室外换热器流路布置优化的数值分析

室外换热器流路布置优化的数值分析

 　模拟程序及运行条件

         本文采用美国国家标准技术研究院Domanski设计的软件EVAP-COND 2·1[9]作为辅助工具,详细分析了制冷剂在各管路中的状态变化.该软件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[6,10-11].在本次模拟中,为了单纯分析流路布置变化对热泵空调的影响,优化前后的流路采用了相同的运行条件.在制冷循环时室外换热器起冷凝器作用,冷凝器的进口压力和温度不但会影响压缩机的功率,而且可以反映冷凝温度.冷凝器的出口过冷度会影响制冷量的大小,而足够的过冷度更是制冷系统稳定运行的必要条件.因此,可将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,如表3所示.为使模拟和实验具有对比性,表中的数据也尽量与实验接近,进口空气的干、湿球温度采用标准制冷工况数据.

 模拟结果分析

室外换热器流路布置优化前后的总体性能对比　制冷循环室外换热器作冷凝器时,原流路的模拟换热量为11·45 kW,优化流路的模拟换热量为12·47 kW,优化后的换热量提高了8·91%,说明优化后的流路布置优于原流路布置.

 　室外换热器流路布置优化前后的各性能对比　在本次模拟中,由于风速是均匀分布的,各支路间的性能几乎完全相同,所以只选取支路1做详细分析.为了便于分析,沿图1a和图1b的制冷剂流向分别对各支路的管路进行编号.

    优化前后支路1逐管换热量对比.由图3可知:在前半个支路,原流路的各管换热量之和为1·531 kW,优化流路的为1·331 kW,优化后的换热量降低了13·1%;在后半个支路,原流路各管的换热量之和为1·271 kW,优化流路的为1·732 kW,优化后的换热量提高了36·3%.由此可见,优化后的流路布置,其后半个支路逐管换热量之和增加的幅度要大于前半个支路降低的幅度,从而整体提高了支路1的换热量.因此,优化后流路换热量的提高主要取决于后半个支路.

  为优化前后支路1逐管传热平均温差对比.由图4可知:在前半个支路,原流路各管的传热平均温差的平均值为11·95℃,优化流路的为9·61℃,优化后的传热平均温差的平均值降低了19·6%;在后半个支路,原流路各管的传热平均温差的平均值为10·57℃,优化流路的为11·56℃,优化后的传热平均温差的平均值提高了9·4%.图5为优化前后支路1逐管总传热系数对比.

    在前半个支路,原流路各管的总传热系数的平均值为34·24 W/(m2·℃),优化流路的为36·36 W/(m2·℃),优化后的总传热系数的平均值提高了6·2%;在后半个支路,原流路各管的总传热系数的平均值为27·55 W/(m2·℃),优化流路的为35·99 W/(m2·℃),优化后的总传热系数的平均值提高了3·1%.每根管的传热系数由管外空气侧表面传热系数和管内制冷剂侧表面传热系数构成.在本模拟中,由于风速均匀分布,所以制冷剂侧表面传热系数变化是导致总传热系数变化的主要原因,而制冷剂侧表面传热系数则受干度、流量、流型等因素的影响.图6为优化前后支路1逐管制冷剂进口干度对比.由图6可知,优化后流路的制冷剂进口干度只在支路进口处与原流路的相同,其余部分的均高于原流路,干度高、流速高,进而传热系数大.

    换热量是总传热系数、平均传热温差和换热面积三者的乘积.由上述分析可知,在换热面积不变的情况下,传热温差的降低是影响优化流路各支路前半部分换热量降低的决定因素,而后半个支路换热量的提高是传热温差和总传热系数综合作用的结果.