![点击分享此内容 分享](/master/images/share_but.png)
基于分布参数模型的小管径换热器性能预测及参数分析.pdf
《基于分布参数模型的小管径换热器性能预测及参数分析.pdf》由会员分享,可在线阅读,更多相关《基于分布参数模型的小管径换热器性能预测及参数分析.pdf(11页珍藏版)》请在文库网上搜索。
1、第 44 卷 第 5 期2023 年 10 月基于分布参数模型的小管径换热器性能预测及参数分析Vol.44,No.5October,2023文章编号:0253-4339(2023)05-0059-11doi:10.3969/j.issn.0253-4339.2023.05.059基于分布参数模型的小管径换热器性能预测及参数分析李金波1,2 赵夫峰2 李日新2 杜顺开2 支长双1 刘迎文1(1 西安交通大学能源与动力工程学院 西安 710049;2 广东美的制冷设备有限公司 佛山 528311)摘 要 基于分布参数三维模型建立了分体式家用空调室内机小管径换热器的仿真模型,得到了总传热量、显热量、
2、潜热量、制冷剂侧压降以及空气侧压降等参数。研究了管长、制冷剂流量、风量、空气入口温度及空气入口相对湿度在不同工况下对换热器性能的影响,结果表明:针对本文研究的 5 mm 管径换热器,性能最优时对应的管长区间为 0.60.7 m,不仅可以保证较大的传热量,同时使得压降处于较低水平。由于传热系数与有效传质时间的综合影响,当风量处于 600700 m3/h 区间时,制冷工况下的潜热量达到极大值 426 W。随着空气入口温度的升高,制冷工况下的显热量也会出现先增大后减小的趋势。关键词 小管径换热器;分布参数模型;传热量;压降中图分类号:TB61+1;TK172文献标识码:APerformance Pr
3、ediction and Parametric Analysis of Small Diameter Heat Exchangers Based on Distributed Parameter ModelLi Jinbo1,2 Zhao Fufeng2 Li Rixin2 Du Shunkai2 Zhi Changshuang1 Liu Yingwen1(1.School of Energy and Power Engineering,Xian Jiaotong University,Xian,710049,China;2.Guangdong Midea Refrigeration Equi
4、pment Co.,Ltd.,Foshan,528311,China)Abstract Based on a three-dimensional distributed parameter model,a simulation model of a small-diameter heat exchanger in the indoor unit of a split-household air-conditioner was established,and the performance metrics were computed,including the total heat load,s
5、ensible heat load,latent heat load,refrigerant-side pressure drop,and air-side pressure drop.The effects of the tube length,refrigerant mass flow rate,air volumetric flow rate,air inlet temperature,and air inlet relative humidity on the heat exchanger performance metrics were determined under differ
6、ent working conditions.For the 5 mm diameter heat exchanger considered in this study,the corresponding tube length range was 0.60.7 m,achieving good heat transfer with a small pressure drop.Owing to the comprehensive influence of the heat transfer coefficient and the effective mass transfer time,whe
