魏忠梅，張 浩，劉志孝，劉伯春，何國軍

(珠海格力電器股份有限公司，廣東519070)

1 前言

空調(diào)設(shè)計(jì)中因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)尺寸的限制，增大換熱器面積的方法通常采用增加管排數(shù)的方式，當(dāng)前存在的問題是換熱器排數(shù)增加后成本成正比例增加，但換熱能力的上升幅度是不成正比關(guān)系的。到底排數(shù)增加后換熱能力如何變化，本文中主要以研究換熱器排數(shù)增加后能力與重量的變化關(guān)系為重點(diǎn)，對(duì)換熱器的冷重比做了詳細(xì)的研究，為后續(xù)空調(diào)的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)，更好的評(píng)估成本與性能帶來的經(jīng)濟(jì)效益。

因?yàn)榭照{(diào)產(chǎn)品的類型較多，有壁掛機(jī)、柜機(jī)、風(fēng)管機(jī)、天井機(jī)等，本文中主要研究風(fēng)管機(jī)的換熱器變化曲線，其他產(chǎn)品類推。

通過模擬仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證的方式繪制出換熱器排數(shù)增加前后換熱量的變化曲線、重量的變化曲線、冷重比的變化曲線。最終得出最優(yōu)的換熱器排數(shù)和最佳冷重比。

2 換熱器結(jié)構(gòu)選擇

不同形式的空調(diào)機(jī)組，因?yàn)轱L(fēng)量、風(fēng)量分布、管排布置形式、管徑等的影響導(dǎo)致?lián)Q熱系數(shù)不同，換熱量也不同，所以我們分析時(shí)針對(duì)一種形式的換熱器進(jìn)行分析，再進(jìn)行類比分析。本文中采用吸風(fēng)式風(fēng)管機(jī)的換熱器模型，吸風(fēng)式風(fēng)管機(jī)換熱器的風(fēng)量分布均勻，換熱系數(shù)受風(fēng)量分布的影響較小，模擬結(jié)果更加準(zhǔn)確。

選取三種殼體尺寸的機(jī)組進(jìn)行對(duì)比分析，保證結(jié)果的一致性。三種殼體的換熱器管徑分別為7mm，8mm和9.52mm，使研究覆蓋范圍更全面，得出的性能曲線更具有代表性。

蒸發(fā)器模型結(jié)構(gòu)見圖1:

圖1 蒸發(fā)器模型結(jié)構(gòu)

3 模擬仿真原理簡(jiǎn)介

根據(jù)制冷劑的狀態(tài)和流動(dòng)換熱狀況不同將蒸發(fā)器分為三個(gè)區(qū):液體區(qū)、兩相沸騰區(qū)、過熱氣體區(qū)。模型為一維流動(dòng)換熱模型。

假設(shè)蒸發(fā)器模型由若干個(gè)微元組成的一維流動(dòng)換熱模型 (見圖2)。

圖2 蒸發(fā)器一維模型微元模型示意圖

對(duì)于該微元，可以建立如下的方程組:

空氣側(cè)能量方程

制冷劑側(cè)能量方程

兩側(cè)能量平衡方程

微元換熱方程

管壁長(zhǎng)度

制冷劑側(cè)壓降:

空氣側(cè)壓降:

以上各公式中，Q、h、T和m分別為換熱量、焓值、溫度和質(zhì)量流量;Ai為制冷劑側(cè)的換熱面積;Ao為空氣側(cè)總表面積;Ac為空氣流通截面積;σ是最小流通面積與迎風(fēng)面積之比。Gc為定義在Ac上的空氣質(zhì)量通量。下標(biāo)a代表空氣側(cè)，r代表制冷劑側(cè)，i代表管內(nèi)制冷劑側(cè)，in和out分別代表進(jìn)口和出口。平均溫差△Tm按對(duì)數(shù)平均溫差計(jì)算，U為基于制冷劑側(cè)的換熱面積的總傳熱系數(shù)，計(jì)算公式為:

式中，αi為制冷劑側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，αo為空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，Rw為管壁 (含翅片)熱阻;Ai/Ao為換熱器管內(nèi)、外換熱面積之比，對(duì)于每個(gè)微元都可以認(rèn)為Ai/Ao都等于換熱器總的管內(nèi)、外換熱面積之比。

所有的微元模型和相互間的參數(shù)進(jìn)行耦合，就可以得到整個(gè)蒸發(fā)器的模型。

4 建立模型

結(jié)構(gòu)參數(shù) (見表1):

表1 結(jié)構(gòu)參數(shù)

