不同结构布置空调用翅片管冷凝器性能的仿真研究

不同结构布置空调用翅片管冷凝器性能的仿真研究刘金平 , 郑青玲( 华南理工大学 电力学院 , 广东 广州 510640 ) 摘要 在空调用翅片管冷凝器的几何结构尺寸相同 , 空气的进口状态和流量相同的条件下 , 采用计算机仿真技术 , 研究了支路数 、管排数对翅片管冷凝器的传热与流动特性的影响 , 结果表明 : 随着支路数的增 大 , 压降随之减小 , 最大值为 2 个支路时的 3318kPa , 最小值为 6 个支路时 , 仅为 019kPa ; 空气与制冷剂间传热温差增大 , 总传热系数减小 , 冷凝器的换热量递减 , 最大值比最小值大 3211 % 。随着排数的增多 , 压降增大 , 4 排管的压降是 1 排管的 413 倍 ; 空气侧换热系数与制冷剂侧换热系数的变化呈相反趋势 , 但 传热温差增大 , 换热量也增大 , 4 排管的换热量是 1 排管的 2145 倍 。 关键词 翅片管 ; 冷凝器 ; 支路数 ; 排数 中图分类号 TK 124 文献标识码 ANumerical Simulation of Perf ormance of Fin - and - tube Condenser withDifferent Structural Arrangement in Air - conditioning SystemL IU J inping , ZHENG Qingling( School of Electric Power , South China University of Technology , Guangzhou 510640 , Guangdong , China)Abstract : The effect of branch number and tube row number on heat transfer coefficient and flow characteristic under thecondition of the same geometry size of condenser , air inlet temperature and flow rate was analyzed1The results show that pressure drop decreases as branch number increases , the maximum pressure drop is 159 times as big as the minimum pres2 sure drop ; the total heat transfer coefficient and heat transfer rate of condenser decreases as temperature difference between air and refrigerant increases , the maximum heat transfer rate is 3211 % greater than the minimum one ; pressure drop in2 creases as tube row number increases and the pressure drop of 4 row tubes is 413 times as big as 1 row tubes ; heat transfer coefficient at the air side shows an opposite trend with that at the refrigerant side , but heat transfer rate increases whentemperature difference increases , heat transfer rate of 4 rows tubes is 2145 times as big as that of 1 row tubes1Key words : Fin - and - tube ; Condenser ; Branch number ;Tube row number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设备 , 尤其在空调行业中 , 与系统 中其他部件相比 , 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1 。目前对换热器的性能研 究主要还以实验为主 , 对每一种结构布置的换热器 都需要对相应的样机进行测试2 - 3 , 费时费力 , 因 此 , 采用计算机仿真技术已成为一个发展趋势 。已有不少的国内外的专家学者进行了多方面的研究 。刘建 、丁国良等1 ,4 采用图论的方法对 6 种 典型的换热器设计流路布置方式进行了仿真建模 。 吴志刚等5 提出了基于知识及遗传退火混合算法的 翅片管换热器管路优化方法 。Lee 等6 采用逐段计 算 (把一根管分成很多段 , 一段为一个单元) 的方 法 , 对以非共沸混合工质 R407C 为制冷剂的蒸发器 换热性能进行了研究 , 并研究了空气速度对蒸发器 换热性能的影响 。