方冰機熱工分析及蒸發器結構優化

葛佩紅 羅清海 涂敏 李東倩 李志 周忍

南華大學土木工程學院

0 引言

食用方冰的需求在不斷上漲，針對方冰機，多位學者進行了研究[1-6]。本文基于?計算對方冰機進行熱工分析，同時選用新型蜂窩板式換熱器針對?損失系數較大的蒸發器進行優化，利用CFD 數值模擬技術分析了焊點直徑、焊點間距、板間距等多個結構參數對換熱器傳熱及阻力性能的影響，結合工程實際選擇合適的結構參數搭配對蒸發器進行優化設計。

1 方冰機系統?分析

1.1 方冰機系統簡介

本文選用某制冷設備公司日產冰量為1 噸的方冰機作為研究對象，制冷工質為R22。選擇方冰機壓縮機、冷凝器、膨脹閥、蒸發器入口作為測試點，分別編號為1、2、3、4。記錄各點壓力與溫度值，選取典型工況的性能參數記錄如表1 所示。

表1 測試點壓力值與溫度值

1.2 系統?分析計算模型

壓縮過程?損失

冷凝過程?損失

節流過程?損失

蒸發過程?損失

?損失系數：

1.3 方冰機系統?分析計算結果

系統各部分?損失及?損失系數如表2 所示。

表2 各部分?損失及?損失系數

分析可知，方冰機系統?損失大，整體?損失為77.76%，說明方冰機能源利用效率低。其中?損失率最大的為壓縮機，蒸發器?損失率次之，冷凝器?損失排第三，膨脹閥?損失率最小。其中，蒸發器?損失為30.51%，占系統總?損失40%，原因主要是方冰機蒸發器結構形式的欠缺。

制冰過程中，水與制冷劑的熱量傳遞，需要經過與冰格的對流換熱、隔板的正反兩面熱傳導、隔板背面與制冷劑銅管熱傳導、制冷劑與銅管的對流換熱多個傳熱過程，傳熱熱阻高。并且，制冷劑銅管與隔板接觸的界面為點接觸，接觸面積小，使傳熱熱阻進一步增加，制冰時間延長，制冰效率降低，?損失系數增加。

2 方冰機蒸發器優化

蜂窩板又稱波面板，兩塊鋼板首先經過周邊滾焊與封邊處理，然后不銹鋼板中間按照一定分布規律進行點焊，再經過沖壓、成形等過程，使得換熱板形成凹面達到強化傳熱的目的[7]。圖1 為蜂窩板實物圖。

圖1 蜂窩板換熱器實物圖

圖2 為傳統方冰機蒸發器以及蜂窩板式蒸發器結構剖面圖。從圖中看出，采用蜂窩板換熱器對蒸發器進行優化設計，可以減少傳熱步驟、降低傳熱熱阻，增加換熱面積，減少能耗損失。

圖2 方冰機蒸發器結構剖面圖

3 蜂窩板式蒸發器結構參數優化

蜂窩板蒸發器的傳熱及阻力性能受到焊點直徑、焊點間距、板間距等多個結構參數的影響，為符合方冰機實際工程要求，還需要對蜂窩板蒸發器進行結構參數研究。

3.1 物理模型

選取蒸發器中兩個流程進行研究，蜂窩板蒸發器如圖3 所示，大小為500 mm×120 mm。制冷劑進出口管長為100 mm，管直徑均為10 mm。圖4 為結構參數示意圖，D 為焊點直徑，L 為兩焊點中心間距，H 為上下兩不銹鋼板間距。

圖3 邊界示意圖

圖4 蜂窩板蒸發器結構參數示意圖

3.2 參數條件設置

采用非結構化網格劃分，選用Mixture 多相模型以及標準K-ε 模型。表3 為制冷劑R22 氣、液相物性參數。條件設置具體如下：

1）Inlet：速度進口，進口液體速度為0.15～0.35 m/s，每次計算以0.05 m/s 遞增，進口溫度為263.15 K；

2）Out：采用壓力出口，出口溫度為273.15 K；

3）Wall-air：與環境相接觸的壁面，溫度為293.15 K；

4）Wall-ice：與制冰格接觸的壁面，溫度為272.15 K；

5）Wall：絕熱壁面，包括進出口管道壁面、折流焊道以及四周壁面。

導入UDF，在Cell Zone 中定義液相，氣相以及混合物的宏，從進口處對流場進行初始化，設置時間步長為0.01 s，運行次數為120000 步。

表3 制冷劑R22 物性參數

3.3 正交試驗設計

以焊點直徑、焊點間距、板間距作為研究因素，設計正交試驗，表4 為正交實驗設計表。

表4 正交實驗設計表

3.4 模擬結果分析

選取z=0.0025 m 平面作為觀察平面，圖5 為蜂窩板蒸發器速度矢量圖，圖6 為不同時間段氣體體積分數云圖。從圖中可以看出，制冷劑流動呈規律擾動狀態。在焊點的后方，流速減小，形成渦流，與文獻[8、9]研究現象一致，說明此次模擬符合流體在蜂窩板內的運動情況。同時，在氣體體積云圖中可以看出，由于焊點后方速度的降低，制冷劑置換速度也得到了減緩，因此蒸發首先出現在焊點的后部，驗證了焊點結構能有效促進相變傳熱。

