NGHIÊN CỨU CÁC ĐẶC TÍNH TRUYỀN NHIỆT CỦA THIẾT BỊ BAY HƠI KÊNH MICRO TRONG MÁY ĐIỀU HOÀ KHÔNG KHÍ CỠ NHỎ DÙNG MÔI CHẤT LẠNH CO2

Nội dung tài liệu: NGHIÊN CỨU CÁC ĐẶC TÍNH TRUYỀN NHIỆT CỦA THIẾT BỊ BAY HƠI KÊNH MICRO TRONG MÁY ĐIỀU HOÀ KHÔNG KHÍ CỠ NHỎ DÙNG MÔI CHẤT LẠNH CO2

1. BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM NGUYỄN TRỌNG HIẾU NGHIÊN CỨU CÁC ĐẶC TÍNH TRUYỀN NHIỆT CỦA THIẾT BỊ BAY HƠI KÊNH MICRO TRONG MÁY ĐIỀU HỒ KHƠNG KHÍ CỠ NHỎ DÙNG MƠI CHẤT LẠNH CO2 Chuyên ngành: Kỹ Thuật Cơ Khí Mã số chuyên ngành: 62520103 TĨM TẮT LUẬN ÁN TIẾN SĨ TP. HỒ CHÍ MINH –THÁNG 11 năm 2022 i
2. Cơng trình được hồn thành tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Tp.HCM Người hướng dẫn khoa học 1: PGS.TS. Đặng Thành Trung Người hướng dẫn khoa học 2: GS.TS. Jyh Tong Teng Phản biện 1: Phản biện 2: Phản biện 3: Luận án sẽ được bảo vệ trước Hội đồng đánh giá luận án Trường họp tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Tp.HCM vào ngày tháng năm Cĩ thể tìm hiểu luận án tại thư viện: - Thư viện Quốc gia Việt Nam - Thư viện Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Tp.HCM ii
3. DANH MỤC CƠNG TRÌNH ĐÃ CƠNG BỐ Tạp chí quốc tế 1. Tronghieu Nguyen; Thanhtrung Dang. The Effect of Fin Shape on the Heat Transfer and the Solution Time of a Microchannel Evaporator in a CO2 Air Conditioning System—A Numerical Investigation. Micromachines 2022, 13, 1648. (SCIE) 2. Tronghieu Nguyen, Thanhtrung Dang and Kimhang Vo, Experimental Investigation on a Microchannel Evaporator of CO2 Air Conditioning System with an Internal Heat Exchanger, International Journal of Emerging Research in Management &Technology, Vol. 6, Issue 4, 2017, pp. 40-45 3. Thanhtrung Dang, K. Vo, C.Le, Tronghieu Nguyen, An experimental study on subcooling process of a transcritical CO2 air conditioning cycle working with microchannel evaporator, Journal of Thermal Engineering, vol. 3, no. 5, pp. 1505-1514 october, 2017 (ESCI) Kỷ yếu hội nghị quốc tế 4. Thantrung Dang, Tronghieu Nguyen, Effect of the pressure ratio on the heat transfer phenomena of the evaporator in CO2 air conditioning system, AUN/SEED-Net Joint Regional Conference in Transportation, Energy and Mechanical Manufacturing Engineering - RCTEMME2021 December 2021, Hanoi, Vietnam (Springer, (Scopus)) 5. Thantrung Dang, Tronghieu Nguyen, An Experimental Study on The Performance of An Air Conditioning System using CO2 Refrigerant with The Actual Power Input of 440W, The 5th International Conference on Green Technology and Sustainable Development, pp.645-650 (EI) 6. Tronghieu Nguyen, Thanhtrung Dang and Minhhung Doan, The Effect of Airflow Rate on The Cooling Capacity of Minichannal Evaporator using CO2 Refrigerant, Advances in Intelligent Systems and Computing, Volume 1284 – Computational Intelligence Methods for Green Technology and Sustainable Development - Proceedings of the International Conference GTSD2020, Springer, Jan 2021, pp. 399-408 (Scopus) 7. Tronghieu Nguyen, Thanhtrung Dang and Kimhang Vo, Experimental comparisons on heat transfer characteristic of CO2 air conditioning system with an internal heat exchanger and without an internal heat exchanger, 2019 International Conference on System Science and Engineering (ICSSE), pp 719 – 723(EI) iii
4. 8. Tronghieu Nguyen, and Thanhtrung Dang, The effects of mass flow rate on the performance of a microchannel evaporator using CO2 refrigerant, 2018 4th international conference on Green Technology and Sustainable Development (GTSD), pp 399-403 (EI) Kỷ yếu hội nghị trong nước 9. Nguyễn Trọng Hiếu, Đặng Thành Trung, Lê Bá Tân, Đồn Minh Hùng, Nguyễn Hồng Tuấn, Nghiên cứu các đặc tính truyền nhiệt trong thiết bị bay hơi kênh micro dùng mơi chất lạnh CO2 bằng phương pháp mơ phỏng số, Hội nghị cơ khí tồn quốc 2015, 2015, pp. 631-636 Cơng trình liên quan 1. Thanhtrung Dang, Chihiep Le, Tronghieu Nguyen, and Minhhung Doan, A Study on the COP of CO2 Air Conditioning System with Minichannel Evaporator Using Subcooling Process, Mechanics, Materials Science & Engineering (MMSE) Journal, Vol. 10, 2017, pp.1-13 2. Thanhtrung Dang, Kimhang Vo, and Tronghieu Nguyen, Experiments on Expansion and Superheat Processes of a CO2 Cycle Using Microchannel Evaporator, American Journal of Engineering Research, Vol. 6, Issue 3, 2017, pp. 115-121 (EI) 3. Ketdoan V. Chau, Tronghieu Nguyen, and Thanhtrung Dang, Numerical Simulation on Heat Transfer Phenomena in Microchannel Evaporator of A CO2 Air Conditioning System, American Journal of Engineering Research, Vol. 6, Issue 2, 2017, pp. 174-180 (EI) 4. Tankhuong Nguyen, Tronghieu Nguyen, Thanhtrung Dang and Minhhung Doan, An experiment on a CO2 air conditioning system with Copper heat exchangers, International Journal of Advanced Engineering, Management and Science, Vol. 2, 2016, 2058-2063 5. Kimhang Vo, Thanhthao Nguyen, Thantrung Dang, Tronghieu Nguyen, Hoangtuan Nguyen, An experimental investigation on the heat transfer coefficient of CO2 in minichannel and Microchannel Evaporators, International conference on “Physics and Mechanis of new Materials and their Applications”, Nov 7, 2019(EI) 6. Dangtri Ho, Thanhtrung Dang, Chihiep Le, and Tronghieu Nguyen, An experimental comparison between a microchannel cooler and conventional coolers of a CO2 air conditioning cycle, The proceedings of IEEE International Conference on System Science and Engineering 2017 (ICSSE2017), Hochiminh City, Vietnam, pp. 682-687 iv
5. MỤC LỤC CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN 1 1.1 Tổng quan về lĩnh vực nghiên cứu 1 1.1.1 Tình hình nghiên cứu ngồi nước 1 1.1.2 Tình hình nghiên cứu trong nước 2 1.2 Tính cấp thiết của đề tài 2 1.3 Mục tiêu nghiên cứu 2 1.4 Đối tượng và phạm vi nghiên cứu 2 1.4.1 Đối tượng 2 1.4.2 Phạm vi nghiên cứu 3 1.5 Nội dung và phương pháp nghiên cứu 3 CHƯƠNG 2 CƠ SỞ LÝ THUYẾT 3 2.1 Lý thuyết về truyền nhiệt kênh micro/mini 3 2.1.1 Hệ số truyền nhiệt tổng của TBBH 3 2.1.2 Hệ số toả nhiệt đối lưu phía khơng khí 4 2.1.3 Hệ số toả nhiệt đối lưu của mơi chất lạnh CO2 4 2.1.4 Tổn thất áp suất trong TBBH kênh micro 5 2.2 Lý thuyết về hệ thống lạnh CO2 trên tới hạn 5 2.2.1 Mơi chất CO2 (R744) 5 2.2.2 Hệ thống lạnh CO2 trên tới hạn cơ bản 6 CHƯƠNG 3 TÍNH TỐN THIẾT KẾ VÀ KIỂM TRA HỆ THỐNG 7 3.1 Tính tốn thiết kế hệ thống lạnh CO2 trên tới hạn 7 3.2 Tính kiểm tra kết quả thiết kế 11 CHƯƠNG 4 MƠ PHỎNG SỐ VÀ ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ 12 4.1 Thiết lập phương trình tốn học cho mơ phỏng số 12 4.2 Thiết lập mơ phỏng số 13 v
6. 4.2.1 Thiết lập mơi trường 14 4.2.2 Thiết lập mơ hình hình học 14 4.2.3 Thiết lập thuộc tính vật liệu: 15 4.2.4 Điều kiện biên 15 4.2.5 Chia lưới 15 4.2.6 Mơ phỏng 16 4.3 Kết quả và thảo luận mơ phỏng 16 4.3.1 Độ khơ: 16 4.3.2 Vận tốc 16 4.3.3 Nhiệt độ và mật độ dịng nhiệt: 16 4.3.4 Hệ số toả nhiệt đối lưu 2 pha 17 4.3.5 Áp suất 17 CHƯƠNG 5 THỰC NGHIỆM VÀ THẢO LUẬN 17 5.1 Lắp đặt hệ thống 17 5.2 Các kết quả thực nghiệm và thảo luận 18 5.2.1 Thực nghiệm đánh giá kết quả tính tốn và mơ phỏng số 18 5.2.2 Ảnh hưởng của quá trình làm mát phụ 21 5.2.3 Ảnh hưởng của quá trình hồi nhiệt 21 5.2.4 Ảnh hưởng của lưu lượng CO2 22 5.2.5 Ảnh hưởng của lưu lượng khơng khí qua TBBH 23 5.2.6 Ảnh hưởng của tỉ số nén pc/pe đến đặc tính TBBH 24 CHƯƠNG 6 KẾT LUẬN VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN 25 6.1 Kết luận 25 6.2 Tính mới của đề tài 25 6.3 Hướng phát triển 27 TÀI LIỆU THAM KHẢO 28 vi
7. CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN 1.1 Tổng quan về lĩnh vực nghiên cứu 1.1.1 Tình hình nghiên cứu ngồi nước Các nghiên cứu [1 – 17] đã đề cập về hệ thống lạnh CO2 trên tới hạn và các phương án kỹ thuật để nâng cao năng suất lạnh, như thể hiện hình 1.1 và 1.3. Hình 1.1. Chu trình lạnh CO2 cơ bản (a) và đồ thị p-h (b) [3] Hình 1.3. Các cơng nghệ nâng cao hiệu suất của hệ thống lạnh CO2 [3] Các nghiên cứu [18 – 32] đã đề cập về hình dáng và các phương pháp chế tạo kênh micro/mini. Hình dáng tiết diện kênh khác nhau thì sự trao đổi nhiệt trên kênh cũng khác nhau. Trong đĩ, kênh hình trịn và elip cĩ kết quả tốt nhất. Trong các nghiên cứu [33 – 39], tổn thất áp suất khơng những phụ thuộc vào các yếu tố hình học như đường kính, chiều dài, độ nhám mà cịn phụ thuộc vào các đặc tính chất lỏng (mật độ, độ nhớt và sức căng bề mặt), dịng chất (vận tốc dịng chảy, lưu lượng khối hoặc số Reynolds). Ngồi ra, tổn thất áp suất trên dịng 2 pha lớn hơn nhiều so với tổn thất áp suất trên dịng 1 pha. Trong luận văn này, mơi chất lạnh trong thiết bị bay hơi ở trạng thái 2 pha và quá nhiệt, nên sự tổn thất áp suất sẽ được trình bày ở cả 2 trạng thái. 1
8. Các nghiên cứu [40] – [41] đã đề cập về hệ số truyền nhiệt. Hệ số truyền nhiệt phụ thuộc vào đặc tính chất lỏng, lưu lượng, dịng nhiệt, hình học kênh. Ngồi ra, dịng 2 pha cũng cĩ sự trao đổi nhiệt tốt hơn so với dịng 1 pha. Các nghiên cứu [42] – [55] đã đề cập về kênh micro/mini sử dụng mơi chất lạnh CO2 nhưng chủ yếu là thiết bị ống đơn, kênh đơn, hoặc nhiều kênh (ống) được xếp song song nhau. Ngồi ra, hệ thống lạnh CO2 cũng đã được nghiên cứu nhưng ở dạng macro Chưa cĩ hoặc cĩ ít nghiên cứu về hệ thống lạnh CO2 hoạt động trên tới hạn, sử dụng thiết bị bay hơi kênh micro. 1.1.2 Tình hình nghiên cứu trong nước Nguyễn Huy Bích [56] đã mơ phỏng số sự di chuyển của vi giọt chất lỏng trong microchannel. Các nghiên cứu từ [57 – 62] tập trung vào thiết bị trao đổi nhiệt dịng 1 pha với mơi chất nước. 1.2 Tính cấp thiết của đề tài Đa số các cơng bố tập trung vào 1 kênh compact hoặc nhiều kênh trên 1 ống về các đặc tính truyền nhiệt, tổn thất áp suất, chế độ dịng chảy các nghiên cứu về hệ thống CO2 với thiết bị bay hơi kênh compact để ứng dụng trong dân dụng khá ít và các cơng bố thơng số nhiệt động chưa tường minh. Các nghiên cứu trước chưa thực hiện đĩ là nghiên cứu chu trình lạnh với áp suất đầu đẩy thấp hơn và mơ phỏng số các đặc tính truyền nhiệt quan trọng như mật độ dịng nhiệt trong thiết bị bay hơi kênh micro trong chu trình lạnh CO2. 1.3 Mục tiêu nghiên cứu • Xác định được các đặc tính truyền nhiệt trên TBBH kênh micro. • Xác định được các yếu tố ảnh hưởng đến quá trình bay hơi. 1.4 Đối tượng và phạm vi nghiên cứu 1.4.1 Đối tượng • Các đặc tính truyền nhiệt: Trường nhiệt độ, áp suất, hệ số tỏa nhiệt đối lưu, hệ số truyền nhiệt, mật độ dịng nhiệt, cơng suất nhiệt/nhiệt lượng. • Thiết bị làm mát phụ, thiết bị hồi nhiệt. 2
9. 1.4.2 Phạm vi nghiên cứu • TBBH ống nhơm dẹt cĩ cơng suất lạnh 9000BTU/h. o • Chu trình lạnh CO2 1 cấp trên tới hạn (trên 31 C và trên 73,8 bar). • Nhiệt độ mơi trường 28 – 32oC. Nhiệt độ bay hơi 5 – 15oC. 1.5 Nội dung và phương pháp nghiên cứu • Xây dựng cơ sở lý thuyết và phương trình truyền nhiệt. • Tính tốn, thiết kế hệ thống lạnh cỡ nhỏ với mơi chất CO2. • Tính kiểm tra hệ số toả nhiệt CO2 và tổn thất áp suất trên TBBH. • Mơ phỏng số TBBH và đánh giá kết quả. • Lắp đặt hệ thống, thực nghiệm và đánh giá kết quả. • Ảnh hưởng của thiết bị làm mát phụ (subcooler), thiết bị hồi nhiệt. • Ảnh hưởng lưu lượng CO2, lưu lượng khơng khí và tỉ số áp suất. Các phương pháp nghiên cứu được sử dụng trong nghiên cứu này đĩ là phương pháp lý thuyết, mơ phỏng số, thực nghiệm và xử lý dữ liệu. CHƯƠNG 2 CƠ SỞ LÝ THUYẾT 2.1 Lý thuyết về truyền nhiệt kênh micro/mini 2.1.1 Hệ số truyền nhiệt tổng của TBBH Xét thiết bị bay hơi (TBBH) cĩ ống nhơm dẹp như hình 2.1. Áp dụng định luật nhiệt động học I về phía mơi chất lạnh. Năng suất lạnh của TBBH:푄푒 = ̇ (ℎ표 푡 − ℎ𝑖푛)= 푒 푒∆푡푒 (2.1) Trong đĩ ̇ là lưu lượng khối lượng của CO2. h là enthalpy. Ae là diện tích trao đổi nhiệt cĩ cánh của TBBH. ∆푡푒 là độ chênh nhiệt độ trung bình logarit. 3
10. Hình 2.1 Mơi chất và khơng khí chuyển động qua ống 2.1.2 Hệ số toả nhiệt đối lưu phía khơng khí Hệ số toả nhiệt đối lưu phía khơng khí khơ được tính: −0,54 −0,14 휆 표 ℎ 푛 훼 , = ( ) ( ) 푅푒 (2.9) 푆 푆 푆 Trong đĩ C, n là hệ số thực nghiệm. 휆 là hệ số dẫn nhiệt của khơng khí tại nhiệt độ xét. 푆 là bước cánh của TBBH kênh mini/micro. 표 là đường kính ngồi của ống. hf là chiều cao cánh. 2.1.3 Hệ số toả nhiệt đối lưu của mơi chất lạnh CO2 Mơi chất lạnh vào TBBH ở trạng thái 2 pha, nhận nhiệt và ra khỏi thiết bị ở trạng thái quá nhiệt. Vì thế, 2 miền trên thiết bị bay hơi được tính tốn. 2.1.3.1 Hệ số toả nhiệt đối lưu 2 pha Hệ số toả nhiệt đối lưu 2 pha trong kênh micro/mini [68]: 훼 ,푡 = 푆. 훼 + 퐹. 훼푙표 (2.17) Trong đĩ 훼 là hệ số toả nhiệt đối lưu khi mơi chất sơi, 훼푙표 là hệ số toả nhiệt đối lưu của pha lỏng trong ống, S và F là các hệ số. • Đề xuất hệ số ma sát khác phù hợp với mơ hình tính tốn. 4
11. Re 104: dịng chảy rối, cĩ thể áp dụng cơng thức hệ số ma sát sau [69]: −2 휀/ ℎ 5,74 0,25[푙푛( + 0,9)] = 3,7 푅푒 (2.31) 4 Với ε là độ nhấp nhơ trong lịng kênh micro. Chọn ε = 7,3.10-5(m). 2.1.3.2 Mơi chất ở trạng thái hơi bão hịa khơ và quá nhiệt Khi mơi chất chỉ cịn 1 pha hoặc bị quá nhiệt thì hệ số trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi được tính như cơng thức trong [70]: 휆𝑔 0,73 0,48 훼 ,푠 = ; = 0,022푅푒 푃 (2.32) ℎ 2.1.4 Tổn thất áp suất trong TBBH kênh micro Trong khi đĩ, Kandiklar [71] và Coleman [72] trình bày tổn thất áp suất trong ống mini hoặc micro giữa đầu vào và đầu ra như sau: ∆ = ∆ + ∆ ,1 ℎ + ∆ ,푡 + ∆ + ∆ + ∆ 푒 (2.35) Trong đĩ ∆ là tổn thất áp suất tại đầu vào. ∆ ,1 ℎ là tổn thất áp suất do ma sát dịng 1 pha. ∆ ,푡 là tổn thất áp suất do ma sát dịng 2 pha. ∆ là tổn thất áp suất do gia tốc dịng chảy. ∆ là tổn thất áp suất do lực trọng trường. ∆ 푒 là tổn thất áp suất tại đầu ra. 2.2 Lý thuyết về hệ thống lạnh CO2 trên tới hạn 2.2.1 Mơi chất CO2 (R744) Với những lợi thế về mơi trường (GWP = 1, khơng làm suy giảm Ozon, khơng độc hại, khơng cháy), R744 cĩ thể là mơi chất lạnh để thay thế HFCs ở chế độ nhiệt độ bay hơi cao như điều hồ khơng khí xe hơi, điều hồ khơng khí. 5
12. 2.2.2 Hệ thống lạnh CO2 trên tới hạn cơ bản Hình 2. 4 Sơ đồ nguyên lý và đồ thị p-h hệ thống lạnh CO2 Để phân tích các điểm nút, thơng số nhiệt động lực học của chu trình điều hịa khơng khí CO2, các phương trình chính được đưa ra dưới đây: Lượng nhiệt thải ra tại TBLM: 푄̇2−3 = ̇ (ℎ2 − ℎ3) (2.46) Cơng nén: 푊̇ 1−2 = ̇ (ℎ2 − ℎ1) (2.47) Quá trình tiết lưu đẳng enthalpy: ℎ3 = ℎ4 Lượng nhiệt hấp thụ tại TBBH: 푄̇4−1 = ̇ (ℎ1 − ℎ4) (2.48) 푄̇ Hệ số COP của chu trình: 푃 = 4−1 (2.49) 푊̇ 1−2 푄 Diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị: = (2.50) ∆푡푙 Độ chênh lệnh nhiệt độ trung bình logarit được tính: ∆푡 −∆푡 𝑖푛 ∆푡푙 = ∆푡 (2.51) 푙푛 ∆푡 𝑖푛 Trong đĩ 푄 là lượng nhiệt trao đổi tại các thiết bị trao đổi nhiệt. là hệ số truyền nhiệt tổng. ∆푡푙 là độ chênh nhiệt độ trung bình logarit. ̇ là lưu lượng khối lượng mơi chất CO2. 6
