微通道冷凝器流程和布置形式研究

【摘要】：微通道換熱器以其高傳熱系數、結構緊湊、能效高、耐腐蝕、成本低、質量輕、便于回收再生等諸多優勢，得到高度關注和迅速的發展。本文介紹了微通道換熱器的發展和研究現狀，對多元微通道冷凝器建立仿真計算模型，對微通道冷凝器的流程分布和布置形式進行研究，獲得較為理想的布置形式，為生產和工程實踐提供參考。

【關鍵詞】：微通道 冷凝器 仿真 布置形式

微通道換熱器由多孔扁管、集液管和百葉窗波紋翅片組成，最早用于電子元器件的散熱問題，由于其具有高傳熱系數、結構緊湊、能效高、耐腐蝕、成本低、質量輕、便于回收再生等諸多優勢，微通道冷凝器在汽車領域得到廣泛的推廣應用，在家用空調和工業制冷領域也正在逐步推廣，其結構如圖1所示。

目前已經有學者對微通道換熱器進行了比較系統的研究。王鐵軍、劉杰、韓豐云[1]等分析了客車空調的運行特點以及對換熱器的性能要求，在對微通道換熱器進行深入分析的基礎上建立了一維準穩態數值計算模型，并在BJX10E客車空調上進行了應用設計和性能對比試驗，驗證了微通道換熱器較傳統管翅式換熱器性能有較大提高。沈國民、謝軍龍、韓軍[2]分析了多元微通道換熱器的換熱系數，并且應用迭代原理得出多元微通道換熱器的換熱計算方法。

對于冷凝器換熱性能的強化主要通過增加換熱面積，強化換熱系數和增大制冷劑側與空氣側的平均溫差[3] 來實現，而微通道冷凝器的變流程設計特點使其可以通過合理地安排流程分布來改變各個流程的流通截面，增大平均溫差，強化換熱效果[4]；實際工程中，有時需要針對有限的空間采用高效的換熱器，此時可使用雙排微通道冷凝器的布置形式，但目前對此類布置形式的研究尚不多見。本文擬對上述兩種微通道換熱器的結構形式進行研究。

1 仿真模型

本文采用分布參數法，對多元微通道冷凝器建立穩態模型。從模型計算的速度和穩定性考慮，建立模型時采用以基本下假設：（1）微通道冷凝器在穩定工況下運行，空氣側和制冷劑側各參數不隨時間發生變化；（2）空氣可以均勻地通過微通道水平扁管的表面；（3）扁管各通道內的制冷劑流量分配均勻，具有相同的溫度和壓力分布；（4）扁管微通道內的制冷劑流動簡化為沿長度方向的一維流動，忽略扁管內制冷劑軸向導熱；（5）忽略不凝性氣體和管內外污垢對傳熱的影響；（6）忽略漏熱及重力對傳熱和壓降的影響。

1.1 制冷劑側傳熱與壓降

制冷劑在整個冷凝過程中一共經歷三個狀態區：過熱蒸汽區、氣液兩相區和過冷液體區。針對不同的制冷劑狀態區域，需選用不同的關聯式進行計算。

（1） 單相區

過熱蒸汽區和過冷液體區可統稱為單相區，此時制冷劑屬于無集態變化，在水平扁管內受迫流動。Nusselt認為流場傳熱與雷諾數Re和普朗特數Pr有關。在計算微通道內單相區制冷劑換熱系數時，經典的Ditus-Boeltes [5]公式與實驗數據吻合較好。

其中，

制冷劑在微通道扁管內流動和冷凝的過程中只考慮摩擦壓降，即：

式中： LC—計算單元長度，m； —制冷劑的密度，kg/m3。

單相區的壓降摩擦因子可采用傳統的Bladius關聯式求出：

（2）兩相區

微通道冷凝器中的制冷劑絕大部分處于兩相流狀態，兩相流的傳熱相對于單相流更為復雜。本文采用均相流模型對空冷式微通道冷凝器進行分析計算。

C-Y Yang和R L Webb推薦使用Akers[6]的冷凝換熱系數關聯式：

式中，Reeq為兩相區當量雷諾數：

其中， 是制冷劑當量質量流率，單位為kg/（m2·s） ：

式中， —制冷劑干度；下標liq和下標vap分別表示制冷劑在相同壓力和溫度下的液態和氣態參數。

兩相區的制冷劑壓降則采用C-Y Yang和R L Webb推薦的摩擦因子關聯式計算：

式中， 為按單相區摩擦因子計算公式求得的制冷劑液態摩擦因子，則

1.2 空氣側換熱系數和壓降

由于多元微通道冷凝器的特殊結構，傳統的管翅式換熱器的傳熱及壓降關聯式已不再適用。針對微通道冷凝器空氣側采用的波紋式百葉窗翅片，選用Kim and Bullard[7]給出的關聯式計算空氣流過百葉窗翅片的j因子及摩擦系數f，進而計算空氣側的傳熱系數及壓力損失。

