Теплообмен при конденсации хладагентов в миниканалах Текст научной статьи по специальности «Физика»

УДК 621.565.9

Теплообмен при конденсации хладагентов в миниканалах

Д-р техн. наук, профессор Бараненко А.В.

Сатин Н.И. [email protected] Лоскутов А.С. [email protected] Университет ИТМО 191002, Россия, Санкт-Петербург, ул. Ломоносова, 9

В статье по доступным литературным источникам выполнен анализ закономерностей теплообмена при конденсации различных хладагентов в миниканалах. Представлены зависимости коэффициента теплоотдачи от степени сухости пара рабочего вещества и от длины канала, при различных разностях температур теплопередающая поверхность — пар и различных массовых потоках, для двух различных форм каналов (квадратной и треугольной). Рассмотрены рабочие вещества^134а, R152, R22, R410A, пропан, аммиак и CO2.

Показано влияние размеров канала и его формы на теплообмен. Важным механизмом улучшения теплоотдачи во время конденсации в каналах некруглой формы является поверхностное натяжение, создающее поперечный градиент давления в пленке конденсата. Это приводит к потоку конденсата в направлении углов и делает слой пленки более тонким вдоль сторон канала, приводя к росту интенсивности теплоотдачи.

Имеющиеся численные методы оценки интенсивности теплообмена при конденсации в миниканалах применимы преимущественно для хладонов. Их использование для расчетов коэффициентов теплоотдачи при конденсации аммиака может привести к существенной погрешности.

Ключевые слова: микроканалы, миниканалы, конденсация, теплообмен, ладагенты, коэффициент теплоотдачи, поверхностное натяжение.

Heat exchange of refrigerants during condensation in minichannels

D.Sc. Baranenko A.V.

Satin N.I. [email protected] Loskytov А.S. [email protected] University ITMO, 197101, Russia, St. Petersburg, Kronverksky pr. 49

This paper gives ananalysis of the lawsof heat transferduring condensationof differentrefrigerants inminichanneltaken from available literature. Dependences of heat transfer coefficient on vapor quality of working substance and on channel length are presented at different vapor-to-surface temperature differences and different vapor mass fluxes, for two various shapes of channels (square and triangular). Working substances-R134a, R152, R22, R410A, propane, ammonia and CO2 are reviewed.

Influence of the sizes and shapes of the channel on heat exchange is shown. The important mechanism of improvement of heat transfer during condensation in non-circular shape channels is the surface tension creating the transverse pressure gradient in a condensate film. . It leads to a condensate flow in the direction of corners and does a film layer more thinner along sides of the channel, leading to growth of intensity of heat transfer.

The available numerical methods of an assessment of intensity of heat exchange at condensation in minichannels are applicable mainly for Freons. Their use for calculations of coefficients of heat transfer at condensation of ammonia can lead to an essential error.

Keywords: micro-channels, mini-channels, condensation, heat exchange, heat transfer coefficient, refrigerants, surface tension.

Теплообменники с малыми каналами получают все большее распространение.Они находят применение в теплопроводах для электронного оборудования, терморегулировании космических летательных аппаратов, в автомобильных кондиционерах. Миниканальные конденсаторы используются также в холодильных агрегатах и кондиционерах, что позволяет уменьшить габариты и массу устройств, сократить объем заправки хладагента в систему [1].

Одними из первых работ о конденсации внутри миниканалов были работы, предоставленные Каваллини [2,3]. В них рассмотрены режимы течения двухфазного потока в миниканалах при конденсации, методы вычисления перепада давления и модели теплообмена. Механизмы конденсации в миниканалах также были изучены Гаримеллой [4].

Большинство имеющихся экспериментальных данных относятся к одному хладагенту, а именно R134a. Некоторые тесты были выполнены с R11, R12, К22, R123, R410A,, Я:236еа; Несколько опытных данных доступны для R407C.

Большинство результатов были получены в мультипортовых каналах по методу "Участка Уилсона". Этот метод дает достаточно высокие значения неопределенности для коэффициентов теплоотдачи. В некоторых из работ представлены оригинальные методики измерения. Янг и Уэбб [5], Чжан и Уэбб [6], и Уэбб иЭрмис [7], Ян и Лин [8] и Вардхан и Данн [9] измерили коэффициент теплоотдачи при конденсации хладагентов внутри труб малого диаметра. Ванг и др. [10], Garimella [11], Ким и др. [12], Кояма др. [13] и д-р Бэрд. [14] собрали экспериментальные данные о коэффициентах теплоотдачи при конденсации в микроканалах. Все эксперименты были проведены при массовых расходах выше 70 кг/(м2 с). Каваллини и др. [15] выполнили эксперименты для хладагентов R236ea, R410A, R134a, при температуре конденсации 40 °С в многопортовм миниканале.

