馮永斌,晏　剛,錢文波,張　敏,陶　鍇

(西安交通大學,陜西西安　710049)

    摘　要：通過建立空調換熱器分布參數模型,并對模型進行了驗證,進而對R22替代制冷劑R32、R410A、R407C和R290在翅片管冷凝器進行了研究,分析了不同迎面風溫和風速下冷凝器的流動和傳熱規律。研究表明:在一定的條件下,無論增加迎面風溫或風速, R407C單位面積換熱量,壓降和質量流量最大;R290和R32壓降和循環質量流量均小于R22;R410A雖然壓降較小,但循環流量大;R290循環質量流量較R22小40%左右,且R290換熱溫差較小,換熱系數較高。

    關鍵詞:　制冷劑;翅片管冷凝器;迎面風溫;迎面風速;壓降

    中圖分類號:　TK05　　　　文獻標識碼:　A　　　　do:i 10. 3969/.j issn. 1005-0329. 2009. 12. 015

    文章編號:　1005—0329(2010)01—0055—06

    1　前言

    翅片管換熱器在制冷和空調系統中得到廣泛的應用。由于流路、管型、翅型、風速場、兩相流型、制冷劑種類以及運行工況等的復雜性,對翅片管換熱器的試驗研究顯得相對耗時且昂貴。翅片管換熱器的模擬研究在縮短研究周期和節約資金上是一種行之有效的手段。基于這點,許多學者做了大量研究。

    Domanski等人優化了6種制冷劑R22、R600a、R134a、R32、R410A、R290蒸發器的流程,分析了優化的蒸發器流程對系統性能的影響[1]研究表明高壓制冷劑較低壓制冷劑獲得較好的系統性能,且可使系統性能提高11. 7%。Liang等人研究R134a制冷劑在復雜流路下蒸發器和冷凝器的性能,研究表明:對于蒸發器和冷凝器來說,制冷劑側和空氣側的熱阻基本相當;對于復雜流路改變制冷劑的質量流率可以提高換熱器性能;相對傳統流路設計,合適的復雜流路設計可以減少5%的換熱器面積[2、3]。Byun等人對比分析了R22、R134a和R410A在翅片管蒸發器的換熱性能,研究表明R410A較R22和R134a具有較高的換熱性能且具有較低的傳輸壓降[4]。目前,涉及不同替代制冷劑在冷凝器內性能的合理比較分析尚缺。

    本文通過建立空調換熱器分布參數模型,分析比較不同制冷劑在同一翅片管冷凝器內的流動和換熱規律,旨在尋求現有空調制冷劑R22的最佳替代工質。

    2·模型及研究對象

    2. 1　冷凝器模型

    針對空調翅片管換熱器建立了分布參數模型。該模型將換熱器劃分為若干個控制容積,模擬時假定工況穩定,管內制冷劑沿軸向作一維流動且軸向及翅片間無導熱,管外空氣垂直于翅片管且沿翅片一維均勻分布,忽略翅片和管間的接觸熱阻。每個控制容積包含制冷劑、空氣側,對每一微元控制容積建立守恒控制方程。

    2. 1. 1　制冷劑側控制方程

    質量守恒方程:

    模型的準確預測還依賴于精確的換熱和壓降關聯式。Lee等人研究了不同制冷劑R22、R290、R600a等在水平管下的冷凝換熱性能,對比分析了不同關聯式,研究表明Cavallini關聯式相對具有較高的準確性[5、6]。該關聯式也被Hwang等人理論和試驗所證實,該研究涉及制冷劑R410A、R290和R404A[7]。Lee等人基于Cavallini冷凝換熱關聯式理論和實驗研究了R22和R407C的冷凝換熱性能[8]。因此,本文兩相區冷凝換熱也采用Cavallini關聯式[6]。單相區傳熱采用Dittu-Boelter關聯式;制冷劑在單相區壓降采用Bla-sius關聯式;兩相區的壓降采用Müller-Stein-hagen關聯式[9];U型彎頭單相與兩相區的局部壓降分別采用Chisholm和Idelchik關聯式[10、11]。

    2.1.2　空氣側控制方程

    空氣側換熱量計算采用NTU-ε方法:

    空氣側換熱系數采用Wang關聯式[12]。空氣側壓降采用Wang關聯式[12]。空氣參數基于ASHRAEHandbookData[13],制冷劑熱物理性質采用REFPROP源程序[14]。

    2. 2　模型驗證及研究對象

    為了驗證模型的準確性,本文采用Lee等人的冷凝器和試驗數據,以制冷劑R22和R407C為例,基于空調工況,采用該文獻相同結構參數的U型和Z型單回路冷凝器進行了驗證,結果表明冷凝器模擬值與實驗值相差在±10%內[8],如圖1所示。可見,本文建立的空調冷凝器分布參數模型具有一定的準確度。

