翅片間距對兩流路雙排管蒸發器換熱影響分析

宋勝飛王強高士清夏肖豐

(1.山東建筑大學 熱能工程學院,山東濟南250101；2.貝萊特空調有限公司,山東德州253022；3.煙臺睿加節能科技有限公司,山東煙臺264001)

0 引言

翅片管式換熱器是組成制冷空調系統的關鍵部件,是各類換熱器中應用最為廣泛的一種。從換熱器傳熱熱阻分析來看,外掠翅片管換熱器空氣側的換熱系數較小,因此需強化熱阻較大的空氣側來改善換熱效果,而強化傳熱最積極的措施就是增加擴展表面,通過調整翅片間距從而增大換熱器換熱面積[1]。因此,優化換熱器結構尤其是優化翅片參數,對改善換熱器性能、提高系統能效具有十分重要意義。

Domanski等[2-4]利用EVAP-COND軟件模擬了使用不同制冷劑的蒸發器換熱性能。蔡華林等[5]通過數值模擬,建立起四流層布置的平行流蒸發器數學模型,以此研究通風阻力在不同翅片厚度下空氣側的換熱情況,發現在其他條件不變的情況下,制冷劑質量流量、換熱量、制冷劑流動阻力和空氣側通風阻力都隨翅片厚度的增加而增加,并且換熱量、制冷劑流阻和通風阻力的增量百分比與制冷劑流量的增量很相近。王云龍[6]開發出翅片管式換熱器的通用選型程序,通過研究翅片間距和管路間距對蒸發器性能參數的影響來提升換熱器的性能,探究了對蒸發器性能有較大影響的參數,預測分析了其對蒸發器性能影響。曾煒杰等[7]建立了圓柱型翅片管換熱器的性能仿真計算模型,通過改變工況參數計算了換熱器的傳熱性能,計算所得各性能參數與實驗值吻合良好。黃東等[8-11]利用EVAP-COND軟件對翅片管換熱器做了大量的仿真模擬研究,其中包括風速和支路數變化的影響等,結果發現風速分布形狀對傳熱溫差的影響程度遠比對傳熱系數的影響要小,NU型流路是使制冷循環和制熱循環效率較高的布置。李權旭等[12]從風速的分布變化角度研究,分析了其對雙排管兩流路蒸發器性能的影響,發現風速分布越均勻,蒸發器的換熱量越大,風速非均勻分布時,存在著使蒸發器換熱量最大化的最佳支路數。王強等[13]依據3種風速分布,對翅片管換熱器的流程布置形式進行了仿真優化與實驗研究,并分析了其對系統制熱能效比COP(Coeffient of Performance)的影響,驗證了在制冷量相同的情況下,上三角優化形式顯著提高了系統COP。張春路等[14]也研究了4種不均勻風速分布形式對蒸發器和冷凝器性能的影響,對比了3種不同流路布置的換熱器性能,結果表明蒸發器性能受不均勻風速分布的影響比冷凝器更顯著,且風速不均勻度越大,換熱器的性能越差。

上述研究中關于翅片間距對蒸發器整體換熱器性能分析較多,而對蒸發器不同排的管路局部換熱性能以及蒸發器制冷劑流量及顯熱比研究較少。因此,文章就不同翅片間距對兩流路雙排管蒸發器的局部及整體換熱性能、顯熱換熱性能、制冷劑流量參數等進行詳細模擬研究。

1 模型的建立

1.1 基本模型簡化與假設

從簡化翅片管蒸發器的流體流動模型算法角度考慮,通常作以下假設:(1)制冷劑R410A與空氣為逆流換熱；(2)忽略軸向導熱且徑向無溫差；(3)忽略管路中制冷劑阻力損失。

