V型小管徑換熱器仿真及實(shí)驗(yàn)研究

孫愷 陳田青 張瑞原 遲麗華

青島海信日立空調(diào)系統(tǒng)有限公司 山東青島 266100

0 引言

隨著城市化的推進(jìn)，可以隱藏在吊頂內(nèi)、與裝修風(fēng)格一體化，同時不占用地面面積的中央空調(diào)在家庭中的占比逐年提高。不同于工裝項(xiàng)目，家裝市場對室內(nèi)機(jī)體積也提出了更高的要求，而室內(nèi)機(jī)體積主要由換熱器決定。追求室內(nèi)機(jī)體積減小，在原方案下必然導(dǎo)致?lián)Q熱面積減小，從而導(dǎo)致?lián)Q熱能力下降。因此，優(yōu)化換熱器設(shè)計，提升換熱效率，才能有效達(dá)到降低產(chǎn)品尺寸的目的。

隨著“雙碳”政策的推動以及能效標(biāo)準(zhǔn)的逐年提升，制冷行業(yè)對高效和節(jié)能的追逐已白熱化，但同時又面臨著原材料成本與運(yùn)行費(fèi)用日益增長的問題。因而，如何在不提高成本的前提下，提高換熱器性能，對行業(yè)的發(fā)展具有重要意義。

通過改變銅管直徑是空調(diào)室內(nèi)機(jī)強(qiáng)化換熱的主要方式之一，換熱器管徑由現(xiàn)行的Φ7 mm降低到Φ5 mm，將會在增強(qiáng)管內(nèi)換熱系數(shù)的同時降低室內(nèi)機(jī)尺寸和制冷劑充注量[1]。冼志健[2]等研究發(fā)現(xiàn)用Φ5 mm替代Φ7 mm換熱器時，用銅量減少29.5%，用鋁量減少9%。胡海濤、丁國良等[3]通過實(shí)驗(yàn)研究了小管徑銅管內(nèi)R410A-油混合物的流動冷凝換熱與壓降特性。譚愛華[4]研究了小管徑換熱器中的流阻和噪聲特性，為小管徑換熱器研究奠定了理論基礎(chǔ)。

管徑的減小必然導(dǎo)致壓降的增大和換熱面積的減小，因此采用小管徑的換熱器，必須對換熱器分流進(jìn)行調(diào)整優(yōu)化，降低壓降[5]。換熱面積的減小需要通過增加換熱器長度來彌補(bǔ)，但因室內(nèi)機(jī)結(jié)構(gòu)限制，需要對常規(guī)的平板布局進(jìn)行優(yōu)化。V型換熱器是空調(diào)室內(nèi)機(jī)緊湊布置的常用方式，汪吉平[6]等利用數(shù)值模擬了不同V型換熱器夾角下的換熱器性能。Gong等[7-16]通過CFD仿真模擬了V型換熱器的氣流分布，研究發(fā)現(xiàn)，換熱器表面風(fēng)速沿高度方向分布不均，風(fēng)場的不均會對換熱量造成損失，因此將風(fēng)場均勻度作為V型換熱器性能的重要評判標(biāo)準(zhǔn)。

行業(yè)內(nèi)對于小管徑換熱器的方案研究較多，對于V型換熱器也有研究，但對于兩者結(jié)合的研究較少。本文以家用中央空調(diào)室內(nèi)機(jī)體積如何進(jìn)一步降低這一共性技術(shù)問題作為研究對象，通過對小管徑換熱器夾角的仿真優(yōu)化，找出同體積下提升換熱量的優(yōu)化方案，并通過實(shí)驗(yàn)測試驗(yàn)證仿真計算的合理性，為后期空調(diào)換熱器設(shè)計和仿真優(yōu)化提供思路，達(dá)到提升換熱器性能和降低產(chǎn)品尺寸的目的。

