楊豐暢 楊洪海 劉遠釗 施龍 顧奐翔

東華大學(xué)環(huán)境科學(xué)與工程學(xué)院

0 引言

在小型吸收式制冷空調(diào)系統(tǒng)中，熱虹吸泵（又稱氣泡泵）可取代溶液泵，具有耗電少、系統(tǒng)穩(wěn)定和低噪音的優(yōu)點，得到了越來越多的重視和研究[1]。其工作原理如圖1所示：開始時，提升管中的液體與低位儲液器具有相同的液位高度。加熱提升管，使得管內(nèi)液體沸騰并產(chǎn)生氣泡，同時攜帶液體提升至高位儲液器。因此，液體上升主要依靠浮升力及氣泡膨脹。一般情況下，提升管內(nèi)存在下列幾種流態(tài)：泡狀流、彈狀流、攪拌流和環(huán)狀流等。其中，彈狀流有利于氣泡膨脹做功，得到更好的提升效果[2～3]。因此，流態(tài)研究對于考察熱虹吸泵的運行機理及工作性能至關(guān)重要。在文獻研究的基礎(chǔ)上，本文著重討論管徑對流態(tài)的影響，以及為保持彈狀流，管徑范圍的確定方法。

圖1 熱虹吸泵原理圖

1 管徑對流態(tài)的影響分析

文獻研究表明，提升管內(nèi)流型受多種因素的影響：不僅與提升管管徑有關(guān)，還與工質(zhì)物性、管路水力特性等有關(guān)。Abu-Mulaweh[2]采用甲醇為工質(zhì)，對底部加熱的熱虹吸泵進行研究。結(jié)果表明，當(dāng)干度為0.08時，16mm管內(nèi)為泡狀流，而8～10mm管內(nèi)為彈狀流。Benhidene[3]采用40%濃度氨水，對沿程加熱的熱虹吸泵進行研究，管內(nèi)徑4mm、6mm、8mm、10mm。結(jié)果表明，在一定管徑下，隨著熱流密度增加，液體輸送能力先增加而后減少，存在一個臨界熱流密度，輸送能力最大。相應(yīng)的，管內(nèi)分別經(jīng)歷泡狀流、彈狀流、攪拌流。隨著管內(nèi)徑從4mm增加到10mm，臨界熱流密度從15 kW/m2增加到45kW/m2，表明流態(tài)轉(zhuǎn)換延后。

綜上所述，在其他條件（如干度、熱流密度或氣相速度等）相同的情況下，存在一個管徑范圍，使管內(nèi)保持彈狀流，有利于氣泡膨脹做功，改善熱虹吸泵的運行性能。如果設(shè)計管徑過大或過小，則會在運行過程中產(chǎn)生泡狀流或攪拌流，不利于熱虹吸泵的運行。因此有必要研究管徑上、下限。

2 管徑上限的比較研究

2.1 Chisholm上限式

早在1963年，Nicklin[4]就認為在小管徑下熱虹吸泵的提升效率會得到進一步的提高，這是由于在小管徑工況下，垂直彈狀流中表面張力的影響加強而導(dǎo)致的結(jié)果。在此結(jié)論的基礎(chǔ)上，Chisholm上給出了管徑上限[5]：

式中：σ 為表面張力，N/m；ρl為液相密度，kg/m3；ρg為氣相密度，kg/m3。

利用式（1）可計算得到，對于氨水溶液（濃度15%，壓力0.4MPa），管徑上限23.2mm；對于溴化鋰-水溶液（濃度50%，壓力10kPa），管徑上限44.8mm。該公式的缺陷在于只考慮物性參數(shù)，忽略了熱流密度或流速的影響。實際上，現(xiàn)實中運行工況對熱虹吸泵內(nèi)流態(tài)影響很大。因此，有必要推導(dǎo)一種能夠考慮運行工況對流態(tài)影響的管徑上限式。

2.2 基于Bonnecaze空泡率的上限推導(dǎo)

根據(jù)Godbole和Tang[6]的研究，當(dāng)空泡率處于彈狀流區(qū)間內(nèi)時，Bonnecaze空泡率關(guān)聯(lián)式具有最佳的模擬精度。因此，本文采用Bonnecaze空泡率關(guān)聯(lián)式推導(dǎo)了新的管徑上限式：