    為了著重研究空調替代制冷劑在翅片管換熱器的流動和換熱性能,基于同一典型空調流路布置進行分析。換熱器流程布置如圖2所示,采用單回路U型和Z型,且換熱器幾何結構參數完全相同(見表1)。本文以U型單回路、天窗型翅片結構換熱器為研究對象進行分析;對于不同翅片形狀,只需更換程序對應結構參數,同樣可以迭代計算。由于本文分析基于換熱器單位面積換熱量進行研究,所以計算結果并不影響其在不同冷凝器結構、不同翅片形狀以下的結論[15]。

    不同制冷劑在制冷系統冷凝器內的約束條件如表2所示。在空調工況下,對于不同制冷劑,冷凝器進口溫度和壓力確定方法基于Casson[16]。

    冷凝器的進口壓力和溫度不僅會影響壓縮機的功率,而且反應了冷凝溫度;冷凝器的出口過冷度會影響冷量的大小,而且足夠的過冷度更是系統穩定運行的必要條件。因此把冷凝器的出口過冷度作為冷凝器模擬的收斂條件。

    3　結果及分析

    3. 1　空氣進口溫度對換熱器性能的影響圖3為不同制冷劑冷凝器單位面積換熱量隨迎面風溫的變化。雖然R290導熱系數較R407C優越,但是R407C壓降較R290大,所以相同壓降時R407C平均換熱溫差較R290大,且平均換熱系數基本持平,如圖6、7所示。R407C氣相比重較R32和R410A小,在相同流量下,導致氣相流速增加以至于氣液界面剪切力增加,傳熱得到強化,彌補了相對較小的液相導熱值與潛熱值。如圖6、7所示:隨著迎面風溫的增加,單位面積換熱量下降,冷凝器平均換熱溫差和平均換熱系數均下降,換熱惡化;R290具有較小的換熱溫差,較高的換熱系數,有利于減小不可逆損失。

    圖4為不同替代制冷劑質量流量隨迎面風溫的變化。

    隨著迎面風溫的增加,冷凝器單位面積換熱量降低,需要減少制冷劑質量流量來滿足冷凝器出口一定的過冷度。由于R410A和R407C潛熱值較R22基本持平,而單位面積換熱量較大,所以需要相對較高的循環質量流量。而R290和R32相對R22潛熱值較大,同時液相比重較小,有利于降低充灌量,對應循環流量較小。當迎面風溫為30℃時, R407C和R410A質量流量較R2質量流量高30%和8. 95%,R22質量流量較R3和R290高28. 81%和40. 57%。

    圖5為不同替代制冷劑壓降隨迎面風溫的變化。對于給定冷凝器出口過冷度,壓降與氣液相粘度比值和比重比值有關。R407C和R22粘度基本持平,但是循環質量流量較R22大,造成兩相流速和相面剪切力增加,從而壓降升高。R410A、R32和R290較R22有較小的粘度和循環質量流量,從而壓降較小。當迎面風溫為30℃時,R407C壓降較R22高47. 21%, R22壓降較R410A、R32、R290分別高25. 29%、48. 09%和25. 15%。

    3. 2　空氣進口風速對換熱器性能的影響

    圖8為不同替代制冷劑單位面積換熱量隨迎面風速的變化。當風速為1. 5m/s時,以R22換熱量為基準, R22單位面積換熱量分別較R32、R290、R410A和R407C小13. 96%、6. 20%、15.50%和44. 96%。當風速增加兩倍時,不同制冷劑平均換熱系數增加30%左右,而平均換熱溫差增加10%左右。平均換熱溫差較平均換熱系數變化緩慢,如圖11、12所示;在滿足換熱量的條件下,不同風速下,R290同樣具有較小的換熱溫差,較高的換熱系數,可以降低系統不可逆損失。

    圖9、10為不同替代制冷劑質量流量和總壓降隨迎面風速的變化。總壓降增加主要由于一方面空氣側壓降的增加;此外單位面積換熱量的增加造成制冷劑循環質量流量增加來滿足一定冷凝器出口的過冷度,制冷劑質量流量的增加造成兩相流速和相面剪切力提升,從而總的壓降增加。

    在一定的風速范圍內, R290循環質量流量分別較R22、R407C、R32和R410A平均小40%、60%、19%和47%左右。當迎面風速為3. 5 m/s時,R407C壓降較R22高91. 69%,R410A、R32和R290壓降較R22分別小11. 55%、39. 72%和19.63%。

    4　結語

    通過建立空調冷凝器分布參數模型,并對模型進行了驗證,分析了不同迎面風速和風溫下不同替代制冷劑的流動和換熱性能。研究表明:在一定的約束條件下,無論是增加迎面風速或風溫,R407C單位面積換熱量,但是壓降和質量流量最大,且環保性能差;R290和R32壓降和循環質量流量均小于R22;R410A雖然壓降較小,但循環流量大,且環保性能差。R290循環質量流量均較R22小40%以上,且較R22換熱溫差小,換熱系數高,換熱過程不可逆損失小。在滿足換熱量的條件下,R290在協調壓降與質量流量具有一定的優勢且滿足現行工質替代理念,可以作為現有空調制冷劑R22的環保型替代工質。雖然R290具有可燃性,但是隨著換熱器的微型化設計以及降低充灌量的研究,其在家用空調的應用前景值得看好。