以Ｒ410Ａ为工质的空调换热器性能仿真与实验
摘要:通过建立分布参数模型,研究了以Ｒ410Ａ为工质的空调换热器在不同运行工况下的换热性能.与实际Ｒ410Ａ房间空调换热器性能测试结果进行对比,评估了8种Ｒ410Ａ蒸发和冷凝关联式,并对Ｒ410Ａ在7.0ｍｍ管径强化管内的换热性能进行了研究.结果表明,在相同制冷剂质流通量条件下,Ｒ410Ａ采用7.0ｍｍ强化管后比Ｒ22采用9.52ｍｍ强化管的蒸发换热量和冷凝换热量分别提高9.32%～16.32%和8.05%～15.63%,而换热器盘管设计长度可减小2%～15.86%.
空调器传统上以Ｒ22为工质,但是Ｒ22对于臭氧层有破坏作用,将被逐步淘汰.Ｒ410Ａ是目前公认的可以替代Ｒ22的较好工质.采用Ｒ410Ａ为工质后,必须解决如何提高空调器效率的问题,而换热器性能的改进是Ｒ410Ａ空调系统性能提高的重要一环.在对换热器各种强化方法的应用中,除了改变管外翅片结构,增强空气湍流换热外[1],最经济、有效的方法之一就是采用小管径微翅强化管.然而目前对于Ｒ410Ａ在小管径换热管换热器中的应用尚缺少研究.
本文通过建立空调换热器分布参数仿真模型,对Ｒ410Ａ在7.0ｍｍ强化换热管换热器中的换热性能进行理论研究.结合实验数据对8种Ｒ410Ａ蒸发、冷凝换热系数公式进行了筛选和评定,并对Ｒ410Ａ强化换热管换热器性能进行仿真,为Ｒ410Ａ换热器的开发提供依据.
1空调换热器模型与算法
1.1换热器模型
空调换热器为翅片管式换热器,为建立分布参数模型,将换热器划分成若干个控制容积.建模时假定工况稳定,管内制冷剂沿管道轴向作一维流动,管外空气垂直于换热管沿翅片作一维流动,忽略换热管轴向的换热.
每个单元控制容积中包含制冷剂、空气和管翅(翅片和换热管视为一体,统称为管翅)3个对象.控制容积的能量平衡如图1所示,由于为稳态工况,不需要列质量方程,以下只列出能量和动量方程.
式中:ｑｍｒ为制冷剂质量流量;ｈｒ,ｉｎ、ｈｒ,ｏｕｔ分别为制冷剂进、出口比焓;Ｔｒ,ｉｎ、Ｔｒ,ｏｕｔ分别为制冷剂进、出口温度;Ｔｗａｌｌ为管壁温度;Ａｉ为管内换热面积;αｒ为制冷剂侧局部换热系数.单相区的制冷剂侧换热系数计算采用Ｈａｕｓｅｎ、Ｇｎｉｅｌｉｎｓｋｉ、Ｄｉｔｔｕｓ Ｂｏｅｌｔｅｒ关联式[2];两相蒸发换热系数计算采用了Ｃｈｒｉｓｔｏｆｆｅｒｓ ｅｎ[3]、Ｇｏｔｏ[4]、Ｋａｎｄｌｉｋａｒ[5]和Ｋｏｙａｍａ[6]这4个公式;两相冷凝换热系数计算采用了Ｙｕ＆Ｋｏｙａ ｍａ[6～8]、Ｃａｖａｌｌｉｎｉ[6～8]、Ｋｅｄｚｉｅｒｓｋｉ＆Ｇｏｎｃａｌｖｅｓ[6～8]和Ｓｈｉｋａｚｏｎｏ[9]这4个公式.
控制容积中制冷剂的动量方程:
式中:Δｐｔｏｔａｌ为制冷剂总压降;Δｐａｃｃ为制冷剂加速压降;Δｐｆ为管内制冷剂摩擦压降.蒸发器单相制冷剂摩擦压降计算采用Ｃｏｌｅｂｒｏｏｋ Ｗｈｉｔｅ关联式[10];冷凝器单相制冷剂摩擦压降计算采用Ｓｍｉｔｈ关联式[10];两相区蒸发制冷剂摩擦压降公式采用Ｋｕｏ关联式[11];两相冷凝采用ＭｏｄｉｆｉｅｄＳｍｉｔｈ关联式[10].
