寬片與窄片組合的翅片管換熱器數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)研究

張智，趙夫峰，王三輝，曾小朗

（廣東美的制冷設(shè)備有限公司，廣東佛山 528311）

寬片與窄片組合的翅片管換熱器數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)研究

張智*，趙夫峰，王三輝，曾小朗

（廣東美的制冷設(shè)備有限公司，廣東佛山 528311）

基于對傳統(tǒng)的7 mm 管徑翅片管換熱器的CFD分析，本文提出了一種新的寬片與窄片組合的翅片管換熱器，并對這二種翅片管換熱器用 CFD軟件進(jìn)行了數(shù)值模擬。數(shù)值研究結(jié)果表明：寬片與窄片組合的翅片管換熱器比常規(guī)翅片管換熱器的空氣側(cè)換熱性能好，但是它的空氣側(cè)壓降較低。整機(jī)實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：二者性能幾乎相當(dāng)。

翅片管；數(shù)值模擬；實(shí)驗(yàn)研究；換熱性能；壓降

0 引言

近年來，隨著空調(diào)市場競爭的激烈和國家標(biāo)準(zhǔn)的提高，空調(diào)器的節(jié)能要求越來越受到重視。兩排管翅式換熱器是空調(diào)中最常用的換熱器結(jié)構(gòu)形式，傳統(tǒng)的兩排換熱器所采用的前后兩排的翅片片寬和翅片形狀均相同。文獻(xiàn)[1]通過對不同管徑組合來提高冷凝器換熱能力進(jìn)行了數(shù)值研究；文獻(xiàn)[2-3]運(yùn)用場協(xié)同理論，對翅片開縫位置依據(jù)“前疏后密”原則進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。因此，通過 CFD技術(shù)對前后排換熱器不同片寬進(jìn)行設(shè)計(jì)，可以提升前后排的換熱量，從而提升整個(gè)換熱器的換熱能力，進(jìn)而可以降低產(chǎn)品成本。本文主要從 CFD數(shù)值分析和換熱器整機(jī)實(shí)驗(yàn)對兩排7 mm換熱器不同片寬組合進(jìn)行研究。

1 數(shù)學(xué)物理模型

1.1 物理模型

本文所研究的開縫翅片結(jié)構(gòu)簡圖見翅片計(jì)算區(qū)域如圖1所示，圖中，δ為翅片厚度；H為翅片間距；Tw為銅管外表面溫度；T為外界氣流溫度；r為銅管半徑，下標(biāo)i表示內(nèi)徑，下標(biāo)o表示外徑。模型考慮了管徑的翻邊厚度并納入到管外換熱的計(jì)算當(dāng)中。

圖1 翅片管換熱器示意圖

1.2 數(shù)學(xué)模型

1.2.1 計(jì)算模型及控制方程

利用對稱性，可以建立兩種計(jì)算模型，一種是翅片的基片位于計(jì)算區(qū)域兩邊，另一種是翅片的基片位于計(jì)算模型的中間。本文的計(jì)算采用后一種模型。本文假定空氣側(cè)流動為不可壓、穩(wěn)態(tài)和常物性對流換熱過程?？刂品匠贪巳S的連續(xù)性方程、動量方程和能量方程。假定銅管內(nèi)、外表面溫度保持不變，忽略翅片和銅管間的接觸熱阻。計(jì)算條件為：此時(shí)取銅管壁溫度308 K，外界氣流溫度318 K。壓力一速度耦合采用SIMPLE方法，翅片表面采用自身導(dǎo)熱和對流換熱的耦合方式，區(qū)域的邊界使用對稱性邊界條件和周期性邊界條件。其控制方程[4]如下：

