基于分布參數(shù)模型的小管徑換熱器性能預(yù)測及參數(shù)分析

李金波 趙夫峰 李日新 杜順開 支長雙 劉迎文

(1 西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 西安 710049;2 廣東美的制冷設(shè)備有限公司 佛山 528311)

換熱器是制冷空調(diào)設(shè)備的關(guān)鍵部件之一,在不同運(yùn)行工況下分別承擔(dān)了制冷與制熱的作用,其中翅片管換熱器加工簡單,成為應(yīng)用最廣的換熱器之一[1]。目前從換熱器角度對空調(diào)能效進(jìn)行提升的方式主要包括空氣側(cè)翅片結(jié)構(gòu)的優(yōu)化[2-3]、制冷劑側(cè)換熱管結(jié)構(gòu)的優(yōu)化[4-5]以及整體側(cè)流路設(shè)計(jì)方案的優(yōu)化[6-7]等3個(gè)方面。事實(shí)上,換熱器中的管道數(shù)量非常大,且運(yùn)行工況一直處于波動(dòng)中。若制冷劑流量過大,出口中的制冷劑可能攜帶液體,且壓降非常大。若制冷劑流量過小,熱交換面積將被浪費(fèi)。迫切需要分析不同運(yùn)行參數(shù)對換熱器整體性能的影響,為后續(xù)換熱器優(yōu)化提供數(shù)據(jù)支撐與理論指導(dǎo)。

建立換熱器的數(shù)學(xué)計(jì)算模型對于整體的性能預(yù)測和流路優(yōu)化設(shè)計(jì)尤為重要,同時(shí)也可以在工程上大幅縮短新產(chǎn)品的開發(fā)周期。常見的數(shù)學(xué)計(jì)算模型從時(shí)間維度上求解可分為動(dòng)態(tài)和穩(wěn)態(tài)兩種類型,進(jìn)一步細(xì)分有集總參數(shù)模型、移動(dòng)邊界模型、管-管模型和分布參數(shù)模型[8]。其中分布參數(shù)模型是最為詳細(xì)的換熱器建模方法,通過對每一個(gè)微元單獨(dú)建模與耦合網(wǎng)絡(luò)求解從而在仿真的效率與精度方面具備更大的優(yōu)勢,因此被廣泛應(yīng)用于制冷空調(diào)領(lǐng)域的計(jì)算機(jī)模擬仿真[9]。

陶于兵等[10]提出一種將兩流路管翅式換熱器流路管徑比改為0.8的優(yōu)化方案,仿真結(jié)果顯示,換熱器的性能在不同工況下相比于相同管徑流路方案可提升6%～11%,空氣側(cè)壓降可降低2%。楊濤[11]從熱力學(xué)理論與空調(diào)系統(tǒng)實(shí)際匹配測試相結(jié)合的角度,認(rèn)為單冷空調(diào)可以各自對蒸發(fā)器與冷凝器進(jìn)行流路設(shè)計(jì)從而使得制冷能力最大化,而對于分體式熱泵空調(diào)則需在制冷能力與制熱能力中尋求平衡點(diǎn)以保證整體性能的提升。Liang S. Y. 等[12]基于分布參數(shù)法建立了R134a的翅片管蒸發(fā)器仿真模型,模擬的制冷量與4次實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果的偏差均在±5%以內(nèi),模擬的壓降與測試結(jié)果偏差在±25%以內(nèi)。此外,提出的一種新流路設(shè)計(jì)方案相比于原流路方案可實(shí)現(xiàn)蒸發(fā)器制冷能力不降的同時(shí)減小5%的傳熱面積,有效降低材料成本。葉夢瑩等[13]對比了5種不同流路數(shù)下CO2蒸發(fā)器的性能變化情況,模擬的傳熱量和制冷劑側(cè)壓降與對應(yīng)實(shí)驗(yàn)值的偏差均在4%以內(nèi),結(jié)果表明,較多的流路數(shù)能夠有效提升蒸發(fā)器的傳熱能力和傳熱均勻性。C. M. Joppolo等[14]基于翅片管冷凝器仿真模型得到的冷凝換熱量與實(shí)驗(yàn)測試值的偏差在-3.06%～4.09%之間,制冷劑側(cè)壓降與實(shí)驗(yàn)測試值的偏差在-1.40%～20.98%之間,不同流路布置方案的數(shù)值結(jié)果表明,優(yōu)化流路可以有效強(qiáng)化冷凝器的換熱同時(shí)減少工質(zhì)的充注量。W. J. Lee等[15]認(rèn)為熵最小化方法并不適用于確定翅片管冷凝器的最佳流路數(shù),提出一種根據(jù)制冷劑側(cè)與空氣側(cè)熱阻相互平衡的條件來確定最佳流路數(shù)的方法,通過冷凝器性能的仿真分析與實(shí)驗(yàn)測試進(jìn)一步驗(yàn)證了新方法的有效性。