根據上述假設,對翅片管蒸發器的流體流動模型作出簡化,如圖1所示。制冷劑側包括兩個相區:兩相區(波狀流區和環狀流區)及過熱區。可以將每個相區細分為若干微元。對于兩相區,溫度的變化只取決于壓降的大小,而制冷劑焓值變化較大,因此微元劃分是通過對焓差進行等分實現的。對過熱區,假設壓力不變的前提下,制冷劑溫度變化較大,狀態為全氣狀態,微元劃分是通過對制冷劑溫度的等分來實現的。

圖1 翅片管蒸發器流體流動物理模型圖

微元示意圖如圖2所示。Tr和hr分別為制冷劑側的溫度和焓值；Ta和ha分別為空氣側的溫度和焓值。對于控制體j,制冷劑節點標號(i,k)中的i表示制冷劑流程中的第i個微元,k表示該微元上的第k個節點；空氣節點標號中的i表示空氣流動方向的第i個微元；da1和da2分別表示空氣側進、出口含濕量。

圖2 微元示意圖

對此微元,制冷劑側換熱方程由式(1)和(2)表示為

式中:Qr為制冷劑側換熱量,W；mr為制冷劑側質流率,kg/s；hr1和hr2分別為制冷劑側進口和出口焓值,J/kg；αi為制冷劑側換熱系數,W/(m2·K)；Ai為管內表面積,m2；Tw為管壁溫度,℃；Trm為制冷劑平均溫度,℃；Tr1和Tr2分別為制冷劑側進口和出口溫度,℃。

對于過熱區,局部換熱系數由式(3)[15]表示為

式中:St為斯坦頓數；Pr為普朗特數；Re為雷諾數。

當Re>6 000 時,將St、Pr、Re的表達式代入式(3)得到過熱區傳熱系數由式(4)表示為

式中:αsup為過熱區傳熱系數；Gr為格拉曉夫數；Cpr為制冷劑比熱,J/(kg·℃)；λr為制冷劑蒸氣導熱系數,W/(m·℃)；μr為制冷劑動力黏度,Pa·s。

對于兩相區,關聯式由式(5)～(9)表示為

式中:αtp為兩相區表面傳熱系數,W/(m2·K)；αl為液相單獨流過時表面傳熱系數,W/(m2·K)；c0為對流特征數；Bo為沸騰特征數；Frl為液相弗勞德數；g為重力加速度,m/s2；λl為制冷劑液相導熱系數,W/(m·℃)；μl為制冷劑液體動力黏度,N·s/m2；Prl為液相普朗特數；Di為管內徑,m；ρl和ρg分別為液相和氣相密度,kg/m3；x為干度(質量含氣率)；q為熱流密度,W/m2；r為汽化潛熱,J/kg；Ffl為與制冷劑相關的無量綱系數；c0、c1、c2、c3、c4、c5均為常數,取決于c0的大小。當c0＜0.65時,c1=1.136,c2=-0.9,c3=667.3,c4=0.7,c5=0.7；當c0>0.65時,c1=0.6683,c2=-0.2,c3=1058.0,c4=0.7,c5=0.7。

1.2 制冷劑側壓降方程

對于單相區,制冷劑側壓降計算由式(10)表示為

式中:ΔPi為單相區制冷劑側壓降,Pa；Gi為管路流速,m/s；ρiD為單相區制冷劑密度,kg/m3；L為管長,m；Ntp為管根數；di為盤管內徑,m；fi為光管管內摩擦系數；φi為面積擴展系數。

當Re＜103時；當Re在103～105時,； 當Re>105時

對于兩相區的壓力,采用文獻[16]提供的關聯式計算,由式(11)～(13)表示為

式中:(ΔP)tp為兩相區壓降,Pa；Xtt為 Lockhart-Martinclli數；x為制冷劑干度；ρV為控制容積制冷劑氣態密度,kg/m3；ρl為控制容積制冷劑液態密度,kg/m3；μV為制冷劑氣態動力黏度,N·s/m2。