Domanski 7 等对以 R600a , R290 , 收稿日期 : 2009 - 6 - 15基金项目 : “十一五”国家科技支撑计划重大项目经费资助 (2006BAJ 03A06) ; 2007 年粤港关键领域重点突破项目 ( TC07BF09 - 5)作者简介 : 刘金平 (1962 ) , 男 , 工学博士 , 教授 , 制冷空调系统的优化设计与控制。E - m ail : mpjpliu scut . edu. cnNo . 3 , 2009 , Sep .R EFRIGERATION2 Vol . 28 ( Total No . 108 ) R134a , R22 , R410a 及 R32 等为制冷剂的蒸发器进行了研究 , 并分析了不同结构布置的换热器性能对 系统 COP 的影响 。Liang 等8 采用仿真和实验相结 合的方法 , 对以 R134a 为工质的不同流路布置的翅表 1 冷凝器的已知条件和收敛条件制冷剂 ( R22)空气风量(m3 / h)进口温度( )进口压力( kPa)过冷度( )进口温度( )片管蒸发器换热性能进行了研究 , 结果表明 :路设计时 , 如果加以适当的管路分流或并流 ,缩减约 5 %的管长 。在管可以6517500210027冷系统的关键参数 ,也反映了冷凝温度 ,它会影响压缩机的功率 , 而且同时 , 冷凝器的出口过冷度也本文在现有的模型基础上 , 将具体算法与程序设计结合 , 利用 VB1NET 语言 , 编制出一套冷凝器 仿真软件 , 此软件可进行不同工况 、不同管路结构布置下的冷凝器仿真计算 。此项仿真结果应用在实是一个重要参数 , 会影响系统的制冷量 。因此在冷凝器进行仿真计算时 , 以制冷剂侧 、空气侧的进口 压力和进口温度为已知条件 , 以冷凝器的出口过冷 度作为收敛条件 。本文仿真计算已知条件和收敛条 件如表 1 所示 。制冷剂采用 R22 。在空气侧 , 迎风管排每根管路入口空气的温 、湿度均相同 , 对于后排管路来说 , 每根管的空气流 量是前排中 2 根距离最接近管路流量的各一半之 和 , 入口状态为 2 股空气混合后的状态参数 。翅片 管 采 用 波 纹 片 , 空 气 侧 的 传 热 计 算 采 用 C1CWang10 的模型 , 忽略空气侧的压降 。在制冷剂 侧 , 流量在各支路间的分配采用阻力相同的原则 。 在模拟时 , 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 。本文采用螺纹 管 , 单相区的制冷剂侧换热系数采用 Dittus 公式 , 两相区采用 Shah11 公式 ; 单相区的制冷剂侧压降 采用 Blasius 公式 , 两相区采用 J ung12 的公式 。翅片管冷凝器管路连接采用 “之字形”连接方 法 。如图 1 所示 。际工程中 , 有助于加快空调产品的开发速度 ,能源 , 降低开发成本 。节约1 仿真模型的建立111模型假设为建立适当又实用的模型 ,做出如下假设 : 管内制冷剂的流动为一维均相流动 ; 制冷剂在各支路上流量分配均匀 ;可忽略管壁导热热阻 ;因制冷剂流道管壁很薄 ,各管路内制冷剂沿轴向无导热 , 只考虑径向传热 ; 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 。在 以上假设前提下 , 采用 Domanski 9 方法 , 将每根换 热管作为一个传热单元进行传热和流动特性计算 , 并建立相应的传热和压力特性的微元模型 。112仿真模型在翅片管冷凝器运行时 ,进口压力和温度是制图 1 冷凝器各种支路布置图2 0 0 9 年 9 月第 28 卷 第 3 期 (总 108 期)制冷3113 仿真算法在已知翅片管冷凝器进口状态 、空气进口状态 时 , 本文采用以下算法对模型进行求解 : 假设所 有换热单元具有相同的空气进口状态 , 沿制冷剂流 动方向 , 依次计算每个换热单元的热量交换 , 同时刷新每个换热单元的制冷剂和空气出口状态 , 直到 所有的换热单元计算完毕 ; 迎风管排进口状态不 变 , 后排管的进口状态采用前排管两个距离最接近新计算 。算法流程图如图 2 所示 。仿真软件平台的分析仿真软件的核心计算程序 、操作界面均采用 VB1NET 语言进行编写 。整个软件操作简单 , 可视 化程度高 。软件采用模块化设计 , 主要包括主模块 和子模块 , 各模块所包含的内容 :1) 主模块 , 包括主界面的工具栏 、各级菜单 的功能的实现 , 以及调用子模块进行整体计算 。2) 管结构输入参数模块 , 主要包括管结构参2此管的出口状态的混合 , 转 ,比较计算过冷度与实际过冷度 ,重新开始计算 ; 如果误差在收敛精度内 ,则输出结果 ,结束计算 ;反之 ,则转 ,重数 ,如管排数 、支路数 、每排管数 、以及翅片形状图 2 仿真流程图No . 3 , 2009 , Sep .R EFRIGERATION4 Vol . 28 ( Total No . 108 ) 以及几何尺寸等 。3) 冷凝器输入参数模块 , 主要包括空气侧输 入参数 , 如空气进口风量 、进口温度 、压力等 , 制 冷剂侧参数包括设计换热量 、制冷剂的选择 、制冷 剂进口温度 、压力以及过冷度等参数 。