平行流换热器应用在房间空调器的仿真研究

卢镜明 王铭坤 林坚生

（珠海格力电器股份有限公司 广东珠海 519070）

平行流冷凝器是一种新型高效紧凑式换热器，材质为全铝，由多孔扁管和百叶窗翅片组成，其变流程的结构设计使得冷凝器的有效容积得到合理利用，使制冷剂的流动和换热情况更趋合理。近年来，平行流冷凝器开始从汽车应用到家用空调器，成为最有前途的冷凝器形式之一，高效化、小型化、轻量化、低成本化是平行流冷凝器空调的发展方向[1-3]。大量研究表明，平行流换热器相比于翅片管冷凝器而言，具有体积小、重量轻、材料成本低及换热效率高等突出优势。平行流换热器的众多结构参数对其性能的发挥具有重要影响，合理的结构参数（组合）将使其优势得到充分发挥。

本文结合目前平行流换热器在窗机应用的项目背景，应用制冷系统仿真软件CoilDesigner研究了平行流冷凝器翅片开窗角度、翅片开窗数、翅片厚度、扁管间距及扁管高度等结构参数的变化对其整体性能的影响规律。

1 数学模型

基于以下假设建模：

（1）管外侧空气的流动简化为一维流动。

（2）管内制冷剂流动简化为一维流动，忽略管内制冷剂轴向导热以及重力对传热和压降的影响。

（3）管内各通道内制冷剂流量分配均匀。

（4）每一流程结束后制冷剂汇合时产生的局部压降忽略不计。

（5）换热器工作在稳定的工况下，空气和制冷剂侧各参数不随时间变化。

（6）忽略不凝性气体影响及管内外污垢热阻。

把平行流冷凝器沿制冷剂流动方向分成若干计算微元，对于单相区，微元通过制冷剂温度的等分来划分，对于两相区，微元通过焓差进行等分实现。取微元为控制体，运用质量守恒、能量守恒和动量守恒定律，建立稳态数学模型进行仿真。

1.1 平行流冷凝器空气侧模型

Kim和Bullard根据实验数据拟合出空气侧的换热关联式[4]。对于干工况，在雷诺数ReLp=100～600，Fp/Lp<1时，Kim和Bullard得到j和f的关联式，其均方根误差分别为±14.5%和±7%。

空气侧传热系数：

空气侧压力降：

（1）～（4）式中：ReLp—基于百叶窗间距的空气侧雷诺数；La—百叶窗角度（°）；Fp—翅片间距（m）；Lp—百叶窗间距（m）；H—翅片高度（m）；Fl—翅片长度（m）；Ll—百叶窗长度（m）；δf—翅片厚度（m）；f—翅片厚度（m）；Tp—扁管之间间距即翅片高度+扁管高度（m）；ρa—空气密度（kg/m3）；Va,max－最小截面风速（m/s）；ca—空气定压比热（J/(kg•℃)）；Dh,a—空气侧水力直径（m）。

1.2 平行流冷凝器制冷剂侧模型

（1）对于单相区，过冷段和过热段的制冷剂侧换热系数均选取Gnielinski[5]关联式。

压降关联式选用Blasius[6]摩擦因子关联式：

图1 流路分布示意图

图2 换热能力和空气侧压降随开窗角度变化关系

图3 换热能力和空气侧压降随开窗数变化关系

（5）～（10）式中，Nuf—努赛尔数；f－制冷剂摩擦因子；Ref—制冷剂侧雷诺数；Prr—制冷剂侧普朗特数；△y为步长；Dhr－制冷剂侧水力直径，m；Gr－制冷剂质量流速，kg/(m2•s)；ρr－单相区制冷剂密度，kg/m3。

（2）对于两相区，制冷剂侧换热系数选取Dobson和Chato的关联式[7]：

式中：Nu—努赛尔数；Rel—液相区雷诺数；Prl—液相区普朗特数；ρg—气相区制冷剂密度（kg/m3）；ρl—液相区制冷剂密度（kg/m3）；μl—液相区摩擦速度（m/s）；μg—气相区摩擦速度（m/s）；x—制冷剂干度。

摩擦压降关联式选用Ming Zhang和R.L.Webb[8]摩擦因子关联式：

式中：P－制冷剂压力（Pa）；Pc－制冷剂临界压力（Pa）。

2 平行流冷凝器仿真分析

2.1 条件说明

图1是平行流冷凝器流路分布示意图。扁管数40，流路安排18-12-6-4，扁管长度687mm。

制冷剂：R22。

空气入口温度35℃，相对湿度40%；风量1590m3/h，迎风面风速均匀分布。

制冷剂入口参数：压力2195kPa，温度86℃。

制冷剂出口参数：温度40℃。

2.2 翅片参数

2.2.1 开窗角度

图2是换热能力和空气侧压降随开窗角度变化关系曲线，随着翅片开窗角度加大，换热器换热能力上升。经分析，翅片开窗角度加大，翅片开窗凸起增高，空气侧气流扰动更强烈，因而换热器换热性能得到提升。而且，开窗角度的变化并不影响换热器的总质量和总体尺寸。因此，增大翅片开窗角度能提高换热器换热能力。