上述文獻(xiàn)表明分布參數(shù)模型在預(yù)測翅片管換熱器性能方面具備一定優(yōu)勢,但文獻(xiàn)多數(shù)針對較大管徑換熱器在單一制冷或制熱工況下的性能模擬研究。隨著輕量化與緊湊化的高效換熱器逐漸納入開發(fā)日程,家用空調(diào)換熱器已轉(zhuǎn)向更小尺度管徑的研發(fā)領(lǐng)域,小管徑換熱器既能改善換熱效果,又可以節(jié)約材料并降低充注量[16-18]。因此,需要再度審視小管徑換熱器整體性能的影響因素及其規(guī)律,為進(jìn)一步優(yōu)化流路設(shè)計(jì)與提升整體能效提供研究思路與數(shù)據(jù)積累。

1 數(shù)值模型

1.1 物理模型

以某款分體式家用空調(diào)5 mm管徑蒸發(fā)器為研究對象,該換熱器的流路布置如圖1所示,迎風(fēng)面第一排管由上至下依次編號(hào)1～17,第二排管由上至下依次編號(hào)18～34,其中制冷劑入口對應(yīng)的管編號(hào)為3、4、12、13,制冷劑出口對應(yīng)的管編號(hào)為22、23、29、30。

兩排開縫翅片管換熱器如圖2所示,黃色區(qū)域的管由銅制成,翅片由鋁制成。本文中管徑為5 mm,翅片厚度為0.095 mm,每個(gè)翅片間距包括每翅片厚度。橫向管間距定義為垂直于氣流方向的同一管排上兩個(gè)管的中心距?？v向管間距定義為平行于氣流方向上兩個(gè)管的中心距。管側(cè)和翅片側(cè)結(jié)構(gòu)參數(shù)分別如表1和表2所示,工況測試條件如表3所示。

表1 管側(cè)結(jié)構(gòu)參數(shù)

表2 翅片側(cè)結(jié)構(gòu)參數(shù)

表3 工況測試條件

圖2 翅片管換熱器三維結(jié)構(gòu)

1.2 模型假設(shè)

建立的仿真模型基于以下假設(shè)條件:

1)忽略換熱管的軸向?qū)岷蚒型彎管的換熱;

2)忽略除濕工況下翅片表面冷凝水滯留及冷凝水膜的傳熱熱阻;

3)流動(dòng)換熱為穩(wěn)態(tài)過程。

1.3 計(jì)算原理

本文基于CoilDesigner軟件將換熱器計(jì)算過程轉(zhuǎn)化為在劃分的計(jì)算微元內(nèi)求解傳熱方程和熱平衡方程,圖3所示為換熱器的計(jì)算微元。本文中的顯熱量特指空氣側(cè)溫差變化所帶來的傳熱量,潛熱量特指制冷工況下空氣側(cè)水蒸氣凝結(jié)所放出的熱量。

圖3 計(jì)算微元

Qa=ma(ha,out-ha,in)

(1)

Qr=mr(hr,out-hr,in)

(2)

其中,式(1)為空氣側(cè)熱平衡方程,式(2)為制冷劑側(cè)熱平衡方程。換熱管路內(nèi)制冷劑工質(zhì)流動(dòng)過程中經(jīng)歷的相態(tài)有過冷液體態(tài)、過熱氣體態(tài)、氣液兩相態(tài)、飽和液體態(tài)、飽和氣體態(tài)等,分別選用合適的制冷劑側(cè)傳熱經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式對不同狀態(tài)下的制冷劑進(jìn)行參數(shù)計(jì)算。此外,空氣側(cè)受翅片種類及布置狀態(tài)影響,需選用合適的空氣傳熱經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式,對應(yīng)關(guān)聯(lián)式的選用結(jié)果如表4所示(表中數(shù)字為對應(yīng)參考文獻(xiàn)序號(hào))。