制冷劑在從一根管進入另一根管時,因高度差造成的壓降由式(14)表示為

則總壓降由式(15)表示為

式中:ΔPtot為控制容積制冷劑總壓力,Pa；ΔP為高度差壓降,Pa；Δz為高差,m。

1.3 空氣側換熱控制方程

空氣側換熱方程由式(16)和(17)表示為

式中:Qa為空氣側換熱量,W；ma為空氣側質流率,kg/s；ha1和ha2分別為空氣側進口和出口焓值,J/kg；ξ為析濕系數；α0s為空氣側顯熱換熱系數,W/(m2·K)；Ao為管外表面積,m2；Tam、Ta1和Ta2分別為空氣側平均溫度、制冷劑側進口和出口溫度,℃。

翅片管換熱系數采用結露時的析濕系數ξ來表示,由式(18)表示為

式中:dm為空氣平均含濕量,g/kg；dw為空氣飽和點含濕量,g/kg。

空氣側的當量表面換熱系數由式(19)表示為

式中:α0為空氣側的當量表面換熱系數,W/(m2·K)；ηf為肋片效率；af為每米管長翅片表面積,m2；ab為每米管長翅片間管子表面積,m2；aof為每米管長總外表面積,m2。

2 約束條件及工況

利用EVAP-COND 3.0軟件,研究兩流路雙排管蒸發器在中三角風速分布下,不同翅片間距對蒸發器性能的影響。翅片管蒸發器的幾何參數見表1。

表1 翅片管蒸發器幾何參數表

支路布置形式圖3所示。為便于對各支路管路換熱情況的分析,將各支路管路沿制冷劑流向進行編號,第1支路的管路編號為1～24,第2支路的管路編號為25～48。其中,箭頭方向為制冷劑流向。

圖3 翅片管蒸發器支路布置形式圖

風速分布形式如圖4所示。其中,箭頭方向和長度分別為空氣流向及風速大小。

圖4 風速分布形式圖

蒸發器空氣進口干球溫度、濕球溫度的選取采用GB/T 7725—2004《房間空氣調節器》[17]中標準制冷工況所規定的數據。為保證壓縮機運行工況穩定,以制冷劑的出口狀態作為蒸發器模擬設定的運行條件,其中,蒸發器制冷劑出口飽和溫度和出口過熱度均為5℃。

3 模擬結果及分析

3.1 蒸發器換熱量情況的分析

在設定好的模擬條件下,研究翅片間距在1.5～2.5 mm范圍內變化對蒸發器不同排管路整個換熱器換熱性能的影響。翅片管蒸發器不同支路管路及整體換熱量隨翅片間距變化如圖5所示。可以看出,第1支路換熱量略高于第2支路換熱量。隨翅片間距的增大,蒸發器2支路的換熱量及總換熱量都逐漸減小。翅片間距為1.75、2.00、2.25、2.50 mm時,蒸發器總換熱量比1.5 mm時分別減小了4.4%、9.02%、14.1%、18.2%。在不使空氣阻力急劇增加的情況下,適當降低翅片間距有利于蒸發器換熱性能的提高。

圖5 蒸發器換熱量及各支路換熱量隨翅片間距變化圖

為更進一步深化研究翅片間距對蒸發器換熱性能影響,模擬了翅片間距對蒸發器中每根管路局部換熱量的影響。 1～48號管路在 1.50、1.75、2.00、2.25、2.50 mm等5種不同翅片間距工況下的換熱量如圖6所示。在不同翅片間距工況下,每根管的換熱量變化趨勢基本一致,而且迎風面第1排比第2排每根管的換熱量略高,這與圖5中翅片管蒸發器不同支路管路及整體換熱量隨翅片間距變化是一致的。5種翅片間距范圍的第2排每根管的換熱量差別不大,但第1排差別明顯,第1排每根管的換熱量比第2排布置都要大。相同翅片間距下第2排蒸發器換熱量的衰減主要來自迎風排。

