翅片管式蒸发器流程布置的优化改进与实验验证.doc

翅片管式蒸发器流程布置的优化改进与实验验证 （下一篇）OPTIMIZATION OF REFRIGERANT CIRCUITRY IN FIN-AND-TUBE EVAPORATOR AND EXPERIMENTAL VERIFICATION韩维哲 丁国良 上海交通大学制冷与低温工程研究所，上海 200240Tel: [phone], E-mail: han摘要：换热器内制冷剂流程布置对换热器的整体性能有着重要影响。通过对一般换热器内流程布置方式的研究与分析，对某大型中央空调的蒸发盘管提出了两种流程布置的优化方案，并采用计算机仿真对优化后的蒸发器进行了仿真计算，同时采用焓差实验台对两种优化方案下的蒸发器分别进行了实验测试，测试结果表明，在保证蒸发器换热能力前提下的优化方案节省了25%的铜管用量；在不改变管路数目的前提下的优化方案使蒸发器的换热量提高了3.18%。 关键词：流程 优化 实验 - 0 前言 目前制冷空调中应用较为广泛的是翅片管式换热器，通过改变换热器内制冷剂流路的布置来提高换热温差是一种简单有效的手段。对于换热器内流程的布置，国外学者进行了大量的研究，如Domanski2，S.Y Liang3等。Domanski利用传热单元法分别对蒸发器和冷凝器的流程布置进行了研究；S.Y Liang使用火用分析方法分别对“Z”字型、“双进单出”、“单进双出”和“双进双出”等多种冷凝器的流程布置进行了分析。国内学者如C.C Wang，张绍志4，郭进军6等也针对不同形式的换热器（如“Z”字型、“U”字型）等建立了各自的数值模型并研究了流程布置。他们的研究结果表明，对于一般的2排管换热器而言，换热器逆流布置最优，叉流布置次之，顺流布置最差。此外，在合适的点进行分流，可以提高换热管内液相流速，增加换热能力。但是上述研究大多是2排管换热器内流程的布置，对于结构和流程较为复杂的换热器则没有涉及，且有些研究中没有考虑换热器在实际生产中由于制造工艺的要求而受到的结构限制。因此需要找出更好的换热器流程布置方法。 目前换热器优化的研究目标多集中在成本最低和换热能力最大两个方面。本文针对这两种优化目标分别对某大型中央空调器蒸发盘管中的流程布置提出了两种优化设计方案，并采用翅片管式换热器仿真程序进行了仿真计算，最后通过实验验证了仿真程序的可靠性以及优化设计方案的有效性。 1 翅片管式蒸发器流程布置优化 1.1 翅片管蒸发器流程布置方式与优化设计原则 （1）顺流、逆流和叉流 翅片管换热器内制冷剂流程布置从管内冷媒和管外空气流动方向的不同来分主要可以分为3种，即顺流布置，叉流布置和逆流布置。顺流布置方式如图1(a)和(b)所示，逆流布置方式如图1(c)和(d)所示，叉流布置方式如图1(e)所示。在其他条件相同的情况下，逆流布置时换热器的换热能力最高，其次是叉流布置（即“Z”字型布置），顺流布置时换热能力最低。 （2）利用重力作用 由于重力作用，换热器在流程布置中应尽量使液态或两相状态的制冷剂从高处流向低处，借助于重力的影响可以有效地减少流动阻力使压降降低。换热器内的管路连接一般可以分为“U”字型（如图1(a)和(c)）和“n”字型（如图1(b)和(d)）。对于蒸发器，入口制冷剂为两相混合物状态，出口为过热状态，采用“U”字型连接可以使入口两相状态的制冷剂依靠重力作用从高出流向低处，以减少流动阻力，降低压降损失，而出口为过热状态气体，重力影响不大。对于冷凝器，入口制冷剂为过热气体，出口为过冷液体或两相状态，则应该采用“n”字型流路布置，这样在制冷剂的流动过程中可以尽量使液态制冷剂依靠重力从高处流向低处。 （3）逆向导热问题 制冷剂在换热器中经历相变过程，各相区之间温差较大，制冷剂在入口和出口处可能存在较大的温差，制冷剂在入口和出口处可能存在较大的温差，特别是冷凝器，制冷剂入口处于过热状态温度较高，经过和空气的热交换后，制冷剂出口处于过冷状态，温度相对较低，此时冷凝器入口处的换热管会通过铝翅片向温度相对较低的出口处的换热管传热，这部分热量被管内制冷剂吸收从而降低了制冷剂的放热效果，削弱了冷凝器的换热能力。对于蒸发器，当出口制冷剂的过热度较大时，也会存在逆向导热的问题。消除逆向导热的方法主要有两种：1）将相邻的两排管之间的翅片全部开槽或部分开槽；2）除去一部分迎风面侧的换热管。 (a) (b) (c) (d) (e)图1 几种典型的换热器流程布置 （图中箭头的方向代表制冷剂的流动方向，两根换热管之间2根直线的连接代表靠近观测者的一端，下同） （4）采用复杂流路 所谓复杂流路，就是在换热器内利用管路连接使制冷剂分离或者合并，如“单进双出”、“双进双出”等。