冷凝器传热知识.doc

两器传热的一些理论知识一、冷凝器的换热1. 顺流和逆流的影响 在一般性的换热器流路设计中，在换热器两侧，冷热流体的相对流向一般有顺流和逆流两种。顺流时，入口处两冷热流体的温差最大，并沿传热表面逐渐减小，至出口处温差为最小；逆流时，沿传热表面两冷热流体的温差分布较均匀。在冷、热流体的进出口温度一定的条件下，当两种流体都无相变时，以逆流的平均温差最大，顺流的平均温差最小；当两种流体其中一相或两相相变时，逆流与顺流的平均温差一致。2. 重力因素 冷凝器流路布置中，重力的影响不可忽略。因此，在回路中液体（或两相流体）应尽可能地从高处进入低处流出，以减少流动阻力。3.增大传热温差的方法与作用 1 在冷凝器流路布置中，为了提高t，增大换热效果，应该将热源点即铜管温度较高的部分布置在出风处，铜管温度较低的部分布置在进风处。冷凝器换热量Q 的提高，冷凝器的冷却效果增加，实际上是降低了冷凝器的内部高压，降低了制冷循环在压焓图中的位置，循环低压降低使蒸发温度的降低可增加蒸发器的冷量。由于毛细管的阻尼作用可以认为是不变的，使由高低压差驱动的冷媒循环量略有减少，低压略有降低，最终使制冷循环的高低压较接近，制冷循环的能效比增加较明显。流程布置会改变传热温差的分布, 从而对换热器性能有较大的影响。4. 增大传热温差的方法与作用 2 在空调冷凝器的换热过程中，由于铜管内流动的冷媒从过热、两相冷却到过冷，因此冷媒沿程有较大的温度变化。在过热区和过冷区温度基本呈斜直线规律下降，两相区的温度基本保持不变，但实际上稍有下降，这是因为沿程有阻力损失，所以对应的饱和温度会稍有降低。通过上述传热单元的换热分析，我们可以人为地对冷媒三种状态的温度变化加以利用。冷媒的过热段温度较高，且有较大的温度降低，根据风的流向，将其置于两相段或过冷段之后作为逆流换热的高温端，让风先在冷却冷媒两相段或过冷段之后再冷却过热段，过热段的高温也能被风有效冷却。冷媒的两相段，基本属于等温段，将其置于过冷段之后作为逆流换热的高温端，风在冷却过冷段后再冷却两相段，提高两相段的换热量，并让冷媒尽快进入过冷状态，并提高冷媒的过冷度。冷媒的过冷段，温度只比环境温度高，将其放于过热段或两相段的前排作为逆流换热的低温端，让风最先与之换热，以充分接受环境温度的冷却，过冷度也得到提高。相对于风流动的方向，冷凝器流路的布置使翅片出风侧的温度尽量提高，翅片进风侧的温度尽量降低。这样，冷媒过热区即管路高温的部分布置在出风侧；冷媒过冷区管路即低温的部分布置在进风侧；冷媒两相区的管路部分，布置在过热段的前面或过冷段的后面，也能做到逆流换热。 通过逆流换热理论分析，要提高冷凝器的换热效果必须采用逆流换热流路设计； 逆流换热流路设计就是提高翅片出风侧温度及降低翅片进风侧温度； 两排或以上冷凝器的逆流换热流路设计就是，过热段、两相段、过冷段合理布置；5. 进口压力和温度、出口过冷度 在翅片管冷凝器运行时, 进口压力和温度是制冷系统的关键参数, 它会影响压缩机的功率, 而且也反映了冷凝温度, 同时, 冷凝器的出口过冷度也是一个重要参数, 会影响系统的制冷量；而且足够的过冷度更是制冷系统稳定运行的必要条件。6. 冷凝器随支路数变化的特性分析 支路数对冷凝器的换热量影响显著。影响换热量的因素主要有换热温差、总传热系数以及制冷剂流量。随着支路数的增加, 制冷剂侧压降减小, 减小了制冷剂进出口温差, 使换热器表面温度分布比较均匀。对于不同支路的每根管, 换热温差分布比较平缓； 2 个支路时换热温差最大, 6 个支路时换热温差最小, 其中最大值比最小值大了约8%, 而随着支路数的增加, 冷凝器的制冷剂总流量降低, 则某个支路内的流量差别更为显著, 2 个支路时每个支路的流量为884kg/ h,而6 个支路时每个支路的流量为203kg/ h, 制冷剂流量的显著减小, 引起管内表面换热系数的减小,最终引起总传热系数的减小,所示, 因此, 冷凝器的换热量随着支路数的增加而对于同一个支路中, 制冷剂由过热区过渡到两相区, 在过热区, 管内制冷剂的冷凝换热系数比较小, 而两相区由于受制冷剂干度的影响, 换热系数逐渐减小, 因此, 管内的冷凝换热系数遵循先增加后减小的规律。