翅片式换热器优化设计的探讨

翅片式换热器优化设计的探讨翅片式换热器现在仍然是大部分空调制冷设备常用的换热部件，虽然因为高效能产品需要高效的换热器，但目前为止，还没有比较成熟的高效换热器来取代它。因此，对翅片式换热器的优化设计在产品设计中就显得尤其重要，通过提高换热效率，不仅能提高产品能效，还可以节省成本和缩小产品体积。翅片式换热器的研究在空调制冷行业内已经有许多专业人员在做了，无论是通过建立模型计算，还是用计算机模拟，甚至是实验测试，总结和积累了许多宝贵的理论和经验。换热器的基本计算公式是：Q=KxFxΔtmQ—单位时间通过传热面的传热量，WK—传热系数，W/m2.CF—传热面积，m2Δtm—冷热流体间的平均传热温差，CΔtm=(Δtmax-Δtmin)/ln(Δtmax/Δtmin)Δtmax—换热器两端冷热流体间温差的最大值，CΔtmin--换热器两端冷热流体间温差的最小值，C从上面的公式可以看出，换热器要想获得较大的换热量，只能通过改变上面的三个方面：（1）K，传热系数，它反应了换热的效率，如加强风流的扰动可以提高换热效率；（2）F，传热面积，它反应的换热器结构的大小，如使用内螺纹管，既可以增加换热面积，也可加强制冷剂扰动，提高换热效率；（3）Δtm，传热温差，它反应换热流体之间的温度差异，选用合适的流动方向，使传热温差尽可能大。这三个参数并不是独立，它们互相作用，并不能只追求单一值的增加，而应该综合考虑，找出各个参数之间的平衡点，这才能使换热器的换热量达到最大值。首先来分析下对数平均温差的影响，以前设计换热器时，总想用逆流的换热方式，因为理论上这种换热方式的平均温差最大，而顺流时的平均温差最小，其它则介于这两种之间。首先，这对于无相变的换热来说是正确的，其次，对于比较简单的传导方式如上图所示，也是正确的。但是，空调制冷产品用的翅片式换热器是一个带有相变的，结构及换热方式也比较复杂的设备，所以不能只单纯应用这一原则，而还要考虑别的因素。对于空调制冷产品用的换热器，上面是相变换热时温度的变化，通过对数平均温差可知，无论是顺流还是逆流，都是相等的，不过对于实际使用的翅片式换热器，并不都是相变换热，如冷凝器进口是过热制冷剂气体，出口是过冷制冷剂液体，蒸发器出口是过热制冷剂气体，但这是为了避免回液而设计的，不需要优化设计考虑。换热器的流程相对复杂些，但可以按照上面右图来处理。下面来讨论现有研究中关于冷凝器几种典型的几种流路的性能比较，见右图，为了讨论方便，命名上述六种流路如下：（a）U形顺流；（b）U形逆流；（c）倒U形顺流；（d）倒U形逆流；（e）Z形逆流；（f）Z形顺流。从上图可知，在相同流量下，U形逆流和倒U形逆流（已经重叠在一起了）是换热效果最好的，而U形顺流和倒U形顺流（也重叠在一起了）是最差的。而且流量越大，差异越明显。其它介于两者之间，这和关于对数平均温差的讨论结果一致。而对于制冷剂在管内的压降，随着流量增大，不可避免的增大，而顺流的压降要比其他几种小。随着流量的增大，逆流和Z形流路压降相差越来越小。在实际空调应用中，6KW以上制冷量流量是100kg/h，质量流量在70kg/m2.s左右，一般最高不要超过500kg/m2.s。但是，有文献在讨论流路设计时，给出以下流路方案及实验结果：从右边的图来看，b流路是Z形顺流，但和上面的Z形顺流有些变化，那就是有两路Z形顺流交叉向下流动。c流路是3路倒U形逆流，不过在下部加了几根过热管。分析实验的数据可知，冷凝器外形相同，那么总体换热面积相同，对数平均温差c流路比b流路大，但总换热系数c流路比b流路要小。而最后c流路的换热量比b流路的要小。从制冷剂进出口状态和流量可知，这个实验是设定进出口状态，而让流量作为变量，而前一个实验是定流量测试的结果。另外c流路是3支路，b流路是2支路，从一些文献的讨论中有这样的一种结论：冷凝器随着支路数的增加，制冷剂流量在减小，总换热系数也随之减小，从而使冷凝器换热量减小。