1 空調(diào)換熱器影響因素

空調(diào)室內(nèi)機(jī)在有限的空間內(nèi)的換熱能力受銅管及翅片參數(shù)影響顯著。本文針對某上市多聯(lián)室內(nèi)機(jī)展開研究，探討了內(nèi)螺紋管徑對換熱面積、換熱系數(shù)和壓降的影響，以及翅片參數(shù)對換熱面積的影響。

提升換熱器的能力，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品整體尺寸的降低，就需要先從理論上對換熱器的性能實(shí)現(xiàn)進(jìn)行分析。根據(jù)換熱公式：

式（1）中：K為以銅管內(nèi)側(cè)為基準(zhǔn)的換熱系數(shù)；Aref為制冷劑側(cè)換熱器的面積；(Tair-Tref)為管外空氣和制冷劑之間的傳熱溫差；Q為換熱量。

從式（1）中可以看出，蒸發(fā)器的換熱量與傳熱系數(shù)、換熱面積以及管內(nèi)外流體溫差息息相關(guān)。下文將從內(nèi)螺紋銅管和翅片兩方面分別討論。

1.1 內(nèi)螺紋管對換熱的影響

（1）內(nèi)螺紋管對換熱面積的影響

內(nèi)螺紋管內(nèi)表面積即為工質(zhì)的換熱面積，其面積計算公式為：

式（2）中：d為內(nèi)螺紋管內(nèi)徑；L為換熱管長度。

由式（2）可以明顯得出，內(nèi)螺紋管管徑變小，管內(nèi)換熱面積也變小。但Φ5 mm管徑的承壓能力強(qiáng)于Φ7 mm管徑銅管，即Φ5 mm銅管更薄，如果在相同用銅量的情況下，管徑越小，則Φ5 mm銅管換熱面積越大。

（2）內(nèi)螺紋管對換熱系數(shù)的影響換熱系數(shù)計算公式：

式（3）中：h為管內(nèi)換熱系數(shù)；Nu為努謝爾數(shù)；λ為工質(zhì)導(dǎo)熱系數(shù)；d為內(nèi)螺紋管內(nèi)徑。

由式（3）可以明顯得出，內(nèi)螺紋管管徑越小，換熱系數(shù)越大，其中Φ5 mm內(nèi)螺紋管的換熱系數(shù)約為Φ7 mm內(nèi)螺紋管的1.4倍。

（3）內(nèi)螺紋管對壓力損失的影響

Φ5 mm銅管的管徑較小，管內(nèi)流動阻力損失較大，根據(jù)壓降計算公式[17]，制冷劑的壓降同管徑成反比，管徑減小將引起壓力損失的增大，因此需要減短各分路的流程[18-21]。

式（4）中：ΔP為壓降；L為換熱管長度；fm為摩擦阻力系數(shù)；xo、xi、xm分別為進(jìn)口、出口和平均制冷劑干度；Di為管內(nèi)徑；G為制冷劑的質(zhì)流密度；m為質(zhì)量流量；Vm為兩相區(qū)內(nèi)的平均比容。

根據(jù)可加工性等綜合考慮，Φ5 mm分路數(shù)設(shè)置為比Φ7 mm增加50%。

1.2 翅片對換熱的影響

某4.5 kW上市室內(nèi)機(jī)換熱器為Φ7 mm開窗翅片，翅片寬度為17.32 mm，翅片間距為1.8 mm。而擬研究Φ5 mm翅片同為開窗翅片，翅片寬度為9.40 mm，翅片間距為1.3 mm。單位長度單翅片的換熱面積Φ5 mm較Φ7 mm少54.3%，而由于Φ5 mm翅片間距更小，換熱器綜合換熱面積Φ5 mm為Φ7 mm的75%左右。換熱器翅片參數(shù)對比如表1所示。

表1 換熱器翅片參數(shù)對比

根據(jù)上述不同類型的管徑和翅片對換熱面積和換熱系數(shù)的影響，Φ5 mm管徑換熱器的管長需要比Φ7 mm管徑換熱器長25%，才可以達(dá)到相同換熱效果。

