2、实验的仪器与条件。
2.1 冷凝器与蒸发器的热量计。
如图1所示,实验仪器(热量计)由测试部分、冷凝器控制部分、蒸发器控制部分、空气加热系统、空气冷却系统以及控制仪表组成。热量计内部有导向叶片,它允许无状态变化的空气流过,并且与环境绝热。由于辐射传热导致的热量的增加或减少,可以通过准确的方式进行补偿。
图1 蒸发器及冷凝器的量热装置的示意图。
空气加热系统中有一个封闭的电加热热源,它相较于开放型的电加热热源来说,能够更完全的加热循环空气。
空气冷却系统是由一台制冷量为30匹的压缩机、膨胀阀以及蒸发压力调节器来进行控制的。根据压缩机的油量,两台油分离器被安装在最小性能点上。润滑油的循环量小于制冷剂流量的3%。
实验仪器的进、出口温度是利用一台rtd传感器进行控制的,管口直径为10㎝和30㎝的b-nzp1000分别被用于测量空气流速的高低。紧接着,利用由封闭区域提供的180℃的蒸汽来控制空气的湿度,并且被用于冷却可以测量空气焓值变化的镜面型的湿度传感器。制冷剂的流速是利用一个质量流量计控制的。
2.2 实验条件。
对于气液分离式的冷凝器,热量的传递方式及压力降的现象在某种程度上是有别于那些常规的多管路形式的冷凝器,其原因是制冷剂流过冷凝器时,在同一时间内被分为高、低压两部分,如**1所示,如空气流速、空气温度以及冷凝器进口处制冷剂压力等实验条件是需要考虑制冷剂侧和空气侧的。
表1冷凝器的实验条件。
对于层叠式蒸发器,其性能主要依赖于波纹或条形的数量、长度或角度。热量的传递方式和压力降的特征在这些条件下是非常明显的,如**2所示,通过改变蒸发器进口空气温度、相对湿度、空气流动体积、蒸发器出口制冷剂压力及过热度,来进行实验。目的是为了成功的设计一台带有散热肋片的,缩小体积的层叠式蒸发器。
表2 蒸发器的实验条件。
3、实验结果及讨论。
3.1 冷凝器。
冷凝器中得压力降范围在图表2中阐明。压力降随着雷诺数的增加而增大,其中雷诺数由制冷剂气体的粘性系数定义,公式如下:re=gr dh/μg a。
其中gr为质量流量,dh为输气管道的直径,a为制冷剂流动管道的横截面积,μg为制冷剂气体的粘性系数。实验结果用最小二乘法进行修正,由以下公式指出:
p = 8*10-7reg1.8228。
冷凝器中的传热量可以由对数平均温差、总传热系数以及总传热面积表示出来,如以下公式所示:
q = uaδtlmtd
tlmtd=/
其中,下脚标为ri、ao、ai以及ao分别代表制冷剂进口、制冷剂出口、空气侧进口及出口处的温度。冷凝器的总传热系数主要依赖于几何特征、管内雷诺数及空气流速。
图2 冷凝器压力降随雷诺数的变化情况。
图3指出了对于不同制冷剂流量、空气流速、存在25℃的过热度及5℃的过冷度的情况下,所对应的总传热系数的变化情况。总传热系数随制冷剂质量流量及空气流速的增加而增大。
图3 总传热系数随制冷剂质量流量的变化情况。
图4指出了总传热系数随冷凝器空气进口温度及制冷剂进口压力的变化情况。在相同的制冷剂流量的条件下,总传热系数在相对较低的进口压力时有增大的趋势,这是因为当制冷剂压力、温度及密度增大时,冷凝器中制冷剂蒸气流速变小造成的。
图4 总传热系数随进口压力及空气温度的变化情况。
图5中表示出在冷凝器进口处,不同空气温度、制冷剂压力下,对于冷凝器进口处不同空气流速冷凝量的变化情况。在较低的空气温度、进口压力的条件下,冷凝器的冷凝量较高。在空气流速为5m/s的条件下的冷凝量相较于空气流速为2m/s的冷凝量高40%。
图5 冷凝器冷凝量随空气流速的变化情况。
图6指出了在空气流速为5m/s,过热度为25℃及过冷度为5℃的情况下,不同制冷剂流量通过冷凝器时,冷凝量及压力的变化情况。冷凝器中过冷区域被限制在总面积的14%至17%,过热区域被限制在总面积的36%至42%。冷凝器中的两相区占冷凝器上部的30%至33%,占冷凝器下部的11%至17%。
冷凝器的制冷量受制冷剂流量的影响并不严重,但是压力降随着过热区面积增大,过冷区面积减少而有增大的趋势。不同制冷剂流量下,压力降最大可相差12%。