(2)空气侧控制方程.由于空气压降很小,这里只考虑能量方程:
式中:ｑｍａ为空气质量流量;ｈａ,ｉｎ、ｈａ,ｏｕｔ分别为空气进、出口比焓;Ｔａ,ｉｎ、Ｔａ,ｏｕｔ分别为空气进、出口温度;Ａｏ为管外换热面积;ηｏ为翅片效率;αａ为空气侧局部换热系数,计算采用ＮａｋａｙａｍａａｎｄＸ ｕ[12]的关联式.
(3)管翅控制方程.在稳态情况下不考虑管翅的能量积聚,因而进出管翅的热量应相等,即:
式中:Ｑｆｒ为控制容积前方翅片导热量,按前排各控制容积通过翅片的有效横截面积导入当前控制容积的导热量;Ｑｂａ为控制容积后方翅片导热量,按后排各控制容积通过翅片的有效横截面积导入当前控制容积的导热量;Ｑｔｏ为同排列间上部导热量,按上一列控制容积通过翅片的有效横截面积导入当前控制容积的导热量;Ｑｂｏ为同排列间下部导热量,按下一列对应各控制容积通过翅片的有效横截面积导入当前控制容积的导热量.
1.2求解算法
为了简化计算过程中换热与压降相互耦合的关系,采用换热和压降交替计算的方法,即在进行换热计算时,保持各控制容积的制冷剂进出口压力不变,只根据计算结果替换相应的焓值和温度值;而在进行压降模块计算时,保持各控制容积的进出口焓值和温度不变,只根据计算结果替换压力值.
在已知换热器进口制冷剂状态与流量、进口空气状态与流量时,本文采用以下算法对模型进行求解:①沿制冷剂流动方向,依次计算每个控制容积中热量交换,同时刷新每个控制容积制冷剂和空气的出口焓值和温度,直到所有控制容积计算完毕.其中对后排控制容积空气入口状态采用绝热混合处理.②沿制冷剂流动方向,依次计算每个控制容积中制冷剂的压力损失,同时刷新每个控制容积制冷剂出口的压力,直到所有控制容积计算完毕.③对以上换热和压降过程进行迭代计算,直到前后两次迭代误差满足换热器内部导热热量平衡的要求.
2实验验证与结果分析
2.1模型可靠性验证为了验证
本模型的可靠性以及提高模型的计算精度,对Ｒ410Ａ在单排换热器(蒸发和冷凝)中的换热及压降特性进行了实验研究.换热器具体结构参数:高336ｍｍ、长635ｍｍ、管排数1、管列数16、横向管排间距13.3ｍｍ、纵向管排间距21ｍｍ.所用小管径铜管参数:外径7ｍｍ、壁厚0.24ｍｍ、翅高0.22ｍｍ、螺旋角16°、微翅锥角22°、微翅数54.
表1所示为换热器性能参数测试结果.蒸发过程中,保持制冷剂的入口干度为0.2,入口制冷剂压力为12°Ｃ下的饱和压力;冷凝过程中,保持制冷剂入口温度为64.7°Ｃ,入口制冷剂压力为44.6°Ｃ下的饱和压力,但其制冷剂的流向与蒸发时的流向相反.
2.2结果分析
2.2.1蒸发换热关联式的选取
图2和3为采用文献[3～6]中蒸发换热经验关联式计算所得的换热量与实验结果的对比以及制冷剂的换热系数沿管程(Ｌ)的分布,其中ｕａ为空气风速.由图2可见:采用Ｃｈｒｉｓｔｏｆｆｅｒｓｅｎ、Ｇｏｔｏ、Ｋａｎｄｌｉｋａｒ及Ｋｏｙａｍａ这4个经验关联式与实验结果相比,其误差在-3.38%～1.09%.但当质流通量Ｇｒ>400ｋｇ/(ｍ2·ｓ),4个关联式的计算值均偏低,其中Ｃｈｒｉｓｔｏｆｆｅｒｓｅｎ的预测值偏低最为明显,最大偏差达到-3.38%;Ｋｏｙａｍａ的预测值与实验结果最为吻合,最大误差只有0.49%.由图3可见:蒸发器进口不远处,干度较低,由于强化管凹槽的作用,使两相核态沸腾的活化点增多,故在沸腾初期就具有较大的换热系数;随着管程的干度增加,又使两相对流换热增加,因此在整个两相区换热系数均较大.而同时由于Ｒ410Ａ的粘度比Ｒ22低,使得Ｒ410Ａ的换热系数比Ｒ22要高.Ｒ410Ａ的实验与公式计算的一致性表明,采用强化管换热后,由于液相的制冷剂可以有效地润湿换热管管壁,使制冷剂保持在环状流的流态,因此计算关联式的预测值较为有效,可用于实际换热器的仿真计算.
