冷凝器流程布置的數(shù)值模擬研究

冷凝器流程布置的數(shù)值模擬研究——數(shù)學(xué)模型的建立與驗證

關(guān)鍵詞：鋁排管　蒸發(fā)式冷凝器　速凍機(jī)

0 引言
    風(fēng)冷換熱器被廣泛地應(yīng)用于空調(diào)制冷行業(yè)中,為了改善其性能,常常采用以下幾種方式來強(qiáng)化換熱:1)增大換熱系數(shù);2)增加換熱面積;3)增大空氣側(cè)和制冷劑側(cè)的平均溫差[1]。大量的文獻(xiàn)[25]將研究重點放在了前兩種方式上,對于第三種方式,很少有文獻(xiàn)涉及,但是研究發(fā)現(xiàn),改變換熱器的流程將使換熱器的換熱特性產(chǎn)生很大的變化[69]。例如,當(dāng)高、低溫介質(zhì)的進(jìn)口溫度一定時,換熱器逆流換熱比順流換熱有更大的傳熱平均溫差,因而有更大的換熱量,叉流換熱的換熱量則處于兩者之間。本文研究了冷凝器流程對其性能的影響。
1 冷凝器的數(shù)學(xué)模型[9]
為了詳細(xì)研究冷凝器的傳熱特性,建立數(shù)學(xué)模型時將冷凝器劃分成許多小單元(如圖1 所示),每個單元為一個控制體。用于研究的控制體根據(jù)冷凝器的結(jié)構(gòu)選取,本文選取的控制體如圖2 所示�？刂企w沿管長方向的長度為δy(應(yīng)大于肋片間距),沿垂直管長方向的長度為δx,為方便起見,取空氣流動方向與δx 方向一致。

數(shù)學(xué)模型的基本假設(shè)是:
1) 制冷劑及空氣進(jìn)口參數(shù)恒定;
2) 制冷劑中無不凝性氣體;
3) 不計換熱管的軸向?qū)��?
4) 不計換熱管管排之間逆向?qū)�熱的影�?
5) 肋片沿?fù)Q熱管長度方向均勻分布;
6) 空氣在計算單元內(nèi)沒有沿軸向方向的摻混。
對每一個控制單元,采用效能傳熱單元數(shù)法(εNTU 法)[1]計算:
一旦ε確定后,換熱量即可確定:
總的換熱系數(shù)可由下式確定:
式(1)～(3)中 ε為效能;NTU 為傳熱單元數(shù);U0 為總換熱系數(shù),W/(m2·℃);A0為總換熱面積,m2;qm 為流體的質(zhì)量流量,kg/s;c 為流體的比熱容,kJ/(kg·℃);t′ 1,t ′ 2 分別為管內(nèi)外流體的進(jìn)口溫度, ℃ ;hi 為制冷劑側(cè)換熱系數(shù),W/(m2·℃);At,i 為管內(nèi)總換熱面積,m2;δ為管壁厚度,m;kp 為管材導(dǎo)熱系數(shù),W/(m·℃);At,m 為管子平均換熱面積,m2;ho 為空氣側(cè)換熱系數(shù),W/(m2·℃);η為肋片效率。
其中空氣側(cè)、制冷劑側(cè)換熱系數(shù),肋片效率等參數(shù)的計算參見文獻(xiàn)[1013];空氣側(cè)及制冷劑側(cè)物性參數(shù)的計算參見文獻(xiàn)[1415]。文獻(xiàn)[8]中的冷凝器相同。求解過程如下:
在已知冷凝器進(jìn)口參數(shù)的情況下,按制冷劑流經(jīng)傳熱(控制)單元的順序來計算,這樣每個傳熱單元的制冷劑進(jìn)口參數(shù)都是已知的或可以直接由上一單元的出口參數(shù)得到。在計算時,必須先假定制冷劑出口參數(shù)以獲得平均物性參數(shù),然后再迭代計算�？諝獬隹趨�數(shù)由前一排管對應(yīng)單元空氣出口參數(shù)獲得。如果流程布置方式為逆流或混合流,也必須采用迭代算法計算,計算在每個單元的出口參數(shù)均滿足給定精度后結(jié)束。
需要特別指出的是,當(dāng)流程布置方式為混合流(如兩排管流路中的“單雙單”流路———制冷劑單路進(jìn)入,然后分成兩支路,最后在出口附近匯合成一路流出)時,各分支制冷劑流量分配會不一樣,此時應(yīng)根據(jù)各分支流路壓降相等的原則,進(jìn)行流量調(diào)整。具體計算時,應(yīng)先假設(shè)各分支制冷劑流量均分,對各分支單獨進(jìn)行計算,計算完畢后比較各分支壓降的大小,據(jù)此對制冷劑流量進(jìn)行修正,反復(fù)迭代,直到各分支壓降偏差滿足給定的精度為止。


