V型小管徑換熱器仿真及實驗研究

2023-10-28 02:37:28孫愷陳田青張瑞原遲麗華

家電科技 2023年4期

孫愷陳田青張瑞原遲麗華

青島海信日立空調系統有限公司山東青島 266100

0 引言

隨著城市化的推進，可以隱藏在吊頂內、與裝修風格一體化，同時不占用地面面積的中央空調在家庭中的占比逐年提高。不同于工裝項目，家裝市場對室內機體積也提出了更高的要求，而室內機體積主要由換熱器決定。追求室內機體積減小，在原方案下必然導致換熱面積減小，從而導致換熱能力下降。因此，優化換熱器設計，提升換熱效率，才能有效達到降低產品尺寸的目的。

隨著“雙碳”政策的推動以及能效標準的逐年提升，制冷行業對高效和節能的追逐已白熱化，但同時又面臨著原材料成本與運行費用日益增長的問題。因而，如何在不提高成本的前提下，提高換熱器性能，對行業的發展具有重要意義。

通過改變銅管直徑是空調室內機強化換熱的主要方式之一，換熱器管徑由現行的Φ7 mm降低到Φ5 mm，將會在增強管內換熱系數的同時降低室內機尺寸和制冷劑充注量[1]。冼志健[2]等研究發現用Φ5 mm替代Φ7 mm換熱器時，用銅量減少29.5%，用鋁量減少9%。胡海濤、丁國良等[3]通過實驗研究了小管徑銅管內R410A-油混合物的流動冷凝換熱與壓降特性。譚愛華[4]研究了小管徑換熱器中的流阻和噪聲特性，為小管徑換熱器研究奠定了理論基礎。

管徑的減小必然導致壓降的增大和換熱面積的減小，因此采用小管徑的換熱器，必須對換熱器分流進行調整優化，降低壓降[5]。換熱面積的減小需要通過增加換熱器長度來彌補，但因室內機結構限制，需要對常規的平板布局進行優化。V型換熱器是空調室內機緊湊布置的常用方式，汪吉平[6]等利用數值模擬了不同V型換熱器夾角下的換熱器性能。Gong等[7-16]通過CFD仿真模擬了V型換熱器的氣流分布，研究發現，換熱器表面風速沿高度方向分布不均，風場的不均會對換熱量造成損失，因此將風場均勻度作為V型換熱器性能的重要評判標準。

行業內對于小管徑換熱器的方案研究較多，對于V型換熱器也有研究，但對于兩者結合的研究較少。本文以家用中央空調室內機體積如何進一步降低這一共性技術問題作為研究對象，通過對小管徑換熱器夾角的仿真優化，找出同體積下提升換熱量的優化方案，并通過實驗測試驗證仿真計算的合理性，為后期空調換熱器設計和仿真優化提供思路，達到提升換熱器性能和降低產品尺寸的目的。

1 空調換熱器影響因素

空調室內機在有限的空間內的換熱能力受銅管及翅片參數影響顯著。本文針對某上市多聯室內機展開研究，探討了內螺紋管徑對換熱面積、換熱系數和壓降的影響，以及翅片參數對換熱面積的影響。

提升換熱器的能力，進而實現產品整體尺寸的降低，就需要先從理論上對換熱器的性能實現進行分析。根據換熱公式：

式（1）中：K為以銅管內側為基準的換熱系數；Aref為制冷劑側換熱器的面積；(Tair-Tref)為管外空氣和制冷劑之間的傳熱溫差；Q為換熱量。

從式（1）中可以看出，蒸發器的換熱量與傳熱系數、換熱面積以及管內外流體溫差息息相關。下文將從內螺紋銅管和翅片兩方面分別討論。

1.1 內螺紋管對換熱的影響

（1）內螺紋管對換熱面積的影響

內螺紋管內表面積即為工質的換熱面積，其面積計算公式為：

式（2）中：d為內螺紋管內徑；L為換熱管長度。

由式（2）可以明顯得出，內螺紋管管徑變小，管內換熱面積也變小。但Φ5 mm管徑的承壓能力強于Φ7 mm管徑銅管，即Φ5 mm銅管更薄，如果在相同用銅量的情況下，管徑越小，則Φ5 mm銅管換熱面積越大。

（2）內螺紋管對換熱系數的影響換熱系數計算公式：

式（3）中：h為管內換熱系數；Nu為努謝爾數；λ為工質導熱系數；d為內螺紋管內徑。

由式（3）可以明顯得出，內螺紋管管徑越小，換熱系數越大，其中Φ5 mm內螺紋管的換熱系數約為Φ7 mm內螺紋管的1.4倍。

（3）內螺紋管對壓力損失的影響

Φ5 mm銅管的管徑較小，管內流動阻力損失較大，根據壓降計算公式[17]，制冷劑的壓降同管徑成反比，管徑減小將引起壓力損失的增大，因此需要減短各分路的流程[18-21]。

