流路布置對(duì)空調(diào)中冷凝和蒸發(fā)兩用換熱器性能的影響

流路布置對(duì)熱泵空調(diào)中冷凝和蒸發(fā)兩用換熱器性能的影響
                                  黃東  李權(quán)旭  吳蓓  袁秀玲
                       (西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院, 710049,西安)
    摘要：研究了順交叉、逆交叉和NU型三種流路布置對(duì)R22熱泵空調(diào)中冷凝和蒸發(fā)兩用換熱器性能的影響規(guī)律.結(jié)果表明:作為蒸發(fā)器時(shí),NU型的換熱量最大,比逆交叉和順交叉的換熱量分別增 加了1·5%和3·25%;作為冷凝器時(shí),順交叉的換熱量最大,分別比逆交叉和NU型的換熱量增加了7·4%和1·28%;依據(jù)蒸發(fā)器和冷凝器的換熱量之和比較,NU型的最大,順交叉的次之,逆交叉的最小.因此,NU型是使制冷循環(huán)和制熱循環(huán)效率較高的流路布置.
    關(guān)鍵詞：流路布置;蒸發(fā)器;冷凝器;熱泵
    中圖分類號(hào)：TB65　文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A　文章編號(hào)： 0253-987X(2008)09-1107-06
    熱泵空調(diào)器存在制冷和制熱2種循環(huán),室內(nèi)換熱器在制冷循環(huán)時(shí)作為蒸發(fā)器,在制熱循環(huán)時(shí)作為冷凝器.室內(nèi)換熱器在2種循環(huán)的運(yùn)行條件存在差別,如制冷劑流量、蒸發(fā)和冷凝的傳熱和流動(dòng)特性管外的干或濕工況,制冷劑進(jìn)、出口方向等.文獻(xiàn)[1 利用軟件EVAP-COND1·0優(yōu)化了6種制冷劑的蒸發(fā)器流路布置,使性能系數(shù)提高了11·7%.文獻(xiàn)[2-3]發(fā)現(xiàn):對(duì)于蒸發(fā)器和冷凝器來(lái)說(shuō),空氣側(cè)和制冷劑側(cè)的熱阻基本相當(dāng),甚至在低干度和過(guò)熱區(qū)的主要熱阻位于制冷劑側(cè).文獻(xiàn)[4]的研究表明,逆交叉布置的壓降比較小.文獻(xiàn)[5]的實(shí)驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn),逆交叉流具有較好的綜合性能,重力會(huì)引起兩支路的制冷劑流量分配不均勻.因此,本文擬以協(xié)調(diào)與綜合提高熱泵空調(diào)制冷和制熱的效率為目標(biāo),研究流路布置對(duì)室內(nèi)換熱器在2種循環(huán)下對(duì)冷凝器和蒸發(fā)器的影響.
    1　模擬程序及約束條件
    1·1　模擬程序簡(jiǎn)介
    本文采用美國(guó)NIST的Domanski設(shè)計(jì)的軟件 EVAP-COND 2·1[6],它歷經(jīng)了NIST十幾年的開(kāi) 發(fā)和完善,其在翅片管換熱器的數(shù)值模擬方面具有 一定的代表性,在國(guó)際上也具有廣泛的影響[1,7-8]. EVAP-COND 2·1采用逐管計(jì)算的方案,即把每根 銅管作為獨(dú)立的計(jì)算單元[7-8],需要單獨(dú)輸入制冷劑 和空氣的狀態(tài)、流量數(shù)據(jù).對(duì)于多支路布置來(lái)說(shuō),需 要對(duì)各支路逐個(gè)計(jì)算,而在某個(gè)支路內(nèi),計(jì)算按照管 路布置與制冷劑的流動(dòng)順序進(jìn)行,前一根管的制冷 劑出口參數(shù)是后一根管的入口參數(shù).對(duì)于支路內(nèi)的 分叉,先計(jì)算其中一個(gè)分支直至出口,然后再倒回至 分叉處計(jì)算其他分支.
