寬片與窄片組合的翅片管換熱器數值模擬與實驗研究

張智，趙夫峰，王三輝，曾小朗

（廣東美的制冷設備有限公司，廣東佛山 528311）

寬片與窄片組合的翅片管換熱器數值模擬與實驗研究

張智*，趙夫峰，王三輝，曾小朗

（廣東美的制冷設備有限公司，廣東佛山 528311）

基于對傳統的7 mm 管徑翅片管換熱器的CFD分析，本文提出了一種新的寬片與窄片組合的翅片管換熱器，并對這二種翅片管換熱器用 CFD軟件進行了數值模擬。數值研究結果表明：寬片與窄片組合的翅片管換熱器比常規翅片管換熱器的空氣側換熱性能好，但是它的空氣側壓降較低。整機實驗結果表明：二者性能幾乎相當。

翅片管；數值模擬；實驗研究；換熱性能；壓降

0 引言

近年來，隨著空調市場競爭的激烈和國家標準的提高，空調器的節能要求越來越受到重視。兩排管翅式換熱器是空調中最常用的換熱器結構形式，傳統的兩排換熱器所采用的前后兩排的翅片片寬和翅片形狀均相同。文獻[1]通過對不同管徑組合來提高冷凝器換熱能力進行了數值研究；文獻[2-3]運用場協同理論，對翅片開縫位置依據“前疏后密”原則進行了優化設計。因此，通過 CFD技術對前后排換熱器不同片寬進行設計，可以提升前后排的換熱量，從而提升整個換熱器的換熱能力，進而可以降低產品成本。本文主要從 CFD數值分析和換熱器整機實驗對兩排7 mm換熱器不同片寬組合進行研究。

1 數學物理模型

1.1 物理模型

本文所研究的開縫翅片結構簡圖見翅片計算區域如圖1所示，圖中，δ為翅片厚度；H為翅片間距；Tw為銅管外表面溫度；T為外界氣流溫度；r為銅管半徑，下標i表示內徑，下標o表示外徑。模型考慮了管徑的翻邊厚度并納入到管外換熱的計算當中。

圖1 翅片管換熱器示意圖

1.2 數學模型

1.2.1 計算模型及控制方程

利用對稱性，可以建立兩種計算模型，一種是翅片的基片位于計算區域兩邊，另一種是翅片的基片位于計算模型的中間。本文的計算采用后一種模型。本文假定空氣側流動為不可壓、穩態和常物性對流換熱過程。控制方程包括了三維的連續性方程、動量方程和能量方程。假定銅管內、外表面溫度保持不變，忽略翅片和銅管間的接觸熱阻。計算條件為：此時取銅管壁溫度308 K，外界氣流溫度318 K。壓力一速度耦合采用SIMPLE方法，翅片表面采用自身導熱和對流換熱的耦合方式，區域的邊界使用對稱性邊界條件和周期性邊界條件。其控制方程[4]如下：

式中：

u——x方向的速度；

v——y方向的速度；

w——z方向的速度；

φ——一般變量；

Γφ——廣義擴散數；

Sφ——廣義源項。

1.2.2 邊界條件

計算中為了保證進口處的均勻流速，把計算區域向上游和下游分別延長相應的流動深度。進口邊界條件為均勻流度、溫度均勻分布；出口為充分發展邊界條件。所有延長段的側面均為對稱性邊界條件。在換熱片區域，前、后（側面）流體區和翅片區域均為對稱性邊界條件，管壁區為無滑移恒壁溫邊界條件，上、下流體區域為周期性邊界條件，翅片具體結構參數如表1所示。

表1 兩種翅片結構參數

1.2.3 網格獨立性驗證

由于本文的模型結構比較復雜，所以采用四面體網格分別對流體和固體部分進行劃分。為 了提高解的精度和可靠性，首先進行網格獨立性測算，采用不同的網格密度重復同樣的計算，比較所得的結果，對驗證計算結果的可靠性具有非常重要的意義。以模型兩排7 mm管為例，分別采用網格數量為48萬、60萬和71萬時，溫差、壓降和換熱量的數值如圖2所示。由圖可知，采用70萬以上的網格數完全能夠滿足現有計算的精度要求，且在實際仿真中采用的網格數均大于71萬。