式中：

u——x方向的速度；

v——y方向的速度；

w——z方向的速度；

φ——一般變量；

Γφ——廣義擴(kuò)散數(shù)；

Sφ——廣義源項(xiàng)。

1.2.2 邊界條件

計(jì)算中為了保證進(jìn)口處的均勻流速，把計(jì)算區(qū)域向上游和下游分別延長相應(yīng)的流動深度。進(jìn)口邊界條件為均勻流度、溫度均勻分布；出口為充分發(fā)展邊界條件。所有延長段的側(cè)面均為對稱性邊界條件。在換熱片區(qū)域，前、后（側(cè)面）流體區(qū)和翅片區(qū)域均為對稱性邊界條件，管壁區(qū)為無滑移恒壁溫邊界條件，上、下流體區(qū)域?yàn)橹芷谛赃吔鐥l件，翅片具體結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 兩種翅片結(jié)構(gòu)參數(shù)

1.2.3 網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證

由于本文的模型結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，所以采用四面體網(wǎng)格分別對流體和固體部分進(jìn)行劃分。為 了提高解的精度和可靠性，首先進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性測算，采用不同的網(wǎng)格密度重復(fù)同樣的計(jì)算，比較所得的結(jié)果，對驗(yàn)證計(jì)算結(jié)果的可靠性具有非常重要的意義。以模型兩排7 mm管為例，分別采用網(wǎng)格數(shù)量為48萬、60萬和71萬時(shí)，溫差、壓降和換熱量的數(shù)值如圖2所示。由圖可知，采用70萬以上的網(wǎng)格數(shù)完全能夠滿足現(xiàn)有計(jì)算的精度要求，且在實(shí)際仿真中采用的網(wǎng)格數(shù)均大于71萬。

圖2 網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證圖

2 兩排7mm管不同片寬數(shù)值研究

2.1 計(jì)算條件

在入口風(fēng)速為1 m/s、1.5 m/s、2 m/s和2.5 m/s條件下，分別對原型兩排7 mm管寬片22 mm圓管換熱器基準(zhǔn)翅片和兩排7 mm管寬片和窄片組合圓管換熱器翅片[中心距21 mm，寬片和窄片組合方式為(22+13.37) mm]，片距為1.4 mm和1.5 mm，進(jìn)行仿真研究。

2.2 計(jì)算結(jié)果

2.2.1 兩排寬片換熱器流場分布

兩排寬片22 mm圓管翅片側(cè)流場分布見圖3。

圖3 兩排寬片22 mm圓管翅片側(cè)流場分布圖

2.2.2 片寬(26+18) mm換熱器流場分布

兩排(26+18) mm組合圓管翅片側(cè)流場分布如圖4所示。

圖4 兩排(26+18) mm組合圓管翅片側(cè)流場分布圖

2.2.3 片寬(22+13.37) mm換熱器流場分布

兩排(22+13.37) mm組合圓管翅片側(cè)流場分布如圖5所示。

流場分布圖顯示片距1.4 mm，風(fēng)速1.5 m/s仿真結(jié)果，從前后排不同片寬流場分布圖可以得到以下結(jié)論。

1）溫度分布：兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器前后排換熱溫差和前排換熱量大于傳統(tǒng)兩排寬片換熱器。

2）翅片表面換熱系數(shù)分布：兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器表面換熱系數(shù)大于傳統(tǒng)兩排寬片換熱器。

3）壓力分布：兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合換熱器空氣側(cè)壓降小于傳統(tǒng)兩排寬片換熱器。

2.2.4 空氣側(cè)換熱性能與壓降計(jì)算結(jié)果

兩排(22+22) mm 寬片、兩排(26+18) mm 與(22+13.37) mm組合翅片單位面積換熱量和空氣側(cè)壓降計(jì)算結(jié)果如圖6所示。

從圖中可以看出：在相同風(fēng)速條件下，兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器的單位面積換熱量平均比兩排（22+22）mm寬片換熱器的高2.64%、2.29%，空氣側(cè)壓降為兩排(22+22) mm寬片換熱器的99.56%、93.07%。因此，不同片寬組合翅片換熱器空氣側(cè)換熱和壓降比原型兩排(22+22) mm寬片換熱器均有優(yōu)勢。