4) 物性调用模块 ,在两相区和过热区 ,制冷剂 侧换热系数分别由不同的换热关联式计算 ,涉及到 的物性参数量有 Re 、Pr 、 、等 ,其中 Re 是间接 量 , Pr 、 、是直接量 ,首先必须确定 Pr 、 、的值 , 采用在 VB1NET 中调用物性数据库 Ref Prop71013 的方法 ,可以直接导出不同温度 、压力变化下 的物性参数 ,这样在实际运行中 ,更为方便快捷 。5) 核心计算模块 , 包括空气侧换热 、制冷剂 侧压降 、温度以及流量等的计算 。6) 结果输出模块 , 可输出换热量 、制冷剂流 量 、出口干度 、空气出口温度 、制冷剂出口温度等 参数 。还可把管内压降 、管内制冷剂干度等以曲线 形式表示出来 , 可以使仿真结果更清晰明了 。图 4 支路数对压每根管换热温差的对比支路的换热量比 4 个支路的换热量大 714 , 4 个支路的换热量比 6 个支路的换热量大 1619 % 。其中制 冷剂流量与换热量的变化趋势基本保持一致 。图 4 表明 ,随支路数的增多 ,冷凝器的压降随之 减小 ,最大值为 2 个支路时的 3318kPa , 最小值为 6个支路时 , 仅为 019kPa , 但曲线的斜率并不相同 , 2 路到 3 路的变化较大 ,支路数大于 3 时 ,变化趋势逐 渐减缓 。这与文献14 中的结论是一致的 。由于管外空气的进口状态 、流量 、风速分布等 基本相同 , 相应制冷剂在支路内的流动特性差别也基本不大 , 所以可选取其中一个支路进行详细分 析 。为分析方便 , 如图 1 所示 , 沿制冷剂流动方向 对管进行编号 。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 (如 图 4 所示) , 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 。换热温差有增长的趋势 。 对于不同支路的每根管 , 换热温差分布比较平缓 。 如图 5 所示 , 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 , 如图所示 3 , 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 8814kg/ h , 而 6 个支路时每个支路的流量为 2013kg/ h , 制冷剂流量的显著减小 , 引起管内表面换热系数的减小 , 如图 6 所示 , 最终引起总传热系数的减小 , 如图 7 所示 , 因此 , 冷凝器的换热量随着支路数的增加而3 冷凝器仿真性能的结果及分析311冷凝器随支路数变化的特性分析当管排数 ( 选取 2 排管冷凝器) 、翅片管结构 参数以及空气侧进口状态以及风量一定时 , 仅考虑支路数的变化 。图 3 图 4 表明了冷凝器的换热量 、制冷剂流量及管内侧压降随支路数的变化 。图3 所示随支路数的增多 ,换热量递减 ,最大值为 2 个 支 路 时 的 7182kW , 最 小 值 为 6 个 支 路 时 的5192kW , 最大值比最小值大 3211 % , 其中 , 2 个支路时的换热量比 3 个支路时的换热量大 512 % ,3 个图 3 支路数对换热量 、制冷剂流量的影响2 0 0 9 年 9 月第 28 卷 第 3 期 (总 108 期)制冷5减小 , 如图 8 所示 。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 , 如图 6 所示 。过热区换热系数的减 小导致制冷剂温度的快速下降 。312冷凝器随管排数变化的特性分析对于相同支路 ( 选取 2 个支路) ,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图 10 为换热量 、制冷剂流量 、 压降以及空气换热系数随着管排数变化的曲线 。图 9 所示换热量随着排数的增加而增加 。最小值为 1 排 时 的 322416W , 最 大 值 为 4 排 时 的788413W , 最大值是最小值的 2145 倍 。但曲线斜率并不相同 ,排数较少时 , 斜率较大 , 随着排数增加 , 斜率逐渐变小 。其中 , 2 排时的换热量比 1 排的增大了 6115 % , 3 排时的换热量比 2 排的增大了3218 % , 4 排时的换热量比 3 排的增大了 1319 % 。 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 413 倍 。 随着排数的增加 , 曲线斜率逐渐变小 。图 10 还表明 ,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 12716 , 最小值为 8518 , 其中 , 2排时的空气侧换热系数比 1 排时的减小了 1118 % ,3 排时的比 2 排时的减小了 1214 % , 4 排时的比 3排时的减小了 1219 % , 基本上呈单调递减趋势 。 对于管排数对冷凝器特性的影响 , 采用相同的支路 、管的几何结构尺寸以及相同的风量 、风速分No . 3 , 2009 , Sep .R EFRIGERATION6 Vol . 28 ( Total No . 108 ) 布以及相同的空气进口温度 , 因此 , 可以选取一个支路内换热器的特性进行分析 。仍然按照图 1 对管表 2 每根管的换热量对比2 排管3 排管管编号进行编号 。按照空气流动的方向给管排排序 ,为第 1 排 、第 2 排 、第 3 排 。