，在单级蒸气压缩式水－水高温热泵系统实验台上，以Ｒ２９０／Ｒ６００（称为Ｚ１，质量比１７％／８３％）为工质进行了多工况的实验研究。实验发现，工质Ｚ１在冷凝器中会出现最大传热温差，且最大传热温差的位置会随着冷凝器中水流量的减小而向冷凝器的冷端移动；在蒸发器中会出现最小传热温差，其位置随着蒸发器中水流量的减小而向蒸发器的冷端移动。分析结果表明，在蒸发器侧工况恒定时，冷凝器侧最大传热温差的出现会使系统的循环效率降低，冷凝器中因不可逆传热引起的可用能损失增大；在冷凝器侧工况不变时，蒸发器侧最小传热温差的出现会使系统的循环效率上升，蒸发器中因不可逆传热引起的可用能损失减小。 关键词：高温热泵；非共沸工质；传热窄点；可用能损失 ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．０４３８－１１５７．２０１１．１２．０１２ 中图分类号：ＴＫ １１＋４ 文献标志码：Ａ文章编号：０４３８－１１５７（２０１１）１２－３３８６－０８ 引 言 目前传统制冷剂由于臭氧层破坏和温室效应问题已经或正在被淘汰，各国学者正在积极寻找能够替代传统制冷剂的新型制冷剂。近年来，非共沸制冷剂越来越多地受到研究者的关注，相比于纯组分制冷剂，它在相变的过程中存在明显的温度滑移，因此可以通过制冷剂与换热流体（水、乙二醇溶液、空气等）的温度匹配使得制冷循环逼近洛伦兹循环［１］。然而由于一般非共沸制冷剂在相变区内温度与焓值呈非线性对应关系，在理论上，非共沸制冷剂与换热流体换热时，会出现传热窄点（最小或最大传热温差），从而难以实现完美的温度匹配。 Ｖｅｎｋａｔａｒａｔｈｎａｍ等建立了非共沸工质在纯逆流换热器中的换热模型，系统阐述了蒸发器和冷凝器中传热窄点出现的情况，提出了判别传热窄点出现的关系式［２］，并研究了混合物组分对窄点出现的影响［３］；赵力等对多种非共沸制冷剂在换热器内传热窄点进行了大量计算和理论研究［４－５］，并得到了基于传热窄点理论的非共沸混合工质优选方法［６－７］；张小松等［８］在Ｖｅｎｋａｔａｒａｔｈｎａｍ等的理论模型基础上，对其提出的传热窄点的判别式进行了修正，并对更多非共沸混合工质进行了理论计算。公茂琼［９］建立了因相积存造成浓度变化的计算模型，详细考察了管道倾角及流体温度对深冷多元混合物因汽液相积存异造成的浓度偏析影响。刘金平等［１０］实验研究了自复叠热泵循环中加热水温度和工质充灌量对相积存的影响。 然而，这些仅仅是从理论上对非共沸混合工质的相变传热温差进行研究，缺乏一定的实验验证。为了探究实际系统应用非共沸混合工质时是否会出现传热窄点，以及出现后对系统循环产生什么样的影响，本文在已建成的高温热泵实验台上，以自然工质混合物Ｚ１（Ｒ２９０／Ｒ６００，质量比１７％／８３％）为工质，通过测量热泵系统中蒸发器和冷凝器（均为套管式换热器）沿程换热流体温度，对两器中工质相变时与换热流体的温差变化进行了实验研究。 １ 实验系统介绍 １．１ 工质介绍 利用ＮＩＳＴ物性计算软件计算得到Ｚ１的相变性质如图１和表１所示。由图１和表１可见，工质Ｚ１在相变时有比较适中的温度滑移，并且呈现出较明显的温焓非线性对应关系，其温焓曲线有上凸的趋势，按照传热窄点理论，在一定的温度匹配条件下，在换热器中会产生传热窄点，即会在蒸发器内出现最小传热温差，在冷凝器内出现最大传热温差。 １．２ 实验台介绍 实验室建立的高温热泵实验台是单级蒸气压缩式水－水式热泵系统，整个系统可分为两大部分。一部分是制冷剂循环系统，主要包括全封闭活塞压缩机、冷凝器、蒸发器和膨胀阀，储液罐，干燥过滤器等，其中冷凝器和蒸发器同为套管式换热器，长度均为５．２ｍ，两流体在换热器中逆流换热；另一部分为水系统，它包括蒸发器侧用于模拟低温热源的水箱（含电加热器、温控器）、泵、阀门等，以及冷凝器侧用于模拟高温热源的循环水系统，包括水箱、散热器、泵和阀门等。实验系统如图２所示。 针对工质侧和换热流体（水）侧分别布置测点进行参数的测量。测量的参数有：蒸发器工质侧进出口温度，水侧进出口温度；冷凝器工质侧进出口温度，水侧进出口温度；蒸发器、冷凝器水侧沿程温度；压缩机吸气和排气压力；蒸发器和冷凝器中水侧的流量及压缩机耗功。 ２ 实验结果 理论上，Ｚ１会在换热器中产生传热窄点，即在冷凝器出现最大传热温差，在蒸发器侧出现最小传热温差，为了从实验角度对其进行验证，分别采用改变冷凝器侧入水温度和流量，恒定蒸发器侧入水温度和流量以及改变蒸发器侧入水温度和流量，恒定冷凝器侧入水温度和流量的方法，观察冷凝器和蒸发器侧沿程水温的变化和系统的运行情况。实验结果分别从最大传热温差和最小传热温差（均为两相区温差，即去掉工质侧过热段和过冷段及水侧对应测点）两方面进行分析。 ２．１ 最大传热温差 在蒸发器入水５０℃，水流量恒定，冷凝器入水８５℃的工况（称为工况１）下进行了多组实验，在５个冷凝器水流量下使系统稳定运行并采集数据。根据测得的冷凝器水侧沿程温度和水流量，工质进出口温度，冷凝压力等，计算换热器对应水侧测温点的工质温度，计算过程中不考虑换热器内压力变化和工质的组分迁移。 （３）假设换热器内无漏热现象，即相邻测点间水的焓值变化等于工质的焓值变化，这样，根据已计算得到的工质流量和沿程测点间水的焓值变化，结合ＮＩＳＴ软件，可得到工质侧的沿程温度。图３（ａ）为冷凝器内工质沿程温度随水流量的变化情况。可见工质在换热器中只有接近入口和出口的小段距离分别为过热气和过冷液，其余部分全部处于气液两相区；并且随着水流量的增大，工质温度不断减小。图３（ｂ）为冷凝器内处于两相区的工质和水的实际传热温差，可以发现，随着水流量的减小，先是处于换热器热端的最大换热温差减小，当流量继续减小时，最大温差出现的位置向换热器冷端移动。 根据实验结果，对文献［４］中计算模型的假设进行一定的调整，即由于实验测得的水侧沿程温度近似线性分布，所以将假设（２）改为：假设冷凝器中换热流体温度沿程线性分布；假设（４）改为：忽略换热器内部的阻力，制冷剂的冷凝压力维持不变。计算时取冷凝压力、换热器工质进出口温度和水的进出口温度与实验测量值相同，计算结果去掉工质过热段和过冷段及水侧对应点后如图４所示。 从图４中可以发现，最大传热温差及其位置随流量减小的变化趋势与图３（ｂ）基本相同，实验值和理论值基本相符。 可见，对于工质Ｚ１，随着水流量的变化，冷凝器中会出现最大传热温差并且其位置会随着冷凝水流量减小而向冷凝器冷端移动，其位置随冷凝器水流量的变化如图５所示。 最大传热温差位置移动规律的分析：当冷凝水流量减小时，由于水的进口温度不变，出口水温势必要增大，水的沿程温度曲线斜率也将增大，同时冷凝器中工质的压力增大，温度升高，而在两相区内工质在不同的压力下温焓关系类似（表现为不同压力下温焓曲线基本相互平行），因此，当冷凝水流量减小时，最大传热温差的位置将向冷凝器冷端移动。 ２．２ 最小传热温差 在冷凝器入水９０℃，水流量恒定，蒸发器入水４５℃的工况（工况２）下进行了多组实验，在４个蒸发器水流量下使系统稳定运行并采集数据。图６（ａ）描述了蒸发器内工质沿程温度随水流量的变化情况。由于蒸发器面积过大，当水流量不同时，工质两相区的位置发生了一定的变化，即当水流量增大时，两相区段变小。并且随着水流量的增大，工质温度不断升高。为方便讨论，只截取工质处于两相区时的传热温差进行分析，相应的实验结果如图６（ｂ）所示。 图６（ｂ）为换热器有效换热面积内处于两相区的工质与水的温差，可以发现，当流量为０．２４ｋｇ·ｓ－１时，最小传热温差处于换热器热端，随着流量的减小，最小传热温差向换热器冷端移动，直到流量减小至０．０６ｋｇ·ｓ－１时，最小传热温差处于换热器冷端。 图７从理论上描述了当水侧温度呈线性分布时（计算方法与最大传热温差理论计算类似），在换热器有效换热面积内，处于两相区的工质与水的温差。可以发现，最小传热温差的位置随水流量减小的变化趋势与图６（ｂ）相似，实验值和理论值基本相符。 图８定量地描述了工质Ｚ１在蒸发器中最小传热温差的位置及移动情况，由于在蒸发器内截取了有效换热面积，因此，图８的纵坐标并非换热器长度，而是以百分比为单位的换热器量纲１长度，由图８可以说明：Ｚ１在实际系统中运行时，在蒸发器内会出现最小传热温差，且随着蒸发水流量的减小，会产生向蒸发器冷端移动的现象。 最小传热温差位置移动规律的分析：当水流量减小时，由于水的进口温度不变，出口水温势必要减小，水的沿程温度曲线斜率也将减小，同时蒸发器中工质的压力减小，温度减小，而在两相区内工质在不同的压力下温焓关系类似（表现为不同压力下温焓曲线基本相互平行），因此，当水流量减小时，最小传热温差的位置会向蒸发器冷端移动。 ３ 影响分析 为排除传热方面和变工况对分析的影响，需从工质侧理想循环的角度来分析传热窄点的出现对实际循环的影响。下面从换热器温差匹配和循环平均蒸发温度、平均冷凝温度的角度来分析传热温差对循环效率和可用能损失的影响。 ３．１ 循环效率分析 在冷凝器中出现最大传热温差时，同时在蒸发器中会出现最小传热温差，于是，很难明显地看出这种由于工质相变时温焓非线性对应造成的最大传热温差和最小传热温差对循环效率的影响。因此，针对工况１和工况２不同流量下工质侧的温度，进行理论循环效率计算，对比温焓线性对应（假想）时和温焓非线性对应时的循环特性。对于工况１，其蒸发器入水温度和流量保持不变，因此其蒸发器内工质进出口温度变化不大，即最小传热温差对循环的影响效果接近一致。同样，对于工况２，其冷凝器入水温度和流量保持不变，因此其冷凝器内工质进出口温度变化不大，即最大传热温差对循环的影响效果接近一致。如图９所示，对于工况１，取该压力下线性工质（Ｚ２）的泡点和露点温度与Ｚ１的相同，连接泡点和露点温度的直线即为该工质相变温度曲线，则此时没有出现最大传热温差，进而比较最大传热温差出现与否的不同；对于工况２，利用同样方法，比较最小传热温差出现与否的不同。 针对不同水流量，根据图９并利用式（３）［１１］计算系统的理想循环效率 计算结果如图１０所示。 由图１０（ａ）可见，对于工质Ｚ１，其循环的理想制热系数低于相变区内温焓线性对应的工质Ｚ２，同时，最大传热温差的出现会使得这种差距加大。因此，最大传热温差的出现也将降低实际循环的循环效率。图１０（ｂ）显示出Ｚ１的理想循环制热系数要高于相变区内温焓线性对应的工质Ｚ２，同时，当最小传热温差出现在相变区内时，这种差距也有加大的趋势。可见，最小传热温差的出现可以提高实际循环的循环效率。 ３．２ 可用能损失分析 根据图９，利用文献［１２］计算换热器中不可逆传热引起的可用能损失的方法，计算分析最大传热温差和最小传热温差的出现对可用能损失的影响（对于工况１，由于蒸发器水流量不变，蒸发器侧参数比较稳定，只分析冷凝器中的可用能损失；对于工况２，由于冷凝器水流量不变，冷凝器侧参数比较稳定，只分析蒸发器中的可用能损失）。 图１１显示的是在换热器工质进出口温度相同的情况下，换热器中非线性工质Ｚ１相对于线性工质Ｚ２可用能损失的增量。如图１１（ａ）所示，在水流量为０．０６ｋｇ·ｓ－１时，相对于线性工质来说，冷凝器中工质Ｚ１的可用能损失增加了１９．９％，在其他水流量下，Ｚ１的可用能损失也有所增加，也就是说，冷凝器中最大传热温差的出现导致了可用能损失增大。而从图１１（ｂ）可以看出，除了在水流量为０．０６ｋｇ·ｓ－１时，蒸发器中工质Ｚ１的可用能损失和线性工质的基本相同外，其他水流量下其可用能损失都要小于线性工质的，可见蒸发器中最小传热温差的出现在一定程度上可以减小可用能损失。 ４ 误差分析 由于实验仪器有一定的测量误差，所以有必要对实验数据和计算结果进行不确定度分析。各个测量值的不确定度如表２所示。 ５ 结 论 针对非共沸工质和换热流体在逆流换热器中换热可能产生的传热窄点进行了实验研究。从实验角度验证得到： （１）对于工质Ｚ１，在冷凝器中会出现最大传热温差，在蒸发器中会出现最小传热温差，且最大传热温差和最小传热温差的位置会随着水流量的变化而产生移动； （２）在蒸发器侧工况恒定时，冷凝器侧最大传热温差的出现会使系统循环效率降低，冷凝器中因不可逆传热引起的可用能损失增加； （３）在冷凝器侧工况不变时，蒸发器侧最小传热温差的出现会使系统循环效率上升，蒸发器中因不可逆传热引起的可用能损失减小。 符号说明 ＣＯＰ———理想制热系数 ｃｐ———换热流体的比热容，Ｊ·（ｋｇ·Ｋ）－１ ΔＥｓ———非线性工质相对于线性工质可用能损失的增量，％ ｆｔ，ｉ———计算量中所包含的测量值的不确定度，％ ｆｔ，ｔｏｌ———计算量的不确定度，％ ΔＨ———水侧相邻测点之间焓值变化，ｋＪ·ｋｇ－１ ｈｒ，ｉ，ｈｒ，ｏ———分别为换热器进、出口处工质焓值，Ｊ·ｋｇ－１ ｑｗ，ｃｏｎｄ，ｑｒ，ｃｏｎｄ———分别为换热流体流量、工质流量，ｋｇ·ｓ－１ ＴＨｍ，ＴＬｍ———分别为工质平均冷凝、蒸发温度，℃ ΔＴ———换热器水侧沿程相邻测点温差，℃ 参考文献：略 |
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