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微通道换热器换热性能的模拟及实验对比研究

  • 作者:
  • 天津商业大学 天津市制冷技术重点实验室 陈华 段鼎立 赵松田
  • 发布时间:
  • 2019-07-02

天津商业大学 天津市制冷技术重点实验室   陈华  段鼎立  赵松田

【摘  要】微通道换热器在制冷系统中的使用具有很多优势。为探究微通道换热器的换热性能,采用Fluent数值模拟方法对微通道换热器的流场及温度场进行模拟分析,并通过实验验证模型准确性。结果表明,随迎面风速的增加,百叶窗翅片空气进出口压降增大,这与实验测试相符合,且随迎面风速的增大,空气出口温度、换热量及空气侧换热系数增大;随冷冻水进口温度的增加,空气出口温度增加,换热量、压降及空气侧换热系数减小。

【关键词】微通道换热器;Fluent数值模拟;换热量;空气侧换热系数

Abstract:Micro-channel heat exchanger has many advantages in the use of refrigeration system. In order to explore the heat transfer performance of micro-channel heat exchanger, the flow field and temperature field of micro-channel heat exchanger were simulated and analyzed by Fluent numerical simulation method, and the accuracy of the model was verified by experiments. The results show that with the increase of wind speed, the air side pressure drop of louver fin increased, which is consistent with the experimental test; and with the increase of wind speed , the air outlet temperature, quality of heat exchange and heat transfer coefficient increased; with the increase of inlet temperature of chilled water, outlet air temperature increased, quality of heat exchange, the air side pressure drop and heat transfer coefficient decreased.
Keywords:Micro-channel heat exchanger; Fluent numerical simulation; Quality of heat exchange; Air side heat transfer coefficient

0 前言

    微通道换热器与传统换热器相比具有以下优势[1~4] :(1)微通道换热器结构紧凑,体积小,节省材料;(2)其为全铝结构,铝合金配合涂层有效降低腐蚀,具有良好耐腐蚀性;(3)制冷剂充注量少,节省制冷剂;(4)微通道减小接触热阻,减小圆柱绕流,多通道换热,换热效率高;(5)微通道换热器通道直径减小,耐压能力提高;(6)空气侧阻力大大降低,减小了风扇尺寸和风机功率。与此同时,微通道换热器作为蒸发器使用的相关技术尚不成熟,微通道蒸发器在使用中存在诸多问题。

    Hee Joon Lee[5]等建立平行微通道蒸发器系统不稳定模型,并对其进行了实验验证。Andrea Luke[6]对三种不同型号的微通道的粗糙程度进行分析,得出D=0.45mm的微通道粗糙程度参数是D=0.8mm的两倍的结论。Paga Hrnjak[7]对微通道蒸发器内气液分离提出5方面改进方法,分别是:入口倾斜角度,双入口预分离,进口管直径,横截面形状以及垂直管位置。Ho-Won Byun[8]实验研究了R-410A型分布的二排四通道微通道蒸发器,质量流量由73kg •m-2 •s-1增加到143kg• m-2•  s-1,蒸发器换热效果由0.4升高到0.6。黄翔超[9]为了准确预测制冷剂两相分配不均影响下的微通道蒸发器压降,开发了新的微通道蒸发器压降模型。该模型适用于制冷剂在蒸发器进口为两相状态(进口干度小于0.45),制冷剂在集流管内质流密度小于764 kg/m2s的条件。模型的仿真结果能较好符合制冷剂在微通道蒸发器中的流量和温度分布趋势,并且与微通道蒸发器压降的试验数据误差小于 8%。丁国良[10]针对不同冷媒温度及空气露点温度,试验研究了微通道蒸发器的结霜性能。结果表明,在结露工况下,换热器压力损失和换热量绝对值变化不大,且在试验进行1h后基本稳定不变,在换热器背风面出现液体水不断疏出。

    本文对微通道换热器的换热性能进行模拟及实验对比探究,通过Fluent模拟以及建立微通道换热器换热性能实验台,不考虑制冷剂侧流量分配和换热的不均匀性,只考虑空气侧的影响因素。对比分析在不同风速及冷冻水供水温度条件下微通道换热器的换热性能,从而为进一步分析微通道换热器换热性能做出努力。