但該內(nèi)機(jī)內(nèi)部尺寸有限，無法實(shí)現(xiàn)平板的管長增加25%，因此V型折疊式換熱器成為首選。此時V形換熱器的理論換熱面積、換熱效率均可滿足提升需求，但采用V形設(shè)計必然造成風(fēng)場的分布變化，需要進(jìn)一步探討如何實(shí)現(xiàn)風(fēng)場的最大均勻化，以使換熱器能力最大化。

1.3 換熱器能力驗(yàn)證

綜合前文分析結(jié)果，對換熱器對比方案設(shè)計如下，原方案為Φ7 mm的設(shè)計方案，方案1為和原方案同高度的Φ5 mm小管徑換熱器設(shè)計方案，方案2為根據(jù)1.2小節(jié)分析后，高度增加25%的設(shè)計方案。換熱器參數(shù)如表2所示。

習(xí)近平語言風(fēng)格對馬克思主義話語中國化的啟示 … …………………………………… 李秋梅，羅順元（5．27）

表2 換熱器設(shè)計參數(shù)

按照以上結(jié)果進(jìn)行性能仿真，結(jié)果如表3、表4所示。

表3 蒸發(fā)側(cè)仿真能力

表4 冷凝側(cè)仿真能力

仿真結(jié)果顯示：

（1）方案1和原方案高度相近，但Φ5 mm管徑換熱器因換熱面積差距較大，蒸發(fā)側(cè)能力小于Φ7 mm管徑換熱器約6%，但冷凝側(cè)能力高出7%。

（2）方案2增加高度后，Φ5 mm管徑換熱器因插管數(shù)較多，蒸發(fā)側(cè)能力比Φ7 mm原方案高約2%，但冷凝側(cè)能力比Φ7 mm原方案高出約15%。

根據(jù)以上結(jié)果，如使用Φ5 mm管徑換熱器，則需要對換熱器進(jìn)行V型布置，但V型換熱器的夾角極大影響著其換熱性能，需對其夾角進(jìn)行仿真和實(shí)驗(yàn)分析。

2 V型換熱器風(fēng)場仿真研究

基于該機(jī)型內(nèi)部尺寸和換熱器尺寸，對V型換熱器不同角度展開仿真研究，以得到最佳風(fēng)場均勻度下的換熱器角度。

2.1 仿真建模

流體仿真軟件基于有限體積法計算離散化構(gòu)建的近似方程的數(shù)值解，利用連續(xù)性方程、能量守恒方程以及動量守恒方程對流體運(yùn)動展開計算。如圖1所示為室內(nèi)機(jī)幾何模型及網(wǎng)格劃分圖。本模型使用“RNG k-ε”湍流模型；流體壁面為絕熱壁面條件；進(jìn)風(fēng)口及出風(fēng)口均為壓力邊界條件，取值101325 Pa；換熱器等效為多孔介質(zhì)；風(fēng)機(jī)處流體設(shè)置旋轉(zhuǎn)域，轉(zhuǎn)速25 r/s。

圖1 室內(nèi)機(jī)幾何模型及網(wǎng)格劃分圖

2.2 仿真結(jié)果分析

針對不同V形換熱器，分別進(jìn)行風(fēng)場仿真處理，結(jié)果如圖2～圖7所示。

圖2 54°V形換熱器風(fēng)場

圖3 54°V形換熱器迎風(fēng)面速度分布

圖4 58°V形換熱器風(fēng)場

圖5 58°V形換熱器迎風(fēng)面速度分布

圖6 63°V形換熱器風(fēng)場

圖7 63°V形換熱器迎風(fēng)面速度分布

由風(fēng)場分布圖可以看出，在相同換熱器面積下，隨著換熱器夾角的增大，上部換熱器的迎風(fēng)角度增大，下部換熱器的迎風(fēng)角度減小。由側(cè)向剖面風(fēng)場可以看出，下部換熱器內(nèi)渦流隨夾角增大而增強(qiáng)，對換熱造成不利影響；由換熱器迎風(fēng)面風(fēng)速分布圖可以看出，風(fēng)速極大值隨夾角增大而增大。