过热区换热系数的减小导致制冷剂温度的快速下降。 7.冷凝器随管排数变化的特性分析 对于相同支路，相同的翅片管尺寸, 以及相同的空气进口状态以及风量, 仅考虑管排数的变化。图9 所示换热量随着排数的增加而增加。其中, 制冷剂流量与换热量的变化基本一致。图10 表明压降随着排数的增加而增大, 1 排时的最大压降为最小值4 排时的最小压降的4.3 倍。空气侧表面换热系数随管排数的增加而递减, 其中, 峰值为1 排时的127.6, 最小值为85.8, 其中, 2排时的空气侧换热系数比1 排时的减小了11.8%,3 排时的比2 排时的减小了12.4% , 4 排时的比3排时的减小了12.9%, 基本上呈单调递减趋势。管排数对冷凝器的换热量产生了显著的影响。如表2 所示, 当为2 排管时, 其中第1 排( 迎风管排) 的换热量比第2 排的大了约329% 。当冷凝器是3 排管时, 其中第1 排管的换热量比第2 排的大了38.9%, 比第3 排的大了66.1% 。由此可知, 在冷凝器换热时, 迎风管排的换热占主要部分, 约占总换热量的43.1%, 第2 排管占总换热量的31% ,第3 排管占总换热量的26% 。排数变化对制冷剂流量有显著的影响。随着排数的增加, 制冷剂流量增加。最小值为1 排时的64.9kg/ h, 最大值为4 排时的160.7kg/h, 其中, 2 排时的制冷剂流量比1 排时的增加了61.5%, 3 排时的制冷剂流量比2 排时的增加了33.5%, 而4 排时的制冷剂流量比3 排时的增大了14.9%。从此可知, 制冷剂流量随排数变化的斜率不同, 排数较小时, 斜率较大, 随着排数的增加,斜率逐渐平缓。由于制冷剂流量的变化, 引起管内制冷剂侧表面换热系数的变化。随着排数的增加, 制冷剂流量逐渐增加, 从而管内流速增大, 使得制冷剂侧表面换热系数增大。再者, 由于空气侧表面换热系数随着管排数的增加而递减, 抵消了一部分管内制冷剂侧换热系数的影响, 因此, 排数对换热器的总传热系数影响不是很大。如图11 所示。换热器的传热系数斜率较为平缓, 在两相区, 基本上是在3050 之间变化。排数对冷凝器的传热温差影响显著。如图12所示: 对于2 排管, 第1 排的平均温差比第2 排的大了27.3% 。对于3 排管, 第1 排的平均温差比第2 排大了约28.1%, 比第3 排大了约466% 。因此在冷凝器的换热过程中, 传热温差是导致换热量变化的主导因素。 结论( 1) 随着支路数的增加, 翅片管冷凝器的压降最大值为2 个支路时的33.8kPa, 最小值为6 个支路时, 仅为0.9kPa, 压降的减小, 减小了制冷剂进出口温差, 使冷凝器传热温差分布比较均匀, 由于制冷剂流量随着支路数的增大而显著减小, 导致管内制冷剂侧换热系数的减小, 从而引起总传热系数的减小,因此, 冷凝器的换热量随着支路数的增加而减小, 最大值为2 个支路时的7.82kW, 最小值为6 个支路时的5.92kW, 最大值比最小值大32.1%。(2) 随着管排数的增加, 压降增大, 4 排管的压降是1 排管的4.3 倍; 空气侧表面换热系数与制冷剂侧换热系数的变化趋势相反, 因此冷凝器的总传热系数变化比较平缓。随着排数的增加, 制冷剂质量流量与冷凝器的传热温差均增大, 因此, 冷凝器的换热量随着管排数的增加而增大, 4 排管的换热量是1 排管的2.45 倍。8. 