13. CHƯƠNG 3 TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LẠNH CO2 VỚI THIẾT BỊ BAY HƠI KÊNH MICRO 3.1 Tính tốn thiết kế hệ thống lạnh CO2 trên tới hạn 3.1.1 Trình tự tính tốn Hình 3.1 Trình tự tính tốn hệ thống lạnh 3.1.2 Điều kiện ban đầu cho bài tốn thiết kế Dựa vào phạm vi nghiên cứu và giới hạn của đề tài: • Hệ thống làm mát cĩ cơng suất lạnh 9000BTU/h (~2600W) • Hệ thống lạnh CO2 được thiết kế hoạt động trên tới hạn, pk=82 bar, • Theo [75], nhiệt độ khơng khí được khảo sát thay đổi trong khoảng 28 – 32oC. Vậy, chọn nhiệt độ khơng khí vào thiết bị làm mát là 32oC. o • Nhiệt độ mơi chất khi ra khỏi thiết bị làm mát cĩ nhiệt độ tk=36 C o • Tại thiết bị bay hơi, mơi chất lạnh sơi ở nhiệt độ t0 = 10 C, ứng với áp suất bão hồ là 45 bar. Khi mơi chất ra khỏi thiết bị cĩ nhiệt độ 15oC. • Giả sử bỏ qua tổn thất áp suất trên thiết bị làm mát và thiết bị bay hơi 7
14. Hình 3.2 Đồ thị p-h biểu diễn các trạng thái của chu trình 3.1.3 Lập bảng các giá trị của các điểm nút chu trình Áp dụng phần mềm EES và các số liệu ban đầu, các điểm nút của chu trình sẽ được tính tốn như bảng 3.1. Bảng 3.1 Các thơng số trạng thái của các điểm nút Điểm p (bar) t (oC) h (kJ/kg) x 1 45 15 -72,62 - 2 82 61 -49,42 - 3 82 36 -159,6 - 4 45 10 -159,6 0,616 1’ 45 10 -83,9 1 3.1.4 Tính tốn nhiệt Lưu lượng khối lượng mơi chất CO2 theo điều kiện ban đầu: 푄표 푄0 2,6 ̇ = = = = 0,03( /푠) 푞0 ℎ1 − ℎ4 (159,6 − 72,6) Cơng nén đoạn nhiệt để nén mơi chất lạnh từ trạng thái 1 lên trạng thái 2: 푠 = ̇ (ℎ2 − ℎ1) = 0,03(72,6 − 49,4) = 0,6932( 푊) Cơng suất nhiệt: 푄 = ̇ (ℎ2 − ℎ3) = 3,306( 푊) ℎ −ℎ −72,6+159,6 Hệ số COP của chu trình: 푃 = 1 4 = = 3,76 ℎ2−ℎ1 −49,4+159,6 3.1.5 Tính tốn thiết bị bay hơi Nhiệt độ khơng khí vào TBBH được chọn là 25oC. Độ lệnh nhiệt độ khơng khí giữa đầu vào và ra khỏi thiết bị bay hơi (TBBH) là 7oC. Nhiệt độ trung bình 8
15. o khơng khí ra khỏi TBBH được chọn là 18 C. Nhiệt độ mơi chất CO2 vào TBBH là 10oC và ra khỏi TBBH là 15oC như thể hiện ở Hình 3.3 Hình 3.3 Biểu diễn nhiệt độ vào - ra TBBH T1 T1 o ma 25 C ma 25o C T2 Ta 18oC tqn mCO2 15o mCO o 10 C o C 10 C 2 tCO2 A e1 Ae (a) Quá trình bay hơi (b) Quá trình quá nhiệt Hình 3.4 Biến thiên nhiệt độ tại TBBH Diện tích trao đổi nhiệt thiết bị bay hơi là tổng của diện tích của đoạn 4-1’ và diện tích của đoạn 1’-1: 푒 = 푒1 + 푒2 (3.1) Từ [1], [2]–[4], hệ số toả nhiệt đối lưu của khơng khí qua thiết bị bay hơi kênh mini/micro, chọn 휶 = 푾/ 푲 9
16. Từ [5]–[7] trong cùng điều kiện tương đương nhiệt độ bay hơi 10oC và cĩ đường kính thuỷ lực tương đương 1,5mm. Hệ số toả nhiệt đối lưu CO2 2 pha cĩ thể chọn để tính tốn sơ bộ là: 휶풓,풕풑 = 푾/ 푲. Từ [70], hệ số toả nhiệt đối lưu trạng thái quá nhiệt của CO2 ở vị trí ngõ ra của TBBH được chọn 휶풓,풔풑 = 푾/ 푲 2 2 Từ các đề xuất trên tính được 푒1 = 107,6(푊/ 퐾), 푒2 = 98(푊/ 퐾) 2 2 푒1 = 1,97 ( ); 푒2 = 0,29 ( ) 2 푒 = 푒1 + 푒2 = 1,97 + 0,29 = 2,26( ) Do cơng nghệ cơ khí trong nước chưa chế tạo được các thiết bị bay hơi kênh micro, các kết quả thiết kế trong nghiên cứu này dựa trên cơng nghệ của Danfoss (Đan Mạch). Từ Phụ lục 2, thiết bị bay hơi cĩ diện tích trao đổi nhiệt bên ngồi cĩ cánh 2,5 m2 là phù hợp để lắp đặt làm thiết bị bay hơi kênh micro cho hệ thống lạnh CO2. Thơng số TBBH kênh mico • 6 passes: 3-4-5-6-6-5 • Kích thước ống 1,3x0,6x16 • Mỗi ống cĩ 10 kênh 1,2x0,6 • Cánh nhơm dày 0,1 mm • Bước cánh 1,1 mm • Diện tích cánh: 2,15 m2 • Diện tích trao đổi nhiệt: 2,5 m2 Hình 3.6 Kích thước thiết bị bay hơi kênh micro 3.1.6 Tính tốn thiết bị làm mát 2 Từ [1], [3], [4] chọn = 40푊/ 퐾. Diện tích của thiết bị làm mát là: 푄 3305 2 = = = 7,86( ) ∆푡푙 , 40 ∗ 10,5 10
17. Từ Phụ lục 2, thiết bị làm mát Panasonic 1 cĩ thiết kế dạng chùm ống so le và cĩ diện tích trao đổi nhiệt bên ngồi cĩ cánh là 8,8 m2, phù hợp với tính tốn trên và được chọn. Thiết bị cĩ các thơng số kỹ thuật như hình 3.8. Ống đồng, cánh nhơm, chùm ống so le • Ống cĩ đường kính 6,4mm/4,98mm • Cánh nhơm dày 훿 =0,1mm • Bước cánh 푆 =1,4 mm • Bề rộng cánh: 26 mm • Diện tích ngồi khơng cánh: 0,47 m2 • Diện tích cánh: 8,41 m2 • Diện tích trong ống: 0,366m2 • Hệ số làm cánh β = 8,88/0,366= 24,26 Hình 3.8 Thiết bị làm mát Panasonic 3.2 Tính kiểm tra kết quả thiết kế Áp dụng các cơng thức truyền nhiệt và điều kiện biên thực tế. Các kết quả đạt được thể hiện trong bảng 3.6 và được so sánh với kết quả đã tính tốn trên. Bảng 3. 2 Bảng tổng kết tính tốn và kiểm tra Thiết bị làm Thiết bị bay hơi mát Thơng số Tính Kiểm Tính tốn Kiểm tra tốn tra Hệ số toả nhiệt đối lưu phía 110 112,4 khơng khí (W/m2K) - - Hệ số toả nhiệt đối lưu CO 2 5000 6535 – 2863 vùng 2 pha (W/m2K) Hệ số toả nhiệt đối lưu CO 2 900 895 - - vùng quá nhiệt (W/m2K) Hệ số truyền nhiệt tổng - - 40 41 - 51 (W/m2K) 11
18. CHƯƠNG 4 MƠ PHỎNG SỐ VÀ ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ 4.1 Thiết lập phương trình tốn học Đề tài nghiên cứu TBBH nên TBHH được mơ phỏng số và kiểm tra với kết quả tính tốn, thực nghiệm. Các phương trình mơ tả sự truyền nhiệt trong các thiết bị trao đổi nhiệt mini hoặc micro bao gồm phương trình liên tục, phương trình bảo tồn động lượng và phương trình bảo tồn năng lượng [74, 83, 84]. Để giải được mơ hình tốn học với dịng hai pha, bức xạ nhiệt và lực trọng trường được bỏ qua. Các phương trình động lượng rối k -  đã được sử dụng [74, 83 - 86]: Phương trình liên tục: ∇ ∙ (휌풖) = 0 (4. 1) Phương trình cân bằng động lượng:ρ(퐮 ∙ ∇)퐮 = ∇ ∙ [−P퐈 + 퐊] + 퐅 (4. 2) 2 2 퐊 = (μ + μ )(∇퐮 + (∇퐮)T) − (μ + μ )(∇ ∙ 퐮)퐈 − ρk퐈 (4. 3) T 3 T 3 μT ρ(퐮 ∙ ∇)k = ∇ ∙ [(μ + ) ∇k] + Pk − ρε (4. 4) σk 2 μT ε ε ρ(퐮 ∙ ∇)ε = ∇ ∙ ⌈(μ + ) ∇ε⌉ + Cε1 Pk − Cε2ρ (4. 5) σε k k k2 Độ nhớt động học rối: μ = ρC (4. 6) T μ ε 2 2 P = μ ∇퐮 ∶ (∇퐮 + (∇퐮)T) − μ (∇ ∙ 퐮)2 − ρk∇ ∙ 퐮 (4. 7) k T 3 T 3 Trong đĩ µ là độ nhớt động lực học, 휇 là độ nhớt động học rối, là động năng rối (turbulent kinetic energy), p là áp suất, I là ma trận đơn vị, K là tensor ứng suất nhớt, F là ngoại lực (volume force vector, N/m3), T là nhiệt độ tuyệt đối (K), Q là nhiệt lượng, 휀 là hệ số tiêu tán năng lượng chảy rối, C là hằng số dịng chảy rối, q là mật độ dịng nhiệt, 푙 là cường độ dịng chảy rối. Nhiệt lượng truyền qua vách: 푞 = −휆∇ (4. 8) Nhiệt lượng đối lưu qua cánh:−푛. 푞 = ℎ. ( 푒 푡 − ) (4. 9) 12
19. Các vị trí thành bọc cách nhiệt: −푛. 푞 = 0 Khi mơi chất sẽ chuyển từ pha 1 sang pha 2 tại nhiệt độ bay hơi Tpc,1-2. Hình 4. 1 Điều kiện chuyển pha trong mơi chất [11] Độ khơ mơi chất: 휃1 + 휃2 = 1 (4. 10) Khối lượng riêng hỗn hợp mơi chất:휌 = 휃1휌1 + 휃2휌2 (4. 11) 1 퐿 휕훼 Nhiệt dung riêng: = (휃 휌 + 휃 휌 ) + 1−2 (4. 12) 휌 1 1 ,1 2 2 ,2 휕 1 휃2휌2−휃1휌1 Phần trăm khối lượng hỗn hợp mơi chất: 훼 = (4. 13) 2 휃1휌1+휃2휌2 Hệ số dẫn nhiệt của hỗn hợp: 휆 = 휃1휆1 + 휃2휆2 (4. 14) Trong đĩ, T là nhiệt độ, t là thời gian, Cp là nhiệt dung riêng đẳng áp, là khối lượng riêng hỗn hợp, là vận tốc, p là áp suất. 푄𝑖 là nội năng, 훼 là phần trăm khối lượng của hỗn hợp, 휆 là hệ số dẫn nhiệt của hỗn hợp. ,1−2 là nhiệt độ chuyển pha, ∆ 1−2 là khoảng nhiệt độ thay đổi từ pha 1 sang pha 2, 휃1, 휃2 là độ khơ của pha 1, pha 2. 퐿1−2 là nhiệt ẩn hố hơi của mơi chất. 4.2 Thiết lập mơ phỏng số Trình tự các bước mơ phỏng được thể hiện như hình 4.1. 13
20. Hình 4. 3 Trình tự các bước mơ phỏng số [12] 4.2.1 Thiết lập mơi trường 4.2.2 Thiết lập mơ hình hình học TBBH gồm nhiều pass, kênh và cánh cĩ kích thước nhỏ nên việc mơ phỏng tồn TBBH sẽ gặp khĩ khăn. Do đĩ, TBBH sẽ được chia thành 6 phần theo số pass. Mỗi pass này được mơ phỏng. Kết quả pass trước sẽ là điều kiện ngõ vào của pass sau. Hình 4.5 Thơng số hình học của thiết bị bay hơi. 14