Ванг и др. [10], измерили коэффициенты теплоотдачи при конденсации хладагента R134a внутри горизонтального мультипортового алюминиевого конденсатора с воздушным охлаждением с каналами с гидравлическим диаметром 1,46 мм.

Кояма и др. [13] протестировали четыре многоходовые экструдированные трубки с микрооребрением и без него при конденсации хладагента R134a при температуре насыщения 60 0С.

Бэрд и др. [14], измерили коэффициенты теплоотдачи при конденсации R11 и R123 в каналах с внутренним диаметром 0,92 и 1,95 мм. Термопара была подключена к медному корпусу, и температура стенки принималась равной измеренной температуре корпуса.

Ким и др. [16] представили экспериментальные коэффициенты теплоотдачи, измеренные при конденсации R134a в горизонтальном круглом канале с внутренним диаметром 0,691 мм. Они разработали оригинальные экспериментальные методики.Шесть термопар Т-типа были припаяны к наружной поверхности пробирки для измерения температуры поверхности трубы.

Бандхауер и др. [17] выполнили исследования конденсации внутри каналов с гидравлическим диаметром от 0,5 до 1,5 мм. В своей установке они использовали так называемый метод термической амплификации: испытательный участок охлаждают водой с высокой скоростью потока.

Средние коэффициенты теплоотдачи были измерены Бауммером и др. [18] для R134a и R245fa при конденсации в единичном прямоугольном миниканале. Они также измерили средний коэффициент теплоотдачи R245fa и HFE7100 в микроканальном конденсаторе, при массовом потоке до 25 кг/(м2 с).

Следует отметить, что былопроведеноограниченное число исследований на предмет влияния гидравлического диаметра канала и его формы на режимы течения, потери давления и коэффициенты теплоотдачи во время процесса конденсации. Эти опыты были проведены при различных условиях протекания процесса, что затрудняет сопоставлять данные исследователей для различных рабочих

веществ.Кроме того, некоторые исследования были выполнены только для конкретных режимов течения, что не позволяет увидеть полную картину протекания процесса конденсации.

Так же, на сегодняшний момент отсутствует единая модель прогнозирования условий конденсации внутри миниканалов для широкого спектра хладагентов.

Ввиду разрозненности и неполноты данных о процессе конденсации в каналах малого размера в этой статье предпринята попытка сбора массивасведений о теплоотдачевнутри каналов различных форм, длины, размеров при одинаковых условиях.Это позволит в дальнейшем разработать единую методику расчета теплообмена при конденсации в миниканалах для различных хладагентов,на основе уже имеющихся и в будущем полученных результатов.

Номенклатура

b - длина стороны канала, мм

G - массовый поток пара, кг/(м2 с)

д - сила гравитации, кг • ж/с2

T- температура, 0С

Ts - температура насыщения, 0С

ДГ - разница температур пар-поверхность, K

z - координата вдоль канала, мм

Греческие символы

az - средний коэффициент теплоотдачи по периметру канала при положении z, кВт/(м2 К)

аа - установленный коэффициент теплоотдачи для зоны, управляемой поверхностным натяжением,

кВт/(м2 К)

ß- наклон канала к вертикали, ° а - поверхностное натяжение, Н/м Х- степень сухости пара

т- касательное напряжение пара у границы раздела пар-жидкость, Па

Конденсация в миниканалах

Миниканалы - это одиночные трубки или многопортовые экструдированные алюминиевые каналы, имеющие внутренний гидравлический диаметр в диапазоне 0.2-3 мм [19]. Пример таких каналов приведен на рисунке 1.

ДИИНИЯ

Рис. 1.Многопортовыеэкструдированные трубки Кояма и др., размерность около 1мм [20]

Величины коэффициентов теплоотдачи и падения давления для процесса конденсации внутри каналов зависят от структур течения, которые устанавливаются в различных частях конденсатора по мере того, как рабочее вещество переходит из парообразного состояния в жидкое. Точное прогнозирование коэффициентов теплоотдачи и падений давления требуют подхода, который учитывал бы изменение структур течения по мере изменения степени сухости пара [21].