表4 換熱器模塊關(guān)聯(lián)式選擇

1.4 仿真結(jié)果驗(yàn)證

單管的微元數(shù)過少在一定程度上會(huì)影響仿真的準(zhǔn)確度與收斂性,數(shù)量過多會(huì)影響迭代求解的次數(shù)與仿真的經(jīng)濟(jì)性,圖4所示為微元數(shù)的無關(guān)性分析?？梢园l(fā)現(xiàn)制冷劑側(cè)壓降相比于其它因素對微元數(shù)的變化更敏感,當(dāng)微元段數(shù)達(dá)到30時(shí),監(jiān)測的總傳熱量、顯熱量、潛熱量、制冷劑側(cè)壓降及空氣側(cè)壓降的變化均達(dá)到穩(wěn)定,因此可選擇微元數(shù)為30的方案用于后續(xù)的小管徑換熱器仿真與優(yōu)化設(shè)計(jì)。

圖4 微元數(shù)無關(guān)性驗(yàn)證

5 mm管徑換熱器性能仿真結(jié)果與標(biāo)稱能力的對比如表5所示。制冷工況下總傳熱量偏差為+2.71%,制熱工況下傳熱量偏差為+1.6%。考慮到實(shí)驗(yàn)測量的不確定性與實(shí)際迎面風(fēng)速的非均勻性,仿真結(jié)果在合理偏差范圍內(nèi),可以用于后續(xù)進(jìn)一步的分析與設(shè)計(jì)。

表5 仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

2 參數(shù)敏感性分析

2.1 單管長度的影響

小管徑換熱器如圖5所示,其中不同的顏色代表不同的制冷劑支路,單管長度作為制冷劑側(cè)的結(jié)構(gòu)參數(shù),通過決定傳熱面積與迎風(fēng)面積從而影響換熱器換熱能力和兩側(cè)壓降。為了獲得更加準(zhǔn)確的敏感性分析及更加充分的影響,本節(jié)在保證其它工況條件不變的前提下,將管長從0.3 m增至1.1 m,理論研究管長對換熱器性能的影響。傳熱量隨管長的變化如圖6所示。由圖6可知,管長增加使傳熱面積和迎風(fēng)面積同時(shí)增大,此時(shí)單位傳熱面積的傳熱量減少且迎面風(fēng)速降低,使制冷劑側(cè)和空氣側(cè)的傳熱系數(shù)逐漸減小但趨勢逐漸平緩,在管長較小段傳熱面積的增大是主導(dǎo)因素,而在管長較大段傳熱系數(shù)的減小是主導(dǎo)因素,因此顯熱量隨管長增加呈先增加后衰減的趨勢,顯熱量的拐點(diǎn)出現(xiàn)在管長0.7 m,對應(yīng)顯熱量的極值為3 235 W?？倐鳠崃侩S管長的變化逐漸變緩,當(dāng)管長達(dá)到0.58 m時(shí)總傳熱量即可達(dá)到3 500 W的標(biāo)準(zhǔn),但此時(shí)的顯熱量與顯熱比并未達(dá)到峰值,總傳熱量中的一部分熱量為空氣冷凝潛熱所貢獻(xiàn),對空氣的降溫冷卻能力不足,且此時(shí)制冷劑出口過熱度較小,因此0.58 m的管長在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中偏小。此外,當(dāng)管長達(dá)到0.64 m時(shí)總傳熱量為3 572 W,顯熱量達(dá)到3 206 W且顯熱比也較大,空氣出口干球溫度可被冷卻至287.56 K,相比于0.58 m管長略有下降且出口制冷劑保持了一定的過熱度,此后隨著管長的增加,總傳熱量微弱增加是因?yàn)橹评鋭庀鄠鳠釁^(qū)繼續(xù)擴(kuò)大,后微弱衰減主要是因?yàn)橹评鋭﹤?cè)的阻力增大使飽和溫度衰減,惡化了總體換熱。制熱工況下傳熱量變化情況與制冷工況下基本一致。

