CFCs、HCFCs制冷剂的使用是导致温室效应以及臭氧层破坏的重要因素。发达国家在1996年已经全面淘汰了CFCs的生产和消费，中国也已经在2007年完成了对CFCs的替代工作。中国现在已经是世界上最大的HCFCs生产和消费国，其中R22又占了绝大部分。R290可替代R22使用在家用空调器中，但在实际使用时应重视R290存在燃爆性安全问题。为提高使用安全性，减少系统充灌量是主要措施之一，而蒸发器换热管小径化则是减小充灌量的关键所在。鉴于此，本文对4、6 mm内径水平光滑铜管内R290沸腾换热特性展开研究，为R290家用空调系统中蒸发器结构设计和优化提供理论依据。
CFCs、HCFCs制冷剂的使用是导致温室效应以及臭氧层破坏的重要因素。发达国家在1996年已经全面淘汰了CFCs的生产和消费，中国也已经在2007年完成了对CFCs的替代工作。中国现在已经是世界上最大的HCFCs生产和消费国，其中R22又占了绝大部分。R290可替代R22使用在家用空调器中，但在实际使用时应重视R290存在燃爆性安全问题。为提高使用安全性，减少系统充灌量是主要措施之一，而蒸发器换热管小径化则是减小充灌量的关键所在。鉴于此，本文对4、6 mm内径水平光滑铜管内R290沸腾换热特性展开研究，为R290家用空调系统中蒸发器结构设计和优化提供理论依据。
1.1 实验系统介绍
实验系统如图1所示，主要由实验段、过冷段、科氏质量流量计、电磁流量计、储液罐、过滤器、磁力驱动齿轮泵、旁通阀、预热段、过冷槽、恒温槽、直流稳压电源等组成。工质流程：实验段工质被来自恒温槽的热水加热沸腾，从实验段流出后经过过冷段，被来自过冷槽的低温乙二醇溶液冷凝成过冷液体，流经科氏质量流量计、储液罐，在过滤器内过滤残渣后，受磁力齿轮驱动泵驱动，在旁通阀打开的情况下，一部分过冷液体由旁通阀流回储液罐，另一部分流入预热段被直流电源加热为气液两相流，重新回到实验段受热水加热沸腾完成循环。
图1 实验系统图
实验系统中各设备以及管路表面均包裹保温棉，以减少实验系统的热损失。实验段为套管式水平光滑换热管，工质在内管流动，热水在外管逆向流动。套管的内、外管管材均为紫铜。实验选用两种管径的内管，内径分别为4、6 mm，壁厚均为0.5 mm，有效加热长度均为0.9 m。
实验工况：质流密度100～250 kg·m-2·s-1，热通量13～24 kW·m-2，饱和温度7～11℃，干度0～1。
1.2 热平衡测试
为确保实验结果的准确性，在正式开始实验前对实验系统进行热平衡测试，此处不做赘述。
1.3 数据处理
实验段加热功率为
式中，m w 是热水的质量流量（由体积流量Vw换算得到），c p,w 是热水的比定压热容，△T w 是进出口热水温差。
实验段热通量为
式中，d i 是内管内径，l是实验段有效加热长度。
工质的质流密度为
式中，m ref 是工质的质量流量。
实验段工质入口干度为
式中，Q preh 是预热段加热功率，h L 、h V 、h sub 分别是实验段饱和温度下饱和液体的焓、实验段饱和温度下饱和气体的焓、预测段入口前过冷液体的焓。
实验段工质出口干度为
实验段工质平均干度为
内管管内壁温利用圆周导热模型计算
式中，T wo 是内管管外壁温（取管外壁温的平均值），F是单位体积产热量，l是管壁热导率，d o 是内管外径。
沸腾传热系数
式中，T sat 是工质饱和温度。
平均相对误差
式中，α pred 、α exp 分别是沸腾传热系数预测值、实验值，n是数据点总数（n=150）。
平均绝对误差
w表示沸腾传热系数实验值±10、30%范围内数据点个数占数据点总数的比例。
2.1 实验结果分析
研究发现，4、6 mm光滑管内质流密度、热通量以及饱和温度对沸腾传热系数和临界干度的影响相似。分析同管 径沸腾换热特性时，仅以4 mm光滑管的数据进行结果分析。
2.1.1 质流密度对沸腾传热系数和临界干度的影响