    在空氣側(cè),由于迎風(fēng)管排每根管路入口空氣的 溫、濕度均相同,所以假設(shè)流速在管路的縱向上可實(shí)現(xiàn)一維非均勻分布.對(duì)后排管路來(lái)說(shuō),每根管的空氣 流量是前排與其距離最接近的2根管路中每根管路 的12流量之和,入口狀態(tài)為2股空氣混合后的狀態(tài) 參數(shù)[7-8].本文采用平直翅片,空氣側(cè)的傳熱和壓降 公式采用Wang[9]公式,該公式考慮了排數(shù)影響和 接觸熱阻的影響.
    在制冷劑側(cè),流量在各支路間的分配采用阻力 相同的原則.當(dāng)模擬時(shí),先確定制冷劑側(cè)兩相區(qū)和過(guò) 熱區(qū)的臨界點(diǎn),并采用相應(yīng)的傳熱和壓降公式.本文 采用光滑圓管,沸騰表面換熱系數(shù)采用Thom[10]公 式,冷凝換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)采用Shah[11]公式,單相 區(qū)傳熱采用McAdams[12]公式.制冷劑在單相區(qū)的 壓降采用Blasius公式,兩相區(qū)的壓降采用Müller- Steinhagen[13]公式,彎頭單相與兩相區(qū)的局部壓降 分別采用Chishom[14]和Idelchik[15]公式.
    1·2　模擬的約束條件
    文獻(xiàn)[16]的研究表明:支路數(shù)對(duì)冷凝與蒸發(fā)兩 用翅片管式換熱器的性能影響十分顯著,在特定條 件下對(duì)應(yīng)的最佳支路數(shù)為2.基于以上研究成果,本 文的翅片管式換熱器采用2個(gè)支路,幾何結(jié)構(gòu)尺寸 與文獻(xiàn)[16]完全相同(見(jiàn)表1),但流路布置不同,如 圖1所示,依次為順交叉、逆交叉以及上、下部形似 N和U(NU型)的流路布置.制冷劑采用R22.
    室內(nèi)換熱器在制冷運(yùn)行時(shí)作為蒸發(fā)器,數(shù)值模 擬收斂的約束條件如表2所示.蒸發(fā)器的出口壓力和溫度不僅會(huì)影響壓縮機(jī)的流量,也反映了蒸發(fā)溫 度以及蒸發(fā)器內(nèi)過(guò)熱段的大小.因此,可把蒸發(fā)器的 制冷劑出口狀態(tài)作為模擬的收斂條件.進(jìn)口空氣的 干、濕球溫度采用國(guó)標(biāo)中標(biāo)準(zhǔn)制冷工況數(shù)據(jù).空氣和 制冷劑的流動(dòng)方向如圖1所示.
                      
    室內(nèi)換熱器在制熱運(yùn)行時(shí)作為冷凝器,數(shù)值模 擬的收斂條件如表3所示.冷凝器的進(jìn)口壓力和溫度不但會(huì)影響壓縮機(jī)的功率,而且也反映了冷凝溫 度;冷凝器的出口過(guò)冷度會(huì)影響制冷量的大小,而且 足夠的過(guò)冷度更是制冷系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行的必要條件. 因此,可把制冷劑的進(jìn)口狀態(tài)和出口過(guò)冷度作為冷 凝器模擬的收斂條件.進(jìn)口空氣的干、濕球溫度也采 用國(guó)標(biāo)中標(biāo)準(zhǔn)制熱工況數(shù)據(jù).在制熱循環(huán)時(shí),室內(nèi)換 熱器起冷凝器的作用,四通換向閥的切換使制冷劑 的流動(dòng)方向與圖1剛好相反,但空氣的流動(dòng)方向保持不變.