翅片管在不同风速、风温下的翅片管换热 1) 在吹风温度一定时, 翅片面的传热系数、壁面热流密度会随着风速增大而增大, 基本为线性关系, 且两者增长的比例一致, 风速增大1 m/ s,热流密度增大约40 W/ m2 。据此可以估算吸收器散热需要的吹风速度, 进而确定风机的型号。2) 当风速增大时, 壁面的阻力系数也还会明显增长, 在实际应用时会将单管式的做成管束式,其间距要更加注重, 因为它会以相反地作用影响着换热和阻力性能, 两者应权衡利弊。3) 在风洞进口温度一定时, 翅片面的传热系数、壁面热流密度会随着风温增大而减小, 且于风速对两者的影响正好相反, 这与事实情况相符。9. 空调用冷凝器中的空气流动与传热分析 (1) 由图5 .1 0 可见, 在相同的翅片间距下, 迎风风速越大, 换热也好, 表现在表面换热系数的提高和总换热量的增加,因为在同样的翅片间距下, 风速越大, 风量也越大, 翅片表面空气流速增加, 表面换热系数增大, 所以换热量增大,但是风速越大, 冷凝器上的风阻也越大, 即需要消耗更多的风机功率, 对风机性能的要求大大增加。(2)由图6 .9 可见, 在相同的迎风风速情况下,翅片间距越大, 换热量越小。因为, 随着翅片间距的增大, 单位长度上翅片数目减少, 虽然每一片翅片上的散热量是增加了, 但是增加的幅度小于由于翅片间来讲换热量降低。但是还应当注意到, 翅片间距增大后, 在相同的风压下, 即在相同的风扇运行工况下,随着翅片间距的增大, 空气流过翅片时的阻力减小,风量逐渐增大, 迎风侧的负热系数先逐渐增大然后有少量下降, 最大值出现在1.8和2.0之间;背风侧的换热系数一直呈现增大的趋势。所以, 背风侧的换热量是逐渐增大的, 但是有逐渐平缓的趋势, 而且背风侧的换热量在总换热量中所占的比例逐渐增大(1.4m m 时占8.2 % ,2.2时占24.5 % )。由此可以看出, 适当增大翅片间距对于换热是有好处的,但是有一个最佳间距值。(3)由图7 .8 可见, 在相同的翅片间距下, 当迎风速相同时, 随着翅片宽度的增加, 散热面积增大,换热量会略有增加, 但是翅片表面平均换热系数下降, 平均单位面积上的传热量下降因此, 换热量增加的幅度小于面积增加的幅度。在1.5m/s 风速,1.7mm的翅片间距, 当翅片宽度由19mm增加到24mm时, 翅片表面积增加了26 % , 冷凝器上总换热量由6064 w 增加到6 152 W , 换热量只增加了1. 45 %.(4) 由图2 1、2 2 可见, 在相同的翅片间距下, 当迎风风压相同时, 随着翅片宽度的增加, 换热量逐渐降低。原因是翅片宽度增加, 流动阻力增大, 风量减小, 虽然换热面积增大, 但是迎风侧和背风侧的换热系数均明显下降, 所以总换热能力下降。(5) 由图11 、1 2 可见, 对双排冷凝器而言, 迎风侧和背风侧的换热能力相差很大, 特别是在低风速的情况下表现尤为明显, 以翅片间距1.7m m 为例, 风速0.5m /s 时迎风侧换热量占总换热量的96.3 % , 风速3.0 m /s 时迎风侧的换热量占总换热量的69.2 % 。原因是, 当风吹向迎风侧时, 平均温度与迎风侧管壁和翅片温度相差较大, 进风温度为308 K ,0.5m/s 时,迎风侧翅片平均温度为3 16.8 K , 迎风侧出风温度为3 18.6 K , 背风侧翅片平均温度为3 18.9 K , 背风侧出风温度为318.95 K , 迎风侧传热温差为8.8 K , 背风侧传热温差只有0.3K ;风速3.0m/s时迎风侧翅片平均温度为31 3.0K , 迎风侧出风温度为31 4.4K , 背风侧翅片平均温度为 31 6.5K , 背风侧出风温度为3 17.0 5K , 迎风侧传热温差为5.0 K , 背风侧传热温差为2.1 K 。所以, 由于温差的减小从而引起换热量的下降,如此不均匀的换热导致了整体换热能力的下降。