翅片换热器
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流路布置对空调中冷凝和蒸发两用换热器性能的影响点击：1771 日期：[ 2014-04-26 21:57:46 ] |
| 流路布置对热泵空调中冷凝和蒸发两用换热器性能的影响 黄东 李权旭 吴蓓 袁秀玲 (西安交通大学能源与动力工程学院, 710049,西安) 摘要：研究了顺交叉、逆交叉和NU型三种流路布置对R22热泵空调中冷凝和蒸发两用换热器性能的影响规律.结果表明:作为蒸发器时,NU型的换热量最大,比逆交叉和顺交叉的换热量分别增 加了1·5%和3·25%;作为冷凝器时,顺交叉的换热量最大,分别比逆交叉和NU型的换热量增加了7·4%和1·28%;依据蒸发器和冷凝器的换热量之和比较,NU型的最大,顺交叉的次之,逆交叉的最小.因此,NU型是使制冷循环和制热循环效率较高的流路布置. 关键词：流路布置;蒸发器;冷凝器;热泵 中图分类号：TB65 文献标志码： A 文章编号： 0253-987X(2008)09-1107-06 热泵空调器存在制冷和制热2种循环,室内换热器在制冷循环时作为蒸发器,在制热循环时作为冷凝器.室内换热器在2种循环的运行条件存在差别,如制冷剂流量、蒸发和冷凝的传热和流动特性管外的干或湿工况,制冷剂进、出口方向等.文献[1 利用软件EVAP-COND1·0优化了6种制冷剂的蒸发器流路布置,使性能系数提高了11·7%.文献[2-3]发现:对于蒸发器和冷凝器来说,空气侧和制冷剂侧的热阻基本相当,甚至在低干度和过热区的主要热阻位于制冷剂侧.文献[4]的研究表明,逆交叉布置的压降比较小.文献[5]的实验研究发现,逆交叉流具有较好的综合性能,重力会引起两支路的制冷剂流量分配不均匀.因此,本文拟以协调与综合提高热泵空调制冷和制热的效率为目标,研究流路布置对室内换热器在2种循环下对冷凝器和蒸发器的影响. 1 模拟程序及约束条件 1·1 模拟程序简介 本文采用美国NIST的Domanski设计的软件 EVAP-COND 2·1[6],它历经了NIST十几年的开 发和完善,其在翅片管换热器的数值模拟方面具有 一定的代表性,在国际上也具有广泛的影响[1,7-8]. EVAP-COND 2·1采用逐管计算的方案,即把每根 铜管作为独立的计算单元[7-8],需要单独输入制冷剂 和空气的状态、流量数据.对于多支路布置来说,需 要对各支路逐个计算,而在某个支路内,计算按照管 路布置与制冷剂的流动顺序进行,前一根管的制冷 剂出口参数是后一根管的入口参数.对于支路内的 分叉,先计算其中一个分支直至出口,然后再倒回至 分叉处计算其他分支. 在空气侧,由于迎风管排每根管路入口空气的 温、湿度均相同,所以假设流速在管路的纵向上可实现一维非均匀分布.对后排管路来说,每根管的空气 流量是前排与其距离最接近的2根管路中每根管路 的12流量之和,入口状态为2股空气混合后的状态 参数[7-8].本文采用平直翅片,空气侧的传热和压降 公式采用Wang[9]公式,该公式考虑了排数影响和 接触热阻的影响. 在制冷剂侧,流量在各支路间的分配采用阻力 相同的原则.当模拟时,先确定制冷剂侧两相区和过 热区的临界点,并采用相应的传热和压降公式.本文 采用光滑圆管,沸腾表面换热系数采用Thom[10]公 式,冷凝换热表面传热系数采用Shah[11]公式,单相 区传热采用McAdams[12]公式.制冷剂在单相区的 压降采用Blasius公式,两相区的压降采用Müller- Steinhagen[13]公式,弯头单相与两相区的局部压降 分别采用Chishom[14]和Idelchik[15]公式. 1·2 模拟的约束条件 文献[16]的研究表明:支路数对冷凝与蒸发两 用翅片管式换热器的性能影响十分显著,在特定条 件下对应的最佳支路数为2.基于以上研究成果,本 文的翅片管式换热器采用2个支路,几何结构尺寸 与文献[16]完全相同(见表1),但流路布置不同,如 图1所示,依次为顺交叉、逆交叉以及上、下部形似 N和U(NU型)的流路布置.制冷剂采用R22. 室内换热器在制冷运行时作为蒸发器,数值模 拟收敛的约束条件如表2所示.