7、n the volumetric flow of air was in the range of 600-700 m3/h,the latent heat load reached a maximum of 426 W.With an increase in the air inlet temperature,the sensible heat load first increased and then decreased.Keywords small-diameter heat exchangers;distributed parameter model;heat load;pressure
8、 drop基金项目:国家自然科学基金(52006164,52276019)资助项目。(The project was supported by the National Natural Science Foundation of China(No.52006164&No.52276019).)收稿日期:2022-09-29;修回日期:2022-11-11 换热器是制冷空调设备的关键部件之一,在不同运行工况下分别承担了制冷与制热的作用,其中翅片管换热器加工简单,成为应用最广的换热器之一1。目前从换热器角度对空调能效进行提升的方式主要包括空气侧翅片结构的优化2-3、制冷剂侧换热管结构的优化4-5以
9、及整体侧流路设计方案的优化6-7等3 个方面。事实上,换热器中的管道数量非常大,且运行工况一直处于波动中。若制冷剂流量过大,出口中的制冷剂可能携带液体,且压降非常大。若制冷剂流量过小,热交换面积将被浪费。迫切需要分析不同运行参数对换热器整体性能的影响,为后续换热器优化提供数据支撑与理论指导。建立换热器的数学计算模型对于整体的性能预测和流路优化设计尤为重要,同时也可以在工程上大幅缩短新产品的开发周期。常见的数学计算模型从时间维度上求解可分为动态和稳态两种类型,进一步细分有集总参数模型、移动边界模型、管-管模型和分布参数模型8。其中分布参数模型是最为详细的换热器建模方法,通过对每一个微元单独建模与
10、耦合网络求解从而在仿真的效率与精度方面具备更大的优势,因此被广泛应用于制冷空调领域的计算机模拟仿真9。95第 44 卷 第 5 期2023 年 10 月制 冷 学 报Journal of RefrigerationVol.44,No.5October,2023陶于兵等10提出一种将两流路管翅式换热器流路管径比改为 0.8 的优化方案,仿真结果显示,换热器的性能在不同工况下相比于相同管径流路方案可提升 6%11%,空气侧压降可降低 2%。杨涛11从热力学理论与空调系统实际匹配测试相结合的角度,认为单冷空调可以各自对蒸发器与冷凝器进行流路设计从而使得制冷能力最大化,而对于分体式热泵空调则需在制冷能
11、力与制热能力中寻求平衡点以保证整体性能的提升。Liang S.Y.等12基于分布参数法建立了 R134a 的翅片管蒸发器仿真模型,模拟的制冷量与 4 次实验测试结果的偏差均在5%以内,模拟的压降与测试结果偏差在25%以内。此外,提出的一种新流路设计方案相比于原流路方案可实现蒸发器制冷能力不降的同时减小 5%的传热面积,有效降低材料成本。叶梦莹等13对比了 5 种不同流路数下 CO2蒸发器的性能变化情况,模拟的传热量和制冷剂侧压降与对应实验值的偏差均在 4%以内,结果表明,较多的流路数能够有效提升蒸发器的传热能力和传热均匀性。C.M.Joppolo 等14基于翅片管冷凝器仿真模型得到的冷凝换热量
12、与实验测试值的偏差在-3.06%4.09%之间,制冷剂侧压降与实验测试值的偏差在-1.40%20.98%之间,不同流路布置方案的数值结果表明,优化流路可以有效强化冷凝器的换热同时减少工质的充注量。W.J.Lee 等15认为熵最小化方法并不适用于确定翅片管冷凝器的最佳流路数,提出一种根据制冷剂侧与空气侧热阻相互平衡的条件来确定最佳流路数的方法,通过冷凝器性能的仿真分析与实验测试进一步验证了新方法的有效性。上述文献表明分布参数模型在预测翅片管换热器性能方面具备一定优势,但文献多数针对较大管径换热器在单一制冷或制热工况下的性能模拟研究。随着轻量化与紧凑化的高效换热器逐渐纳入开发日程,家用空调换热器已
13、转向更小尺度管径的研发领域,小管径换热器既能改善换热效果,又可以节约材料并降低充注量16-18。因此,需要再度审视小管径换热器整体性能的影响因素及其规律,为进一步优化流路设计与提升整体能效提供研究思路与数据积累。1 数值模型1.1 物理模型 以某款分体式家用空调 5 mm 管径蒸发器为研究对象,该换热器的流路布置如图 1 所示,迎风面第一排管由上至下依次编号 117,第二排管由上至下依次编号 1834,其中制冷剂入口对应的管编号为3、4、12、13,制冷剂出口对应的管编号为 22、23、29、30。图 1 室内机 5 mm 管径换热器流路布置Fig.1 The circuit for indo