圖5 z=0.0025 m 速度矢量圖

圖6 z=0.0025 m 氣體體積分數云圖

3.5 正交試驗結果分析

采用換熱器綜合性能評價方法作為蜂窩板傳熱及阻力性能比較方式。綜合性能評價因子與努塞爾數、阻力系數關系如下：

式中：η 為綜合性能評價因子；Nu/Nu0為傳熱增強因子；f/f0為阻力增強因子；Nu 為蜂窩板蒸發器努塞爾數；Nu0為傳統蒸發器努塞爾數；f 為蜂窩板蒸發器阻力系數；f0為傳統蒸發器阻力系數。

圖7～9 為9 組蜂窩板蒸發器的阻力系數、努塞爾數Nu、綜合性能因子。

圖7 蜂窩板蒸發器阻力系數f 對比

圖8 蜂窩板蒸發器努塞爾數Nu 對比

圖9 蜂窩板蒸發器綜合性能因子η 對比

從圖中可以看出，蜂窩板式蒸發器綜合性能是傳統圓管蒸發器的1.5～2.2 倍，能有效提高換熱效率。隨著速度的增加，蜂窩板蒸發器內的湍流強度增強，傳熱性能提高，因此在方冰機系統運行過程中，可以適當提高制冷劑進口流速。

阻力系數與努塞尓數較大的是板間距H 為5mm的三種蜂窩板，而板間距H 均為11 mm 的三種阻力系數與努塞爾數均較小。

表5～7 分別為制冷劑流速為0.15 m/s 時的阻力系數，努塞爾數以及綜合性能因子η 極差表。三個性能評價指標的極差大小排序均為RC＞RB＞RA。說明板間距H 對蜂窩板蒸發器的阻力性能，傳熱性能以及綜合性能都有著顯著的影響，焊點間距L 影響作用次之，焊點直徑D 最弱。當板間距越大、焊點間距越大、焊點直徑越小時，蜂窩板蒸發器中流體流動空間越大，受到的阻力也越小，但是同時傳熱性能降低。反之，板間距越小、焊點間距越小、焊點直徑越大，對流體擾動效果更強烈，可以獲得較高努塞爾數，但缺點就是阻力也會相應變大。

表5 制冷劑流速0.15 m/s 時阻力系數f 極差表

表6 制冷劑流速0.15 m/s 時努塞爾數Nu 極差表

表7 制冷劑流速0.15 m/s 時綜合性能因子η 極差表

在此次針對方冰機蒸發器的優化設計中，根據正交試驗結果，綜合性能最佳的水平搭配是焊點直徑D=7 mm，焊點間距L=40 mm，板間距為11 mm。

4 折流焊道結構參數優化

4.1 雙因素試驗設計

基于以上研究，建立蜂窩板蒸發器模型，主體尺寸為500 mm×500 mm，焊點直徑D=7 mm，焊點間距為40 mm，板間距為11 mm，進出口管徑為10 mm，管長100 mm。以焊道數量與焊道長度作為研究因素，設計雙因素試驗，表8 為試驗安排表。

表8 雙因素試驗方案

4.2 物理模型

根據雙因素試驗方案建立6 組蜂窩板蒸發器模型，其中部分物理模型如圖10 所示。

圖10 不同折流焊道數量蜂窩板模型

4.3 試驗結果分析

6 組蜂窩板蒸發器阻力系數f,努塞爾數Nu 以及綜合性能因子與速度v 的關系如圖11～13 所示。

圖11 不同折流焊道數量與長度下蜂窩板阻力系數f 對比

圖12 不同折流焊道數量與長度下蜂窩板努塞爾數Nu 對比

圖13 不同折流焊道數量與長度下蒸發器綜合因子η 對比

在本文研究范圍內，折流焊道數量越多，長度越長，阻力系數與努塞爾數也越大，但是綜合性能越差，折流焊道數量蜂窩板阻力、傳熱性能的影響更加顯。因此，最終選擇折流焊道數量為3，折流長度為400 mm 作為蜂窩板蒸發器優化方案。

5 結論

1）方冰機系統中，蒸發器?損失率較大，蒸發器?損失為30.51%，占系統總?損失40%，主要原因是蒸發器結構存在不足。

2）蜂窩板換熱器不僅能增加傳熱面積，同時蜂窩焊點增強流體擾動，破壞流體運動邊界層，強化壁面傳熱。所以蜂窩板結構越緊湊，擾動越強烈，但同時阻力也會增加，使綜合性能下降。

3）板間距對蜂窩板換熱器綜合性能影響最顯著，焊點間距次之，焊點直徑最不明顯。針對方冰機實際情況，焊點直徑D=7 mm，板間距H=11 mm，焊點間距L=40 mm，綜合性能最好。

4）在本文研究范圍內，其他參數一致時，折流焊道數量越多、長度越長，蜂窩板阻力越大，綜合性能下降，同時焊道數量對綜合性能的影響更加顯著。

5）結合方冰機實際工程情況，最終選用焊點直徑D=7mm，板間距H=11 mm，焊點間距L=40 mm，折流焊道數量為3，長度為400 mm 的蜂窩板換熱器作為蒸發器優化方案。