На рисунке 2 представлено изменение степени сухости пара;^ с расстоянием вдоль канала2 для различных массовых потоков для двух различных поперечных сечений (квадратного и треугольного) для рабочего агента Ю34а [22]. Очевидно, что чем выше массовый расход хладагента, тем в меньшей степени уменьшается степень сухости пара по длине канала при одинаковых условиях.

Здесь и в дальнейшем, если это не оговаривается, треугольное сечение представлено равносторонним треугольником со стороной Ь = 1мм, квадратное сечение представлено со стороной Ь = 1мм.

0 _I_1_1_[_I_I_]_I_I_I_I_I_1_I_I_1_I_I_I_I_1_I_!_

0 200 400 600 800 1000 1200 z (mm) Square channel

q i .... i .... i.........i.........

0 200 400 600 800 1000 1200 z (mm)

Triangular channel

Рис. 2.Изменение степени сухости пара с расстоянием вдоль канала для различных массовых потоков для двух различных поперечных сечений для рабочего агента R134a

Круглые и некруглые микроканальные трубки используются в различных применениях из-за высоких коэффициентов теплоотдачи при конденсации внутри каналов. Колманн и Гаримелла[23] продемонстрировали, что переходы режимов течения в таких трубках отличаются от переходовв круглых трубках большого диаметра. Это связано со значительными различиями в относительных величинах силы гравитации, касательного напряжения и поверхностного натяжения, которые и определяют установленный режим течения при данной комбинации скоростей паровой и жидкой фаз в каналах различных гидравлических диаметров. Таким образом, экстраполяция корреляций круглых трубок большого диаметра к трубкам малого диаметра и каналам некруглого сечения может привести к ошибкампри прогнозировании теплоотдачи и падения давления [21].

У капиллярной гидродинамики есть три значительных отличия от макросистем: во-первых, увеличено отношение площади поверхности фаз к объему, который они занимают; во-вторых, поток характеризуется малыми числами Рейнольдса, при которых силы вязкости преобладают над силами инерции; и в-третьих, микрошероховатость и смачиваемость стенки канала оказывают значительное влияние на структуру потока. Ввиду этих отличий уравнения, используемые для труб с большим диаметром, не могутприменяться для расчета теплообмена и границ переходов между различными режимами течения в микроканалах [24].

Теплоотдача при конденсации в миниканалах

На основании данных, приведенных в работах ряда исследователей, можно сделать выводы офакторах, влияющих на теплообмен при конденсации в каналах малого размера.

На рисунке 3 представлены графики изменения средних значений коэффициентов теплоотдачиа2 для Ю34а по длине канала (сверху) и в зависимости от степени сухости пара (снизу), при различных разностях температур теплопередающая поверхность - пар (взятых однородными по длине канала), для каналов треугольного и квадратного поперечного сечения[26,27].

Пар входит в канал в насыщенном состоянии.

При входе в канал (Рис. 3 (а, с)) коэффициент теплоотдачиочень высок. Далее по длине канала коэффициент теплоотдачи уменьшается, по мере того как канал становится все более и более затопленным жидким хладагентом. Значения коэффициентов теплоотдачи по длине канала значительно выше при минимальной разнице температур поверхность - пар. При увеличении разницы температур уменьшение значений коэффициента теплоотдачи по длине канала становится более заметным. На графиках почти горизонтальныйучасток или перегиб имеют место для всего диапазона перепадов температур.

Зависимости коэффициентов теплоотдачи от степени сухости пара имеют аналогичный характер (рис. 3(б,д)).

Рис. 3. Зависимость средних коэффициентов теплоотдачи для Ш34а по длине канала (сверху) и от степени сухости пара (снизу), при различных разностях температур теплопередающая поверхность - пар, для каналов треугольного и квадратного поперечного сечения.

Треугольный-. аа = 7.9 (2К), 6.9 (4/0, 6.1 (6/0, 5.7 (870,5.4 (1070, Квадратный аа =, 7.9 (270,6.8 (4/0,6.2 (670,5.8 (870,5.4 (1070 кВт/(м2 К)

На рисунке 4 представлены графики изменения средних значений коэффициентов теплоотдачиа2 для R134а по длине канала (сверху) и в зависимости от степени сухости пара (снизу), при различных массовых потоках хладагента, для каналов треугольного и квадратного поперечного сечения. Здесь, как и в предыдущем случае разница температур предполагается однородной и имеет одинаковое значение для всех массовых расходов. На графиках видны практически горизонтальные области, где коэффициент теплоотдачи практически не зависит от массового расхода рабочего вещества. Область горизонтальной части кривых до уменьшения коэффициента теплоотдачи увеличивается с возрастанием массового потока рабочего вещества.