21. 4.2.3 Thiết lập thuộc tính vật liệu: được tra trong phần mềm REFPROP. 4.2.4 Điều kiện biên Mơ hình ống nhơm truyền nhiệt được thể hiện như hình 4.5 Hình 4. 7 Mẫu TBBH kênh micro dùng trong mơ phỏng số 4.2.5 Chia lưới b) Cạnh gĩc cần chia mịn a) Chia lớp biên cho lưu chất Hình 4.10 Chia lưới thủ cơng mơ hình Hình 4.10a thể hiện chia mơi chất CO2 được chia 5 lớp biên. Vị trí gĩc như hình 4.8b cần được chia lưới mịn hơn, do vị trí này mơi chất sẽ cĩ sự thay đổi đột ngột về vận tốc và áp suất. Cạnh gĩc này cĩ chiều cao 0,3mm sẽ được khảo sát 4 mức độ chia nhỏ (1/1, 1/10, 1/20, 1/30) như bảng 4.5. Bảng 4. 5 Chia lưới thủ cơng mơ hình TT Chia lưới Số phần tử Số biên 1 Mesh1-1 1001512 457026 2 Mesh2-10 1259137 479532 3 Mesh3-20 1609560 497862 4 Mesh4-30 1932786 507166 15
22. 4.2.6 Mơ phỏng 4.3 Kết quả và thảo luận mơ phỏng 4.3.1 Độ khơ: Độ khơ trên mơ phỏng và tính tốn lý thuyết cĩ sai số < 10% Hình 4. 13 So sánh độ khơ thay đổi theo chiều dài ống 4.3.2 Vận tốc Hình 4.18 cịn thể hiện vận tốc tại thành kênh cĩ giá trị nhỏ hơn vận tốc tại giữa kênh do tính chất của độ nhớt mơi chất tại lớp biên và mơi chất khơng bị trượt trên thành kênh. Hình 4. 18 Trường vận tốc trong ống 4.3.3 Nhiệt độ và mật độ dịng nhiệt: Mật độ dịng nhiệt đạt 1500W/m2 trong 4 pass đầu mơi chất bão hồ. Và giảm dần tại pass 5 và 6 khi mơi chất bị quá nhiệt. 16
23. 1800 16 14 1500 12 10 1200 q 8 (W/m2) ∆T 6 900 3 2 4 y = -3E-07x + 0.0003x + 0.0444x + 1510 độ (oC)Nhiệt Mật độ dịng nhiệt độ Mật R² = 0.9721 2 600 0 0 0.5 1 1.5 Chiều dài ống (m) Hình 4. 14 Mật độ dịng nhiệt và nhiệt độ trên TBBH 4.3.4 Hệ số toả nhiệt đối lưu 2 pha 12 Pamitran et al. Choi et al 10 Fang Nghiên cứu này 8 6 (kW/m2K) 4 Hệ số toả nhiệt nhiệt số đối lưu Hệ toả 2 0.6 0.7 0.8 0.9 1 Quality x Hình 4.15 Hệ số toả nhiệt đối lưu CO2 và các nghiên cứu [57], [68], [79] Hệ số toả nhiệt đối lưu 2 pha CO2 cĩ giá trị tương đương với các nghiên cứu [57, 68, 79] như hình 4.15. 4.3.5 Áp suất Tổn thất áp suất nhỏ hơn so với các giá trị được tính tốn. CHƯƠNG 5 THỰC NGHIỆM VÀ THẢO LUẬN 5.1 Lắp đặt hệ thống Các thiết bị đã được tính tốn như mục 3.1 và 3.2 và các thiết bị này cũng được kiểm nghiệm áp suất an tồn trong các nghiên cứu [86]. Độ chính xác và phạm vi đo của thiết bị đo được liệt kê trong Bảng 5.1 17
24. Bảng 5. 1 Độ chính xác và phạm vi đo của thiết bị đo Thiết bị đo Độ chính xác Phạm vi đo Cặp nhiệt kế 0,1C 0100C Camera nhiệt độ 2% -20250°C Nhiệt kế hồng ngoại 1C - 32400C Cảm biến áp suất 1 FS 0100 kgf/cm2 Vận tốc kế 3% 0  45 m/s Ampe kẹp 1,5% rdg 0200 A Lưu lượng kế 0,5%RS 400 to 5000 l/h Hình 5.6 Hệ thống lạnh CO2 được hồn thiện 5.2 Các kết quả thực nghiệm và thảo luận 5.2.1 Thực nghiệm đánh giá kết quả tính tốn và mơ phỏng số Các giá trị tính tốn (Calc) và mơ phỏng số (Simu) được thể hiện trong cùng bảng. Bảng 5. 2 Thơng số thực nghiệm, tính tốn lý thuyết và mơ phỏng p1 (bar) t1 p2 p3 t2 t3 p4 t4 Δt p4-p1 m COP (oC) (bar) (bar) (oC) (oC) (bar) (oC) (oC) (bar) (kg/h) Exp 43,8 13,6 82 81,4 66,6 36,5 45,5 10,2 3,4 1,7 107,64 2,33 SE 0,64 0,57 0,58 0,64 0,96 0,44 0,45 0,37 0,2 Calc 45 15 82 82 61 36 45 10 5 1,42 109,5 3,77 Simu 44,28 14,8 - - - - 45 10 4,8 0,72 109,5 - 18
25. Chu trình tính tốn lý thuyết và thực nghiệm được hiện trên cùng đồ thị p-h như Hình 5.7. Do bỏ qua các tổn thất để đơn giản việc tính tốn, chu trình lý thuyết sẽ khơng cĩ tổn thất áp suất trên TBLM, TBBH và quá trình nén đoạn nhiệt 1-2 được xem là quá trình đẳng entropy s1 bằng s2. Tuy nhiên, tổn thất áp suất luơn xảy ra do sự thay đổi tiết diện tại ống gĩp và kênh, ma sát, chuyển pha Tổn thất áp suất tại TBLM đo được từ 0,5 - 1bar, tại TBBH khoảng 1 – 2bar. Tổn thất nhiệt cũng xảy ra tại quá trình nén trong máy nén cĩ thể do ma sát piston và xi lanh, dầu trong máy Nên quá trình nén này khơng đẳng entropy làm cho nhiệt độ tại đầu đẩy đo được lớn hơn nhiều so với lý thuyết. (67,5oC > 61oC). Hình 5. 7 Đồ thị p-h của chu trình thực nghiệm và lý thuyết 5.2.1.1 Nhiệt độ 18 T_Mơ phỏng số 16 T_lý thuyết 14.5 T_thực nghiệm 14 12.8 12 10.1 10.1 10.2 10.3 Nhiệt độ (oC)Nhiệt 10 8 1 2 3 4 5 6 Pass ống a) Nhiệt độ tại các pass trên TBBH 19
26. b) Trường nhiệt độ trên TBBH được chụp bằng camera nhiệt Hình 5. 9 Nhiệt độ trên TBBH Hình 5.8a thể hiện nhiệt độ mơi chất ở các ngõ ra của từng pass theo phân tích số, tính tốn lý thuyết và thực nghiệm. Trong 4 pass đầu, mơi chất nhận nhiệt và chuyển pha nên nhiệt độ của khơng thay đổi. Trường hợp tính tốn lý thuyết, pass 5 vẫn xảy ra sự chuyển pha và pass 6 thì mơi chất bị quá nhiệt 5oC. Trường hợp thực nghiệm, mơi chất bị quá nhiệt tại pass thứ 5 và 6. 5.2.1.2 Độ khơ Các giá trị này cĩ sự sai số trong khoảng 10% so với thực nghiệm Hình 5.9 Độ khơ trên TBBH theo tính tốn, mơ phỏng và thực nghiệm 20
27. 5.2.1.3 Áp suất Tổn thất áp suất tại ngõ vào và ngõ ra của TBBH trong các trường hợp được thể hiện như hình 5.11. 3 ∆p_mơ phỏng 2.5 ∆p_lý thuyết 2 ∆p_thực nghiệm 1.4 1.5 1.5 1.13 1 0.5 Tổn thất áp suất (bar)thấtsuấtTổn áp 0 Thiết bị bay hơi kênh micro Hình 5.13 Tổn thất áp suất trên TBBH 5.2.2 Ảnh hưởng của quá trình làm mát phụ Thực nghiệm được trình bày chi tiết trong nghiên cứu [91] Khi lắp đặt thiết bị làm mát phụ (LM2) vào sau TBLM với cơng suất nhiệt ~0,8kW, làm giảm nhiệt độ mơi chất trước van tiết lưu, năng suất lạnh tăng lên 41% và hệ số COP cũng tăng từ 1,8 lên 2,7, tăng 42% so với chu trình cơ bản. 5.2.3 Ảnh hưởng của quá trình hồi nhiệt Thực nghiệm được trình bày chi tiết trong các nghiên cứu [92- 93]. Hình 5.24 So sánh cả 3 chu trình trên đồ thị p-h 21
28. Năng suất lạnh chu trình 1 (cơ bản) là 1,8kW. Năng suất lạnh chu trình 2 (thêm thiết bị làm mát phụ) đạt 2,71kW tăng 41% và năng suất lạnh chu trình 3 (cĩ quá nhiệt và làm mát phụ) đạt 3,6kJ/kg, tăng 100% so với năng suất của chu trình 1. COP của chu trình 1 là 1,8. COP của chu trình 2 là 2,54 tăng 39% và COP của chu trình 3 là 3,7, tăng 103% so với chu trình cơ bản. Hình 5.25 So sánh chu trình hiện tại với nghiên cứu Kwon [95], Wang [96] Hình 5.25 thể hiện chu trình hệ thống lạnh CO2 của nghiên cứu này so với các nghiên cứu liên quan. Trong nghiên cứu này, áp suất đầu đẩy thay đổi từ 75 đến 85 bar để đảm bảo an tồn cho hệ thống lạnh mà vẫn đạt hiệu suất cần thiết. 5.2.4 Ảnh hưởng của lưu lượng CO2 Thực nghiệm được trình bày chi tiết trong [98] 25 y = 0.3216x - 15.776 20 R² = 0.9648 Linear (t1) Linear (t4) 15 10 y = 0.2635x - 17.513 Nhiệt độ (oC)Nhiệt R² = 0.9977 5 95 100 105 110 115 120 125 Lưu lượng CO2 (kg/h) b) Ảnh hưởng của lưu lượng mơi chất đến nhiệt độ trên TBBH Hình 5.28 Ảnh hưởng lưu lượng CO2 đến TBLM và TBBH 22
29. 4 3 2 1 Năng suất lạnh (kW)lạnhsuấtNăng 0 95 100 105 110 115 120 125 Lưu lượng CO2 (kg/h) Hình 5. 29 Ảnh hưởng lưu lượng CO2 đến năng suất lạnh Khi tăng lưu lượng từ 97,5 – 121,4kg/h thì áp suất và nhiệt độ trên TBLM tăng nhưng áp suất và nhiệt độ trên TBBH lại giảm. Năng suất lạnh giảm nhẹ từ 2,71 xuống 2,12kW trong khi hệ số COP lại tăng. 5.2.5 Ảnh hưởng của lưu lượng khơng khí qua TBBH Chi tiết thực nghiệm được trình bày trong [99]. Hình 5.28 Khơng khí qua TBBH Hình 5. 37 Ảnh hưởng của vận tốc khơng khí đến năng suất lạnh 23