圖6 三種換熱器在不同風(fēng)速下空氣側(cè)換熱性能與壓降

2.2.5 前后兩排換熱比計(jì)算結(jié)果

兩排(22+22) mm 寬片、兩排(26+18) mm 與(22+13.37) mm前排換熱量占總換熱量比例計(jì)算結(jié)果如圖7和圖8所示。

圖7 在片距1.4 mm和1.5 mm、風(fēng)速1 m/s和1.5 m/s下前排換熱量占總換熱量比例

圖8 片距1.4 mm在不同風(fēng)速下前排換熱量占總換熱量比例

從圖7和圖8前排換熱量占總換熱量比例可得到以下結(jié)論。

1）在相同風(fēng)速和相同片距下，傳統(tǒng)兩排(22+22) mm寬片換熱器前排換熱量占總換熱量比例大于兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器，這與強(qiáng)化換熱場協(xié)同原理一致，即前后排換熱器換熱量比例越小，整個(gè)換熱器的換熱性能越好。

2）在相同風(fēng)速和不同片距下，前排換熱量占總換熱量比例隨著片距的增加而減小，因此增加風(fēng)速可以強(qiáng)化后排換熱量。

3）從圖15可以看出，以兩排(22+22) mm寬片換熱器為基準(zhǔn)、從兩排(26+18) mm 到(22+ 13.37) mm組合翅片換熱器，前排換熱量占總換熱量比例先減小后增加，這說明前后排不同片寬排布具有最優(yōu)值，可以使前后排換熱達(dá)到最佳比例，整個(gè)換熱器換熱性能最優(yōu)。

3 換熱器整機(jī)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證及成本對比

3.1 整機(jī)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

本次實(shí)驗(yàn)機(jī)型為KFR-72LW/BP2DN1Y-E(3)A，實(shí)驗(yàn)方案蒸發(fā)器不變，分別對采用兩排(22+22) mm寬片換熱器和兩排(22+13.37) mm組合翅片換熱器的整機(jī)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。實(shí)驗(yàn)過程中用電子膨脹閥進(jìn)行調(diào)節(jié)，相關(guān)測試按照國標(biāo)測試標(biāo)準(zhǔn)[5]進(jìn)行。室外機(jī)冷凝器相關(guān)參數(shù)如表2所示。由于內(nèi)排片寬減小，為了保障折彎后長 U 側(cè)對齊，內(nèi)排片寬為13.37 mm，脹管高度增加10 mm，各性能測試結(jié)果如表3～表5所示。

表2 室外機(jī)冷凝器參數(shù)

表3 標(biāo)冷工況實(shí)驗(yàn)結(jié)果

表4 標(biāo)熱工況實(shí)驗(yàn)結(jié)果

表5 低溫與超低溫實(shí)驗(yàn)結(jié)果

從整機(jī)數(shù)據(jù)來看，傳統(tǒng) 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器，制冷工況下EER與原型機(jī)相同；制熱工況下，額定制熱量(22+13.37) mm組合翅片換熱器比傳統(tǒng) 7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器高約50 W，輸入功率比原型機(jī)高 10 W，中間制熱二者一致，低溫與超低溫二者制熱量基本一致。因此，考慮整個(gè)實(shí)驗(yàn)室誤差，傳統(tǒng) 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器整機(jī)性能基本一致。綜合考慮到仿真數(shù)據(jù)與整機(jī)對換熱器的影響因素，從仿真結(jié)果可以預(yù)測換熱器性能參數(shù)。

3.2 換熱器成本分析

本次實(shí)驗(yàn)采用換熱器只改變內(nèi)排管路翅片寬度和脹管高度，沒有改變外排管路相關(guān)參數(shù)；另外傳統(tǒng) 7 mm 管兩排(22+22) mm 寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器流路一致，半圓管也基本一致。因此，本次計(jì)算成本只計(jì)算內(nèi)排管路成本。計(jì)算條件：銅價(jià)55元/kg，鋁價(jià)16元/kg。計(jì)算結(jié)果如表6所示。