Интересно отметить, что значения коэффициентов теплоотдачи на горизонтальной части кривых практически одинаковы для всех массовых потоков. Эффект поверхностного натяжения является доминирующим на этой части канала. Можно также отметить, что коэффициент теплоотдачи практически одинаков для квадратного и треугольного каналов в этой области [26,27].

Рис. 4. Зависимость среднихкоэффициентов теплоотдачи для R134а по длине канала (сверху) и от степени сухости пара (снизу), при различных массовых потоках хладагента, для каналов треугольного и квадратного поперечного сечения. аа = 6.0кВт/(м2 К)

По графикам видно, что для канала с квадратным поперечным сечением максимальный коэф -фициент теплоотдачи несколько больше, чем для канала с треугольным сечением.

На рисунке 5 представлены графики изменения средних значений коэффициентов теплоотдачиа2 для R134a по длине канала (сверху) и в зависимости от степени сухости пара (снизу), при различных размерах канала, для каналов квадратного поперечного сечения со стороной Ь.

О_■_■_■_■_I_■_■_■_■_I_■_■_■_■_

О 500 1000 1500

; / (ггит^

(я) аг У5 г

" \ 1 1 1 1 1 Я 134а 1 1 1 1 Т. = 50 "С

Ь = 05 ш ДГ = 6 К

V_2 С = ЛО к#пЛ

д 1.0 тт

¡V \У 2.0 тт 3.0 тт \

IV ^^ / 5.0 тт"

■ ..... 1,1,

0 0.2 0.4 0.6 О. Я 1.0

■-ЛГ

Рис. 5. Зависимость средних коэффициентов теплоотдачи для Ш34а по длине канала (сверху) и от степени сухости пара (снизу), при различных размерах канала, для каналов квадратного

поперечного сечения со стороной Ь аа = 10.4 (0.5мм), 6.2 (1мм), 4.0 (2лш)(а)

В канале со стороной 0.5мм(рис. 5а)коэффициент теплоотдачи очень высок на входе, но после короткой горизонтальной части начинает резко уменьшаться по мере заполнения канала жидкостью. У зависимостей для каналов с поперечным сечением более 3 мм отсутствуют перегибы.

По графикам видно, что по мере увеличения размера канала, значения коэффициента теплоотдачи уменьшаются (при увеличении от Ь=0.5 до Ь=2мм).

На интенсивность теплоотдачи наряду с формой и размером канала влияет также и его длина [26,27].

Можно сделать вывод, что в конденсаторах каналы с малыми гидравлическими диаметрами необходимо использовать очень небольшой длины и двухходовыми с разделением парожидкостной смеси, ввиду быстрого их заполнения жидкой фазой.

На рисунке 6 представлен график изменения средних значений коэффициентов теплоотдачиа2 для Ю34а по длине канала в зависимости от величины угла наклона канала, для канала квадратного поперечного сечения со стороной Ь=1мм. Отрицательные углы соответствуют нисходящему потоку.

По графику видно, что для рассмотренных условийвлияние наклона канала на теплообмен начинает проявляться после начальной длины канала, составляющей « 200 мм. После определенной длины канала (г » 480 мм) коэффициенты теплоотдачи для нисходящего потока (-45 °) и восходящего потока (45°) практически равны коэффициенту теплоотдачи для горизонтального потока, привертикальном расположении канала (90°) они значительно ниже. Для восходящего потока (90°) коэффициент теплоотдачи ниже, чем для горизонтального после начального участка канала 200мм, при

наклоне канала 45°- на участке200-480 мм. На участке (200< г < 480 мм) коэффициент теплоотдачи для нисходящего потока (-45° и -90°) выше чем для горизонтального.[25, 27].

£ 4

1 1 1 1 v^____ i 1 i 1 i 1 Hj 14a b= J.0 mm

Г, = 5 ü°C

Д7~ = б К

G = 500 keftn2s " \\ '.4,

- р 4\ \\ \ \ • \

---90° \\\ \ V

■45°

_ - 0,!

---45°

---- 90°

i , i ......

