换热器是空调设备的主要部件之一, 换热器的性能直接影响空调设备的工作效率, 因此如何提高换热器性能受到空调行业的关注。提高换热器效率的传统方法多是通过实验进行换热器流动和传热特性的研究, 结构优化和片形选择依赖于设计人员的经验或者大量的实验结果。这种方法使得产品的升级周期长, 而且最终结果不一定是最佳的结构尺寸。近年来, 数值模拟的发展为研究换热器的流动与换热特性提供了一种新的途径。在数值模拟方面, 雷勇刚等人通过三维数值模拟, 对侧置三角小翼纵向涡发生器的顺排和叉排管肋式换热器的流动和传热特性进行了研究, 结果表明, 在低雷诺数时, 采用该强化措施的结构比高雷诺数时具有更优的换热和阻力综合性能[1]。杜鹃等人采用Fluent软件对某管肋式换热器平直开缝肋片的换热特性进行了数值研究, 结果表明, 在来流速度为5m/s时, “前疏后密”的双向开缝肋片可使传热效率提高11.8%, 压降上升15.7%左右;双耳结构的旋转型肋片在雷诺数Re=2 400~8 400时, 可使传热效率提高5%~8.28%, 压降仅提高0.25%~0.83%, 综合性能最佳[2]。白锦川等人针对0°, 12.53°, 18.43°和23.96°不同肋片倾角和不同流速条件下的管肋式换热器进行了研究, 在入口流速一定时, 随着倾角的增大, 换热效率提高, 压降变大, 湍流现象明显[3]。在实验研究方面, Wang等人分别研究了肋片管排数、肋片间距、雷诺数等参数对开缝肋片换热性能的影响, 对空气侧换热和压降关联式进行了改进, 显著提高了关联式的精度[4-6]。高晶丹等人对11种类型5mm管肋式换热器进行了实验测试, 结果表明, 换热量随肋片间距的增加而减小, 且比7 mm管或更大管径换热器明显[7]。

本文以7mm单一管径的开缝三折肋片换热器为基础, 通过改变整体肋片外形结构, 首先数值模拟研究了4根小管组合管径新型肋片换热器的换热性能, 并与开缝三折肋片换热器进行了对比;然后, 以数值模拟结果为指导, 通过整机实验分别对开缝三折肋片换热器和4根小管组合管径新型肋片换热器进行了测试与分析。

计算模型是基于普通家用壁挂式空调室内换热器空气侧的流动与传热建立的。空气掠过肋片铜管, 出现流动脱体现象而发生回流, 由此产生的压力损失构成换热器总压降的一部分。所以有学者研究用椭圆管减小压力损失, 但是这种脱体现象不影响数值计算, 数值计算过程通过求解整个流动区域的控制方程, 得到温度场、速度场和压力场。在整个传热过程中, 进入换热器的热空气通过对流方式与肋片进行热量交换, 再通过管壁导热将热量传给制冷剂, 制冷剂在管内蒸发带走热量。制冷剂在管内的传热过程非常复杂, 涉及两相区及局部过热区, 而本文的研究工作主要集中在空气侧肋片传热性能, 为此视管内的热阻为定值, 即管壁温度取为定值 (第一类热边界条件) , 其值取为实验中管壁温度的实测值。由于管外壁和肋片的翻边直接接触, 因此建模时将翻边等效为管外壁。肋片翻边通过导热将热量传递到整个肋片, 空气流过肋片发生热量交换, 所以肋片温度发生变化。数值计算中选取典型的代表性单元进行研究。

开缝肋片的结构较为复杂, 先以平片为基础进行说明。图1为两排管平直肋片换热器的结构示意图。由于在垂直于流动的方向上 (z方向) 呈周期性布置, 在平行于流动方向 (y方向) 上呈对称布置, 因此可选取1个肋片间距的结构作为代表性的单元 (图1中阴影部分) 进行研究。研究单元有多种选取方式, 一般采用图1中A, B 2种不同的区域。A区中固体肋片区位于研究单元的上下部, 其中间为流体区;B区中固体肋片区位于研究单元的中心, 表面上下部均为流体区。结合本文研究的特点, 采用B区作为数值模拟的物理区域。为方便表示, 以平片为例进行说明, 选取的计算区域如图2所示。由图2可以看出, 计算区域为3层结构, 中间为肋片区, 上下为流体区, 圆管竖直穿过计算区域。对于本研究中所涉及的新型肋片的计算, 只需要将计算区域中心的平片改成整片计算即可。为了保证计算区域入口为速度入口边界条件, 并使出口达到充分发展, 将实际的计算区域分别沿空气来流方向向上、向下延伸了一定距离。