然而，这种趋势呈现逐渐减缓的趋势，在2°～5°区间，开窗角度每增大1°，换热能力平均增大257.7W；而在12°～15°区间，开窗角度每增大1°，换热能力平均增大58.7W，增幅明显减小；在32°～35°区间，开窗角度每增大1°，换热能力平均增幅已经下降到了20.3W，经济性明显薄弱。

图4 换热能力和空气侧压降随翅片厚度变化关系

图5 换热能力和空气侧压降随扁管间距变化关系

图6 换热能力随扁管高度变化关系

图7 制冷剂压降和制冷剂流量随扁管高度变化关系

同时，随着开窗角度的增大，空气侧压降也在上升，这意味着风机要消耗更多的电能。同时，开窗角度过大给加工工艺带来较大困难，存在质量隐患等问题。

因此，综合考虑，翅片开窗角度应尽量大于12°，并适当增大，以增大换热器的能力。

2.2.2 开窗数

图3换热能力和空气侧压降随开窗数变化关系曲线，随着开窗数的增加，换热器换热能力跟着增加，空气侧压降也跟着快速上升，但开窗数达到8以后，空气侧压降不再上升，开窗数超过10后，空气侧压降缓慢下降。目前使用的翅片开窗数为12，在工艺可接受的前提下，可考虑适当增加开窗数。

2.2.3 厚度

图4是换热能力和空气侧压降随翅片厚度变化关系曲线，随着翅片厚度的增大，换热器换热能力增大；而空气侧压降先减小后增大，在翅片厚度0.17mm附近取得最小值，该趋势原因有待进一步研究。

由于目前使用的翅片厚度约为0.08mm，可以适当增大翅片厚度，这样既有利于换热能力的提升，也有利于空气侧压降的减小。

2.3 扁管参数

2.3.1 间距

随着扁管间距加大，空气侧换热面积加大，有利于换热；同时，由于通风面积增大，气流速度减小，对换热性能又是不利的。因此，扁管间距的变化对换热能力的影响因实际而异。

图5是换热能力和空气侧压降随扁管间距变化关系曲线，换热能力随着扁管间距的加大而加大，但增长趋势逐渐减缓，扁管间距大于20mm以后，换热能力增长相当缓慢。可以预测，极限情况下，换热能力最终会有下滑趋势。而空气侧压降随着扁管间距的增大而逐渐减小，趋势也是逐渐减缓。

设扁管间距为h（单位mm），换热器总高度为H（单位mm），换热器总质量为m（单位kg），易推得：

即换热器总高度和总质量均与扁管间距呈正比关系，均随着扁管间距的增大而增大。目前使用的扁管间距在10mm左右，根据实际情况，扁管间距仍可适当加大。

2.3.2 高度

图6是换热能力随扁管高度变化关系曲线，在扁管高度小于1.0mm时，换热器换热能力随着扁管高度的增大而迅速增大，换热能力在1.0mm附近达到最大值，之后换热能力随着扁管高度的增大而减小。

这是由于，一方面，平行流换热器细孔内换热系数与水力直径成反比，流道尺度降低有利于换热系数的提升。另一方面，随着扁管高度的减小，细孔尺度减小，内部流动阻力增大。综合结果是，随着扁管高度的减小，制冷剂流量先增大后减小；而制冷剂压降随着扁管高度的减小先缓慢上升，后加速上升，详见图7制冷剂压降和制冷剂流量随扁管高度变化关系曲线。

3 结论

本文利用软件CoilDesigner研究了平行流冷凝器扁管和翅片结构参数变化对其性能的影响。结果表明：

（1）适当加大翅片开窗角度有利于换热能力的提高，但空气侧压降将增大。

（2）适当增加翅片开窗数可在降低空气侧压降的同时提高换热能力。

（3）适当增大翅片厚度可在降低空气侧压降的同时提高换热能力；适当增大扁管间距可在降低空气侧压降的同时提高换热能力。

（4）扁管高度既不是越大越好，也不是越小越好，存在一个最佳的扁管高度，使换热能力获得最大值。

后续将继续探索其他结构参数变化对平行流冷凝器的性能影响规律，并就仿真结果做样机测试，检验仿真精度，并继续研究和提高仿真技巧。

[1] 彭明，张雪平. 平流式冷凝器模拟计算及试验研究[J]. 制冷与空调 ( 四川 ),2008（1）:6 ～ 11.

[2] 陈绍楷，刘忠民. 微通道换热器在家用空调器上的应用研究[J]. 日用电器 ,2011（3）:16 ～ 17.

[3] 李越峰.陈俊智等.平行流换热器在家用空调的应用和分析[J].家电技术，2009（1）:46 ～ 48.

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[5] V. Gnielinski. New equations for heat and mass transfer in turbulent pipe and channel flow.International Chemical Engineering, 1976 (16):359-368.

[6] Incropera F P,Dewitt D P.Introduction to heat transfer(3rd ed.).john Wiley and Sons,New York,1996.

[7] Dobson M K, Chato J C. Condensation in smoothhorizontal tubes .ASME Journal of Heat Transfer,1998, 120 (1):193-213.

[8] Ming Zhang, R.L. Webb. Correlation of twophase friction for refrigerants in small-diameter tubes. Experimental Thermal and Fluid Science,2001,25(1): 131-139.