解决方法有几种, 一是提高背风侧的管壁和翅片温度,以提高传热温差, 但是迎风侧和背风侧温度相差太大, 可能引起结构方面的问题;二是提高风速或增大风量, 以提高背风侧的换热量, 这就需要大直径的风扇和更高的风扇转速;另外一种方法是在现有的风量不变的条件下,降低迎风侧的出风温度, 以提高背风侧的传热温差, 同样可以提高传热温差。提高背风侧的管壁和翅片温度的方法可行性不大, 使用大直径的风扇和更高的风扇转速又受到结构和噪音等方面的限制, 所以通过降低迎风侧出风温度的方式来提高换热量。 10. 制冷剂流量分布对冷凝器性能的影响1. 究冷凝器的换热特性影响冷凝器换热单元的换热量，有以下因素： 流经冷凝器换热单元的风量(Ma） ； 经过换热单元进出风温差(ta2-ta1） ； 流经换热单元制冷剂流量（MR） ；过冷度，过冷度影响焓差（h1-h2） ；制造、加工工艺等因素，从而影响冷凝器内制冷剂与空气侧换热平衡的漏热系数（）；因此，改善冷凝器换热单元的换热 增大换热单元的迎面风量，风量越大，换热越高； 空气与制冷剂进行逆流换热，可提高空气的进出口温差，温差越大，换热越高； 流经换热单元的制冷剂流量越大，换热性能越高； 增大过冷度，提高制冷剂的焓差，从而提高冷凝器的换热性能； 改善加工工艺，主要是胀管和烘干等工序，可以提高冷凝器的换热性能2 风量-压降-换热的平衡条件下的制冷剂分布2.1冷凝器表面风量分布模型 空调匹配的实践中，发现冷凝器制冷剂分布满足风量-压降-换热的平衡条件下，对换热性能有很大的改善；冷凝器所用的轴流风机产生的风压，在冷凝器上的分布是不均匀的，中间最小，两边最大，呈对称分布，如图4所示： 从换热单元分析中可知，换热单元的换热能力与风量成正比。由于冷凝表面风量分布的差异，决定冷凝器每个换热单元的换热能力是不同的。另外，换热单元的换热能力与制冷剂的流量也成正比，单位时间内的制冷剂流量越大，换热单元的换热能力也就越好。所以，在流程布置优化设计时，要充分考虑风量分布的差异和合理利用风量分布的差异，使制冷剂在每个换热单元能得到合理的分配，提高每个换热单元的换热能力，从而提高整个冷凝器的换热能力。2.2 制冷剂流量分布的压降模型对于任意流程，其压降在过热区，两相区和过冷区是不同的，其压降关系可表示如下：所以，对于任意流程，其压力降主要表现在过热区，如图5。在制冷剂侧， 对于任意流程的压降方程为7 ： 从方程（9）及图5 可知，过热的制冷剂在冷凝过程中，制冷剂比容和制冷剂的平均干度逐渐降低，其压降也逐渐减少。对于流程而言，如果流程长度越短，则整个流程的压降将降低。而流程之间的流量分配，主要由过热区的压降决定。 2.3基于风量- 压降-换热下的制冷剂流量分布模型 优化冷凝器制冷剂流量的分布来改善换热性能，需要考虑风量-压降-换热平衡。基于风量-压降-换 热下的制冷剂流量分布模型，如图6所示。 从冷凝器的换热单元模型可知，换热单元的迎面风量大，换热性能好，过热区的流程缩短，流程压降小；如果进出风温差大，换热性能好，过热区的流程缩短，流程压降也小。对于采用多路流程布置的设计方式，由于冷凝器表面风量不均匀，导致换热不均匀，对于相同长度的流程，其压降是不等的。冷凝器采用多流程布置设计时，涉及到每个流程的制冷剂流量分配问题。流量分配方程为：综上各模型的分析，风量影响换热性能，风量越大，换热越好；反之，则越差。换热效果影响制冷剂在管路中冷凝效果，冷凝效果决定制冷剂的状态在管路中的分布。由方程（9）可知，制冷的状态影响流程的压降。如果换热单元的换热性能越好，则过热区的流程缩短，流程压降也就越小；压降越小，则通过流程的流量越大；而流量越大，又可提高换热单元的换热效果。但是，由方程（7）可知，制冷剂流量越大，制冷剂流速也就越大，则压降也就越大所以，在多流程布置设计时，风量-压降- 换热-流量分布是相互影响和制约的，它们之间必然要求有适当的平衡。 