2 數(shù)值模擬結(jié)果與文獻(xiàn)實驗結(jié)果的對比
為了驗證模型及程序的正確性與可靠性,對比了數(shù)值模擬結(jié)果與文獻(xiàn)[8]的實驗結(jié)果。模擬時的冷凝器的基本幾何參數(shù)、測試條件、流程布置均與文獻(xiàn)[8]中的冷凝器相同。
數(shù)值模擬結(jié)果和實驗測試結(jié)果的對比分析如下。
圖5 為A,B 兩種形式的冷凝器[8]的進(jìn)出口總壓降隨迎面風(fēng)速的變化圖。從中可以看出,計算值和實驗值吻合較好,最大偏差為7%。
圖6 ～ 8 分別為迎面風(fēng)速為1.5m/s, 制冷劑側(cè)流量分別為100,200,300kg/(m2·s)時,沿?fù)Q熱管長度方向的換熱管壁溫分布圖。從圖6 可以看出,風(fēng)速不變、管內(nèi)制冷劑質(zhì)量流量較小時,管路布置方式對換熱的影響較大。
從圖7,8 可以看出,隨著質(zhì)量流量的增加,管路布置方式對換熱的影響逐漸減小。量流量較小時,A 型冷凝器計算值和實驗值偏差相對較大,B 型冷凝器計算值和實驗值吻合較好。原因在于A 型冷凝器前后排溫差較大,肋片的逆向?qū)�熱對管壁溫度有一定的影響。流量進(jìn)一步減小時,由于氣相與液相制冷劑分別位于肋片的左右側(cè),在肋片中形成了逆向?qū)��?即熱量從制冷劑進(jìn)口側(cè)向出口側(cè)傳遞,因此在接近進(jìn)口處出現(xiàn)了管壁溫度上升的現(xiàn)象。由于數(shù)值模擬過程中沒有考慮換熱管管排之間逆向?qū)�熱的影�?因而在制冷劑出口段,模擬計算結(jié)果并未出現(xiàn)實驗結(jié)果中的壁溫上升現(xiàn)象,計算值和實驗值偏差較大。B 型冷凝器由于前后排溫差較小,肋片的逆向?qū)�熱可以忽略不�?因此計算結(jié)果和實驗值偏差較小。

3 結(jié)論
本文采用效能傳熱單元數(shù)法(εNTU 法)對兩種不同流程布置的冷凝器進(jìn)行了模擬計算,并與前人的研究結(jié)果進(jìn)行了對比分析。從分析結(jié)果看,本文的模擬計算結(jié)果與文獻(xiàn)[8]的實驗結(jié)果較為一致,冷凝器管壁溫度分布的計算值與實驗數(shù)據(jù)吻合良好,管內(nèi)制冷劑壓降的最大偏差為7%,說明本文的計算模型是可靠的,可以用來比較不同形式流路對冷凝器性能的影響,還可用于冷凝器流路的優(yōu)化設(shè)計。

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