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对具有复杂流路布置的翅片管换热器的性能仿真与分析点击：2038 日期：[ 2014-04-26 22:32:37 ] |
| 刘 建1,魏文建1,丁国良1,王凯建2 1上海交通大学机械与动力工程学院,上海200030; 2日本富士通将军空调技术研究所,日本川崎213 8502 引 言 翅片管换热器是一种在制冷、空调、化工等工业领域广泛采用的换热器形式,尤其在空调行业中.与系统中其他部件相比,翅片管换热器的运行不仅涉及管内制冷剂的相变,而且涉及管外空气的传热传质,其过程十分复杂.因此有必要对换热器性能进行进一步研究以提高系统整体性能.由于制冷剂分流以后在换热器中换热的均匀性对换热器性能有很大的影响,因而在换热器设计中,核心工作就是对制冷剂流路进行优化设计.然而,目前对换热器流路分合的设计还主要以试作和实验为主,每一种不同的换热器流路的设计方案都需要对相应的样机进行测试,费时费力[1～3];而现有的换热器模型[4～6]又缺乏对流路布置描述,无法反映流路布置方式的细微差距对换热器性能的影响. 本文通过引入图论和流体自组织分配方法,对具有复杂制冷剂流路布置的换热器进行了建模.用仿真技术,研究流路分合设计对换热器性能的影响,并通过该模型对6种典型的换热器设计流路布置方式进行了对比与分析,为实际的换热器设计方案的选取提供基础. 1 模型建立 1.1 建模 假设翅片管换热器一般采用机械胀接的方式将管束与管外强化翅片紧密地结合在一起,其基本结构如图1所示.为了反映换热器局部特性的变化,本文采用了分布参数方法建立模型.根据空气以及制冷剂流动方向将整个换热器划分为一个三维网格.在ｘ方向上,按管排划分控制容积;在ｙ方向上,按若干等分线划分控制容积;在ｚ方向上,按换热管之间的中分线划分控制容积. 为了简化模型,采用如下假设.①管内制冷剂为沿管道轴向一维分相流动.②忽略换热管轴向的换热,只考虑与换热管垂直方向上通过翅片的换热.③空气认为是不可压缩流体,作一维流动.忽略流动过程中的压降损失. 1.2 换热器流路布置的描述方法 鉴于制冷剂流路布置的多样性和复杂性,本文引入了图论中“有向图”的概念对其加以描述.所谓有向图是一种概念化的层次结构,它由一组顶点(ｖｅｒｔｅｘ)和一组连接各顶点并有方向的“边”(ｅｄｇｅ)组成.对换热器而言,例如图1中的每根换热管就表示一个顶点,换热管之间的连接关系就表示边,其制冷剂的流动方向就表示了边的方向.这样就可对任意连接形式的换热器,采用图的方式进行分析计算.为了确定分流以后制冷剂在换热器内的流动顺序,首先需要对换热管进行编号,即确定“有向图”中各个顶点.规定编号顺序如下:从迎风面前排换热管开始,顺序从下到上依次编号1#,2#,…;直到最后一个换热管Ｎ#;同时将制冷剂入口编为0#,制冷剂出口集管编为(Ｎ+1)#.在确定了“有向图”中的各顶点后,根据各点的连接关系,就得到如图1中所示的各点相连的“有向图”.根据已有的顶点数和各点的连接关系,可确定描述有向图的数学矩阵Ｍ.矩阵Ｍ中第ｉ行、第ｊ列分别对应顶点ｉ和顶点ｊ,其取值采用如下规定. 根据图1中所示的“有向图”,将产生如下的有向矩阵Ｍ. 1.3 控制方程 在每个单元控制容积中包含3个对象,即制冷剂、空气和管翅(将翅片和换热管视为一体,统称为管翅),对控制容积内换热特性的研究通过联立求解此3个对象的控制方程进行求解.图2给出了单个控制容积的能量平衡示意,由于为稳态工况,以下只列出能量和动量方程. ①制冷剂侧基本控制方程 控制容积中制冷剂的能量平衡方程 Ｑｒ=Ｈｒ,ｉｎ-Ｈｒ,ｏｕｔ=αｒＡｉ(Ｔｒ-Ｔｗａｌｌ)(1) 式中 Ｔｒ为控制容积中制冷剂定性温度,Ｔｒ=(Ｔｒ,ｉｎ+Ｔｒ,ｏｕｔ)/2;αｒ为制冷剂侧传热系数.当工质为Ｒ22时,采用如下关联式:蒸发时,两相区换热采用Ｇａｂｒｉｅｌｉｉ等[7]的关联式;冷凝时,两相区换热采用Ｓｈａｈ[8]的关联式;单相区换热采用Ｄｉｔｔｕｓ Ｂｏｅｌｔｅｒ[8]的关联式.控制容积中制冷剂的动量方程Δｐｔｏｔａｌ=Δｐｆ+Δｐａｃｃ(2)式中 Δｐｆ为摩擦压降.