图6 冷凝量和压力降随制冷剂流量的变化情况。
3.2 蒸发器。
图7中指出了不同雷诺数下,压力降得变化情况,雷诺数由以下的公式定义:reg=xgr*dh/uga。其中a为制冷剂流过的面积,制冷剂进口处黏度由饱和制冷剂蒸气黏度系数ug和蒸发器进口处蒸气的质量流量x计算而得。
压力降随雷诺数的增加而增加,并且在过热度为5℃和10℃的情况下,斜率明显不同,在相同雷诺数的情况下,随着过热度的增加,压力降也会增加。从雷诺数的角度来说,压力降与过热度有关,如以下公式所示:
p=2*10-17reg1.8241(10℃的过热度);
p=2*10-17reg1.9248(5℃的过热度)
在正常情况下,由于减湿过程蒸发器表面绝大部分被冷凝水薄膜覆盖,因此,对数平均焓差过去常常被用于定义总传热系数(chiou et al., 1994 and lee et al., 1996b)。
q = uaδhm
hm=(1-fe)/
fe/㏑fe=(hro-hrs)/(hro-hri)
其中hai及hao分别代表蒸发器进出口处的焓值,hria、hrsa及hroa分别代表在进口处、饱和状态下、出口处制冷剂的温度下,饱和湿空气所增加的焓值,hro、hrs及hri分别代表出口处、饱和蒸气、进口处的制冷剂焓值,fe代表在过热状态下蒸发器的蒸发负荷除以蒸发器总负荷所定义的比率。
图7 蒸发器压力降随雷诺数的变化情况。
图8表示出了,在过热度为5℃或者10℃,环境温度为25℃,相对湿度为50%的情况下,蒸发器总传热系数随空气流速的变化情况。蒸发器总传热系数随空气流速的增加而增加,随过热度及蒸发压力的增加而减少。在低空气流速下,过热度影响较小。
但是在高空气流速下,过热度的影响是比较明显的。
图8 总传热系数随空气流量的变化情况。
图9表示出了,在环境温度为25℃,空气体积流量为420m/h的情况下,相对湿度对蒸发器总传热系数的影响,蒸发器的总传热系数随相对湿度的增加而增大,并且由图8中可以看出,过热度及蒸发器出口压力对蒸发器的总传热系数有相同的影响。
图9 总传热系数随空气的相对湿度的变化情况。
图10表示出了,在空气体积流量为420m/h,相对湿度为50%的情况下,总传热系数随环境温度的变化情况。当环境温度增加时,总传热系数随之增大。
图10 总传热系数随环境温度的变化情况。
图11表示出了,在环境温度为25℃,相对湿度为50%的情况下,蒸发器制冷量随空气的变化情况。蒸发器制冷量随空气流量的增加而增大,这主要是由于在高空气流速下,制冷剂的质量流量的增加所导致的高热量的传递。蒸发器的制冷量在5℃的过热度的情况下相较于10℃的过热度高。
图11 蒸发器制冷量随空气流量的变化情况。
图12表示出了,蒸发器的制冷量随空气的相对湿度的变化情况。在相对湿度为70%的情况下,相较于50%的相对湿度,蒸发器的制冷量高23%。高相对湿度引起了流过蒸发器表面的空气湿度,制冷剂质量流量升高。
图12 蒸发器制冷量随相对湿度的变化情况。
图13表示出了,蒸发器冷量随环境温度的变化情况,在图表中不难看出,在环境温度为30℃的情况下,蒸发器的冷量相较于25℃的环境温度高25%。
图13 蒸发器制冷量随环境温度的变化情况。
4、总结。气液分离型的冷凝器及层叠式蒸发器已经发展起来,热传递及压力降的特点被实验性的总结。这次研究的主要结果如下:
相关的压力降是由利用最小二乘法拟合实验数据得出的雷诺数表示出来的。
对于冷凝器,空气流速及制冷剂流量是影响总传热系数的主要因素,空气温度及制冷剂进口压力对冷凝器的总传热系数影响比较轻微。
对于冷凝器,制冷剂的质量流量对于冷负荷的影响并不大,但是随着过热面积的增大,压力降就会增加。
蒸发器的总传热系数随着空气的流速、温度及相对湿度的增加而增大,但是随着过热度及出口压力的增加而减小。
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