14、or unit with 5 mm tube diameter两排开缝翅片管换热器如图 2 所示,黄色区域的管由铜制成,翅片由铝制成。本文中管径为 5 mm,翅片厚度为 0.095 mm,每个翅片间距包括每翅片厚度。横向管间距定义为垂直于气流方向的同一管排上两个管的中心距。纵向管间距定义为平行于气流方向上两个管的中心距。管侧和翅片侧结构参数分别如表 1 和表 2 所示,工况测试条件如表 3 所示。图 2 翅片管换热器三维结构Fig.2 Three-dimensional geometric diagram of finned tube heat exchanger1.2 模型假设 建立的仿真模
15、型基于以下假设条件:1)忽略换热管的轴向导热和 U 型弯管的换热;2)忽略除湿工况下翅片表面冷凝水滞留及冷凝水膜的传热热阻;06第 44 卷 第 5 期2023 年 10 月基于分布参数模型的小管径换热器性能预测及参数分析Vol.44,No.5October,2023表 1 管侧结构参数Tab.1 Structural parameters of tubeside管型参数数值齿形参数数值管长/mm675螺旋角/()11.2管外径/mm5齿顶角/()15管内径/mm4.6齿宽/mm0.107管壁厚/mm0.2齿距/mm0.263横向管间距/mm14.5齿高/mm0.13纵向管间距/mm12.56
16、齿数55表 2 翅片侧结构参数Tab.2 Structural parameters of fin side翅片参数数值片距/mm1.2翅片厚度/mm0.095桥片数4桥片高度/mm0.6桥片宽度/mm1.0表 3 工况测试条件Tab.3 Test conditions制冷剂侧空气侧入口干度0.15压力/MPa0.101制冷饱和温度/13.0干球温度/27工况制冷剂R32湿球温度/19流量/(kg/h)52.92风量/(m3/h)779入口温度59.2压力/MPa0.101制热饱和温度/41.0干球温度/20工况制冷剂R32湿球温度/15流量/(kg/h)54.35风量/(m3/h)9843)
17、流动换热为稳态过程。1.3 计算原理 本文基于 CoilDesigner 软件将换热器计算过程转化为在划分的计算微元内求解传热方程和热平衡方程,图 3 所示为换热器的计算微元。本文中的显热量特指空气侧温差变化所带来的传热量,潜热量特指制冷工况下空气侧水蒸气凝结所放出的热量。Qa=ma(ha,out-ha,in)(1)Qr=mr(hr,out-hr,in)(2)其中,式(1)为空气侧热平衡方程,式(2)为制冷剂侧热平衡方程。换热管路内制冷剂工质流动过程图 3 计算微元Fig.3 Calculation element中经历的相态有过冷液体态、过热气体态、气液两相态、饱和液体态、饱和气体态等,分别
18、选用合适的制冷剂侧传热经验关联式对不同状态下的制冷剂进行参数计算。此外,空气侧受翅片种类及布置状态影响,需选用合适的空气传热经验关联式,对应关联式的选用结果如表 4 所示(表中数字为对应参考文献序号)。表 4 换热器模块关联式选择Tab.4 Correlations of heat exchanger modules关联式工质状态制冷制热制冷剂传热压降液相1919两相2021气相1919液相1919两相2223气相1919空气传热空气2424压降空气24241.4 仿真结果验证 单管的微元数过少在一定程度上会影响仿真的准确度与收敛性,数量过多会影响迭代求解的次数与仿真的经济性,图 4 所示为微
19、元数的无关性分析。可以发现制冷剂侧压降相比于其它因素对微元数的变化更敏感,当微元段数达到 30 时,监测的总传热量、显热量、潜热量、制冷剂侧压降及空气侧压降的变化均达到稳定,因此可选择微元数为 30 的方案用于后续的小管径换热器仿真与优化设计。5 mm 管径换热器性能仿真结果与标称能力的对比如 表 5 所 示。制 冷 工 况 下 总 传 热 量 偏 差 为+2.71%,制热工况下传热量偏差为+1.6%。考虑到实验测量的不确定性与实际迎面风速的非均匀性,仿真结果在合理偏差范围内,可以用于后续进一步的分析与设计。16第 44 卷 第 5 期2023 年 10 月制 冷 学 报Journal of
