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以R410A為工質的空調換熱器性能仿真與實驗

點擊:1846 日期:[ 2014-04-26 22:21:26 ]
                          以R410A為工質的空調換熱器性能仿真與實驗                                     劉 建   丁國良                      (上海交通大學制冷與低溫工程研究所,上海200030)     摘要:通過建立分布參數模型,研究了以R410A為工質的空調換熱器在不同運行工況下的換熱性能.與實際R410A房間空調換熱器性能測試結果進行對比,評估了8種R410A蒸發和冷凝關聯式,并對R410A在7.0mm管徑強化管內的換熱性能進行了研究.結果表明,在相同制冷劑質流通量條件下,R410A采用7.0mm強化管后比R22采用9.52mm強化管的蒸發換熱量和冷凝換熱量分別提高9.32%~16.32%和8.05%~15.63%,而換熱器盤管設計長度可減小2%~15.86%.     關鍵詞:R410A;換熱器;仿真     中圖分類號:TB657.5   文獻標識碼:A     空調器傳統上以R22為工質,但是R22對于臭氧層有破壞作用,將被逐步淘汰.R410A是目前公認的可以替代R22的較好工質.采用R410A為工質后,必須解決如何提高空調器效率的問題,而換熱器性能的改進是R410A空調系統性能提高的重要一環.在對換熱器各種強化方法的應用中,除了改變管外翅片結構,增強空氣湍流換熱外[1],最經濟、有效的方法之一就是采用小管徑微翅強化管.然而目前對于R410A在小管徑換熱管換熱器中的應用尚缺少研究.     本文通過建立空調換熱器分布參數仿真模型,對R410A在7.0mm強化換熱管換熱器中的換熱性能進行理論研究.結合實驗數據對8種R410A蒸發、冷凝換熱系數公式進行了篩選和評定,并對R410A強化換熱管換熱器性能進行仿真,為R410A換熱器的開發提供依據.     1 空調換熱器模型與算法     1.1 換熱器模型     空調換熱器為翅片管式換熱器,為建立分布參數模型,將換熱器劃分成若干個控制容積.建模時假定工況穩定,管內制冷劑沿管道軸向作一維流動,管外空氣垂直于換熱管沿翅片作一維流動,忽略換熱管軸向的換熱.     每個單元控制容積中包含制冷劑、空氣和管翅(翅片和換熱管視為一體,統稱為管翅)3個對象.控制容積的能量平衡如圖1所示,由于為穩態工況,不需要列質量方程,以下只列出能量和動量方程.                 式中:qmr為制冷劑質量流量;hr,in、hr,out分別為制冷劑進、出口比焓;Tr,in、Tr,out分別為制冷劑進、出口溫度;Twall為管壁溫度;Ai為管內換熱面積;αr為制冷劑側局部換熱系數.單相區的制冷劑側換熱系數計算采用Hausen、Gnielinski、Dittus Boelter關聯式[2];兩相蒸發換熱系數計算采用了Christoffers en[3]、Goto[4]、Kandlikar[5]和Koyama[6]這4個公式;兩相冷凝換熱系數計算采用了Yu&Koya ma[6~8]、Cavallini[6~8]、Kedzierski&Goncalves[6~8]和Shikazono[9]這4個公式.      控制容積中制冷劑的動量方程:                   式中:Δptotal為制冷劑總壓降;Δpacc為制冷劑加速壓降;Δpf為管內制冷劑摩擦壓降.蒸發器單相制冷劑摩擦壓降計算采用Colebrook White關聯式[10];冷凝器單相制冷劑摩擦壓降計算采用Smith關聯式[10];兩相區蒸發制冷劑摩擦壓降公式采用Kuo關聯式[11];兩相冷凝采用ModifiedSmith關聯式[10].     (2)空氣側控制方程.由于空氣壓降很小,這里只考慮能量方程:                  式中:qma為空氣質量流量;ha,in、ha,out分別為空氣進、出口比焓;Ta,in、Ta,out分別為空氣進、出口溫度;Ao為管外換熱面積;ηo為翅片效率;αa為空氣側局部換熱系數,計算采用NakayamaandXu[12]的關聯式.     (3)管翅控制方程.在穩態情況下不考慮管翅的能量積聚,因而進出管翅的熱量應相等,即:                  式中:Qfr為控制容積前方翅片導熱量,按前排各控制容積通過翅片的有效橫截面積導入當前控制容積的導熱量;Qba為控制容積后方翅片導熱量,按后排各控制容積通過翅片的有效橫截面積導入當前控制容積的導熱量;Qto為同排列間上部導熱量,按上一列控制容積通過翅片的有效橫截面積導入當前控制容積的導熱量;Qbo為同排列間下部導熱量,按下一列對應各控制容積通過翅片的有效橫截面積導入當前控制容積的導熱量.     1.2 求解算法     為了簡化計算過程中換熱與壓降相互耦合的關系,采用換熱和壓降交替計算的方法,即在進行換熱計算時,保持各控制容積的制冷劑進出口壓力不變,只根據計算結果替換相應的焓值和溫度值;而在進行壓降模塊計算時,保持各控制容積的進出口焓值和溫度不變,只根據計算結果替換壓力值.     在已知換熱器進口制冷劑狀態與流量、進口空氣狀態與流量時,本文采用以下算法對模型進行求解:①沿制冷劑流動方向,依次計算每個控制容積中熱量交換,同時刷新每個控制容積制冷劑和空氣的出口焓值和溫度,直到所有控制容積計算完畢.其中對后排控制容積空氣入口狀態采用絕熱混合處理.②沿制冷劑流動方向,依次計算每個控制容積中制冷劑的壓力損失,同時刷新每個控制容積制冷劑出口的壓力,直到所有控制容積計算完畢.③對以上換熱和壓降過程進行迭代計算,直到前后兩次迭代誤差滿足換熱器內部導熱熱量平衡的要求.     2 實驗驗證與結果分析     2.1 模型可靠性驗證為了驗證     本模型的可靠性以及提高模型的計算精度,對R410A在單排換熱器(蒸發和冷凝)中的換熱及壓降特性進行了實驗研究.換熱器具體結構參數:高336mm、長635mm、管排數1、管列數16、橫向管排間距13.3mm、縱向管排間距21mm.所用小管徑銅管參數:外徑7mm、壁厚0.24mm、翅高0.22mm、螺旋角16°、微翅錐角22°、微翅數54.     表1所示為換熱器性能參數測試結果.蒸發過程中,保持制冷劑的入口干度為0.2,入口制冷劑壓力為12°C下的飽和壓力;冷凝過程中,保持制冷劑入口溫度為64.7°C,入口制冷劑壓力為44.6°C下的飽和壓力,但其制冷劑的流向與蒸發時的流向相反.     2.2 結果分析     2.2.1 蒸發換熱關聯式的選取      圖2和3為采用文獻[3~6]中蒸發換熱經驗關聯式計算所得的換熱量與實驗結果的對比以及制冷劑的換熱系數沿管程(L)的分布,其中ua為空氣風速.由圖2可見:采用Christoffersen、Goto、Kandlikar及Koyama這4個經驗關聯式與實驗結果相比,其誤差在-3.38%~1.09%.但當質流通量Gr>400kg/(m2·s),4個關聯式的計算值均偏低,其中Christoffersen的預測值偏低最為明顯,最大偏差達到-3.38%;Koyama的預測值與實驗結果最為吻合,最大誤差只有0.49%.由圖3可見:蒸發器進口不遠處,干度較低,由于強化管凹槽的作用,使兩相核態沸騰的活化點增多,故在沸騰初期就具有較大的換熱系數;隨著管程的干度增加,又使兩相對流換熱增加,因此在整個兩相區換熱系數均較大.而同時由于R410A的粘度比R22低,使得R410A的換熱系數比R22要高.R410A的實驗與公式計算的一致性表明,采用強化管換熱后,由于液相的制冷劑可以有效地潤濕換熱管管壁,使制冷劑保持在環狀流的流態,因此計算關聯式的預測值較為有效,可用于實際換熱器的仿真計算.                                      