圖6 隨翅片間距變化蒸發器每根管的換熱量對比圖

3.2 制冷劑流量與顯熱占比情況的分析

制冷劑流量直接影響到翅片管蒸發器的總換熱量[18-19],制冷劑流量隨翅片間距變化如圖7所示。可以看出,蒸發器的制冷劑流量與圖5中總換熱量的變化趨勢相一致,翅片間距為1.50 mm時制冷劑流量最大,翅片間距為 1.75、2.00、2.25、2.50 mm 時的制冷劑流量分別比1.50 mm時減小了4.1%、8.7%、13.6%、17.8%。隨著翅片間距增大,空氣側擴展表面減小,熱阻增大,導致制冷劑蒸發干度增加減慢,制冷劑流量減小,蒸發器的總換熱量也就越小。

圖7 蒸發器制冷劑流量隨翅片間距分布的變化圖

顯熱比是顯冷量和總冷量的比值,是能夠反映制冷量利用程度的指標。其中,顯熱制冷量是用來反映降溫性能,而潛冷是用來反映除濕性能的,顯熱比反映出了顯熱部分在整個換熱量中的占比情況[20-21]。在蒸發器出口制冷劑飽和溫度和出口過熱度均為5℃的工況下,翅片管蒸發器換熱量主要來自蒸發器中制冷劑的相變顯熱及溫升顯熱。蒸發器的顯熱比隨翅片間距范圍的變化如圖8所示,蒸發器中顯熱比隨翅片間距的增大而降低。其中在1.5～2.0 mm范圍內降低較快,而在2.0～2.5 mm范圍降低幅度不大。綜合考慮空氣阻力損失及換熱,翅片間距為2.0 mm較為合理。

圖8 蒸發器顯熱比隨翅片間距的變化圖

3.3 空氣出口溫度的變化分布

為具體分析制冷劑在每根管內吸熱對外掠空氣降溫的影響,模擬了5種不同翅片間距對每根單管外掠空氣出口溫度的影響。每根單管外掠空氣出口溫度隨翅片間距變化如圖9所示。可以看出,中三角風速分布下,迎風面第1排管的空氣出口溫度隨管編號的分布呈現出與其風速分布相類似的形狀。不同翅片間距下的第1排管空氣出口溫度均高于第2排管,且隨著翅片間距的增大,相同管編號單管的空氣出口溫度依次降低,這與不同支路每根管單管局部換熱量變化吻合較好。

圖9 每根單管外掠空氣出口溫度隨翅片間距變化圖

4 結論

通過建立換熱器制冷劑與空氣逆向流動兩相流換熱模型,對比模擬分析了5種翅片間距對蒸發器局部管路、整體換熱性能及其他參數的影響,得出以下結論:

(1)翅片間距越大,蒸發器的總換熱量越小,翅片間距為1.75、2.00、2.25、2.50 mm時的換熱量分別比1.50 mm時減小了4.4%、9.02%、14.1%、18.2%；不同翅片間距工況下,不同支路每根管的換熱量變化趨勢基本一致,且迎風面第1排比第2排每根管的換熱量略高,因而表現出第1支路管路換熱量略高于第2支路管路換熱量。

(2)隨著翅片間距增大,空氣側擴展表面減小,熱阻增大,導致制冷劑蒸發干度增加減慢,制冷劑流量減小,蒸發器的總換熱量也就越小。

(3)蒸發器中顯熱比隨翅片間距的增大而降低,其中翅片間距在1.5～2.0 mm區間內降低較快,而在2.0～2.5 mm區間降低幅度不大。綜合考慮空氣阻力損失及換熱,翅片間距在2.0 mm較為合理。

(4)不同翅片間距工況下,制冷劑在不同支路每根管內吸熱對外掠空氣降溫影響與換熱量一致,較好地說明了建立的模型及模擬結果的準確性。