圖5 小管徑換熱器

制冷劑側(cè)壓降和空氣側(cè)壓降隨管長的變化如圖7所示。由圖7可知,兩種工況下制冷劑側(cè)壓降均隨管長增加線性增大,而空氣側(cè)壓降均隨管長增加逐漸減小且趨勢逐漸平緩。原因如下:1)管長增加導(dǎo)致制冷劑沿程阻力損失線性增大;2)管長增加使空氣側(cè)迎風(fēng)面積線性增大,風(fēng)量不變的前提下風(fēng)速成反比例式衰減,而空氣阻力與風(fēng)速的平方成正比,因此空氣側(cè)壓降隨管長的衰減趨勢逐漸平緩。綜上所述,當(dāng)換熱器管長處于0.6～0.7 m時(shí),實(shí)現(xiàn)換熱能力的同時(shí)也保證了制冷工況下較高的顯熱比,同時(shí)還可使制冷劑側(cè)的壓降保持在較低的水平。

圖7 壓降隨管長的變化

2.2 制冷劑質(zhì)量流量的影響

質(zhì)量流量通過主導(dǎo)管側(cè)制冷劑的流動(dòng)換熱從而影響換熱器的能力和制冷劑側(cè)壓降。制冷劑質(zhì)量流量仿真工況設(shè)置如表6所示,在保證其它工況條件不變的前提下,改變?nèi)肟谥评鋭┑馁|(zhì)量流量以實(shí)現(xiàn)不同的運(yùn)行參數(shù),研究其對換熱器性能的影響。

表6 仿真工況設(shè)置(制冷劑質(zhì)量流量)

傳熱量隨制冷劑質(zhì)量流量的變化如圖8所示。由圖8可知,制冷工況下隨著制冷劑質(zhì)量流量的增大,總傳熱量、顯熱量和潛熱量逐漸增加,當(dāng)質(zhì)量流量為50.4 kg/h時(shí),總傳熱量基本達(dá)到3 500 W。質(zhì)量流量的增加使制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)更大,而空氣側(cè)傳熱系數(shù)不變,整體換熱能力顯著提升,同時(shí)空氣溫度降至露點(diǎn)溫度以后不斷產(chǎn)生冷凝水,潛熱量不斷增加。觀察圖8(a)中的曲線斜率可知,三者在隨質(zhì)量流量增大而增加的同時(shí)其變化率逐漸減小,根據(jù)傳熱學(xué)定理原理,換熱器的傳熱量主要由傳熱系數(shù)、傳熱面積和傳熱溫差決定,在傳熱面積不變,傳熱系數(shù)增大的基礎(chǔ)上,空氣出口溫度隨著傳熱量的增加而減小,兩側(cè)平均傳熱溫差減小,一定程度上減緩了傳熱量的增速,而且單位傳熱面積的熱流密度增速減緩使制冷劑側(cè)傳熱系數(shù)的增大趨勢也逐漸減緩,因此總傳熱量、顯熱量和潛熱量的變化率隨質(zhì)量流量增大逐漸減小,同時(shí)顯熱比也逐漸減小。圖8(b)中,制熱工況下傳熱量隨制冷劑質(zhì)量流量的變化趨勢與制冷工況類似,平均傳熱溫差的減小抑制了傳熱量的增速,當(dāng)制冷劑質(zhì)量流量為54 kg/h時(shí),傳熱量達(dá)到4 450 W。

圖8 傳熱量隨制冷劑質(zhì)量流量的變化

壓降隨制冷劑質(zhì)量流量的變化如圖9所示。由圖9可知,制冷劑側(cè)壓降與制冷劑質(zhì)量流量近似成線性增加的關(guān)系,當(dāng)質(zhì)量流量由36 kg/h增至72 kg/h時(shí),制冷工況下制冷劑側(cè)壓降由13.91 kPa增至37.57 kPa,增大了1.70倍,制熱工況下制冷劑側(cè)壓降由2.45 kPa增至16.43 kPa,增大了5.70倍;而空氣側(cè)壓降與制冷劑質(zhì)量流量并無顯著變化關(guān)系,這是因?yàn)楸疚慕⒌膿Q熱器仿真模型并未考慮冷凝水對空氣流動(dòng)阻力的影響,實(shí)際應(yīng)用中當(dāng)換熱器翅片間距設(shè)計(jì)過小,出現(xiàn)冷凝水積存造成空氣側(cè)壓降偏大和風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速相同時(shí)風(fēng)量衰減的現(xiàn)象,因此在翅片側(cè)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)中需要注意這一點(diǎn)。隨著制冷劑質(zhì)量流量的增大,為提升單位傳熱量收益需付出更大的制冷劑側(cè)壓降代價(jià),因此,在滿足換熱器能力的基礎(chǔ)上,適當(dāng)降低制冷劑質(zhì)量流量可以避免制冷劑側(cè)壓降的大幅提高,也可以防止在實(shí)際系統(tǒng)運(yùn)行過程中壓縮機(jī)功率增大及系統(tǒng)能效降低等問題,有益于提升系統(tǒng)性能系數(shù)。