2.2.2 冷凝換熱關聯式的選取      圖4和5為采用文獻[6~9]中冷凝換熱經驗關聯式計算所得的換熱量與實驗結果的對比以及制冷劑冷凝換熱系數沿管程的分布.由圖4可見:采用Yu&Koyama、Caval lini、Kedzierski&Goncalves及Shikazono這4個經驗關聯式的計算結果與實驗結果相比,其誤差在-0.82%~4.08%.其中Yu&Koyama和Shika zono兩個關聯式與實驗值吻合得較好,其最大誤差在2.00%~2.43%;而Cavallini的計算值均估計過高,其最大誤差達到4.08%.由圖5可見:Yu&Koyama、Kedzierski&Goncalves和Shikazono三者的換熱系數較為接近;而Cavallini關聯式所計算的換熱系數約是其他三者的2倍,這一點與文獻[9]的結論較為吻合.說明在大質流通量下,冷凝換熱經驗關聯式的有效性仍需進一步證實.                                     2.2.3 換熱器性能分析      圖6和7為不同制冷劑質流通量下,換熱器的換熱量隨空氣風速的變化,其中d為換熱管外徑,x為干度.由圖可見,在相同的制冷劑質流通量條件下,替代工質R410A采用7.0mm換熱管后比R22采用9.52mm換熱管的蒸發器和冷凝器的換熱量分別提高9.32%~16.32%和8.05%~15.63%.       用所得到的模型進一步計算蒸發器設計長度隨空氣風速的變化,結果表明:替代工質R410A采用7.0mm換熱管后,在相同的制冷劑入口條件下,比R22采用9.52mm換熱管的盤管設計長度要減小2%~7%.當空氣迎面風速較小的時候,采用7.0mm換熱管的蒸發盤管設計長度明顯減小,最大可達7.07%;而隨著空氣風速的增加,蒸發盤管設計長度減小的趨勢也逐漸減小.                                   用所得到的模型計算冷凝器設計長度隨空氣風速的變化,結果表明,采用相同的制冷劑入口條件時,替代工質R410A采用7.0mm換熱管后,比R22采用9.52mm換熱盤管的設計長度要減小10.82%~15.86%.     考慮到采用7.0mm換熱管后,換熱管的耗材將減小20%~26%.因此綜合考慮,整個系統換熱器的成本將減小21.6%~31.18%.     3 結 論    (1)對于蒸發換熱過程,當質流通量Gr>400kg/(m2·s)時,Christoffersen、Goto、Kandlikar以及Koyama4個蒸發換熱經驗關聯式的預測值均偏低,其中Koyama的預測值與實驗結果最為吻合,其最大誤差為0.49%.     (2)對于冷凝換熱過程,Yu&Koyama和Shikazono2個關聯式與實驗值吻合得較好,其最大誤差在2.00%~2.43%.而Cavallini計算所得的換熱系數估計過高,是其他關聯式的2倍.     (3)在相同的制冷劑質流通量條件下,替代工質R410A采用7.0mm換熱管后比R22采用9.52mm換熱管的換熱器換熱量提高8.05%~16.32%.并且隨著制冷劑質流通量的增加,換熱量也相應提高,當制冷劑有一定的過熱度或過冷度后,換熱器制冷量的增大幅度逐步減緩直至基本保持不變.     (4)在相同的制冷劑質流通量條件下,替代工質R410A采用7.0mm換熱管后比R22采用9.52mm換熱管的換熱器盤管設計長度減小2%~15.86%,最終換熱器的成本將減小21.6%~31.18%.總之,由于替代工質R410A的換熱性能較好,采用小管徑強化管后,其換熱器性能提高8.05%~16.32%,使換熱器結構更加緊湊.
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