依次第 1 排第 2 排第 1 排第 2 排第 3 排1171912913138121361913418132111281912512120181151310812971914013631899119713961495119317911989198714847913123101301913111128191281212411122181171411517108121051691178416671094159319921691158917881385188319791975161231993156819671866126616641465116213631158145912123456789101112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 3219 % 。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 3819 % , 比第 3 排的大了 6611 % 。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 4311 % , 第 2 排管占总换热量的 31 % , 第 3 排管占总换热量的 26 % 。影响换热量的因素主要有制冷剂流量 、传热系数以及传热温差 。从图 9 可知 , 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 6419kg/ h , 最大值为 4 排时的 16017kg/ h , 其中 , 2 排时的制冷剂流量比 1 排时的增加了6115 % , 3 排时的制冷剂流量比 2 排时的增加了3315 % , 而 4 排时的制冷剂流量比 3 排时的增大了1419 % 。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 30 50 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 2713 % 。对于 3 排管 , 第 1 排的平均温差比第2 排大了约 2811 % , 比第 3 排大了约 4616 % 。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 。2 0 0 9 年 9 月第 28 卷 第 3 期 (总 108 期)制冷7热器仿真模型 J233 - 2381 机械工程学报 , 2005 , 41 ( 06) :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 3318kPa ,最小值为 6 个支路 时 ,仅为 019kPa ,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 7182kW ,最小值为 6 个支路时 的 5192kW ,最大值比最小值大 3211 % 。(2) 随着管排数的增加 , 压降增大 , 4 排管的 压降是 1 排管的 413 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4吴志刚 , 丁国良 , 浦晖 1 基于知识及遗传退火混合算5法的翅片管换热器管路优化方法 J2007 , 58 (10) : 2444 - 24491 化工学报 ,6J angho Lee , Young - Chul kWon1 , Moo Hwan Kim1An im2 proved method for analyzing a fin and tube evaporator contain2 ing a zeotropic mixture refrigerant with air mal - distribution J 1International Journal of Refrigeration12003 ( 26) : 707 -720Piotr A1Domanski , David Yashar , Minsung Kim1Performance of a finned - tube evaporator optimized for different refriger2 ants and its effect on system efficiencyJ 1International Jour2 nal of Refrigeration 2005 ,28 :820 - 827Liang S Y ,wong T N ,Nathan G K1Numerical and experimen2tal studies of refrigerant circuirty of evaporator coils J1International Journal of Refrigeration 2001 ,24 :823 - 833Domanski , P A1Simualtion of an evaporator with non - uni2 form one - dimensional air distributionJ 1ASHRAE Transac2 tion ,1991 ,97 (1) :793 - 802Chi - Chuan Wang , Young - M