蒸发器的出口压力和温度不仅会影响压缩机的流量,也反映了蒸发温 度以及蒸发器内过热段的大小.因此,可把蒸发器的 制冷剂出口状态作为模拟的收敛条件.进口空气的 干、湿球温度采用国标中标准制冷工况数据.空气和 制冷剂的流动方向如图1所示. 室内换热器在制热运行时作为冷凝器,数值模 拟的收敛条件如表3所示.冷凝器的进口压力和温度不但会影响压缩机的功率,而且也反映了冷凝温 度;冷凝器的出口过冷度会影响制冷量的大小,而且 足够的过冷度更是制冷系统稳定运行的必要条件. 因此,可把制冷剂的进口状态和出口过冷度作为冷 凝器模拟的收敛条件.进口空气的干、湿球温度也采 用国标中标准制热工况数据.在制热循环时,室内换 热器起冷凝器的作用,四通换向阀的切换使制冷剂 的流动方向与图1刚好相反,但空气的流动方向保持不变. 2 模拟结果及分析 2·1 换热器总体性能分析 图2、图3表明了室内换热器分别作为蒸发器 和冷凝器时换热量、压降随流路布置的变化.如图2 所示:作为蒸发器时,顺交叉布置的换热量最小, NU型比逆交叉布置的换热量略大,最大值比最小 值增加了4·9%;作为冷凝器时,逆交叉布置的换热 量最小,顺交叉的换热量最大,最大值比最小值增加 了7·4%,NU型居中.若要综合提高热泵空调的制 冷和制热效率,则必须使蒸发器和冷凝器的换热量 同时增大,而同时增大很难用定量指标描述,这里可 以选用的比较依据之一是冷凝器和蒸发器的换热量 之和,顺交叉、逆交叉和NU型布置对应的换热量 之和分别为10、9·83和10·15 kW,最大值比最小值增加了3·25%.显然,换热量之和较大的顺交叉与NU型布置,在作为蒸发器时皆为顺交叉布置,而作为冷凝器时为逆交叉布置,因此热泵空调中应优先选择这2种布置. 图3表明蒸发器的压降比冷凝器要大几倍,这是因为蒸发器的沿程干度增大,密度小的气体在增多,使管内的平均流速不断增大,因此压降比较大, 而冷凝器的沿程干度不断减小,密度大的液体在增多,使管内的平均流速不断降低,因此压降比较小. 2·2 蒸发器性能分析 室内换热器在制冷循环时起蒸发器的作用,模 拟计算的收敛条件如表2所示,制冷剂和空气的流 动方向如图1所示.由于管外空气的进口状态、流 量、风速分布都相同,各支路间的性能几乎也完全相 同,所以可选取其中某一支路进行详细分析.为分析方便,沿图1的制冷剂流向对支路内的管路进行编号. 图4~图6显示了作为蒸发器时每根管的换热量、平均温差和总传热系数.由图4可知:迎风第1排比第2排每根管的换热量要大,约为2倍左右;3 种流路布置中第1排每根管的换热量差别不大,但 第2排显著不同,顺交叉布置的第2排每根管的换 热量比其他2种布置都要小.由图5可知,第1排比 第2排每根管的平均温差要大,约为2倍左右,但各 种流路布置在同一排中的差别比较小;逆交叉与 NU型布置相比,顺交叉布置每根管的平均温差差 别并不显著,但第2排每根管的总传热系数却一直 比较低,这也是顺交叉布置在作为蒸发器时换热量 最小的主要原因. 由图6还可知,蒸发器的总传热系数沿程在发生变化,即具有空间分布性.该系数在接近出口处较小,这是因为出口处的制冷剂干度较大甚至为过热状态,管壁的润湿周长很小,此时以管内的制冷剂气 体与管壁进行单相对流换热为主.同时,由于风速保持不变,虽然管外存在空气凝露的潜热交换,同一排每根管空气侧的传热系数区别并不大,但图5显示总传热系数在同一排的最大值比最小值要大2倍左右,如顺交叉和逆交叉布置的后半段,这主要是由制 冷剂侧传热系数变化所导致,这也进一步验证了文献[2-3]中所提到的空气侧和制冷剂侧的热阻已经 基本相当的结论. 2.3 冷凝器性能分析 室内换热器在制热循环时起冷凝器的作用,其 数值模拟的收敛条件如表3所示.空气的流动方向 与其如图1所示,但制冷剂的流动方向与其刚好相 反,即图1中的进口在制热循环时变为出口,出口变为进口.为了与蒸发器的每根管路相一致,管路仍然 采用作为蒸发器时的编号,即在制热循环时管路沿 制冷剂流动的反方向进行编号. 图7~图9显示了作为蒸发器时每根管的换热量、平均温差和总传热系数.图7表明:迎风第1排比第2排每根管的换热量要大,逆交叉布置第2排 的每根管换热量比其他2种布置要小.