肋片管蒸发器作为一种广泛应用于动力、化工、空调、制冷等领域的换热设备, 其性能直接影响整个系统的效率和能耗。在空调、制冷系统中, 湿空气流经蒸发器表面时, 经常会发生湿空气凝结、结霜现象, 严重影响系统性能。

　　 湿工况下蒸发器表面温度低于湿空气露点温度, 在冷表面凝结, 其传热传质过程非常复杂。Pirompugd等人针对湿工况下不同结构、肋片类型的肋片管换热器阻力及热质传递性能进行了实验研究, 提出了相关准则关联式 ^[1,2]。由于肋片形式的多样性及其流动和传热过程的复杂性, 实验研究通常只能获取其整体热工性能, 对湿空气的热质传递过程细节则难以发现, 而数值模拟可弥补其不足。韩维哲等人利用数值仿真方法分析了肋片管蒸发器结构和运行工况对路易斯特征数的影响, 拟合了湿工况下路易斯特征数 ^[3]。针对湿工况下肋片效率受传热、传质的共同影响, 徐象国等人提出了几种肋片效率简化公式 ^[4]。赵泽波等人建立了管内制冷剂相变时肋片管蒸发器总传热系数的计算式 ^[5]。现有研究主要是针对圆形肋片管蒸发器, 对于不同管型的肋片管蒸发器研究则较为缺乏。椭圆形肋片管具有近似流线的外型, 对湿空气流动和传热性能的影响仍有待进一步研究。李峰等人的研究表明, 相同条件下椭圆形肋片管蒸发器的热工性能比圆形的高58.3% ^[6], 但未提出椭圆形和圆形肋片管流动和热质传递机理的差异。

　　 本文通过焓差法实验测试了圆形和椭圆形肋片管蒸发器的热工性能, 分析了2种管型的性能差异, 进一步采用组分输运模型建立了蒸发器内湿空气侧冷凝传热的计算模型, 并与实验和文献结果比较验证, 通过分析湿空气的速度、流线、温度和水蒸气浓度分布, 研究2种管型蒸发器的热质传递差异, 探索传热和传质过程的耦合作用机理。

　　 实验测试系统主要包括蒸发器、压缩机冷凝器和节流阀 (见图1) , 其中蒸发器分别为铜制圆形和椭圆形肋片管 (见图2) 。通过更换不同管型蒸发器, 测试2种蒸发器的换热性能。实验系统的制冷工质为R22, 采用水冷式冷凝器。实验时控制蒸发器迎面风速为2 m/s, 调节进风口干湿球温度, 进风干球温度24～28 ℃, 相对湿度60%, 共有5个实验工况点, 每个工况点测试7次, 取平均值, 记录蒸发器出风口干湿球温度、风量、除湿量、换热量等。蒸发器的换热量采用焓差法确定, 通过测量循环风量及送回风温湿度参数计算其焓差。温湿度的测量采用相对湿度变送器和A级铂电阻温度传感器采集;循环风量通过测定标准流量喷嘴前后静压差进行计算。温度传感器的测试精度为1%, 风量测量精度为2.0%, 经计算得到制冷量最大测量误差为3.26%。

　　 图3显示了2种管型蒸发器的换热性能对比。从图3可以看出, 椭圆形肋片管蒸发器热流密度和对流换热系数均比圆形的高。可见, 椭圆形肋片管蒸发器换热性能优于圆形的。

　　 蒸发器中湿空气遇到冷管壁和肋片发生冷凝, 释放潜热和显热, 并产生凝结水。文献[7]指出冷凝水膜的传热阻力只是空气侧传热阻力的0.5%～5%, 且水膜厚度约为1 mm, 因此可忽略水膜对流动和传热的影响。此外, 实验用蒸发器的肋片表面进行了涂层、排水设计, 故认为水蒸气凝结现象只发生在冷表面, 凝结产生的液态水能迅速从壁面流走。为减少计算量, 将湿空气视为单相多组分不可压缩理想气体, 并忽略干湿球温度变化对空气物性的影响。质量守恒方程、动量方程、能量方程、组分守恒方程这些主要控制方程见文献[8]。

