R134a风冷冷凝器的设计.pdf

R134a单元式风冷冷风机组冷凝器设计尹 斌1),2)欧阳惕2)丁国良1)1)(上海交通大学)2)(广东申菱空调设备有限公司)摘 要 单元式风冷冷风空调机组普遍采用波纹翅片管冷凝器。对冷凝器进行设计的关键是确定制冷工质在铜管内的冷凝换热系数及空气在翅片侧的表面换热系数,同时也需要考虑空气流过冷凝器的压降,以便选择风机。采用数学模型及换热关联式计算相关参数,在此基础上对R134a单元式风冷冷风空调机组的冷凝器进行设计。关键词 R134a 单元机 波纹片 冷凝器Design of condenser for unit air2conditioning using R134aYin Bin1),2)Ouyang Ti2)Ding Guoliang1)1)(Shanghai Jiaotong University)2)(Guangdong Shenling Air2conditioning Device Co.,Ltd.)ABSTRACTWavy fin heat exchangers are usually applied as condensers for unit air condition2ing.Obtaining condensation heat transfer coefficient of refrigerants inside copper tubes and sur2face heat transfer coefficient of air flowing fin2tube bundle is the key to condenser design.Meanwhile,pressure drop of air flowing condensers must be considered in order to choose airfans.Uses mathematical models and heat transfer correlation to calculate these parameters.Then designs a wavy fin2tube condenser of unit air conditioning using R134a as refrigerant.KEY WORDSR134a;unit air2conditioning;wavy fin;condenser 目前对风冷冷凝器的研究主要集中在两个方面:一方面是管内冷凝换热特征的研究;另一方面是不同形式强化翅片换热及阻力特性的研究;由于制冷工质在管内冷凝存在相变,因此换热现象很复杂。许多学者的研究结果表明,影响管内冷凝的重要因素是制冷工质在管内的流型,流型主要分为三种,即环状流、层状流、环状流向层状流转变的过渡流。影响环状流的主要因素是界面处的气-液剪切力,而影响层状流的主要因素是重力123。管内冷凝换热的理论模型还在不断完善,但一些通过大量试验得出的换热关联式还是可以较好地预测管内冷凝换热系数。对于强化翅片的研究主要以试验和数值计算为主,这是由于翅片结构复杂,很难用理论模型描述4。平翅片的研究已经成熟,在设计过程中,强化翅片的表面换热系数和阻力可以在平翅片的基础上乘以一个修正系数,从而使设计结果接近实际。笔者采用理论模型所设计的风冷冷凝器使用的是光滑管、波纹片。波纹片的结构见图1。图1 波纹片结构简图第7卷 第1期 2 0 0 7年2月 制 冷 与 空 调REFRIGERATION AND AIR-CONDITIONING 53255收稿日期:2005210231 通讯作者:尹斌,Email:binyinmail 1994-2008 China Academic Journal Electronic Publishing House.All rights reserved.http:/1 换热模型介绍1.1 冷凝换热模型冷凝换热模型中,经典的是努谢尔特模型。但努谢尔特的理论分析忽略了蒸汽流速的影响,因此只适用于流速较低的场合,不能应用于空调冷凝器的设计计算。近年来研究者通过试验得出一些管内冷凝换热关联式,但大多数试验是针对R12和R22等工质,针对R134a的相对较少。笔者列出了基于R134a的管内冷凝换热关联式,见表1。表1 基于R134a的管内冷凝换热关联式作者关联式ShahNu=Nul(1-x)0.8(1+3.8Z0.95),Z=(1x-1)0.8(ppc)0.4Nul=0.023Pr0.4lRe0.8l;(velocity 3 ms-1,Rel 350,Rev 3 500)Cavallini2ZecchinRel=G(1-x)dil,Rev=G(x)div,G=?mrAiReeq=Rev(vl)(lv)0.5+Rel;(11(e/v)1 125)Dobson and ChatoRel1 250;Fr=1.26Re1.04l(1+1.09X0.039ttXtt)1.51Ga0.5;Ga=g l(l-v)d3i2lNu=0.023Re0.8lPr0.3l2.61X0.805tt;(Fr 18)R.Bassi等5对表1中的Shah关联式、Cav2allini2Zecchin关联式、Dobson关联式进行了研究,并与试验值作对比,见图2所示。