流路布置對熱泵空調中冷凝和蒸發兩用換熱器性能的影響
                                  黃東  李權旭  吳蓓  袁秀玲
                       (西安交通大學能源與動力工程學院, 710049,西安)
    摘要：研究了順交叉、逆交叉和NU型三種流路布置對R22熱泵空調中冷凝和蒸發兩用換熱器性能的影響規律.結果表明:作為蒸發器時,NU型的換熱量最大,比逆交叉和順交叉的換熱量分別增 加了1·5%和3·25%;作為冷凝器時,順交叉的換熱量最大,分別比逆交叉和NU型的換熱量增加了7·4%和1·28%;依據蒸發器和冷凝器的換熱量之和比較,NU型的最大,順交叉的次之,逆交叉的最小.因此,NU型是使制冷循環和制熱循環效率較高的流路布置.
    關鍵詞：流路布置;蒸發器;冷凝器;熱泵
    中圖分類號：TB65　文獻標志碼： A　文章編號： 0253-987X(2008)09-1107-06
    熱泵空調器存在制冷和制熱2種循環,室內換熱器在制冷循環時作為蒸發器,在制熱循環時作為冷凝器.室內換熱器在2種循環的運行條件存在差別,如制冷劑流量、蒸發和冷凝的傳熱和流動特性管外的干或濕工況,制冷劑進、出口方向等.文獻[1 利用軟件EVAP-COND1·0優化了6種制冷劑的蒸發器流路布置,使性能系數提高了11·7%.文獻[2-3]發現:對于蒸發器和冷凝器來說,空氣側和制冷劑側的熱阻基本相當,甚至在低干度和過熱區的主要熱阻位于制冷劑側.文獻[4]的研究表明,逆交叉布置的壓降比較小.文獻[5]的實驗研究發現,逆交叉流具有較好的綜合性能,重力會引起兩支路的制冷劑流量分配不均勻.因此,本文擬以協調與綜合提高熱泵空調制冷和制熱的效率為目標,研究流路布置對室內換熱器在2種循環下對冷凝器和蒸發器的影響.
    1　模擬程序及約束條件
    1·1　模擬程序簡介
    本文采用美國NIST的Domanski設計的軟件 EVAP-COND 2·1[6],它歷經了NIST十幾年的開 發和完善,其在翅片管換熱器的數值模擬方面具有 一定的代表性,在國際上也具有廣泛的影響[1,7-8]. EVAP-COND 2·1采用逐管計算的方案,即把每根 銅管作為獨立的計算單元[7-8],需要單獨輸入制冷劑 和空氣的狀態、流量數據.對于多支路布置來說,需 要對各支路逐個計算,而在某個支路內,計算按照管 路布置與制冷劑的流動順序進行,前一根管的制冷 劑出口參數是后一根管的入口參數.對于支路內的 分叉,先計算其中一個分支直至出口,然后再倒回至 分叉處計算其他分支.
    在空氣側,由于迎風管排每根管路入口空氣的 溫、濕度均相同,所以假設流速在管路的縱向上可實現一維非均勻分布.對后排管路來說,每根管的空氣 流量是前排與其距離最接近的2根管路中每根管路 的12流量之和,入口狀態為2股空氣混合后的狀態 參數[7-8].本文采用平直翅片,空氣側的傳熱和壓降 公式采用Wang[9]公式,該公式考慮了排數影響和 接觸熱阻的影響.
    在制冷劑側,流量在各支路間的分配采用阻力 相同的原則.當模擬時,先確定制冷劑側兩相區和過 熱區的臨界點,并采用相應的傳熱和壓降公式.本文 采用光滑圓管,沸騰表面換熱系數采用Thom[10]公 式,冷凝換熱表面傳熱系數采用Shah[11]公式,單相 區傳熱采用McAdams[12]公式.制冷劑在單相區的 壓降采用Blasius公式,兩相區的壓降采用Müller- Steinhagen[13]公式,彎頭單相與兩相區的局部壓降 分別采用Chishom[14]和Idelchik[15]公式.
    1·2　模擬的約束條件
    文獻[16]的研究表明:支路數對冷凝與蒸發兩 用翅片管式換熱器的性能影響十分顯著,在特定條 件下對應的最佳支路數為2.基于以上研究成果,本 文的翅片管式換熱器采用2個支路,幾何結構尺寸 與文獻[16]完全相同(見表1),但流路布置不同,如 圖1所示,依次為順交叉、逆交叉以及上、下部形似 N和U(NU型)的流路布置.制冷劑采用R22.
    室內換熱器在制冷運行時作為蒸發器,數值模 擬收斂的約束條件如表2所示.蒸發器的出口壓力和溫度不僅會影響壓縮機的流量,也反映了蒸發溫 度以及蒸發器內過熱段的大小.因此,可把蒸發器的 制冷劑出口狀態作為模擬的收斂條件.進口空氣的 干、濕球溫度采用國標中標準制冷工況數據.空氣和 制冷劑的流動方向如圖1所示.
                      