圖9 壓降隨制冷劑質(zhì)量流量的變化

2.3 風(fēng)量的影響

對于飽和溫度穩(wěn)定的空調(diào)系統(tǒng),風(fēng)量是影響換熱器能力和兩側(cè)(制冷劑側(cè)和空氣側(cè))壓降的另一重要因素。風(fēng)量仿真工況設(shè)置如表7所示,在保證其它工況條件不變的前提下,改變迎面風(fēng)量以實(shí)現(xiàn)不同的運(yùn)行參數(shù),研究風(fēng)量對換熱器性能的影響。

表7 仿真工況設(shè)置(風(fēng)量)

傳熱量隨風(fēng)量的變化如圖10所示。由圖10可知,在制冷工況下隨著風(fēng)量的增大,總傳熱量和顯熱量逐漸增加,而潛熱量則呈先增加后衰減的趨勢。在迎風(fēng)面積不變的情況下風(fēng)量增大相當(dāng)于風(fēng)速增大,因此空氣側(cè)傳熱系數(shù)提高,主導(dǎo)了總傳熱量與潛熱量的增加,當(dāng)風(fēng)量達(dá)到720 m3/h時(shí)總傳熱量接近3 500 W;潛熱量在低風(fēng)量360～576 m3/h區(qū)間隨風(fēng)量增大而增加,此時(shí)較小的風(fēng)量使空氣在翅片側(cè)間隙滯留時(shí)間更久,延長了熱質(zhì)傳遞的有效時(shí)間,同時(shí)風(fēng)量的小幅增加強(qiáng)化了空氣側(cè)的冷凝換熱,因此潛熱量從210 W增至426 W,當(dāng)風(fēng)量進(jìn)一步增至1 080 m3/h時(shí)潛熱量開始不斷衰減至222 W,這主要是空氣側(cè)熱質(zhì)傳遞有效時(shí)間縮短的影響。進(jìn)一步觀察圖10(a)中曲線斜率的變化,總傳熱量與顯熱量的變化率隨風(fēng)量增大逐漸減小,制熱工況下的傳熱量也呈現(xiàn)相似的變化規(guī)律。

制冷劑側(cè)和空氣側(cè)壓降隨風(fēng)量的變化如圖11所示。由圖11可知,在制冷工況下隨著風(fēng)量的增大,制冷劑側(cè)與空氣側(cè)的壓降均逐漸增大。風(fēng)量的增大相當(dāng)于風(fēng)速增大,導(dǎo)致空氣側(cè)更大的沿程損失,制冷劑側(cè)壓降增大的主要原因是傳熱量使制冷劑側(cè)整體相變程度增大從而具有更大的出口干度。觀察圖11(a)中曲線斜率的變化,兩側(cè)壓降隨風(fēng)量的變化率并不相同,制冷劑側(cè)壓降隨風(fēng)量增大其變化率逐漸變小,這是因?yàn)槌隹诟啥鹊倪M(jìn)一步增大導(dǎo)致平均干度增大,過熱氣相區(qū)的壓降抑制了整體壓降的增加趨勢;而空氣側(cè)壓降與最小流動(dòng)面積處的速度有關(guān),近似與速度的二次方成正比,使空氣側(cè)壓降隨風(fēng)量增大而增長更快,當(dāng)風(fēng)量由360 m3/h增至1 080 m3/h,空氣側(cè)壓降由7.85 Pa增至34.09 Pa,增大了3.35倍。圖11(b)中,制熱工況下空氣側(cè)壓降呈現(xiàn)與制冷工況下一致的變化趨勢,而制冷劑側(cè)壓降隨風(fēng)量的增大反而逐漸減小,這是因?yàn)榇藭r(shí)制熱工況下的制冷劑流向與制冷工況相反。在滿足換熱器能力的基礎(chǔ)上,適度降低風(fēng)量可以避免空氣側(cè)壓降的大幅提高和實(shí)際運(yùn)行中風(fēng)機(jī)高轉(zhuǎn)速帶來的能耗代價(jià)等問題,同時(shí)可兼顧一定的顯熱比。