由图8所示, 与其他2种布置相比,逆交叉布置每根管的平均温差的差别并不显著,但第1排和第2排的总传热系 数都比较小,这也是逆交叉布置在作为冷凝器时换热量最小的主要原因. 由图9可知,冷凝器的总传热系数也具有空间分布性,呈现出“两头小,中间大”的分布特点,即过 热区与高干度区、过冷区与低干度区都比较小,而中 间区域比较大.比较图6和图9可知,对总传热系数 的沿程分布曲线而言,冷凝器比蒸发器更为复杂,要 分为多段,这主要取决于2个原因:①是蒸发器无流 速较低的纯液体过冷段,且最小干度为进口处的 0·2,而冷凝器存在过冷段;②是由于管外空气侧的 工况不同,蒸发器的管外空气侧是湿工况,存在水蒸 气凝结的潜热交换,而冷凝器的管外空气侧为干工况,湿工况显著增大了空气侧的传热系数,有利于总 传热系数趋于均匀化. 比较图5和图8可知,对于平均传热温差的分 布曲线而言,冷凝器比蒸发器也更复杂,主要是由于 冷凝器内存在较长的过热段,即入口的制冷剂存在 较大的过热度(表3中的35℃),所以需要先冷却降 温后才能被冷凝,又由于制冷剂的温度高,所以过热段比两相段的传热温差要大很多. 2·4 蒸发器和冷凝器的性能比较 换热量是总传热系数、平均传热温差与换热面 积三者的乘积.如上所述,在冷凝器或蒸发器中,平均温差具有空间分布性,不仅不同管排间存在显著 区别,即迎风第1排比第2排的换热量要大约2倍 左右,而且由于过热段较长的影响,冷凝器比蒸发器的平均温差更具复杂性.同时,由于制冷剂侧的传热系数受沿程干度的变化,总传热系数也具有空间分布性,沿程不断发生变化,再加上管外空气侧为干工 况,所以冷凝器比蒸发器的总传热系数也更复杂.显然,流路布置会改变平均传热温差与总传热系数的空间分布,使每根管的换热量不同,最终导致总换热量不同. 作为蒸发器而言,其两相段较长过热段较短,出 口的过热度也比较小(表2所示的5℃),各种流路 布置的平均温差的差别较小,此时总传热系数的空 间分布对换热量起主导作用.从图6可知:蒸发器的 后半段总传热系数比较小,逆交叉布置将后半段放 在迎风的第1排,而第1排的传热温差较大,因此逆 交叉比顺交叉的换热量要增加4·9%;NU型布置 也将最后的1/4换热面积放在迎风第1排,因此换 热量也比较大. 作为冷凝器而言,由于制冷剂进口的过热度很 高,过热段相应也较长,其中的平均传热温差较大, 但总传热系数较小、与蒸发器相比,冷凝器还存在纯 液体的过冷段,流速较低,其中的总传热系数也相应 较小.因此,影响冷凝器换热量的因素比蒸发器更复杂.从图8和图9可知:顺交叉布置把传热温差较大 的过热段放在了第2排,这样部分弥补了第2排传热温差小的缺点,同时把总传热系数较小的过冷段 放在了第1排,利用第1排较大的传热温差弥补过 冷段总传热系数较小的缺点,因此作为冷凝器时顺 交叉布置的换热量最大.逆交叉把传热温差较大的 过热段放在了传热温差本来就比较大的第1排,同 时又将传热系数较小的过冷段放在了传热温差较小 的第2排,因此作为冷凝器时对应的换热量最小. NU型布置虽然将传热温差较大的过热段放在了第 1排,但将总传热系数较小的过冷段也放在了传热 温差较大的第1排,因此作为冷凝器时传热量居冷 凝器蒸发器之中.可见,与作为蒸发器相比,冷凝器具有过冷段与较长的过热段,而且传热温差和总传 热系数的分布也更为复杂. 3 结 论 (1)作为蒸发器而言,各种流路布置的传热温差基本相同,总传热系数分布起主导作用,逆交叉布置将传热系数较小的后半段放在了传热温差较大的第1排,换热量最大,比最小的顺交叉布置的换热量增加4·9%,而NU型与逆交叉的换热量基本相同. (2)作为冷凝器而言,顺交叉布置利用具有较大传热温差的过热段增大了第2排的传热温差,再加上第1排较大的传热温差弥补了过冷段总传热系数小的缺点,使顺交叉布置的换热量大,比最小的逆交叉布置的换热量增加7·4%,而NU型居二者之中。 (3)当以蒸发器和冷凝器的换热量之和为依据时,流路布置从小到大依次排列为:NU型、顺交叉和逆交叉. (4)冷凝器由于过热段的传热温差较大及总传热系数具有“两头小,中间大”的分布特点,所以影响换热量的因素比蒸发器要复杂得多. |
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