平行流換熱器應用在房間空調器的仿真研究

盧鏡明 王銘坤 林堅生

（珠海格力電器股份有限公司 廣東珠海 519070）

平行流冷凝器是一種新型高效緊湊式換熱器，材質為全鋁，由多孔扁管和百葉窗翅片組成，其變流程的結構設計使得冷凝器的有效容積得到合理利用，使制冷劑的流動和換熱情況更趨合理。近年來，平行流冷凝器開始從汽車應用到家用空調器，成為最有前途的冷凝器形式之一，高效化、小型化、輕量化、低成本化是平行流冷凝器空調的發展方向[1-3]。大量研究表明，平行流換熱器相比于翅片管冷凝器而言，具有體積小、重量輕、材料成本低及換熱效率高等突出優勢。平行流換熱器的眾多結構參數對其性能的發揮具有重要影響，合理的結構參數（組合）將使其優勢得到充分發揮。

本文結合目前平行流換熱器在窗機應用的項目背景，應用制冷系統仿真軟件CoilDesigner研究了平行流冷凝器翅片開窗角度、翅片開窗數、翅片厚度、扁管間距及扁管高度等結構參數的變化對其整體性能的影響規律。

1 數學模型

基于以下假設建模：

（1）管外側空氣的流動簡化為一維流動。

（2）管內制冷劑流動簡化為一維流動，忽略管內制冷劑軸向導熱以及重力對傳熱和壓降的影響。

（3）管內各通道內制冷劑流量分配均勻。

（4）每一流程結束后制冷劑匯合時產生的局部壓降忽略不計。

（5）換熱器工作在穩定的工況下，空氣和制冷劑側各參數不隨時間變化。

（6）忽略不凝性氣體影響及管內外污垢熱阻。

把平行流冷凝器沿制冷劑流動方向分成若干計算微元，對于單相區，微元通過制冷劑溫度的等分來劃分，對于兩相區，微元通過焓差進行等分實現。取微元為控制體，運用質量守恒、能量守恒和動量守恒定律，建立穩態數學模型進行仿真。

1.1 平行流冷凝器空氣側模型

Kim和Bullard根據實驗數據擬合出空氣側的換熱關聯式[4]。對于干工況，在雷諾數ReLp=100～600，Fp/Lp<1時，Kim和Bullard得到j和f的關聯式，其均方根誤差分別為±14.5%和±7%。

空氣側傳熱系數：

空氣側壓力降：

（1）～（4）式中：ReLp—基于百葉窗間距的空氣側雷諾數；La—百葉窗角度（°）；Fp—翅片間距（m）；Lp—百葉窗間距（m）；H—翅片高度（m）；Fl—翅片長度（m）；Ll—百葉窗長度（m）；δf—翅片厚度（m）；f—翅片厚度（m）；Tp—扁管之間間距即翅片高度+扁管高度（m）；ρa—空氣密度（kg/m3）；Va,max－最小截面風速（m/s）；ca—空氣定壓比熱（J/(kg?℃)）；Dh,a—空氣側水力直徑（m）。

1.2 平行流冷凝器制冷劑側模型

（1）對于單相區，過冷段和過熱段的制冷劑側換熱系數均選取Gnielinski[5]關聯式。

壓降關聯式選用Blasius[6]摩擦因子關聯式：

圖1 流路分布示意圖

圖2 換熱能力和空氣側壓降隨開窗角度變化關系

圖3 換熱能力和空氣側壓降隨開窗數變化關系

（5）～（10）式中，Nuf—努賽爾數；f－制冷劑摩擦因子；Ref—制冷劑側雷諾數；Prr—制冷劑側普朗特數；△y為步長；Dhr－制冷劑側水力直徑，m；Gr－制冷劑質量流速，kg/(m2?s)；ρr－單相區制冷劑密度，kg/m3。

（2）對于兩相區，制冷劑側換熱系數選取Dobson和Chato的關聯式[7]：

式中：Nu—努賽爾數；Rel—液相區雷諾數；Prl—液相區普朗特數；ρg—氣相區制冷劑密度（kg/m3）；ρl—液相區制冷劑密度（kg/m3）；μl—液相區摩擦速度（m/s）；μg—氣相區摩擦速度（m/s）；x—制冷劑干度。

摩擦壓降關聯式選用Ming Zhang和R.L.Webb[8]摩擦因子關聯式：

式中：P－制冷劑壓力（Pa）；Pc－制冷劑臨界壓力（Pa）。

2 平行流冷凝器仿真分析

2.1 條件說明

圖1是平行流冷凝器流路分布示意圖。扁管數40，流路安排18-12-6-4，扁管長度687mm。

制冷劑：R22。

空氣入口溫度35℃，相對濕度40%；風量1590m3/h，迎風面風速均勻分布。

制冷劑入口參數：壓力2195kPa，溫度86℃。

制冷劑出口參數：溫度40℃。

2.2 翅片參數

2.2.1 開窗角度

圖2是換熱能力和空氣側壓降隨開窗角度變化關系曲線，隨著翅片開窗角度加大，換熱器換熱能力上升。經分析，翅片開窗角度加大，翅片開窗凸起增高，空氣側氣流擾動更強烈，因而換熱器換熱性能得到提升。而且，開窗角度的變化并不影響換熱器的總質量和總體尺寸。因此，增大翅片開窗角度能提高換熱器換熱能力。