20、RefrigerationVol.44,No.5October,2023图 4 微元数无关性验证Fig.4 Independence verification of number in elements表 5 仿真与实验结果对比Tab.5 Comparison of simulation and experimental results工况额定制冷额定制热传热量/W显热量/W潜热量/W传热量/W标称能力3 5004 450仿真结果3 5953 2313644 521偏差+2.71%+1.6%2 参数敏感性分析2.1 单管长度的影响 小管径换热器如图 5 所示,其中不同的颜色代表不同的制冷剂支路
21、,单管长度作为制冷剂侧的结构参数,通过决定传热面积与迎风面积从而影响换热器换热能力和两侧压降。为了获得更加准确的敏感性分析及更加充分的影响,本节在保证其它工况条件不变的前提下,将管长从 0.3 m 增至 1.1 m,理论研究管长对换热器性能的影响。传热量随管长的变化如图6 所示。由图 6 可知,管长增加使传热面积和迎风面积同时增大,此时单位传热面积的传热量减少且迎面风速降低,使制冷剂侧和空气侧的传热系数逐渐减小但趋势逐渐平缓,在管长较小段传热面积的增大是主导因素,而在管长较大段传热系数的减小是主导因素,因此显热量随管长增加呈先增加后衰减的趋势,图 5 小管径换热器Fig.5 Small dia
22、meter heat exchanger图 6 传热量随管长的变化Fig.6 Variations of heat load with tube length显热量的拐点出现在管长 0.7 m,对应显热量的极值为 3 235 W。总传热量随管长的变化逐渐变缓,当管长达到 0.58 m 时总传热量即可达到 3 500 W 的标准,但此时的显热量与显热比并未达到峰值,总传热量中的一部分热量为空气冷凝潜热所贡献,对空气的降温冷却能力不足,且此时制冷剂出口过热度较小,因此 0.58 m 的管长在结构设计中偏小。此外,当管长达到 0.64 m 时总传热量为 3 572 W,显热量达到3 206 W 且显
23、热比也较大,空气出口干球温度可被冷却至 287.56 K,相比于 0.58 m 管长略有下降且出口制冷剂保持了一定的过热度,此后随着管长的增加,总传热量微弱增加是因为制冷剂气相传热区继续扩大,后微弱衰减主要是因为制冷剂侧的阻力增大使饱26第 44 卷 第 5 期2023 年 10 月基于分布参数模型的小管径换热器性能预测及参数分析Vol.44,No.5October,2023和温度衰减,恶化了总体换热。制热工况下传热量变化情况与制冷工况下基本一致。制冷剂侧压降和空气侧压降随管长的变化如图7 所示。由图 7 可知,两种工况下制冷剂侧压降均随管长增加线性增大,而空气侧压降均随管长增加逐渐减小且趋势
24、逐渐平缓。原因如下:1)管长增加导致制冷剂沿程阻力损失线性增大;2)管长增加使空气侧迎风面积线性增大,风量不变的前提下风速成反比例式衰减,而空气阻力与风速的平方成正比,因此空气侧压降随管长的衰减趋势逐渐平缓。综上所述,当换热器管长处于 0.60.7 m 时,实现换热能力的同时也保证了制冷工况下较高的显热比,同时还可使制冷剂侧的压降保持在较低的水平。图 7 压降随管长的变化Fig.7 Variations of pressure drop with tube length2.2 制冷剂质量流量的影响 质量流量通过主导管侧制冷剂的流动换热从而影响换热器的能力和制冷剂侧压降。制冷剂质量流量仿真工况设
25、置如表 6 所示,在保证其它工况条件不变的前提下,改变入口制冷剂的质量流量以实现不同的运行参数,研究其对换热器性能的影响。传热量随制冷剂质量流量的变化如图 8 所示。由图 8 可知,制冷工况下随着制冷剂质量流量的增大,总传热量、显热量和潜热量逐渐增加,当质量流量 表 6 仿真工况设置(制冷剂质量流量)Tab.6 Setting of simulation(refrigerant mass flow rate)仿真工况制冷剂质量流量/(kg/h)风量/(m3/h)空气入口干球温度/空气入口相对湿度/%制冷36727792747制热36729842059图 8 传热量随制冷剂质量流量的变化Fig.
- 1.请仔细阅读文档,确保文档完整性,对于不预览、不比对内容而直接下载带来的问题本站不予受理。
- 2.下载的文档,不会出现我们的网址水印。
- 3、该文档所得收入(下载+内容+预览)归上传者、原创作者;如果您是本文档原作者,请点此认领!既往收益都归您。
下载文档到电脑,查找使用更方便
10 文币 0人已下载
下载 | 加入VIP,免费下载 |
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 基于 分布 参数 模型 小管径 换热器 性能 预测 分析
![提示](https://www.wenkunet.com/images/bang_tan.gif)