　　 在基管和肋片的固体表面, 当其温度低于湿空气的露点温度时, 水蒸气发生冷凝。由于忽略了液态水及液膜的影响, 则水蒸气冷凝速率m_c为质量源项S_m, 可通过以下公式计算 ^[9]:

　　 $\begin{array}{l}S{}_{\text{m}}=m{}_{\text{c}}=\rho D\frac{\partial \omega {}_{\text{v}}}{\partial n}|{}_{\text{w}}(1)\\ \omega {}_{\text{v}}=\frac{p{}_{\text{s}}}{\rho R{}_{\text{v}}{\rm T}{}_{\text{w}}}(2)\end{array}$

　　 式 (1) , (2) 中 ρ为湿空气密度, kg/m³;D为水蒸气扩散系数, m²/s;ω_v为水蒸气质量分数;$\frac{\partial \omega {}_{\text{v}}}{\partial n}|{}_{\text{w}}$为壁面法线n方向上水蒸气浓度梯度, kg/ (kg·m) ;p_s为壁面温度所对应的水蒸气饱和压力, Pa;R_v为水蒸气气体常数, J/ (kg·K) ;T_w为壁面温度, K。

　　 能量源项S_h为

　　 $S{}_{\text{h}}=S{}_{\text{m}}{\rm H}(3)$

　　 式中 H为水蒸气潜热, J/kg。

　　 湿空气量纲一传热因子J_h和传质因子J_m可全面地表征其热质传递过程, 具体计算公式为 ^[10,11]

　　 $\begin{array}{l}J{}_{\text{h}}=\frac{h{}_{\text{c}\text{o}}}{G{}_{\text{m}}c{}_{p,\text{a}}}{\rm P}r{}^{\frac{2}{3}}(4)\\ J{}_{\text{m}}=\frac{h{}_{\text{d}\text{o}}}{G{}_{\text{m}}}Sc{}^{\frac{2}{3}}(5)\end{array}$

　　 式 (4) , (5) 中 h_co为空气侧显热传热系数, W/ (m²·K) ;G_m为流过肋片间最窄处空气质量流速, kg/ (m²·s) ;c_{p, a}为湿空气比定压热容, J/ (kg·K) ;Pr为普朗特数;h_do为传质系数, kg/ (m²·s) ;Sc为施密特数。

　　 实验测量的蒸发器为平直肋片管蒸发器, 肋片间距相等, 换热管叉排分布。由于肋片和换热管周期排列, 因此计算时重点研究2个肋片间流道内的湿空气换热过程, 计算区域选取流道内相邻2列管间的流体区域, 如图4所示, 流体区域的左右定义为周期边界。

　　 入口边界给定湿空气进风风速、干球温度及水蒸气质量分数。管壁面给定温度, 肋片表面为固体无滑移边界。当壁面温度高于湿空气的露点温度时, 水蒸气不发生冷凝, 而当壁面温度低于露点温度时, 水蒸气质量分数边界条件按式 (2) 确定。

　　 图5显示了模拟结果与实验数据的对比。从图5可以看出, 随着湿空气进口干球温度的增加, 模拟结果与实验数据的变化趋势一致。除湿量和总换热量的模拟值比实验值大15%, 这是由于实验中管壁和肋片表面存在液态水滴或水膜, 而在模型中则未进行考虑。

　　 图6显示了进口相对湿度为50%和90%时模型计算的J_h和J_m模拟值与文献[12]的结果对比。从图6可以看出:随着雷诺数Re的增大, 模拟值变化趋势与文献[12]结果一致, 且相对湿度越大, J_h和J_m越小;进口相对湿度为50%时, J_h和J_m模拟值偏高, 分别比文献[12]的高20%和13%, 主要是由于模型忽略了冷凝时产生的液态水滴或水膜, 且计算时管壁温度均匀不变。