                   
                   
    2　模擬結(jié)果及分析
    2·1　換熱器總體性能分析
    圖2、圖3表明了室內(nèi)換熱器分別作為蒸發(fā)器 和冷凝器時(shí)換熱量、壓降隨流路布置的變化.如圖2 所示:作為蒸發(fā)器時(shí),順交叉布置的換熱量最小, NU型比逆交叉布置的換熱量略大,最大值比最小 值增加了4·9%;作為冷凝器時(shí),逆交叉布置的換熱 量最小,順交叉的換熱量最大,最大值比最小值增加 了7·4%,NU型居中.若要綜合提高熱泵空調(diào)的制 冷和制熱效率,則必須使蒸發(fā)器和冷凝器的換熱量 同時(shí)增大,而同時(shí)增大很難用定量指標(biāo)描述,這里可 以選用的比較依據(jù)之一是冷凝器和蒸發(fā)器的換熱量 之和,順交叉、逆交叉和NU型布置對(duì)應(yīng)的換熱量 之和分別為10、9·83和10·15 kW,最大值比最小值增加了3·25%.顯然,換熱量之和較大的順交叉與NU型布置,在作為蒸發(fā)器時(shí)皆為順交叉布置,而作為冷凝器時(shí)為逆交叉布置,因此熱泵空調(diào)中應(yīng)優(yōu)先選擇這2種布置.
    圖3表明蒸發(fā)器的壓降比冷凝器要大幾倍,這是因?yàn)檎舭l(fā)器的沿程干度增大,密度小的氣體在增多,使管內(nèi)的平均流速不斷增大,因此壓降比較大, 而冷凝器的沿程干度不斷減小,密度大的液體在增多,使管內(nèi)的平均流速不斷降低,因此壓降比較小.
                     
    2·2　蒸發(fā)器性能分析
    室內(nèi)換熱器在制冷循環(huán)時(shí)起蒸發(fā)器的作用,模 擬計(jì)算的收斂條件如表2所示,制冷劑和空氣的流 動(dòng)方向如圖1所示.由于管外空氣的進(jìn)口狀態(tài)、流 量、風(fēng)速分布都相同,各支路間的性能幾乎也完全相 同,所以可選取其中某一支路進(jìn)行詳細(xì)分析.為分析方便,沿圖1的制冷劑流向?qū)χ穬?nèi)的管路進(jìn)行編號(hào).
                    
    圖4~圖6顯示了作為蒸發(fā)器時(shí)每根管的換熱量、平均溫差和總傳熱系數(shù).由圖4可知:迎風(fēng)第1排比第2排每根管的換熱量要大,約為2倍左右;3 種流路布置中第1排每根管的換熱量差別不大,但 第2排顯著不同,順交叉布置的第2排每根管的換 熱量比其他2種布置都要小.由圖5可知,第1排比 第2排每根管的平均溫差要大,約為2倍左右,但各 種流路布置在同一排中的差別比較小;逆交叉與 NU型布置相比,順交叉布置每根管的平均溫差差 別并不顯著,但第2排每根管的總傳熱系數(shù)卻一直 比較低,這也是順交叉布置在作為蒸發(fā)器時(shí)換熱量 最小的主要原因.
    由圖6還可知,蒸發(fā)器的總傳熱系數(shù)沿程在發(fā)生變化,即具有空間分布性.該系數(shù)在接近出口處較小,這是因?yàn)槌隹谔幍闹评鋭└啥容^大甚至為過(guò)熱狀態(tài),管壁的潤(rùn)濕周長(zhǎng)很小,此時(shí)以管內(nèi)的制冷劑氣 體與管壁進(jìn)行單相對(duì)流換熱為主.同時(shí),由于風(fēng)速保持不變,雖然管外存在空氣凝露的潛熱交換,同一排每根管空氣側(cè)的傳熱系數(shù)區(qū)別并不大,但圖5顯示總傳熱系數(shù)在同一排的最大值比最小值要大2倍左右,如順交叉和逆交叉布置的后半段,這主要是由制 冷劑側(cè)傳熱系數(shù)變化所導(dǎo)致,這也進(jìn)一步驗(yàn)證了文獻(xiàn)[2-3]中所提到的空氣側(cè)和制冷劑側(cè)的熱阻已經(jīng) 基本相當(dāng)?shù)慕Y(jié)論.