    室內換熱器在制熱運行時作為冷凝器,數值模 擬的收斂條件如表3所示.冷凝器的進口壓力和溫度不但會影響壓縮機的功率,而且也反映了冷凝溫 度;冷凝器的出口過冷度會影響制冷量的大小,而且 足夠的過冷度更是制冷系統穩定運行的必要條件. 因此,可把制冷劑的進口狀態和出口過冷度作為冷 凝器模擬的收斂條件.進口空氣的干、濕球溫度也采 用國標中標準制熱工況數據.在制熱循環時,室內換 熱器起冷凝器的作用,四通換向閥的切換使制冷劑 的流動方向與圖1剛好相反,但空氣的流動方向保持不變.
                   
                   
    2　模擬結果及分析
    2·1　換熱器總體性能分析
    圖2、圖3表明了室內換熱器分別作為蒸發器 和冷凝器時換熱量、壓降隨流路布置的變化.如圖2 所示:作為蒸發器時,順交叉布置的換熱量最小, NU型比逆交叉布置的換熱量略大,最大值比最小 值增加了4·9%;作為冷凝器時,逆交叉布置的換熱 量最小,順交叉的換熱量最大,最大值比最小值增加 了7·4%,NU型居中.若要綜合提高熱泵空調的制 冷和制熱效率,則必須使蒸發器和冷凝器的換熱量 同時增大,而同時增大很難用定量指標描述,這里可 以選用的比較依據之一是冷凝器和蒸發器的換熱量 之和,順交叉、逆交叉和NU型布置對應的換熱量 之和分別為10、9·83和10·15 kW,最大值比最小值增加了3·25%.顯然,換熱量之和較大的順交叉與NU型布置,在作為蒸發器時皆為順交叉布置,而作為冷凝器時為逆交叉布置,因此熱泵空調中應優先選擇這2種布置.
    圖3表明蒸發器的壓降比冷凝器要大幾倍,這是因為蒸發器的沿程干度增大,密度小的氣體在增多,使管內的平均流速不斷增大,因此壓降比較大, 而冷凝器的沿程干度不斷減小,密度大的液體在增多,使管內的平均流速不斷降低,因此壓降比較小.
                     
    2·2　蒸發器性能分析
    室內換熱器在制冷循環時起蒸發器的作用,模 擬計算的收斂條件如表2所示,制冷劑和空氣的流 動方向如圖1所示.由于管外空氣的進口狀態、流 量、風速分布都相同,各支路間的性能幾乎也完全相 同,所以可選取其中某一支路進行詳細分析.為分析方便,沿圖1的制冷劑流向對支路內的管路進行編號.
                    
    圖4~圖6顯示了作為蒸發器時每根管的換熱量、平均溫差和總傳熱系數.由圖4可知:迎風第1排比第2排每根管的換熱量要大,約為2倍左右;3 種流路布置中第1排每根管的換熱量差別不大,但 第2排顯著不同,順交叉布置的第2排每根管的換 熱量比其他2種布置都要小.由圖5可知,第1排比 第2排每根管的平均溫差要大,約為2倍左右,但各 種流路布置在同一排中的差別比較小;逆交叉與 NU型布置相比,順交叉布置每根管的平均溫差差 別并不顯著,但第2排每根管的總傳熱系數卻一直 比較低,這也是順交叉布置在作為蒸發器時換熱量 最小的主要原因.
    由圖6還可知,蒸發器的總傳熱系數沿程在發生變化,即具有空間分布性.該系數在接近出口處較小,這是因為出口處的制冷劑干度較大甚至為過熱狀態,管壁的潤濕周長很小,此時以管內的制冷劑氣 體與管壁進行單相對流換熱為主.同時,由于風速保持不變,雖然管外存在空氣凝露的潛熱交換,同一排每根管空氣側的傳熱系數區別并不大,但圖5顯示總傳熱系數在同一排的最大值比最小值要大2倍左右,如順交叉和逆交叉布置的后半段,這主要是由制 冷劑側傳熱系數變化所導致,這也進一步驗證了文獻[2-3]中所提到的空氣側和制冷劑側的熱阻已經 基本相當的結論.
    2.3　冷凝器性能分析
    室內換熱器在制熱循環時起冷凝器的作用,其 數值模擬的收斂條件如表3所示.空氣的流動方向 與其如圖1所示,但制冷劑的流動方向與其剛好相 反,即圖1中的進口在制熱循環時變為出口,出口變為進口.為了與蒸發器的每根管路相一致,管路仍然 采用作為蒸發器時的編號,即在制熱循環時管路沿 制冷劑流動的反方向進行編號.
    圖7~圖9顯示了作為蒸發器時每根管的換熱量、平均溫差和總傳熱系數.圖7表明:迎風第1排比第2排每根管的換熱量要大,逆交叉布置第2排 的每根管換熱量比其他2種布置要小.由圖8所示, 與其他2種布置相比,逆交叉布置每根管的平均溫差的差別并不顯著,但第1排和第2排的總傳熱系 數都比較小,這也是逆交叉布置在作為冷凝器時換熱量最小的主要原因.
    由圖9可知,冷凝器的總傳熱系數也具有空間分布性,呈現出“兩頭小,中間大”的分布特點,即過 熱區與高干度區、過冷區與低干度區都比較小,而中 間區域比較大.比較圖6和圖9可知,對總傳熱系數 的沿程分布曲線而言,冷凝器比蒸發器更為復雜,要 分為多段,這主要取決于2個原因:①是蒸發器無流 速較低的純液體過冷段,且最小干度為進口處的 0·2,而冷凝器存在過冷段;②是由于管外空氣側的 工況不同,蒸發器的管外空氣側是濕工況,存在水蒸 氣凝結的潛熱交換,而冷凝器的管外空氣側為干工況,濕工況顯著增大了空氣側的傳熱系數,有利于總 傳熱系數趨于均勻化.
                     