由于離心風(fēng)機(jī)蝸殼出口總通風(fēng)量變化較小，定性的可知風(fēng)場均勻度變差。進(jìn)一步定量分析，在換熱器迎風(fēng)面上，均布網(wǎng)格取風(fēng)速數(shù)值，定量評估風(fēng)場均勻度：

式（5）中：βv為風(fēng)速均勻度；vi為測點(diǎn)風(fēng)速（m/s）；為平均風(fēng)速（m/s）；n為測點(diǎn)數(shù)。

通過仿真模擬了三組不同的翅片管換熱器間的V型角度，即54°、58°和63°，得到換熱器內(nèi)外表面速度分布，由上可見，V型翅片管換熱器在不同角度下的夾角處和換熱器底部形成大小不同的渦流，隨著換熱器夾角的增大，中部夾角和換熱器底部的渦流隨之增大，導(dǎo)致空氣流量和風(fēng)場均勻度隨之衰減。如圖8、表5所示，54°時的風(fēng)場均勻度最佳，且其空氣流量通過量最高。

圖8 不同夾角翅片管換熱器風(fēng)場均勻度

表5 風(fēng)場仿真數(shù)據(jù)

3 實(shí)驗(yàn)測試驗(yàn)證

實(shí)驗(yàn)臺采用換熱器測試專用實(shí)驗(yàn)臺，實(shí)驗(yàn)方案按照五組V型角度換熱器進(jìn)行測試（按照可布置的最大范圍選取了51°、54°、58°、63°和65°）。實(shí)驗(yàn)工況如表6～表8所示。

表6 蒸發(fā)器實(shí)驗(yàn)工況

表7 冷凝器實(shí)驗(yàn)工況

表8 室內(nèi)側(cè)實(shí)驗(yàn)工況

如圖9所示為換熱器換熱性能隨換熱器夾角變化的趨勢?？梢娖渥兓厔菖c空氣流量和風(fēng)場均勻度的變化趨勢相類似，呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，在夾角為53°時達(dá)到最大值，考慮機(jī)組寬度上增加幅度對機(jī)組運(yùn)輸有一定的影響，實(shí)際應(yīng)用的換熱器夾角宜在51°～57°范圍內(nèi)。

圖9 不同夾角翅片管換熱器制冷制熱量

同時要重點(diǎn)關(guān)注換熱器的整體成本數(shù)據(jù)、換熱器流阻以及在整個系統(tǒng)中的能力發(fā)揮情況，過小的直徑和管間距都會增大換熱器制冷劑流動阻力和成本。

4 結(jié)論

本文通過具體測試和仿真研究，結(jié)合理論分析，對小管徑換熱器的特性進(jìn)行深入探索，為提升空調(diào)系統(tǒng)的性能提供數(shù)據(jù)支撐，具有重要的實(shí)用價值。

（1）相同換熱面積下，Φ5 mm管徑換熱器銅管的換熱能力優(yōu)于Φ7 mm管徑，Φ5 mm管徑換熱器設(shè)計為V型可放置于限定空間內(nèi)，可減小換熱器尺寸。

（2）對不同角度V型換熱器進(jìn)行CFD仿真研究發(fā)現(xiàn)，限定空間內(nèi)V型54°風(fēng)場分布最優(yōu)。同時適當(dāng)減小換熱器間夾角有助于氣流組織的均勻性改善，同時增加了平均空氣流量；但夾角減小到一定值時，其空氣流量呈現(xiàn)下降的趨勢。

（3）換熱器表面速度分布極不均勻，隨著夾角的增大，在中部夾角和換熱器底部渦流的影響下，風(fēng)場均勻度隨之下降。

（4）考慮在機(jī)組寬度上增加幅度對機(jī)組運(yùn)輸有一定的影響，實(shí)際應(yīng)用的換熱器夾角宜在51°～57°范圍內(nèi)。