R.Bassi等认为Cavallini2Zecchin关联式与试验结果最接近,其最大误差只有8%。图2 换热模型与试验的对比(R.Bassi等5)由于Cavallini2Zecchin关联式能够较好地预测R134a在光滑管内的冷凝换热,因此笔者采用该关联式通过计算机模拟研究R134a在光滑管内的换热特征。图3所示为冷凝温度54 时,R134a的冷凝换热系数随干度的变化。从图中可以看出,随干度的增大,R134a的冷凝换热系数增大,而且质量流率对R134a的冷凝换热系数有很重要的影响,质量流率增大,冷凝换热系数增大。图4为Cavallini2Zecchin关联式中的平衡雷诺数随干度的变化。从图中可以观察到,平衡雷诺数的变化趋势与冷凝换热系数的变化趋势相同。这就说明,在一定的质量流率下,平衡雷诺数是影响冷凝换热系数的直接原因。图3 冷凝换热系数随干度的变化45 制 冷 与 空 调 第7卷 1994-2008 China Academic Journal Electronic Publishing House.All rights reserved.http:/图4 平衡雷诺数随干度的变化 由于管内R134a的冷凝换热系数随干度变化,因此笔者对翅片管式冷凝器进行设计,所取的冷凝换热系数是01.0干度范围内局部冷凝换热系数的平均值。1.2 翅片管束换热模型设计所采用的翅片是波纹片。目前还没有数学模型能准确地描述波纹片管束的换热特征。C.C.Wang建立的模型预测波纹的换热、压降具有针对性,试验值与预测值的误差在士15%内,其表达形式较为复杂,因此笔者设计计算采用的是平翅片的换热模型,即Vampola关联式。在Vampola关联式中乘以一个修正系数,从而得到波纹片管束的表面换热系数。阻力计算也类似,表达形式如下。Nup=hode=0.215(Gmaxde)0.67(s1-drdr)-0.2(s1-drsf+1)0.2(s1-drs2-dr)0.4(1)Nuw=1.2Nup(2)Pp=fnpG2max2(3)Pw=1.5 Pp(4)式(1)(4)中,努塞尔数Nu及压降p的下标,p表示平翅片,w表示波纹片。其他符号可参考文献6。1.3 总传热系数管内冷凝换热系数及翅片管束表面换热系数确定后,可以采用下式计算总传热系数。Ko=11htpFoFi+rb+ro+1how(5)=Fr+FffFr+Ff(6)f=-0.025how+1.09(7)其中,Ko为总传热系数(W/(m2K),Fo为单位长度管外总面积(m2);Fi为单位长度管内面积(m2);rb为接触热阻(m2K)/W);ro为翅片侧污垢热阻(m2K)/W);为翅片总效率;f为波纹片的翅片热效率。2 设计计算设计计算的依据是前面所介绍的理论模型,但上述冷凝换热关联式只适用于饱和蒸汽冷凝为饱和液体,还应考虑由过热蒸汽冷凝为饱和蒸汽及由饱和液体冷凝为过冷液体的情况。不过过热蒸汽-饱和蒸汽、饱和液体-过冷液体属于单相流体在管内的强制对流换热,使用Dittus2Boelter公式就可以计算其换热系数。设计参数见表2,设计计算结果见表3。表2 设计参数冷凝负荷16.54 kW管内径8.82 mm冷凝温度54管外径9.52 mm冷凝压力14.56 bar管间距25.4 mm压缩机排气温度80排间距22 mm过冷度4管布置方式叉排进风温度39翅片间距/厚度2.12/0.115 mm出风温度47翅片数12/英寸表3 设计计算结果质量流率155.96 kg/(m2s)过热蒸汽-饱和蒸汽换热量3.05 kW管内冷凝换热系数1829.254 W/(m2K)过热-饱和蒸汽段总传热系数17.27 W/(m2K)迎面风速2.0 m/s过热-饱和蒸汽段所需换热面积0.445 m2最窄流道处风速3.52 m/s过热-饱和蒸汽段所需换热面积0.445 m2波纹片管束表面换热系数72.78 W/(m2K)饱和液体-过冷液体换热量0.6 kW波纹片管束压降23 Pa饱和-过冷液体段总传热系数15.97 W/(m2K)波纹片的翅片效率0.884饱和-过冷液体段所需换热面积0.244 m2翅片总效率0.877饱和蒸汽冷凝为饱和液体的换热量12.89 kW翅化比17.35饱和蒸汽冷凝为饱和液体所需换热面积2.71 m2(下转第65页)55 第1期 尹 斌等:R134a单元式风冷冷风机组冷凝器设计 1994-2008 China Academic Journal Electronic Publishing House.All rights reserved.http:/4 结 论通过对汽车空调层叠式蒸发器和管带式蒸发器建立数学模型,计算分析两者的传热及流动特性。模拟结果表明,层叠式蒸发器与管带式蒸发器相比,在各种变工况条件下都表现出换热量大和制冷剂侧整体压降小的优点。通过对比可知,层叠式蒸发器的换热量提高15%左右,而压降却降低50%左右,并且由于层叠式蒸发器紧凑的结构特点,其流程长度远小于相同尺寸的管带式蒸发器,在较大的制冷剂流量下,其性能表现得更为优越。参 考 文 献1Feldmana A,Marvilletb C,Lebouche M.Nucleate andConvective Boiling in Plate Fin Heat Exchangers.Int.J.Heat and Mass Transfer,2000(43):343323442.2 阙雄才,陈江平.