图2显示了管内热通量为13 kW·m-2、饱和温度为11℃时，不同质流密度对沸腾传热系数和临界干度的影响。如图所示，质流密度越大，沸腾传热系数越高。在0.3～0.5的干度范围内，质流密度的影响更加明显，说明强制对流换热在沸腾换热机理中开始占主导地位，质流密度增大使流体紊流程度加大，对流传热系数增大。随着干度的增大，沸腾传热系数逐渐增加，但干度增大到某一值时，管内流体出现蒸干现象，沸腾传热系数开始急剧下降。这是因为在蒸干出现前，管内流体处于环状流型，管壁与气芯间隔有一层液膜，当液膜蒸干时热阻增大，传热系数急剧下降。另外，100、180 kg·m-2·s-1工况下的临界干度相差不大，均在0.5左右，而250 kg·m-2·s-1工况下所测干度范围内未出现蒸干。
图2质流密度对沸腾传热系数和临界干度的影响
2.1.2 热通量对沸腾传热系数和临界干度的影响
图3显示了管内质流密度为100 kg·m-2·s-1、饱和温度为11℃时，不同热通量对沸腾传热系数和临界干度的影响。如图所示，随着热通量的增大，沸腾传热系数先增大而后减小。在干度大约在0.1～0.3范围内时，沸腾传热系数的增加十分明显。这是因为这一干度范围内核态沸腾换热在沸腾换热机理中占主导地位，热通量增大使换热壁面的过热度增大，换热表面气化核心增多，核态沸腾作用增强，从而使沸腾传热系数大大增加。而干度超过0.3时，强制对流换热开始发挥作用，核心沸腾作用变弱，热通量对沸腾传热系数的影响变小。另外热通量较大的工况下，随着干度的增加沸腾传热系数增大得更平缓，出现蒸干以后沸腾传热系数下降得更剧烈。热通量为13、20和24 kW·m-2的3个工况都出现了蒸干现象，干度分别为0.53、0.50和0.47。相比图2，热通量对临界干度的影响更明显，并且随着热通量的增加，蒸干出现得越早，临界干度越小。可见热通量影响管内沸腾流型的转变。
图3 热通量对沸腾传热系数和临界干度的影响
2.1.3 饱和温度对沸腾传热系数和临界干度的影响
图4显示了管内质流密度为100 kg·m-2·s-1、热通量为13 kW·m-2时，不同饱和温度对沸腾传热系数和临界干度的影响。如图所示，饱和温度越高，沸腾传热系数也越大。这是因为流体的饱和温度越高，压力越大，流体表面张力越小，气核越容易产生，使核态沸腾换热加强。因此饱和温度是通过增强沸腾换热机理中的核态沸腾换热来提高传热系数的。还可看出，饱和温度为7、9、11℃的这3个工况临界干度大约都在0.52左右，没有明显差别。
图4 饱和温度对沸腾传热系数和临界干度的影响
2.1.4 管径对沸腾传热系数和临界干度的影响
图5(a)、(b)显示了管内质流密度为100 kg·m-2·s-1、饱和温度为11℃，热通量分别为13、20 kW·m-2时，不同管径对沸腾传热系数和临界干度的影响。如图所示，两种热通量下，内径越小，沸腾传热系数越高。这是因为管径越小，则管内流体的核态沸腾越活跃，管内流型为弹状流时的干度范围越大，气泡周围液膜的厚度越小，强化了换热。对比中发现，热通量越大，两种实验所用管径的管内沸腾传热系数的差别越明显。管径越小，蒸干出现得越晚，临界干度越大。
通过搭建水平管内R290沸腾换热实验台，研究管内径分别为4、6 mm水平光滑铜管内工质的沸腾换热特性，得出如下结论。
（1）质流密度越大，沸腾传热系数越高，且干度在0.3～0.5范围内，质流密度对沸腾传热系数的影响更明显，表明这一干度范围内强制对流换热机理占主导地位；
在干度逐渐增加的过程中，沸腾传热系数随热通量的增大先增大后减小，且干度在0.1～0.3范围内，沸腾传热系数增加得十分明显，表明这一干度范围内核态沸腾换热机理占主导地位；饱和温度越高，沸腾传热系数越大；管径越小，沸腾传热系数越高，且热通量越大，两种管径内沸腾传热系数差别越明显。
（2）热通量越大，临界干度越小，而且热通量相比质流密度和饱和温度对临界干度的影响更为明显。
管径越小，临界干度越大，这与微通道内沸腾换热规律有所不同，有待深入研究。