30. Khi vận tốc khơng khí tăng từ 0,5 đến 5,1m/s làm cho độ quá nhiệt tăng từ 7 – 13oC trong khi độ chênh nhiệt độ khơng khí lại giảm từ 5 xuống 3oC. Tại vận tốc 5,1m/s, năng suất lạnh phía khơng khí bằng năng suất lạnh phía mơi chất. 5.2.6 Ảnh hưởng của tỉ số nén pc/pe đến đặc tính TBBH Thực nghiệm được thể hiện chi tiết trong nghiên cứu [100] Hình 5. 40 Ảnh hưởng của tỉ số áp suất đến nhiệt độ trên TBBH Khi tăng tỉ số áp suất từ 1,7 – 2,2 thì lưu lượng CO2 giảm, nhiệt độ bay hơi cũng giảm nhưng độ chênh nhiệt của khơng khí qua TBBH lại tăng. Trường hợp sử dụng 2 máy nén song song thì làm tăng gần gấp đơi lưu lượng mơi chất và các ảnh hưởng giống như trường hợp 1 nhưng giá trị độ lớn khác nhau như nhiệt độ khơng khí ngõ ra giảm thấp hơn 5oC so với C1, độ quá nhiệt của mơi chất thấp hơn 4oC so với C1. Việc thay đổi tỉ số áp suất bằng điều chỉnh van tiết lưu, thêm hoặc bớt gas CO2 vào hệ thống sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến lưu lượng mơi chất qua TBLM và TBBH. Áp suất và nhiệt độ trên TBLM và TBBH thay đổi trái ngược nhau. Lưu lượng qua TBBH càng tăng thì độ quá nhiệt của mơi chất giảm và nhiệt độ khơng khí ra khỏi TBBH tăng. 24
31. CHƯƠNG 6 KẾT LUẬN VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN 6.1 Kết luận Luận án “Nghiên cứu các đặc tính truyền nhiệt của thiết bị bay hơi kênh micro trong máy điều hồ khơng khí cỡ nhỏ sử dụng mơi chất lạnh CO2” đã được thực hiện bằng phương pháp lý thuyết, phương pháp mơ phỏng số, phương pháp thực nghiệm, phương pháp xử lý và phân tích số liệu. Hệ thống được vận hành ở chế độ trên tới hạn (31oC và 73,8 bar) trong điều kiện nhiệt độ mơi trường từ 28 – 32oC. Các kết quả đạt được như sau: - 1. Đã tổng quan 104 tài liệu liên quan, đưa ra các tồn tại và hạn chế của nghiên cứu liên quan và sau đĩ đã đưa được mục tiêu thực hiện đề tài. - 2. Đã tính tốn thiết kế và kiểm tra thiết bị bay hơi kênh micro cĩ năng suất lạnh 2,6kW ở nhiệt độ bay hơi 10oC, độ quá nhiệt 5oC và lưu lượng mơi chất lạnh CO2 ở 30g/s. Trong điều kiện này, hệ số tỏa nhiệt phía khơng khí tính được là 112,4 W/m2K, hệ số tỏa nhiệt phía CO2 hai pha thu được giảm từ 6,5 xuống 2,8 kW/m2K khi độ khơ tăng từ 0,61 đến 1. Các hệ số này cĩ giá trị tương đương với các nghiên cứu khác khi so sánh trong cùng điều kiện. - 3. Đã đưa ra giải pháp mơ phỏng số cho tồn bộ TBBH kênh micro. Các kết quả mơ phỏng số ở 03 giá trị nhiệt độ bay hơi: 5, 10 và 15oC về trường nhiệt độ, áp suất, độ khơ thu được phù hợp với lý thuyết về truyền nhiệt bay hơi (dịng hai pha). Các kết quả này cũng phù hợp với tính tốn lý thuyết và các nghiên cứu liên quan với sai số 10,8%: Hệ số tỏa nhiệt phía CO2 hai pha thu được giảm từ 7,2 xuống 3,9 kW/m2K khi độ khơ tăng từ 0,61 đến 1. Trong phạm vi nghiên cứu này, mật độ dịng nhiệt đạt giá trị cực đại ở 1540W/m2 tại áp suất bay hơi 45bar. - 4. Đã tiến hành nghiên cứu thực nghiệm trên hệ thống điều hịa khơng khí CO2 để kiểm chứng kết quả tính tốn, mơ phỏng số và khảo sát ảnh hưởng của các thơng số nhiệt động đến các đặc tính truyền nhiệt của thiết bị bay hơi cũng như COP của hệ thống: - - Khảo sát vị trí đạt độ khơ x = 1, sai số lớn nhất giữa mơ phỏng và thực nghiệm là 5,5%; sai số lớn nhất giữa tính tốn lý thuyết và thực nghiệm là 25
32. 3,5%. Tổn thất áp suất trong các trường hợp tính tốn, mơ phỏng số và thực nghiệm là 1,13; 1,4 và 1,5bar. Hệ số toả nhiệt đối lưu 2 pha của trường hợp tính tốn và mơ phỏng số nằm trong dải dữ liệu hệ số toả nhiệt đối lưu trong thực nghiệm từ 6,5 xuống 1,3kW/m2K với độ lệnh ±1,5kW/m2K. - - Thiết bị làm mát phụ làm giảm 1,4oC nhiệt độ mơi chất trước van tiết lưu từ 34,3 xuống 32,9oC. Nhiệt độ này càng giảm thì độ khơ của mơi chất bay hơi cũng giảm theo, làm cho năng suất lạnh tăng 50% và hệ số COP tăng 39% so với chu trình cơ bản. - - Với chu trình cĩ hồi nhiệt, COP của chu trình là 3,7 tăng 103%; năng suất lạnh đạt 3,6kW tăng 100% so với chu trình khơng hồi nhiệt và khơng làm mát phụ. - - Lưu lượng mơi chất thay đổi từ 97, 5 – 121,4 kg/h làm cho áp suất và nhiệt độ tại TBBH tăng theo tương ứng là 43 – 50bar, 8,2 – 14,5oC; nhưng áp suất và nhiệt độ tại TBLM lại giảm tương ứng là 80,6 – 76,5bar; 37,7 – 33,2oC. Tại lưu lượng 111kg/h, hệ thống lạnh đạt giá trị tốt nhất cĩ COP là 3,15 và năng suất lạnh là 3,12kW. - - Khi vận tốc khơng khí tăng từ 0,5 đến 5,1m/s làm cho độ quá nhiệt tăng từ 7 – 13oC trong khi độ chênh nhiệt độ khơng khí lại giảm từ 5 xuống 3oC. - - Tỉ số áp suất thay đổi từ 1,7 đến 2,2 làm cho lưu lượng mơi chất qua TBBH giảm từ 71kg/h 61kg/h cho trường hợp hai máy nén song song. - - Hệ thống thực nghiệm CO2 vận hành ở áp suất đầu đẩy từ 74- 90 bar, thấp hơn nhiều so với các nghiên cứu liên quan (thường cơng bố áp suất làm mát thực nghiệm từ 90 - 110 bar), điều này làm tăng năng suất lạnh, giảm cơng nén và an tồn đối với hệ thống lạnh CO2. 6.2 Tính mới của đề tài - Đã đưa ra một cách tiếp cận để mơ phỏng số tồn thiết bị bay hơi kênh micro trên một hệ thống điều hịa khơng khí dùng mơi chất lạnh CO2 hồn chỉnh. Các kết quả mơ phỏng số về trường nhiệt độ, độ khơ và hệ số tỏa nhiệt đối lưu phù hợp với thực nghiệm với sai số nhỏ hơn 10%. 26
33. - Thực nghiệm được các giải pháp để làm giảm nhiệt độ trước tiết lưu, đưa ra áp suất phía đầu đẩy thấp hơn các nghiên cứu liên quan (80 bar so với 100 bar), gĩp phần nâng cao năng suất lạnh, giảm cơng nén và tăng an tồn hệ thống. - Đề tài đã xác định được giá trị hệ số tỏa nhiệt đối lưu dịng 2 pha CO2 cĩ độ khơ thay đổi từ 0,6 đến 1 trong TBBH kênh micro hình chữ nhật ở máy điều hịa khơng khí cỡ nhỏ. - Theo các nguồn cơng bố khoa học và cơng nghệ chính thống, các kết quả thực nghiệm về hệ thống điều hịa khơng khí dùng mơi chất lạnh CO2 và thiết bị bay hơi kênh micro này là nghiên cứu mới trong điều kiện khí hậu Việt Nam. Đây là cơ sở quan trọng cho các nghiên cứu tiếp theo trong lĩnh vực này. - Các đĩng gĩp mới khác của luận án đã được cơng bố trong các bài báo khoa học 6.3 Hướng phát triển Đề tài hệ thống lạnh CO2 sử dụng TBBH kênh micro là đề tài mới ở Việt nam và trên thế giới. Vì thế, cịn nhiều vấn đề cĩ thể tiếp tục nghiên cứu như: - Xác định các yếu tố ảnh hưởng đến quá trình nén - Xác định các yếu tố ảnh hưởng của tổn thất áp suất trên TBBH, TBLM. 27
34. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] B. Yu, J. Yang, D. Wang, J. Shi, and J. Chen, “An updated review of recent advances on modified technologies in transcritical CO2 refrigeration cycle,” Energy, vol. 189, p. 116147, 2019, doi: 10.1016/j.energy.2019.116147. [2] M. H. Kim, J. Pettersen, and C. W. Bullard, Fundamental process and system design issues in CO2 vapor compression systems, vol. 30, no. 2. 2004. [3] K. Martin, G. Lang, and R. Rieberer, “Mobile HVAC-system with CO2 as refrigerant - Simulations and Measurements,” SAE Tech. Pap., no. 724, 2005, doi: 10.4271/2005-01-2023. [4] J. Steven Brown, S. F. Yana-Motta, and P. A. Domanski, “Comparitive analysis of an automotive air conditioning systems operating with CO2 and R134a,” Int. J. Refrig., vol. 25, no. 1, pp. 19–32, 2002, doi: 7007(01)00011-1. [5] R. M. Staub J, Rasmusen BD, “CO2 as refrigerant: the transcritical cycle.,” ACHR News, 2004. [6] C. Aprea, A. Greco, and A. Maiorino, “An experimental study on charge optimization of a trans-critical CO2 cycle,” Int. J. Environ. Sci. Technol., vol. 12, no. 3, pp. 1097–1106, 2015, doi: 10.1007/s13762-014-0502-6. [7] D. Sánchez, P. Aranguren, A. Casi, R. Llopis, R. Cabello, and D. Astrain, “Experimental enhancement of a CO2 transcritical refrigerating plant including thermoelectric subcooling,” Int. J. Refrig., vol. 120, pp. 178–187, Dec. 2020, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2020.08.031. [8] B. Dai, S. Liu, K. Zhu, Z. Sun, and Y. Ma, “Thermodynamic performance evaluation of transcritical carbon dioxide refrigeration cycle integrated with thermoelectric subcooler and expander,” Energy, vol. 122, pp. 787–800, 2017, doi: [9] R. Llopis, R. Cabello, D. Sánchez, and E. Torrella, “Energy improvements of CO2 transcritical refrigeration cycles using dedicated mechanical subcooling,” Int. J. Refrig., vol. 55, pp. 129–141, May 2015, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2015.03.016. 28