而该实验的文献在分析时则指出主要是分路的方法和流路的走向引起的。b流路两路入口在相近的位置，高度差几乎可以忽略，所以分配均匀，而制冷剂都是从上往下流，充分利用重力，所以压力损失小。c流路的3个分路高度差比较大，所以会产生制冷剂分流的不均匀，因为在最下面的分路的出口要承受上面分路出口液体的压力，所以这个分路流量最小，最上面的则最大。另外c流路有上升段，这也会增加压力损失。从实验数据中总换热系数的减小，到制冷剂流量的减小可以看出，都和以上分析吻合。以上都是以单一管路来设计实验，下面给出两种不同流路的冷凝器在实际产品中的实验分析研究：（a）Z形顺流；（b）倒U形逆流。从下面表格中的参数可以看出，（b）倒U形的冷凝器比（a）Z形顺流的换热量要大，这样就使压缩机功耗也下降了，过冷度上升了使制冷量也增加了。这和定流量的分析结果相同。但和上面的实验刚好相反，这应该和分路数及排布差异有关，这还需进一步作对比研究。下面是用美国国家标准技术研究院Domanski设计软件EVAP-COND2.1作为辅助工具，以进口温度压力和出口过冷度为限制条件详细分析了上面两种流路中制冷剂在各管路中的状态变化，其结果如下：换热器换热性能对比：原流路为11.45kW，优化流路为12.47kW，提高了9.4%；前半支路后半支路对比内容原流路优化流路变化比原流路优化流路变化比支路1换热量，kW1．5311.331-13.1%1.2711.732+36.6%支路1传热平均温差，C11.959.61-19.6%10.5711.56+9.4%支路1总传热系数，W/m2.C34.2436.36+6.2%27.5535.99+3.1%支路1进口干度低高低高从上面的对比分析中可知，优化流路的前半支路的传热平均温差比原流路的要小，但是总传热系数要大；而优化流路的后半支路的总传热系数有所减小，但传热平均温差增大了，结果使换热量都有所增大。分析上面的曲线图可以看出，优化流路作为冷凝器时，制冷剂过热气体进口在迎风第2排，过冷液体出口在第1排，所以进口段传热温差虽然小，但进口段因为干度大而总传热系数大，而后半段，两者则刚好相反，所以总体换热效果比原流路好。干度对换热系数的影响见上图，换热系数随干度增大而增大。而从图6中也可以看出，因为干度控制得好，优化流路总比原流路要大，所以无论冷凝换热系数还是总换热系数前者都要比后者大。从上面的实验及分析可知，影响冷凝器换热效果的因素主要是：1．对数平均温差：以逆流的对数平均温差最大，如U形逆流；2．压降：流量越大，压降越大，单相流体的流动中，汽相压降要比液相的大，所以要顺着重力对它们的影响来减小压降，汽相要从下往上流，液体要从上往下流，因为倒U形前半段气体为主，后半段液体为主，所以这种布置可减小压降；3．换热系数，这个比较复杂，因为它和流速，制冷剂干度，制冷剂流量等都有关系，这就涉及到分路数（分路越多，流量和流速越小，压降也小，但换热系数也变小），换热均匀性（无论是迎风面还是背风面），干度（干度越大，换热系数越大，所以要控制干度的变化）。总的来说，上面提到的倒U形逆流和Z形的改进形在工程上都可以使用，但最终效果还是要经过测试才能知道。当然流路定好后，管形，翅片形式还要确定，这些在后面讨论。对于蒸发器，因为换热的一些基本原则的一样的，所以蒸发器和冷凝器的在有些方面是一致的。下面来讨论。国外有文献讨论了几种流路设计的制冷剂质量流量和换热量之间的关系，下面几种流路设计中(A)，(D)是比较常用的设计，从右面的图中也可看出是换热效果比较好的设计。但是无论哪种流路，换热量都是随着制冷剂质量流量的上升而上升，在达到一个最大值后，开始下降。从图中可以看出，对于小流量，可以用(A)流路，对于大流量，可以用（D）流路，虽然（F）流路换热量也较大，但这种设计的压降比较大，所以不建议使用。参数名称参数值参数名称参数值进风温度，C25蒸发温度，C10进风湿度，C60%出口温度，C15迎面风速，m/s2.0冷凝温度，C40冷凝过冷度，C5为了更清楚的了解蒸发器管路内的制冷剂的状态，下面来分析传热系数和压降在管路内的分布情况。