当工质为Ｒ22时,采用如下关联式:蒸发时,两相区压降采用Ｊｕｎｇ[9]的关联式,单相区采用Ｃｏｌｅｂｒｏｏｋ Ｗｈｉｔｅ的关联式;冷凝时,两相区采用Ｇｏｔｏ[10]的关联式,单相区采用Ｓｍｉｔｈ[11]的关联式.对于两相区,Δｐａｃｃ制冷剂加速压降计算如下. ②空气侧基本控制方程 根据1.1的假设,这里只考虑能量方程.控制容积中空气的能量平衡方程 Ｑａ=Ｈａ,ｉｎ-Ｈａ,ｏｕｔ=αａＡｏηｏ(Ｔａ-Ｔｗａｌｌ)(4) 式中 Ｔａ为控制容积中空气定性温度,Ｔａ=(Ｔａ,ｉｎ+Ｔａ,ｏｕｔ)/2;αａ为空气侧传热系数,采用Ｗａｎｇ[12]的经验关联式.③管翅基本控制方程 在稳态情况不考虑管翅的能量积聚,因而进出管翅的热量应相等,即 Ｑｒ+Ｑａ+Ｑｆｒｏｎｔ+Ｑｂａｃｋ+Ｑｔｏｐ+Ｑｂｏｔｔｏｍ=0(5) 式中 Ｑｆｒｏｎｔ、Ｑｂａｃｋ、Ｑｔｏｐ和Ｑｂｏｔｔｏｍ分别为前排、后排、上一列以及下一列控制容积通过翅片导入当前控制容积的导热量.上述式(1)～式(5)即为控制容积的控制方程. 2 算 法 为了保证模型与算法对任意分合(包括内部分合)管路设计的复杂换热器性能计算的合理性及通用性,本模型依据图1中的“有向图”分别采用了广度优先遍历法和深度优先遍历法对换热器的换热和压降过程进行计算,并通过流量自适应方法调整制冷剂流量,进行迭代求解. 2.1 采用广度优先遍历法进行换热计算 为了确保在每个汇合点计算之前,其汇合的各分支支路已经确定,本文采用广度优先遍历法(ＢＦＳ法),即按访问顶点的先后次序得到的顶点序列.在ＢＦＳ算法中,当从任一合点或分点Ｖｉ出发搜索时,是在邻接矩阵Ｍ的第ｉ行上从左至右选择下一个未曾访问过的邻接点作为新的出发点,若这样的邻接点多于一个,则选中的总是序号较小的那一个,直到搜索到一个合点或分点终止;然后回溯到Ｖｉ点寻找其他分支.当所有的合点与分点路径全部遍历计算后,换热计算结束. 2. 2 采用深度优先进行压降计算 为了确保相同入口和出口的制冷剂支路压降保持一致,本文采用深度优先遍历法(ＤＦＳ法),对制冷剂压力进行计算并调整相应各分支的流量.在ＤＦＳ算法中,当从一个分点Ｖｉ出发搜索时,是在邻接矩阵Ｍ的第ｉ行上从左至右选择下一个未曾访问过的邻接点作为新的出发点,若这样的邻接点多于一个,则选中的总是序号较小的那一个,直到搜索到换热器出口;然后直接回溯到Ｖｉ点寻找其他分支.当所有的分点全部遍历计算后,压降计算结束. 2.3 制冷剂流量自适应调整方法 为了保证相同入口和出口的制冷剂支路具有相同的制冷剂压降,以及流入各换热支路的流量之和等于流入的总流量,本文采用以下的流量自适应方法对流量进行自动调节.其原理如下.对于确定的换热管规格,根据Ｊｕｎｇ的半经验方程,制冷剂的压降与制冷剂流量有以下的关系.ΔＰ=ＳＧ2(6)式中 Ｓ为该路径的阻力特性系数,表示与换热管管道特性参数有关的影响因子,取决于制冷剂的流动状态和换热管结构.制冷剂在各换热支路中的流量调整,将先根据前一次迭代计算所采用的制冷剂流量值Ｇ,以及在压降计算中所得到的各支路的压降值ΔＰ,先确定各支路的阻力特性系数,即 然后,根据换热器中具有相同入口和出口的制冷剂支路具有相同的压降损失,即ΔＰ1=ΔＰ2=…=ΔＰｎ,按以下比例调整各支路的相应的制冷剂流量. 对以上换热、压降过程分别进行计算后,对制冷剂流量进行调整,再进行迭代计算,直到前后两次迭代误差满足换热器内部导热热量平衡,达到计算收敛. 3 模型验证 通过与日本富士通将军公司提供的4种不同流路形式的换热器,26组实验数据的对比显示:本模型具有良好的仿真效果,其换热量的最大误差小于±5%,制冷剂压降的最大误差小于±22%,如图3和图4所示.因此,本模型可以比较正确地反映换热器换热与压降特性,从而验证了本模型的正确性及可靠性. 4 6种流路布置形式换热与压降特性分析 为了反映各种布置方式下换热器的性能,同时比较不同流路设计下换热器性能的差异,本文对如图5所示的6种典型的换热器流路布置形式(Ａ—单支路逆流;Ｂ—单支路混流;Ｃ—单支路顺流;Ｄ—双支路逆流;Ｅ—双支路混流;Ｆ—双支路顺流),在不同空气迎面风速(0 5～3 0ｍ·ｓ-1)下的换热及压降特性,运用上述模型进行了分析计算,以便指导换热器制冷剂流路的设计. 