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2.2.2冷凝换热关联式的选取
图4和5为采用文献[6～9]中冷凝换热经验关联式计算所得的换热量与实验结果的对比以及制冷剂冷凝换热系数沿管程的分布.由图4可见:采用Ｙｕ＆Ｋｏｙａｍａ、Ｃａｖａｌ ｌｉｎｉ、Ｋｅｄｚｉｅｒｓｋｉ＆Ｇｏｎｃａｌｖｅｓ及Ｓｈｉｋａｚｏｎｏ这4个经验关联式的计算结果与实验结果相比,其误差在-0.82%～4.08%.其中Ｙｕ＆Ｋｏｙａｍａ和Ｓｈｉｋａ ｚｏｎｏ两个关联式与实验值吻合得较好,其最大误差在2.00%～2.43%;而Ｃａｖａｌｌｉｎｉ的计算值均估计过高,其最大误差达到4.08%.由图5可见:Ｙｕ＆Ｋｏｙａｍａ、Ｋｅｄｚｉｅｒｓｋｉ＆Ｇｏｎｃａｌｖｅｓ和Ｓｈｉｋａｚｏｎｏ三者的换热系数较为接近;而Ｃａｖａｌｌｉｎｉ关联式所计算的换热系数约是其他三者的2倍,这一点与文献[9]的结论较为吻合.说明在大质流通量下,冷凝换热经验关联式的有效性仍需进一步证实.
2.2.3换热器性能分析
图6和7为不同制冷剂质流通量下,换热器的换热量随空气风速的变化,其中ｄ为换热管外径,ｘ为干度.由图可见,在相同的制冷剂质流通量条件下,替代工质Ｒ410Ａ采用7.0ｍｍ换热管后比Ｒ22采用9.52ｍｍ换热管的蒸发器和冷凝器的换热量分别提高9.32%～16.32%和8.05%～15.63%.
用所得到的模型进一步计算蒸发器设计长度随空气风速的变化,结果表明:替代工质Ｒ410Ａ采用7.0ｍｍ换热管后,在相同的制冷剂入口条件下,比Ｒ22采用9.52ｍｍ换热管的盘管设计长度要减小2%～7%.当空气迎面风速较小的时候,采用7.0ｍｍ换热管的蒸发盘管设计长度明显减小,最大可达7.07%;而随着空气风速的增加,蒸发盘管设计长度减小的趋势也逐渐减小.
用所得到的模型计算冷凝器设计长度随空气风速的变化,结果表明,采用相同的制冷剂入口条件时,替代工质Ｒ410Ａ采用7.0ｍｍ换热管后,比Ｒ22采用9.52ｍｍ换热盘管的设计长度要减小10.82%～15.86%.
考虑到采用7.0ｍｍ换热管后,换热管的耗材将减小20%～26%.因此综合考虑,整个系统换热器的成本将减小21.6%～31.18%.
3结论
(1)对于蒸发换热过程,当质流通量Ｇｒ>400ｋｇ/(ｍ2·ｓ)时,Ｃｈｒｉｓｔｏｆｆｅｒｓｅｎ、Ｇｏｔｏ、Ｋａｎｄｌｉｋａｒ以及Ｋｏｙａｍａ4个蒸发换热经验关联式的预测值均偏低,其中Ｋｏｙａｍａ的预测值与实验结果最为吻合,其最大误差为0.49%.
(2)对于冷凝换热过程,Ｙｕ＆Ｋｏｙａｍａ和Ｓｈｉｋａｚｏｎｏ2个关联式与实验值吻合得较好,其最大误差在2.00%～2.43%.而Ｃａｖａｌｌｉｎｉ计算所得的换热系数估计过高,是其他关联式的2倍.
(3)在相同的制冷剂质流通量条件下,替代工质Ｒ410Ａ采用7.0ｍｍ换热管后比Ｒ22采用9.52ｍｍ换热管的换热器换热量提高8.05%～16.32%.并且随着制冷剂质流通量的增加,换热量也相应提高,当制冷剂有 一定的过热度或过冷度后,换热器制冷量的增大幅度逐步减缓直至基本保持不变.
(4)在相同的制冷剂质流通量条件下,替代工质Ｒ410Ａ采用7.0ｍｍ换热管后比Ｒ22采用9.52ｍｍ换热管的换热器盘管设计长度减小2%～15.86%,最终换热器的成本将减小21.6%～31.18%.总之,由于替代工质Ｒ410Ａ的换热性能较好,采用小管径强化管后,其换热器性能提高8.05%～16.32%,使换热器结构更加紧凑.
