流路布置对热泵空调中冷凝和蒸发两用换热器性能的影响
在空调器中，以往研究表明逆交叉流具有较好的综合性能，重力会引起两支路的制冷剂流量分配不均匀。因此，我们今天就以协调与综合提高热泵空调制冷和制热的效率为目标，研究流路布置对室内换热器在制冷和制热2 种循环下对冷凝器和蒸发器的影响。
一： 模拟程序及运行条件
本文采用美国NIST 的Domanski 设计的软件，采用逐管计算的方案，采用平直翅片，空气侧的传热和压降公式考虑了排数影响和接触热阻的影响。另外，本文采用光滑圆管。
蒸发器的出口压力和温度不仅会影响压缩机的流量，也反映了蒸发温度以及蒸发器内过热段的大小. 因此,可把蒸发器的制冷剂出口状态作为模拟的收敛条件。进口空气的干、湿球温度采用国标中标准制冷工况数据。空气和制冷剂的流动方向如图1 所示。
本文的翅片管式换热器采用2 个支路,如图1 所示,几何尺寸见表1，依次为顺交叉、逆交叉以及上、下部形似N 和U (NU 型) 的流路布置。
本文制冷剂采用R22，室内换热器在制冷运行时作为蒸发器,数值模拟收敛的约束条件如表2 所示。
室内换热器在制热运行时作为冷凝器,数值模拟的收敛条件如表3 所示。
冷凝器的进口压力和温度不但会影响压缩机的功率,而且也反映了冷凝温度;冷凝器的出口过冷度会影响制冷量的大小,而且足够的过冷度更是制冷系统稳定运行的必要条件。因此,可把制冷剂的进口状态和出口过冷度作为冷凝器模拟的收敛条件。进口空气的干、湿球温度也采用国标中标准制热工况数据。在制热循环时,室内换热器起冷凝器的作用,四通换向阀的切换使制冷剂的流动方向与图1 刚好相反,但空气的流动方向保持不变。
二： 模拟结果及分析
1、换热器总体性能分析
图2 、图3 表明了室内换热器分别作为蒸发器和冷凝器时换热量、压降随流路布置的变化. 如图2所示: 作为蒸发器时,顺交叉布置的换热量最小,NU 型比逆交叉布置的换热量略大,最大值比最小值增加了419 %;作为冷凝器时,逆交叉布置的换热量最小,顺交叉的换热量最大,最大值比最小值增加了714 % ,NU 型居中. 若要综合提高热泵空调的制冷和制热效率,则必须使蒸发器和冷凝器的换热量同时增大,而同时增大很难用定量指标描述,这里可以选用的比较依据之一是冷凝器和蒸发器的换热量之和,顺交叉、逆交叉和NU 型布置对应的换热量之和分别为10 、9183 和10115 kW ,最大值比最小值增加了3125 %. 显然,换热量之和较大的顺交叉与NU 型布置,在作为蒸发器时皆为顺交叉布置,而作为冷凝器时为逆交叉布置,因此热泵空调中应优先选择这2 种布置。
图3 表明蒸发器的压降比冷凝器要大几倍,这是因为蒸发器的沿程干度增大,密度小的气体在增多,使管内的平均流速不断增大,因此压降比较大,而冷凝器的沿程干度不断减小,密度大的液体在增多,使管内的平均流速不断降低,因此压降比较小。
2、蒸发器性能分析
室内换热器在制冷循环时起蒸发器的作用,模拟计算的收敛条件如表2 所示,制冷剂和空气的流动方向如图1 所示. 由于管外空气的进口状态、流量、风速分布都相同,各支路间的性能几乎也完全相同,所以可选取其中某一支路进行详细分析. 为分析方便,沿图1 的制冷剂流向对支路内的管路进行编号。
图4～图6 显示了作为蒸发器时每根管的换热量、平均温差和总传热系数。由图4 可知:迎风第1排比第2 排每根管的换热量要大,约为2 倍左右;3种流路布置中第1 排每根管的换热量差别不大,但第2 排显著不同,顺交叉布置的第2 排每根管的换热量比其他2 种布置都要小。由图5 可知,第1 排比第2 排每根管的平均温差要大,约为2 倍左右,但各种流路布置在同一排中的差别比较小; 逆交叉与NU 型布置相比,顺交叉布置每根管的平均温差差别并不显著,但第2 排每根管的总传热系数却一直比较低,这也是顺交叉布置在作为蒸发器时换热量最小的主要原因。
由图6 还可知,蒸发器的总传热系数沿程在发生变化,即具有空间分布性. 该系数在接近出口处较小,这是因为出口处的制冷剂干度较大甚至为过热状态,管壁的润湿周长很小,此时以管内的制冷剂气体与管壁进行单相对流换热为主. 同时,由于风速保持不变,虽然管外存在空气凝露的潜热交换,同一排每根管空气侧的传热系数区别并不大,但图5 显示总传热系数在同一排的最大值比最小值要大2倍左右,如顺交叉和逆交叉布置的后半段,这主要是由制冷剂侧传热系数变化所导致。
3、冷凝器性能分析