    2.3　冷凝器性能分析
    室內(nèi)換熱器在制熱循環(huán)時(shí)起冷凝器的作用,其 數(shù)值模擬的收斂條件如表3所示.空氣的流動(dòng)方向 與其如圖1所示,但制冷劑的流動(dòng)方向與其剛好相 反,即圖1中的進(jìn)口在制熱循環(huán)時(shí)變?yōu)槌隹?出口變?yōu)檫M(jìn)口.為了與蒸發(fā)器的每根管路相一致,管路仍然 采用作為蒸發(fā)器時(shí)的編號(hào),即在制熱循環(huán)時(shí)管路沿 制冷劑流動(dòng)的反方向進(jìn)行編號(hào).
    圖7~圖9顯示了作為蒸發(fā)器時(shí)每根管的換熱量、平均溫差和總傳熱系數(shù).圖7表明:迎風(fēng)第1排比第2排每根管的換熱量要大,逆交叉布置第2排 的每根管換熱量比其他2種布置要小.由圖8所示, 與其他2種布置相比,逆交叉布置每根管的平均溫差的差別并不顯著,但第1排和第2排的總傳熱系 數(shù)都比較小,這也是逆交叉布置在作為冷凝器時(shí)換熱量最小的主要原因.
    由圖9可知,冷凝器的總傳熱系數(shù)也具有空間分布性,呈現(xiàn)出“兩頭小,中間大”的分布特點(diǎn),即過(guò) 熱區(qū)與高干度區(qū)、過(guò)冷區(qū)與低干度區(qū)都比較小,而中 間區(qū)域比較大.比較圖6和圖9可知,對(duì)總傳熱系數(shù) 的沿程分布曲線而言,冷凝器比蒸發(fā)器更為復(fù)雜,要 分為多段,這主要取決于2個(gè)原因:①是蒸發(fā)器無(wú)流 速較低的純液體過(guò)冷段,且最小干度為進(jìn)口處的 0·2,而冷凝器存在過(guò)冷段;②是由于管外空氣側(cè)的 工況不同,蒸發(fā)器的管外空氣側(cè)是濕工況,存在水蒸 氣凝結(jié)的潛熱交換,而冷凝器的管外空氣側(cè)為干工況,濕工況顯著增大了空氣側(cè)的傳熱系數(shù),有利于總 傳熱系數(shù)趨于均勻化.
                     
    比較圖5和圖8可知,對(duì)于平均傳熱溫差的分 布曲線而言,冷凝器比蒸發(fā)器也更復(fù)雜,主要是由于 冷凝器內(nèi)存在較長(zhǎng)的過(guò)熱段,即入口的制冷劑存在 較大的過(guò)熱度(表3中的35℃),所以需要先冷卻降 溫后才能被冷凝,又由于制冷劑的溫度高,所以過(guò)熱段比兩相段的傳熱溫差要大很多.
    2·4　蒸發(fā)器和冷凝器的性能比較
    換熱量是總傳熱系數(shù)、平均傳熱溫差與換熱面 積三者的乘積.如上所述,在冷凝器或蒸發(fā)器中,平均溫差具有空間分布性,不僅不同管排間存在顯著 區(qū)別,即迎風(fēng)第1排比第2排的換熱量要大約2倍 左右,而且由于過(guò)熱段較長(zhǎng)的影響,冷凝器比蒸發(fā)器的平均溫差更具復(fù)雜性.同時(shí),由于制冷劑側(cè)的傳熱系數(shù)受沿程干度的變化,總傳熱系數(shù)也具有空間分布性,沿程不斷發(fā)生變化,再加上管外空氣側(cè)為干工 況,所以冷凝器比蒸發(fā)器的總傳熱系數(shù)也更復(fù)雜.顯然,流路布置會(huì)改變平均傳熱溫差與總傳熱系數(shù)的空間分布,使每根管的換熱量不同,最終導(dǎo)致總換熱量不同.