从下图可以看到，换热系数随管路的延伸不断增大，因为这个趋势和干度的变化一致，所以也可以说，随干度的增大，换热系数增大，这和冷凝器的干度对换热系数的影响是一样的。而随着干度的增加，压降也跟着增大，这是因为干度增加意味着汽体体积的增加，液体体积的减少，这就很好理解为什么这时压降增大了，所以对于（F）流路，把这么多汽体汇集在一起，压降肯定会增大。图后面的突变部分是过热段，这时换热系数比较小，但压降还相对比较高。下面再看下另一文献做的几种流路的对比：这里的流路布置和冷凝器的一样，但是结果却有所不同，在流量大于100kg/h后，换热量由在到小排列是：（a）U形顺流，（c）倒U形顺流，（e）Z形逆流，（f）Z形顺流，（b）U形逆流，（d）倒U形逆流。而至于压降，由大到小排列是：（a）U形顺流，（c）倒U形顺流，（f）Z形顺流，（e）Z形逆流（b）U形顺流（d）倒U形逆流当大于一定流量时（这个值随管路的多少而有所不同），顺流的换热量最大，这是因为，蒸发器大部分换热量发生在迎风面，所以这里需要足够的液体来换热，而在背风侧，这时因为干度较大，换热系数比较大，也能得到较大的换热量。但是对于压降，顺流的也是最大的，这个原因比较复杂，比较可能的原因是：顺流的迎风面换热剧烈，制冷剂液体大量沸腾而产生大量气泡，所以这里两相变化的状态比较复杂，比背风面，主要是汽体为主的两相流动，相互作用要强，因此造成的压力损失也比较大，而迎风面换热量占比例较大，这意味着产生较多的汽体，这在背风侧管路造成较大压降。而逆流在背风侧进入蒸发器，换热量少，产生的汽体也少，而汽体主要在迎风侧产生，而这些汽体流过的管路相对短些。从上面可以看出，整体的对数平均温差的影响不大，主要是换热系数占主导。从上面的分析结果来看，对于较大流量的蒸发器，顺流的设计还是比较理想的，至于是用U形还是倒U形，区别不是太大（从上面的测试对比来看），但上面的实验流量相对来说还是比较小的，所以如果流量再大些，可能区别会较大。从影响压降的因素来看，当流速相等时，一个是汽体含量，一个是重力因素。对于蒸发器，入口是制冷剂液体，如果从U形迎风面的上面进入，可以避免上升的压力损失，而到了背风面，汽体含量增加，而这时是上升段，汽体很容易排出。这样可以减小压力损失。这也说明对管路内制冷剂干度也要进行控制，以使换热系数及压降在管路内分布尽量均匀。对于Z形流路，在上面的实验中无论换热量或压降，都处于居中位置，但在较大流量时，这种流路需改进后半段，不然换热量会下降。上面的实验只分析了换热量，并没有提到能效比，考虑到压降的影响，上面两种都可以考虑使用，并可针对各自的弱点进行改良。以上讨论的主要是换热器流路设计对换热性能及压降的影响，其实换热器换热的热阻主要在管外侧，这从换热器管内换热系数，管外换热系数的大小可以看出，而且是差1到2个数量级，有文献说是管外热阻占70%，管内占30%，所以提高管外换热系数对提高整体换热系数影响更大。以下是一些文献的换热器传热系数的计算，可以看出两者的差别。冷凝器R22Te=5CTc=50C62.061694K=30.8050450%93.091694K=37.86901W/m2.C50%62.062541K=34.39913W/m2.C100%124.121694K=42.77322W/m2.C100%62.063388K=36.53017W/m2.C蒸发器R134aTe=5C84.022671.86K=43.4669950%126.032671.86K=52.52472W/m2.C50%84.024007.79K=47.83632W/m2.C100%168.042671.86K=58.63383W/m2.C100%84.025343.72K=50.36782W/m2.C现在就来讨论管外参数变化对换热器性能的影响。管外的参数主要有：管径，片距，行距，排距，铝片厚度，风量，风速等。下面是有关文献用软件