圖2 網格獨立性驗證圖

2 兩排7mm管不同片寬數值研究

2.1 計算條件

在入口風速為1 m/s、1.5 m/s、2 m/s和2.5 m/s條件下，分別對原型兩排7 mm管寬片22 mm圓管換熱器基準翅片和兩排7 mm管寬片和窄片組合圓管換熱器翅片[中心距21 mm，寬片和窄片組合方式為(22+13.37) mm]，片距為1.4 mm和1.5 mm，進行仿真研究。

2.2 計算結果

2.2.1 兩排寬片換熱器流場分布

兩排寬片22 mm圓管翅片側流場分布見圖3。

圖3 兩排寬片22 mm圓管翅片側流場分布圖

2.2.2 片寬(26+18) mm換熱器流場分布

兩排(26+18) mm組合圓管翅片側流場分布如圖4所示。

圖4 兩排(26+18) mm組合圓管翅片側流場分布圖

2.2.3 片寬(22+13.37) mm換熱器流場分布

兩排(22+13.37) mm組合圓管翅片側流場分布如圖5所示。

流場分布圖顯示片距1.4 mm，風速1.5 m/s仿真結果，從前后排不同片寬流場分布圖可以得到以下結論。

1）溫度分布：兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器前后排換熱溫差和前排換熱量大于傳統兩排寬片換熱器。

2）翅片表面換熱系數分布：兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器表面換熱系數大于傳統兩排寬片換熱器。

3）壓力分布：兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合換熱器空氣側壓降小于傳統兩排寬片換熱器。

2.2.4 空氣側換熱性能與壓降計算結果

兩排(22+22) mm 寬片、兩排(26+18) mm 與(22+13.37) mm組合翅片單位面積換熱量和空氣側壓降計算結果如圖6所示。

從圖中可以看出：在相同風速條件下，兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器的單位面積換熱量平均比兩排（22+22）mm寬片換熱器的高2.64%、2.29%，空氣側壓降為兩排(22+22) mm寬片換熱器的99.56%、93.07%。因此，不同片寬組合翅片換熱器空氣側換熱和壓降比原型兩排(22+22) mm寬片換熱器均有優勢。

圖6 三種換熱器在不同風速下空氣側換熱性能與壓降

2.2.5 前后兩排換熱比計算結果

兩排(22+22) mm 寬片、兩排(26+18) mm 與(22+13.37) mm前排換熱量占總換熱量比例計算結果如圖7和圖8所示。

圖7 在片距1.4 mm和1.5 mm、風速1 m/s和1.5 m/s下前排換熱量占總換熱量比例

圖8 片距1.4 mm在不同風速下前排換熱量占總換熱量比例

從圖7和圖8前排換熱量占總換熱量比例可得到以下結論。

1）在相同風速和相同片距下，傳統兩排(22+22) mm寬片換熱器前排換熱量占總換熱量比例大于兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器，這與強化換熱場協同原理一致，即前后排換熱器換熱量比例越小，整個換熱器的換熱性能越好。

2）在相同風速和不同片距下，前排換熱量占總換熱量比例隨著片距的增加而減小，因此增加風速可以強化后排換熱量。

3）從圖15可以看出，以兩排(22+22) mm寬片換熱器為基準、從兩排(26+18) mm 到(22+ 13.37) mm組合翅片換熱器，前排換熱量占總換熱量比例先減小后增加，這說明前后排不同片寬排布具有最優值，可以使前后排換熱達到最佳比例，整個換熱器換熱性能最優。

3 換熱器整機實驗驗證及成本對比

3.1 整機實驗驗證

本次實驗機型為KFR-72LW/BP2DN1Y-E(3)A，實驗方案蒸發器不變，分別對采用兩排(22+22) mm寬片換熱器和兩排(22+13.37) mm組合翅片換熱器的整機進行實驗驗證。實驗過程中用電子膨脹閥進行調節，相關測試按照國標測試標準[5]進行。室外機冷凝器相關參數如表2所示。由于內排片寬減小，為了保障折彎后長 U 側對齊，內排片寬為13.37 mm，脹管高度增加10 mm，各性能測試結果如表3～表5所示。