流量越大，管内的换热系数就越高，在其他条件不变下，换热量越大； 制冷剂流速越大，则压降越大； 如果流程压降越大，则制冷系统的压降就越大，则制冷量将降低，压缩机功耗增大，能效比下降。对应一定的流量， 必然存在一个最佳的风速，对应一定的风速，必然也存在一个最佳的流量； 使冷凝器的性能达到最佳。11. 不同的空气来流分布形式对冷凝器性能的影响(1) 随着冷凝器来流不均匀度的增加，换热量损失一定增加，压降损失可能增加，也可能降低。(2) 三种不同的速度分布，不均匀度对阶梯型（尤其是单向二阶梯分布）风速分布冷凝器性能影响最大，对抛物型分布冷凝器性能影响较小。(3) 在一定的管内冷媒流量变化范围内，随着流量的增大，来流不均匀对冷凝器影响增大，冷凝器性能下降。(4) 来流不均匀对不同流程布置的冷凝器影响是不一样的，对简单流路来说，逆流冷凝器受影响最大，性能下降最为严重，其次是顺流，对错流冷凝器性能影响较小。(5) 来流不均匀对管排数较少的冷凝器性能影响较大，随着管排数的增大，这种影响趋势减弱。 12. 空调器三种不同管径冷凝器的性能对比 使用外径为 7 的铜管作冷凝器的基管， 肋片的宽度加宽更有利于进行热交换；（使用外径为 7 或 9基管的冷凝器在制冷状况下，并且基管的管外侧面积基本相等，流程相似， 7的冷凝器比 9的性能更优，主要是由于制冷剂在 7管道内壁能更加充分浸润，并且 7基管厚度较薄，外肋片在能保证室外风量前提下，减小片距和减薄厚度，使得制冷剂能够更加完全地与空气进行热交换，所以性能得到提高）。 性能上：使用外径为 7的铜管作冷凝器的基管，在管外侧换热面积相当的情况下，制冷性能较 9 的冷凝器有较大的提高，特别是能效比方面，更利于机组节能，并且耗材更少，更符合建设节约型社会的要求；但制热性能上，在未对流程作较大改变的情况下，有所下降，特别是结霜方面， 但可以从多路分路上进行改善，同时对生产工艺要求更高了；13. 非共沸混合物冷凝器的传热强化 非共沸混合物蒸汽在冷凝传热过程中, 由于混合物蒸气组分在沸点上存在差别, 高沸点组分蒸汽先冷凝, 低沸点组分后冷凝, 从而在管子周围形成了低沸点组分的气相传质扩散层。因此, 非共沸混合蒸汽的冷凝热阻既包括冷凝液膜热阻,又包括气膜热阻。 混合蒸汽的凝结换热过程与纯蒸汽相比主要有两点不同, 一是混合蒸汽凝结时, 冷凝温度是变化的; 二是在整个冷凝过程中, 伴随着传热有传质的发生,传热与传质之间也相互影响 四种流程布置方案中, 无论是随着管内制冷剂流量的变化, 还是随着冷凝器迎风面风速的变化, 逆流布置都是较好的方案, 其次是错流, 然后是顺流。在换热及压降的比较方面逆流布置冷凝器比顺流布置冷凝器要分别高出5-15% 及3-20 %。 在迎风面风速保持恒定, 随着管内制冷剂流量的增大, 冷凝器换热量及压降均增大。在管内制冷剂流量保持恒定时, 随着迎风面风速的增加, 冷凝器换热量增大, 压降减小, 且最终的变化趋势都趋于平缓。 在分别以R4 10 A 和R 2 为工质的冷凝器中,无论是随着管内制冷剂流量的变化(迎风面风速保持不变) , 还是随着迎风面风速的变化(管内制冷剂流量保持不变) , 换热量及进出口压降的变化趋势基本一致。R410A 冷凝器换热量大约比R22 要高6-15% 左右, 而压降要比其低30-50 %。进行流程布置时, 重力的影响不可忽略。当工质为液态或两相态时, 应尽可能使其自上而下流动,以减小压降, 增强换热。14R22与R410A热泵中冷凝器性能随支路数变化的比较 ( 1)室内换热器作为冷凝器时, R410A 的换热量比R22的要大, 换热量之差基本保持恒定,在各支路数下, R410A 和R22 的换热量之差都保持在0. 5kW左右。( 2) 室内换热器作为冷凝器时, R410A 和R22换热量的差别是由第一排管和第二排管共同造成的, 两排管中R410A 的换热量都比R22的要大。