1 试验系统

    微通道换热器换热性能实验台包括:室内及室外环境模拟室、微通道换热器、移动冷源、变频风机、数据采集系统等。变频风机由室外侧向室内侧蒸发器送风,冷冻水由移动冷源提供,微通道换热器换热性能实验系统如图1所示,各相关设备及相应参数如表1所示。


    此系统采用百叶窗翅片叉流微通道换热器,该微通道换热器由集流管、扁管、百叶窗翅片、入口接头及出口接头组成,材质为铝制。其中,翅片以波纹形分布,在翅片侧壁设置两组缝隙,缝隙形式为百叶窗,翅片两侧翘起,并沿气流方向断裂,不断破坏各处边界层,阻止空气边界层发展,强化空气侧换热。同时,换热器的扁管内布置数十个水利直径小于1mm的截面为圆形的通道。结构如图2所示。

2 数值模拟

    2.1 物理模型

    由微通道换热器的结构特点及换热特性,对建立的物理模型进行简化。假设扁管间距相同,即可对一个单元体的性能进行分析。选取扁管间单元的一半作为计算区域,百叶窗翅片的计算区域及其结构参数如图3所示。中间剖面是对称边界条件,上、下面是周期性的边界条件,空气匀速流入进行换热,其结构及取值如表2所示。

    2.2 数学模型

    实验中干空气与水蒸气可视为理想气体,百叶窗翅片内空气流动边界层被严重破坏,扰动增加导致换热强化。翅片结构也是影响性能重要因素之一,计算性能参数应采用j因子和f因子。

    选用Chang and Wang[11-12]提出的关系式计算空气侧的传热因子j和摩擦因子f,然后通过j因子和f因子计算空气侧传热系数和压降。

1)传热因子j的表达式为:

j因子又可表示为:

可以得出ha的计算式如下:

式中:

ha  —空气侧换热系数,W/(m2•k);   
ρa——空气密度,kg/m3
Cpa  —空气定压比热容,1.005kJ/(kg•k);
λ —空气导热系数,W/(m•k)

2)摩擦因子f的表达式为:

f=f1•f2•f3    (4)

当150<ReLp<5000时:

可以得出压降的计算式如下:

式中:

    Dh,a  —换热器空气侧当量直径,mm;
    Ao —总换热表面积,m2
    Ac —最窄的流通面大小,m2;      
    uc —最窄截面处风速,m/s

    2.3 边界条件及计算方法

   边界条件可以假设如下: 1) 入口:速度为均匀来流, u = ua, , Tin = 常数;

    2)出口:边界条件设置为自由出流;

    3) 扁管为第1类边界条件Tw = 常数;

    4)扁管、翅片和空气间为耦合边界条件;

    5) 中间剖面为对称性边界;

    6) 上、下两个平面为周期性边界;

    本研究涉及的流动问题属于低速、不可压流体流动,因此选择求解方式为压力基求解。数值模拟中,计算模型为三维稳态层流不可压流动,算法采用PISO算法,对流项采用的差分格式为一阶迎风差分格式。计算收敛的标准为:连续性方程和动量方程,收敛系数为10-3,能量方程收敛系数是10-6

    2.4 流场分析

    图4和图5为不同迎面风速下百叶窗翅片速度分布及压力分布。如图,大部分空气从百叶窗之间穿过,剩余空气从翅片之间的微小缝隙穿过。因为百叶窗壁面的粘性,百叶窗壁面空气流速很小,而百叶窗之间空气流速很高,所以换热系数提高。其次,空气出口速度大于入口速度,且流速在百叶窗翅片的中间位置最大。

    从入口开始,百叶窗翅片空气侧压力沿流向逐渐降低,压力横向分布均匀,由边界层理论,百叶窗壁面附近的压力值小。随迎面风速的增加,百叶窗翅片空气侧整体平均流速及空气进出口压降均增大。