　　 图7显示了2种管型蒸发器的热质传递特性对比。随着进风干球温度的升高, 2种管型的肋片效率均有下降趋势, 但降低幅度较小, 从24 ℃到28 ℃, 圆形的肋片效率变化幅度小于2%, 椭圆形的则小于1%。在模型计算的干球温度范围内, 2种管型的传质系数几乎不变。此外, 在相同条件下, 椭圆形肋片管的热质传递性能优于圆形, 椭圆形的肋片效率比圆形的高5%, 传质系数则大27%。

　　 为进一步分析圆形和椭圆形肋片管的热质传递差异, 图8～11给出了进口干球温度26 ℃、进口风速1.6 m/s时2种管型的速度、流线、温度和浓度场。

　　 从图8, 9可以看出:湿空气由入口端进入时变化比较均匀, 在基管的阻挡下, 湿空气出现了空气绕流现象, 气流向肋片两侧分开, 而流通截面面积减小, 空气速度增加, 在两基管间气流速度达到最大值;气流绕过基管后速度大幅下降, 形成尾流。湿空气流动受基管正前端阻挡, 在该处形成气流运动钝体;湿空气流过第1排基管位置时, 受基管“挤压”, 流动截面减小, 流动速度增加, 使第2排基管前端气流钝体作用强于第1排;此外, 椭圆形的流线外形使湿空气流速变化更为平缓, 到达第2排管的气流流速显著高于圆形, 流速越高, 对流传热越强。

　　 图10显示了2种管型蒸发器流道中间面的温度分布。从图10可以看出:湿空气在流动过程中与冷表面发生热量交换, 沿程温度不断降低;由于基管背风侧湿空气的滞留, 此处流体温度几乎接近于基管温度;换热基管上下两侧的温度梯度变化较大, 等温线分布密集;基管背风侧尾流区内的温度梯度较小, 等值线较为稀疏, 换热强度最弱, 因此可通过强化基管背风侧换热来提升换热性能。进一步对比分析发现, 椭圆形比圆形的温度场更为均匀, 尤其在基管的迎风侧和上下侧。此外, 椭圆形第2排管的迎风面温度比圆形的高1～2 ℃, 根据实验结果, 干球温度增加, 换热量增大, 再考虑肋片的影响, 则椭圆形的传热量显著大于圆形的。

　　 湿空气在冷凝过程中, 热质传递同时进行, 湿空气在冷表面冷凝, 沿程水蒸气质量分数不断降低, 如图11所示。在基管背风侧尾流区域, 水蒸气质量分数几乎接近于基管温度下饱和水蒸气质量分数。与图10的温度场分布类似, 换热基管上下两侧的质量分数梯度变化较大, 等质量分数线分布较为密集, 而在基管背风侧水蒸气质量分数最小, 等值线稀疏, 可见质量传递最慢。结合速度和温度分布云图, 观察发现湿空气经过换热基管后均产生尾流, 且尾流内速度、温度、水蒸气质量分数值最低, 导致该区域的冷凝过程非常缓慢, 无法发挥基管背风侧的换热作用。但在相同条件下椭圆形的冷凝传热效果优于圆形的。湿空气经过椭圆形肋片管后流速变化较为平缓, 使到达第2排基管的速度、温度均大于圆形的, 因而椭圆形对流传热和相变传热强度更高。

　　 1) 实验研究了圆形和椭圆形肋片管蒸发器性能, 发现进风干球温度对换热量的影响很小, 在相同条件下, 椭圆形的换热性能优于圆形的。

　　 2) 采用组分输运模型建立了湿工况下肋片蒸发器湿空气侧热质传递的数学模型, 并与实验和文献结果作对比, 验证了模型的可靠性。

　　 3) 湿空气经过2种管型肋片管后均在背风侧形成尾流, 该区域速度、温度和水蒸气质量分数最低, 但是由于椭圆形肋片管流线型结构, 使得湿空气到达第2排管的速度和温度均大于圆形的, 因此椭圆形肋片管的对流传热量和水蒸气冷凝速度更高。