式中， 為基于百葉窗間距的雷諾數； 為扁管間距， ； 為百葉窗間距， ； 為翅片高度， ； 為百葉窗長度， ； 為翅片厚度，

； 為百葉窗角度， ； 為翅片寬度， 。

又由Kim and Bullard[7]列出的關系式：

可推導出如下空氣側換熱系數計算公式：

式中 為空氣密度，kg/m3； 為空氣定壓比熱容， ； 為空氣熱導率，單位為 。

空氣側壓力損失計算公式為：

1.3 雙排微通道冷凝器設計

在保證總換熱面積不變的情況下，改變微通道冷凝器的單層結構，垂直于空氣流動方向上重疊布置兩片相同大小的微通道冷凝器，圖2所示為雙排和單排結構對比，流程分布及扁管數布置情況不變，扁管長度為單片微通道冷凝器樣件1/2，每片的面積為原面積的1/2。

兩片微通道冷凝器以串聯方式聯通，前一片的空氣和制冷劑側的出口參數即為后一片冷凝器的入口參數，為簡化計算忽略兩片冷凝器連接管處的散熱，兩片雙排串聯微通道冷凝器的結構如圖3所示。

2 數值計算

沿制冷劑流動方向，以扁管通道中心對稱軸為軸線，將冷凝器劃分為若干微元段， 以每個微元段作為一個計算單元，如圖2所示。

圖中，Gr 、Ga—制冷劑、空氣質量流量，單位為 kg/s；

Tri、Tro—制冷劑進、出口溫度，單位為K；

hri 、hm—制冷劑進、出口焓值，單位為

kJ/kg；

Tai、Tao—空氣進、出口溫度，單位為K。

對第 j個計算單元，該單元的散熱量Qj為：

每個單元的散熱量可由效能-傳熱單元法（

法）得出。

單相區的效能 按下式計算：

兩相區的效能 可按下式計算：

式中

則散熱量

每一個計算單元的制冷劑入口參數等于上一個計算單元的制冷劑出口參數，減小由于變物性帶來的計算誤差，將每個單元的換熱量和壓力損失相加就可得到換熱器的散熱量和壓力損失。本文對一件三流程（32，18，11）多元微通道冷凝器樣件進行模擬計算，制冷劑側和空氣側的入口預設條件以及多元微通道冷凝器的結構參數見表1和表2。

3 仿真結果及分析

3.1 流程分布

保證多元微通道冷凝器的扁管總數不變（61根）的情況下，對微通道冷凝器的流程進行重新劃分，劃分原則為盡量保證相鄰兩流程的壓降近似相等。流程數量劃分越多，在制冷劑總質量流量不變的情況下，計算單元內的制冷劑質量流量就越大，傳熱系數和換熱量隨之升高，但同時也會帶來更大的壓力損失。

本節所研究流程分布按金字塔形遞減，數據如表3-1所示。

圖5和圖6分別表示了冷凝器的換熱量和壓降隨流程數的變化情況。從圖中可以看出，流程數從1增加到3的過程中，冷凝器的散熱量從15.6kW 迅速提高18.49kW，從3流程到6流程時冷凝器的散熱量從18.49kW增加到18.68kW，但是增長幅度逐漸降低；同時，隨著流程數目的增加，制冷劑側的壓降越來越大，增大幅度逐漸提高，如從1流程到3流程，制冷劑側壓降由4.2kPa增加到16.1kPa，從3流程到4流程時壓降增加到24kPa 。

總結上述分析可知，一定程度增加流程的數目可使扁管內質量流速相對增大，提高換熱系數，增大換熱量，對系統有利，過多流程數量沒有意義，對性能提高程度不大；壓降則隨流程數目增加而迅速增大。所以選擇合理的流程數目對換熱器的性能優化有重要意義。

本例中冷凝器散熱量在3流程之后變化較小，而隨流程數增加制冷劑壓力迅速增大，所以選定3流程為樣件最優流程分布。

3.2 雙排分布

取迎面風速分別為2.45m/s、2.65m/s、2.85m/s、3.05m/s、3.25m/s、3.45m/s、3.65m/s，利用前文所建立仿真模型進行仿真計算，將計算結果與單片式進行對比。計算結果見圖7和圖8。

可以看出，隨著迎面風速的增大，兩種布置形式的微通道冷凝器的換熱量都有所增加，單排式增加幅度略大且換熱量大于相同迎面風速下的雙排冷凝器；同時制冷劑側的壓降也隨風速的增大而增大，且雙排式布置的制冷劑測壓降明顯大于單排式。

4 結語

本文對微通道冷凝器所建立了穩態分布參數模型，對微通道冷凝器的結構和布置形式進行了研究。通過對模擬計算結果的分析可知：

（1）在扁管總數和長度不變的情況下，增大流程數目對提高冷凝器的散熱量是有利的，但過多的流程數目是沒有實際意義的，同時管路壓力會隨流程數目的增多而迅速增大，模擬所用樣件的最優流程分布為3流程。

（2）給出了雙排串聯式微通道冷凝器的結構形式，并在不同的迎面風速的條件下，對總換熱面積相同的雙排式和單排式微通道冷凝器進行了對比模擬，結果表明相同迎面風速下，單排式較雙排式有更好的換熱效果，雙排式換熱量約為同換熱面積的單排式的76%，可為實際工程提供參考指導。