    2.5 温度场分析

    图6和7为不同迎面风速和冷冻水进口温度下百叶窗翅片的温度分布。如图所示,空气温度沿流动方向逐渐降低,在同一流进深度下,扁管处的空气温度最低,对称面的温度最高。迎面风速为1.0m/s时,前半段的温降为8.3℃,后半段的温降为3.2℃;迎面风速为1.5m/s时,前半段的温降为6.8℃,后半段的温降为3.0℃。可知,空气温度在前半段下降较快,故换热主要发生在前半部分。

3 实验数据分析

    3.1 迎面风速对换热性能的影响

    设定空气进口温度为35℃,相对湿度60%,冷冻水进口温度为5℃。实验测试不同迎面风速条件下,微通道换热器的换热性能,此时不考虑结露对于换热器换热性能的影响,如图8~图9所示。

    图8为空气出口温度及换热量随迎面风速的变化。如图所示,随迎面风速的增大,空气出口温度及换热量增加。迎面风速增加0.75m/s,空气出口温度增加15.8%,换热量增加22.6%。分析知:迎风面积不变,迎面风速增大,空气质量流量增大,一部分风量没有经过充分换热甚至没有换热就流过微通道换热器,故空气出口温度升高。迎面风速增大,空气侧百叶窗翅片壁面空气边界层扰动增强,使换热得以强化,进而增大空气侧换热系数,因此换热量增大。

    图9为压降及空气侧换热系数随迎面风速的变化。如图所示,随迎面风速的增大,压降及空气侧换热系数增大。迎面风速增加0.75m/s,压降增加203.6%,空气侧换热系数增加24.6%。分析知:迎面风速增大,空气流动阻力增大,因此空气侧压降的增大。

    3.2 冷冻水进口温度对换热性能的影响

    设定空气进口温度为35℃,相对湿度60%,迎面风速为1.5m/s。实验测试不同冷冻水进口温度条件下,微通道换热器的换热性能,此时重点考虑结露初期之前的换热器换热性能,如图10~图11所示。

    图10为空气出口温度及换热量随冷冻水进口温度的变化。如图所示,随冷冻水进口温度的增加,空气出口温度增加,换热量降低。冷冻水进口温度增加3℃,空气出口温度约升高2.7℃,换热量约降低7.2kW。分析知:冷冻水进口温度升高,蒸发器壁面平均温度升高,进口空气与换热器壁面温差降低,因此空气出口温度升高,换热量降低。

    图11为压降及空气侧换热系数随冷冻水进口温度的变化。如图所示,随冷冻水进口温度的增加,压降及空气侧换热系数减小。冷冻水进口温度增加3℃,压降约减小15.9Pa,降幅为22.8%,空气侧换热系数约减小6.5W/m-2•K-1,降幅为7.5%。分析知:冷冻水进口温度升高,空气侧结露速率降低,蒸发器表面凝水量减少,流动阻力减小,相变对强化换热的作用削弱,因此,压降减小,空气侧换热系数降低。

4 结论

    对微通道换热器换热性能进行模拟及实验分析,得到以下结论:

    (1)随迎面风速的增加,百叶窗翅片空气侧整体平均流速及空气进出口压降均增大。空气温度沿流动方向逐渐降低,在同一流进深度的情况下,靠近扁管处的空气温度最低,而对称面的温度最高,且空气温度在前半段下降较快,因此换热主要发生在前半部分。

    (2)随迎面风速的增大,空气出口温度、压降、空气侧换热系数及换热量都增加。迎面风速增加0.75m/s,空气出口温度增加15.8%,压降增加203.6%,空气侧换热系数增加24.6%,换热量增加22.6%。

    (3)随冷冻水进口温度的增加,空气出口温度不断增加,压降、空气侧换热系数及换热量都降低。冷冻水进口温度增加3℃,空气出口温度约升高2.7℃,压降约减小15.9Pa,空气侧换热系数约减小6.5W/m-2•K-1,换热量约降低7.2kW。

参考文献

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    备注:本文收录于《建筑环境与能源》2018年10月刊总第15期(第21届暖通空调制冷学术年会文集)。

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