厚度方向根據(jù)換熱器排數(shù)自由延伸。

統(tǒng)一輸入?yún)?shù):片距為1.5，開窗片，定風(fēng)量，風(fēng)量均勻分布，蒸發(fā)溫度定為7℃，過熱度定為3℃，輸入工況干球溫度27℃，濕球19℃，大氣壓101.3kPa。模擬步驟見圖3:

模擬時(shí)換熱器能力根據(jù)流路不同發(fā)揮的效果不一樣，所以在模擬的過程中不斷調(diào)試分路，最終得出最大的換熱能力作為該換熱器的最終換熱能力。本文中涉及到的銅管重量等于銅管總長(zhǎng)度乘以每米銅管重量，不同管徑每米重量經(jīng)過稱重測(cè)量得出數(shù)據(jù):9.52mm管徑銅管每米重89克;8mm管徑銅管每米重54克;7mm管徑銅管每米47克。模擬數(shù)據(jù)見表2:

圖3 模擬步驟

表2 殼體1的不同排數(shù)換熱器模擬數(shù)據(jù)

通過上述數(shù)據(jù)得出曲線圖如圖4。

通過圖4，我們可以直觀的看到，換熱能力不是呈正比例增加的，而且逐漸趨于平緩，但是銅管重量是隨著排數(shù)的增加而呈正比例增加。管徑越大的排數(shù)增加后換熱能力增加不明顯。冷重比 (冷量與重量的比值)逐步下降，冷重比隨著排數(shù)的增加而降低。

圖4 殼體1的不同排數(shù)換熱器模擬結(jié)果

表3 殼體2的不同排數(shù)換熱器模擬數(shù)據(jù)

圖5 殼體2的不同排數(shù)換熱器模擬結(jié)果

曲線圖如圖5。由圖可見，殼體2的變化曲線與殼體1的特征相同，但是比殼體1更顯著。重量增加隨著管排數(shù)增加更為顯著，冷重比下降也非常明顯。同理性價(jià)比降低。

表4 殼體3的不同排數(shù)換熱器模擬數(shù)據(jù)

圖6 殼體3的不同排數(shù)換熱器模擬結(jié)果

變化曲線如圖6。從圖6可見，變化趨勢(shì)與殼體1、殼體2的曲線一致。

從上述數(shù)據(jù)得出共同特點(diǎn)，換熱能力與管排的增加不成正比，當(dāng)排數(shù)超過四排時(shí)，換熱能力基本不會(huì)上升或者上升幅度很低，換熱器的冷重比不斷降低，對(duì)應(yīng)的性價(jià)比降低。當(dāng)7mm管徑蒸發(fā)器排數(shù)為4排時(shí)，從外到內(nèi)各排換熱能力的貢獻(xiàn)比例見表5。

表5 7mm管徑各排換熱能力的貢獻(xiàn)比例

當(dāng)8mm管徑蒸發(fā)器排數(shù)為4排時(shí)，從外到內(nèi)各排換熱能力的貢獻(xiàn)比例見表6。

表6 8mm管徑各排換熱能力的貢獻(xiàn)比例

當(dāng)9.52mm管徑蒸發(fā)器排數(shù)為4排時(shí)，從外到內(nèi)各排換熱能力的貢獻(xiàn)比例見表7。

表7 9.52mm管徑各排換熱能力的貢獻(xiàn)比例

5 結(jié)論

換熱器排數(shù)越多換熱能力增長(zhǎng)幅度越小，管排數(shù)達(dá)到4排時(shí)基本接近平衡。冷重比隨著管排數(shù)的增加而降低，冷重比與性價(jià)比對(duì)應(yīng)，故性價(jià)比也隨之降低。最佳冷重比的換熱器排數(shù)是2排，3排。不建議達(dá)到4排以上。最優(yōu)冷重比5～7。

［1]吳業(yè)正，韓寶琦.制冷原理及設(shè)備 (第2版)［M］．西安:西安交通大學(xué)出版社，1997

［2]丁國良，張春路.制冷空調(diào)裝置仿真與優(yōu)化 ［M］.北京:科學(xué)出版社，2001

［3]丁國良，張春路.制冷空調(diào)裝置智能仿真 ［M］.北京:科學(xué)出版社，2002

［4]趙榮義，范存養(yǎng)，薛殿華，等.空氣調(diào)節(jié) (第三版)［M］.北京:中國建筑工業(yè)出版社，2002

［5]楊世銘，淘文銓.傳熱學(xué) (第四版) ［M］.北京:高等教育出版社，2006