现有空调器室内换热器的肋片结构如图3a所示, 为等管径开缝三折肋片, 共有28根管径7.3mm的换热管, 其基本参数为:管壁厚0.095mm, 横向长度21 mm, 纵向长度13.3 mm, 肋片厚度0.095mm, 肋片间距1.4mm, 开缝宽度1.1mm, 开缝高度0.65mm。为了简化结构和降低组装成本, 改进为新型开缝肋片, 二者的几何对应关系如图3b所示。考虑到改善换热器的换热性能和减小换热器质量, 将部分管径7.3mm的换热管替换成管径5.2mm换热管, 如图3c所示。本文将对图3中所示的开缝三折肋片换热器和新型开缝肋片换热器 (4根小管) 进行数值模拟分析, 并通过实验测试其性能。

将整片作为计算单元, 采用GAMBIT软件对三折肋片构建三维模型, 并划分网格。管壁附近采用小尺寸网格, 达到加密效果。由于新型肋片具有三段弧, 因此将模型分割成小块, 生成质量较好的网格。新型肋片三维模型如图4所示, 肋片网格如图5所示。

数值模拟采用Fluent中的稳态、层流模型, 所涉及的控制方程[8]有连续性方程、动量方程和能量方程。

为了简化计算, 作以下假设:

1) 通道中的流体流动为层流流动;

2) 忽略重力对流动和换热的影响;

3) 空气为不可压缩流体;

4) 空气和肋片的物性参数均为常数。

边界条件见表1。

20℃时空气的物性参数为:密度1.205kg/m³, 导热系数0.025 9 W/ (m·K) , 比定压热容1 005J/ (kg·K) 。

开缝三折肋片换热器的工作参数见表2。由于制冷剂在管内先后经过过冷区、两相区、过热区, 流动和换热过程较为复杂, 使用Fluent模拟这一过程会造成较大误差, 而本文研究的主要是肋片空气侧流动、换热的特性, 因此将圆管内壁温度取为制冷剂的等效蒸发温度, 即取计算换热量和实验值的误差在2%以内时的蒸发温度作为等效蒸发温度。

将建立的模型导入Fluent中进行数值求解, 对模型进行校核, 计算结果见表3。从表3可以看出:5种工况下, 管壁温度依次设定为7.5, 17.7, 4.0, 44.8, 32.5℃, 较为合理;换热量误差依次为0.3%, 0.4%, 1.7%, 2.0%, 2.5%, 计算精度能满足工程应用的需要。

在5种工况下, 新型开缝肋片 (4根小管) 的换热量和压降的计算结果见表4。从表4可以看出, 在额定制冷、最大制冷、额定制热、中间制热工况下, 新型开缝肋片 (4根小管) 的换热量分别比开缝三折肋片提高了1.69%, 1.75%, 1.66%, 1.25%, 其压降相比开缝三折肋片分别升高了4.86%, 2.77%, 3.41%, 3.58%。在中间制冷工况下, 新型开缝肋片 (4根小管) 的换热量与开缝三折肋片基本相同, 而压降升高了2.42%。这是由于在中间制冷工况下, 管壁温度与环境温差较小, 所以换热量提高不明显。

换热器所采用的2种不同管径紫铜换热管的管径分别为7.3, 5.2 mm, 厚度分别为0.24, 0.2mm。每根换热管长度为630mm, 可以计算得出1根5.2mm换热管比管径7.3 mm的换热管节省材料40.8%。通过下式可以计算小管径换热器铜管节省率α。因此, 4根小管径的圆弧换热器节省铜管达5.8%。在实际换热器中, 2根相邻管是由U形发卡管连接起来的, 因此为了方便连接, 若更换小管则实际上是更换一对换热管。

式中n为小管数量。

室外侧放置室外换热器和压缩机, 室内侧放置室内换热器。分别在多种工况下测试开缝三折肋片换热器和新型开缝肋片换热器的性能。在额定制冷、额定中间制冷、额定制热、额定中间制热和额定低温制热工况下, 开缝三折肋片换热器的风量分别为616, 667, 667, 672, 671m³/h;新型开缝肋片换热器的风量分别为619, 672, 680, 686, 684m³/h。在同种工况下, 风量相对差值在2%以内, 可近似认为在等风量条件下进行测试。实验工况下, 当为最大风量686m³/h时, 流速为0.834m/s, 2层肋片间流道特征长度为2.88mm。计算可得Re为159。

整机测试的实验结果见表5。从表5中可以看出, 在额定制冷、额定中间制冷、额定制热、额定中间制热和额定低温制热工况下, 新型开缝肋片换热器和开缝三折肋片换热器性能系数COP的相对差值分别为0, -1.1%, 0.9%, 1.4%和1.7%。结果表明, 相比于开缝三折肋片换热器, 新型开缝肋片换热器的COP几乎保持不变, 因此新型开缝肋片换热器和开缝三折肋片换热器性能几乎相同。

1) 数值模拟得出, 在多种工况下, 新型开缝肋片换热器 (4根小管) 的换热量最大提高了1.75%, 压降增大了2.42%~4.86%。

2) 实验测试得出, 在多种工况下, 新型开缝肋片换热器 (4根小管) 和开缝三折肋片换热器的COP几乎相等, 因此可认为两者具有相同的换热性能。

3) 相比于开缝三折肋片换热器, 新型开缝肋片换热器 (4根小管) 节省铜管5.8%。