单相区和干度较低的两相区内换热系数和压降梯度较低，而在干度较高的两相区内制冷剂的换热系数和压降梯度则高很多，为了平衡整个换热器中制冷剂的换热系数和压降梯度，可以在换热器中采用合适的分合点来改变不同相区内制冷剂的流速。如蒸发器入口段为低干度状态，换热系数较低，可以通过合并制冷剂流路来提高管内制冷剂流速以增大换热系数，随着换热的进行，制冷剂干度逐步提高其换热系数和压降梯度也逐步增加，此时可以将制冷剂一分为二，借此来降低管内制冷剂流速从而达到降低压降损失的目的。所以蒸发器一般可以采用“少进多出”的流程布置方式，这样可以提高制冷剂液相流速从而增加液管段的换热性能。 1.2 典型中央空调中的翅片管式蒸发器 本文所研究的样机为某台大型中央空调中的高效蒸发盘管，系统采用R22作为制冷剂，制冷剂经过分液头后被分成12路进入蒸发器，在蒸发器内蒸发吸热后分别汇入2个集气管中，再进入压缩机内。蒸发器具体管路连接见图2。 蒸发器尺寸及换热管和翅片的主要结构参数如下所示： 蒸发器尺寸（长宽高）：100388613.5 mm； 换热管排间距：22 mm； 换热管管间距：25.4 mm； 换热管管径及壁厚：9.52 mm0.27 mm； 翅片（百叶窗翅片）厚度：0.115 mm； 翅片间的间距：2.12 mm（12 FPI）。 环境干湿球温度分别为27和19时，测得蒸发器的主要性能参数如表1中所示。为了能够从数值上对样机蒸发器的性能做出分析，下面采用上海交通大学开发的翅片管式换热器仿真程序对样机蒸发器进行仿真计算，并提出优化方案。仿真程序的计算结果和原样机的实验数据比较如表1所示。可以看出，利用翅片管式换热器仿真程序能够较为精确的对样机蒸发器的各项性能指标做出预测。 表1 样机蒸发器的测试结果和仿真值的比较 参数 实验值 仿真值 误差 总换热量 kW27.778 27.9560.64 %压降 kPa57.49 57.040.78 %制冷剂出口温度 15.76 17.041.28制冷剂出口过热度 8.743 10.01.26风量 m3/h5381.291 5348.7620.60 %1.3 样机蒸发器流程的优化设计方案分析 原样机中蒸发器属于逆流布置，根据前面提到的换热器内流程布置的原则，逆流布置的换热量较高，但是由于原蒸发器出口制冷剂过热度较高，相邻的管排之间有可能会发生逆向导热，且制冷剂出口的过热度较高表明制冷剂在换热管内早已处于过热的状态，而过热状态的制冷剂换热能力较弱，因此蒸发器后半段的流程相对于整个蒸发器的换热量的贡献是较少的。综合上面两个因素，针对两种优化目标，分别提出两种优化方案。 第一个优化方案是将原蒸发器每个流程中的8根换热管减少为6根，蒸发器仍然保持为4排，只是抽掉靠近迎风面位置上的部分换热管，具体的流程布置如图3所示，流程的布置尽量使液态的制冷剂依靠重力从上往下流动降低沿程的阻力。按图3进行的流程布置不仅能够减少逆向导热的发生，充分的利用换热面积，而且能够节省大量的铜管用量，这从经济角度考虑也是十分有利的。由于蒸发器内管路数目减少后换热面积会降低，因此需要将蒸发器的翅片间距从原来的2.12 mm改为1.59 mm以弥补换热面积减少带来的换热量的损失。 第二种优化方案是在蒸发器内合适的点对制冷剂进行分合。将制冷剂的流路一分为二会降低管内制冷剂的流速，同时降低换热系数和压降梯度。由于蒸发器入口为干度较低的两相状态的制冷剂，其换热系数较低，此时蒸发器内流程布置应采用单管布置的方式，随着换热的进行，制冷剂从低干度的两相状态逐步向干度较高的甚至过热的状态过渡，此时就应该采用一分为二的布置方式以降低管内压降损失。综合以上考虑，蒸发器内宜采用这种“少进多出”的布置方式，具体的流程布置如图4所示。图4的蒸发器采用“8进16出”的布置方式，制冷剂分别由8个管路流入，每一路制冷剂在流过第4根换热管后分为2路流向出口。 为了从理论计算上验证两种优化方案的正确性，分别对优化方案一和优化方案二进行仿真计算，结果如表2所示。 图2 原蒸发器样机的管路连 图3 优化方案一的流程布置图4 优化方案二的流程布置 图5 优化后样机换热量的仿真结果和实验数据的比较表2 ?优化方案一和二中蒸发器性能的仿真结果 参数 4排管样机 方案一 方案二 总换热量 kW27.77827.15628.661压降 kPa57.4940.7664.78出口温度 15.7619.1014.29 出口过热度 8.7410.936.58风量 m3/h5381.35397.95348.5从表2中可以看出，优化方案一中蒸发器的换热量和原样机蒸发器的换热量相比略有降低（降低2.2%），但仍可以维持在27 kW以上。