2.4 空氣入口干球溫度的影響

空氣入口干球溫度仿真工況設(shè)置如表8所示。在保證其它工況條件不變的前提下,改變空氣的入口干球溫度以實(shí)現(xiàn)不同空氣入口狀態(tài),研究其對換熱器性能的影響。

表8 仿真工況設(shè)置(空氣入口干球溫度)

傳熱量隨空氣入口干球溫度的變化如圖12所示。由圖12可知,制冷工況下的傳熱量在研究的干球溫度變化范圍內(nèi)存在兩個(gè)發(fā)展階段。干球溫度從20 ℃增至24.5 ℃為第一個(gè)發(fā)展階段,此時(shí)空氣露點(diǎn)溫度較低且低于蒸發(fā)溫度,因此該階段空氣并未發(fā)生冷凝且潛熱量為零,總傳熱量與顯熱量的曲線重合,干球溫度的增大使空氣側(cè)與制冷劑側(cè)的傳熱溫差增大,此階段總傳熱量由1 707 W增至2 769 W,近似線性增加,需要注意的是由于整體傳熱量較小,此階段管內(nèi)制冷劑仍為純兩相狀態(tài)。第二個(gè)發(fā)展階段為干球溫度從26 ℃增至35 ℃,此時(shí)空氣露點(diǎn)溫度進(jìn)一步增大并高于蒸發(fā)溫度,空氣發(fā)生冷凝且潛熱量逐漸增至1 517 W;總傳熱量與顯熱量的變化則呈現(xiàn)不同趨勢,此階段管內(nèi)存在過熱區(qū)且過熱區(qū)占比擴(kuò)大,制冷劑出口過熱度不斷增加,過熱區(qū)內(nèi)的傳熱惡化使空氣進(jìn)出口的干球溫度差在第二階段不斷減小,因此顯熱量從3 101 W不斷減少至2 319 W,由于潛熱量的增加幅度大于顯熱量的減少幅度,兩者共同作用使總傳熱量從3 158 W繼續(xù)增至3 836 W,但趨勢有所減緩。制熱工況下平均傳熱溫差隨空氣入口干球溫度的增大而減小,傳熱量的變化呈不斷減少的趨勢。

圖12 傳熱量隨空氣入口干球溫度的變化

制冷劑側(cè)壓降和空氣側(cè)壓降隨空氣入口干球溫度的變化如圖13所示。由圖13可知,制冷工況下制冷劑側(cè)的壓降隨空氣入口干球溫度逐漸增大,與總傳熱量的變化規(guī)律不謀而合,傳熱量的增加使兩相區(qū)占比減小,同時(shí)平均壓降更高的氣相區(qū)占比增大;制熱工況下制冷劑側(cè)壓降隨空氣入口干球溫度的變化規(guī)律主要是由傳熱量減小導(dǎo)致過冷度降低、平均壓降更高的兩相區(qū)和氣相區(qū)相對占比增大導(dǎo)致。反觀空氣側(cè)壓降在兩種工況下均呈現(xiàn)緩慢衰減的趨勢,這是因?yàn)榭諝鈧?cè)壓降與空氣密度成正相關(guān)關(guān)系,而空氣密度隨入口干球溫度的增大出現(xiàn)小幅的減小。

圖13 壓降隨空氣入口干球溫度的變化

2.5 空氣入口相對濕度的影響

根據(jù)焓濕圖原理,當(dāng)空氣干球溫度保持不變時(shí),隨著相對濕度的增大,對應(yīng)的空氣濕球溫度、露點(diǎn)溫度及焓值也會(huì)增大?？諝馊肟谙鄬穸确抡婀r設(shè)置如表9所示,在保證其它工況條件不變前提下,改變空氣的入口相對濕度以實(shí)現(xiàn)不同空氣入口狀態(tài),研究其對換熱器性能的影響。

表9 仿真工況設(shè)置(空氣入口相對濕度)