35. [10] L. Nebot-Andrés, D. Sánchez, D. Calleja-Anta, R. Cabello, and R. Llopis, “Experimental determination of the optimum working conditions of a commercial transcritical CO2 refrigeration plant with a R-152a dedicated mechanical subcooling.,” Int. J. Refrig., vol. 121, pp. 258–268, Jan. 2021, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2020.10.002. [11] F. Z. Zhang, P. X. Jiang, Y. S. Lin, and Y. W. Zhang, “Efficiencies of subcritical and transcritical CO2 inverse cycles with and without an internal heat exchanger,” Appl. Therm. Eng., vol. 31, no. 4, pp. 432–438, Mar. 2011, doi: 10.1016/j.applthermaleng.2010.09.018. [12] R. Llopis, C. Sanz-Kock, R. Cabello, D. Sánchez, and E. Torrella, “Experimental evaluation of an internal heat exchanger in a CO2 subcritical refrigeration cycle with gas-cooler,” Appl. Therm. Eng., vol. 80, pp. 31–41, Apr. 2015, doi: 10.1016/j.applthermaleng.2015.01.040. [13] D. E. Boewe, C. W. Bullard, J. M. Yin, and P. S. Hrnjak, “Contribution of internal heat exchanger to transcritical R-744 cycle performance,” HVAC R Res., vol. 7, no. 2, pp. 155–168, 2001, doi: 10.1080/10789669.2001.10391268. [14] S. Elbel and P. Hrnjak, “Experimental validation of a prototype ejector designed to reduce throttling losses encountered in transcritical R744 system operation,” Int. J. Refrig., vol. 31, no. 3, pp. 411–422, May 2008, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2007.07.013. [15] J. S. Lee, M. S. Kim, and M. S. Kim, “Experimental study on the improvement of CO2 air conditioning system performance using an ejector,” Int. J. Refrig., vol. 34, no. 7, pp. 1614–1625, Nov. 2011, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2010.07.025. [16] F. Liu, Y. Li, and E. A. Groll, “Performance enhancement of CO 2 air conditioner with a controllable ejector,” Int. J. Refrig., vol. 35, no. 6, pp. 1604– 1616, 2012, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2012.05.005. [17] H. P. Beaver AC, Yin JM, Bullard CW, “An experimental investigation of transcritical carbon dioxide systems for residential air-conditioning,” ACRC Rep. CR-18, vol. Urbana, no. USA, p. University of Illinois at Urbana- Champaign, 1999. 29
36. [18] S. G. Kandlikar and W. J. Grande, “Evolution of microchannel flow passages Thermohydraulic performance and fabrication technology,” Taylor Fr., vol. 24, 2002. [19] S. S. Mehendafe, A. M. Jacobi, and R. K. Shah, “Fluid flow and heat transfer at micro- and meso-scales with application to heat exchanger design,” Appl. Mech. Rev., vol. 53, no. 7, pp. 175–193, 2000, doi: 10.1115/1.3097347. [20] P. S. Lee, S. V. Garimella, and D. Liu, “Investigation of heat transfer in rectangular microchannels,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 48, no. 9, pp. 1688– 1704, Apr. 2005, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2004.11.019. [21] P. C. Lee, F. G. Tseng, and C. Pan, “Bubble dynamics in microchannels. Part I: Single microchannel,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 47, no. 25, pp. 5575– 5589, Dec. 2004, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2004.02.031. [22] M. I. Hasan, A. A. Rageb, M. Yaghoubi, and H. Homayoni, “Influence of channel geometry on the performance of a counter flow microchannel heat exchanger,” Int. J. Therm. Sci., vol. 48, no. 8, pp. 1607–1618, Aug. 2009, doi: 10.1016/J.IJTHERMALSCI.2009.01.004. [23] L. Chai and S. A. Tassou, “Effect of cross-section geometry on the thermohydraulic characteristics of supercritical CO2 in minichannels,” in Energy Procedia, Mar. 2019, vol. 161, pp. 446–453, doi: 10.1016/j.egypro.2019.02.077. [24] S. G. Kandlikar and W. J. Grande, “Evolution of Microchannel Flow Passages Thermohydraulic Performance and Fabrication Technology,” Heat Transf. Eng., vol. 24, no. 1, pp. 3–17, 2003, doi: 10.1080/01457630304040. [25] H. Y. Wu and P. Cheng, “Condensation flow patterns in silicon microchannels,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 48, no. 11, pp. 2186–2197, May 2005, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2004.12.034. [26] F. Mei, P. R. Parida, J. Jiang, W. J. Meng, and S. V Ekkad, “Fabrication, Assembly, and Testing of Cu- and Al-Based Microchannel Heat Exchangers,” J. Microelectromechanical Syst., vol. 17, no. 4, pp. 869–881, 2008, doi: 10.1109/JMEMS.2008.924276. 30
37. [27] J. Wu, M. Shi, Y. Chen, and X. Li, “Visualization study of steam condensation in wide rectangular silicon microchannels,” Int. J. Therm. Sci., vol. 49, no. 6, pp. 922–930, Jun. 2010, doi: 10.1016/j.ijthermalsci.2010.01.007. [28] T. Chen and S. V. Garimella, “Local heat transfer distribution and effect of instabilities during flow boiling in a silicon microchannel heat sink,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 54, no. 15–16, pp. 3179–3190, Jul. 2011, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2011.04.012. [29] J. Y. Lee, M. H. Kim, M. Kaviany, and S. Y. Son, “Bubble nucleation in microchannel flow boiling using single artificial cavity,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 54, no. 25–26, pp. 5139–5148, Dec. 2011, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2011.08.042. [30] W. Qu and I. Mudawar, “Flow boiling heat transfer in two-phase micro-channel heat sinks-I. Experimental investigation and assessment of correlation methods,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 46, no. 15, pp. 2755–2771, 2003, doi: 10.1016/S0017-9310(03)00041-3. [31] W. Qu and I. Mudawar, “Measurement and correlation of critical heat flux in two-phase micro-channel heat sinks,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 47, no. 10– 11, pp. 2045–2059, May 2004, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2003.12.006. [32] M. E. Steinke and S. G. Kandlikar, “An experimental investigation of flow boiling characteristics of water in parallel microchannels,” J. Heat Transfer, vol. 126, no. 4, pp. 518–526, 2004, doi: 10.1115/1.1778187. [33] M. Ducoulombier, S. Colasson, J. Bonjour, and P. Haberschill, “Carbon dioxide flow boiling in a single microchannel - Part I: Pressure drops,” Exp. Therm. Fluid Sci., vol. 35, no. 4, pp. 581–596, 2011, doi: 10.1016/j.expthermflusci.2010.12.010. [34] A. S. Pamitran, K. Il Choi, J. T. Oh, and H. K. Oh, “Two-phase pressure drop during CO2 vaporization in horizontal smooth minichannels,” Int. J. Refrig., vol. 31, no. 8, pp. 1375–1383, Dec. 2008, doi: 10.1016/J.IJREFRIG.2008.04.004. [35] Y. Zhao, M. Molki, M. Ohadi, and S. Dessiatoun, “Flow boiling of CO in 31