式（4）中：ΔP為壓降；L為換熱管長度；fm為摩擦阻力系數；xo、xi、xm分別為進口、出口和平均制冷劑干度；Di為管內徑；G為制冷劑的質流密度；m為質量流量；Vm為兩相區內的平均比容。

根據可加工性等綜合考慮，Φ5 mm分路數設置為比Φ7 mm增加50%。

1.2 翅片對換熱的影響

某4.5 kW上市室內機換熱器為Φ7 mm開窗翅片，翅片寬度為17.32 mm，翅片間距為1.8 mm。而擬研究Φ5 mm翅片同為開窗翅片，翅片寬度為9.40 mm，翅片間距為1.3 mm。單位長度單翅片的換熱面積Φ5 mm較Φ7 mm少54.3%，而由于Φ5 mm翅片間距更小，換熱器綜合換熱面積Φ5 mm為Φ7 mm的75%左右。換熱器翅片參數對比如表1所示。

表1 換熱器翅片參數對比

根據上述不同類型的管徑和翅片對換熱面積和換熱系數的影響，Φ5 mm管徑換熱器的管長需要比Φ7 mm管徑換熱器長25%，才可以達到相同換熱效果。

但該內機內部尺寸有限，無法實現平板的管長增加25%，因此V型折疊式換熱器成為首選。此時V形換熱器的理論換熱面積、換熱效率均可滿足提升需求，但采用V形設計必然造成風場的分布變化，需要進一步探討如何實現風場的最大均勻化，以使換熱器能力最大化。

1.3 換熱器能力驗證

綜合前文分析結果，對換熱器對比方案設計如下，原方案為Φ7 mm的設計方案，方案1為和原方案同高度的Φ5 mm小管徑換熱器設計方案，方案2為根據1.2小節分析后，高度增加25%的設計方案。換熱器參數如表2所示。

習近平語言風格對馬克思主義話語中國化的啟示 … …………………………………… 李秋梅，羅順元（5．27）

表2 換熱器設計參數

按照以上結果進行性能仿真，結果如表3、表4所示。

表3 蒸發側仿真能力

表4 冷凝側仿真能力

仿真結果顯示：

（1）方案1和原方案高度相近，但Φ5 mm管徑換熱器因換熱面積差距較大，蒸發側能力小于Φ7 mm管徑換熱器約6%，但冷凝側能力高出7%。

（2）方案2增加高度后，Φ5 mm管徑換熱器因插管數較多，蒸發側能力比Φ7 mm原方案高約2%，但冷凝側能力比Φ7 mm原方案高出約15%。

根據以上結果，如使用Φ5 mm管徑換熱器，則需要對換熱器進行V型布置，但V型換熱器的夾角極大影響著其換熱性能，需對其夾角進行仿真和實驗分析。

2 V型換熱器風場仿真研究

基于該機型內部尺寸和換熱器尺寸，對V型換熱器不同角度展開仿真研究，以得到最佳風場均勻度下的換熱器角度。

2.1 仿真建模

流體仿真軟件基于有限體積法計算離散化構建的近似方程的數值解，利用連續性方程、能量守恒方程以及動量守恒方程對流體運動展開計算。如圖1所示為室內機幾何模型及網格劃分圖。本模型使用“RNG k-ε”湍流模型；流體壁面為絕熱壁面條件；進風口及出風口均為壓力邊界條件，取值101325 Pa；換熱器等效為多孔介質；風機處流體設置旋轉域，轉速25 r/s。

圖1 室內機幾何模型及網格劃分圖

2.2 仿真結果分析

針對不同V形換熱器，分別進行風場仿真處理，結果如圖2～圖7所示。

圖2 54°V形換熱器風場

圖3 54°V形換熱器迎風面速度分布

圖4 58°V形換熱器風場

圖5 58°V形換熱器迎風面速度分布

圖6 63°V形換熱器風場

圖7 63°V形換熱器迎風面速度分布

由風場分布圖可以看出，在相同換熱器面積下，隨著換熱器夾角的增大，上部換熱器的迎風角度增大，下部換熱器的迎風角度減小。由側向剖面風場可以看出，下部換熱器內渦流隨夾角增大而增強，對換熱造成不利影響；由換熱器迎風面風速分布圖可以看出，風速極大值隨夾角增大而增大。

由于離心風機蝸殼出口總通風量變化較小，定性的可知風場均勻度變差。進一步定量分析，在換熱器迎風面上，均布網格取風速數值，定量評估風場均勻度：

式（5）中：βv為風速均勻度；vi為測點風速（m/s）；為平均風速（m/s）；n為測點數。

通過仿真模擬了三組不同的翅片管換熱器間的V型角度，即54°、58°和63°，得到換熱器內外表面速度分布，由上可見，V型翅片管換熱器在不同角度下的夾角處和換熱器底部形成大小不同的渦流，隨著換熱器夾角的增大，中部夾角和換熱器底部的渦流隨之增大，導致空氣流量和風場均勻度隨之衰減。如圖8、表5所示，54°時的風場均勻度最佳，且其空氣流量通過量最高。