其中, 第二排管主要是后1 /3管子对换热量的差别有所贡献, 前2 /3管子的影响可以忽略不计。随着支路数的增多, 第一排管对换热量差值的影响越来越显著, 而第二排管的影响逐渐减弱,两排管所占的比重由1个支路时的各占一半逐渐变化为6个支路时第一排要占将近90% 。( 3)室内换热器作为冷凝器时, 造成R410A和R22两排管换热量差别的原因是不同的, 第一排管换热量差别的原因主要来自传热系数, 而第二排管换热量的差别是传热温差和传热系数综合作用的结果。随着支路数的增多, 传热系数对R410A 和R22换热量差别的影响逐渐增强, 而传热温差的影响逐渐减弱, 制约R410A 和R22冷凝器换热量差别的因素从传热温差和传热系数共同作用逐渐转变为传热系数起主导作用。15.不同结构风冷冷凝器换热16. 热泵型空调机组室外机制冷剂侧的换热与流动1.制热时作为蒸发器室外机的压降大于制冷时作为冷凝器的室外机的压降, 这是由于供热作为蒸发器时制冷剂是在低压下沸腾流动, 制冷剂的比容较冷凝时要大得多, 制冷剂在管内的流速比冷凝时要高得多, 故压降较冷凝时要大得多. 制冷剂在冷凝器和蒸发器内的相变过程均为非定温过程, 但温度变化较小, 且供热时作为蒸发器的室外机的压降大于制冷时作为冷凝器的室外机的压降, 约为3 5倍.2. 热泵机组制冷工况下冷凝器换热量冷凝器换热量和COP均随换热面积的减小而减小, 但减小的幅度较换热面积减少的比例小得多.当换热面积减小20% 时, 冷凝器换热量仅减小5.75% , COP仅减小4.00% . 热泵机组制热工况下蒸发器换热量和供热系数均随换热面积的减小而减小, 但减小的幅度较换热面积减少的比例小得多. 当换热面积减小20%时, 蒸发器换热量仅减小3.75%, 供热系数仅减小2.25% . 由此当室外机换热面积远大于室内机换热面积时, 再增大室外机换热面积, 对室外机换热量和机组性能系数的贡献很小, 而对热泵机组在制热工况运行时, 增大室外机换热面积, 对机组供热系数的贡献更小. 为提高热泵型空调机组的性价比, 不可简单仅增大室外机的换热面积, 应将室内机、室外机以及压缩机的性能综合考虑. 17. 高效传热冷凝器对提高空调机性能的意义在干度0.0-1.0区域内螺旋管局部换热系数高于光管局部换热系数, 对此现象分析，得到如下结论：1.质量流速较高如时, 由于蒸气流速较高, 蒸气对凝结液膜的剪切力占主导地位, 此时在干度内流型主要为环状流和半环状流。螺旋管由于内表面加工有大量的螺旋微槽, 凝结液在蒸气剪切力的作用下进入螺旋微槽并沿微槽排走, 在微肋脊上只留下了很薄的一层液膜, 虽然微槽中由于凝结液的进入而换热系数降低, 但微肋尖部的换热得到了强化, 换热系数提高幅度较大, 因而总体上表现为局部换热系数的提高；对于干度很低的区域, 流型主要为塞状流和泡状流, 由于微肋尖部为凝结液所淹没, 局部换热系数的提高主要依靠内表面换热面积的增加。2.质量流速较低例如时, 由于蒸气流速比较低, 蒸气对液膜的轴向剪切力作用减弱, 重力作用上升并占据主导地位, 凝结液在重力的作用下汇集到管底形成了较大的积液区, 此时管内流型主要为分层流。干度较高区域, 由于蒸气剪切力作用减弱,螺旋管内上壁和侧壁处凝结液膜主要在表面张力的作用下进入螺旋微槽中, 强化了肋尖换热, 从而提高了局部换热系数。管底的积液区中由于微肋被凝结液所淹没, 微肋对换热的强化作用被削弱。对于低干度区域, 换热的强化主要依靠换热面积的增加。3. 高效传热管内表面的螺旋微槽及外轧大螺纹在内表面所形成的螺旋凸起增强了凝结液流动的湍动度, 强化了管内凝结换热, 但同时也带来了阻力损失的增加。对于不同工质、不同凝结温度以及不同的质量流速, 高效传热管与光管相比阻力损失的增加倍率也不相同。高效传热管, 平均换热系数强化倍率均随着工质质量流速的增加而降低, 这表明低质量流速时螺旋微槽对水平管内凝结换热的强化效果优于高质量流速时。