本文采用以下典型的换热器结构和实际运行工 况为例,对上述6种换热器进行计算. 换热器结构参数:纵向管间距25.4ｍｍ,横向管间距19.05ｍｍ,换热器宽度38.1ｍｍ,翅间距1.7ｍｍ.换热器采用波纹翅片以及光滑换热管.换热管外径9 56ｍｍ,换热管壁厚0.26ｍｍ.运行工况:制冷剂质量流量16ｇ·ｓ-1,制冷剂入口焓值422.6ｋＪ·ｋｇ-1,制冷剂入口压力1729ｋＰａ,空气入口干球温度25℃,空气入口湿球温度20℃,空气迎面风速0.5～3.0ｍ·ｓ-1. 4.1 单流路结构换热器仿真结果分析 图6为在相同制冷剂入口参数下,换热器的换热量随着空气流速的变化.比较Ａ、Ｂ和Ｃ3种单流路换热器换热量,可以明显发现:逆流的布置形式要优于顺流布置形式,但这两种布置形式却均比混流布置形式差.这表明,在相同入口参数的条件下,换热器的布置形式对换热器的换热性能起了决定的作用.尽管逆流形式的换热性能要好于顺流的换热形式,然而由于实际中运行工况的影响,逆流换热布置形式就不一定具有最佳的换热效果,这一点与文献[1]中的实验结果十分吻合.由计算结果可知,混流Ｂ形式比逆流Ａ的换热量提高2.05%～4.20%. 为了解释这一现象,对以上3种单流路换热器 中制冷剂沿程温度的变化作如下分析.如图7所示,在空气迎面风速1.5ｍ·ｓ-1,不同制冷剂流量的情况下,混流形式均能达到较低的制冷剂出口温度.而逆流和顺流布置结构中,在低制冷剂流量时,出现了制冷剂温度的回升,造成复热现象,回升温度达3～4℃.这一温度的回升将严重恶化换热器的换热性能.分析其原因主要是换热器入口与出口布置太近,使热量由入口高温的制冷剂通过翅片传递给相邻的出口低温制冷剂,使本已经过冷的制冷剂再度升温,恶化了换热效果造成.因此在换热器结构设计中应避免进出口布置太近,而保持前后管排换热管温度尽量接近,避免冷(热)量损失. 图8为相同制冷剂入口参数下,换热器的制冷剂压降随空气迎面风速的变化.比较Ａ、Ｂ、Ｃ3种单流路换热器中制冷剂压降,可以发现:在空气风速小于1ｍ·ｓ-1时,3种单流路换热器中的压降差别不大;但当空气风速大于1ｍ·ｓ-1时,混流形式的压降明显大于逆流和顺流两种形式.主要是因为混流的布置形式相对逆流和顺流具有较长两相区造成的. 4.2 双支路结构换热器仿真结果分析 对于3种双支路的换热器结构形式Ｄ、Ｅ、Ｆ,由图6可以看到:在低流量下,其换热能力明显低于单支路的换热器2%～10%.这是由于在相同的制冷剂流量的情况下,单支路中换热管道的制冷剂质流通量是双支路换热器中的2倍,因此制冷剂的传热系数要大得多,故双支路换热器的换热能力要比单支路换热器的小.然而由图8可知,双支路的布置方式可有效降低制冷剂的压力损失,是单支路的1/5～1/3,可以有效减小不可逆损失.由于Ｄ和Ｆ结构中均采用了对称的布置形式,因此换热器中两路分支的换热比较均匀.但结构Ｅ却有很大的不同.两个制冷剂流路分别流过前排和后排,导致两支路的制冷剂流量分配不均,这将导致出口制冷剂混合时能量的损失,应尽量避免. 由表1可见,随着空气迎面风速的增加,制冷剂流量趋于均匀.因此增大风速,有利于减小换热器内部能量的损耗. 5 结 论 本文通过引入图论和流量自适应调整方法,提出了一套适用于翅片管换热器流路设计的稳态仿真模型.与实验结果对比,其仿真误差小于±5%.本文通过该模型,对实际工况的逆流、混流以及顺流下6种典型流路形式换热器进行了计算分析,获得了以下结论,以指导换热器设计. (1)对于单支路换热器,逆流的布置形式并非最佳.在合理布置下,混流形式的换热性能可比逆流形式提高2%～4%.在换热器设计中应尽量避免进出口布置太近,造成冷(热)量损失. (2)在压力损失允许的情况下,采用单支路换热器结构设计可以获得较高的换热能力. (3)对于多支路换热器,应尽量使各支路制冷剂换热均匀,避免换热器内部制冷剂流量分配不均,造成换热量损失. |
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