                      
    作為蒸發(fā)器而言,其兩相段較長(zhǎng)過(guò)熱段較短,出 口的過(guò)熱度也比較小(表2所示的5℃),各種流路 布置的平均溫差的差別較小,此時(shí)總傳熱系數(shù)的空 間分布對(duì)換熱量起主導(dǎo)作用.從圖6可知:蒸發(fā)器的 后半段總傳熱系數(shù)比較小,逆交叉布置將后半段放 在迎風(fēng)的第1排,而第1排的傳熱溫差較大,因此逆 交叉比順交叉的換熱量要增加4·9%;NU型布置 也將最后的1/4換熱面積放在迎風(fēng)第1排,因此換 熱量也比較大.
    作為冷凝器而言,由于制冷劑進(jìn)口的過(guò)熱度很 高,過(guò)熱段相應(yīng)也較長(zhǎng),其中的平均傳熱溫差較大, 但總傳熱系數(shù)較小、與蒸發(fā)器相比,冷凝器還存在純 液體的過(guò)冷段,流速較低,其中的總傳熱系數(shù)也相應(yīng) 較小.因此,影響冷凝器換熱量的因素比蒸發(fā)器更復(fù)雜.從圖8和圖9可知:順交叉布置把傳熱溫差較大 的過(guò)熱段放在了第2排,這樣部分彌補(bǔ)了第2排傳熱溫差小的缺點(diǎn),同時(shí)把總傳熱系數(shù)較小的過(guò)冷段 放在了第1排,利用第1排較大的傳熱溫差彌補(bǔ)過(guò) 冷段總傳熱系數(shù)較小的缺點(diǎn),因此作為冷凝器時(shí)順 交叉布置的換熱量最大.逆交叉把傳熱溫差較大的 過(guò)熱段放在了傳熱溫差本來(lái)就比較大的第1排,同 時(shí)又將傳熱系數(shù)較小的過(guò)冷段放在了傳熱溫差較小 的第2排,因此作為冷凝器時(shí)對(duì)應(yīng)的換熱量最小. NU型布置雖然將傳熱溫差較大的過(guò)熱段放在了第 1排,但將總傳熱系數(shù)較小的過(guò)冷段也放在了傳熱 溫差較大的第1排,因此作為冷凝器時(shí)傳熱量居冷 凝器蒸發(fā)器之中.可見(jiàn),與作為蒸發(fā)器相比,冷凝器具有過(guò)冷段與較長(zhǎng)的過(guò)熱段,而且傳熱溫差和總傳 熱系數(shù)的分布也更為復(fù)雜.
    3　結(jié)　論
    (1)作為蒸發(fā)器而言,各種流路布置的傳熱溫差基本相同,總傳熱系數(shù)分布起主導(dǎo)作用,逆交叉布置將傳熱系數(shù)較小的后半段放在了傳熱溫差較大的第1排,換熱量最大,比最小的順交叉布置的換熱量增加4·9%,而NU型與逆交叉的換熱量基本相同.
    (2)作為冷凝器而言,順交叉布置利用具有較大傳熱溫差的過(guò)熱段增大了第2排的傳熱溫差,再加上第1排較大的傳熱溫差彌補(bǔ)了過(guò)冷段總傳熱系數(shù)小的缺點(diǎn),使順交叉布置的換熱量大,比最小的逆交叉布置的換熱量增加7·4%,而NU型居二者之中。
    (3)當(dāng)以蒸發(fā)器和冷凝器的換熱量之和為依據(jù)時(shí),流路布置從小到大依次排列為:NU型、順交叉和逆交叉.
    (4)冷凝器由于過(guò)熱段的傳熱溫差較大及總傳熱系數(shù)具有“兩頭小,中間大”的分布特點(diǎn),所以影響換熱量的因素比蒸發(fā)器要復(fù)雜得多.