38. microchannels,” ASHRAE Trans., vol. 106, 2000. [36] S. H. Yoon, E. S. Cho, Y. W. Hwang, M. S. Kim, K. Min, and Y. Kim, “Characteristics of evaporative heat transfer and pressure drop of carbon dioxide and correlation development,” Int. J. Refrig., vol. 27, no. 2, pp. 111– 119, 2004, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2003.08.006. [37] J. Pettersen, “Flow vaporization of CO2 in microchannel tubes,” Exp. Therm. Fluid Sci., vol. 28, no. 2–3, pp. 111–121, Jan. 2004, doi: 10.1016/S0894- 1777(03)00029-3. [38] T. L. Ngo, Y. Kato, K. Nikitin, and T. Ishizuka, “Heat transfer and pressure drop correlations of microchannel heat exchangers with S-shaped and zigzag fins for carbon dioxide cycles,” Exp. Therm. Fluid Sci., vol. 32, no. 2, pp. 560– 570, Nov. 2007, doi: 10.1016/j.expthermflusci.2007.06.006. [39] D. H. Kim and S. Jeong, “Effect of micro-grooves on the two-phase pressure drop of CO2 in a mini-channel tube,” Int. J. Refrig., vol. 36, no. 8, pp. 2040– 2047, 2013, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2013.05.019. [40] E. Hihara and C. Dang, “Boiling Heat Transfer of Carbon Dioxide in Horizontal Tubes,” 2007, doi: 10.1115/HT2007-32885. [41] R. Yun, Y. Kim, and M. S. Kim, “Convective boiling heat transfer characteristics of CO2 in microchannels,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 48, no. 2, pp. 235–242, Jan. 2005, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2004.08.019. [42] L. Cheng, G. Ribatski, L. Wojtan, and J. R. Thome, “New flow boiling heat transfer model and flow pattern map for carbon dioxide evaporating inside horizontal tubes,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 49, no. 21–22, pp. 4082–4094, Oct. 2006, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2006.04.003. [43] L. Cheng, G. Ribatski, J. Moreno Quibén, and J. R. Thome, “New prediction methods for CO2 evaporation inside tubes: Part I - A two-phase flow pattern map and a flow pattern based phenomenological model for two-phase flow frictional pressure drops,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 51, no. 1–2, pp. 111– 124, Jan. 2008, doi: [44] L. Cheng, G. Ribatski, and J. R. Thome, “New prediction methods for CO2 32
39. evaporation inside tubes: Part II-An updated general flow boiling heat transfer model based on flow patterns,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 51, no. 1–2, pp. 125–135, Jan. 2008, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2007.04.001. [45] L. Cheng, G. Ribatski, and J. R. Thome, “Analysis of supercritical CO2 cooling in macro- and micro-channels,” International Journal of Refrigeration, vol. 31, no. 8. Elsevier, pp. 1301–1316, Dec. 01, 2008, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2008.01.010. [46] R. Yun, Y. Kim, and C. Park, “Numerical analysis on a microchannel evaporator designed for CO2 air-conditioning systems,” Appl. Therm. Eng., vol. 27, no. 8–9, pp. 1320–1326, Jun. 2007, doi: 10.1016/j.applthermaleng.2006.10.036. [47] Y. C. K. R.Yun, C.S. Choi, “Convective boiling heat transfer of carbon dioxide in horizontal small diameter tubes,” Proc. 5th IIR-Gustav Lorentzen Conf., vol. Guangzhou, no. china, pp. 298–308, 2002. [48] J. M. Cho and M. S. Kim, “Experimental studies on the evaporative heat transfer and pressure drop of CO2 in smooth and micro-fin tubes of the diameters of 5 and 9.52 mm,” Int. J. Refrig., vol. 30, no. 6, pp. 986–994, Sep. 2007, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2007.01.007. [49] R. Yun, Y. Kim, M. Soo Kim, and Y. Choi, “Boiling heat transfer and dryout phenomenon of CO2 in a horizontal smooth tube,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 46, no. 13, pp. 2353–2361, Jun. 2003, doi: 10.1016/S0017-9310(02)00540- 9. [50] J. Wu et al., “Investigation of heat transfer and pressure drop of CO2 two-phase flow in a horizontal minichannel,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 54, no. 9–10, pp. 2154–2162, Apr. 2011, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2010.12.009. [51] H. K. Oh and C. H. Son, “Flow boiling heat transfer and pressure drop characteristics of CO2 in horizontal tube of 4.57-mm inner diameter,” Appl. Therm. Eng., vol. 31, no. 2–3, pp. 163–172, Feb. 2011, doi: 10.1016/j.applthermaleng.2010.08.026. [52] J. T. Oh, A. S. Pamitran, K. Il Choi, and P. Hrnjak, “Experimental investigation 33
40. on two-phase flow boiling heat transfer of five refrigerants in horizontal small tubes of 0.5, 1.5 and 3.0 mm inner diameters,” Int. J. Heat Mass Transf., vol. 54, no. 9–10, pp. 2080–2088, Apr. 2011, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2010.12.021. [53] M. Ducoulombier, S. Colasson, J. Bonjour, and P. Haberschill, “Carbon dioxide flow boiling in a single microchannel - Part II: Heat transfer,” Exp. Therm. Fluid Sci., vol. 35, no. 4, pp. 597–611, May 2011, doi: 10.1016/j.expthermflusci.2010.11.014. [54] A. S. Pamitran, K. Il Choi, J. T. Oh, and Nasruddin, “Evaporation heat transfer coefficient in single circular small tubes for flow natural refrigerants of C3H8, NH3, and CO2,” Int. J. Multiph. Flow, vol. 37, no. 7, pp. 794–801, Sep. 2011, doi: 10.1016/j.ijmultiphaseflow.2011.02.005. [55] M. Ozawa et al., “Flow pattern and boiling heat transfer of CO2 in horizontal small-bore tubes,” Int. J. Multiph. Flow, vol. 35, no. 8, pp. 699–709, Aug. 2009, doi: 10.1016/j.ijmultiphaseflow.2009.04.003. [56] Nguyễn Huy Bích, “Nghiên cứu tác động của điều kiện biên nhiệt đến sự di chuyển của vi giọt chất lỏng trong microchannel,” hội nghị khoa học và cơng nghệ tồn quốc về cơ khí, vol. iV, no. NXB Đại học Quốc gia Tp.HCM, Việt Na, 2015. [57] B. Le, T. Dang, and T. Nguyen, “The effects of microchannel geometry on heat transfer behaviors for two phase flow by numerical simulation,” 2015. [58] T. Dang, V. Nguyen, G. Dang, H. Nguyen, and J.-H. Lu, “An Experimental On Subcooling Potential By Geothermal In CO2 Air Conditioning System,” in 2021 International Conference on System Science and Engineering (ICSSE), 2021, pp. 313–318, doi: 10.1109/ICSSE52999.2021.9538462. [59] T. Dang and J.-T. Teng, “Influence of Flow Arrangement on the Performance of an Aluminium Microchannel Heat Exchanger,” AIP Conf. Proc., vol. 1285, 2010, doi: 10.1063/1.3510579. [60] T. Dang and J. Teng, “Numerical Simulation of a Microchannel Heat Exchanger Using Steady-State and Time-Dependent Solvers,” in International 34