18. 冷凝器流程布置的影响1) 单回路冷凝器中, 逆流流程布置方式换热最好, 叉流其次, 顺流最差;逆流布置压降最大。2) 双N或多N流路是较好的冷凝器流程布置方案, 尤其在管内流量不是很大时。3) 多排( 2 4 排) 管冷凝器应尽可能采用分流方式, 以减小压降, 增大换热量。同时应持一定的过冷度, 过冷度过大或过小, 都会使冷凝器性能降低。4) 布置冷凝器流程时, 重力的影响不可忽略。重力可以使液体从高处自动地流向低处, 因此, 应尽可能地使液体从高处进入低处流出, 以减小流动阻力。5) 当迎风面风速保持不变时, 冷凝器换热量将随着管内流量的增加而增加, 最终达到一定极限值后趋于平缓, 此时压降仍继续增加。因此对应一定的风速, 必然存在一最佳流量使冷凝器性能达到最佳。19. 关于R410A和R22翅片管换热器回路数比的探讨1. R410A是HFC32和HFC125按照50%:50%的质量百分比组成的二元近共沸混合制冷剂,它的温度滑移不超过0.2(R407C温度滑移约7左右),这给制冷剂的充灌、设备的更换提供了很多方便。另外,由于R410A系统运行的蒸发压力和冷凝压力比R22高60%,所以系统性能对压力损失不敏感,每个回路工质循环流速可以加大,有利于换热器的强化换热,这为提高R410A系统的整体能效创造了有力条件。2.对于相同换热量的R22和R410A换热器,R22和R410A回路数比不仅与两工质的物性参数(制冷剂在盘管中的焓差、密度和单位压力降对应的饱和温度降)有关,还与换热器盘管内径和当量摩擦阻力系数有关。3.相同冷量的翅片管蒸发器,采用5/16管径R410A换热器与采用3/8管径R22换热器的回路数比值为1.14;而对于冷凝器,这一比值为1.10。 4.上述回路数比值只是理论计算的结果,而实际上因换热器结构参数可能与本文计算所列不尽相同,换热器的设计工况点也可能不一致,这样回路数比也会相应发生变化。当设计工况点差别不大时,对比值的影响较小。 20.冷凝器制造标准1.冷凝器加工成型及检验过程中不得使用矿物油、含氯溶剂等，不得接触管内表面2. 管内充入不低于1.77Mpa的干燥空气（或氮气），然后将冷凝器浸入4555水中1分钟，用肉眼观察有无气泡泄出。3. 管道一般不应出现变窄现象，如个别部位必须变窄，则窄处的内截面积不得小于额定内截面积的80%。21. 制冷剂流路对冷凝器换热特性的影响制冷剂流路的设计应当遵循以下几点： 对于多路流动而言，不同流路间制冷剂分配应均匀；制冷剂和外界空气进行逆流换热；避免出现复热和回液。 在冷凝器设计中，应当考虑分路流动，在设计分路时，不同路的入口应尽量靠近，出口也应靠近，进口与出口应尽量远，以避免由于复热而损失部分换热量，避免流量分配不均匀。在实际设计中，若分路多于两路时，应当采用集中式分液器和集液器，尽量使不同流路间流量均匀，此外，不同流路的管程应当相同，而且应当均匀地流过迎风侧和背风侧使得换热均匀。在实际运行中，应适当增加风量，以提高换热效果。冷凝器在相同迎面风速时具有较小的制冷剂流量, 以及在相同的制冷剂流量时具有较大的迎面风速这样两种情况下, 由于换热比较充分, 不同的回路布置形式对换热量有较大的影响. 在换热不充分时, 采用不同的回路布置形式换热量差异并不大. 在其他情况相同时, 采用逆流布置的换热量约比顺流布置的换热量高3% 4% .22. 翅片管换热器过冷管设计对系统性能影响研究( 1) 试验对比研究了换热器底部的1 根U 形管、2 根U 形管并联、2 根U 形管串联的过冷效果, 也与没有过冷的换热器进行了对比, 用R22和R410A 两种制冷剂进行了测试, 测试结果表明用2 根U 形管串联过冷的效果最好;( 对于2 根U 并联的过冷方案, 由于把液态制冷剂分成2 路, 管内制冷剂的流