從表6可以看出，(22+13.37) mm組合翅片換熱器與傳統(tǒng)7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器相比，具有18.5元的成本優(yōu)勢。

表6 72變頻R3換熱器銅管和翅片成本統(tǒng)計(jì)（單位：元）

4 結(jié)論

1）兩排(26+18) mm與(22+13.37) mm組合翅片換熱器前后排換熱溫差和換熱系數(shù)大于傳統(tǒng) 7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器，空氣側(cè)壓降小于傳統(tǒng)7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器。

2）在相同風(fēng)速條件下，兩排(26+18) mm 與 (22+13.37) mm組合翅片換熱器的單位面積換熱量平均比兩排(22+22) mm 寬片換熱器高 2.64%、2.29%，空氣側(cè)壓降則為傳統(tǒng) 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器的99.56%、93.07%；傳統(tǒng)7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器前排換熱量占總 換 熱 量 比 例 大 于 兩 排 (26+18) mm 與(22+13.37) mm組合翅片換熱器，隨著片距增加，前排換熱量占整個(gè)換熱器比例減小。

3）考慮實(shí)驗(yàn)誤差，傳統(tǒng) 7 mm 管兩排(22+22) mm寬片換熱器與(22+13.37) mm組合翅片換熱器相比，二者在制冷、制熱、低溫和超低溫能力方面基本一致；成本方面，(22+13.37) mm組合翅片換熱器與傳統(tǒng)7 mm管兩排(22+22) mm寬片換熱器相比具有18.5元的優(yōu)勢。

[1]張智,金培耕,劉志剛.不同管徑組合的冷凝器換熱數(shù)值研究[J].熱科學(xué)與技術(shù),2002,1(2): 104-108.

[2]屈治國,何雅玲,陶文銓.平直開縫翅片傳熱特性的三維數(shù)值模擬及場協(xié)同原理分析[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2003,24(5): 825-827.

[3]金巍巍,屈治國,張超超,等.空調(diào)蒸發(fā)器用管翅式換熱器開縫翅片的數(shù)值設(shè)計(jì)[J].工程熱物理學(xué)報(bào),2006,27(4): 688-690.

[4]陶文銓.數(shù)值傳熱學(xué)[M].2版.西安: 西安交通大學(xué)出版社,2001.

[5]GB/T 7725-2004 房間空氣調(diào)節(jié)器[S].

Numerical Simulation and Experimental Research on Fin-tube Heat Exchanger with Combining Wide and Narrow Fins

ZHANG Zhi*,ZHAO Fu-feng,WANG San-hui,ZENG Xiao-lang
(GD Midea Refrigeration Equipment Co.,Ltd.,Foshan,Guangdong 528311,China)

Based on the CFD analysis of the traditional fin-tube heat exchanger with 7 mm diameter tubes,a new fin-tube heat exchanger with combining wide and narrow fins was put forward.These two kinds of fin-tube heat exchangers were simulated with CFD software.The numerical simulation results showed that the air-side heat transfer performance of the fin-tube heat exchanger with combining wide and narrow fins was higher than that of traditional fin-tube heat exchanger,but the air-side pressure drop was lower.The experimental results showed that the performances of the new and traditional heat exchanger are almost the same.

Fin-tube;Numerical simulation;Experimental research;Heat transfer performance;Pressure drop

10.3969/j.issn.2095-4468.2014.06.106

*張智（1972-），男，博士，研究方向：空調(diào)制冷、強(qiáng)化換熱及舒適性技術(shù)。聯(lián)系地址：廣東省佛山市順德區(qū)北滘鎮(zhèn)美的制冷研究，郵編：528311。聯(lián)系電話：0757-26333990。E-mail：zhangzhi@midea.com.cn。

佛山市院市合作項(xiàng)目利用自然冷源的相變蓄冷節(jié)能空調(diào)設(shè)備的研發(fā)及產(chǎn)業(yè)化（2012YS02）

本論文選自2014年第八屆全國制冷空調(diào)新技術(shù)研討會。