汽车空调实用技术.北京:机械工业出版社,2003.3Ould Didi M B,Kattan N,Thome J R.Prediction oftwo2phase pressure gradients of refrigerants in horizontaltubes.Int.J.Refrigeration,2002(25):9352947.4Han J C,Chandra P R,Lau S C.Local heat/masstransfer distributions around sharp l802deg turns in two2pass smooth and rib2roughened channels.Journal ofHeat Transfer,1988,(110):9128.5Kandlikar S G.A General Correlation for SaturatedTwo2Phase Flow Boiling Heat Transfer Inside Horizon2tal and VerticalTubes.Journal ofHeatTransfer,1992,(112):2192228.6Garcia Valladares O.Review of In2Tube CondensationHeat Transfer Correlations for Smooth and Micro2finTubes.Heat Transfer Engineering.2003,(24):6224.7Cavalllini A,Del Col D,Doretti L,et al.Heat Transferand Pressure Drop During Condensation of RefrigerantInside Horizontal Enhanced Tubes.Int J Refrigeration,2000,(23):4225.8 丁国良,张春路.制冷空调装置仿真与优化.北京:科学出版社,2000.(上接第55页)续表接触热阻0.004(m2K)/W冷凝器所需总换热面积3.4 m2翅片侧污垢热阻0.000 8(m2K)/W设计有效换热管长1.069 m总传热系数33.53 W/(m2K)设计分路数10对数平均温差10.5设计每路流程数12所需风量6 564.58 m3/h管排数2风机功率500 W设计管内换热面积3.554 m2设计余量4.5%从表3中可以看出,设计计算结果合理,这就说明应用笔者所介绍的理论模型可以较好地预测管内冷凝换热系数、翅片侧表面换热系数,并以邓为依据,对翅片管式冷凝器进行设计。3 结 论介绍分析了R134a单元式风冷冷风机组翅片管式 冷 凝 器 的 理 论 设 计 程 序,采 用Cavallini2Zecchin模型计算管内冷凝换热系数,使用修正的Vampola关联式得出波纹片管束的表面换热系数。设计程序简单,设计结果合理,能够提高设计的准确性及设计效率。参 考 文 献1Shah M M.A general correlation for heat transfer dur2ing film condensation in tubes.International Journal ofHeat and Mass Transfer,1979,1852196.2Cavallini A,Zecchin R.A dimensionless correlation forheat transfer in forced convection condensation6thInternational Heat Transfer Congress,1974,(3):3092313.3Dobson M K,Chato J C.Condensation in smooth hori2zontal tubes.International Journal of Heat Transfer,1998,120:1932213.4Giovanni Lozza,Umberto Merlo.An experimental in2vestigation of heat transfer and friction losses of inter2rupted and wavy fins for fin2and2tube heat exchangers.International Journal of Refrigeration,2001,24:4092416.5R Bassi,P K Bansal.In2tube condensation of mixtureof R134a and ester oil:empirical correlations.Interna2tional Journal of Refrigeration,2003,26:4022409.6 尹斌,欧阳惕,丁国良.R134a单元式风冷冷风空调机蒸发器设计.制冷与空调,2006,6(6):54256.56 第1期 郝 亮等:汽车空调层叠式与管带式蒸发器性能模拟分析比较 1994-2008 China Academic Journal Electronic Publishing House.All rights reserved.http:/