100

zoo

300 : i (muí)

400

500

600

Рис. 6. Зависимость средних коэффициентов теплоотдачи для Ш34а по длине канала при различных углах наклона канала, для канала квадратного поперечного сечения со стороной Ь=1мм. Отрицательные углы соответствуют нисходящему потоку

а„ = 6.1 кВт/(м2 К)

На рисунке 7 представлен график изменения средних величин коэффициентов теплоотдачиа2 для различных рабочих веществ (Ю34а, R152, R22, R410Á, пропан, аммиак и CO2) по длине канала и в зависимости от степени сухости пара, для канала квадратного поперечного сечения со стороной Ь=1мм.[26,27].

Рис. 7. Зависимость средних значений коэффициентов теплоотдачи для различных рабочих веществ (Ш34а, R152, R22, Я410А, пропан, аммиак и CO2) по длине канала и от степени сухости пара, для канала квадратного поперечного сечения со стороной Ь=1мм аа = 43.3 {аммиак), 8.0 (Я152а), 7.1 {пропан), 6.5 (Я22), 6.2 (Я134а), 5.9

(Я410а) и 4.0 (С02) кВт/(м2 К)

Характер кривых одинаков практически для всех рассматриваемых хладагентов. Аммиак демонстрирует наивысшие коэффициенты теплоотдачи при конденсации. На всех кривых, за исключением зависимости для диоксида углерода, присутствуют точки перегиба.

На рисунке 8 показано сравнение корреляций разных авторов для ламинарного кольцевого потока при конденсации Ю34а при различных массовых потоках. Корреляции согласуются достаточно хорошо, отсутствуют сильные расхождения[26,28].

Однако, когда те же самые корреляции используются для аммиака, как показано на рисунке 9, видны большие расхождения расчетных величин коэффициентов теплоотдачи.Это указывает на то, что применение названных методов для расчета интенсивности теплообмена при конденсации аммиака может привести к значительным ошибкам.

а го

Я 134а

-1-'-1-■-

-\Vang ап<1 й<же (2005)

---\Vang е» <1 (2002)

----Коуата е! а1. (2003)

.....СтПшеЫ. (2005)

— — КапНЬэмаг .4 11 ; >|Ц|М

К1№ 6-1.0ют

Г. = 50 °С ДГ-6К

-\Vaiig ан<| Яме (2005)

--\Vang е1 а1. (2002)

---Коуата е[ а] (2003)

---- С*у«Шп1е»а1. (2005) --ВашШаиег й а1 (2006).

С 20

Я134а 1 ■ 1 ' ¿=|.0тт - Гл = 50 °С ДГ = 6 К О - 500 к£'т2з 1 ' 1 ' ап<1 Яо»е (2005) ■ У/апЁ с( а1. (2002) Коуата е( а1 (2003) СапИкисЫ. (2005) ВапйЬаиег Н а! (2006)!

......

\_^зй 1.1."

1.0

0.8

0.«

0.4

0.2

■ I ■ I Rl.Ha Ь -10 тт ■ 1 . 1 . -\Vang аЫ Ясве (2005) -

Т,- 50 "С ---Ч'ал? с( а1. (2002)

- . ДГ = 6К ----Коуата е! а1. (2003) -

Л <7 - 700 ка'пЛ .....СюаШш с! а1. (2005)

--Вал<Иииег*а1. (2006)!

" О-4' "'"■-■• *

1 1 1.1."

0.0

08

0.6

0.4

0_2

Рис. 8. Корреляции для Ш34а при различных массовых потоках рабочего вещества

X X

Рис. 9. Корреляции для аммиака при различных массовых потоках рабочего вещества

Вычисления по модели WangandRose [22,27]для условий на рис. 8 для каналов различных форм, но имеющих площадь поперечного сечения 1мм2, по диапазону степени сухости пара от 0.1 до 1 показывают, что для квадратных и треугольных каналов средние значения коэффициентов теплоотдачи близки между собой. Для круглых каналов расчетные величины ниже более чем на 20%. Это связано с большим вкладом поверхностного натяжения в интенсивность теплообмена при конденсации в каналах некруглой формы [26].

На рис.10 показана зависимость среднего значения коэффициента теплоотдачи а2от длины квадратного и треугольного каналов, когда учтены все три механизма управлением процессом конденсации (с^т) (сплошная линия), когда отсутствует гравитация (пунктирная линия), когда отсутствуют и гравитация и поверхностное натяжение (штрихпунктирная линия). Влияние поверхностного натяжения на интенсивность теплообмена проявляется на первых 250-350 мм канала. На этих участках коэффициент теплоотдачи практически в два раза вышекак для квадратного так и для треугольного поперечных сечений. Эффект гравитации незначителен в этой области.