傳熱量隨空氣入口相對濕度的變化如圖14所示。制冷工況下相對濕度從35%增至43%為第一個(gè)發(fā)展階段,相對濕度較小的空氣對應(yīng)的露點(diǎn)溫度更低且低于蒸發(fā)溫度,因此潛熱量為零,總傳熱量等于顯熱量,由于此階段內(nèi)管內(nèi)制冷劑為兩相狀態(tài),蒸發(fā)器兩側(cè)的平均傳熱溫差不變,相對濕度的大小并不影響總傳熱量的變化,總傳熱量維持在3 290 W基本不變,這不同于空氣入口干球溫度在第一個(gè)發(fā)展階段對總傳熱量的影響。隨著相對濕度進(jìn)一步增至55%,空氣露點(diǎn)溫度高于蒸發(fā)溫度且兩者差值變大,因此空氣的冷凝程度加深且潛熱量不斷增至1 098 W;同時(shí)管內(nèi)過熱區(qū)不斷擴(kuò)大,過熱區(qū)的傳熱惡化使制冷劑側(cè)平均溫度升高,蒸發(fā)器兩側(cè)傳熱溫差減小,導(dǎo)致顯熱量從3 261 W不斷減少至2 649 W;由于潛熱量的增幅大于顯熱量的減幅,兩者共同作用使第二階段內(nèi)總傳熱量隨空氣入口相對濕度的增大緩慢增至3 747 W。由于制熱工況下空氣側(cè)不存在冷凝現(xiàn)象,空氣入口相對濕度對傳熱量幾乎無影響。

圖14 傳熱量隨空氣入口相對濕度的變化

制冷劑側(cè)壓降和空氣側(cè)壓降隨空氣入口相對濕度的變化如圖15所示。由圖15可知,制冷工況下制冷劑側(cè)的壓降隨空氣入口相對濕度的變化規(guī)律主要取決于總傳熱量的變化,傳熱量的增加使管內(nèi)制冷劑相變程度增大,兩相區(qū)的占比減小,同時(shí)過熱氣相區(qū)的占比增大,因此制冷劑側(cè)壓降在第二個(gè)發(fā)展階段的變化規(guī)律不同于第一個(gè)發(fā)展階段,此外相對濕度轉(zhuǎn)折點(diǎn)為45%,相比于總傳熱量的相對濕度轉(zhuǎn)折點(diǎn)43%略有滯后,這是因?yàn)檩^小的總傳熱量增幅對制冷劑側(cè)壓降的影響并不顯著;制熱工況下由于傳熱量不變,制冷劑側(cè)壓降同樣不變?？諝鈧?cè)壓降在兩種工況下均呈現(xiàn)緩慢衰減的趨勢,主要原因是空氣密度隨入口相對濕度的增大出現(xiàn)小幅的減小。

圖15 壓降隨空氣入口相對濕度的變化

3 結(jié)論

本文以分布參數(shù)法為依托,構(gòu)建了小管徑換熱器的穩(wěn)態(tài)仿真模型,對換熱管進(jìn)行微元?jiǎng)澐植γ總€(gè)微元列出控制方程,依托微細(xì)管換熱器在額定制冷與額定制熱過程中不同的輸入?yún)?shù)進(jìn)行離散求解,得到總傳熱量、顯熱量、潛熱量、制冷劑側(cè)壓降及空氣側(cè)壓降等參數(shù)。得到了額定制冷與額定制熱過程中的總傳熱量、顯熱量、潛熱量、制冷劑側(cè)壓降及空氣側(cè)壓降等參數(shù)。研究了管長、制冷劑流量、風(fēng)量、空氣入口溫度及空氣入口相對濕度在不同工況下對換熱器性能的影響,得到如下結(jié)論:

1)針對本文研究的5 mm管徑換熱器,性能最優(yōu)時(shí)對應(yīng)的單管長度區(qū)間為0.6～0.7 m,不僅可以保證較大的傳熱量,同時(shí)使得壓降處于較低水平。

2)適當(dāng)降低制冷劑質(zhì)量流量與減小單管長度可以避免制冷劑側(cè)壓降的大幅提高。

3)由于傳熱系數(shù)與有效傳質(zhì)時(shí)間的綜合影響,當(dāng)風(fēng)量處于600～700 m3/h區(qū)間時(shí),制冷工況下的潛熱量達(dá)到極值426 W。

4)隨著空氣入口溫度的升高,制冷工況下的顯熱量也會(huì)出現(xiàn)先增大后減小的變化趨勢。

本文受美的制冷設(shè)備有限公司資金資助。(The project was supported by the fund from Midea Refrigeration Equipment Co., Ltd..)

符號(hào)說明

m——質(zhì)量流量,kg/s

h——焓,kJ/kg

Q——換熱量,W

下標(biāo)

in——入口

out——出口

r——制冷劑

a——空氣