室内换热器在制热循环时起冷凝器的作用,其数值模拟的收敛条件如表3 所示. 空气的流动方向与其如图1 所示,但制冷剂的流动方向与其刚好相反,即图1 中的进口在制热循环时变为出口,出口变为进口. 为了与蒸发器的每根管路相一致管路仍然采用作为蒸发器时的编号,即在制热循环时管路沿制冷剂流动的反方向进行编号。
图7～图9 显示了作为蒸发器时每根管的换热量、平均温差和总传热系数. 图7 表明:迎风第1 排比第2 排每根管的换热量要大,逆交叉布置第2 排的每根管换热量比其他2 种布置要小. 由图8 所示,与其他2 种布置相比,逆交叉布置每根管的平均温差的差别并不显著,但第1 排和第2 排的总传热系数都比较小,这也是逆交叉布置在作为冷凝器时换热量最小的主要原因。
由图9 可知,冷凝器的总传热系数也具有空间分布性,呈现出“两头小,中间大”的分布特点,即过热区与高干度区、过冷区与低干度区都比较小,而中间区域比较大. 比较图6 和图9 可知,对总传热系数的沿程分布曲线而言,冷凝器比蒸发器更为复杂,要分为多段,这主要取决于2 个原因: ①是蒸发器无流速较低的纯液体过冷段,且最小干度为进口处的012 ,而冷凝器存在过冷段; ②是由于管外空气侧的工况不同,蒸发器的管外空气侧是湿工况,存在水蒸气凝结的潜热交换,而冷凝器的管外空气侧为干工况,湿工况显著增大了空气侧的传热系数,有利于总传热系数趋于均匀化。
比较图5 和图8 可知,对于平均传热温差的分布曲线而言,冷凝器比蒸发器也更复杂,主要是由于冷凝器内存在较长的过热段,即入口的制冷剂存在较大的过热度(表3 中的35 ℃) ,所以需要先冷却降温后才能被冷凝,又由于制冷剂的温度高,所以过热段比两相段的传热温差要大很多。
4、蒸发器和冷凝器的性能比较
换热量是总传热系数、平均传热温差与换热面积三者的乘积. 如上所述,在冷凝器或蒸发器中,平均温差具有空间分布性,不仅不同管排间存在显著区别,即迎风第1 排比第2 排的换热量要大约2 倍左右,而且由于过热段较长的影响,冷凝器比蒸发器的平均温差更具复杂性. 同时,由于制冷剂侧的传热系数受沿程干度的变化,总传热系数也具有空间分布性,沿程不断发生变化,再加上管外空气侧为干工况,所以冷凝器比蒸发器的总传热系数也更复杂. 显然,流路布置会改变平均传热温差与总传热系数的空间分布,使每根管的换热量不同,最终导致总换热量不同。
作为蒸发器而言,其两相段较长过热段较短,出口的过热度也比较小(表2 所示的5 ℃) ,各种流路布置的平均温差的差别较小,此时总传热系数的空间分布对换热量起主导作用. 从图6 可知:蒸发器的后半段总传热系数比较小,逆交叉布置将后半段放在迎风的第1 排,而第1 排的传热温差较大,因此逆交叉比顺交叉的换热量要增加419 %;NU 型布置也将最后的1/ 4 换热面积放在迎风第1 排,因此换热量也比较大。
作为冷凝器而言,由于制冷剂进口的过热度很高,过热段相应也较长,其中的平均传热温差较大,但总传热系数较小、与蒸发器相比,冷凝器还存在纯液体的过冷段,流速较低,其中的总传热系数也相应较小. 因此,影响冷凝器换热量的因素比蒸发器更复杂. 从图8 和图9 可知:顺交叉布置把传热温差较大的过热段放在了第2 排,这样部分弥补了第2 排传热温差小的缺点,同时把总传热系数较小的过冷段放在了第1 排,利用第1 排较大的传热温差弥补过冷段总传热系数较小的缺点,因此作为冷凝器时顺交叉布置的换热量最大. 逆交叉把传热温差较大的过热段放在了传热温差本来就比较大的第1 排,同时又将传热系数较小的过冷段放在了传热温差较小的第2 排,因此作为冷凝器时对应的换热量最小。NU 型布置虽然将传热温差较大的过热段放在了第1 排,但将总传热系数较小的过冷段也放在了传热温差较大的第1 排,因此作为冷凝器时传热量居冷凝器蒸发器之中. 可见,与作为蒸发器相比,冷凝器具有过冷段与较长的过热段,而且传热温差和总传热系数的分布也更为复杂。
三： 结论
1、作为蒸发器而言,各种流路布置的传热温差基本相同,总传热系数分布起主导作用,逆交叉布置将传热系数较小的后半段放在了传热温差较大的第1 排,换热量最大,比最小的顺交叉布置的换热量增加419 % ,而NU 型与逆交叉的换热量基本相同。
2、作为冷凝器而言,顺交叉布置利用具有较大传热温差的过热段增大了第2 排的传热温差,再加上第1 排较大的传热温差弥补了过冷段总传热系数小的缺点,使顺交叉布置的换热量大,比最小的逆交叉布置的换热量增加714 % ,而NU 型居二者之中。
3、当以蒸发器和冷凝器的换热量之和为依据时,流路布置从小到大依次排列为:NU 型、顺交叉和逆交叉。
4、冷凝器由于过热段的传热温差较大及总传热系数具有“两头小,中间大”的分布特点,所以影响换热量的因素比蒸发器要复杂得多。