然而，這種趨勢呈現逐漸減緩的趨勢，在2°～5°區間，開窗角度每增大1°，換熱能力平均增大257.7W；而在12°～15°區間，開窗角度每增大1°，換熱能力平均增大58.7W，增幅明顯減小；在32°～35°區間，開窗角度每增大1°，換熱能力平均增幅已經下降到了20.3W，經濟性明顯薄弱。

圖4 換熱能力和空氣側壓降隨翅片厚度變化關系

圖5 換熱能力和空氣側壓降隨扁管間距變化關系

圖6 換熱能力隨扁管高度變化關系

圖7 制冷劑壓降和制冷劑流量隨扁管高度變化關系

同時，隨著開窗角度的增大，空氣側壓降也在上升，這意味著風機要消耗更多的電能。同時，開窗角度過大給加工工藝帶來較大困難，存在質量隱患等問題。

因此，綜合考慮，翅片開窗角度應盡量大于12°，并適當增大，以增大換熱器的能力。

2.2.2 開窗數

圖3換熱能力和空氣側壓降隨開窗數變化關系曲線，隨著開窗數的增加，換熱器換熱能力跟著增加，空氣側壓降也跟著快速上升，但開窗數達到8以后，空氣側壓降不再上升，開窗數超過10后，空氣側壓降緩慢下降。目前使用的翅片開窗數為12，在工藝可接受的前提下，可考慮適當增加開窗數。

2.2.3 厚度

圖4是換熱能力和空氣側壓降隨翅片厚度變化關系曲線，隨著翅片厚度的增大，換熱器換熱能力增大；而空氣側壓降先減小后增大，在翅片厚度0.17mm附近取得最小值，該趨勢原因有待進一步研究。

由于目前使用的翅片厚度約為0.08mm，可以適當增大翅片厚度，這樣既有利于換熱能力的提升，也有利于空氣側壓降的減小。

2.3 扁管參數

2.3.1 間距

隨著扁管間距加大，空氣側換熱面積加大，有利于換熱；同時，由于通風面積增大，氣流速度減小，對換熱性能又是不利的。因此，扁管間距的變化對換熱能力的影響因實際而異。

圖5是換熱能力和空氣側壓降隨扁管間距變化關系曲線，換熱能力隨著扁管間距的加大而加大，但增長趨勢逐漸減緩，扁管間距大于20mm以后，換熱能力增長相當緩慢。可以預測，極限情況下，換熱能力最終會有下滑趨勢。而空氣側壓降隨著扁管間距的增大而逐漸減小，趨勢也是逐漸減緩。

設扁管間距為h（單位mm），換熱器總高度為H（單位mm），換熱器總質量為m（單位kg），易推得：

即換熱器總高度和總質量均與扁管間距呈正比關系，均隨著扁管間距的增大而增大。目前使用的扁管間距在10mm左右，根據實際情況，扁管間距仍可適當加大。

2.3.2 高度

圖6是換熱能力隨扁管高度變化關系曲線，在扁管高度小于1.0mm時，換熱器換熱能力隨著扁管高度的增大而迅速增大，換熱能力在1.0mm附近達到最大值，之后換熱能力隨著扁管高度的增大而減小。

這是由于，一方面，平行流換熱器細孔內換熱系數與水力直徑成反比，流道尺度降低有利于換熱系數的提升。另一方面，隨著扁管高度的減小，細孔尺度減小，內部流動阻力增大。綜合結果是，隨著扁管高度的減小，制冷劑流量先增大后減小；而制冷劑壓降隨著扁管高度的減小先緩慢上升，后加速上升，詳見圖7制冷劑壓降和制冷劑流量隨扁管高度變化關系曲線。

3 結論

本文利用軟件CoilDesigner研究了平行流冷凝器扁管和翅片結構參數變化對其性能的影響。結果表明：

（1）適當加大翅片開窗角度有利于換熱能力的提高，但空氣側壓降將增大。

（2）適當增加翅片開窗數可在降低空氣側壓降的同時提高換熱能力。

（3）適當增大翅片厚度可在降低空氣側壓降的同時提高換熱能力；適當增大扁管間距可在降低空氣側壓降的同時提高換熱能力。

（4）扁管高度既不是越大越好，也不是越小越好，存在一個最佳的扁管高度，使換熱能力獲得最大值。

后續將繼續探索其他結構參數變化對平行流冷凝器的性能影響規律，并就仿真結果做樣機測試，檢驗仿真精度，并繼續研究和提高仿真技巧。

[1] 彭明，張雪平. 平流式冷凝器模擬計算及試驗研究[J]. 制冷與空調 ( 四川 ),2008（1）:6 ～ 11.

[2] 陳紹楷，劉忠民. 微通道換熱器在家用空調器上的應用研究[J]. 日用電器 ,2011（3）:16 ～ 17.

[3] 李越峰.陳俊智等.平行流換熱器在家用空調的應用和分析[J].家電技術，2009（1）:46 ～ 48.

[4] Kim M H, Bullard C W. Air-side thermal hydraulic performance of multi-louvered fin aluminumheat exchangers[J]. International journal of refrigeration,2002, 25(3): 390-400.

[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.