表2 室外機冷凝器參數

表3 標冷工況實驗結果

表4 標熱工況實驗結果

表5 低溫與超低溫實驗結果

從整機數據來看，傳統 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器，制冷工況下EER與原型機相同；制熱工況下，額定制熱量(22+13.37) mm組合翅片換熱器比傳統 7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器高約50 W，輸入功率比原型機高 10 W，中間制熱二者一致，低溫與超低溫二者制熱量基本一致。因此，考慮整個實驗室誤差，傳統 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器整機性能基本一致。綜合考慮到仿真數據與整機對換熱器的影響因素，從仿真結果可以預測換熱器性能參數。

3.2 換熱器成本分析

本次實驗采用換熱器只改變內排管路翅片寬度和脹管高度，沒有改變外排管路相關參數；另外傳統 7 mm 管兩排(22+22) mm 寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器流路一致，半圓管也基本一致。因此，本次計算成本只計算內排管路成本。計算條件：銅價55元/kg，鋁價16元/kg。計算結果如表6所示。

從表6可以看出，(22+13.37) mm組合翅片換熱器與傳統7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器相比，具有18.5元的成本優勢。

表6 72變頻R3換熱器銅管和翅片成本統計（單位：元）

4 結論

1）兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器前后排換熱溫差和換熱系數大于傳統 7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器，空氣側壓降小于傳統7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器。

2）在相同風速條件下，兩排(26+18) mm 與 (22+13.37) mm組合翅片換熱器的單位面積換熱量平均比兩排(22+22) mm 寬片換熱器高 2.64%、2.29%，空氣側壓降則為傳統 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器的99.56%、93.07%；傳統7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器前排換熱量占總 換 熱 量 比 例 大 于 兩 排 (26+18) mm 與(22+13.37) mm組合翅片換熱器，隨著片距增加，前排換熱量占整個換熱器比例減小。

3）考慮實驗誤差，傳統 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器相比，二者在制冷、制熱、低溫和超低溫能力方面基本一致；成本方面，(22+13.37) mm組合翅片換熱器與傳統7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器相比具有18.5元的優勢。

[1]張智,金培耕,劉志剛.不同管徑組合的冷凝器換熱數值研究[J].熱科學與技術,2002,1(2): 104-108.

[2]屈治國,何雅玲,陶文銓.平直開縫翅片傳熱特性的三維數值模擬及場協同原理分析[J].工程熱物理學報,2003,24(5): 825-827.

[3]金巍巍,屈治國,張超超,等.空調蒸發器用管翅式換熱器開縫翅片的數值設計[J].工程熱物理學報,2006,27(4): 688-690.

[4]陶文銓.數值傳熱學[M].2版.西安: 西安交通大學出版社,2001.

[5]GB/T 7725-2004 房間空氣調節器[S].

Numerical Simulation and Experimental Research on Fin-tube Heat Exchanger with Combining Wide and Narrow Fins

ZHANG Zhi*,ZHAO Fu-feng,WANG San-hui,ZENG Xiao-lang
(GD Midea Refrigeration Equipment Co.,Ltd.,Foshan,Guangdong 528311,China)

Based on the CFD analysis of the traditional fin-tube heat exchanger with 7 mm diameter tubes,a new fin-tube heat exchanger with combining wide and narrow fins was put forward.These two kinds of fin-tube heat exchangers were simulated with CFD software.The numerical simulation results showed that the air-side heat transfer performance of the fin-tube heat exchanger with combining wide and narrow fins was higher than that of traditional fin-tube heat exchanger,but the air-side pressure drop was lower.The experimental results showed that the performances of the new and traditional heat exchanger are almost the same.

Fin-tube;Numerical simulation;Experimental research;Heat transfer performance;Pressure drop

10.3969/j.issn.2095-4468.2014.06.106

*張智（1972-），男，博士，研究方向：空調制冷、強化換熱及舒適性技術。聯系地址：廣東省佛山市順德區北滘鎮美的制冷研究，郵編：528311。聯系電話：0757-26333990。E-mail：zhangzhi@midea.com.cn。

佛山市院市合作項目利用自然冷源的相變蓄冷節能空調設備的研發及產業化（2012YS02）

本論文選自2014年第八屆全國制冷空調新技術研討會。