式中：jg為氣相表觀速度，m/s；jl為液相表觀速度，m/s。

泡狀流-彈狀流轉(zhuǎn)換取 0.3[7]，代入式（2）整理可得：

在彈狀流區(qū)，氣、液相速度關(guān)系取[8]：

代入式（3），整理可得：

對于低壓系統(tǒng)，氣液相密度相差較大，ρl＞＞ρg，式（5a）可簡化為：

以溴化鋰溶液和氨水溶液為例，對式（5a）進行計算，結(jié)果見圖2。

圖2 Bonnecaze管徑上限式計算結(jié)果

由結(jié)果可見，相比于Chisholm上限式，新管徑上限不僅考慮了物性的影響，還考慮了運行工況（熱流密度或流速）的影響。

3 管徑下限的比較研究

3.1 闕雄才下限式

闕雄才[9]將彈狀流和攪拌流區(qū)視為同一流態(tài)區(qū)，使用J.G.Collier區(qū)分流型方法，得到管徑下限公式：

分析式（6a），該管徑下限值主要取決于氣相流速及兩相密度比值，隨著氣相速度增加，dmin隨之增加。在低壓系統(tǒng)中，式（6a）可以簡化為：

3.2 基于Bonnecaze空泡率的下限推導(dǎo)

最新研究表明，彈狀流-攪拌流流態(tài)轉(zhuǎn)換條件選取a=0.7，與實際情況最為接近[10]。代入Bonnecaze空泡率關(guān)聯(lián)式（2），推導(dǎo)可得管徑下限：

jg和 jl間的關(guān)系取[11]：

代入式（7）可以得到：

在低壓系統(tǒng)中，式（9a）可以簡化為：

3.3 基于White下限式的修正

White[12]使用Hewitt和Wallis提出的彈狀流-攪拌流轉(zhuǎn)換條件對管徑下限進行了限定，限定條件為彈狀流向攪拌流轉(zhuǎn)換，條件式為：

式中：m為溢流系數(shù)；j*g和j*l分別為氣體和液體無量綱表觀速度。

參考Godbole[6]研究結(jié)果，現(xiàn)對式（10a）進一步修正：

比較發(fā)現(xiàn)，按式（11）計算，結(jié)果與實驗更加吻合。

3.4 不同下限式的比較

以空氣-水（大氣壓，20℃）為例，利用上述三個下限式計算，并與實驗數(shù)據(jù)[6，13]進行對比，結(jié)果見圖3?？梢钥闯觯拚蟮腤hite下限修正式（11）與實驗數(shù)據(jù)吻合良好，可以有效地預(yù)測最小管徑。而闕雄才下限式（6a）計算結(jié)果偏小，Bonnecaze（9a）下限式偏大。

圖3 管徑下限式計算比較（空氣-水）

對于熱虹吸泵，以溴化鋰水溶液、DMAC-R22為工質(zhì)，將預(yù)測結(jié)果與現(xiàn)有文獻[14～16]進行對比。比較發(fā)現(xiàn)，修正后的White下限式也可較好預(yù)測。

根據(jù)Shelton[17]等人的研究，熱虹吸泵提升效率在彈狀流轉(zhuǎn)換為攪拌流前達到峰值。因此，建議實際管徑略大于修正后的White下限式所得到的下限值。

現(xiàn)階段，在熱虹吸泵的研究中較多參考了空氣提升泵的結(jié)果，如Bonnecaze空泡率關(guān)聯(lián)式（2）、氣液相速度關(guān)聯(lián)式（4）及（8）、White下限式（10a）等。這是考慮到這兩種提升泵確有相似的地方，都屬于氣、液兩相流動，流型及流態(tài)轉(zhuǎn)換規(guī)律相似，同時對于空氣提升泵的研究較為成熟，可參考資料較多。但是，在熱虹吸泵的實際運行中還伴隨熱量交換、工質(zhì)的沸騰及凝結(jié)等相變過程，流動及傳熱問題更加復(fù)雜。因而有必要根據(jù)熱虹吸泵的實際情況，對其內(nèi)部流動規(guī)律及傳熱機理等作更深入的分析和研究，為熱虹吸泵在小型吸收式制冷空調(diào)系統(tǒng)中的應(yīng)用提供更直接有效理論基礎(chǔ)。

4 結(jié)論及建議

1）管徑大小對熱虹吸泵內(nèi)的流態(tài)及運行性能起著重要影響。如果設(shè)計管徑過大或過小，則會在運行過程中產(chǎn)生泡狀流或環(huán)狀流，不利于熱虹吸泵的運行。

2）比較并改進了管徑上、下限的確定方法。在設(shè)計時，推薦使用Bonnecaze上限式（5a）計算最大管徑，修正后的White下限修正式（11）計算最小管徑，并使實際的管徑略大于該下限值。

3）在熱虹吸泵的研究中，可以適當(dāng)借鑒空氣提升泵的結(jié)果。但是，熱虹吸泵實際運行過程更加復(fù)雜，未來有必要對其內(nèi)部流動規(guī)律及傳熱機理等深入研究，為其在小型太陽能吸收式制冷空調(diào)系統(tǒng)中的應(yīng)用提供更直接有效的理論基礎(chǔ)。

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