Высокий коэффициент теплоотдачи на входе является результатом внушительной разницы температур между теплопередающей стенкой и паром в начале процесса конденсации. Коэффициент теплоотдачи остается практически постоянным, когда конденсат в углах занимает существенную часть сечения канала. Воздействие гравитации на дальнейших расстояниях более значительное для канала с квадратным поперечным сечением.

15

я 10

<ч >_

tf 5 О

1 1 1 i i i i i i i

И 34а Ь = J.Omm

Т, - 50 °С Д7"= 6 К

1 С = 500 fcg/пЛ

Д (T^O.g^O S= 0

лу— г. íj, g all included

■ -- - i " --' " 1 "","■■ 1 , 1

О 100 ZOO 300 400 500 ¿00 Е) (mm)

(a) iriangular channcl

J 5

10

%

tf 5

1 1 1 1 RIMa 1 1 1 1 1 1 1 b - 1.0 mm Г, = 30 *c ДГ=б к

G - 500 kg/m2s

Л (T=0,f=0 s=o

л 7 I f, <7. £ all included -

vf

1 . 1 -------- Í___. .......

0 100 200 300 400 500 600 z / (mm)

ib) square channel

Рис. 10. Зоны влияния сил в каналах квадратного и треугольного поперечного сечения а — поверхностное натяжение, д — сила гравитации,г - касательное напряжение

Термодинамические и теплофизические свойства хладагентов оказывают существенное влияние на интенсивность теплообмена при конденсации в замкнутом объеме. На рис. 11 приведены зависимости коэффициентов теплоотдачи от длины канала при конденсации различных хладагентов в квадратном и треугольном горизонтальных миниканалах. Коэффициенты теплоотдачи для Ю34аи Я22 близки повеличине, а для Я410а эти значения значительно ниже. Более высокая плотность пара и более низкое поверхностное натяжение Я410а уменьшают граничное касательное напряжение и силу поверхностного натяжения, соответственно [22], что обусловливает меньшую интенсивность теплообмена для Я410ав сравнении с другими представленными хладагентами.

15

и

<s

s

10

^ 5

0

1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 Ъ = 1.0 mm

Ts = 50 °С

ДГ=6К

G = 500 kg/m2s

\ R22 т, <7, g all included

R134a "

■ vSf ч\

R4I0A

1,1,1 1,1,

15

10

£

tf 5

0

0 100 200 300 400 500 600 z (mm) Square channel

1 i 1 1 J 1 \ R22 i ! i l i b = 1.0 mm Ts = 50 °C AT= 6 к ! G = 500 kg/m2s т, <j, g all included

- ____ R134a

: лх R410A \\ __ ' . i . ,

0 100 200 300 400 500 600 z (mm) Triangular channel

Рис. 11. Влияние свойств рабочего вещества но коэффициент теплоотдачи

Выполненный анализ доступных литературных источников по экспериментальным и численным исследованиям теплообмена при конденсации различных хладагентов в миниканалах свидетельствует о следующем.

Теплообмен при конденсации в миниканалах протекает более интенсивно, чем в трубах больших размеров.

На интенсивность теплообмена влияют свойства хладагента, гидравлический диаметр, форма и длина миниканала, его расположение в пространстве, а также условия осуществления процесса.

При конденсации в миниканалах на определенных участках длины канала и в определенных диапазонах степени сухости пара, величины коэффициентов теплоотдачи изменяются незначительно, рис.5,7.Это свидетельствует о том, что в названных областях осуществления процесса конденсации имеют место близкие режимы течения двухфазного потока. Характерным режимом течения в данном случае по всей видимости является кольцевой режим.