虽然优化方案一中换热管的数量减少，但是由于原蒸发器出口制冷剂的过热度较大，制冷剂在流程的后部早已处于过热的状态，而过热状态的制冷剂换热能力相对较小，因此去掉后部的一些换热管并不会给整个换热器的换热能力造成很大的影响；为了弥补换热管减少带来的换热量损失，翅片间距从原来的12 FPI增加到16 FPI，且每片翅片的面积和原蒸发器相同，这样空气侧的换热面积实际上是增加的。优化方案一中蒸发器的压降降低了29.1%，由于换热管数目的减少，制冷剂流程的缩短，压降损失的降低是显而易见的。更为重要的是，优化方案一可以节省蒸发器的铜管用量25%左右，这可以为空调生产企业节省大量的制造成本。优化方案二在没有改变换热器内管路数目的前提下使蒸发器的换热量比原来提高了3.18%。 2 优化改进方案的实验验证 2.1 实验装置 蒸发器的各项性能参数采用焓差实验台进行测试。具体的实验台系统介绍可参见文献7。 2.2 优化改进方案的实验验证 分别对优化方案一和优化方案二制作了相应的样机进行测试，蒸发器在不同工况下的测试结果和仿真计算值的比较如图5 所示。可以看出仿真计算结果和实验值之间的误差在2%以内，这不仅证明了仿真程序预测换热器性能参数的准确性，同时也验证了这两种优化方案的有效性。 蒸发器换热量的仿真计算值和实验数据相比普遍较高，仿真计算结果和实验值之间的误差主要是由于实验中蒸发器入口各回路分液不均匀引起的。分液不均匀导致部分回路中制冷剂流量减少，制冷剂在蒸发器内完全蒸发，且过热度较大；而有些回路则制冷剂流量增多，制冷剂在蒸发器内不能完全蒸发，因此没有充分利用蒸发器的换热面积，导致换热量减小，并造成了和仿真值之间的误差。 3 结论 换热器内流程的布置应尽量采用逆流布置的方式，且应尽量使液态的制冷剂依靠自身的重力从上往下流动以减少阻力损失。对于管排数较多的换热器，为了尽量减少逆向导热，可以在靠近迎风面的管排上抽取适量的管子，这样做不但可以减少逆向导热，而且对于节省换热器的生产成本也是十分有利的，但为了弥补制冷剂侧换热面积的减少带来的换热量的下降，需要相应的增加翅片密度。样机的实验数据表明对于一个4排管的蒸发器，在靠近迎风面的管排位置上抽取适量的管子（如图3所示），同时适当增加翅片密度，可以在保证蒸发器换热能力的前提下，节省25%的铜管用量。蒸发器内宜采用“少进多出”的布置方式，这样做可以增加制冷剂液相的流动速度，提高液相换热能力，同时降低气相流速，减少压降损失。样机的实验数据表明在合适的点进行分流可以使蒸发器的换热量上升3.18%。参考文献 1. Wang C C , Jang J Y , Lai C C, Chang Y J . Effect of circuit arrangement on the performance of air-cooled condensersJ. Int J of Refrigeration, 1999 , 22 : 275 282. 2. Domanski P A , Yashar D . Optimization of finned-tube condensers using an intelligent systemJ. Int J of Refrigeration, 2007 , 30 : 482 488. 3. Liang S Y , Wong T N , Nathan G K . Study on refrigerant circuitry of condenser coils with exergy destruction analysisJ. Applied Thermal Engineering, 2000 , 20 : 559 577. 4. 张绍志, 陈光明, 王剑峰. 流程布置对非共沸制冷剂空冷冷凝器性能的影响J. 流体机械, 2001 , 29 : 53 55. 5. Liang S Y , Wong T N , Nathan G K . Numerical and experimental studies of refrigerant circuitry of evaporator coilsJ. Int J of Refrigeration, 2001 , 24 : 823 833. 6. 郭进军, 管路流程布置对换热器性能影响的数值模拟及实验研究D. 西安交通大学硕士学位论文, 2003. 7. 黄德斌, 欧阳惕, 潘永昌, 张建学, 朱冬生. 高效传热冷凝器对提高空调机性能的试验研究J. 制冷学报, 2006 , 27(5) : 40 42.