41. Mechanical Engineering Congress & Exposition, 2010, vol. Volume 7:, pp. 1255–1264, doi: 10.1115/IMECE2010-37420. [61] T. T. Dang, Y. J. Chang, and J. T. Teng, “A study on the simulations of a trapezoidal shaped micro heat exchanger,” J. Adv. Eng., vol. 04, pp. 397–402, 2009. [62] T. Dang, T. Jyh-tong, and C. Jiann-cherng, “Effect of Flow Arrangement on the Heat Transfer Behaviors of a Microchannel Heat Exchanger,” Lect. Notes Eng. Comput. Sci., vol. 2182, 2010. [63] P. T. H. Đ. Tín, Truyền nhiệt và tính tốn thiết bị trao đổi nhiệt. Nhà xuất bản Khoa học và Kỹ thuật, 2001. [64] T. văn V. Bùi Hải, Tính tốn thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt. Nhà xuất bản Khoa học và Kỹ thuật Hà Nội, 2012. [65] M. H. Kim and C. W. Bullard, “Development of a microchannel evaporator model for a CO2 air-conditioning system,” Energy, vol. 26, no. 10, pp. 931– 948, 2001, doi: 10.1016/S0360-5442(01)00042-1. [66] J. Jin, J. Chen, and Z. Chen, “Development and validation of a microchannel evaporator model for a CO 2 air-conditioning system,” Appl. Therm. Eng., vol. 31, no. 2–3, pp. 137–146, 2011, doi: 10.1016/j.applthermaleng.2010.06.019. [67] W. Brix, M. R. Kỉrn, and B. Elmegaard, “Modelling distribution of evaporating CO2 in parallel minichannels,” Int. J. Refrig., vol. 33, no. 6, pp. 1086–1094, 2010, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2010.04.012. [68] K. Il Choi, A. S. Pamitran, and J. T. Oh, “Two-phase flow heat transfer of CO2 vaporization in smooth horizontal minichannels,” Int. J. Refrig., vol. 30, no. 5, pp. 767–777, 2007, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2006.12.006. [69] S. G. Kandlikar, “Single-Phase Liquid Flow in Minichannels and Microchannels,” in Heat Transfer and Fluid Flow in Minichannels and Microchannels, Elsevier Ltd, 2006, pp. 87–136. [70] A. Alshqirate, M. Tarawneh, and M. Hammad, “Study of heat transfer for superheated refrigerants flow inside micropipe heat exchanger,” Aust. J. Basic Appl. Sci., vol. 6, no. 10, pp. 462–468, 2012. 35
42. [71] S. G. Kandlikar, “Flow Boiling in Minichannels and Microchannels,” in Heat Transfer and Fluid Flow in Minichannels and Microchannels, Elsevier Ltd, 2006, pp. 175–226. [72] J. W. Coleman, “An Experimentally Validated Model for Two-Phase Sudden Contraction Pressure Drop in Microchannel Tube Headers,” Heat Transf. Eng., vol. 25, no. 3, pp. 69–77, 2004, doi: 10.1080/01457630490280335. [73] Emerson, “CO2 as a Refrigerant — Properties of R744,” 2015. properties-of-r744/. [74] ASHRAE, “ASHRAE fundamentals (SI),” ASHRAE, “2017, ASHRAE fundamentals (SI),” in 2017, ASHRAE fundamental handbook SI, 2017th. pp. 7.10, 11.11, 2017. [75] P. V. T. Nguyễn Đức Lợi, Kỹ thuật lạnh cơ sở. Nhà xuất bản giáo dục, 2009. [76] PGS.TS Đặng Thành Trung, “Nghiên cứu chế tạo một hệ thống điều hịa khơng khí dùng thiết bị bay hơi kênh micro và mơi chất lạnh CO2 nhằm tiết kiệm năng lượng và bảo vệ mơi trường,” Báo cáo nghiệm thu đề tài Đề tài cấp Bộ B2015.22.01, Tháng 11/2018, 2018. [77] K. Il Choi, A. S. Pamitran, C. Y. Oh, and J. T. Oh, “Boiling heat transfer of R- 22, R-134a, and CO2 in horizontal smooth minichannels,” Int. J. Refrig., vol. 30, no. 8, pp. 1336–1346, 2007, doi: 10.1016/j.ijrefrig.2007.04.007. [78] X. Fang, “A new correlation of flow boiling heat transfer coefficients for carbon dioxide,” International Journal of Heat and Mass Transfer, vol. 64. pp. 802–807, 2013, doi: 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2013.05.024. [79] N. B. Chien, P. Q. Vu, K. Il Choi, and J. T. Oh, “Boiling Heat Transfer of R32, CO2 and R290 inside Horizontal Minichannel,” Energy Procedia, vol. 105, pp. 4822–4827, 2017, doi: 10.1016/j.egypro.2017.03.955. [80] T. Cebeci, “Chapter 6 - Transport-Equation Turbulence Models,” in Analysis of Turbulent Flows with Computer Programs (Third Edition), Third Edit., T. Cebeci, Ed. Oxford: Butterworth-Heinemann, 2013, pp. 211–235. [81] L. Chen, Y. M. Chen, M. H. Sun, and X. R. Zhang, “Investigation of trans- 36
43. critical CO2 horizontal mini-channel flow with multi-peak heat transfer behaviors,” Ann. Nucl. Energy, vol. 75, pp. 559–569, 2015, doi: 10.1016/j.anucene.2014.09.001. [82] T. V. William, “CFD Module User ’s Guide,” CFD Modul. User’s Guid., pp. 1–710, 2017, [Online]. Available: df. [83] M. COMSOL, Heat Transfer Module, Version 5. 2015. [84] H.-B. Nguyen, “Computational Study of a Droplet Migration on a Horizontal Solid Surface with Temperature Gradients,” National Central University, Taiwan, 2010. [85] Đ. PGS. TS. Thành Trung, COMSOL – Nền tảng và ứng dụng trong mơ phỏng số. NXB Đại học QG TP.HCM, 2014. [86] T. Nguyen, T. Nguyen, and T. Dang, “An experiment on a CO2 air conditioning system with Copper heat exchangers,” Int. J. Adv. Eng. Manag. Sci., vol. 2, pp. 2058–2063, 2016. [87] P. T. P. X. Kiều, “Giáo trình xác suất thống kê,” Nhà xuất bản Giáo dục, 2004. [88] N. V. Tuấn, “Độ lệch chuẩn hay sai số chuẩn,” Lâm sàn thống kê, 2009. [89] T. Dang, K. Vo, and T. Nguyen, “Experiments on Expansion and Superheat Processes of a Co2 Cycle Using Microchannel Evaporator,” Am. J. Eng. Res., vol. 6, no. 3, pp. 115–121, 2017. [90] T. Nguyen, T. Dang, and K. Vo, “Experimental comparisons on heat transfer characteristic of CO2 air conditioning system with an internal heat exchanger and without an internal heat exchanger,” in International Conference on System Science and Engineering (ICSSE), 2019, pp. 719 – 723. [91] T. Nguyen, T. Dang, and K. Vo, “Experimental comparisons on heat transfer characteristics of co2 air conditioning system with an internal heat exchanger and without an internal heat exchanger using minichannel evaporator,” 2019, doi: 10.1109/ICSSE.2019.8823453. [92] T. Nguyen, T. Dang, and K. Vo, “Experimental Investigation on a 37
44. Microchannel Evaporator of CO2 Air Conditioning System with an Internal Heat Exchanger,” Int. J. Emerg. Res. Manag. &Technology, vol. 6, no. 4, pp. 40–45, 2017. [93] T. Dang, K. Vo, C. Le, and T. Nguyen, “An experimental study on subcooling process of a transcritical CO2 air conditioning cycle working with microchannel evaporator,” J. Therm. Eng., vol. 3, no. 5, 2017, doi: 10.18186/journal-of-thermal-engineering.338900. [94] Y. C. Kwon, D. H. Kim, J. H. Lee, J. Y. Choi, and S. J. Lee, “Experimental study on heat transfer characteristics of internal heat exchangers for CO2 system under cooling condition,” J. Mech. Sci. Technol., vol. 23, no. 3, pp. 698–706, 2009, doi: 10.1007/s12206-009-0202-1. [95] Z. Wang, F. Han, and B. Sundén, “Parametric evaluation and performance comparison of a modified CO2 transcritical refrigeration cycle in air- conditioning applications,” Chem. Eng. Res. Des., vol. 131, pp. 617–625, Mar. 2018, doi: 10.1016/j.cherd.2017.08.003. [96] Dorin, “Mario Dorin innovation, Compiobbi (FI), Italy, Version 19.1,” [Online]. Available: [97] T. Nguyen and T. Dang, “The Effects of Mass Flow Rate on the Performance of a Microchannel Evaporator Using CO2 Refrigerant,” 2018, doi: 10.1109/GTSD.2018.8595653. [98] T. Nguyen, T. Dang, and M. Doan, “The Effect of Airflow Rate on the Cooling Capacity of Minichannel Evaporator Using CO2 Refrigerant,” in Computational Intelligence Methods for Green Technology and Sustainable Development, 2021, pp. 399–408. [99] T. Dang and T. Nguyen, “Effect of the pressure ratio on the heat transfer phenomena of the evaporator in CO2 air conditioning system,” 2022. [100] REFPROP, “REFPROP. NIST Refrigerant Properties Database 23. Gaithersburg, MD, 2013, Version 9.” 2013. [101] EES, “Engineering Equation Solver. F-Chart MdthaSoftware Inc., Wisconsin (USA),2005.” 2005. 38
45. [102] S. G. Kandlikar, S. Garimella, D. Li, S. Colin, and M. King, Heat Transfer and Fluid Flow in Minichannels and Microchannels. 2014. [103] K. V. Chau, T. Nguyen, and T. Dang, “Numerical Simulation on Heat Transfer Phenomena in Microchannel Evaporator of A CO2 Air Conditioning System,” Am. J. Eng. Res., vol. 6, no. 2, pp. 174–180, 2017. [104] P. T. Đ. T. Trung and G. T. L. C. Hiệp, “Nghiên cứu xác định một số đặc tính kỹ thuật của bộ trao đổi nhiệt compact ứng dụng trong máy điều hịa khơng khí cỡ nhỏ làm việc với mơi chất lạnh CO2,” Báo cáo nghiệm thu đề tài Sở Khoa học và Cơng nghệ TP. HCM, tháng 6/2017, 2017. 39