Существенный вклад в интенсификацию теплообмена при конденсации в миниканалах вносит поверхностное натяжение жидкой фазы(рис. 10), создающее поперечный градиент давления в пленке конденсата. Это проявляется в большей степени в каналах квадратной и треугольной формы,где интенсивность теплообмена при конденсацииболее чем на 20% выше, чем в круглых каналах [26].Действие поверхностного натяжения приводит к потоку конденсата в направлении углов и делает слой пленки более тонким вдоль сторон канала, приводя к росту интенсивности теплоотдачи. Поперечный градиент давления возникает от изменения кривизны поверхности конденсата вдоль стороны канала. Когда размерность канала мала (микроканал), ультратонкий слой пленки может занимать значительную часть поверхности канала, что создает зоны с очень высокой интенсивностью теплоотдачи [22].Доминирующее влияние поверхностного натяжения на интенсивность теплообмена в миниканалах хорошо видно на рис.4, где представлены зависимости коэффициентов теплоотдачи от длины канала и степени сухости пара при конденсацииR134aв миниканалах квадратной и треугольной формы при различных массовых потоках хладагента. В определенных диапазонах длины канала и степени сухости пара, значения коэффициентов теплоотдачи одинаковы независимо от массового расхода хладагента.

Разработанные к сегодняшнему дню численные методы определения коэффициентов теплоотдачи при конденсации в миниканалах в большей степени приемлемы для хладонов. Их применение для оценки интенсивности теплообмена при конденсации аммиака в миниканалах может привести к существенной погрешности (рис.8,9).

Заключение

Миниканальные конденсаторы весьма перспективны для более широкого применения в технике низких температур.

В силу разобщенности опубликованных данных по параметрам конденсации различных хладагентов в миниканалах, их не сходимости, отсутствия общей методики расчета миниканальных конденсаторовисследования процессов конденсации в миниканалах следует продолжать. Необходимо, в первую очередь, сосредоточиться на разработке общей методики расчета теплообмена для представляющих интерес холодильных агентов, включающей определенные поправки на условия протекания процесса. Так же следует внимательно остановиться на изучении возможных режимов течения хладагентов, возникающих в определенных зонах миниканального конденсатора. В конечном итоге следует стремиться к созданию единой базы данных, которая позволит свести к минимуму ошибки и неточности в расчетах и конструировании миниканальных теплообменных аппаратов.

References

1. Marko Matkovic, Alberto Cavallini, Davide Del Col, Luisa Rossetto, Experimental study on condensation heat transfer inside a single circular Minichannel, International Journal of Heat and Mass Transfer 52 (2009)2311-2323.

2. A.Cavallini, G. Censi, D. Del Col, L. Doretti, G.A. Longo, L. Rossetto, Condensation of Halogenated Refrigerants inside Smooth Tubes, HVAC&R Research 8 (4) (2002) 429-451.

3. A.Cavallini, L.Doretti,M.Matkovic,L.Rossetto,Updateoncondensationheattransferand pressure drop inminichannels, Heat Transfer Eng. 27 (4) (2006) 74-87.

4. S.Garimella, Condensation in minichannels and microchannels, in: S.G. Kandlikar, S. Garimella, D. Li, S. Colin, M.R. King (Eds.), Heat Transfer and Fluid Flow in Minichannels and Microchannels, Elsevier Ltd., 2006.

5. C.-Y. Yang, R.L. Webb, Condensation of R-12 in small hydraulic diameter extruded aluminum tubes with and without micro-fins, Int. J. Heat Mass Transfer 39 (1996) 791-800.

6. M. Zhang, R.L. Webb, Correlation of two-phase friction for refrigerants in small-diameter tubes, Exp. Therm. Fluid Sci. 25 (2001) 131-139.

7. R.L. Webb, K. Ermis, Effect of hydraulic diameter on condensation of R- 134a in flat, extruded aluminum tubes, Enhanced Heat Transfer 8 (2001) 77-90.

8. Y.-Y. Yan, T.-F. Lin, Condensation heat transfer and pressure drop of refrigerant R134a in a small pipe, Int. J. Heat Mass Transfer 42 (1999) 697-708.

9. A.Vardhan, E.E. Dunn, Heat Transfer and Pressure Drop Characteristics of R-22, R-134a and R-407C in Microchannel Tubes, ACRC TR-133, University of Illinois at Urbana-Champaign, 1997.

10. W. Wang Wei-Wen, T.D. Radcliff, R.N. Christensen, A condensation heat transfer correlation for millimetre-scale tubing with flow regime transition, Exp. Therm. Fluid Sci. 26 (2002) 473-485.

11. S. Garimella, Condensation flow mechanisms in microchannels: basis for pressure drop and heat transfer models, Heat Transfer Eng. 25/3 (2004) 104- 116.

12. N.-H. Kim, J.-P. Cho, J.-O. Kim, B. Youn, Condensation heat transfer of R-22 and R-410A in flat aluminum multi-channel tubes with or without micro-fins, Int. J. Refrig. 26 (2003) 830-839.