    比較圖5和圖8可知,對于平均傳熱溫差的分 布曲線而言,冷凝器比蒸發器也更復雜,主要是由于 冷凝器內存在較長的過熱段,即入口的制冷劑存在 較大的過熱度(表3中的35℃),所以需要先冷卻降 溫后才能被冷凝,又由于制冷劑的溫度高,所以過熱段比兩相段的傳熱溫差要大很多.
    2·4　蒸發器和冷凝器的性能比較
    換熱量是總傳熱系數、平均傳熱溫差與換熱面 積三者的乘積.如上所述,在冷凝器或蒸發器中,平均溫差具有空間分布性,不僅不同管排間存在顯著 區別,即迎風第1排比第2排的換熱量要大約2倍 左右,而且由于過熱段較長的影響,冷凝器比蒸發器的平均溫差更具復雜性.同時,由于制冷劑側的傳熱系數受沿程干度的變化,總傳熱系數也具有空間分布性,沿程不斷發生變化,再加上管外空氣側為干工 況,所以冷凝器比蒸發器的總傳熱系數也更復雜.顯然,流路布置會改變平均傳熱溫差與總傳熱系數的空間分布,使每根管的換熱量不同,最終導致總換熱量不同.
                      
    作為蒸發器而言,其兩相段較長過熱段較短,出 口的過熱度也比較小(表2所示的5℃),各種流路 布置的平均溫差的差別較小,此時總傳熱系數的空 間分布對換熱量起主導作用.從圖6可知:蒸發器的 后半段總傳熱系數比較小,逆交叉布置將后半段放 在迎風的第1排,而第1排的傳熱溫差較大,因此逆 交叉比順交叉的換熱量要增加4·9%;NU型布置 也將最后的1/4換熱面積放在迎風第1排,因此換 熱量也比較大.
    作為冷凝器而言,由于制冷劑進口的過熱度很 高,過熱段相應也較長,其中的平均傳熱溫差較大, 但總傳熱系數較小、與蒸發器相比,冷凝器還存在純 液體的過冷段,流速較低,其中的總傳熱系數也相應 較小.因此,影響冷凝器換熱量的因素比蒸發器更復雜.從圖8和圖9可知:順交叉布置把傳熱溫差較大 的過熱段放在了第2排,這樣部分彌補了第2排傳熱溫差小的缺點,同時把總傳熱系數較小的過冷段 放在了第1排,利用第1排較大的傳熱溫差彌補過 冷段總傳熱系數較小的缺點,因此作為冷凝器時順 交叉布置的換熱量最大.逆交叉把傳熱溫差較大的 過熱段放在了傳熱溫差本來就比較大的第1排,同 時又將傳熱系數較小的過冷段放在了傳熱溫差較小 的第2排,因此作為冷凝器時對應的換熱量最小. NU型布置雖然將傳熱溫差較大的過熱段放在了第 1排,但將總傳熱系數較小的過冷段也放在了傳熱 溫差較大的第1排,因此作為冷凝器時傳熱量居冷 凝器蒸發器之中.可見,與作為蒸發器相比,冷凝器具有過冷段與較長的過熱段,而且傳熱溫差和總傳 熱系數的分布也更為復雜.
    3　結　論
    (1)作為蒸發器而言,各種流路布置的傳熱溫差基本相同,總傳熱系數分布起主導作用,逆交叉布置將傳熱系數較小的后半段放在了傳熱溫差較大的第1排,換熱量最大,比最小的順交叉布置的換熱量增加4·9%,而NU型與逆交叉的換熱量基本相同.
    (2)作為冷凝器而言,順交叉布置利用具有較大傳熱溫差的過熱段增大了第2排的傳熱溫差,再加上第1排較大的傳熱溫差彌補了過冷段總傳熱系數小的缺點,使順交叉布置的換熱量大,比最小的逆交叉布置的換熱量增加7·4%,而NU型居二者之中。
    (3)當以蒸發器和冷凝器的換熱量之和為依據時,流路布置從小到大依次排列為:NU型、順交叉和逆交叉.
    (4)冷凝器由于過熱段的傳熱溫差較大及總傳熱系數具有“兩頭小,中間大”的分布特點,所以影響換熱量的因素比蒸發器要復雜得多.