13. S. Koyama, K. Kuwara, K. Nakashita, Condensation of refrigerant in a multiport channel, in: First International Conference on Microchannels and Minichannels, Rochester, NY, 2003, pp. 193-205.

14. J.R. Baird, D.F. Fletcher, B.S. Haynes, Local condensation heat transfer rates in fine passages, Int. J. Heat Mass Transfer 46 (2003) 4453-4466.

15. A.Cavallini, D. Del Col, L. Doretti, M. Matkovic, L. Rossetto, C. Zilio, Condensation heat transfer and pressure gradient inside multiport minichannels, Heat Transfer Eng. 26 (3) (2005) 45-55.

16. M.H. Kim, J.S. Shin, C. Huh, T.J. Kim, K.W. Seo, A study of condensation heattransfer in a single mini-tube and review of Korean micro- and mini-channel studies, in: First International Conference on Microchannels and Minichannels, Rochester, NY, 2003, pp. 47-58.

17. T.M. Bandhauer, A. Agarwal, S. Garimella, Measurement and modeling of condensation heat transfer coefficients in circular microchannels, in: Proceedings of ICMM2005, The 3rd International Conference on Microchannels and Minichannels, Toronto, ON, Canada, 2005, ICMM2005- 75248.

18. T. Baummer, E. Cetegan, M. Ohadi, S. Dessiatoun, Force-fed evaporation and condensation utilizing advanced micro-structured surfaces and microchannels, Microelectron. J. 39 (7) (2008) 975-980.

19. Alberto Cavallini, Luca Doretti, Marko Matkovic, and Luisa Rossetto, Update on Condensation Heat Transfer and Pressure Drop inside Minichannels, Heat Transfer Engineering, 27(4):74-87, 2006

20. Shigeru Koyama, Ken Kuwahara, KouichiNakashita, Ken Yamamoto, An experimental study on condensation of refrigerant R134a in a multi-port extruded tube, International Journal of Refrigeration 24 (2003) 425-432

21. SrinivasGarimella, Condensation FlowMechanisms inMicrochannels: Basis forPressure Drop and Heat Transfer Models, Heat Transfer Engineering, 25(3):104-116, 2004

22. H.S. Wang, J.W. Rose, A theory of film condensation in horizontal noncircular section microchannels, ASME J. Heat Transfer 127 (2005) 1096-1105.

23. Coleman, J. W., and Garimella, S., Characterization of Two-Phase FlowPatterns in Small Diameter Round and Rectangular Tubes, Int. J. Heat and Mass Transfer, vol. 42, no. 15, pp. 2869-2881, 1999.

24. E. V. Rebrov. Two_Phase Flow Regimes in Microchannels.//TeoreticheskieOsnovyKhimicheskoiTekhnologii, 2010, Vol. 44, No. 4, pp. 371-383.

25. H.S. Wang, J.W. Rose, Film condensation in microchannels: effect of tube inclination, in: Proc. Fourth ASME Int. Conf. on Nanochannels, Microchannels and Minichannels, June 19-21, Limerick, Ireland, Paper ICNMM2006-96049 2006.

26. H.S. Wang and J. W. Rose, HEAT TRANSFER AND PRESSURE DROP DURING LAMINAR ANNULAR FLOW CONDENSATION IN MICRO-CHANNELS, Experimental Heat Transfer, 26:247-265, 2013

27. H.S. Wang, John W Rose, Theory of heat transfer during condensation in microchannels, International Journal of Heat and Mass Transfer 54 (2011) 2525-2534

28. Qian Su, GuangXu Yu, Hua Sheng Wang, John W. Rose, Microchannel condensation : Correlations and theory, international journalof refrigeration 32 (2009) 1149 - 1152

29. Coleman, J. W. and Garimella, S. (2000), "Two-Phase Flow Regime Transitions in Microchannel Tubes: The Effect of Hydraulic Diameter," ASME Heat Transfer Division - 2000, Orlando, FL, American Society of Mechanical Engineers, pp. 71-83.

30. Coleman, J. W. and Garimella, S. (2003), "Two-Phase Flow Regimes in Round, Square and Rectangular Tubes During Condensation of Refrigerant R134a," International Journal of Refrigeration Vol. 26(1) pp. 117-128.

Статья поступила в редакцию 05.08.2015 г.